proyecto de camara para refrigeración

PROYECTO DE CAMARA PARA REFRIGERACIÓN
José Iván Malavé Godoy1, Angel Vargas Zúñiga2
1
Egresado de Ingeniería Mecánica
Director de Tesis. Ingeniero Mecánico, Escuela Superior Politécnica del Litoral,
Postgrado en Francia 1973, Profesor de ESPOL desde 1973.
2
RESUMEN
La exportación de un producto de alta calidad depende en gran manera de su
procesamiento y tecnología aplicada. El Ecuador no tiene historia citrícola como
se mencionó, y todos los adelantos que se han conseguido se han hecho en forma
apresurada y sin mayores planteamientos técnicos. Motivo por el cual, es
necesario establecer directrices en torno a “PROYECTOS DE CÁMARAS
FRIGORÍFICAS”, estableciendo pautas sobre ubicación, posición de las cámaras,
criterios de dimensionamiento, y sobre todo características que debe cumplir la
construcción, sin olvidar las características organolépticas del limón en función de
las condiciones anotadas anteriormente.
Otro de los objetivos de está tesis es presentar un modelo a seguir de cálculos
referentes a condensadores y evaporadores con refrigerantes ecológicos. La
información bibliográfica disponible se remite a flujo en una sola fase y no
consideran la presencia del aceite en el sistema de refrigeración. Los cálculos que
se exponen en esta tesis son para flujo bifásico, condiciones de flujo que se
presentan tanto en el condensador así como en el evaporador.
INTRODUCCIÓN
El Ecuador es un país de riqueza agrícola, con clima muy variado debido a la
situación geográfica del país. De todos los productos alimenticios que se
desarrollan en el piso cálido, a parte del banano, las exportaciones de los
productos no tradicionales representan un rubro importante en las exportaciones
de los últimos 5 años.
La explotación comercial de cítricos se ha desarrollado en la región Costanera,
pero actualmente el territorio destinado al cultivo de cítricos se encuentra
distribuido a lo largo del litoral, siendo las principales provincias productoras
Manabí, Guayas y Los Ríos. Recientemente con el proyecto CEDEGE se habilitó
considerable hectáreas de terrenos no aptos para el cultivo, antes desérticas
ahora fértiles para la agricultura. Motivo por el cual, contribuyendo al desarrollo
económico que se va a obtener al incrementarse la producción del limón Tahití, es
necesario establecer directrices en torno a un “PROYECTO DE CÁMARA
FRIGORÍFICA”, estableciendo ideas sobre ubicación, posición de las cámaras,
criterios de dimensionamiento, y sobre todo características que debe cumplir la
construcción.
Se presenta un análisis referente a los refrigerantes alternativos y un criterio de
selección en base a sus ventajas y desventajas referente a los CFC(s) y HFC(s).
Asimismo como el sistema de refrigeración a utilizar.
Al no existir detalles de cálculos referentes a condensadores y evaporadores con
refrigerantes ecológicos en este artículo se presenta un modelo de cálculo a
seguir. La información bibliográfica disponible se remite a flujo en una sola fase y
no consideran la presencia del aceite en el sistema de refrigeración. Los cálculos
realizados son para flujo bifásico, condiciones de flujo que se presentan tanto en el
condensador así como en el evaporador.
CONTENIDO
1. Propiedades termodinámicas de cítricos.
TABLA I
CALORES ESPECIFICOS DE CITRICOS
PRODUCTO
Kcal/Kg °C
KJ/Kg °C
GRAPEFRUIT 0,91 (sobre Tcong)
0,46 (bajo Tcong)
REF.
NARANJA
1
LIMON
0,90 (sobre Tcong)
0,46 (bajo Tcong)
0,98 (sobre Tcong)
0,46 (bajo Tcong)
3,751 (sobre Tcong)
1,930 (bajo Tcong)
3,818 (sobre Tcong)
1,955 (bajo Tcong)
2. Selección del refrigerante.
A continuación se evaluarán las propiedades de los refrigerantes para efectos
de selección por tres características fundamentales:
- Presión de vapor.
