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UNIVERSIDAD AUTONOMA METROPOLITANA UNIDAD IZATAPALAPA
'DIVISION DE CIENCIAS BASICAS E INGENIERIA
'LICENCIATURA EN INGENIERIA EN ENERGIA
BALANCE TERMODINAhlICO DE CICLOS DE REFRIGER4CION REGENERATIVOS POR COhIPRESION DE VAPOR
SEMINARIO DE PROYECTOS I Y I1
ALLJR/INO: ;/GIL ARTURO VIVAR VIVAR
PROFESOR: M. C. RAUL LUG0 LEYTE
. ,
DEPARTAMENTO DE INGENIERIA DE PROCESOS E HIDRAULICA AREA DE INGENIERA
EN RECURSOS ENERGETICOS
TRIMESTRE 08-0
Casa abierta al tiempo
UNIVERSIDAD AUTONOMA METROPOLITANA
México, D.F. a 28 de Marzo del 2001
A QUIEN CORRESPONDA
Por medio de la presente se hace constar que el alumno Gil Arturo Vivar Vivar, estudiante de la carrera de Ingeniería en Energía de la Universidad Autónoma Metropolitana- Iztapalapa ha realizado satisfactoriamente su proyecto terminal con el título " Balance Termidinámico de Ciclos de Refrigeración Regenerativos por Compresión de Vapor", bajo la asesoría del M. en C. Rad Lug0 Leyte.
Una copia del reporte final del proyecto ha sido entregada a la coordinación de la carrera así como al sistema bibliotecario de la unidad. Si mayor información sobre dicho reporte es requerida, me pongo a su disposición para suministrarla a la brevedad .
Coordinador de la Lic. en Ingeniería en Energía Depto. de Ingeniería de procesos e Hidráulica UAM-Iztapalapa. Tel. 58-04-46-44. Fax: 58-04-49-00 e-mail: [email protected]
UNIDAD IZTAPALAPA Ave. Michoacán y La Purísima, Iztapalapa, 09340, México, D. F., Fax (525)- 724-4900, Te1 (525)-724-4644
Objetivo:
2 2 5 9 3 8 El objetivo es hacer un análisis energético y exergético a diferentes sistemas de refhgeración
por compresión de vapor regenerativos con dos etapas de compresión. Así mismo se hace un
programa de computo que permite simular a los sistemas de refhgeración regenerativos.
Finalmente se comparan los resultados obtenidos.
NOMENCLATUR4
COP
E
h,
I
m
m
P
P
(1
coeficiente de operación; [-I, energía; [HI, entalpía específica; [kJikg],
irreversibilidad; [kW],
fracción de masa; [-I,
flujo masico; [kgs],
presión; [bar],
potencia; [kv, calor por unidad de masa; [kJ;.Frg],
. ' !; ?' 1 r, *;
1 .,,hi _" . $& i . . ' . , ic- L $ J p I ' < ! ,"+t.; , ' * j ., L. ,
clo efecto refrigerante; [kJkg],
o flujo de calor; [kv, o:, carga térmica; [kv, S entropía específica; [kJkg K], .T temperatura; ["C ó K], - t tiempo; [ S ] ,
U energía interna específica; [kJAg],
V volumen especifico; [m3/kgl,
V volumen; [m'],
. I . .
W trabajo por unidad de masa; [kJlkg],
x calidad de la mezcla líquido vapor; [-I, Z altura; [m].
Letras griegas
&
Er . Q
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Subindices 7'
dre
X T
BP
C
c-XLE
cond
. sizlp
I'
FE
u
h e v
i = 1,...9
incremento = valor final - valor inicial,
exergía especifica: [kJ/kg],
exergía; [kW],
flujo de exergía térmica; Kw],
eficiencia; [-I, eficiencia isoentrópica del compresor; [-I, eficiencia volmétrica; [-I, sumatoria.
ambiente,
alrededores,
adiabático,
alta presión,
aisladp,
baja presión,
referene al sistema combinado,
compresor motor eléctrico,
condensador,
referente al evaporador,
líquido saturado,
fluido de enfriamiento,
vapor saturado,
irreversible,
referente al estado en que se encuentre el fluido,
intercambiador de calor,
referente máximo trabajo teórico,
referente al trabajo total de entrada,
propiedad en el estado estándar,
reversible,
referente al COP del refrigerador,
referente al COP del refrigerador de Carnot,
isoentrópico,
saturado,
sistema,
total,
válvula,
un punto sobre un símbolo indica variación con respecto al tiempo.
lngeniena cn Enerqla Indice
INDICE
Pá.,..
1.
1.1
1.2
1.3
1.4
&. 3
2.1 I.- 3 3
2.3
2.4
2.5
2.6
2.7
2.5
2.9
2.10
2.1 1
2.12
- 2.13
1 3.
3.1
INTRODUCCION
ESTADO DEL ARTE
Nacimiento del frío artificial
Evolución de las aplicaciones del frío
Evolución de las técnicas
Evolución de los materiales
PRINCIPIOS FUNDAMENTALES DE LOS CICLOS DE
REFRIGERACION POR COMPRESION DE VAPOR Carga térmica o de calor
Unidades de capacidad refngerante
El ciclo de rehgeración o inverso de Carnot
Coeficiente de operación
Condiciones para un coeficiente de operación óptimo
Modificaciones importantes del ciclo de Carnot, un proceso
real de refrigeración
Refrigerantes
El ciclo ideal de refrigeración simple por compresión de, vapor
Elección entre un sistema de ciclo simple de refriseración y un
sistema de ciclo de rehgeración de dos etapas
Desrecalentamiento entre etapas
Expansión escalonada
Elección de la presiGn intermedia
Subenfriamiento del refrigerante
DESCRIPCION DE LOS CICLOS DE REFRIGERACION POR
COMPRESION DE VAPOR DE DOS ETAPAS
Sistemas de refrigeración por compresión de vapor en dos etapas
con enfriamiento regenerativo
10
10
10
11
12
13
14
17
20
23
24
25
27
25
30
30
Ingeniería en Energia Indice
3.2
3.3
3.1
4.
4.1
4.2
4.3 4.4
4.5
4.6
- . 5
5.1
5.2
5.3
5.4 5.5
5.6
. . 5.7
6 .
6.1
6.2 6.3
lntercambiador de calor en el ciclo de refhgeración
por compresión de vapor en dos etapas
Sistema de refrigeración por compresión de vapor en dos etapas
con inyección parcial
Sistemas de refrigeración por compresión de vapor en dos etapas
con inyección total
ANALISIS ENERGETIC0 Balance energético para sistemas abiertos en régimen estacionario
Propiedades termodinámicas de cada estado de los ciclos
de refrigeración
Parámetros de cálculo en un ciclo de refhgeración
Simulación y presentación de resultados de los ciclos de
refrigeración por compresión de vapor utilizando los
refrigerantes HFC-134a y Freón 12
Comparación energética entre los refrigerantes R- 12 y
R-134a en los sistemas de refrigeración
Análisis de resultados
EXERGIA
Procesos reversibles e irreversibies
Desigualdad de Clausius
Definición de entropía
El principio de incremento de la entropía
Formas de energía
E1 concepto de exergía
Balance de esergía para sistemas cerrados
ANALSIS EXERGETICO
Evaluación de irreversibilidades en sistemas de refrigeración
Eficiencia exergética
Irreversibilidades de los ciclos de refrigeración por compresión
33
38
40
46
46
52
56
59
74
80
85
86
SS
88
90
95
96
99
103
I o4
109
Innenieria en Enereia hdice
de vapor con HFC- 1% y R- 12
6.4 Análisis de resultados
6.5 Representación gráfica de los balances exergéticos
CONCLUSIONES
APENDICE 1
BIBLIOGRAFIA
110
118
120
126
128
141
La necesidad del hombre por obtener bajas temperaturas para SU propio bienestar y confort,
o bien como auxiliar de operación en algunos procedimientos industriales, lo ha llevado a la
realización de diferentes ciclos de refrigeración.
La industria de la refrigeración y del aire acondicionado se extiende considerablemente y
encuentra en la vida moderna, mayores y más importantes aplicaciones tecnológicas.
Antiguamente el hielo natural, o el de fabricación industrial era el úrico medio de
refrigeración, así la capacidad de enfriamiento estaba estrechamente relacionada con el calor
latente de fusión del hielo, confinándose el uso del mismo, a las actividades domésticas y
farmacéuticas o bien, al de las antiguas cámaras frigorificas de gran capacidad para la
conservación intensiva de carnes y hortalizas. Hoy en día la refrigeración es' de importancia
vital en la producción, conservación y distribución de alimentos y medicamentos de uso
delicado, así como para la realización de innumerables y más sofisticados procesos
industriales.
En muchas aplicaciones de refrigeración, se tiene la necesidad de obtener un foco frío a
temperatura muy baja donde el sistema de compresión simple, no es adecuado en este tipo de
instalaciones ya que aumentaria el consumo de trabajo en el ciclo, disminuyendo el coeficiente
de operación del ciclo. Por esto. el conocimiento dz los sistemas de refrigeración por
compresión de vapor con dos etapas viene a ser de gran importancia, pues dsspués de años de
indiferencia, se ha comprendido el interés y la rentabilidad que se deriva de economizar
energía.
En este trabajo se analizan varios ciclos de refrigeracibn por compresión de vapor en dos
. etapas con interenfriamiento, en alarnos de estos ciclos se tiene el efecto de subenfiiamiento
el cuai se realiza por medio de intercambiadores de calor
En el Capítulo 1 se ilustra la evolución que a tenido la refrigeración desde su nacimiento
hasta la época actual, refiriindose a sus aplicaciones y ticnicas, hace mención del papei tan
importante que juega esta ir,dustria en el mundo.
Inzenieria en Enerela 1nrroJuc::on
En el capítulo 2 se describen las bases y los principios fundamentales de la refrigeración
por compresión de vapor en una y dos etapas, también se dan a conocer las propiedades de los
refhgerantes los cuales juegan un papel importante en la refrigeración.
En el capitulo 3 se muestra la descripción de nueve ciclos de rehgeración por compresión
de vapor en dos etapas, para ilustrar estos ciclos, se muestran tanto los diagramas
esquemáticos como los diagramas presión-entalpía y temperatura-entropía para cada uno.
En el capítulo 4 se hace un análisis
compresión de vapor con regeneración
por medio de un programa de computo
ciclos.
energético para los nueve ciclos de refrigeración por
y subenfriamiento basado en los resultados obtenidos
en el que se hace la simulación de cada uno de estos
En el capítulo 5 debido a que las plantas de refrigeración como ciclos consumidores de
energía ofrecen oportunidades para mejorar su operación y funcionamiento, se hace un análisis
exergético, el cual permite reconocer en una instalación aquellos equipos o procesos en los
que existen irreversibilidades, es decir, desaprovechamiento de la capacidad de realizar trabajo
útil. Este análisis permite descubrir en donde existe la posibilidad de efectuar una mejora en
el equipo de refrigeración. El procedimiento básico consiste en aplicar la primera y segunda
ley de la tsrmodinámica para determinar un límite superior de la cantidad de potencia que
puede obtenerse del dispositivo, una vez evaluados los estados de entrada y salida de cada
equipo.
En este análisis termodinámico, se hace una comparación del comportamiento energético de
los diferentes sistemas de refrigeración usando los refrigerantes R-12 (CFC - 12) y el R-l;la
. (HFC - 134aj. Debido a que la producción del clorofluorocarbono (R-12) se está reduciendo
cada vez más y la eliminación del mismo está cada vez más cerca, además, que el R - l ? l a
ofrece efectos ambientales mejorados con un porcentaje de agotamiento de Ozono de cero y
un potencial de calentamiento de la tierra significativamente más bajo.
ingenler1a m Enerela ZjLLGd LC! . -iA7c
CAPrnZO I
ESTADO DEL ARTE
Es interesante ver como una industria, que nació hace poco mas de un siglo, con la ímica
finalidad de enfriar, a podido llegar a ser la auxiliar de tanta otras industrias y comercios
transformando la vida social de millones de seres hasta el punto que se puede hablar con
sentido propio de las conquistas del frio.
1.1 XACIiMIENTO DEL FFUO ARTIFICIAL
El hombre, desde su aparición sobre la tierra, debió comprobar que sus alimentos se
conservaban mejor en invierno que en verano, y lógicamente pensó que, si pudiese obtener en
forma artificial en verano, las temperaturas invemales, la conservación de los alimentos se
lograría en las mismas concficiones que en invierno.
No se tiene la idea precisa de cuando el hombre comenzó la extracción durante el imierno
del hielo natural para conservarlo, y utilizarlo después a fin de evitar la alteración de los
* alimentos. Lo que se puede afirmar es que, en la Roma antigua, la conservación del hielo era
norma corriente, y que, guardado en gutas y cavernas, senia después, llegado el momento,
para la conservación de los alimentos. Esta práctica se extendió gradualmente a muchos otros
países a lo largo de los siglos, así fue que el hombre, por caminos evolutivos naturales, se vio
paulatinamente encaminado hacia la fabricación artificial del i-ueio.
En 1862, en la exposición universal de Londres, Fernando Carré maravilló a los visitantes
extrayendo enormes bloques de hielo de una máquina de dimensiones imponentes. Y lo que
. asombró más al público fue que Carre, utilizando una máquina de absorción, produjese frio
rracias al calor.
Esta primer máquina de Cané destinada a usos industriales, fue la base para construir una
similar portátil que pemitió mejorar el confort doméstico de sus contemporáneos. Algunos
Inseniería en Energía Esrado del .Arte
años después en 1866, Edmond Cané, hermano del anterior, llegó a realizar otro aparato que
permitía enfriar las Sarrafas de a,w y de vino.
Pocos años después, Carlos Tellier después de haber puesto en marcha su procedimiento
para la fabricación industrial del hielo, construyó el primer armario conservador. Siguiendo
sus estudios para la conservación de la carne, logró en 1874 despertar el interés de la
Academia de Ciencias sobre sus cxperimentos para dicha conservación.
En esa época un sabio ilustre, afirmó a Tellier que podría conservar una res en su
establecimiento de Auteuil, pero le hizo un desafio, hacer pasar el océano una simple pierna
de cordero, Tellier aceptó; compró un barco y lo transformó instalando a bordo dos máquinas
de compresión mecánica de su fabricación, empleando éter metílico, de 4000 fiigorías cada
una, y de las correspondientes cámaras frigoríficas. Se proponía transportar came fresca dssde
Francia hasta América del Sur, y después conducirla desde Amirica del Sur a Francia.
El 20 de septiembre de 1876, Tellier zarpó de Roven con dos reses, dos carneros, dos vacas,
un tocino y cincuenta aves. Cien días más tarde Tellier desembarcaba en Buenos Aires con su
carga en perfecto estado. Siguiendo con la se,wda prueba, atravesó de nuevo el Atlántico
para llegar a su pucto de partida, con su carga también en busn estado. Diez años más tarde,
Ferdinand Cané transportó desde América del Sur a Francia, 80 toneladas de carne congelada
a -30 "C; el mantenimiento de la temperatura en las cámaras se obtuvo esta vez con máquinas
frigoríficas de absorción.
. . Estas demostraciones tan definitivas fueron el origen de un movimiento considerable de
came entre América y Europa, poniendo más aún en evidencia que el frío artificial servía para
otra cosa que solamente producir hielo artificial.
1.2 EVOLUCION DE LAS APLICACIONES DEL FRIO
Con estas bases el frío se lanzó a la conquista de l a s industrias de alimentación.
Primeramente fue la conservación de los productos de carne y vegetales, así como tambiin de
la pesca para aumentar después el tiempo de conservación, llegando, en una nueva etapa, a la
congelación lenta, y más adelante, a medida que continuaba la investigación, a la aceleración
de la congelación reduciendo la temperatura de los tímeles de congelación, llegando
actualmente a la supercongelación.
En el campo de las bebidas, el frio interviene en su fabricación (cerveza y bebidas
carbónicas), en su calificación (vinos y sidras) así también como en la conservación de vinos
en alcohol. Junto con la conquista de las industrias alimenticias, el frío se introdujo en las
industrias metalúrgicas, mecánicas, químicas y atómicas, donde sus aplicaciones son
innumerables; van actualmente desde las operaciones de ensamblaje mecánico, donde el
montaje en frio a reemplazado con ventaja el montaje en caliente, hasta la fabricación
industrial de oxígeno líquido (1500 toneladas por día) para las industrias metalúrgicas,
pasando por las industrias químicas y petroquímicas y particularmente la licuefacción de
cloro, el rectificado de etileno utilizado en la fabricación de materiales plásticos, la
licuefacción de gas natural para su transporte, etc.
La ingeriería civil utiliza también el frio artificial, bien para enfriar el hormigón en su
colocación, especialmente en la construcción de vallas y empalizadas, para congelar los suelos
acuáticos en los que, de esta forma, puede trabajarse como si se tratará de una roca sólida. La
primera aplicación mudia l de esta tkcnica se remonta a 1880. El ingeniero alemán H. Portsch
empleó este procedimiento en el Ruhr para forrar los pozos de las minas en los terrenos
acuosos. Esta técnica se utilizó en Francia a partir de 1908 para colocar a fondo la caja
metálica que constituía una de la parte de la estación del metro de Saint-Michael, en Pais, en
terrenos acuíferos a orillas del Sena.
Bajo el punto de vista del aconhcionamiento del aire, en el confort industrial o humano, el
frío es el auxiliar indispensable a todas estas realizaciones, si se trata de potencias enormes
. (varios millones de fngorías/hora) destinadas a inmuebles y grupos de inmuebles de uso
colectivo, o bien, de potencias pequeñas como las que se requieren en los acondicionadores
individuales.
En el campo de la medicina, el frío interviene directamente para la invernación artificial y la
criocirugía, la conservación de plasma sanguíneo, y de medicamentos en los que el fno es
Ingeniería en Energía Estado del . u e
agente primordial, bien para aseaguar la conservación de los productos empleados (productos
opoterápicos) antes de su utilización, o para intervenir &rectamente en la etapa de fabricación
(deshidratación de vacunas en el vacío), y también para el desmoldeo de productos basándose
en cacao. La congelación y conservación de los sémenes de animales destinados a la
inseminación artificial, aunque esta especialidad se concrete en la técnica veterinaria.
En los laboratorios de ensayo y de investigación, el frio, unido a la técnica del vacío permite
conseguir las condiciones que se encuentran fuera en el espacio, dentro de las cabinas de
simulación especial y poder así estudiar el comportamiento de los metales, de los materiales
elaborados y otros, en las condiciones en que estos elementos pueden Ilegar a utilizarse. Y
finalmente, analizar el comportamiento de la materia en la vecindad del cero absoluto lo que
ha permitido, de forma particular, descubrir la superconductividad de los metales.
En la industria del transporte, bien sea por vía terrestre, marítima o aérea, el fiío ase,wa el
mantenimiento de los artículos a la temperatura deseada para su transporte, a grandes o cortas
distancias, en el aprovisionamiento de productos congelados a los diferentes puntos de venta,
partiendo de un almacén de dstnbución general y también para la venta ambulante de
alimentos frescos en las zonas rurales.
Los problemas económicos actuales afectados por el coste de la energía, han dado un nuevo
impdso a las bombas de calor favoreciendo la instalación de numerosos sistemas de
recuperación de caIor que contribuyen a economizar energía, teniendo en cuenta la constante
evolución de su precio de coste.
1.3 EVOLUCION DE LAS TECNTCAS
. , Desde el punto de vista industria1;el fiío se produce casi siempre por la evaporación de un
líquido cuyos vapores deben condensarse a temperatura ambiente bajo una presión compatible
con el tipo de material utilizado.
Los pioneros de la industria frigorífica se basaron en la comprensión mecánica para obtener
la producción de frío, pero ante el peligro que presentaba el fluido entonces utilizado (éter
Ineenieria en Enerpia Estado del . A c
etílico) cambiaron de técnica empleando una composición binaria CUYO componente mas
volátil se liberaba a alta presión por calentamiento de la solución, condensándose después y
evaporándose; los vapores producidos en esta evaporación se absorbían por la solución
empobrecida y enfriada; la solución de esta forma enriquecida se calentaba de nuevo p o r
desgasado. Este era el sistema de absorción empleado por C m é en su primera máquina de
hielo, que utilizaba el par binario agua-amoníaco. Tellier volvió a dar vida a las máquinas de
compresión empleando como fluido frigorífico el éter metílico, mucho menos peligroso que el
éter etílico; el empleo del amoniaco por Linde, del cloruro de metilo p o r Douane y Vincent,
del anhídndo sulfuroso por Pictet, y finalmente, del anhídndo carbónico p o r Linde,
parecieron dar la supremacía a las máquinas de compresión mecánica.
Las máquinas de absorción de agua-amoníaco no fueron nunca abandonadas y continuaron
utilizándose cuando se disponía de vapor a baja presión procedente de la utilización primaria
del vapor para otras necesidades; lo mismo ocurrió con las máquinas de eyección de vapor de
agua.
Actualmente, las máquinas de absorción emplean el par binario agua-bromuro de litio y
ocupan un lugar muy importante en las instalaciones de acondicionamiento de aire de
potencias muy grandes, en las que compiten, reemplazándolas en algunas ocasiones, con las
instalaciones basadas en compresores centrífugos.
El empleo de la fórmula de energía total sólo puede favorecer su desarrollo. La evolución de
las técnicas no se ha conseguido únicamente a nivel del principio de producción de frío, sino
también a nivel del proceso de condensación. La creciente escasez y el coste elevado del agua
industrial a obligado a buscar, por todos los medios posibles, su economía. De esta forma han
aparecido sucesivamente los condensadores atmosfkricos, las torres de enfriamiento de agua,
. los condensadores de evaporación forzada y tinalmente la instalación de condensadores de
aire en máquinas de muchos millones de frigorías:’hora (central frigorífica de Orly, con un3
potencia de 12.9 millones de frigoríafiora).
1.4 EVOLUCION DE LOS M4TERULES
Por una parte la obtención de la máxima potencia frigorífica con un volumen mínimo, y la
seguridad de funcionamiento, por otra parte, han motivado una evolución constante de los
materiales utilizados para la producción de frío. En el primer punto se ha conseguido reducir
considerablemente el tamaño y peso de las máquinas. A los primeros compresores
horizontales monocilíndncos con volantes enormes (de 3 a 4 metros de diámetro) girando
entre 60 y 100 rpm, sucedieron los compresores verticales multicilíndncos, primero de c a e r
abierto, y después de cárter cerrado. La disminución de las masas en movimiento, merced a la
utilización de aleaciones liseras, permitió resolver el accionamiento directo de los
compresores que actualmente giran, con deslizamiento incluido, a 1500 y aun a 1800 rpm de
acuerdo con la frecuencia de la comente de alimentación (los compresores herméticos para
armarios domésticos giran a 3000 rpm) [ref 71.
Dos cifras permiten ilustrar de manera clara esta evolución: se trata de los datos facilitados'
por un constructor francés para dos máquinas de la misma producción fngorífica en las
mismas condiciones de marcha: 300000 frigorías/hora. En 1900, el compresor pesaba 46000
kg; en 1970 pesó menos de 1500 kg. En los compresores centrífugos, más recientes en la
* industria frigorífica que los compresores de pistón, se ha seguido la misma evolución.
