CICLO COMPRESION LAS MÁQUINAS DE COMPRESIÓN SIMPLE

11/09/2015
LAS MÁQUINAS DE COMPRESIÓN
■ El método de producción de frío por compresión está
encuadrado dentro de los que se basan en la
evaporación de un fluido a baja temperatura
(presión).
■ La especifidad del método es la forma de recogida
de los vapores producidos en la absorción de calor a
baja temperatura, que en esta caso se realiza
mediante un compresor mecánico.
■ Este compresor recupera los vapores y los
comprime hasta un nivel suficiente en el que puedan
ser de nuevo relicuados para su nueva utilización.
CICLO COMPRESION
LAS MÁQUINAS DE COMPRESIÓN SIMPLE
E. TORRELLA
E. TORRELLA
FASES DE ESTUDIO
2
FASES DE ESTUDIO
1. Ciclo de Carnot
1. Ciclo de Carnot
2. La máquina perfecta de compresión simple
2. La máquina perfecta de compresión simple
3. La máquina real de compresión simple
3. La máquina real de compresión simple
4. Elementos integrantes. Primer principio
4. Elementos integrantes. Primer principio
Requerimientos
necesarios.
5.5.Parámetros
de cálculo
Requerimientos
necesarios.
5.5.Parámetros
de cálculo
E. TORRELLA
3
E. TORRELLA
4
1
11/09/2015
MÁQUINAS DITÉRMICAS
INTERACCIÓN CON EL EXTERIOR. I Principio
II Principio de la Termodinámica
■ Si se piensa en una máquina térmica "M" que evoluciona cíclicamente, en
régimen permanente, con intercambio de calor con dos fuentes térmicas
"F1" y "F2", a temperaturas "T1" y "T2" (T2 > T1), y aporte externo de
energía mecánica, podemos decir que para un ciclo, o para un tiempo "t"
en el que se han sucedido "n" ciclos completos, la máquina ha recibido
una cantidad "W" de trabajo externo y unas cantidades de calor "Q1" y
"Q2" de las fuentes.
■
Fuente alta T. (T2)
Q2
W
Fuente alta T. (T2)
Ganancia de entropía
•
Máquina s = 0 (ciclo)
•
Fuente caliente s = -
T2
•
Q2
W + Q1  Q2 = 0
W
Q1
Q2
■
Fuente fría.
s = -
II Principio 0   su = -
Fuente baja T. (T1)
Q1
T1
Q 2 Q1
T2 T1
Q1
Fuente baja T. (T1)
E. TORRELLA
5
E. TORRELLA
MÁQUINAS DITÉRMICAS
Análisis de las potencias
MÁQUINAS DITÉRMICAS
COP máquina frigorífica
■ Partiendo de la ecuación obtenida anteriormente.
■ Evidentemente
en
una
máquina de producción de
frío se debe cumplir:
Fuente alta T. (T2)
T 2 Δ su = W - Q1
Q1  0
■ Combinando
principios.
T 2 Δ su = W - Q1
■ Siendo
los
dos
Q2
T 2 - T1  0
T1
necesaria la adición
de energía externa, por lo
que:
W>0
■ Se deduce finalmente:
6
T 2 - T1  0
T1
■ Se
obtiene como coeficiente de efecto frigorífico
C.O.P, relación entre el efecto útil y el consumo de
energía externa necesario para obtenerla:
W
Q
T1  T 2 Δ s u 
1COP MF = 1 =
W 
W T 2 - T1 
Q1
Fuente baja T. (T1)
Q2  0 , | Q2 | > Q1
E. TORRELLA
7
E. TORRELLA
8
2
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MÁQUINAS DITÉRMICAS
Bomba de calor
MÁQUINAS DITÉRMICAS
COP como bomba de calor
■ De
■ Es
ahora "Q2" el efecto buscado, conservándose "W" como la energía
necesaria para la consecución del ciclo. El término "bomba de calor" se
debe a que el efecto útil "Q2" se obtiene por "bombeo" del calor extraído
de la fuente fría, esta energía, junto a la mecánica absorbida, son las
cedidas a la fuente caliente.
haber eliminado la potencia absorbida de la
fuente fría.