- Temperatura y presión crítica.
- Masa molecular M.
Como se puede apreciar en la matriz de decisión de abajo la selección resulto
ser el refrigerante ecológico R 134a, por lo tanto de aquí en adelante se hará
mención a las propiedades a este fluido frigorígeno.
MATRIZ DE DECISION EVALUADO CADA PARAMETRO SOBRE 10
PUNTOS
R 134a
Presión
de
vapor (P.E)
Temp. critica
Pres. critica
Masa
molecular
Acción sobre
productos
perecederos
Precio, lb+IVA
Total
R 600 a
NH3
7.9
3.5
10
7.6
3.6
10
3.3
5.7
10
10
1.7
7
8
0
4.86(8.3)
44.4
4.13(9.03)
29.53
3.16(10)
41.7
3. Selección del sistema de refrigeración.
3.1.
Determinación de las temperaturas de condensación y evaporación.
En la práctica se adopta una diferencia de temperatura de 10 a 15 °C para
condensadores enfriados por aire.
Tcondensación = Taire ,bulbo sec o + ΔT
Ec.1
Tcondensación = 33 °C + 12 °C = 45 °C
TABLA II
DIFERENCIA DE TEMPERATURA VS. HUMEDAD RELATIVA (6)
90%
85%
80%
75%
Humedad relativa
3
5
7
10
Tubos lisos (°C)
5-6
7-8
9-10
12-13
Tubos con aletas (°C)
Las condiciones establecidas en el almacenamiento del limón Tahití 9 °C y
90 % de humedad relativa, para un evaporador de tubos con aletas se
tomará la diferencia de temperatura de 6 °C.
La temperatura de evaporación del refrigerante será:
Tevaporación = Talmacenamiento − ΔT
Ec.2
Tevaporación = 9 °C - 6 °C = 3 °C
3.2.
Trazado del ciclo y cálculo de las potencias y capacidades de
los componentes principales.
Los datos obtenidos de la tabla III son:
Pcondensación = 142 psig
Pevaporación = 34.678 psig
Ahora se determina la relación de compresión, con la ecuación 3:
P condensación
142 + 14.7
r=
Ec.3 r =
= 3.17
Pevaporación
34.678 + 14.7
TABLA III
Presión vs. Temperatura de algunos refrigerantes (5)
R12
T
P
(°c) (psig)
-5
23.0
0
29.9
5
37.7
10
46.5
15
56.4
20
67.4
25
79.6
30
93.1
35
108
40
124
R134a
P
(psig)
20.5
27.7
35.9
45.4
56.1
68.2
81.8
97.1
114
133
R600a
P
(psig)
4.28
8.03
12.3
17.2
22.8
29.0
36.0
43.8
52.5
62.2
R401A
P
(psig)
25.7
33.5
42.3
52.4
63.7
76.4
90.7
106
124
143
R401B
P
(psig)
28.4
36.7
46.0
56.6
68.6
82
97
114
132
152
R409A
P
(psig)
28.1
36.1
45.2
55.5
67.1
80.0
94.4
110
128
148
Como la relación de compresión es menor a 10, el sistema de refrigeración
será de una etapa. Para trazar el ciclo debemos tener presente 4 puntos en
el mismo:
Punto 1:
T1 = 8 °C (46.4°F)
p1 = 0.32 Mpa
h1= 406.25 KJ/Kg
v1= 0.066 m3/Kg
s1 = 1.785 KJ/Kg.K
Punto 2:
T2 = 53 °C
p2 = 1.20 Mpa
v2 = 0.019 m3/Kg
h2= 431.25 KJ/Kg
s2 = 1.785 KJ/Kg.K
Punto 3:
T3 = 46.28-5 °C= 41.28 °C
p3 = 1.20 Mpa
v3 = 0.00087 m3/Kg
h3= 260 KJ/Kg
s3 = 1.21758 KJ/Kg.K
Punto 4:
T4 = 3 °C (-16 °F)
p4 = 0.32 Mpa
X = 28%
v4 = ? m3/Kg
h4= 260 KJ/Kg
s4 = ? KJ/Kg.K
El punto 4 está en la zona de mezcla húmeda:
X =
260 − 203.99
= 0.28
398.94 − 203.99
≡ 28%
Por lo tanto el volumen específico y entropía en ese estado será:
v = v f + Xv fg
Ec.4
v4 = 0.0007780 + 0.28x(0.062147-0.000778)=0.01796 m3/Kg
s = s f + Xs fg
Ec.5
s4 = 1.01443 + 0.28x(1.72043-1.01443) = 1.21211 KJ/Kg.K
3.3.