Finalmente, no olvidemos mencionar los compresores de tomillo o helicoidales que,
cronológicamente, que son en verdad las máquinas más recientes utilizadas para comprimir
fluidos.
La obtención del segundo punto ha trastornado la concepción de los materiales y de las
instalaciones creando nuevos fluidos y materiales. La primera realización revolucionaría fue la
. máquina hermética dei abate Audiffren, en 1908. La puesta a punto de los fluidos
clorofluorados y l a generalización d i la comente alterna permitió la construcción de wmupos
herméticos y hermético-accesible, que de pequeña potencia al principio, alcanzan ahora cerca
de 30000 frigoríashora en los grupos herméticos, y 500000 en los grupos hermético-
accesibles, suprimiendo de esta forma el riesgo de fugas a la salida del eje a través del cárter,
para estas potencias. La realización de circuitos frigorificos enteramente sellados para los
[neenier~a en Enerzia Eaado del . w e
m a n o s domésticos y comerciales de pequeña potencia, así como tambikn para los
acondicionamientos de aire individuales, elimina todo riesgo de hgas en el conjunto de la
instalación.
ingeniería en Energia Principios Fundamentales de los Ciclos de Rellgeraclon
Básicamente el proceso de refrigeración consiste en obtener una temperatura más baja que
la del medio ambiente. En cualquier sistema práctico de refrigeración, el mantenimiento de la
baja temperatura requiere fundamentalmente, la extracción continúa de calor del cuerpo a
refrigerar que se encuentra a baja temperatura, y la cesión de éste al medio circundante que se
mantiene a una temperatura más alta.
2.1 CARGA TERMICA O DE CALOR ~.
La rapidez con que debe retirarse el calor del espacio refhgerado o material enfnado para
producir y mantener las condiciones de temperatura deseadas, se denomina "carga térmica o ,*.
de calor". En la mayoría de las aplicaciones industriales y domésticas, la carga total de calor
en el equipo de rehgeración, es la suma del calor externo que se introduce al espacio
refrigerado a través de las paredes aisladas, espacios libres, etc., y el calor que debe retirarse A. ' .
, , ~ ,m ,
'*I
. del mismo con el objeto de reducir la temperatura de iste a las condiciones de confort o :.' r , p,,: '._
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conservación necesarias. ? '1
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7 : :.! 2.2 UNIDADES DE CAPACIDAD REFRIGERANTE ..
- 1 r
''1 r-2 , , q .
La especificación de los sistemas de refrigeración usualmente se da con base . en las
toneladas de refrigeracidn que absorbe la unidad operando en las condiciones de diseño.
Técnicamente se refiere a la tonelada amiricana (2000 lb = 907.2 kg). Una tonelada de
refrigeración, es muy aproximadamente el efecto rehgerante o intercambio calorífico
equivalente. a1 obtenido por fusión de 1 tonelada de hielo que tiene un calor latente de fusión
de 80 kcal/kg a 0°C. Por definición se tiene
(907:2kg)(80kcd/ kg) = 72576kcul
Con frecuencia la tonelada américana de refhgeración, se considera como una velocidad
refrigerante con base al día (24 hr) de tal manera que
(72576kca1)(24hr) = 3024kcaI/ hr = 50.4kcaIl min = 21 1WI min
I
2.3 EL CICLO DE REFRIGERACION O INVERSO DE CARiVOT
En la Figura 2.1 se muestra el diagrama de una máquina térmica de Carnot invertido que
opera como refrigerador. La cantidad de calor QB se transfiere reversiblemente desde una
fuente a temperatura baja TB, hacia el motor térmico invertido. Este idtimo opera a través de
un ciclo durante el cual se suministra trabajo neto W,,,, al motor y la cantidad de calor Q A se
transfiere en forma reversible a un sumidero a temperatura alta T A .
cíclica W",,,
I I a l b
ENTROPIA
Figura 2.1 (a) Esquema de una máquina térmica de Carnot invertida.
(b) Diagrama temperatura-entropía del ciclo.
El ciclo de Carnot representa la máxima eficiencia posible de una máquina frigorífica
intercambiando entre dos temperaturas, y consta de las transformaciones reversibles
esquematizadas en el diagrama Temperatura-Entropía de la Figura 2. I-b.
Ingeniería en Energía PnnciDios Fundamentales de los Ciclos de Refiigeracion
Proceso 2-3; se produce la condensación completa de vapor, mediante la cesión reversible de
calor a presión constante.
Proceso 3-4; la transformación seguida es una expansión isoentrópica desde el punto líquido
saturado (3) hasta la presión correspondiente a la temperatura de evapóración, produciéndose
COR ello una mezcla de vapor-líquido (vapor húmedo, 4) y una cierta cantidad de energía
cedida por el sistema.
Proceso 4-1; se produce la vaporización parcial del líquido presente en el estado “4”, siendo
esta una transformación a presión y temperatura constantes, que permite el -cierre del ciclo .
La absorción del calor del foco frio en el proceso 4-1 , es la operación de refkgeración
propiamente dicha, conocida como efecto refrigerante, y por tanto el único efecto útil del
ciclo. Los demás procesos desempeñan la misión de hacer factible tkcnicamente, el transporte
de energía desde un foco frio a baja temperatura (espacio por refñgerar) hasta otro foco a
temperatura mayor (medio ambiente).
Sin embargo, la imposibilidad real de todo proceso timicamente reversible impide que el
ciclo inverso.de Carnot. (que-es- el de mayor’eficiencia) pueda lle’varse a efecto en la práctica,
sirviendo no obstante, como guía conveniente en propósitos de diseño para fijar las
temperaturas que deberían mantenerse, con el fin de obtener la mayor eficiencia.
. .2 .4 COEFICIENTE DE OPERACJON O COEFICIENTE REFRIGEMCION
Para poder determinar el grado de eficiencia del funcionamiento de un sistema de
rehgeración, se define un término que evalue numéricamente su efectividad refhgerante, con
base a la refrigeración útil y al trabajo neto del ciclo; dicho valor se denomina coeficiente de
operación y se expresa por la relación.
inceniena en Enerzia Princbios Fundamentales de los Ciclos de Refrineracion
COP = - . QE FY,m
(2.1)
2 2 5 9 3 8 Siendo QB el calor suministrado al sistema por refhgerar, o sea, la refngeración útil y W,,,,
el trabajo neto de1 ciclo.
2.5 CONDICIONES PARA UN COEFICIENTE DE OPERACION OBTmfO
Es deseable dsponer del mejor coeficiente de funcionamiento posible, puesto que esto
indica que una remoción de calor o refrigeración dada, necesita para su operación, el menor
trabajo, w, realizado contra el sistema operativo según lo expresa la relación anterior.
I ENTROPIA
Figura 2.2 Refrigeración uti1 y trabajo neto del ciclo de Carnot representados
por las Breas en 21 diagrama temperatura-entropía.
El calor en todo proceso reversible, considerando valores específicos 'de la entropía, tiene
por valor:
I
Las k e a s por debajo de la línea de un proceso reversible en el plano Temperatura-entropía,
representan por Io tanto, la energía en.fonna de calor que interviene en el proceso. Las áreas
de la Figura 2.3 representan el equildente en calor del trabajo neto suministrado y la cantidad
de refrigeración obtenida con el mismo. La refrigeración útil es el calor absorbido en el
proceso isotérmico 4-1, representado por el área que se encuentra debajo de la propia línea de
del proceso 4-1. El área por debajo de la línea 2-3 representa el calor cedido en el ciclo. La
diferencia entre el calor cedido y el calor absorbido en el ciclo, representa el equivalente
Ingenieria en Enerela Pnnc1olos Fundarnenralej de 10s C I C ~ O S GZ i3erilgerac:on
.~
calorífico del trabajo neto, W,,,, O sea el área 1-3-34. Por lo tanto una expresión de entropía
equivalente del COP es
(2.3)
El coeficiente de funcionamiento del ciclo de Carnot es únicamente función de los límites
de temperatura, y puede variar desde O hasta infinito. Si TA es pequeño, el COP aumentará; si
T g es mayor aumentará el numerador y disminuirá el denominador con lo que por ambos lados
aumentará e1 coeficiente de operación. Por consiguiente, el valor de TB tiene un efecto más
pronunciado sobre el coeficiente de operación que TA.
Con Io que se ha explicado podría formarse un concepto erróneo que consistiría en
suponer que puede tenerse un control completo sobre Tg y TA. Si esto fbera posible, Tg podía
hacerse igual a TA, con lo cual se conseguiría un COP infinito.
Los límites de temperatura vienen impuestos por el sistema de refrigeración adoptado. Por lo
tanto TA no puede ser menor que la temperatura del ambiente a la cual se expulsa el calor, y
T g no puede ser mayor que la temperatura de la región fiía de la que se extrae el calor.
2.6 3lODIFIC.4CIONES 131PORTA4NTES DEL CICLO DE CARYOT, EN UN
PROCESO REAL DE REFRIGER4CION
Por consideraciones prácticas, es necesario llevar a cabo algunas modificaciones del ciclo
ideal de Carnot. Estos cambios se efectúan en el proceso de compresión 1-2 y el de expansión
3-4 que se presentan en las Figuras 2.3 y 2.4.
2.6.1 Compresión húmeda
Consideremos el proceso de compresión 1-2 de la Figura 2.3, se llama compresión húmeda,
cuando el proceso completo tiene lugar en la zona de dos fases en presencia de pequeñas gotas
(nocivas para el funcionamiento del compresor, dando lugar a desperfectos materiales).
Insenieria en Energia Principios Fundamentales de los Ciclos de Refiiioeracion
Aunque el estado final de la compresión, señalado en el punto 2 de la Figura 2.3,
corresponde a vapor saturado seco, esto no sucede en la realidad debido a que, durante la
compresión las pequeñas gotas de líquido se vaporizan según un proceso de transferencia de
calor que requiere cierto tiempo para su realización completa.
I
Los compresores de alta velocidad, son especialmente vulnerables a ciertas avenas
originadas por líquidos residuales que no pueden eliminarse debido al corto tiempo disponible
para tal efecto, en el funcionamiento de la propia máquina para una transferencia de calor más completa. Por ejemplo en un compresor que gire a 1800 rpm la compresión se realiza en 11’60
seg, insuficiente para la eliminación total de la humedad del refrigerante, de tal manera que al
final de la compresión, el punto 2, sobre la línea de vapor saturado, representa Úmcamente las
condiciones medias de vapor sobrecaieritado 9 líquido.
Otro posible peligro de la compresión húmeda, reside en el hecho de que las pequeñas gotas
de líquido pueden arrastrar el aceite de lubricación de las paredes del cilindro acelerando su
desgaste.
2.6,2 Compresión seca
La compresión seca se realiza en completa ausencia de humedad, y esto ocurre cuando el
refrigerante que entra en el compresor es vapor saturado seco como se muestra en l a Figura
2.4
T
Fi,yra 2.4 Ciclo de rehgeración de Carnot utilizando compresión seca en el diagram
temperatura-entropía.
Con la Compresión seca el ciclo de rehgeración pierde la forma rectangular de Carnot &i?o
a que la temperatura del estado 2 de la Figura 2.4, que es superior a la t e m p e r m tie
condensación, por lo cual el rehgerante abandona el compresor como vapor sobrecalcido.
El área del tnángulo de sobrecalentamiento del diagama T-S, representa el equiris;lE
calorífico del trabajo adicional necesario, para la obtención de la compresión seca que m i s
eliminar la humedad en los cilindros del compresor.
2.6.3 Proceso de estrangdación
Otra modificación importante en el ciclo de Carnot, consiste en alterar termodinámicamente
el proceso de expansión. En el ciclo de Carnot la expansión es isoentrópica,' y el trabajo que
se obtiene de la misma se utiliza para mover a el propio compresor o algún otro medio de
impulsión mecánica que permita continuar el ciclo. Sin embargo, dificultades prácticas tales
. . corno la complejidad de un sistema mecánico adaptado con su lubricación adecuada, y la de un
mantenimiento efectivo de ese equipo integado lo hacen inoperante, ).a que el trabajo de
expansión (3-4) es insignificante comparativamente con el de compresión (proceso 1-2).
Sin embargo, sigue siendo necesario reducir la presión de líquido en el proceso de expansión
(3-4) de la Figura 2.4, con el fin de que este en condiciones de absorber la carga de calor en el
sipiente proceso. Regularmente se usa un estrangulamiento, generado con una válvula u otro
dispositivo similar, de tal manera que si no existen cambios significativos de ener-a potenciaí
ni cinética y si no hay transferencia de calor apreciable, podrá cubrirse casi todo este proceso
mediante una expansión a entalpía constante durante el proceso 3-4 en el cual h; = h, proceso
irreversible que se verifica con un incremento de entropía entre los estados tres y cuatro de la
Figura 2.4.
2.7 REFRIGER4NTES
En un sistema de refrigeración, el enfriamiento se obtiene p o r la evaporación de un líquido.
Por consiguiente, cualquier fluido al que se le pueda hacer cambiar de estado, de líquido a gas,
puede servir como refngerante. Son muchos los factores que hacen que a1,pnas sustancias
sean más adecuadas que otras, dependiendo de la aplicación. La capacidad del equipo, el
consumo de energía, la seguridad, y el mantenimiento son alag.mas de las condiciones que se
ven afectadas por la selección del refri, Uerante.
2.4.1 propiedades físicas de los refrigerantes
Algunas propiedades físicas de un refrigerante puede tzner un efecto sobre la capacidad del
equipo o la potencia requerida. Entre éstas incluyen:
..
Calor latente de vaporización
Los procesos de refrigeración se clasifican en sensibles y latentes. El proceso 2s sensible,
cuando la temperatura del refrigerante varía al absorber calor. Es latente cuando la
temperatura del refrigerante, al absorber calor, permanece constante y causa cambio de estado.
El calor latente de \,aporización debe ser alto, puesto que esto indica que esiste un elevado
efecto de refrigeración, (el efecto de refrigeración es menor que el calor latente de
vaporización, pero es proporcional al mismo). Esto quiere decir que con un mayor efecto de
refrigeración, se requiere un menor flujo de masa de refngerante para obtener dzterminada
Innenieria en Enernia . Pnncioios Fundamenrales de los Ciclos de Refrigeration
capacidad de enfriamiento. Esto hace posible la utilización de equipos de menor capacidad y
tuberías de menor diámetro.
Volumen específico del vapor
Es conveniente que el refrigerante tenga un volumen específico bajo, puesto que esto reduce
el desplazamiento requerido del compresor y el diámetro de las tuberías.
Calor específico del líquido
Es conveniente que el refrigerante líquido tenga un calor específico bajo. El refrigerante que
pasa a través del dispositivo de expansión es enfriado por una porciór, del mismo que se
evapora súbitamente para convertirse en gas. Como el calor requerido para enfriar un líquido
disminuye al disminuir su calor específico, puede observarse que cuanto más pequeña sea la
capacidad calorifica del líquido menor será la vaporización durante el extrangulamiento, y en
consecuencia mayor será el calor que se extraiga del cuerpo frío. Esto reduce el flujo total del
refrigerante requerido para producir una capacidad de enfriamiento dada.
Punto crítico
El punto crítico del sistema, deberá estar por encima de la tempzrrrtura máxima que se
alcance en el ciclo, ya que, de este modo, el estado del sistema después de la compresión está
más próximo a la región de dos fases verificándose la condensación a temperatura constante;
no solamente las velocidades de transferencia de calor son mejores en la región de dos fases,
sino que se reduce la irreversibilidad por que la temperatura es constante.
Presión del vapor en el condensador
'La presión que alcance el vapor en el condensador no debe ser elevada. Trabajar con
presiones elevadas aumenta el costo de instalación y mantenimiento, esto último por deterioro
innecesario del equipo.
Ingenieria en Energía Principios Fundamentales de !OS Ciclos de Reirieerasion
Presión del vapor en el evaporador
Deberá ser mayor que la atmosférica con lo cual se evita que el aire pueda penetrar en el
sistema, con el consiguiente aumento de trabajo consumido por el compresor para una
refrigeración adecuada. También el aire introducido en el sistema influye muy
desfavorablemente sobre la transferencia del calor. La humedad del aire es perjudicial, pues el
agua tiende a solidificarse en la sección más pequeña de1 sistema en donde opera la válvula de
expansión.
F r e h 12 (R-12)
Los freónes forman el de refrigerantes comerciales más importantes. El Freón 13
(diclorofluorometano CCllF?), no es inflamable ni tóxico, su calor latente es bajo, lo que
requiere un caudal o velocidad másica mayor en las instalaciones, no ataca los metales, ni al
hule.' Se clasifica como refrigerante de presión media y temperatura media, (-7 "C a 7 "C que
es la temperatura de refrigerante en el serpentín del evaporador) se emplea en máquinas
frigoríficas comunes, refrigeradores domésticos y comerciales, acondicionadores de aire,
cámaras de refrigeración de carnes, almacenamiento de substancias químicas, etc.
Los clorotluorocarbonos (CFCs) se han utilizado con ixito durante muchos años, sin
embargo, a l a mitad de la dicada de los setenta se reconoció quz psmitían más radación
ultravioleta en la atmósfera de la tierra, en tanto'que evitaban que la radiación infrarroja
escapara del planeta, lo que contribuye al efecto invernadero que a su vez ocasiona el
calentamiento global.
2.7.2 Tetratluoroetano CF3CHlF (R-134a)
El R-134a (Tetrafluoroetano CF;CH:F), es un refrigerante comercialmznte disponible, para
los reacondiconamientos de temperatura media en equipos actualmente funcionando con R- 12
y también en equipos nuevos. En comparación con el R-12, el R-133a muestra propiedades y
caractensticas de eficiencia similares, pero con un impacto ambiental reducido. Además
cuando se hacen reacondicionamientos, se requieren cambios mínimos en el equipo.
Tabla 3.1
Propiedades físicas de los refrigerantes utilizados
I Refrigerante I Fórmula química 1 T r b u l ~ ("C) 1 T cons ("C) 1 hi ((kghmol) 1 i i SERE DEL " T A N 0 j
i Diclorodifluorometano I I
I i R-12 -158 1 120.93 ~ I -19.79 CClZF2
I SERIE DEL ETANO i
R-134a 102.03 1 -96.6 -16.16 CF:CHIF
I
1 Tetrafluoroetano
2.8 EL c rao IDEAL DE REFRIGEUCION SIMPLE POR COMPRESION DE
. VAPOR
La imposibilidad de realización de una máquina que describa el ciclo de Carnot lleva a una
serie de modificaciones con respecto a éste. Un primer paso es la dzfinición del ciclo de una
máquina perfecta, el esquema del equipo para el ciclo ideal, se muestra en la Figura 2.5
Si no se tienen en cuenta las irreversibilidades dentro del evaporador, compresor y
condensador, no hay caída de presión debida a Ia fricción y e1 refrigerante fluye a presión
constante en el condensador y evaporador. Si también se ignora la transferencia de calor al
ambiente, fa compresión es isoentrópica. Con estas consideraciones se tiene 21 ciclo ideal de
refrigeración por copresión de vapor definido por los estados 1-2-3-4 cn la Figura 2.5.
r Condensador
1 / . + 2 Compresor
Vilvula de Expansión
4 Evaporador
Figura 2.6 (a) Diagrama temperatura-entropía y (b) presión-entalpía del ciclo de refrigeración
por compresión de vapor.
Proceso de estrangulamiento (a entalpía constante)
El estado 3 (Figura 2.6) representa la condición del refrigerante que sale del condensador y
entra al dispositivo de control de flujo (válvula de expansión), puesto que se supone que no
tienen lugar cambios de propiedades en la tubería. El refrigerante sale del condensador y entra
a la válvula de expansión como líquido saturado a la temperatura de condensación.
Ingenieria en Energia PnnciDios Fundamentales de los Ciclos at Reriinerx:cn
Cuando el refrigerante fluye a través de la restricción en el dispositivo de control de flujo, su
presión disminuye hasta la presión de evaporación, en el punto 4. A este proceso se le llama
proceso de expansión. En la línea 3-4 de la Figura 2.6 (diagrama presión-entalpía)
correspondiente a este proceso, se aprecia este proceso.
Proceso de evaporador (a presión constante)
En el ciclo ideal, la condición en el punto 4 a la salida de la válvula, se supone que es la
condición z la entrada del evaporador. Se supone, asimismo, que no hay caída de presión a
través del evaporador.
La carga que se debe enfriar está a una temperatura más elevada que la del refrigerante en el
evaporador; por consiguiente, el calor fluye a través de las paredes de los tubos del
evaporador, de la carga al refrigerante. Como el refrigerante líquido en el evaporador ya se
encuentra en un estado saturado, el calor que absorbe hace que se evapore cuando fluye por
el evaporador.
En la Figura 2.6 se muestra que la línea de proceso 4-1 en el evaporador es, por
consiguiente, una línea horizontal y d i r i ~ d a hacia la derecha (a presión constante). puesto que
el refrigerante gana calor y aumenta su entalpía. El refrigerante sale del evaporador como
vapor saturado seco (punto 1).
Proceso de compresión (a entropía constante)
Se supone que en el ciclo ideal no hay cambios, como la caída de presión o el intercambio de
calor, asimismo el punto 1 es, la condición de entrada al compresor. En el proceso idcal de
. compresijn no existe intercambio de calor entre el refrigerante y el medio circundante, no
existe fricción; por tanto no hay cambio de entropía en el gas cuando éste se comprime.
La línea 1-2 del proceso a entropía constante se muestra en el diagrama temperatura-
entropía de la Figura 2.6. La presión de descarsa, a la salida del compresor, es l a presión de
condensación.
Proceso de condensación (a presión constante)
En el ciclo ideal no hay caída de presión o intercambio de calor en la línea de descarga del
vapor. La condición del refrigerante a la salida del compresor es también la condición de
entrada al condensador (punto 2). Se supone, que no hay caída de presión a través del
condensador.
Se remueve calor dzl vapor refrigerante sobrecalentado que entra al condensador, para
reducir su temperatura al punto de saturación y luego condensarlo. E1 refrigerante sale del
condensador como líquido saturado, punto 3.
La línea del proceso 2-3 en el condensador (Figura 2.6), es una línea horizontal, de derecha a
izquierda (remoción de calor). El refrigerante a completado un ciclo, y se halla en l a s mismas
. condiciones que cuando se inició el análisis.
2.9 ELECCION E S T E UN SISTEMA DE CICLO SIMPLE Y UN SISTEMA DE CICLO DOBLE
En realidad, los factores que permiten decidir cuándo es más económico usar las
instalaciones de doble etapa son, además del tipo de refrigerante, la temperatura del aire para
condensar. Cuando las diferencias de temperatura pasan de los límites fijados, importates
razones intervienen en que no se utilice el ciclo de compresión simple. El crecimiento del
volumen de rehgerante utilizado y la potencia es tal , que se llega a un punto económico
donde se hacen mínimos los costes de instalación y de explotación. al pasar a un sistema de
dos etapas de compresión. En el caso de una maquina con una sola etapa de compresión se
tienen relaciones de compresión elevadas, la temperatura al final de la compresión es tan
elevada que incluso existen dificultades de tensiones termicas en la miquina.