W = - Q 2 T 2 T 1 + T 1  su
T2
■ Se
obtiene como coeficiente de efecto frigorífico
C.O.P, de utilizar como efecto útil la potencia cedida
a la fuente caliente (BOMBA DE CALOR).
Fuente alta T. (T2)
Q2
W
COP BC =
Q1
Fuente baja T. (T1)
E. TORRELLA
9
E. TORRELLA
10
MÁQUINAS DITÉRMICAS
Comentarios sobre el COP
MÁQUINAS DITÉRMICAS
Termofrigobomba
■ Puede observarse que los máximos valores del COP son de “T1/(T2-T1)” y
■
| Q2 |
Q Q +W
=- 2= 1
= COP MF + 1 =
W
W
W
s 

 T2  1- T1 u 
W 
T2 -T1 
“T2/(T2-T1)”, hecho que se produce con funcionamiento de la máquina de
manera totalmente reversible, pudiendo concluir que la eficacia disminuirá
al aumentar el grado de irreversiblidad de las transformaciones que
integran el ciclo.
Un análisis de la expresión deducida para el máximo COP, obtenible en
una máquina frigorífica ditérmica de compresión, permite decir que su
valor tomará un valor superior a la unidad siempre que se cumpla:
■ En
caso de utilizar, como efecto útil, simultáneamente tanto el calor
absorbido en evaporador como el cedido en condensador, conservándose
"W" como la energía necesaria para la consecución del ciclo. El COP del
ciclo sería:
Fuente alta T. (T2)
COPTFB 
Q2
T1 [C] + 273.15 > T 2 [C] - T1 [C]
| Q2 |  Q1
 COP BC  COP MF
W
W
Q1
El signo ≠ se debe a que desde un punto
de vista termodinámico no es correcto
sumar dos calores a diferentes niveles
térmicos.
Fuente baja T. (T1)
E. TORRELLA
11
E. TORRELLA
12
3
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MÁQUINAS DITÉRMICAS
Ciclo Inverso de CARNOT
Saturación en los estados “2” y “3”
T [K]
3
T2
2
4
T1
■
1
■
■
a
b
s [kJ kg-1 K-1]
EL CICLO INVERSO DE
CARNOT
■
Q2 = T 2 (s2 - s3)
■
Q1 = T1 (s1 - s4)
■
El ciclo de Carnot, al estar integrado por
un conjunto de transformaciones
reversibles, va a presentar el máximo
rendimiento posible de una máquina
frigorífica evolucionando entre dos
temperaturas.
12; Compresión ideal isoentrópica
(compresor).
23; Cesión de calor reversible
isoterma e isobárica (condensador).
34; Expansión ideal isoentrópica
(turbina).
41; Absorción de calor reversible
isoterma e isobárica (evaporador).
4 transformaciones realizadas en
componentes dispuestos en serie.
WT = W comp - W turbina  Q2 - Q1 = (s2 - s3) (T 2 - T1)
E. TORRELLA
13
E. TORRELLA
MÁQUINAS DITÉRMICAS
COP ciclo inverso de CARNOT
MÁQUINAS DITÉRMICAS
Conclusiones al ciclo inverso de CARNOT
■ Máximos
valores posibles trabajando entre los
mismos valores de temperatura (dado que el
conjunto de transformaciones se producen de forma
reversible) y se recupera el trabajo en turbina.
■ Las
■
Q2
■
Condensador
Wcompresor
2
3
Wturbina
Turbina
Compresor
4
1
14
Q1
= T1
COPMF (Carnot) =
WT T 2 - T1
Q
T2
COP BC (Carnot) = 2 =
WT T 2 - T1
expresiones del COP, derivadas del análisis del ciclo de Carnot,
coinciden con los máximos valores posibles, válidas para cualquier
máquina térmica que intercambia calor con dos fuentes a distinta
temperatura.
Como ya se ha indicado, las transformaciones que componen el ciclo de
Carnot son reversibles, por tanto ideales e irrealizables en la práctica, no
obstante el cálculo del COP correspondiente a este ciclo nos indicará, por
comparación con el encontrado en una instalación real, lo alejados que
nos encontramos de las condiciones óptimas.
La imposibilidad de realización de una máquina que describa el ciclo de
Carnot conlleva una serie de modificaciones con respecto a éste. Un
primer paso es la definición del llamado ciclo de una máquina perfecta.