Cálculo de los principales parámetros del ciclo.
El calor absorbido por el evaporador es el mismo que necesitamos remover
del cálculo de la carga. La ecuación 6 relaciona el flujo másico y la
diferencia de entalpía entre los puntos 4 y 1 (entrada y salida del
evaporador).
.
Qevap = m .(h1 − h4 )
.
mr =
Ec.6
Kcal
KJ
x 4.1868
h
Kcal = 1784 Kg
KJ
h
(406.25 − 260)
Kg
62325
La potencia del compresor es definida por el trabajo del compresor, y está
dada por:
.
P=
m(h2 − h1 )
Ec.7
η i.η m
ηi = eficiencia indicada del compresor.
ηm = eficiencia mecánica del compresor.
Eficiencia volumétrica
Aproximadamente la eficiencia indicada y mecánica son iguales y se
obtiene de la fig. 1. y es igual a 0.766 con r = 3.17.
1
0.9
0.8
0.7
0.6
0.5
0.4
0.3
0.2
0.1
0
n = -0,0288x + 0,858
0
1
2
3
4
5
6
7
8
9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20
Relación de compresión (r)
Fig. 1 Eficiencia volumétrica Vs. Relación de compresión
La potencia a instalar será:
kg
KJ
1784 x(431.25 − 406.25)
h
Kg
P=
= 76011KJ / h
0.766 x0.766
P = 21KW ≈ 28HP
El calor rechazado por el condensador es:
Q
Q
.
c
= m x(h2 − h3 )
rechazado
= 1784
Ec.4.10
KJ
KJ
Kg
= 305510
= 85KW
x(431.25 − 260)
Kg
h
h
4. Cálculo y selección del condensador.
Antes de pasar a realizar los cálculos, primero se establecerá las dimensiones
del condensador. La configuración dimensional será la siguiente:
Longitud efectiva de los tubos
Diámetro exterior de los tubos
Separación vertical de los tubos
Separación longitudinal de tubos
Geometría de aletas
Altura de las aletas
Paso de aletas (t)
:3m
: 25.4 mm
: 50 mm
: 50 mm
: circular
: 14 mm
: 3 mm
La velocidad máxima está dada por la ecuación 8:
ST
V
Ec.8
ST − D
La Fig. 2 muestra un corte transversal del banco de tubos:
Vmax =
Fig. 2 Corte transversal del banco de tubos
La velocidad máxima del aire dentro del banco es:
50mm
3m / s = 5.769m / s
(50 − 25.4)mm
Entonces el número de Reynolds evaluado con las propiedades a la
temperatura de película es:
V max =
Re max =
ρVmax t
μ
Ec.9(2)
Kg
m
x5.769 x3x10 −3 m
3
m
s
Re max =
= 1020
N .s
190.26 x10 −7 2
m
El proceso de condensación abarca tres zonas: a) desrecalentamiento,
b)condensación y c) subenfriamiento. De estas zonas se puede despreciar la
del subenfriamiento, ya que es muy pequeña en comparación con las de
condensación y desrecalentamiento.
1.1215
Fig. 3 Diagrama de temperaturas del condensador
El calor de condensación está dividido en dos partes:
.
Qc = 72970
Kcal
KJ
(305510
) = Qc1 + Qc 2
h
h
Ec.10
.