Ingenieria en Energia Principios Fundamentairs de los Ciclos de Refrigeración
2.10 DESRECALEIVTAMIENTO ENTRE ETAPAS
Se denomina desrecalentamiento al proceso de reduccion de la temperatura del vapor de
descarga del compresor de baja presión, antes de producirse su aspiración por el compresor de
alta presión.
La ventaja producida por el desrecalentamiento de vapor se muestra en la Figura 2.7, en la
que se han trazado conjuntamente los ciclos de compresión simple y doble con la m.isma
relación de compresión total, pudiéndose observar la reducción de temperaturas de T2 a T2 conseguda en las descargas a la presión de condensación.
Pk Pi ........
. . . . ' *
El proceso de compresión conduce a un aumento de temperatura de descarga respecto a la
de aspiración. En caso de considerar proceso adiabático y reversible, la temperatura final se
determina bajo la condición de transformación isoentrópica, sin embargo el comportamiento
real difiere del ideal, ya que la compresión no es reversible debido a los efectos viscosos de
fricción además no es adiabática. - .
Mientras que el primer efecto siempre produce un incremento de temperatura (respecto a la
isoentrópica) en la descarga, el segundo efecto puede aumentarla o disminuirla. Debe notarse
que la temperatura del vapor de descarga en un compresor alternativo, medida a la salida de
este, no es la máxima al existir una pérdida a través de la válvula de descarga. El vapor se
comprime en el cilindro a una presión superior a la de descarga y la temperatura en ese
momento es la máxima alcanzada, la parte del vapor que pasa por la válvula sufre una
transformación isoentálpica provocando un pequeño descenso de la temperatura; por su parte
el vapor que permanece en el cilindro se expande al descender la presión hasta la de descarga.
El método más común utilizado para producir el desrecalentamiento, entre l a s dos etapas de
compresión, es el siguiente:
2.10.1 desrecalentamiento por inyección de líquido refrigerante. Inyección de líquido
Este procedimiento de desrecalentamiento consiste en inyectar, a la salida del compresor de
baja presión, un cierto flujo de líquido refrigerante, para disminuir la temperatura de los
vapores de salida del compresor, en los ciclos 1,2,7,8 y 9 presentados en le capítulo 2 , se
pueden observar ejemplos de este tipo de desrecalentamiento.
Con esta disposición los flujos de refrigerante circulantes por ambos compresores no son
iguales, ya que el desrecalentamiento buscado se consigue a costa de la misma instalación, por
. derivación parcial de la masa que no atraviesa el evaporador. El cálculo del exeso de caudal en
el compresor de alta se realiza a partir de balances de masa y enzrgía como se verá en el
capítulo 4.
El flujo de refrigerante extra que circula por el compresor de alta presión se encuentra
. compensado por el descenso producido por el volumen específico de los vapores de admisión
en ese compresor.
2.11 EXPANSION ESCALONADLA
Otra ventaja que puede derivarse de la utilización de la compresión en dos etapas, es la
laminación escalonada (expansión). para mostrar este proceso obsérvese la Figura 2.8 en la
que se tiene una compresión doble, y se puede observar la presencia de dos expansiones.
Ingenieria en Energía PnnciDios Fundamentales de los Ciclos de Reirigeracion
5 Condensador 4 I
9 \ Figura 2.5. Ciclo de dos etapas con expansión escalonada.
. . . .
En la primera desde la presión de condensación a una intermedia, en donde se retira el
vapor producido; mientras que en la segunda se reexpande líquido desde la presión intermedia
a la de evaporación. Con este procedimiento puede reducirse el proceso irreversible unido a la
expansión isoentálpica.
En un proceso de expansión, la reducción de la temperatura final se consigue por
vaporización parcial del líquido, este vapor ha perdido su potencial de producción de frio, por
lo que si la expansión sólo tiene lugar hasta la presión intermedia se habrá conseguido:
Evitar que llegue hasta la presión de evaporación, con lo que tendría ~ I X ser comprimido
desde &a hasta la de condensación. La mezcla de los vapores producidos, con los de descarga
del compresor de baja, origina un cierto desrecalentamiento en la comente resultante. Por
último debe' remarcarse que los vapores resultantes de la expansión al circular por el
e\.aporador no sólo no producen efecto de absorción de calor, sino que dificultan la
transferencia de calor al medio a enfriar, debido a que en este proceso se utiliza el calor latente
.del refrigerante, es decir, su temperatura al absorber calor, permanece constante y causa un
cambio de estado, lo que no sucede con los i.apores producidos.
Las temperaturas de descarga en algunos refrigerantes no hacen necesario disponer de
equipos especiales de desrecalentamiento, aparte de la disposición de inyección parcial, por el
contrario en otroscasos es usualmente necesario recurrir a dispositivos de desrecalentamiento
Ingeniería en Eneroia Pnncioios Fundamentales de 10s Ciclos de Rehperacion
más eficaces. Para estos últimos caso se han seleccionado esquemas que se presentan en le
capítulo 3, en los que actúan conjuntamente la expansión mliltiple con sistemas de
enfñamiento de vapor, entre estos se presentan los de inyección total y los de inyección parcial
principalmente. 2 2 5 9 3 8
2.12 ELECCION DE LA PRESION INTER*IEDIA
La obtención . de la presión interneda, si el condcionante base es el de conseguir el
mínimo de trabajo teórico a suministrar se produce igualando las relaciones de compresión.
Si las relaciones de compresión son iguales, se cumple:
W,P = W 5 P (2.4)
(2 .5)
Esta igualdad va ha conducir a lferentes temperaturas de descarga en los compresores, si
consideramos comportamiento perfecto estas temperaturas se consideran iguales y podemos
escribir
pava = pivi -+ T = cte (2.6)
(2.7)
px" Pi (2.5) Pi P o
De donde la presión intermeha resulta ser la meda geométrica entre las presiones alta y
baja.
Pi = ̂.*. POPP
en donde:
T, = Temperatura de descarga del compresor
Te = Temperatura de admisión del compresor
(2.9)
h e n l e n a en Enerola ?n f lC1D lO j ruraarnenr3:es ile .?S C : i i O S de Ke[T:ge:3ilOfl
.~
Debido a la estructura de la curva de saturación de vapor (x = l), en la mayor parte de los
refrigerantes se cumple:
Te.Ip ' TeBP 'SU' ' TsBP
Por tanto, en aquellos refiigerantes en los que se produce un her te aumento de temperatura
durante la compresión, existe la tendencia a aumentar el valor de la presión intermedia con
vistas a reducir la relación de compresión en la segunda etapa.
Si se desea trabajar con la misma temperatura final en ambos compresores, las relaciones de
compresión y la presión intermedia se verán afectadas por esto. Por esto debe indicarse que si
el motivo del desrecalzntamiento es reducir al máximo la temperatura, esto se obtiene cuando
se igualan las temperaturas de descarga. Esto implica que
- < - es decir, n p < l l B p Pi P o
Pk Pi (2.10)
Aunque en la realidad ElM > nBP debido a que la temperatura de descarga del compresor
de alta presión es mayor.
2.13 SUBENFRLQTEXTO DEL REFRIGERANTE
El refrigerante líquido puede subenfriarse, ya sea en el condensador o sn un intercambiador
de calor adicional. En los ciclos 3,1,5 y 6 que se presentan en el capítulo 3, se muestran
ejempIos con intercambiador de calor para este efecto. Observando los dagamas , resulta que
el efecto de refrigeración aumenta con el subenfriamiento. Teóricamente con subenfriamiento
se requiere menos potencia por el compresor, y se obtiene un mayor coeficiente de operación.
Además, también disminuye el desplazamiento requerido por el compresor. Por lo tanto el
' subenfriamiento resulta conveniente en algunas instalaciones frigorificas.
Es conveniente aprovechar el gas frio de succión para subenfriar el rehgerante líquido
caliente que sale del condensador, y a la vez suministrar ai gas cualquier sobrecalentamiento
adicional necesario para i m p e l r que entre líquido al compresor. La manera más simple de
conseguirlo, es poniendo en contacto las líneas de succión y del líquido en toda su longitud.
EnEada de liquido - Entrada de vapor
Salida de vapor I I Salida de líquido
Figura 2.9 Cambiador de calor entre líquido y vapor (del tipo de casco y serpentín).
El dispositivo mostrado en la Figura 2.9 subenfría el refrigerante líquido que sale del
condensador, transfiriendo calor del mismo al gas de succión que sale del evaprador, el cual
a su vez se sobrecalienta.
Este cambiador de calor se utiliza con objetivos: para impedir la formación del gas de
vaporización en la línea de líquido. al subenfriar el refrigerante, para impedir el flujo de
retorno del líquido al compresor, mediante sobrecalentamiento del gas de succión y, para
mejorar el COP del sistema, mediante subenfriamiento del refrigerante.
DESCRTPCXON DE LOS CICLOS DE REFRIGER4CION POR COMPRESION DE
VAPOR E X DOS ETAPAS
En estas instalaciones, el rehgerante se comprime dos veces sucesivamente, con la
finalidad de disminuir l a s pérdidas de eficiencia volumétrica, al efectuarse las compresiones
con relaciones de presiones menores a la total, también existen otras ventajas adicionales, tales
como:
- La temperatura de descarga del vapor en el compresor de alta presión puede ser limitada, sin
necesidad de acudir a la compresión húmeda en el compresor de baja presión, por
desrecalentamiento del vapor entre etapas. Se puede reducir de esta manera la potencia
requerida, la importancia de esta reducción depende del refrigerante y del método utilizado.
- Otra ventaja es la posibiIidad de que se produzca una succión en el compresor de alta presión
de-vapor a una presión intermedia, la cual se debe a U M expansión escalonada del líquido
desde la alta presión hasta la presión de evaporación.
En este capítulo se describen nueve ciclos en los que se considera compresión de dos etapas,
sin que con ello se pretenda concluir que éSta sea la única posibilidad, ya que sistemas con un
mayor número de etapas son posibles, pero menos frecuentes en la industria.
3.1 SISTEMAS DE REFRIGERACION POR COMPRESION DE VAPOR EN DOS
ETAPAS CON ESFRZ&+lLENTO REGENERATWO LUTERbIEDIO
3.1.1 Ciclo f En la Figura 3.1 se muestra un esquema de un ciclo de refrigeración con compresión en dos
etapas con enfriamiento intermedio regenerativo. Los estados principales del refrigerante para
un ciclo ideal de dos etapas se presentan en el diagrama temperatura-entropía y presión-
entalpía de la Figura 3.2.
5 Condensador
W
W
- Figura 3.1 Diagrama esquemático del ciclo 1.
I FNTALPIA
F i p r a 3.2 (aj Diagramas temperatura-entropía y (b) presión-entalpía
correspondientes al ciclo l .
. Descripción del ciclo
Consideraremos que para analizar kl sistema, es conveniente suponer que circula una masa
uniiaria en uno de los circuitos. Suponiendo que la masa unitana pasa a través de los estados
3,4,5y 6 , es decir, en el circuito de alta presión. El refngerante que sale del condensador como
líquido saturado en el estado 5 se hace pasar p o r una válvula de estrangulamiento hasta el
estado 6 donde se encuentra el rehgerante como mezcla líquido-vapor con una calidad ~ 6 .
Este entra a una cámara separadora que se encuentra a una presión entre la del evaporador y la
del condensador, los componentes líquido y vapor se separan en dos comentes. Una fracción
de la masa unitaria m sale como vapor saturado hasta el estado 7 y la fracción (1-m)
considerada sale como líquido saturado de la cimara separadora en el estado 8 y se expande
en una segunda válvula hasta la presión del evaporador en el estado 9, y posteriormente entra
en el evaporador donde se lleva acabo el efecto frigorífico hasta el estado 1. Del estado 1 al 2
el refrigerante es comprimido en el compresor de baja presión desde la presión de evaporación
hasta la presión intermedia. La fracción de yapor m, separado del líquido en la cámara
separadora se transfiere a una cámara de mezclado, donde se mezcla totalmente con 21 vapor
que sale del compresor a baja presión que viene del estado 2. La cámara de mezclado actúa
como un interenfriador regenerativo (desrecalentamiento) en el sentido de que enfría el vapor
que sale del compresor de baja presión antes de que la mezcla total entre en la etapa de alta
presión del compresor en el estado 3. En el estado 3 el refrigerante entra en el compresor de
alta presión donde se comprime hasta el estado 4 donde entra en el condensador.
3.1.2 Ciclo 2
Este ciclo es una modificación del ciclo 1 solo que en este caso, solo se tiene la cámara de
mezclado. En la Figura 3.3 se muestra el esquema para este ciclo. En la Figura 3.4 seprssentan
el diagrama temperatura-entropía y presión-entalpia correspondientes a este ciclo.
Condensador
V61vda de Espmsión .?iP C h a r a de rnerclado u
. . . . . . . . . . . . . . . . Vilvuln de Espansión B P
E\ nporador 1
Figura 3.4. (a) Diagrama temperatura-entropia y (b) diagrama presión-entalpia del ciclo 2.
Descripción del ciclo
El líquido saturado procedente del condensador en el estado 5, pasa a un nodo donde se
separa en dos comentes, una fracción de masa (mj entra en la válvula de expansión de alta
. presión )I se expande hasta la presión intermedia en el estado 6, enseguida entra en la cimara
de mezclado donde se mezcla con el refrigerante en su estado de vapor sobrecalentado, que
?rocede de la etapa de baja presión, en el estado 2 . La corriente de mezcla sale de la cámara de
mezclado a la temperatura intermedia, estado 3 y SS comprime en el compresor de alta presión
hasta el estado 4. La fracción de refrigerante (1-m) separada en el nodo, pasa a la vál \da dz
expansión de baja presión, estado 7 y enseguida el flujo de rehgerante en su estado de vapor
húmedo, entra al evaporador, donde se produce la refrigeración hasta el estado 1, del estado 1
al 3 se comprime desde la presión de evaporación hasta la presión intermedia en el compresor
de baja presión.
3.2 ISTERCAAIBIADOR DE CALOR EN EL CICLO DE REFRIGEIWCIOX POR
COAIPRESION DE VAPOR EN DOS ETAPAS
3.2.1 Ciclo 3
En alSrnos casos con el fin de mejorar las condiciones de operación del fluido refrigerante,
mediante evaporación más efectiva subenfriando el fluido a la salida del condensador, para
evitar la formación de burbujas que impiden el flujo por la válkula de expansión y para
aseaguar que el fluido a l entrar al compresor se encuentre sin humedad perjudicial, se emplea
un intercarnbiador de calor líquido-vapor de admisión, Esta modificación del ciclo de
refrigeración se presenta en la Figura 3.5 y en el plano temperatura-entropía de la Figura 3.6,
Condensador
10 \V
Figura 3.5 Diagrama esquemático del ciclo 3 .
I
I
ESTROPIX
2
_.__._..____._____......... !F.! ._................. 7 3 ill 2
'Z.7ROPI.A
Figura 3.6 (a) Diagrama temperatura-entropía correspondiente al ciclo 3.
" . . . . - .
Descripción del ciclo.
Al refrigerante en su estado de líquido saturado procedente del condensador en el estado 6,
se le estrae una fracción de masa ml que pasa por una válvula de estrangulamiento hasta el
estado 7 donde entra a una cámara de mezclado. '4 la fracción (1-mi) que circula se le extrae
una fracción de masa m? Ia cual se hace pasar por una segunda válvula de expansión hasta el
estado 8, en donde entra a un intercambiador de calor. El fluido restante (1-m,-mz), que viene
del condensador como !íquid0 saturado se subenfría hasta el estado 10, transmitiendo su calor
a la fracción de masa mz que viene como mezcla líquido-vapor para sobrecalentarlo hasta el
estado 9 cuyo estado penetra al compresor de alta presión sin humedad. La fracción (I-mi-
m ? ) considerada en el estado 10, se expande en una tercera válvula de expansión hasta la
presión del evaporador en 21 estado 11 donde entra al mismo para llevar a cabo el efecto
frigorífico hasta el estado 1. Del estado 1 al 2 se le aplica una primera compresión en el
compresor de baja presión. La fracción de masa m1 que es transferida a la cámara de
mezclado se mezcla con el vapor que sale del compresor de baja que viene del estado 3, esta
cámara sirve como un interenfriador regenerativo !.a que enfría el vapor que sale del
compresor de presión baja antes de que la mezcla total entre en la etapa de presión alta del
compresor en el estado 4, la mezcla se representa en el estado 3 despuls se hace una segunda
mezcla con el vapor que viene del estado 9, las propiedades de esta mezcla se presentan en el
sstado 4. Despuis el fluido pasa por el compresor de alta presión hasta e1 estado 5 don& entra
en el condensador.
3.2.2 Ciclo 1
E n este caso el subenfriamiznlo del fluido refrigerante se lleva a cabo por medio de un
. intercambiador de calor, a la salida del condensador. La cámara de mezclado proporciona el
interenfriamiento al enfriar el vapor sobrecalentado antes de entrar en el compresor de alta
presión. El diagrama esquemático y los diagrama temperatura-entropía y presión-entalpía de
las Fizuras 3.7 y 3.8 muestran las propiedades de este ciclo.
transformando el vapor sobrecalentado en líquido saturado en el estado 5, la masa unitaria se
hace pasar p o r un intercambiador de calor subenfríandose hasta el estado 6. Enseguida el
fluido se separa en dos fracciones; la fracción de masa m pasa por la válvula de expansión de
alta presión hasta el estado 7 y despuks pasa por el intercambiador de calor y sale en el estado
8 como liquido saturado para entrar a la cámara de mezclado. El fluido restante (1- m) que
viene como líquido subenfiiado pasa por la válvula de expansión de baja presión hacia el
estado 9 donde entra en el evaporador para llevar a cabo el efecto frigorífico.
3.2.3 Ciclo 5
Este equipo solo que tiene una modificación en cuanto a la extracción del fluido refrigerante,
con respecto al anterior, este caso se estudiará en el siguiente capítulo donde se analiza este
efecto y que consecuencias tiene.
En las Figuras 3.9 y 3.10 se muestran los diagramas esquemático, temperatura-entropia y
presión-entalpía respectivamente para este ciclo
Condensador
Cirnua dc mcxlado 8 -
, Y . . . . A
Intercambiador de calor 2
1
Y ' .L.
Fizura 3.9 Diagrama esquemático del ciclo 5.
Fisura 3.10 (a) Diagrama temperatura-entropia y (b) diagrama presión-entalpía del ciclo S
Descripción del proceso
A diferencia del ciclo anterior, despuis de que el fluido sale del condensador como líquido
saturado en el estado 5. se divide, una fracción de masa m pasa por la válvula de expansión de
alta presión en el estado 7 donde entra en el intercambiador de calor. La fracción restantz I-m
SE subenfria hasta el estado 6, transmitiendo su calor a la fracción de masa m que c-iene como
vapor húmedo, despuks se expande en la válvula de baja presibn en el estado 9 para entrar en
el 21 aporador. Los demis . . estados del ciclo (1;3,3,4,8) son idinticos a los estados descritos
para el ciclo 5.
3.3 SISTEJI.4 DE REFRIGERiCION POR COMPRESION DE VAPOR EN DOS
ETAP.4S CON INYECCION P.4RCLAL
3.3.1 Ciclo 6
El esquema funcional de esta instalación se representa en la Figura 3.1 1 y los estados de este
ciclo se presentan en el diagrama temperatura-entropía y presión-entalpía de la Fizura 3.12.
Con el fin de simplificar la representacion, se admite que esta máquina funciona sin
recalentamiento y sin pérdidas de carga.
Fi-pra 3.11 Diagrama esquemático ciclo 6
Fisura 3.12 (a) Diagrama temperatura-entropia y (b) Diagrama preslon-entalpia para el ciclo
6 .
Descripción del ciclo.
El fluido refrigerante es aspirado en el estado 1 a la presión pi se comprime en el escalón de
baja presión hasta la presión p2 ó presión intermedia; penetra en el estado 2 en el recipiente
intermedio donde se enfría hasta la temperatura T3, bajo la cual se admite en la etapa de alta
presión donde se descarga a la presión p4 (estado 4)para ser admitido por el condensador
donde se condensa (estado 5)y, eventualmente, se reespande (estado 6). El líquido así formado
pasa a un serpentín dispuesto en la parte inferior del recipiente intermedio; una parte de este
líquido se deriva hacia la válvula de expansión de alta presión inyectándose en el recipiente
intermedio o bien, por evaporación, enfría los vapores comprimidos procedentes de la etapa de
baja presión y subenfría el líquido conducido, en el estado 7, hacia las válbulas de expansión
de baja presión, que alimentan los evaporadores de fluido expansionado hasta llegar al estado
8.
3.4 SISTE31-4S DE REFRTGER4CION POR CO~fPlZESIOX DE V.4POII EN DOS
ETAPAS CON INYECCION TOT.4L
3.4.1 Ciclo 7
E n este mktodo de funcionamiento, la totalidad del fluido frigorífico se espansiona dentro
del recipiente intermedio que sirve de recipiente separador de líquido para los evaporadores
que trabajan alimentados por gravedad.
La parte del líquido que queda en la botella, sin.? para alimentar la \.álvula ds espansibn de
baja presión. El esquema frigorífico st: presenta en l o Figura 2 .12 y e1 ciclo en los diagramas
temperatura-entropía y presión-entalpía de la Figura 3.14.
5 Condensador 4 A /
Vblvula de Intercarnbiador abierto Expansion AP . ,6 ' Y Y ,
I Figura 3.13 Diagrama esquemático del ciclo de refrigeración con inyección total
I- ¡
Figura 3.14. (a) Diagrama temperatura-entropía y ( b ) presión-entalpía del ciclo 7
. Descripción del ciclo.
En este ciclo el fluido circula en dos fracciones m l y m:. La fracción m? sale de la botsila
intermedia y se dirige a la válvula de expansión de baja presión que alimenta por inyección
directa, al evaporador (estado S); el fluido es aspirado en el estado 1 y se comprime en la etapa
de baja presión hasta el estado 2; penetra en el intercambiador abierto. La fracción ml \'a
desde esta intercambiador abierto después dt: haber sido enfriada en el estado 3, es admitida
en la etapa de alta presión comprimihdose hasta el estado 4. Se condensa hasta liquido
saturado (estado 5) y se hace pasar en la váI\-ula de expansión de alta presión en el estado 6
para expansionarse en el recipiente intermedio.
4.4.2 Ciclo 8
Como se aprecia en la figura 3.15, se tiene el mismo equipo que el empleado en el ciclo 7,
pero se hace una pequefia modificación de la cual estudiaremos, en los siguientes capítulos su
ventaja o desventaja con respecto al ciclo 7. Los diagramas temperatura-entropía y presión-
entalpía se muestran en la Figura 3.16
6 Condensador 5
\ \
Figura 3.15 Diagrama esquemático del ciclo 8.
I ENTROPL4
I
Figura 3.16 (a) Diagrama temperatura-entropía y (b) Diagama presión-entalpía del ciclo 8.