Evaporador
Q1
E. TORRELLA
15
E. TORRELLA
16
4
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MÁQUINA PERFECTA
Diferencias con el ciclo de Carnot
FASES DE ESTUDIO
■ La
T
Q condensación
1. Ciclo de Carnot
3
2
Pconsumida
■
2. La máquina perfecta de compresión simple
1
4 Q evaporación
3. La máquina real de compresión simple
s
Qcond.
Condensador
4. Elementos integrantes. Primer principio
3
2
4
1
Expansor
Requerimientos
necesarios.
5.5.Parámetros
de cálculo
Pconsumida
Compresor
Evaporador
Qevap.
E. TORRELLA
17
■
E. TORRELLA
ASPIRACIÓN COMPRESOR
Retorno de líquido
18
RETORNO DE LÍQUIDO
■
■
E. TORRELLA
■
compresión permanece
ideal (isoentrópica), pero su
inicio se produce en forma de
vapor saturado seco, para
evitar las entradas de líquido
a compresor.
La absorción y cesión de
potencia térmica permanecen,
como en el ciclo de Carnot,
reversibles.
La expansión tiene lugar en
un dispositivo en el que el
fluido
experimenta
una
transformación “isoentálpica”,
y por tanto irreversible.
Esta última transformación
elimina la característica de
ciclo reversible en la máquina
perfecta.
19
Es una de las fallas más comunes que
encontramos en los compresores que han
sufrido averías mecánicas. El retorno de
líquido se produce principalmente cuando el
supercalentamiento del gas en la succión del
compresor está tendiendo a “cero”, debido al
efecto detergente del refrigerante. Él es capaz
de remover toda la película de lubricación de
las partes móviles del compresor y,
consecuentemente, provocará su rotura
mecánica.
Cuando analizamos las piezas dañadas del
compresor, podemos observar que el retorno
de líquido deja las piezas “limpias”, o sea, sin
aceite y sin señales de carbonización. Es lo
que podemos observar en la foto 3, donde
este compresor sufrió avería mecánica debido
al bajo valor del supercalentamiento. Se
percibe que la primera ocurrencia es el
“enclavamiento” de los aros de compresión en
los pistones, por causa del aumento de la
resistencia de fricción provocada por la
ausencia de lubricación. En la foto 4 aparece
también otra parte dañada de este mismo
compresor, el conjunto bomba de aceite.
E. TORRELLA
20
5
11/09/2015
RETORNO DE LÍQUIDO
■
■
■
RETORNO DE LÍQUIDO. CAUSAS
■
DAÑO CAUSADO POR GOLPE DE LÍQUIDO
En primer lugar, veamos el daño mecánico que está
típicamente asociado a las presiones hidrostáticas
resultantes del golpe de líquido. El desmontaje de
esos compresores reveló la avería de la válvula de
succión del conjunto plato de válvulas causada por la
tentativa de comprimir refrigerante líquido o aceite, o
ambos.
Una vez que un líquido es virtualmente no
compresible, el golpe resultante daña de modo
característico las válvulas de succión de ese
conjunto. En este ejemplo pedazos de la válvula de
succión rota han sido encontrados presos contra la
válvula de descarga del lado del paso del gas. Ese
es un caso muy serio. Más frecuentemente la válvula
de succión permanece íntegra, mas se produce una
fisura radial o se fragmenta cuando se la somete al
golpe de líquido.
La avería del pistón se produjo cuando entró en
contacto con los pedazos de la válvula rota. Cuando
se encuentra este tipo de avería, los cilindros son
generalmente dañados al punto de precisar ser
reparados. De la misma forma, otros compresores
pueden presentar daños de la válvula de succión y
descarga del conjunto plato de válvulas cuando se
los somete a casos severos de golpe de líquido.
Retorno del refrigerante líquido al compresor debido a válvula de expansión impropia
•
•
•
•
■
Retorno de refrigerante líquido debido a la carga reducida
■
Retorno del refrigerante líquido debido a la mala distribución del aire en el evaporador
•
•
•
E. TORRELLA
21
Una válvula de expansión no debidamente súper dimensionada se transforma en una de las principales
causas de retorno de líquido y del golpe resultante.