Qc 2 = m r (h2' − h3 )
Ec.11
1784
KJ
(420.43 − 263.64) = 77.698KW (279715
)
Qc 2 =
3600
h
De acuerdo a la ecuación 10, Qc1 = 7.165 KW (25795 KJ/h)
A) Zona de condensación
La superficie de transferencia de calor está dada por:
.
Qc 2
A=
Ec.12
UΔTml
Donde ΔTml está definida por la ecuación 12:
ΔTml =
(TS − Ti ) − (TS − To ) (45 − 33)°C − (45 − 35)°c
= 10.97°C
=
TS − Ti
45 − 33
ln
ln
45 − 35
TS − To
Ec.13
4.1.1. Cálculo del coeficiente de convección del aire,αa.
Duminil (2) presenta para el caso de condensadores y evaporadores con
aletas la ecuación 14, que calcula el número de Nusselt (o Biot):
d
h
Nu = 0.116( ) −0.54 .( ) −0.14 . Re 0.72 . Pr 0.4 Ec.14 (2)
t
t
El coeficiente de convección del aire está relacionado por medio de la
ecuación 15:
K
α a = Nu a
Ec.15
( 2)
t
Donde:
= conductividad térmica del aire, 27.19x10-3 W/m.°K.
Ka
t
= paso de aletas, 3 mm.
Kg
m
1.1215 3 .5.769 .3 x10 −3 m
s
m
Re =
= 1020
− 7 N .s
190.26 x10
m2
25.4 −0.54 14 −0.14
Nu = 0.116(
)
.( )
.(1020) 0.72 .(0.705) 0.4 = 3.76
3
3
−3
27.19 x10
W
α a = 3.76
= 34 2
−3
3 x10
m .° K
4.1.2. Cálculo de la eficiencia global superficial,ηo.
Para hallar la eficiencia superficial global utilizaremos la siguiente expresión
–tomada de la sección 3.6.5 de Incropera, Ref. 3-:
ηo = 1 −
Af
A
(1 − η f )
Ec.16
La eficiencia de una aleta es:
ηf =
⎧
⎫
W
2(34 2 )
⎪⎪
0.0005 ⎪⎪
m °K
tgh ⎨
(0.014 +
)m⎬
2
⎪ 177 W (0.0005m)
⎪
m° K
⎩⎪
⎭⎪
W
2(34 2 )
0.0005
m °K
(0.014 +
)m
W
2
177
(0.0005m)
m° K
= 0.95
η f = 95%
Para una hilera tenemos que el área total de la aleta está dado por:
longitud 3000
ρf =
=
= 1000aletas / tubo
paso, t
3
πD 2 πd 2
Af = (
−
)2 ρ f
Ec.17
4
4
π 0.0254 2 π 0.02286 2
Af = (
−
)2 x1000m 2 = 0.19m 2
4
4
El área de la superficie externa incluida las aletas, Ao, es la siguiente:
πD 2 πd o2
Ao = πDo ( L − ρ f e f ) + (
−
) x2 ρ f
4
4
Ao = πx0.0254m(3.0m − 1000 x0.0005m) + (
π 0.0254 2
4
−
π 0.02286 2
4
) x2 x
x1000 = 0.389
Ao = 0.389m 2
El valor de A es 0.389 m2, entonces:
0.19
ηo = 1 −
(1 − 0.95) = 0.975 ≈ 0.98 ⇒ 98%
0.389
4.1.3. Cálculo del coeficiente de película del refrigerante,αr.
Para la condensación de vapor fluyendo dentro de tubos cilíndricos,
experimentos de Akers, Deans y Crossers (7) reportaron que la
condensación de vapor en tubos horizontales o verticales, siguen la
correlación dada en la ecuación 18 (tiene un rango de 20% de exactitud):
Para
Re G < 5 x10 4 ,
Nu = 5.03(Re G )1 / 3 (Pr)1 / 3
Para
Re G > 5 x10 4 ,
Nu = 0.0265(Re G ) 0.8 (Pr)1 / 3
Ec.18 (7)
El número de Reynolds (Ec. 18) está definido en función de la velocidad
másica (Ec. 19):
G = V .ρ
Re G =
Ec.19
(7 )
Di G
μ
La correlación de Akers, dada en las ecuaciones anteriores está en
términos de la velocidad másica equivalente GE, definida como:
G E = G L + Gv (
ρ L 1/ 2
)
ρv
EC.20
Las propiedades del refrigerante a 45 °C son (3)- asumimos que son
similares a las del R12; puesto que las propiedades termodinámica para un
refrigerante sustituto del R12 se asemejan, por lo cual se viabiliza su
reemplazo -:
Cp
k.103
Pr
ρ
μ.102
ν.106
kJ/kg.K
W/m.K
kg/m3
N.s/m2
m2/s
1236.6
1.0116
0.0235
0.190
68.5
3.41
Para determinar la velocidad dentro del condensador, asumiremos que el
condensador tiene 5 pasos por lo que la velocidad es:
Di = 22.86 mm (0.9 pulg.)
e =1.27 mm (0.05 pulg.)
Ai = 9.6x10-5 m2
Kg
1784
mr
h )
4( )
4(
m
x
3600
5
5
V=
=
= 3.67
Kg
ρAi
s
1126 3 9.6 x10 −5 m 2
m
Según (6) la velocidad en la tubería de líquido está entre 0.5 y 1.25 m/s,
aproximando este valor al promedio 0.875 m/s Asumiendo que la velocidad
del vapor y del líquido son iguales la velocidad másica equivalente es:
1126 1 / 2
Kg
G E = (0.875 x1126) + (0.875 x57.90)(
) = 1208.66 ≈ 1210
57.90
s.m 2
Kg
22.86 x10 −3 x1210
s.m 2 ≈ 117700
Re G =
N .s
235 x10 −6 2
m
0.8
Nu = 0.0265(117700) (3.41)1 / 3 = 454
68.5 x10 −3
W
= 1360 2
−3
22.86 x10
m .° K
El coeficiente global de transferencia de calor U es:
1
U=
Ec.21
2πr1
2r1 .e
1
+
+
α a Aoη o K Al (r1 + r2 ) α r
1
W
U=
= 177 2
−3
−3
2π (11.43 x10 ) 2(11.43)(1.27 x10 )
1
m .° K
+
+
34 x0.389 x0.96
177(11.43 + 12.7)
1360
Donde el área de transferencia de calor para la zona de condensación es:
α r = 454
A=
77698
= 40m 2
177 x10.97
B) Zona de desrecalentamiento
Se determina el coeficiente del refrigerante, para un flujo turbulento y en estado
gaseoso, la constante requiere que las unidades en el sistema Inglés:
G 0.8
α r = 0.00226 0.2
Ec.22 (2)
Di
GD
10000 μ v
Re G = v i ≥ 10000 ⇒ Gv ≥
μv
Di
La densidad y viscosidad dinámica del vapor refrigerante a la temperatura
media de 48 °C (320 °K) son: 62.9 Kg/m3 y 0.013x10-3 Pa.s, respectivamente.
10000 x0.013 x10 −3 Pa.s
Kg
Lb
= 5.68
= 4180
Gv ≥
−3
2
22.86 x10 m
s.m
h. pie 2
Di = 0.0747 pie
La relación anterior da:
(4180) 0.8
BTU
Kcal
W
=3
= 14.64
= 17 2
α r = 0.00226
0.2
2
2
(0.0747)
h. pie .°C
h.m .°C
m .° K
El coeficiente global de transferencia de calor es:
U =
1
W
= 87 2
−3
2π (11 .43 x10 ) 2 (11 .43 )(1 .27 x10 )
1
m .° K
+
+
34 x 0 .389 x 0 .96
177 (11 .43 + 12 . 7 )
17
−3
Ahora la diferencia de temperatura media logarítmica es:
(53 − 33)°C − (45 − 35)°c
= 14.4°C
ΔTml =
53 − 33
ln
45 − 35
El área de transferencia de calor para la zona de desrecalentamiento es:
7165W
A=
= 5.7 m 2
W
87 2
x14.4° K
m .° K
El área de transferencia total de calor es: 45.7 m2. El condensador a
seleccionar es el BBV/BLV-3505H2 con compresor 6DG3-350E lubricado con
aceite polioléster.