Descripción del ciclo
El fluido en su totalidad sale del condensador como liquido saturado en el estado 6 y pasa
por l a válvula de espansión de alta presión a l estado 7 para espansionarse totalmente en la
intercambiador abierto. Una fracción de masa m sale del recipiente como vapor saturado
(estado 3) y se mezda en un nodo con la fracción (I-m) que pro1:iene del compresor de baja
presión en el estado 1, para disminuir su temperatura; las propiedades de la mszcla se
muestran en el punto 3 en donde entra en la segunda etapa de compresión hasta l a presión p j
del estado 5, y posteriormente entrar en el condensador. La fracción 1-m sale de la botella
intzrmedia como líquido saturado en el estado 8 y sufre una espansión en la válvula de baja
presión hasta el estado 9 para entrar en el evaporador y llevarse a cabo el efecto frigorífico,
. hasta el estado 1 donde se considera al refrigerante como vapor saturado seco, posteriormente
52 comprimz cn la primera etapa hasta el est:& 2.
3.4.3 Ciclo 9
En este caso con el fin de mejorar las condiciones de operación del ciclo mostrado en las
Fi_guras 3.17 y 3.18 se trata de disminuir el trabajo de compresión, haciendo que casi todo el
fluido refrigerante pase por un solo compresor. Los beneficios de este ciclo se discutirán en
los siguientes capítulos.
L I A A - Y '
9
I
Figura 3.17 Diasama esqutmatico dzl ciclo 9.
Figura 3.18 (a) Diagrama temperatura-entropía y (b) presión-entalpía del ciclo 9
2 2 5 9 3 8 El refrigerant? sale en e1 estado 6 como liquido saturado, se expande en la válvula de alta
2 2 5 9 3 8 El refrigerant? sale en e1 estado 6 como liquido saturado, se expande en la válvula de alta
presión hasta el estado 7 para entrar en la botella intermedia. Una fracción de masa m sale del
recipiente intermedio como vapor saturado szco (estado 3 ) y znseguida sufre una compresion
hasta una presibn p-l en 21 sstado 1. La masa rzstante ( I - m ) sale del recipiente intermzdio en
su estado de líquido saturado (estado S) y sz espande en la vál\.ula de baja presión hasta el
estado 9; esta cantidad de fluido entra en el svaporador para llevar a cabo el efecto frigorífico,
y sale en el estado 1 como c'apor saturado seco en donde se comprime hasta una presión p: en
el estado 2, este fluido posteriormente se mezcla con la fracción de masa m del estado 4 para
entrar en el condensador como una masa unitaria. e n e1 estado 5. Las przsiones p-, pl, y p~ 52
consideran iguales.
ASALISIS EXERGETICO
En este capítulo se desarrollan las ecuaciones que permiten aplicar el principio de
consenxion de materia y enzrgia, para estado estacionario, ya que estos se aplican a los
equipos qLle cunsti tuJa los sistemas de refrigeración y que son de nuestro interis, inclul-sndo
compresores, dispositi\.os de estrangulamiento e intercambiadores de calor. Las ecuaciones
obtenidas para l a situación estacionaria no son aplicables en los períodos de operation de
arranque y parada de dichos equipos; es decir, sólo son utiles para el análisis de los periodos
de operación en estado estacionario.
Para definir el balance energitico si: aplica el primer principio de la termodinámica a l sistzma
u xneral mostrado en 13 Figura 4.1
I 1 (2 P
S
i d ........... - ............
3 ...... ......................... + r
I
:zE ... 7 .............................................................................................................. 7 - .........
I I
' Figura 1.1 Sistema abierto en estado estacionario.
Adsmis. en estado estacionario '/.C/d/ = O , 1. en consecuencia e1 balance de energía se
puede escribir como
(flujo de energía zntrantej (flujo de energia saliente j
En esta expresión se ha sustituido pur definicion. h(c 'nfdpío) = 11 + pv
En donde
C = Velocidad
v = Volumen
. u = Energía inrerna
C'Q = Enzrcíc.. - cinitica
- 'TZ = Enzrgia Forencia1
Cuando SS aplican los balances dz matsria > energia a u n sistema es nsses;lrio h a x r algunx
simplificaciones para cs?nseguir un andisis mrabls. En todos los casos consldsrados SS asurn?
quz la operaci6n del equipo se desarrolla en cstaciu estacionano. Se supone que e1 flujo 2s
unidimensional cn Ills zonas donde la masa entra >. sale del sistema. Tambiin sz as tme quz sn
dichas z o n s son aplicsbles las relaciones de equilibrio entre propiedades termodinimicas.
E n los qu ipc ! s n esludinr c1 término de calor (-1 x elimina en el balance de rsnersia. debido ::
que resulta ser r n t w pequefío comparado con los otros intercambios de energia: esto puede
pro\.enir de que la superficie del iistema es bien aislada timnicamente, la diferencia dt:
temperatura entre el sistema y su entorno ssa demasiado pequeña, etc. El t imino de potencta
P se eliminará de! br?la?ct: de energia cuando no esistan ejes rotati\;os, desplazamientos de !a
frontera, efectos eléctricos. Los términos de energia cinitica y potencial de la materia que
entra y sale del sistema pueden despreciarse cuando son de pequeña magnitud frente a otras
trnnsferencins de energia.
1.1.1 CO3lPRESORES
Los compresores son dispositiLm en los quz se realiza trabajo sobre el gas que los a1raL.ic.Q
con el objetivo de aumentar su presión. En l a Fisura.4.2 se muestra un compresor
Figura 4.2 Esquema de un compresor
La simplificación de los balances dz materia y energía para compresores es como sigue.
cambios de energía cinitica y potencial sntrz la entrada 1 y la salida 2 son despleciables, sc
considera que SOR adiabáticos Q=9, además S I sistema se encuentra en estado estacionario: poi
lo tanto el balance de enersía queda como
-l. 1.2 IFTE RC.4418IADORES DE C,ILOR
La única interacción cis trabajo en 13. frontera del sistema es el trabajo de flujo en los lugarfs
donde los tlujos de materia entran y salen, por lo tanto el t imino P se hace igual a cero. La transferencia dz calor des& la superficie externa del intercambiador a su entorno es
suficientements p q u e ñ a colno para despreciarse. Las snergias cinética y potsncial del flujo se
desprecian. Cunsidzrando estado sstacionario se tiene para
Intercambiador d e calor abierto (cámara flash)
+ 1 i
Figura 4.3 Intercambiador abierto
La fonna del balance ds energía toma l a fonna
1 I Figural.4 Intercambiador de paso múltiple
Balance dz energía
(1.5)
lntercambiadores de calor de tipo cerrado (subenfriatfor)
Fisura 4.5 Enfriador intermedio de tipo cerrado.
F f I balance energitico del rccipiznte intermedio ;los permite \.alorar e1 tll!jo de refrigerante
en la etapa de alta presión en función del ilujo de tluido en al etapa de baja presiljn y calcular
. 21 caudal que es necesario inJxtar . .
La suma de las cantidades de calor intercambiado entre e1 fluido frigorífico 1.' el medio
exterior es nula Q=O, y los cambios tirmicos a t r a k del aislamiento del recipiente se
considera que pueden omitirse.
. .
11, - 12h
4.1.3 V.4LVC:L.AS DE EXP.4XSIO3
En los sistemas de refrigeración se utiliz a una 1 i l vula para reduci
h 4 = /lj = h ;
(1.6)
r la presión del
refrigerante des& la presión a la salida del condensador hasta la presión del evaporador
F i g r a 4.6 Vifwla de expansión
hyamalmente no esisrz transferencia siyificatl\n ds'calor con el entorno el cambio de
enerzía potencial es despreciable. Aunque las \elocidades son rsk.ti1arnente altas en 133
proximidades de ia restricción, en muchos casos e¡ cambio i12 energía cinitica dzl fluido znirs
los puntos de medida puede ser despreciado. Para ?st? dispositivo, los balancss de materia > enersia sn estado estacionario y con estas simplificaciones se reducen a
11, = /I, (4.7)
Cuando el flujo a traves de una válvula se idealiza de esta forma, el proceso se denomina
proceso de estransulación isoentálpico.
E n esta sección sólo se pressnta la metodología desarrollada para calcular las propiedades
termodinimicas para el ciclo 1 de refrigeración, tomando m cuenta que para los otros ciclos
los cálculos para sus propiedades son similares. En el apendice 1 , se muestra l a me:odología
para cada uno de los ciclos descriros en el capítulo 3 por medio de un diagrama de tlujo. En
la metodología descrita se basa la simulación de los ciclos para la obtención de resultados.
I Figura 4.8 Diagrama temperatura-enrropia del ciclo 1.
Estado l.
En este análisis energitico, se considera que la temperatura de e\-aporación TI es a la que se
desea el efecto frigorifico y l a presión pi es la presión de saturación correspondiente a la
temperatura del efecto frigorífico. También se considera que el ciclo frigorífico sea a résimen
seco, así se tiene en este estado irapor saturado seco (sl=l).
En tablas de vapor saturado con los \,alores de p! y la calidad X I se encuentran los valores
de la entalpía (hl), la sntropía ( s i ) y el volumen específico (vi).
Estado 2.
Corno se ha mencionado para conocer e1 t-alor de la presión intermedia (p2) se toma la
presion media geomPtnca:
$unque en la realidad n.p > n,, debido a que la temperatura de descarga del compresor de
alta presión es mayor.
Considerando comprsidn isoenrrópica. se tiene que la entropía idzal de este estado es
s;,=si. Con los 1 alores dz p; y ~2~ en tablas de tapor sobrecalentado se obtienen los valores de
T;,, h;, >. t.;:: con la 2ficiencia isoentropica de colnpresion. se obtiene el \.alar de la entalpia
real del refrigerante dsspuks de la compreslon de baja presión
_ .
Con los valores de h2 y p- en tablas de \.apor sobrecalentado, se obtienen las demis
propiedades para el tsrltdo 3 real que son I n entmpia ( S ? ) . la rstnperarura (T2) el wlurnen
especifico ( v: 1.
Estado 5.
Se considera que despuks de la condensación el refrigerante se encuentra como liquido
saturado, entonces se tiene la calidad SF O. La presión del estado 5 (p-), se elige de tal manera
que, la temperatura de saturación correspondiente Tj sea superior al fluido de enfriamiento
utilizado en el condensador, en rango w de 10 a 15 'C. En este caso se utiliza al aire como
fluido de enfriamiento y se tiene
rj = 'cond = T.,mbrm,r +( 10 ... 15°C:)
La presión 'pj es la presión de saturación correspondiente a la temperatura de condensación.
con los valores de ps y Sj=O y conociendo Tj, en tablas de vapor saturado se obtienen las
entalpía (h5) y el volumen
específico (vj).
Estado 6.
El proceso 5-6 corresponde al estrangul
propiedades restantes para este estado; La entropía (ssj, la
amiento del líquido en la vilvula de expansión de
alta presión, este proceso se considera isoentálpico, es decir b = h j en este proceso el
refrigerante se expande hasta la presión intermedia p~=p,. En tablas de vapor saturado con el
valor de p6se obtienen (hop6 y (h&, ( v f ) ~ f j y (v_p)p6. (sf)p6 y (S&, para poder obtener el valor de
12. calidad de este estado de la siguiente manera:
(4. I O )
(4.1 I )
(4.12)
Estado 7.
En este estado se considera que el refrigerante SS encuentra como vapor saturado seco, es
decir, calidad x,=l, y la presión p?=p,, con estas dos propiedades en tablas ds i'apor saturado
se obtienen las propiedades de este qtado. La temperatura (T,), la entropia (s7), la entalpia (h;)
!' S I i.oiumzn especifico (L.:).
Estado 8.
El refrigerante en este estado se encuentra como líquido saturado, es decir, xs = O, y p8 = pi,
en tablas de vapor saturado se obtiene, la temperatura Ts = (Tat)p~, la entropía s7 = ( V ~ ) ~ S , la
entalpía hs= (hf)p8 y el volumen específico vg= (vf)p8.
Estado 9.
Al igual que el estado 6 en este estado se tiene un estrangulamiento del líquido en la
válvula de expansión de baja presión, este proceso también se considera isoentálpico h9 = hs
en este proceso el refrigerante se expande hasta la presión de evaporación p9 = PI. En tablas de
vapor saturado con- el valor de p6 se obtienen (h,-),9 y (h&, ( ~ t . > ~ 9 y (v.&, (S&! y (S.)~S para
poder obtener el valor de la calidad de este estado
Con el valor de x9 se calculan, el volumen especifico y la entropía de este estado, se con las
siguientes expresiones:
.Ys, = ( S / ) p9 + s 9 ( .Yg - S;.
Estado 3.
Las propiedades de este estado no se pueden conocer directamente. ya que solamente se
conoce el valor de la presión p;=p,. Para conocer el LAor de la entalpía' del estado.3 es
nec.esario hacer un balance de masa y energía en la cámara de mezclado y en la cámara
separadora, en condiciones adiabáticas.
Cámara separadora:
lz6 = nzh, + h ( l - n 2 ) / z g
Por lo tanto se tiene que
11, - /lR
11, - 11, m = - (4.14)
El valor de h? se compara con el valor de (h&.
Si h;>(h,),3 este estado se encuentra en la región de vapor sobrecalentado y en tablas se
obtienen los valores de T;, S ; y s j
Si h;=(h& entonces se trata de vapor saturado seco y en tablas de vapor saturado se
encuentran. los valores de T3, S? y s3,
Estado 4.
El proceso 3-4 corresponde a la compresión del vapor en el compresor de alta presión. La
presión en este estado es la presión de condensación ya que este proceso se realiza a presión
constante, Primero se considera que el proceso de compresión es isoentrópico, entonces se
tiene que s4,=s;, y con lqs valores de p4 y sd, en tablas de vapor sobrecalentado se obtienen los
valores de T J ~ , h..,s, y vAS.
Con la eficiencia isoentrópica de compresión, se obtiene el valor de la entalpía del
refriserante al final de la compresión de alta presión.
Finalments con los valores de p-r y kr en tablas de .vapor sobrecalentado se obtiene la
remperatura TJ, la entropía s4 y el volumen específico v4.
4.3 P.ARA3IETROS DE C.iLCUL0 EN UN CICLO DE REFRIGERACIOX
En una instalación frigorífica pueden definirse una serie de parametros fundamentales, que
caracterizan su estado de funcionamiento, tales como:
1.3.1 POTENCW FRIGORIFICA O CARGA TERhlICA
Es la potencia que debe ser capaz de absorber la instalación desde la carga que se desea
enfriar. La carga térmica del sistema en este análisis se supone conocida, se desiga en
. toneladas de refrigeración. Se representa como 0, [kW] ,
Invenieria En Enemia Analisis Eneroi-rico
4.3.2 EFECTO REFRIGERkYTE
Representa la cantidad de calor que recibe el ecaporador, por unidad de masa de refrigerante
extraído del local a enfriare. Se representa por qo [kJikg] y su valor es
‘1, = (1 - m ) ( h , - h, ) (4.15)
Es decir, equivale a las diferencias de las entalpías especificas de salida y entrada en el
evaporador. Este calculo es mu); importante ya que precisamente durante este proceso, se.
verifica la finalidad o Único efecto útil de todo el ciclo.
4.3.3 CALOR CEDIDO POR EL REFRIGERANTE
Aunque no se presenta este calculo en los rssultados, es de mucha importancia, en- las
aplicaciones de bomba de calor, ::S la producción calorífíca cedida al ambiente en el
condensador, la cual es función del caudal circulante y de los estado a la entrada y sali.da del
equipo. su calculo puede ser obtenido con base a la expresión
L/ = /ls - 11, (4.16)
Este último valor es negativo Io que espresa que el calor es cedido por el refri~erante. Tal
cantidad es muy importante >.a que con base a esta. se determinan las dimensiones del
condensador.
4.3.4 TRABAJO EXTERIOR SU3IINISTRADO E S E L CO&lRESOR.
A I producirse la compresión es necesaria una cierta cantidad de energía mecánica, por
unidad de masa, la cual para compresores adiabaticos había sido calculada como la diferencia
de entalpías específicas de salida y entrada en el compresor.
Para el caso de refrigeración’ en dos etapas, e1 trabajo de compresión es la suma de los
compresores de baja y alta presión.
(4.17)
El trabajo de compresión es de g a n importancia, ya que operando en las mejores
condiciones mecánicas, depende en buena parte el valor del coeficiente de funcionamiento del
equipo y con ello los costos de operación.
1.3.5 FLUJO DE REFRIGERANTE CIRCULANTE
El caudal másico de refrigerante tn [kds], necesario para la producción de una cierta
potencia frigorífica, en unas condiciones establecidas, se calcula fácilmente a partir de las
definiciones anteriores de potencias total y específica
Flujo de refrigerante total
(4.18)
Este flujo es el que pasa en la etapa de alta presión y se obtiene en función del flujo en el
evaporador y la fracción de masa m obtenido en la cámara separadora.
4.3.6 POTEXCLA DE LOS COhIPRESORES
Potencia del compresor de baja presión
= 112 n a p ( J L - /I, ) ,
Potencia del compresor de alta presión
PC., = m (11, - / I 3 )
Potencia total suministrada al ciclo de refrigeración
P = I:, -k
(4.20)
(4.2 I )
(4.22)
Ingenieria En Enerzia .Análisis Enerzerico
4.3.7 COEFICIEXTE DE OPERACION
El coeficiente de funcionamiento para el ciclo, se obtiene mediante la relación entre el efecto
refrigerante y el trabajo de compresión de la siguiente manera
(4.23)
r 4.4 SDIULACION Y PRESENT.ACIO3 DE RESCLTADOS DE LOS CICLOS DE
REFRIGERACION POR COMPRESION DE VAPOR UTILIZA5DO LOS
REFRIGERANTES HFC-134a Y FREO3 12
Al aplicar la metodología descrita, la cm1 se presenta en el anexo 1 para los 9 ciclos, y por
medio de la simulación de estos, se obtienen los valores de las propiedades termodinámicas,
temperatura, presión, entalpía y entropía de cada estado y para cada ciclo de refrigeración,
utilizando como refrigerantes R-13 y R-131a. Los valores de las propiedades y los resultados
obtenidos para cada ciclo se presentan en las sipientes tablas.
Las condiciones a las cuales trabajan los ciclos son las siguientes. se requiere una carga
térmica de 5 toneladas de refrigeración (17.58 kW), y que la temperatura de evaporación sea
de -12'C, se utiliza el aire como fluido de enfriamiento a 20 'C. Las presiones de e\.aporación
correspondientes son 2.045 bar para el R- 12 y 1.859 bar para el R-1 M a y las de
condensación son 8.47 bar, para el R-12 y 8.87 bar para el R-134a. Se toma una eficiencia
isoentropica de los compresores de q,,, = 0.77.
También se hace la comparacion del comportamiento energetic0 de los ciclos de
refrigeración por compresión de vapor para los refrigerantes R- 12. y R- 134a. Para apreciar las
diferencias de los ciclos se presentan los diagramas p-h (presión entalpía) en cada ciclo.
4.4.1 CICLO 1
Tabla 5.1
Propiedades de cada estado del ciclo 1 de refrigeración con refrigerante R- 12.
2s I 13 8491 I 1.1636 1 0,0428 I 194.4427 1 0.7027 I Vsc 2 1 19.4328 1 4.1636 1 0.0440 I 198.1076 1 0.7151 ! VSC 3 1 1.7.721 1 1 4.1636 I 0.0437 196.9714 I 0.71 15 1 VSC
4.5 I 46.4665 1 8.4770 1 0.0221 209.9478 1 0.7115 I VSC . 1 213.8238 1 0.7230 1 VSC 8.4770 I 0.0228 51.6773 S
69.4940 1 0.2605 ! 0.1685 4.1636 I 0.0076 9.4282 6 69.3940 1 0.2557 ! 0,0000 8.4770 I 0.OOOS 35.0000
7 I 9.3282. 1 4.1636 I 0.0417 1 191.3637 I 0.6918 1 1.0000 8 1 9.4282 1 3.1636 I 0.0007 1 44.8021 1 0.1731 10.0000 9 1-12.00001 2.0450 1 00110 I 44.8021 1 0.1767 10.1258 1
Tabla 5.2
Propiedades de cada estado del ciclo 1 de refrigeración con refrigerante R-134a.
Tabla 5.3
Resultados y comparación del comportamiento energético del refrigerante R-IMa y R-12
EFECTO 1 R-12 1 HFC 1 CO3lPARACIOS FLUJO: -
Total(kuJs) I 0.1539 ' 0.1314 :21.l0brnenoralR-ll Evaporador (koJs) I O. 1250 O 09S3 2.3 2 9.0 menor al R- 12
,
Extraido (kg/s) 1 0.0259 I O O23 1 1 10.7 ?O menor al R-12 c01wREs0REs: 1
WCB (kJikg) 1 13.3499 i 16.8002 i 26.8 % mayor al R-12 1
1 W, i [:J/'k;) 1 16 Si21 I 22 051 1 ~ I 7 0 8 O ó ma ;; ,or 21 !X-1; 1
W,,, kJ/ko) 30.1023 3 8 S 5 1 3 29.1 ?/o ma or al R-12 PCB (kW 2.6488 I 2.6488 1 O O YO menor al R-12 PCA kW) 3.3690 I 3 4766 , 3.2%ma or al R-I2 P,,, (kW) 6.0178 6.1254 ' 1.8 YO ma or al R-12 qo (kJ/kg) 137.371 I ! 178 961 130.3 Yomayoral R-12 1 COP 1 4.5635 ! 46063 i 0.93 %mayoral R-12
50
I I R-I3
Te,,,= - I3 'C Tionb 35 "C Qo=17.58 k W qSic= 0.77
R- I34a
í / I
-100 O 1 O0 200 3 O0 400 500 ENT.ALP1.A ( kJkg )
Figura 4.9 Diagrama de presión-entalpía del R-12 y R-134a, ciclo 1.
1.1.2 CICLO 2
Tabla 5.4
Propiedades de cada estado dcl ciclo 2 de refrigeración con refrigerante R-12.
5 I 35.0000 I 8.4770 1 0.0005 I 69.3940 1 0.3557 ~ 0 . 0 0 0 0 6 1 9.4287 I 4-1636- I 0.0076 I 69 4940 I 0.2605 1 O. 1685 7 1-12.(3000 1 2.0450 1 0.033s I 69.1940 1 0.2712 10.2529 I
Tabla 5.5
Propiedades de cada estado dsl ciclo:! de refrigeración con refrigerante R-13-la.