Mientras que una válvula súper dimensionada podrá funcionar bien en carga total, podrá perder el control
cuando trabaje en carga parcial. La razón es que en carga parcial, la válvula intenta mantener el control en
su ajuste de supercalentamiento, sin embargo, por su puerta súper dimensionada pasa más líquido que el
necesario.
Eso superalimenta el evaporador, causando una rápida reducción en el supercalentamiento del gas de
salida. En respuesta a eso, la válvula se cierra hasta que el supercalentamiento sea restablecido. En ese
punto la válvula se abre nuevamente para dar paso a una nueva porción de líquido.
Esa condición de búsqueda (hunting) permitirá que el líquido fluya a través del evaporador y para dentro de
la línea de succión, donde podrá entrar en el compresor y causar daños. Es importante notar que algunos
productos compactos son intencionalmente proyectados con válvulas de expansión reguladas para mayores
capacidades.
Flujo reducido de aire a través de una serpentina de expansión directa, resultando en el congelamiento de la
serpentina. El hielo aísla las superficies de transferencia de calor de la serpentina, lo que reduce aun más la
carga que la serpentina realmente percibe. En tal condición de carga reducida de la serpentina, la válvula de
expansión generalmente no es capaz de un control preciso. De cierta forma es súper dimensionada para el
trabajo que está intentando hacer y se comportará de la misma manera como ya ha sido descrito en relación
a la válvula de expansión impropiamente dimensionada. Un enfriador de agua mostrará los mismos
síntomas cuando esté muy incrustado o el flujo del agua sea bajo.
Problema semejante podrá encontrarse cuando la distribución de aire a través de la fase de un evaporador
no sea uniforme. La mala distribución del aire causa una carga desigual de los circuitos de refrigerante de la
serpentina, resultando en una temperatura de succión irregular, sentida por la válvula de expansión. Eso
puede hacer que aún una válvula adecuadamente proyectada “busque”, oscile (“hunt”), resultando en un
posible retorno de refrigerante líquido a través de los circuitos poco cargados.
La mala distribución del aire se puede evidenciar por puntos congelados o por la aparición de puntos de
condensación en la serpentina.
E. TORRELLA
MÁQUINA PERFECTA
Compresión
RETORNO DE LÍQUIDO. CAUSAS
■
■
Migración de Refrigerante
•
•
•
•
•
Migración es el resultado de la condensación de refrigerante en la parte más fría del sistema.
El refrigerante que circula como vapor se retiene en forma de líquido cuando se condensa en
el local más frío. Generalmente ese local es el compresor o el evaporador cuando las
temperaturas ambientes externas son elevadas.
La migración del refrigerante constituye una preocupación, principalmente en las instalaciones
donde el compresor se encuentra instalado en un nivel más bajo que el del evaporador y/o
condensador. Para evitar la migración de líquido refrigerante proveniente del condensador, se
recomienda instalar una válvula de retención en la línea de descarga del compresor. Es
interesante también colocar un “sifón invertido” en la entrada del condensador.
En el caso del evaporador, se recomienda siempre que sea posible hacer la parada del
compresor por recolección de líquido (pump down system). Sería muy importante también
instalar un “sifón invertido” inmediatamente en la salida del evaporador, ya que podrá haber
una pérdida a través de la válvula solenoide de la línea de líquido, la que normalmente no
posee un cerramiento absolutamente hermético.
Eso significa que, con el tiempo, un gran porcentaje de carga de refrigerante terminará
entrando en el evaporador y será impedida de entrar por la succión a través del sifón.
Obviamente, en caso que esta recomendación no sea tomada, grandes cantidades de
refrigerante líquido retornarán a través de la línea de succión y /o descarga, resultando en
golpe de líquido y dilución de aceite.
Es importante notar que la migración de líquido refrigerante para el compresor no se evitará
por la existencia de un calentador del aceite del cárter. La cantidad de refrigerante involucrada
superará la capacidad del calentador y consecuentemente romperá el compresor por golpe de
líquido. Retorno de Aceite El retorno de aceite puede ser tan perjudicial como el retorno de
refrigerante líquido apenas en términos de golpe de líquido. Un sistema de tuberías bien
proyectado promoverá un movimiento uniforme del aceite, evitando la acumulación de golpes
nocivos de aceite.