5. Selección y cálculo del evaporador.
Las aletas a utilizar son de sección circular construidas en aluminio y de 0.5
mm de espesor. Para hallar el diámetro de la aleta, sabemos que se obtiene un
rendimiento satisfactorio si (6).
⎡ πD 2 πd 2 πd 2
⎤
Aaleta
≤7
−
≤
⇒ D ≤ 2.82d ⎥
⎢
Ahueco
4
4
⎣ 4
⎦
La relación anterior muestra que el diámetro de la aleta es 2.82 veces el
diámetro del tubo del evaporador, es decir, 2.82 x 10 mm =28.2 mm ≈ 30 mm.
Para determinar la longitud del evaporador debemos saber cuál es el caudal
deseado de aire que debe pasar a través del mismo. El flujo másico de aire
que se necesita la temperatura de 9 °C (282 °K) para transferir 260942 KJ/h
(72.48 KW) es:
Propiedades a 282 °K: ρa = 1.2453 Kg/m3, cpa = 1006 J/Kg.°K
J
.
72480
.
m3
Qevap
s
=
= 37
Va =
ρ a c pa (Ti − To) 1.2453 Kg x1006 J x(9.8 − 8.25)° K
s
3
kg.° K
m
La sección perpendicular al flujo será asumiendo una velocidad frontal del aire
o de corriente libre de 3 m/s –velocidades típicas máximas para evaporadores
está entre 3.6 y 1.5 m/s (4)- para un evaporador:
m3
37
s = 2m 2
6 x3m / s
El nuevo valor de H (altura evaporador) es 90 cm, por lo tanto la longitud será:
2m 2
= 2.22m
0.9m
La separación entre aletas es t e igual a 8 mm (6). La velocidad máxima dentro
del banco de tubos es:
32
Vmax =
3m / s = 4.36m / s
32 − 10
5.1.
Cálculo del coeficiente de convección exterior: αa.
La expresión 23 nos permite calcular el coeficiente de convección:
Ka d −0.54 h −0.14
.( )
.( )
. Re 0.72 . Pr 0.4 Ec.23 (2)
h t
t
Las propiedades termodinámicas del aire a la temperatura de película de
279 °K (6 °C) son:
α a = 0.116
ρ
kg/m3
1.2593
Cp
kJ/kg.K
1.006
μ.107
N.s/m2
174.1
ν.106
m2/s
14.021
k.103
W/m.K
24.62
Pr
0.712
El número de Reynolds evaluado en el paso t:
m2
4.36 x8 x10 −3
V t
s = 2487.7 ≈ 2490
Re = max =
νa
m2
14.02 x10 −6
s
Reemplazando los valores en la ecuación 23 tenemos:
α a = 0.116
5.2.
0.02462 10 −0.54 10 −0.14
W
.( )
.( )
.(2490) 0.72 .(0.712) 0.4 = 59.7 ≈ 60 2
0.01
8
8
m .° K
Cálculo de la eficiencia de la superficie global: no.
El procedimiento es similar al realizado en el condensador y es igual a :
⎧
⎫
W
2(60 2 )
⎪⎪
0.0005 ⎪⎪
m
K
°
(0.010 +
)m⎬
tgh ⎨
2
⎪ 172 W (0.0005m)
⎪
⎪⎩
⎪⎭
m° K
ηf =
= 0.95
W
2(60 2 )
0.0005
m °K
(0.010 +
)m
W
2
172
(0.0005m)
m° K
η f = 95%
Para una hilera tenemos que el área total de la aleta está dado por:
π 0.028 2 π 0.010 2
−
)2 x 278m 2 = 0.30m 2
Af = (
4
4
El valor de A es igual a 0.365 m2:
0.30
ηo = 1 −
(1 − 0.95) = 0. ≈ 0.958 ⇒ 96%
0.365
5.3.