7 ]-12.00001 1.S592 I 00344 (249,20001 1.1900 103136
Tabla 5.6
Resultados y comparación del comportamiento energético del refriserante R- 134a y R- 13
EFECTO 1 R-12 1 HFC I COhIP.ARACION
Total (kgs) I O. 1647 1 O. 1370 j 16.8 % menor al R- 12 Evaporador(k4s) I 0.1560 ! 0.1300 I 16 6 % menoral R-12
1 Emaido ( k / s ) 1 0.0086 I 0.0070 19 1 % menor al R-12 1 ! c o m R E s o R E s :
I FLUJO:
WCR (kJ/kg) 1 15.0989 I 19.7011 130.5 ?4 mayor al R-12 1 wc4(kJ,'kg) I I5 2714 I31.1165 j 38.2%mayora lR-12 [ 1 w,,, (kJik9) 30.3733 1 40 8206 ' 34 .3 % mayor al R-12 1
1 Pc,A(kW) 1 3,2668 ' 3.7568
1 qo (kJ/kg) 1 112.6792 1 135.121 120.0 % mayor al R-12 11.7 % mayor al R-12 1 P,,, (kU') j 6.4960 7.2622
' 14.9 YO mayor al R-I2 Pce(kW) 1 3.2293 ' 3.5055 8 . 5 %mayoral R-12
COP 1 3.7098 I 3.3127 1 10.7 % menoral R-12
I 40 5 .., I ? n 30
I W
I: J 20
I
I l o ! R-12 R- 1 34a
1 -100 O I O0 100 3 O0 ENT.lLPI.4 ckJ%g)
400 500
Figura 4.1 O Diagrama de presión-entaipía del R- 12 y R- 134a, ciclo 2.
heenirría En Enerola .kAiiisis Energetic0 . .
4.1.3 CICLO 3
Tabla 5.7
Propiedades de cada estado del ciclo 3 de refrigeración con refrigerante R-13.
7
59.6530 8 4770 I 0,0008 25,0000 10 1.0000 0.6913 191.3637 4 1636 I 0.0417 9.4282 9 0.1685 0.2605 69.4940 4.1636 I 0.0076 9.4232 8
0.2605 I O. 1685. 69.4940 4.1636 1 0.0076 9.4282
0.22031 0.2335 59.6530 2.0450 1 00157 -12.0000 11 LIQ. S-( 0.2237
Tabla 5.8
Propi edades de cada estado del ciclo 3 de refrigeración con refrigerante R
EST.-\DO I T ("C) s(kJ/kg Ii) 1 I - h(kJ/kp) v(rnJ/kg) p (bar) 1 ! -12.0000
1.7356 I VSC I O0516 I 407 6439 4.0630 2.5 I 13 1935 1.7356 I 1.0000 391.6600 0.1050 1.8592
2 15.3230
1 . 7 1 3 3 1 VSC 1 4303587 8 8791 I 0.0235 1 5s 3 5 6914 1 733: 1 1.0000 I 1.0630 1 O 0506 1 404 1200 1 I 9.3375
1.7511 I VSC 0.0530 / 1 1 2 4 1 5 3 4.0630 3 1 5,3375 1 7306 I O 99611 4.0630 005il4 140; 3575
5 . 1.7387 1 VSC -' 4Z5.245.5 8.8791 I O O142 14 7986 6 7 - .
0.0000 1.1676 249.2000 8.8791 1 ' O 0003 3 5 O000
O 7433 I 1341 334 6000 O 0269 1 8592 - 12 0000 1 1 LIQ S- 1.1202 231 6000 0.0008 8.8791 25.0000 10 1.0000 1.7233 404 1290 .0.0506 4.0630 9.3375 9 0.1907 1.1746 219.2000 O 0103 4.0630 8 I 9.3375 0.1907 1.1746 2497000 0.0103 4.0630 9 3375
- 134a.
Tabla 5.9
Resultados Y comparación del comportamiento energético del refrigerante R-134a y R-1,
i EFECTO i R-I2 i HFC ! COMPARACIOX 1 / FLUJO- j I Total (keis) 0.1630 1 0.1285 121.1 %menor al R-12 i Evaporador ( k g s ) 1 O. 1435 1 O. 1 170 2 1.9 % menor al R- 12 1 I C mezclado (lids) j 0.0079 1 0.0060 ! 24 5 % menor al R-I1 1 ! Intercambiador j 0.0116 j 0.0106 j 8.9Y0menor al R-I2 I
I W ~ B (kJ/ks) 1 14.0257 i 18 0862 I28 9 0'0 mayor al R-12 / COh.LPRESORES:
~~~
I wc.\(kJ/kg) 15.2744 j 21 .1 165 !38.2?/0 mayor al R-12- 1 wl,, (kJ/kg) ¡ 29.3001 I 39.2078 133.7 % mayor al R-12 ! P o ( k \ V ) 1 2.9699 , 3.0181 1 1 6 %mayor al R-I7
PC.\ (kW) j 3 2343 3.5238 18.9 % mayor al R-12 PI,, ( k W ) ! 6.2042 6 S419 5.4 % mayor al R-12
1 qo (kJ/kg) 1 132.5207 j 157.060 I28.1 % mayor al R-12 .~ . c OP 1 1.1816 1 4.0064 j4 .2%menora lR-12
R-12 R- 134a
50 -
40 --
?- - 2 30 " v
z o z 20 " ,.. d
2 L
10
0 - -100 O 1 O0 200 3 O0 400 500
EXTALPI.4 (kl/kg)
Fisura 4.1 1 Diagrama de presión entalpía del R- 12 y R- 1 3 a , ciclo 3.
Tabla 5.10
Propiedades de cada estado del ciclo 4 de refrigeración con refrigerante R-12.
5
0.2203 O 3335 59.6530 O 0187 2.0450 -12,0000 9 1.0000 0.6915 191.3637 0.0417 4.1636 9.4287- 8 0.1013 O 2257 59.6530 0.0049 4.1636 9.4282 7 LIQ. S- 0.2237 59.6530 0.0008 . 8.1770 25.0000 6 0.0000- 0.2557 0.0008 69.4910 8.4770 35.0000
Tabla 5.11
Propiedades de cada estado del ciclo 4 de refrigeración con refriserante R-l;qa.
ESTADO 1 T ( " C ) 1 p (bar) 1 v(m3/kg) I h(kJ/kg) 1 s(kJ/kg K) I x I
5 25.0000 6
0.0000 1.1676 249.2000 0.0009 8.5791 35.0000
I O000 1.7222 404 1'90 0.0506 1 0630 9.3375 8 O. 1144 1.1229 234 6000 0.0065 4.0630 3 3375 7 LIQ. S- 1.1203 234.6000 0.0005 5.5791
I 9 -12 O000 I 1 8592 I O0269 ~3346000 I 1 1241 1 0 . 2 1 q
Resultados Y
Tabla 5.13
comparación del comportamiento energético del refrigerante
EFECTO I R-I2 I HFC 1 COMP.I\RACION
1 T'otal(k~js) ' 01551 j 0.1225 f 2 1 0 ? 0 m e n o r a l R - l 2 [ Evaporador (kds) i O . I435 i O I 120 i 72 O " ó menor al R- 12
Intercambiador 1 0.01 16 1 O 0106 I 9.0 ?/O menor al R-I2 coIcfPR!3oREs:
FLUJO:
wCB(kJ/kg!) I 14.7438 I 18.9706 /28.7% mayoral R-12 ~ , - , ~ ( k J . / k g ) \ 16.5531 I 22 051 1 ' 3O.S '4 mavor 3! R-!3 w I o I (kJ/kg) I 31.5962 I 41.0216 129.5 ?/o mayor al R-12 PCB (kW) 1 7.9699 1 3.0181 1 1.69,O mayor al R-12 PCA(kW) j 3.3946 1 3.5052 3.3?,/, mayoral R-12
qo W k g ) 122.5202 157 060 25.3 ?/O mayor al R-12 PI,, W J )
3.8777 I 3.8257 , 1 . 2 0'0 menor al R-12 COP
2.5 '?,ó mayor al R-12 6.3645 i 6.5263
R-134a y R-12
R-12 R- 134a
-100 O 1 O0 700 . 300 5 O0 ENTMPIX (k.J/'kq)
Figura 4.12 Diagrama de presión entalpía del R-12 y R-l34a, ciclo 4.
44.5 CICLO 5
Tabla 5.13
Propiedades de cada estado del ciclo 5 de refrigeración con refrigerante R- 12.
Tabla 5.14
Propiedades de cada estado del ciclo 5 de refrigeración con refrigerants R- 134a.
ZS
1.7466 1 VSC 0.0525 14105377 4.0630 16.6279 3 I 7521 1 VSC 00530 I1121153 40630 IS 3230 2 1.7356 I VSC O 0516 14076339 4.0630 13.1935
4 s
O O000 1,1676 249.2000 0.0009 8.5791 35.0000 5 VSC 1.7625 432.5858 0.0352 5.5791 49.4823 4 VSC 1.7466 127.5170 0.0245 5.5791 41.6731
6
O2433 1.1341 2346000 0.0269 1.8592 -120000 9 1.0000 1.7732 ?04.1290 0.0506 4.0630 9.3375 8 0.1907 1.1746 239.2000 00102 4.0630 9.3375 7 LIQ. S- 1.1202 234 6000 O O005 S S791 25.0000
Tabla 5.15
Resultados y comparación del comportamiento energético del refrigerante R-1 34a y R-12
EFECTO R-12 1 HFC I COhlPAR4CION FLUJO:
! Total ( k d s ) 1 O 1 5 5 1 I 0.1225 j 21.O0/omenor al R-I2 ,
! Evaporador (ksv's) j O. 1435 1 O. 1120 ! 22.0 ?/o menor al R-I2 j 1 Interzambiador I 0.01 16 j 0.0106 I 9.0 % menor al R-12. ! 1 Comprgsores: j ¡ w~~(kJ /ksz) ¡ 14.7438 1 18.9706 !28.7O/ómayoral R-12 1 I
w ~ . ~ k J k g ) I 16 8521 1 22 O 5 1 1 ! 30.8?/0 mayor al R-12 1 , w-titot (kJ/kg) ¡ .31.5962 1 41.0216 129.8 ?,6 mayoral R-12
P o ( k W ) I 2.9699 1 3.0181 1 1.6 YO mayor al R-12 j Pc.,(kW) 1 3.3946 i 3.5082 I3.3?6mayoralR-12 I
q, (kJ/kg) 1 123.5202 157 060 128.2 YO mayor a1 R-12
i / PI,, (kLV) Í 6.3645 I 6.5263 12.5 96 mayor al R-I2
COP 1 3.9777 j 3.8287 1 1.3 9.b menoral R-12.. ~
R-12 R- 134a
-100 O 1 O0 300 ;o0 400 - 500 ENTALPIA (kJkg)
Figura 4.13 Diagrama de presión entalpía del R-12 y R - l j l a , ciclo 5
4.4.6 CICLO 6
. Tabla 5.16
Propiedades de cada estado del ciclo 6 de refriyeración con refrigerante R-12.
InrrenIer~a En Enerpia .L?alisis EnerneIico
4 1 1 6 7624
2.0350 1 0.0157 j 59.6520 0.2335 IO.3203 S I-12.0000 0.2237 ILIQ. S- 0.0008 1 59.6530 8.4770 7 1 25 O000 0.1605 0.1685 0.0076 1 69.4940 4.1636 6 I 9 1252
8.4770 0.0008 1 69 1940 I 0.2557 IO.0000 5 I 35 O000 8.4770 I 0.0216 1 206.6381 1 07105 1 Vsc
Tabla 5.17
Propiedades de cada estado del ciclo 6 de refrigeración con refrigerante R- 1 Ma.
Tabla 5.18
.Resultados y comparación del comportamiento energético del refrigerante
i FLUJO: ! T& ( k / s ) 1 0.1630 ~ 0.1285 j 71.2 ?4 menor al R-12 Evaporador (kgjs) j O. 1435 O 1 120 j 22.0 ?’O menor al R- 13
. 1 Intercambiador 1 00195 ’ 0 0165 I 5 3 %menor al R-12 I
j \vCB (kJ!ko,) 14.0257 ’ 15.0567 ; 29 O % mayor al R-11 ! \ ~ ~ . ~ ( k J ! k s ) i 157744 ~ 31 1165 l382?’ÓmayoralR-12 j
w,,, ( k ~ i k g ) 1 29 3001 I 3 9 . 2 0 3 133.5 ‘YO mayor ai R-12 ’ I pc3(kCt‘) 29699 ~ 3 0181 1 6 0’0 mavoral R-12
j coI\PREsoREs:
.. i PC 3, (kW) I - 1 - 3.3343 ~ 3 . 5 2 3 s j 9.0 YO mayor al R-12 [ Put ( k W I 6.1032 1 6.5419 I5.4?6 mayor alR-12 qd (kJ/kg) 122.5207 1 157.060 25.2 Oib mayor al R-13
I 4.1816 1 4 0063 / 3 .2%menora lR-12 -
R-134a y R-12
Incenieria En Eneroia . -balisis Enereerico
R-12 R- 134a
-100 I
L O 1 O0 200 300 400 500
Figura 4.14 Diagrama de presión entalpía del R-12 y R-1 %a, ciclo 6.
4.1.7 CICLO 7
Tabla 5.19
Propiedades de cada estado del ciclo 7 de refrigeración con refriserante R-
EST.4DO x S (kJ/kg K) p (bar) I v ( m 3 , k c ) I h (kJkg) T ("C) 1 ' 1,0000 O 7027 2.0450 I 0.0SZ4 I 152.1732 -12.0000
2s ~ 13 S491
1.00001 06318 3 I 94262 I 4.1636 1 00117 I 191.3637 VSC O 7161 4 1636 I 0.0440 [ 198.1076 2 j 19.4425 V-SC 0.7027 4.1636 1 0.0428 1 !94 4427
4s 1 34.9894
0.1557 1 O.OCC!O 69.4940 I O SOOS S 4770 3 1 35.0000
vsc 06915 00710 I 203.1250 S4770 I 1 j 46 7674 VSC O 7105 O 0216 206 6381 , S.4770 -
6 I 9.4282
14 SO21 I 0.1767 10.1253 0.0110 2.0450 8 1-12.0000 , 44 SO21 I O 17; I 1 0,0000 O 0007 3.1636 7 1 9 4282
0.2605 O 1685 69.4940 O 0076 4.1636 ~~~ ~ ~ .
,12.
Tabla 5.20
Propiedades de cada estado del ciclo 7 de refrigeración con refrigerante R-1%.
Tabla 5.3 1 2 2 5 9 3 8 Resultados y comparación del comportamiento energético del refrigerante R- 134a y R- 12
~ ~~~~ ~
Total (kgjs) 0.2890 ! 0.2219 ¡ 22.2 O/O menor al R-12 ,
Evaporador ( k d s ) 1 O. 1280 / O 0983 i 23.7 ?'O menor al R-I2
i PCB ( k W I 2.6488 j 2.6188 10.0 1 PC..\ (kW) I 3.1940 1 3.4735 i 8.7 % mavoral R-12 I P,,, (kW) I 5 8429 1 6.1222 I 3.8 % mayor al R- 12 q, (kJ/kg) I 137.3711 I 178.961 130.3 %mayoral R-12 COP 1 3.8181 3.7662 I 1.4 YOmenoralR-13
R-12 R-133,
-100 O 1 O0 200 3 O0 400 . 500 ENT.4LPI.A fkJik9)
Figura 4.15 Diagrama de presión entaipia del R-12 y R-l34a, ciclo 7
4.4.8 CICLO 8
Tabla 5.22
Propiedades de cada estado del ciclo 8 de refrigeración con refrigerante R- 12.
.ESTADO x S ( k J k g E;) h (kJ/kg) v (rn'kg) p (bar) T ("C) 1 1.0000 0.7027 182.1732 0.0823 2.0350 -12.0000
2s I 13.8491
1.0000 0.6913 191.3637 O0417 4.1626 3 I 9 4282 VSC 0.7154 198.1076 ' 0.0440 1.1636 2 I 19.4428 VSC 0.7027 194 4127 0.0428 4.1636
.IS I 17.7711
0.0000 0.2557 69.4940 O 0008 35.0000 1 8 4770 6 VSC 0.7220 213.3238 0.0228 8.4770 51.6772 5
vsc 0.7115 196.9714 0.0437 4 1636 4 VSC ,
209.9478 1 0.71 15 0.0221 8.4770 16.3665
7 ' 9 4282
0.0110 , -12.0000 1 3 0450 9 0.0000 44.8021 I 0.1731 0.0007 4.1636 9.4382 8 O. 1635 0.2605 69.4940 0.0076 1.1636
44.8021 I 0.1767 0.1255
Tabla 5.23
Propiedades de cada estado del ciclo 8 de refrigeración con refrigerante R-134a.
/
Tabla 5.24
Resultados y comparación del comportamiento energético del refrigerante R- 134a y ~ - 1 2
EFECTO I R-12 1 HFC 1 C0:MP"WACION FLUJO:
Total(krr/s) [ O 1539 i O 1214 121 1 ?GmenoralR-13 Evaporador (kgs) ~
O. I Z S O i 0 O353 I 23 2 o/b menor al R-12 Intercambiador Q0259 1 0.023 1 1 10.7 % menor al R-12
COMPRESORES: \vcB (kJ,'kp) I i 3.2499 1 1 6. 5002 I 26.3 % mayor al R- 12 ~ ~ , ~ ( k J , ' k g j ; 16 SS34 ! 31 Cil 1 30.8 'Yó mayor al R-12 j
w,,~ (kJ/k,e) 1 30.1033 38 S513 29.1 % mayor al R-12 PCB ( k W ) i 2.6455 0.0 , 2 6158 PC..\ 1 3.3690
COP 1 4.5625 1 4.6063 10.93 %mayor al R-12
20.5 YO menor al R-12 2.6770 Pm, ( k W I 6.0173 6.12533 ¡ 11.5 %menor al R-12 q, (kJikg) I 137.371 1 1 175.961 30.3 YO mayor al R-12
í
50
R-12 R- 13 la
10
O
Te,=,,= - 12 "C Tco,,, 35 "C Qo=17.58 kW
-100 O 1 O0 200 3 O0 ENTALPIA ( H i ' k )
400 500
Figura- 3.16 Diagrama de presión entalpía del R-12 y R- 134a, ciclo 8.
4.3.9CICLQ 9
Tabla 5.25
Propiedades de cada estado del ciclo 9 de refrigeración con refrigerante R-12. EST.4DO h (kJ/ke) 1 S (kJ:'ke K) X v (m.'/ke) p (bar) T ("C)
1
1.1636 1 O0417 9.4252 3 1 1 3 5794 i 0 7213 I VSC 5.1770 0.0217 5 1 3704 2 306.3560 1 0.7027 1 VSC 00216 5.1770 41.6777 2s I S ? . 1732 I 0.7027 1 I .OOOO 0.0524 2.oLtjo -I~.OOOO
2Có6351 1 O . l i 3 5 1"SC 46.7621 1 S.477C 0.0216 1 5.1770 I 0.0210 I -03 i 2 5 0 I 0.6315 I VSC 2 . 9 5 9 4 4s
191.3637 1 0.6918 1 VSC
5
O. I767 1 O. 1258 41.5021 0.01 I O 2.0350 -12,0000 9 o. 1-3 1 , 0.0000 44.S07-I O 0007 1.1635 9.1252 8
0.1655 0.2605 69.4940 0.0076 4.1636 9.4252 7 0.0000 63 4940 1 0.3557 O 0008 5.4770 35 O000 6
212 4099 I 0.7157 1 VSC 19.7852 1 S 1770 I 0.0225
Tabla 5.26
Propiedades de cada estado del ciclo 9 de refrigeración con refrigerante R- 134a.
2s 1.7356 I VSC O0240 1134 3087 43.3095 I 5.5791 2
9.3375 3 0.2144 I VSC 4310609 O 0034 5.5791 5.9230
1.7905 1 VSC S 8791 I 00264 /-142.0165 58.3515 5 1.7357 I VSC 5.5791 I 0.0242 I315.2155 43.7956 4 1.7232 I V s c 420.3887 5.5791 I 00235 35.6921 1s 1.7332 1 1.0000 304 1290 O0506 4.0630
6 1.1676 fO.0000 5 8701 j O 0009 1219.2000 35,0000
r 7
9.3375 8 0.1907 1.1746 0,0103 249.2000 4.0630 9.3375
0.1378 1.0502 0.01 j j 1212.6990 -12.0000 1 . 1.8592 9 0.0000 1.0453 0.0008 1212,6990 1.0630
Tabla 5.27
Resultados y comparación del comportamiento enersético del refrigerante R - l N a y R-12
I EFECTO 1 R-12 HFC 1 COMPAR4CION 1 FLUJO-
Total(k/s) I 0.1539 1 0.1211 121.1 %menoralR-l? Evaporador ( k d s ) I O. 1250 j O 0983 I 2 3 2 '?LO menor al R-12
1 Intercambiador 1 0.0259 I O 0231 , 10.7 %menor al R-12 1 coMPREsoREs: I WCB &.J/kg) 1 26.1 150 ! 34.3161 ! 31.4 % mayor al R-12 1 I wc..,(kJ/kg) ! 15733 j 3.5576 i 38.2 %mayoral R-12-
~~ ~
wrOi (kJike) 1 25.6551 I 37.8737 32.0 % mayor al R-12 Pcs(kW) ~ 5 2207 5.4104 i3.6%mayoralR-12
1 PC.\ jkW) 1 0.5144 I 0.6348 j 23.4 %mayor al R-12 P,,, ( k W ) 1 5.7352 1 6.0452 15.4 %mayor al R-12 1 q, (kJ;kn) I 137.371 I I 175.961 130.3 %mayor al R-12
1 COP 1 4.7554 1.7252 1.3 % menoral R-12 I
R-12 R- 1 34a
O 1 O0 200 300 500 ENT.U-PIA (kJikg)
Figura 4.17 Diagrama de presión entalpía del R-12 y R-l34a, ciclo 9.
4.5 COMPARACION ESERGETIC.4 ENTRE LOS REFRIGERASTES R-12 Y R-134a
EN LOS SISTEMAS DE REFRIGERACION ESTUDLWOS
A partir de los resultados presentados se han elaborado una serie de gráficas para analizar
el comportamiento de los nueve ciclos con respecto a los refriserantes R-12 y R-134a; así en
la gráfica mostrada en la Figura 4.18 se muestra la relación entre los flujos totales de
refrigerante ocupados en cada ciclo, en la Figura 4.19 e1 trabajo de compresión en cada ciclo,
en la Figura 4.20 las distintas potencias absorbidas por compresores, en la Fi,gura 4.21 la
potencia frigorífica y en la Figura 4.22 se muestra el comportamiento del COP para cada
ciclo.
Cabe hacer notar que para los ciclos 3,4,5 y 6 que tienen intercambiador de calor, se ha
tomado un subenfriamiento constante de 10 T , esto es, la temperatura a la salida del
intercambiador es 10 "C menor a la temperatura de condensación.
Veamos las diferencias que existen en los resultados de los ciclos, ya que finalmente estas
diferencias repercuten directamente en el parámetro de interés para las maquinas frigoríficas:
el COP.
l . Con base a los resultados anteriores, en la Figura 4.18 se observa que el flujo de refrigerante
( m ) requerido es menor para todos los ciclos, cuando se utiliza R- l 3 l a que cuando se utiliza
R-12. Además se obsema que el comportamiento es similar en ambos casos. El ciclo 7 es el
que requiere de mayor flujo en S5 o,ó aprosimadamentz con respecto a los ciclos que tienen
menor gasto másico (1,8,9). Con referencia a los refrigerantes, t ambih el ciclo 7 es el que
casta menos tlujo en 22 oh, los ciclos 1:3,4,5,6,5 y 9 rsquieren 2 1 g ó menos y el ciclo 2 es el
que requiere menor un 17 Yó, esto es de R-134a con respecto al R- 13. De los ciclos estudiados
los ciclos que tienen un menor tlujo de refrigerante son 1 , S y 9 con O. 1539 kg/s para R-12 y
O. 12 14 kg/s para R134a.
0.3 . . . . ..._ : '..
O' i - R- 1341 R-I2 .. . . . . . . . .
0 O5
o ' 1 7 3 J 5 6 7 S 9
CICLO
Figura 4.18 -Gráfica de flujo total para los ciclos.
2. Para visualizar el comportamiento de l a s instalaciones presentadas respecto al trabajo w que
se requiere para accionar el compresor, a fin de comprimir el vapor refrigerante, se presenta la
Figura 4.19. Podemos observar que en todos los ciclos presentados, se requiere de mayor
trabajo de compresión para el R-134a que para el R-13. Esto nos podría causar un concepto
erróneo, v:l que como hemos visto se requiere de menor flujo de refrigerante con R-lXa, pero
como el tnbajo de compresión es una cierta cantidad de energía mecánica por unidad de masa,
entonces p r a llevar a cabo el ciclo y prGducir el mismo efecto de refrigeración necesita más
energía por unidad de masa.
En la Fisura 4.19 se ve que el mayor trabajo requerido se tiene en el ciclo 7 con un 3 O:ó
respecto 31 ciclo que consume menor trabajo (9), lo que se jus-tifíca con lo que se ha espl'icado.
Las diferencias del trabajo requerido oscilan entre 29 Oh (para los ciclos 1 y 8) y 34 % (para
el ciclo 21 mayor para el R-134a con respecto al R-12. El ciclo 9 que requiere menor trabajó
de compri\sión con 25.6 kJkg y 37.57 k.J:ks y el que requiere de mayor trabajo es el ciclo 7
con 35.9k.l kg y 47.5 I;J/kg, para el R-12 y R-l3-h respectivamente.
50 I
40
30
20
O 1 L ? 3 I 5 6 7 . S 9
I CICLO
Figura 4.19 Gráfica de trabajo total para cada ciclo.
3 . Como sabemos conviene más deteminar la cantidad de potencia necesaria para accionar el
. compresor, que determinar el trabajo requerido. La comparación de los ciclos se muestra en la
Figura 4.20, donde se observa que la potencia es mayor en todos los ciclos para el R-131a que
para el R-12, esto se debe a que la potencia es función del trabajo de compresión y del flujo
másico. Por lo tanto podemos observar en la gráfica 4.20 que para los ciclos en los que se tiene
S I mayor flujo de refrigerante la potencia suministrada debe ser menor. Así para el ciclo 2 en
este caso se tiene el mayor consumo de potencia(6.4 y7.26 k W para R-12 y R-134a) en 1.1 y
2 ?,ó para el R- 12 y Rlj-la respectivamente, con respecto al ciclo de consumo menor, ciclo 9,
que se le suministra una potencia de 5.7 y 6.0 'kW para R-12 y R134a. Las diferencias con
respecto al refrigerante están entre 2 y 5 % mayores en todos los ciclos, excepto en el ciclo 2
. .
. -
que es de 11.7 %, con R-134a que con R-12.
Para el ciclo 1 el consumo de potencia es casi el mismo cuando se usa cualquiera de los dos
refrigerantes, ya que se tiene solo una diferencia del 1.8 ?/o mayor con e l R-134a.
8
............................................................................................ ............................................................ ....
F 4 " - R- 134a
........... R- 12 s.
2 "
0 - 1 2 3 J 'I 6 7 S 9
CICLO
Figura 4.20 Gráfica de potencia total para los ciclos.
4. En la Figura 4.21 se muestra que el efecto refrigerante, qo, es mayor para el R-134a que para
el R-12, lo cual se puede confirmar en los diagramas presión-entalpía presentados.
Observemos que para los ciclos 1,7,8, y 9 el efecto refrigerante es igual de 137.3 y 178.9 kJ/lig
para R-13 y Rl34a respectivamente, prcsentando una diferencia de 30 9.6. También para los
ciclos 3,4,5 y 6 es igual, 122.5 para R-13 y 157 kJ/kk,o para R-134a, mostrando una diferencia
6de 28 Yó y, para el ciclo 2 tiene el menor efecto refrigerante de 112.6 con R-12 y 135.2 kJ/kg
con R-134a lo cual representa una difersncia dz 20 Yó.
-R- 134a ........... R-12
o " I 7 3 -I -7 6 7 8 9 c iao
Figura 4.2 1 Gráfica de efecto refrigerante para cada ciclo.
5. Por ultimo, en la F i g r a 4.22 se muestra la relación entre los coeficientes de operación de
los ciclos (COP). Aquí es donde se ven reflejadas las diferencias de los parámetros que se han
analizado y que inciden sobre la eficiencia de las instalaciones frigoríficas. En la Figura 4.22
se muestra que el' COP de refrigeración es mayor en todos los casos excepto el ciclo I y 8
cuando el refriserante es R- 12 que cuando es R- 134a. Haciendo un análisis se comprueba que
el COP del ciclo 8 es mayor para R-134a para cualquier temperatura de evaporación y para el
ciclo 1 para temperaturas de evaporación mayores a -9.8 "C el COP es mayor utilizando R-12.
Analizando los resultados obtenidos y como se puede ver en la siguiente gráfica, el COP en
orden descendente es: el ciclo 9 es el que tiene mayor COP, seguido por los ciclos 1 y 8 que
tienen el mismo COP, después los ciclo 3 y 6 también con el COP igual, posteriormente los
ciclos 4 y 5 en los cuales también coincide este valor, el ciclo 2 y por.último el-ciclo 7 con el
más pequeño valor de COP.
. _
1 2 5 1 > 6 7 8 9 CICLO
Figura 4.22 Gráfica del COP para cada ciclo.
Una observación importante-es comparar los ciclos, sin y con subenfriamiento del liquido
condensado (con intercambiador de calor intermedio), los que solo tienen desrecalentamiento
(cámara de mezclado) y el que tiene cámara separadora y cámara de mezclado. Usaremos el
parámetro de referencia que es el COP de Carnot que para este caso es de 5.55 para observar
que tan eficientes son estos ciclos.
Los ciclos 3, 4, 5 y 6 que son 10s que cuentan con intercambiador de calor para el
subenfriamiento, tienen un comportamiento similar entre ellos, véanse las Fi,was 4.18, 4.19,
4.20 y 4.21 que muestran este comportamiento. El subenhamiento muestra ventajas, aunque
no son los mejores, ya que a1,ounos ciclos sin intercambiador de calor tienen coeficiente de
operación mayores que estos. Tómese en cuenta que el grado de subenfriamiento puede ser
mayor lo que implicana que el COP de estos ciclos aumente al aumentar así el efecto
refrigerante, como se puede ver en los diagramas presión-entalpía para estos ciclos. En los
ciclos 4 y 5 se observa que solo tienen una variante en cuanto a la extracción del refriserante
para el subenfriamiento, de los resultados se puede ver que esto no afecta al ciclo, por l o cual
esta extracción se puede hacer antes o después del subenfriamiento s e ~ n convenga,
obteniéndose la misma eficiencia de la instalación.
Los ciclos 2, 7, 8 y 9 son los que solo cuentan con cámara de mezclado (efecto de
desrecalentamiento), muestra ventajas económicas al solo contar con este accesorios. En los
resultados se ve que con el ciclo 8 se puede obtener el mismo coeficiente de operación que el
ciclo 1 el cual tiene tambiin cámara separadora, obsérvese en el diagrama esquemático
correspondiente a este ciclo la forma de desrecalentamiento que no se da en la cámara de
mezclado. En el ciclo 9 vemos la mayor vsntaja al utilizar este tipo de instalación, ya que en
este ciclo es donde sz tiene el mejor COP de todos los ciclos estudiados, aunque la ventaja
principal de este ciclo se ve el trabajo y por consiguiente en la potencia de compresión, como
se observa en e¡ diagrama esquemático correspondiznte en un compresor solo pasa una
pzqueña parte del flujo total del ciclo, lo que implica quz el trabajo de compresión sea menor y
si se observa la Figura 4.21 se ve que este ciclo tiene el mayor efecto refrigerante, lo que se
manifiesta en el coeficiente de operación. También hay desventajas en los ciclos 2 y 7 que son
los que preser,tan un COP menor comparado con los demás ciclos.
El ciclo 1 cuenta con cámara de mezclado y cámsra separadora, que representa un papel
importante en el ciclo, ya que cumple con la función de separar el refrigerante en dos
corrientes, liquido y vapor, permitiendo así, un incremento en el efecto refrigerante y al mismo
tiempo produce el interenfriamiento en la cámara de mezclado. Es también una buena opción
ya que presenta un COP más alto, aún que los ciclos que tienen intercambiador de calor.
El estudio energético y los resultados obtenidos en la simulación de los ciclos de
refrigeración por compresión de vapor han demostrado que el comportamiento energético de
los ciclos de refrigeración es mejor cuando se utiliza R- 12 que cuando se utiliza el R- INa ,
cuando se opera a las mismas condiciones de temperatura de evaporación, temperatura de
condensación, capacidad de refrigeración y eficiencia de compresión, sin embargo el R-134
tiene más bondades ecológicas, por lo que resulta ser un buen sustituto para el R-12. También
se demuestra que los equipos en los que se utiliza refrigerante HFC- 134a tienen un
comportamiento similar a l que se tiene en los equipos de refriseración usando el R-12. En los
equipos con R-134a cuando se trabaja a las mismas presiones de evaporación y condensación
se obtiene-un COP mayor a los que trabajan con R-12. . . . .
4.6 ANALISIS DE RESULTADOS
De acuerdo a los resultados obtenidos de la simulación de los ciclos de refrigeración por
compresión de vapor, hecha para diferentes tempraturas de condensación y evaporación se
presentan las siguientes gráficas y su análisis. Estos resultados corresponden al ciclo I ,
teniendo en cuenta que para los otros ciclos el comportamiento es similar.
4.6.1 L%rCIDENCL4 DE LA PRESIóN DE EI'APORACION Y CONDESSACION
La máquina di: compresión básicamente intercambia calor con dos fuentes externas, cuyas
temperaturas inciden directamente sobre las presiones de evaporación y condensación, y en
consecuencia sobre la eficiencia con la que trabaja el ciclo de refrigeración. En la Figura 4.33
se muestra el COP en función de las presiones de ef.aporación y condensación.
12
10
8
6
4
2
O
qlsic=o. 77
-R-l34a
O O. 5 1 1.5 L- 3 2.5 3 3.5 4
P arrp ccar> Figura 4.23 Comportamiento del R- 12 y R- 134a a diferentes presiones de condensación'
y evaporación.
En la gritica 4.23 se muestra claramente que el COP de refrigeración es mayor cuando el
refrigerante es R- 134a que cuando es R- 12 cuando se trabajan a la misma temperatura de
condensación y evaporación: y a una carga de enfriamiento constante. Tómese en cuenta que a
una misma temperatura de saturación se tienen diferentes presiones para los refriserantes
respectivamente.
En esta gr¿ifica se interpreta la definición del COP~,mor=T~i(TA-T~), observemos que al
aumentar la temperatura de condensación, es decir la presión de condensación, y manteniendo
la presión de evaporación constante, el COP disminuye, y al aumentar la presión de
evaporación con una presión de condensación constante, aumenta.
En la Figura 4.21 se muestra que el efecto rehgerante para el R-134a es mayor que para el
R-13. En las tablas de resultados anteriores se confirma esta aseveración, ya que el efecto
refrigerante es aproximadamente mayor 30 ?;/o con el refrigerante R-134a que con el R-12.
6.66
.. .. - -. - Q,=17.58 qsIc=0. 77
- Figura 4.24 Efecto frigorífico en función de la potencia Suministrada a los compresores.
De la Figura 4.24se aprecia que al incrementar el efecto fri,oorífico en el sistema, la potencia
suministrada a los compresores se incrementa considerablemente, en el caso del R-134a este
aumento es mayor, pero como se ha mencionado se obtiene un mayor efecto frigorífico.
Obskrvese que para una presión de evaporación constante, al aumentar la presión de
condensación el efecto frigorífico disminuye y la potencia suministrada aumenta
repercutiendo directamente en el COP del ciclo, como se puede corroborar en la Figura 4.23.
Para una presión de condensación constante cuando se aumenta la presión de evaporación la
potencia suministrada disminuye, y por lo tanto S I COP aumenta.
inrreniena En Enerola .Uz[ ! j i j E:erve11c3
Es importante hacer notar que, aunque se suministre menor potencia a los compresores,
cuando se trabaja con R-12 no se, tiene un ahorro de energía, ya que se tiene menos efecto
frigorífico lo cual afecta la eficiencia de la máquina. En general, es mejor trabajar con R-l34a,
ya que para los mismos tirantes térmicos, se tiene un efecto refrigerante mayor que el que se
.. .
obtiene con el R-12.
4.6.3 IXCIDENCLA DE L.4 VARL4CION DE FLUJO hfASIC0
I
I
11
10
9
8
7
u 6
5
4
3
2
S
- R-134, - R-12
o. 1 o. 12 o 14 O. 16 o. I S
ni0 total (!&/S)
0.2 0.22 0.34
Figura 4.25 Coeficiente de Operación en función del flujo másico total para el R-12 y R-134a.
A l analizar la Figura 4.25 se nota que cuando se utiliza S I refrigerante R-13-h se tizne un
ahorro de flujo de refrigerante, que cuando se utiliza R-12, en un 20 %. Para las mismas
presiones de evaporación y condensación. Lo que implica que se tenga que suministrar un
mayor trabajo de compresión y una mayor potencia como se observa en al Figura 4.24, esto
quiere decir que se requiere un compresor de mayor capacidad cuando el refri, oerante es R- 13-la.
. .
Ino,eniena En Enerqia .&nalislj Enerz?iica - "
Para una presión constante de condensación al ir aumentando la presión de evaporación
disminuye el flujo total requerido, lo que implica que el COP del I ciclo aumente
considerablemente, esto es debido a que como se puede ver en la Fi,gura 4.24, cuando la
presión de evaporación aumenta la potencia suministrada a los compresores disminuye. De
esta manera se tiene un mejor coeficiente de operación cuando se tiene un tirante térmico
menor cuando se utiliza R-12 y R-134a. Obsérvese también que cuando se trabaja con tirantes
térmicos iguales, aunque cuando se utiliza R-12 se tiene un mayor flujo másico se alcanzan
coeficientes de operación similares al R-134a.
CAPITULO 5
La energía se conserva en todo proceso. No puede destruirse. La energía que entra con el
combustible, la electricidad, los flujos de materia y otros flujos que pueden localizarse en los
productos y subproductos. Sin embargo, la idea de conservación de la energía por si sola es
inadecuada para aclarar algunos aspectos relevantes de la utilización de los recursos
energéticos.
Así, podemos considerar cada tipo de energía formada por dos partes: una es la directamente
transformable en cualquier otro tipo y el resto es energía no transformable. La parte
transformable es lo que denominamos energía útil o exergía.
A diferencia de la energía, la exergía no se conserva sino que es destruida en las
irreversibilidades de los procesos reales. Generalmente, la ineficiencia de un dispositivo o un
proceso es una consecuencia de esa destrucción.
La segunda ley (o ley de degradación de la snergía) establece que el porcentaje de exergía
contenido en un flujo de energía disminuye a medida que éste se utiliza. El problema
energético es un problema exergético: necesitamos continuamente exergía y esta se pierde, sin poder evitarlo, a medida que la utilizamos, Al final, todo flujo de energía acaba convirtiéndosz
en calor a la temperatura ambiente (exergía cero).
Uno de los usos más importantes del segundo principio es determinar las mejores eficiencias
teóricas de los sistemas. Comparando la eficiencia real con el óptimo teórico pueden
alcanzarse potenciales de mejora. La máxima eficiencia de una máquina térmica se obtiene
mediante procesos idealizados, en esta sección se distinguen estos de los procesos reales.
Foco caliente Q.L T.1
le (irrev) operando entre los mismos focos.
Proceso reversible
Un proceso es reversible si el sistema y el entorno pueden regresar a sus estados iniciales
despuis de que el proceso haya tenido lugar. Estos proce.sos no ocurren, pero ciertos procesos
reales son aproximadamente reversibles.
En la Figura 5.1 se muestra una maquina reversible, en donde T.\ > Tg. La eficiencia t imica
del ciclo es con base en la primera ley
(5.1)
(5 .3)
Ineenieria en Enerola E s c w a
sustituyendo las ecuaciones ( 3 ) , ( 3 ) en ( I ) se tiene
(5 .3 )
(5.3)
La ecuación (5.4) representa la máxima eficiencia tirmica de los ciclos de potencia y los
máximos coeficientes de operación de los ciclos de refrigeración en términos de las
temperaturas de los focos evaluadas en la escala Kelvin. Esta expresión puede emplearse como
estándar de comparación para ciclos reales de refrigeración.
Proceso irreversible
Un proceso es irreversible si, una vez que el proceso ha tenido lugar, resulta imposible
devolver al sistema y a todas las partes del entorno a sus respectivos estados iniciales.
En la Figura 5.1 se muestra una máquina térmica irreversible a la cual se le suministra el
mismo &que a la máquina termica reversible; y además, operan entre los mismos dzpósitos 1 . . .
Haciendo una comparación entre una máquina rsversible y una máquina irreversible surge
la pregunta ;Cuál trabajo es mayor?. Como se ha mencionado el trabajo ideal es mayor
IF;fl. > ?yrty esto quiere decir que
(5 .5 )
Al comparar las efíciencias de las ecuaciones (5.4) y (5.5) se encuentra que 7,- > q,rrm, es
decir, la máxima eficiencia térmica es la de Carnot o reversible.
Ingeniería en Energia Exerzia
Q,, Q B A "~ = O reversible -
" Q., o s i r m 3 < O irreversible T, 'b
5.2 DESIGUALDAD DE CLAUSIUS
La desigualdad de Clausius establece que
(5 .6)
donde ¿Q representa la transferencia de calor en una parte de la frontera del sistema, T es
la temperatura absoluta en dicha parte de la frontera, esta integral deberá realizarse sobre el
ciclo completo.
Este principio nos dice que cualquier sistema cerrado que efecpha un proceso cíclico, la
suma de todos los términos 2 en cada incremento diferencial del proceso será siempre igual do T
o menor que cero. La igualdad se aplica cuando si no se producen irreversibilidades internas
. cuando el sistema ejecuta 21 ciclo, y la desigualdad se aplica cuando se presentan este tipo de
irreversibilidades.
5.3. DEFLYICIOS DE ENTROPL4
En l a Figura 5.3 se presentan dos ciclos realizados por un sistema cerrado. Un ciclo consiste
en un proceso internamente reversible A que va desde el estado 1 hasta el estado 2, seguido de
un proceso internamente reversible C que va desde el estado 2 hasta el estado 1. El otro ciclo
consiste en un proceso internamente reversible B que va desde el estado 1 hasta el 2, seguido
del mismo proceso internamente reversible C que va desde el estado 2 hasta el 1 .
Ingeniería en Eneroia Eserela
1
1
Figura 5.3 Dos ciclos internamente reversibles utilizados para demostrar que la entropía es
una propiedad termodinhmica.
Para el primer ciclo conformado por las trayectorias A y C, la desigualdad de Clausius para . . d o
este caso como los procesos son reversibies, se cumple la igualdad: f -= T = O
(5.7;
Para el ciclo B-C, se tiene la siguiente expresión de la desigualdad de Clausius.
Estas expresiones también se pueden escribir de la siguiente manera.
Por lo tanto en un proceso internamente reversible, la integral
de las trayectorias A, B, y C. Como A, B, y C se han elegido de
1: es la misma a 10 largo
manera arbitraria, la integral
e slempre tiene el mismo valor para cualquier trayectoria internamente reversible entre los
estados 1 y 2. Esto es, el valor de la integral dspende únicamente de los estados extremos.
Puede concluirse, que la integral define el cambio en alguna propiedad termodmamica del
sistema. Eligiendo el símbolo S par representar esta propiedad, su cambio vendrá dado por
S, -S, =. [ 12 rev (5.9)
el subíndice “int rev” indica que la integración debe realizarse sobre cuaIquiera de los
procesos internamente reversibles que conectan los dos estados. A esta propiedad se le
denomina entropía. La entropía es una propiedad extensiva. Sus unidades en el SI son JK.
Para un proceso diferencial,. la ecuación (5.9) que define el cambio de entropía adopta la forma
(5. IO)
‘3.1 EL PRIiiCIPIO DEL Li’iCREMENTO DE LA ENTROPW
En la Figura 5.4 se muestra el proceso cíclico, donde la trayectoria B es internamente reversible y la trayectoria A es un proceso internamente irreversible.
. F i y r a 5.4 Proceso cíclico donde la trayectoria A es irreversible y la trayectoria B es
reversible.
Obséwese en la Figura 5.4 que el ciclo no se cierra por que existe pérdida de calor Q, para
el ciclo completo
(5.11)
El signo de desigualdad se establece para la desigualdad de Clausius para ciclos
irreversibles. Además como el cambio B es reversible, se tiene que
(5.12)
Ingeniería en Enersia Ewroia
Sustituyendo la ecuación (5.12) en (5.11) se tiene
(5.13)
En el caso que el proceso 1A-2A es cualquier trayectoria reversible se tendría que
Pero corno el recorrido A es cualquier trayectoria irreversible; entonces para los procesos
irreversibles se tiene que
(5.14)
Combinando la ecuaciones 5.9 y 5.14 se halla que, para cualquier tipo de proceso en el que
intervenga un sistema cerrado,
(5.15)
En las ecuaciones (5.15) el s i g o de desigualdad se aplica en los procesos irreversibles 1; la
igualdad para los procesos reversibles que incluyen sistemas cerrados. Si el cambio de
entropía de un sistema cerrado es mayor que la integral de el proceso es imposible. LJO I
De las ecuaciones anteriores se deducen dos relaciones muy importantes.. En la ausencia de
transferencia de calor. todo el sistema debe satisfacer la condición
L'Sdrtlhdrrro - > O
y para un cambio finito de estado
aSod;ohArrco o
(5.16)
(5.17)
La función' de entropía siempre aumenta en presencia de irreversibilidades internas en un
sistema adiabático cerrado. "En el caso de límite de un proceso adiabático internamente
reversible, la entropía se mantendrá constante.
Ingeniería en Eneroia Exernla
En ingeniería muchos procesos no son adiabáticos. En los casos en que hay transferencia de
calor es necesario incluir el análisis de la segunda ley en cada parte de los alrededores que se
ve afectados por los cambios en el sistema de interés.
Un sistema que incluya todas las partes que efectúan cambios durante un proceso recibe el
nombre de szsfema uisludo; el cambio de entropía de un sistema aislado (aisl) es la suma del
cambio de entropía de1 sistema cerrado (sist). de interés y el cambio de entropia de sus
alrededores (alre) que sufren cambios, es decir,
(5.18)
Como no hay transferencia de calor y masa a través de sus fronteras, todo sistema aislado
satisface la condición de ser cerrado y adiabático. Por lo tanto
Iissisr.ois, = 'Ss, f dS& 2 o (5.19)
Si el cambio de estado es finito, entonces
1 s i t . = llsr + S a/r 2 0 (5.20j
A un sistema aislado se le llama también sistema totuí ó universo. Para remarcar el hecho de
que para los sistemas que no son adiabáticos se deben de tomar en consideración todas las
partes del espacio fisico que se ven afectados por un proceso
Sz puede generalizar lo siguiente:
1. Los principios de aumento de entropía son enunciados direccionales. Limitan las
direcciones en la cual se pueden efectuar los procesos. Es imposible que la entropía disminuya
en sistemas cerrados adiabáticos, o en los sistemas compuestos que actúan entre sí.