Cálculo de la superficie intercambio de calor: α.
Podemos utilizar el método de las resistencias para hallar el coeficiente K.
Fig. 4 Corte transversal tubo del evaporador
Utilizando el método de las resistencias se obtiene:
1
Ec.24
α=
2πr1t
2r1 .e
+
α a Aoη o K Cu (r1 + r2 )
Reemplazando los valores y tomando el espesor de 0.832x10-3, se obtiene:
1
W
α=
= 331.8 2
−6
−3
−3
2πx3.96 x8 x10
2 x8 x10 x0.832 x10
m .° K
+
60 x0.365 x0.96
405.4 x(3.96 + 4.79)
2
α= 332 W/m .°K
5.4.
Cálculo de la temperatura del aire T’
La temperatura promedio del aire es de 9°C:
Qu1 = 332 x(9 − T ' )
También sabemos que el calor transferido debe ser el mismo que el
refrigerante a la temperatura Ti transfiere a la pared del tubo del evaporador
(T’), se tiene que:
Qu = α r (T '−Ti )
donde Ti = 3 °C
La velocidad másica es función del coeficiente de película del refrigerante,
tal como se muestra en el diagrama de GOGOLINE (2). La velocidad
másica está definida por la siguiente expresión:
.
mr
G=
3600 A
donde:
A
= es el área de la sección transversal de los tubos, m2.
mr = flujo másico del refrigerante en cada evaporador, Kg/h.
Reemplazando los valores:
297
Kg
G=
= 56
−6
3600(30 x 49.265 x10 )
s.m 2
Utilizando el diagrama de Gogoline se obtuvo los siguientes valores para
las ecuaciones anteriores:
Qu
Kcal/h.m2
1000
2000
5000
10000
Qu
W/m2
1163
2326
5815
11630
α
Kg/s. m2
443
653
1113
2093.4
T’-Ti
°C
2.257
3.06
4.49
4.77
T’
°C
5.25
6.06
7.49
7.77
Para la expresión anterior Qu1 = 332 x(9 − T ' ) :
Qu
W/m2
T’
°C
332
4
498
664
830
996
1162
4.5
5
5.5
6
6.5
Qu Vs. T'
3500
Qu, W/m2
3000
2500
2000
1500
1000
500
0
0
1
2
3
4
5
6
7
T', °C
Fig. 5 Valores ajustados de las tablas para hallar T’
El punto interceptado para T’ es 5.32 °C y el flujo unitario de calor es 1220
W/m2. La superficie de transferencia de calor requerida es:
Qevap 10400 x 4186.8
A=
=
= 9.9 ≈ 10m 2
Qu1
3600 x1220
La longitud por metro de tubería para un diámetro nominal de 5/16” (≈10 mm)
presenta una superficie interna de: πxdx1 = 3.1416x6.294x10-3=20x10-3 m2/m.
La longitud total de tubería requerida es:
10
Lt = 103 = 500m
20
Como tenemos la restricción en la longitud de los tubos de 2.22 m, la cantidad
de tubos total será:
500
N=
= 227 ≈ 228
2.2
Como en la dirección vertical tenemos 30 tubos, necesitamos 228/30 = 7.6 ≈ 8
tubos (ancho). Las dimensiones del evaporador son:
H = 0.90 m (90 cm)
L = 2.22 m
A = 0.26 m (26 cm) {sin ventiladores, ≈ 40 cm con vent.}
En el APÉNDICE F se encuentra una lista de evaporadores de los cuales
seleccionamos el BHE/BHL 480.
José Iván Malavé Godoy
Tesista
C.I. 0917446874
Ing. Angel Vargas Z.
Director de Tesis