Ingenieria en Enercia Eseraja
2. La función entropía es una propiedad que no se conserva, y los principios de aumento de
entropía no son leyes de conservación.
3. La segunda ley establece que se llega a un estado de equilibrio cuando la función entropía
alcanza su valor máximo posible consistente con las restricciones que se imponen en el
sistema.
Ejemplo para ilustrar el aumento de entropía: Considérese el sistema aislado de la Figura
5.5 que consta de un recipiente único y rígido que inicialmente se llena con 4.22 kg de vapor
de agua saturado a 10 Mpa y 5.78 kg de agua en forma de líquido saturado a 1 Mpa, calcular el
aumento de entropía cuando el sistema se encuentra en equilibrio.
. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Figura 5.5 Sistema aislado.
Líquido A: Las propiedades del líquido se obtienen en tablas, entrando con el valor de pA =
1 Mpa. UAI = 76 1.7 kJkg = 0.001 127 m'ikg
m.A= 5.78 kg SA^ = 2.1391 kJ/kg K T A l = 180°C
Vapor saturado B: En tablas de vapor saturado, con la presión PBI =10 Lipa.
Por lo tanto al energía total, el volumen y la entropía del sistema en su estado inicial son:
Ul = 5.78(761.7)+ 4.22(2544.4) = 15140 kJ
V1 = 5.78(0.00.1127)+ 4.22(0.01 SO;) = 0.0826 m'
S I = 5.78(2.1391) $. 4.27(5.6149) = 36.07 k J K
El volumen es constante Vz = VI
Al suponer que el sistema es aislado U? = U] ya que Q + W =AU
Como se supone que todo el sistema esta en equilibrio al final del proceso, la energía interna
y el volumen determinan el estado 2, entonces
Ingenieria en Energía Eseruia
La presión y temperatura de equilibrio son: pes = 6 MPa y Te, = 236 "C
Donde Teq = 2 (180)(3 10)
Y en tablas
vf = 0.00 13 19 m ' k g v, - = 0.03244 ms'kg
u f = 1205.4 kJkg U, = 2589.7 kJkg
sf= 3.0273 kJkg K ' S, = 5.89 k J k g K
v2 - vf
v " V f
.~
. " . . X = = 0.223
g
1l2 = l l f + X , ( r t , - ~ [ ~ ) = 1 5 l . t W / k ~
' S, = ( s f + X 2 ( s f - s,))!n = 36.6jWl kg
incremento
p.r = 0.059kf i kgK
Como el sistema está aislado, no hay transferencia de entropía y en consecuencia, SLI
producción sólo da como resultado un aumento en la entropía almacenada, de donde sz
obtiene el balance de entropía
P3 = \ ' "S, Prou 'ucao~~ . { u n ~ e ~ k x i e
' 2
La szsunda ley establece que la producción de entropía debe ser positiva o almenos, iLwal a
cero p, =&-S, 2 0
= 36.65 - 36.07 = 0.58.U i kxK
Como e1 proceso produce entropía, es irrtversible, esto concuerda con lo esperado
Inrreniena en Enersia Exerola . ~-
5.5 FOR%fAS DE ENERGLA - - . -
La energía puede presentarse en forma de energía ortienudu y energía desordenudu.
La energía ordenatfu (o de alta calidad) puede presentarse como energía cinética y energía
potencial, puede transformarse totalmente en otra forma ordenada si se realiza el proceso
reversible, el intercambio reversible de energía ordenada entre dos sistemas se produce en
forma de trabajo y, se produce sin cambios en las entropías de los sistemas afectados. Las
propiedades termodinámicas del ambiente no interviznen en la determinación de los
intercambios de energía ordenada y puede analizarse s d o con la ayuda del primer principio.
. .. .
La energía tiesordenudu. Pertenece a esta clase la energía interna, tanto de naturaleza fisica
como química, asociada con movimientos aleatorios de átomos o moléculas.
Consideremos un manantial calorífico a la temperatura T. Si el ambiente se encuentra a una
temperatura To, el segundo principio de la Termodinámica nos indica que la manera más
eficaz de transformar energía calorifica (desordenada), en trabajo mecánico (ordenado) es
mediante una máquina reversible. El trabajo W realizado 2s JV = q,,,,,Q , donde
- I - -. Por lo tanto la calidad de Q que vienen medida por qcamot, depende de la rlcllmor -
temperatura T a que está disponible y de la To ambiente. Por otra pane, el manantial calorífico
pierde una entropía Q/T, igual a la QJT, ganada por el ambiente. No hay creación de entropía,
por ser .el proceso reversible.
T o
T
Con este ejemplo vemos, que la calidad o capacidad de producir un efecto útil de las formas
desordenadas de energía depende de la entropía, del tipo de energía y de las funciones
. termodinámicas del sistema y del ambiente. Las formas ordenadas, por el contrario, no
dependen de la entropía, tienen la calidad maxima e invariable y son totaImente convertibles
en otras formas de energía.
Para apreciar la calidad de las diversas formas de energía es preciso encontrar una medida
totalmente general, válida en el análisis de cualquier sistema energético o químico. Esta
Ingenieria en Enerpia Exe:.ria
medida es el trabaio útil máximo que puede obtenerse a partir de una cantidad dada de energía
de una cierta forma y referido a un ambiente determinado. Esta medida es la llamada esergía.
5.6 EL CONCEPTO DE E'XERGLA
La exergía es la máxima cantidad de trabajo que se puede obtener del desequilibrio entre un
sistema y su entorno. Si en el proceso reducción del equilibrio se utiliza un dispositivo que
funciona con fricción y disipación de calor, entonces no se realiza en trabajo toda la exergía
disponible, sino solamente una parte; el resto se desperdicia, y se consigna como dispendio de
recursos. Pero si los dispositivos operan sin fricción y disipación, es decir, reversiblemente,
entonces del desequilibrio se puede obtener el trabajo máximo o toda la exergía presente en el
sistema y su entorno.
5.6.1 Ambiente y estado muerto
El umbiente se define como un sistema simple compresible de dimensiones enormes y se
mantiene siempre a presión, po, y temperatura, To, uniformes. Proporciona, un nivel de
referencia natural para la determinación de la energía utilizable
Los cambios en las propiedades elqensivas, energía interna Un, entropía Sa, y volumen va del ambiente están relacionados a travis de la siguiente ecuación. Como To y po son
constantes:
3. U, = - P,,A (5 .22 )
Si el estado de un sistema cerrado, es diferente al del ambiente, existirá la posibilidad de
producir trabajo. Si el sistema evoluciona hacia el equilibrio termodinámico con el ambiente,
dicha posibilidad disminuirá, desapareciendo por completo cuando alcancen el equilibrio uno
con el otro. A este estado en particular del sistema se le denomina estadu muerto. En el estado
muerto tanto el sistema cerrado como el ambiente poseen energía, pero el valor de su esergía
es cero.
Ingenieria en Energia E s t r a a . .~
5.6.2 Cálculo de ia esergía asociada con un flujo estable de materia
Aplicando los balances de energía y entropía al sistema combinado mostrado en la Figura
5.6. ......................
cerrado
i Combinado. S 6 1 0 se i sistema'
Ambiente a To y p., ,! permten mteraccionrs ..: de trdbaio
Figura 5.6 Sistema combinado.
Balance de energía para el sistema combinado.
¿ E c =o, ", (5.23)
Donde m, = (u, - E) + AUu es el cambio de energía del sistema combinado, igual a la
Suma de 10s cambios de energía del sistema cerrado (E) y el ambiente; Wc es el trabajo
producido por el sistema combinado; Qc = O no hay transferencia de calor.
Utilizando la ecuación (5.22) para sustituir AUa resulta
i l E c = (U, - E) + ( T O G d - p o A y , ) (5.23)
w c = ( E - U o ) - ( T 0 A s a - POAT/,) (5.25)
Sustituyendo la ecuación (5.24) en (5.23) y resolviendo para W,
El volumen total del sistema combinado permanece constante, en consecuencia, el cambio
de volumen que ha experimentado el ambiente será igual en magnitud pero de signo opuesto al
cambio de volumen experimentado por el sistema cerrado A J = -(Y, - k') .
. Sustituyendo en la ecuación (5.25) resulta
cvc = (E - U,) + (p,(C. - V0)) - T".lSU (5 .26 )
Observemos que la ecuación (5.26) nos da el trabajo desarrollado por el sistema cerrado
desde su estado inicial hasta su estado muerto interaccionando únicamente con el ambiente.
Ingenieria en Enernia Eserzía -
El trabujo teórico rnk~imo se calcula a partir del balance de entropía. Aplicando el balance
de entropía al sistema combinado,v considerando que no existe transferencia de calor a través
del sistema queda reducido a
O
A s c = oi +JM; Canrbro Grneraaon
(5.27)
erlrropia
cc representa la generación de entropía debida a las irreversibiIidades internas que tenga
lugar en el sistema cerrado cuando se pone en equilibrio con el ambiente.
A S c = (S, - S) + AS" es igual a la suma de las variaciones de entropía del sistema cerrado y
e1 ambiente respectivamente.
S entropía del sistema en el estado analizado.
S, entropía en el estado muerto.
Entonces de la ecuación (5.27) se tiene
(S, - S) + At?,, = 0:
* despejando a ASa y sustituyendo en la ecuación (5.26) resulta
(5.38)
(5.29)
El valor del término subrayado en la ecuación (5.29) esta determinado por los dos estados
extremos del sistema cerrado, el estado inicial y el estado muerto, y es independiente de los
detalles del proceso que los liga. El valor del t imino Tooc si dependerá de la naturaleza del
El valor de Toac no puede ser nesativo.
En consecuencia, la exergíu dej72go (el valor máximo teórico para el trabajo) que puede
producir haciendo Tool, igual a cero en la ecuación (5.29)
Insenieria en Energía E s e r ~ ~ a . .
donde E = U + C 2 / 2 + g Z
La erergíu deflujo espec$cu, E, viene dada por
b=('u+(C / 2 ) + g ~ - u , ) + p , ( v - ~ , ) - T , ( S - ~ , ) + ( p ~ - p , v ) (5.31) 2
Con /? = u + pv y h, = u, +- povo la ecuación (5.32) se transforma en
donde u, v y S son la energía, volumen y entropía específicas, respectivamente, para un
estado dado; u,, v, y so son esas mismas propiedades específicas evaluadas para el estado
muerto. Las unidades de exergía específica SOR las mismas que las de la energía específica.
La variación de exergía entre dos estados de un sistema cerrado puede determinarse por la
diferencia
E2"EL = ( E 2 -E,)+p,(I.' -k'l)-T,(s2 - S , )
donde los valores po y To corresponden al estado del ambiente.
(5 .33 )
5.7 BALANCE DE EXERGI.4 PAR4 SISTE31.4S CEFULADOS
Un sistema cerrado en un estado dado puede alcanzar nuevos estados mediante interacciones
de calor y trabajo con otros sistemas. 'El balance de exergía se obtiene combinando los
balances de energía y entropía.
(5.34)
(5.35)
Multiplicando la ecuación (5.34) por la temperatura To y restar l a expresión resultante del
balance de energía ec. (5.33) para obtener
A-mpando los términos en que aparece e introduciendo la ecuación (5.32) en el primer
miembro y reordenando el balance de exergía para sistemas cerrados
donde
(5.37)
(5 .38 )
- . [ TranJferencia de exergíu - ] = [ W - P , ( V , - ~ ) I . (5.39) que ucompaña al trubajo
El último representa la destrucción de exergía debida a l a s irreversibilidades internas del
sistema. Se denomina irreversibilidad y se representa por I
r = roa (5.40)
[> O Procesos irreversibLes I
I : = O Procesos reversible i No puede ser negativa
5.7.1 Exergía asociada con la transferencia de calor
Considérese a continuación un sistema cerrado que desarrolla un proceso en e1 cual tiene
lugar una transferencia de calor Q a través de una porción de la frontera del sistema donde la
temperatura Tf es constante y tal que Tf > To. La máxima velocidad de conversión de energía
térmica en trabajo es, de acuerdo con la ecuación (5.38):
' (5.41)
El término (1-Td'Tf) es llamado tzmperatura csergitica adimensional j. es igual a la
eficiencia de Carnot. La exergía asociada con la transferencia de calor es 1larnadaju;o tle
exergía térmica y es denotado por E en la ecuación (5.41), y se identifica como el trabajo que
podría desarrollar un ciclo de potencia reversible que recibiera Q a la temperatura Tf y
Q
Ingeniería en Energía Esereia
descargara energía por transferencia de calor al ambiente a To. Esta interpretación también es
apreciable para un intercambio de calor por debajo de To, pero entonces debemos pensar en la
magnitud de la transferencia de exergía que acompaña al calor como equivalente al trabajo que
podría producirse por un ciclo de potencia reversible que recibiera calor del ambiente a To y
descargara Q a la temperatura Tf< To.
. . .
Hasta ahora solo se ha considerado la magnitud de la trasferencia de exergía que acompaña
al calor. Resulta necesario tomar en consideración también su dirección. La ecuación (5.41)
nos indica que cuando Tf es mayor que To, el calor intercambiado y la transferencia de exergía
asociada deberán tener la misma dirección: ambas cantidades deberin ser positivas o
negativas. Sin embargo, cuando Tf sea . . menor que To, el signo de la. transferencia de exergía
será opüesto al signo del calor' intercambiado, de modo que el calor intercambiado y la
transferencia de exergía tendrán direcciones opuestas. Esto es importante cuando se estudian
equipos de refngeración, en los que ocurren intercambios de calor a temperaturas inferiores a
. . la del ambiente.
20
15
o : -I
T,! I O
5
o O 500 I O00 1500 2000
Tt K) Figura 5.7 eficiencia de Carnot en función de T, para T,=293 K.
L a relación entre To y Ti se muestra en la Figura 5.7 donde el valor de To se ha fijado en 293
K. . Como puede apreciarse para Ti > To cuanto mayor sea Tf mayor es el ff ujo de exergía y
. . cuando Tf tiende a infinito el flujo de exergía se identifica con el de energía. Cuando Tf = To
su valor es cero. Ahora bien, en el rango de temperaturas en que TI< To, que es el caso de
refrigeración, se ve que la función crece muy rápidamente, tendiendo a infinito cuando la
Ingenieria en Eneroia Exergla
temperatura Tr tiende al cero absoluto. Por otra parte, si un sistema a baja temperatura recibe
calor, sus condiciones se van aproximando a las del ambiente y como se observa en la Figura
5.7 su exergía disminuye.
5.7.1 Exergía asociada con la transferencia de trabajo
Consideremos un sistema cerrado que realiza un trabajo W mientras desarrolla un proceso
adiabático en el que aumenta el volumen del sistema: V2>VI. La magnitud de la transferencia
de exergía es evaluada como el máximo trabajo que podna obtenerse cuando interactuan
sistema y ambiente. No todo el trabajo W realizado por el sistema durante el proceso resulta
utilizable, obséwese la Figura 5.6, ya que parte del mismo deberá emplearse en desplazar el
ambiente,. que ejerce una presión uniforme, po. La máxima cantidad de trabajo que puede
obtenerse del sistema combinado será de
(5.42)
Si no existiera una modificación de1 volumen del sistema durante el proceso, la tranferencia
de exergía que acompaña al trabajo será solo W.
Ingeniería en Energia Analisis Exeroetico
ANALISIS ELXERGETICO
En las aplicaciones técnicas de la energía es frecuente limitarse a la realización de balances
energéticos, basados en la primera ley de la Termodinámica, considerando como equivalentes
todas las formas de energía. Ahora bien, la capacidad de obtención de trabajo útil a partir de
una misma cantidad de energía depende de la forma en que ésta se presente. Aparece así la
idea de calidad de la energía, que puede definirse' como la capacidad de originar una
transformación.
~.
Cuando se analiza termodinámicamente un proceso, es indispensable tener en 'consideración
las diferencias en la calidad de energía. Esta característica depende del modo en que se
almacena la forma de energía considerada. El almacenamiento puede ser ordenado o
desordenado en mayor o menor grado. Dado que la entropía refleja el desorden de un '
sistema, es de esperar que s i s a tambiin para detsnninar la medida en que una forma dada de
energía desordenada pueda ser convertida en una forma ordenada. Precisamente es éste el
campo de acción del ssgundo principio de la termodinámica.
En el concepto de exergía se unen las dos nociones de conservación de la energía y de
disipación de la energía consecuencias respecrivas de la primera y segunda ley de la
Tznnodinámica. El balance exergético y la noción de esergía pérdida, permiten cuantificar la
irreversibilidad de un proceso y la pérdida de trabajo útil a que ésta da lugar.
El objetivo dz este capítulo es desarrollar una aplicación sistemática del segundo principio
al análisis de la calidad de la energía y sus posibilidades de utilización y conversión.
5.1 EVALUACION DE IRREVERSIBILIDADES EN SISTEAfAS DE REFRTGEIWCION
La expresión general del balance de exergía contabiliza las transferencias de exergía que
acompañan a los flujos de masa y trabajos de flujo en las entradas y salidas
dEx + C r n e ~ , - C ~ n s ~ , - I e S Erergia
destruida de la exergia por unrdad por rcnidad Transferemla de exergia de tiempo de tiempo por unidad de nempo
En la ecuación (6.1) los subindices e y S se aplican a los flujos másicos de entrada y salida
respectivamente; el término Q, representa la velocidad de transferencia de calor a través de
una parte de la frontera donde la temperatura' instantánea es T, . El término m representa la
transferencia de exergía por unidad de tiempo que acompaña al flujo de masa. Finalmente, el
término representa la destrucción de exergía a causa de las irreversibilidades internas del '.
sistema.
Como el análisis d e los sistemas de refrigeración se realiza en sistemas en estado
estacionario f i r / dt = tlV / dt = O , entonces la ecuación (6.1) se reduce a
(6 .3)
También en este anilisis se desprecian las variaciones de energía cinética y potencial para
todos los equipos y por lo tanto la esergía de flujo especifica (E), la podemos escribir como
Ingenieria en Eneroia Analisis Exergético
Con el balance de exergía calcularemos las irreversibilidades de cada componente o bien de
la combinación de dos o más componentes, de los ciclos de refhgeración en dos etapas.
6.1.1 Compresor y motor eléctrico
En la Figura 4.2 se muestra el esquema de un compresor. Haciendo un balance de exergía
en el sistema se obtiene la expresión para calcular la irreversibilidad. Consideremos como en
el análisis energético que opera en estado estacionario, es adiabático, y el cambio de energía
potencial y cinltica entre la entrada y la salida se desprecian.
Reorganizando el balance de exergía para estado estacionario se tiene.
La potencia suministrada ha sido calculada en el análisis energético. La diferencia de
exergía de flujo especifica puede calcularse como
* E , - E2 = (h, - h? 1 - To (S* - 52 1 (6.5)
Las irreversibilidades totales calculadas, son causadas por pérdidas electromecánicas en el
motor, e irreversibilidades debidas a la fncción del pistón y los cilindros.
Las pérdidas electromecánicas se obtienen a partir de la siguiente expresión
( I ) m , e / e c = Pe(1- V m v r l e c ) (6 .6)
La irreversibilidad interna debida a la friccicjn del pistón y los cilindros, es la diferencia
entre las irreversibilidades del motor compresor y las irreversibilidades electromecánicas
( O f = Ic"m- ( o m . r , z c (6.7)
6.1.2 Condensador
En el proceso de condensación se consideran las pérdidas debidas a las fricciones internas del
refrigerante y a las del salto finito de temperaturas. También se intercambia calor con el
Innenieria en Eneroia Analisis Eseroetic0
ambiente. Para obtener la ineversibilidad, se hace un balance de exergía en el condensador.
Haciendo el análisis para estado estacionario se tiene
Donde Ti es la temperatura media de la parte de frontera de la cual se desarrolla el
intercambio de calor. Como el flujo de calor, O , se pierde en este caso es negativo. . -
6.1.3 Evaporador
La destrucción de exergía en el evaporador, se debe a las nismas causas fisicas que en el
condensador. En este caso el refrigerante intercambia calor en la cámara de rehgeración y al
hacer un baIance exergético se tiene
La cantidad de calor, en este caso es positiva, ya que el sistema esta ganando esta energía.
6.1.1 Cimara de mezclado
I 1 Comente I caliente 1 I*
Corriente - fria
I Figura 6: 1 Intercambiador de mezcla.
Este es un tipo de intercambiador de calor abierto, Figura 6.1, este intercambiador opera
con un contacto directo entre las corrientes. Supondremos que opera en estado estacionario y
que no intercambia calor con sus alrededores. En este caso e1 balance de exergía se reduce a
Ingenieria en Energia Analisis ~~ Exernetico
(6.10)
(6.11)
El término m(&, - g 3 ) de la ecuación (6.1 1) representa la. disminución de exergía
experimentada por la corriente caliente entre la entrada y la salida. El término m z ( ~ , - E ~ )
contabiIiza el incremento de exergía de la corriente fria entre la entrada y la salida.
6.1.5 Intercambiador de calor de superficie
7 -
I
Fisura 6.2 Intercambiador a contracorriente.
El intercambiador de calor mostrado en la Figura 6.2 opera en estado estacionario. No esiste
transferencia de calor con el entorno. El balance de exergía, se reduce a
(6.12)
El primer miembro de la ecuación (6.12) representa la disminución de esergía
,experimentada por la corriente caliente entre l a entrada en la salida. El segundo miembro
representa el incremento de esergía de la corrientz fria.
[naenieria en Enema Analisis Exeroerico ~~ ~
6.1.6 Intercambiador de calor de tipo cerrado
Vapor saturado
Líquido subefiado
I 3 . . . .
. . . . . . . . . . . .
I Vapor
estacionario. Observemos que las comentes 1 y 4 están en contacto directo como en el
intercambiador de mezcla, y la corriente 5 .con l a mezcla opera como un intercambiador
. cenado. Con estas consideraciones se tiene el balance de exergía
puede escribir de la siguiente forma
En el segundo término de la ecuación (6.14), el primer miembro representa la disminución
de esergia ai pasar de líquido saturado a líquido subenfriado. El segundo representa l a
disminución de exergía experimentada por el vapor sobrecalentado al pasar a vapor saturado.
El tzrcero contabiliza el incremeito de esergia cuando e1 vapor húmedo pasa a vapor
saturado.
6.1.6 válvula de expansión
. Consideremos la Figura 4.6. el volumen de control mostrado en la figura opera en situación
estacionaria, para el proceso de estrangulación Q = W = O y las variaciones de energía
cinética y potencial pueden despreciarse. Con estas consideraciones el balance de exergía es
(6.15)
Pero como en la válkula dc expansión el proceso es isoentálpico, es decir, hl = hl se tiene 6
(6.16)
6.2 EFICIENCIA ESERGETICA
La utilización de balances exergkticos es un recurso valioso en el análisis de la eficiencia
enersética de instalaciones o procesos industriales. Se realizan balances para instalaciones
completas, para partes o subconjuntos, o para elementos unitarios del proceso. Así se detectan
los puntos en que se destruye más exergía, debido a las irreversibilidades mas importantes del
proceso y con ellos las principales oportunidades de mejora.
Los indices tradicionales de eficiencia energética de los procesos suelen manejar como
equivalentes todas las formas de energía sin- tener en cuenta sus calidades respectivas. Una
manera más racional de proceder se busca en el empleo de las diversas esergías, porque se
toman en cuenta las verdaderas capacidades de producir efecto útil. Se llega de este modo a
expresiones más realistas de la eficiencia energitica de los procesos, mediante la aplicación,
no solo del primer principio, sino tambiin del seyndo principio, para establecer el patrón de
eficiencia máxima posible, que se refieren los procesos analizados.
El balance esergético de la ecuación (6.2) se puede escribir como
(6.17)
esergía que sale.
Se define la eficiencia exergética o racional mediante la expresión
(6.18)
6.3 IRREVERSIBILIDADES DE LOS CICLOS DE REFRIGERXCION POR
COMPRESION DE VAPOR CON HFC-133a Y R-12
Los valores de l a esergía específica para los refrigerantes se calculan a partir de la siguiente
expresión.
E = ( h - h , ) - T , ( S - S , ) (6.19)
. Los resultados que se muestran se han obtenido de la simulación de los ciclos de
refrigeración, a las mismas condiciones que en el análisis energético. En este análisis, el
estado de referencia se toma a la presión de 2 bar y a la temperatura ambiente (30 'C), los
- calores correspondientes para el estado de referencia son:
k continuación se presentan el cálculo de las irre\.srsibilidades para el ciclo 1 cuando se
utiliza en este el refrigerante R-12, ya que este es similar para todos los ciclos.
Ingenieria en Energía Analisis Eserrretico . -. ..
Las pirdidas electromecánicas:
( 0 m . e l r c = 6.0178(1- (0.77)(0.1)) = 1.384lklV
La irreversibilidad interna debida a fricción:
(I) , = 2.3359 - 1.384 1 = 0.95 18kW
Condensador:
293.15 293.15
22.31+0.15;9(27.52- 19.88)= 1.1754kD’
Evaporador:
donde Tc es la temperarura de la cámara de refriseración.
Cámara de separación:
I , = O. 1539(18.47) - (O . 128(19.4) + 0.0259(13.9) = O . O W
Cámara de mezclado:
Eficiencia exergética:
Tabla 6.1
Irreversibilidades para el ciclo I para R- 12 y R-134a. j EQUIPO j R-I2 (kW] R- 134 n (kW2 ' I Compresor 1 2.3359 . I z.4452 1 Electromecinicas 1 1.3541 1 1.4088
,
! Intcrnas (fricción) j 0.95 18 I 1.0394 I
1 VsI~.ulas 1 0.3503 0.3897 1 / Evaporador 1 0.7275
1. E74 ' 1 Condensador ! 1.1754 0.73 I I
1 Eficiencia esergetica 1 0.3580 1 0.3513 I I 1
R-12 R-134a
Figura 6.4 Porcentajes de las irreversibilidades en el ciclo 1 con. respecto a la potencia
-eléctrica. "
6.3.2 CICLO 2 Tabla 6.2
Irreversibilidades para el ciclo 2 para R- 12 y R- 13a .
1
R-12
~
VALVL'LAS DE EXP.kNSION : Alta Dresión Baia presión
0.01'1 1 0.0135 0.7099 O S 1 1 5
Evaporador I 0.7275 0.7511 , j Conde,nsador 1 0.6275 ' 1.1260 1 Cámara de mezclado I 0.01j; 0.0 I71
Eficiencia exerzética 1 0.3316 0.5 1 3 0
R- 134a
Figura 6.5 Porcentajes de irreversibilidades en el ciclo 2 con respecto a la potencia eléctrica.
Tabla 6.3
Irreversibilidades para el ciclo 3 para R-12 y R- 1%.
L Baia presión : 1 1.2172 1.2345
VALVLrLAS DE E,XPAiSION : i
6.3.4 CICLOS 4 Y 5
R-12 R134a
Figura 6.7 Porcentajes de irreversibilidades en los ciclos 4 y 5 con respecto a la potencia
eléctrica.
6.3.5 CICLO 6
Tabla 6.5
. Irreversibilidades para el ciclo 6 para R-12 y R-1%.
1 I
\
”
R-12
,
ID.: R
R- 134a
Figura 6.5 Porcentajes de irreversibilidades en el ciclo 6 con respecto a la potencia eléctrica.
EQUIPO 1 R-IZ(kU.3 j R- 1 3 4 d k W
: AI;; ;Gen : 1 1.6169 1 1.3701 ~
Electromecánlcas ü.7316 19.7989
Internas (fricción) 0 ss2; 0.57 I3
Ba'a resión : 1.0856 I us34
Electromecánicas 0.6!192 0 6092
[ Internas (Fricción) 1 0.4764 I 0 -1741
COhlPRESORES: I
R-12
Figura 6.9 Porcentajes de ineversibilidades en el ciclo 7 con respecto a la potencia eléctrica.
6.3.7 CICLO 8
Tabla 6.7
Irreversibilidades para el ciclo 8 para R-12 Y R-1Xa.
Ingeniería en Enernia .Analisis Exerzetico . .
' m 0
.4HS FLASH
!
R-12 R- 134a
Figura 6.10 Porcentajes de irreversibilidades en t.1 ciclo 8 con respecto a la potencia eléctrica.
6.3.8 CICLO 9
Tabla 5.8
Irreversibilidades para el-ciclo 9 para R-12 y R-134a.
i EQUIPO I R-12 (kU.2 1 R- 134 a(kW2 ! coiLPREsoREs: j ~ ~ t a presión : j 1.9376 2.1238
i Electromecánicas 1 1.2008 1 1.2444
1 Internas (fricción) I U.7369 0.8794 . Baia oresion :
I Internas (fricción) , o 1421 o I044 I
O.IIS3 j o. I 460 j Electromecánicas
0 3601 1 0.2504 j Condensador ! 1.1061 j 1.235;
Carnara flash 1 0 0000 j o.0000
[ Eficiencia Exergética 1 C.3756 ! 0.3569
R-12 R- 134,
Figura 6.1 1 Porcentajes de irreversibilidades en el ciclo 9 con respecto a la potencia eléctrica.
6.4 ANALISfi E-XERGETICO DE RESULTADOS
En los diagramas anteriores se muestran los porcentajes de las irreversibilidades de cada
componente, los cuales se calculan con respecto a la exergía suministrada al ciclo de
refrigeración (PELE 1.
Las mayores irreversibilidades ocurren en el conjunto compresor motor eléctrico. La
magnitud de pérdidas es de alrededor de 40 % de la esergía suministrada cuando se usa
refriserante R-134a en todos los ciclos. Cuando se utiliza R-12 las irreversibilidades son
menores de entre 38 y 39 YO para los ciclos 1,3,4,5,8 y 9 presmtando mayores
irreversibilidades los ciclos 2, 6 y 7 con 36 % de pérdidas. Estas pérdidas están asociadas
con las eficiencias mecánica, eléctrica e isoentrópica.
Las causas de las irreversibilidades en un compresor alternativo real son entre otras las
siguientes. Presenta un espacio muerto que se produce al final de la Compresión, entre el
pistón y la cabeza del cilindro, este evita golpes en el punto superior y en el posible espacio
necesario de acción de las váltulas. La influencia del espacio muerto se traduce a una
disminución del volumen circulado. Un aumento en la relación de compresión o del espacio
muerto genera una disminución'de la eficiencia volumktrica. En las válvulas, al poseer una
cierta inercia, que hay que vencer para producir su apertura, obligan a un aumento de la
presión de descarga y a un descenso de la de aspiración, esto trae como consecuencia un
aumento en la relación de compresión. La existencia de una dferencia de temperaturas entre
las del interior de cilindro y la del exterior, origina un proceso natural que tiende a la
recuperación del equilibrio térmico, el cual consiste en . . una transferencia de calor hacia el
exterior, esto trae como consecuencia la imposibilidad de considerar compresiones
isosntrópicas.
-
Las perdidas en el condensador son las segundas en magnitud, en los ciclos 1 , 3 , S y 9 son
de alrededor de 19 % cuando se usa R-12 y R- 1 3 a , en los ciclos 2, 4, 5, 6 y 7 se presentan
menores irreversibilidades así cuando se. utiliza R-12 se tienen pérdidas del 10 % y cuando se
usa R-134a de 17 % para estos ciclos. Esto se debe en gran parte al grado de
Ingenieria en Enerola Analisls i.rergeti;o " - . " .
sobrecalentamiento alcanzado al final del proceso de compresión de alta presión, que conduce
a elevadas diferencias de temperaturas con respecto a la temperatura del vapor saturado seco.
Las pérdidas que siguen en magnitud son las que se presentan en el evaporador, las cuales
son de alrededor del 11 % en todos los ciclos, además son muy similares cuando se utiliza R-
12 que cuando se utiliza R-l34a, este porcentaje de las irreversibilidades se encontraría al
analizar la cámara de refrigeracidn y el evaporador por separado y sumar estas pérdidas. Es
decir, que las pérdidas son asociadas con el proceso de transferencia de calor en el evaporador
y ia cámara fría. Estas irreversibilidades se deben a que en el evaporador opera a una
temperatura menor que la del intercambiador de calor en la cámara de refrigeración y por lo
tanto sufre una gran irreversibilidad con una diferencia promedio de temperatura mínima. En este caso la diferencia de temperaturas entre la del fluido refngerante y la temperatura media
del fluido a enfriar (salmuera), si definimos una temperatura media T, en la salmuera, y
siendo Tevap la temperatura de evaporación, se suelen tener valores de: 7'' - T& = 5 ó 70C.
En el proceso de estrangulamiento, las pérdidas oscilan entre 6 y 8 ?/o cuando se usan ambos
refrigerantes para todos los ciclos excepto en el ciclo 2 que se tienen irreversibilidades del
1 19'0 de igual magnitud que las que se tienen en el evaporador, esto es consecuencia de que en
el cicio 2 el refrigerante pasa directamente del condensador donde se encuentra a alta presión a
el evaporador a baja presión, sin pasar por una etapa intermedia de expansión, por lo que no se
reducen [as irreversibilidades de la expansión isoentilpica, también exists una gran difsrencia
de temperaturas. Aunque. los ciclos 3, 4, 5 , 4; 6 tdmbikn tienen esrz. inc0nvenient.e las
irreversibilidades son menores, ya que antes de expandirse el refrigerante es subenfi-íado hasta
una temperatura menor que la que se observa en el ciclo 3. Las irreversibilidades dependen
del tipo de refrigerante, como puede observarse.
En los ciclos en los que se cuenta con intercarnbiador de calor, que son los ciclos 3, 4, 5 y 6
es en este donde se presentan las menores irreversib~lidades de la planta, estas so de alrededor
del 2 %, estas son debidas a que las superficies de intercambio de calor no son muy grandes lo
que provoca la existencia de una diferencia de temperaturas finita, dando lugar a procesos
irreversibles.
Como puede observarse las irreversibilidades en la cámara flash y en la cámara separadora
son despreciables ya que son muy pequeñas y en algunos casos cero.
Una observación muy importante es que de la exergía que se suministra a los ciclos
solamente se aprovecha el 23 % en todos los casos.
La eficiencia exergética del ciclo de refrigeración se obtiene de la siguiente manera.
mwnp ( E , - E , 1 PELEC
VLYE =
donde. los Subindices e y S en este caso representan la entrada y salida del ecaporador.
De los resultados mostrados en las tabla anteriores se observa que para los ciclos 1, 7, 8 y
9 en los que no se tiene intercarnbiador de calor, es decir, efecto de subenfriamiento, se tiene
una mejor eficiencia exergética que es de qEE = 0.35, con respecto a los ciclos que si tienen
intercambiador (ciclos 3, 4, 5, 6) que presentan una eficiencia exergética de qECE = 0.33 en
promedio. Después de lo discutido anteriormente se ve que esta diferencia se da por que en el
intercambiador de calor se tienen pérdidas adicionales lo quz provoca que se tenga una menor
- eficiencia exergética. Observemos que la eficiencia de1 ciclo 2 también es menor aunque no
se cuente con intercambiador de calor, recordemos que también existen irreversibilidades
adicionales en el proceso de expansión como se ha explicado.
6.5 REPRESENTACION GMFICA DE LOS BALANCES E,YERGETICOS
Una forma muy usual de representación dz las perdidas de exergía son los diagamas de
Grassmann. El ancho de la banda es una medida de l a magnitud dL flujo de exergia en la
entrada o salida de una sub-región en particular. Cada sub-región esta representada por una
caja rectangualar. En plantas más complejas los diaLgrarnas de Grassmann pdscien ser
particularmente valiosos ya que no solo muestran las pérdidas de exergía sino también los
flujos de exergía. Además muestra gráficamente que cantidad de exersía es puesta
originalmente y es disipada en etapas sucesivas de transformación energética.
Ineeniena en Energia .Anaiisls Exervmco
Las pérdidas en cada sub- re~ón I pueden ser dividas en diferentes tipos, para un motor
eléctrico puede ser posible una evaluación de la proporción de la velocidad irreversible la
cual es suficiente para perder fricción y disipación eléctrica. Similamente, la pérdida después
del enfriamiento puede ser dividida en dos partes, transferencia de calor sobre una
determinada dferencia de temperatura y disipación de fricción.
En este diagrama se han generalizado las pérdidas tomando un promedio para los ciclos
estudiados, además solo se presentan las pérdidas de mayor magitud como son en el
compresor, condensador, válvula de expansión y evaporador, considerando estas como de
mayor importancia en la optimización de exergía.
El diagrama de Grassmann para refrigeración en dos etapas de compresión de vapor
utilizando como refrigerante R-l34a, se presenta en las siguientes Fisuras.
ciclo 1.
Porencia Sumirustrada
Perdidas mecanicas n 22.9 % 100 ?4
PCrClilfas i n t
Flujo de Esergia aprovechada
2 1 Yo
Figura 6.13 Diagrama de Grassmann del balance de exergía para el ciclo 3.
Figura 6.14 Diagrama de Grassmann del balance de exergía para el ciclo 3.
Potencia Surninlstrada
Perdidas rneciricas v elictncas
7; o/ 1 0 0 Yo
1 7 ?'o Flujo de Evergia aprovechada
lo 706
PtrdiLtas 17.1 ?'a
En el intrrcarnbiador De calor se pierde 1.4 o/ó de escrgia
Ptrdidas
Figura 6.16 Diagrama de Grassmann del balance de esergia para el ciclo 6 .
En cl inrercnrnbiador abirno sola se plrrde 0.3 ?óde esergia
Figura 6,17 Diagrama de gassmann del balance de exergía para el ciclo 7.
- I
Figura 6.18 Diagrama de Grassmann del balance de exergía para el ciclo S.
Potencia Sunumjuada
Perdidas mecanicas n
Perdidas
PCrdtbs in[ 16.3 ?,ó Flujo de Esergia
aprovecha& 2 I . I
I
Condensador ...................... 60 7 YQ -
‘ perdidas 12. I y o
70.4 ?6 \ i :...I ...... \...E
Figura 6.19 Diagrama de Grassmann del balance de exergía para e l ciclo 9.
El estudio energético ha demostrado que el comportamiento energético del ciclo de
refrigeración por compresión de vapor con dos etapas de compresión es mejor cuando se
utiliza R-12 que cuando se utiliza R-134a cuando opera en las mismas condiciones de
temperatura de evaporación y condensación, aunque esta diferencia es mínima, por lo que se
concluye que el refrigerante R-1 34a es una muy buena opción para reemplazar el R-12 de los
equipos de refrigeración, además como se ha dicho el R-134a es un elemento que no
contamina y no contribuye a la degradación de la capa de ozono, por lo tanto esta sustitución
es benefica para el medio ambiente.
En general, el desrecalentamiento juega un papel importante en los ciclos de refrigeración
de dos etapas, ya que reduce la temperatura conseguida en la descarga a la presión de
condensación, y evitar irreversibilidades. Además con la utilización de dos compresores en los
ciclos se consigue suministrar un mínimo de trabajo por unidad de masa de refrigerante, y se
utiliza un menor ff ujo de refrigerante, disminuyendo asi el consumo de energía.
AI comparar los ciclos, sin y con un subenfriamiento del líquido condensado, respecto a los
ciclos que tienen subenfriamiento observamos que esto no ofrece mucha ventaja, como se
puede ver 2n los resultado del balance de energía. Sin embargo al considerar un mismo ciclo
con y sin subenfriamiento, este trae como consecuencia un incremento en el coeficiente de
operación y esto será más importantz cuanto mayor sea el grado de subenfn'amiento y menor
la producción frigorifica especifica, es decir; cuando menor sea la temperatura de evaporación
para una presión de condensación constante. Esto lo podríamos cambiar si en lugar de usar un
gran subenfriamiento se trabaja con una presión de condensación, con lo que se obtendría un
menor consumo de potencia del compresor y un mayor coeficiente de operación.
En lo que respecta al anilisis esergitico, se conclu\,t: que en un ciclo real de refrigeración, el
paso del fluido refrigerante a travis de los distintos componentes se acompaña de unas
pérdidas de carga que dependen: del tipo de los intercambiadores de calor elegidos como
condensador y evaporador, de las dimensiones (longitud y diámetro) de las tuberías que
interconectan los distintos componentes, así como la presencia de irregularidades, de las
"" ..
propiedades fisicas del refrigerante. Estas caídas de presión aumentan el consumo de tnergia
por parte del compresor
De los resultados presentados podemos observar que las pérdidas en el compresor como son
las más grandes hacen que se ponga mayor atención a la sección de este tipo de squipos,
debido a que si se eligen componentes.de una eficiencia menor, la eficiencia esergética total
de la planta disminuye considerablemente.
Con respecto a los intercambiadores de calor, las superficies de intercambio de calor m los
dispositivos de transferencia no son infinitas, lo que obliga a la existencia de una difsrencia
finita de temperaturas entre ambos medios dando lugar a procesos irreversiblss, también se
puede trabajar en estos para tener una mayor eficiencia exergética.
Los análisis energéti.co y exergético proporcionan una herramienta que ayuda a indicar si
algún cambio en los ciclos estudiados es recomendado.
APENDICE 1
......................... .......................... ii TJd,rn,c :! ........................
............................... :: rdng 1 .I
T.'=T2,,,b,rntc~ 15.C ............................... .............
P, = - P o P k
.................. ..................
............. ..................
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n PS'pi r, I7, - h f
S 6 =
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T6=T!- 10°C
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Q XI v Dl
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Diagrama de flujo para obtener las propiedades de los est
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DAT( )S PAR-\ ENTRA!! A
TAR1 A T
m os para .el ciclo2
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DATOS PARA ESTRAR A .
T A R 1 A K
Diagrama de flujo para obtener las propiedades de los estados para el ciclo 3.
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......................... .......................... i; Trnbla,t ii
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lncrenieria en Enercria .-\:5ndiC? !
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c 1 h, = It, (1 172) + /?llZQ 1
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.................. ..................
I
KOMEXCLATURA ............................ ............................ ii DATOS $ :: ........................ :: ............................
DATOS P A R A EhmLI A
T A R 1 A <
Diagrama de flujo para obtener las propiedades de los estados para el ciclo 4.
ii T . . =T ii ii r d n g 1 :I :; ........................... :: ............... , ...............
......................... .......................... ji T J m b i a t e $ .....
................ ..................
. I .............. :: ................
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v, = v f + X,Vf*
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9: ::
s?s=s3
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. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . , .
Diagrama de flujo para obtener las propiedades de los estados para el ciclo 5.
Ineenieria en Energía .-\Dendice 1
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de S de los estados para el ciclo 6.
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V
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NOhlENCLATURZi ........................... ......................... ... :i DATOS ii :: ........................ :: ............................
DATOS PAIII\ E N T R 4 R A
TARI A C
Diagrama ,de flujo para obtener las propiedades de los
[nzenieria en Eneroia . b e n d i c e 1
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c + m c
1
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SO3lENCLATURj
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j! DATOS $ :: ........................ :: ........................... * * * 1 vg = v + x v f 9 f s I
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obtener I as propiedades Diagama de flujo para
Invenierie en Enerzia Apenaice 1
I
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+ P, = '.P,Pk 4
..................
:: .............. :: ................. ...............
S, = S / i .r S 7 /g
17- - /l m = e
NO:\IENCL.-ITUR-t = nd7, i (1 - m)hz ............................ ............................ ; j ; I DATOS ii ............................ ............................ m DATOS PARA
TAR1 A <
I iagama de flujo para obtener las propiedades de los estados para el ciclo9.
Inzenieria en Energla Biblionratia .
BIBLIOGRAFL-4
.. ~ .~ . .
1. F. de Rossi , R. Mastrullo, P. Mazzei y M. Sasso. ““4 computer code as a learning aid in
thermodynamic analysis of vapor compression systems”. AES-Vol. 30. Educatión in
Termodynamics y energy sistems. The american siciety of mechanical engineers (1988).
3. González Rubio Francisco O. Lbuna introducción al estudio de la termodinámica y a la
transferencia de calor”. Editorial Limusa S. A (1987).
3. Gitierrez A. J., R. Lug0 L., P. Qunto D. Y L. C. Lazcano S. “Comparación energética
entre los refrigerantes R-134a y R-22 en los sistemas de refrigeración”. 2do. Congsso
internacional de Ingeniería Electromecánica y de Sitemas LPN-ESIME- sección de
estudios de posgrado e investigación. (1 999).
4. Lug0 Leyte Raúl, Toledo Velázquez Miguel, Gutiérrez Avila Javier, Quinto Diez Pedro.
b‘Análisis exergético de una planta de refrigeración por compresión de vapor”.
Memoria 111 congreso nacional de ingeniería electromecánica y de sistemas PN -ESME-
Sección de estudios de posgrado e investisación. ( 1997).
5. M . J.Moran, H. N. Shapiro. “Fundamento de termodinámica tecnica”. Tomos 1 y 2.
Editorial reverte, S. A. (1994).
6. Montes Villalon José Ma. “Análisis Exergético y Termoeconómico de procesos
industriales”. Universidad politécnica de Madrid. ( 1988).
7. P. J. Rapin. “Instalaciones frigoríficas”. Tomos 1 y 2. Marcombo S. A.( 1993).
S. T. J. Kotas. “The esergy hlethod o f Termal Plant Analysis”. Ed Buttenvorths. (1985).
9. Torrela Alcaraz Enrique. “La producción de¡ frio“. Universidad Politécnica de Valencia.
( 1996).
10. Yunus A. Cengel, Michael A. Boles. “Termodinámica”. Mc Graw-Hill. (1996).
-1 l . William C. Reynoslds. "Engineering Thermodynamics'?. Mc Graw-Hill. (1 977);
12. Tablas de freón 12 de Dupont.
13. Tablas de R-134a de Dupont.