E. TORRELLA
22
23
Compresión isoentrópica, por tanto reversible, no obstante a diferencia del
ciclo de Carnot, va a tener lugar en la zona de vapor recalentado, lo cual se
debe, como posteriormente se comentará, a la búsqueda de un aumento en
la capacidad de producción de frío y a evitar los golpes de líquido. El equipo
destinado a efectuar esta transformación es el compresor, el cual realiza dos
importantes funciones, por un lado la absorción de los vapores de baja
presión, en estado "1" (vapor saturado seco) y por otro la descarga posterior
de éstos a una presión superior, tal que puedan ser condensados con la
ayuda de un medio exterior. Además, aseguran la circulación del fluido a
través de todos los órganos de la instalación.
Qcond.
Condensador
3
2
Expansor
Pconsumida
Compresor
4
Aspiración;
vapores
a B.P. de
evaporador “1”
Descarga;
vapores
A.P. a
Condensador “2”
1
Evaporador
Qevap.
E. TORRELLA
24
6
11/09/2015
MÁQUINA PERFECTA
Condensación
■
MÁQUINA PERFECTA
Expansión
Los vapores suministrados por el compresor son condensados de manera
reversible, lo cual precisa que la diferencia de temperaturas, entre el fluido
circulante por la instalación y el agente exterior de condensación, sea de un
infinitésimo. El equipo previsto para este fin es un intercambiador de calor
llamado "condensador" que, en razón de la consideración de transformación
reversible, necesita una diferencia de temperaturas de un infinitésimo entre
los fluidos, es decir debe poseer una superficie de termotransferencia infinita.
Este cambiador de calor, por hipótesis, no debe introducir pérdidas de carga
en el circuito refrigerante.
2
Expansor
Qcond.
Condensador
Pconsumida
3
Compresor
4
Se dispone de un dispositivo de expansión, en la que se produce, sin
intercambio de energía mecánica o calorífica (isoentálpica), el paso de la alta
a la baja presión. Esta transformación es de carácter irreversible, en contraste
con la que se producía en el ciclo de Carnot. La utilización de este elemento,
en lugar de un expansor isoentrópico que produjese un proceso reversible,
conduce a una pérdida de energía mecánica y a un descenso en la eficacia. A
pesar del beneficio que, desde el punto de vista energético, supone la
utilización del expansor isoentrópico, éste no es usado en la práctica por su
complicado mantenimiento y la dificultad de aprovechamiento del trabajo que
desarrolla, en su lugar se utiliza el dispositivo de expansión isoentálpico
cuyas virtudes primordiales son simplicidad y fiabilidad
Vapor A.P.
de compressor “2”
Qcond.
Condensador
3
■
Expansor
1
Liquido A.P.
a expansor “3”
Qevap.
E. TORRELLA
25
1
Liquido A.P.
de
condensador
Evaporador
Qevap.
E. TORRELLA
MÁQUINA PERFECTA
Evaporación
■
Mezcla L-V
B.P. a
evaporador
Compresor
4
Evaporador
Pconsumida
2
26
MÁQUINAS DE COMPRESIÓN
Elementos básicos
La disposición de un segundo intercambiador de calor, en el que por adición
de calor de la fuente fría se consigue la vaporización a baja temperatura del
porcentaje de líquido en condiciones "4". Este equipo se denomina
"evaporador" y su funcionamiento es similar al del condensador, es decir, el
proceso es reversible y sin pérdidas de carga, lo que va a implicar también
ahora una superficie infinita. La salida de este evaporador produce un vapor
en estado de saturación, apto para ser absorbido por el compresor.
CONDENSADOR
EXPANSOR
Qcond.
COMPRESOR
Condensador
3
2
Expansor
Pconsumida
Vapor + liquido de
expansor “4”
Compresor
4
1
Evaporador
Qevap.
E. TORRELLA
EVAPORADOR
Vapor de
refrigerante
a compresor “1”
27
E. TORRELLA
28
7
11/09/2015
MÁQUINA REAL
Diferencias con la máquina perfecta
FASES DE ESTUDIO
■ Se
1. Ciclo de Carnot
■
2. La máquina perfecta de compresión simple
■
3. La máquina real de compresión simple
■
4. Elementos integrantes. Primer principio
ha visto en el estudio de una máquina perfecta una serie de
circunstancias que van a impedir su construcción real, por lo cual, en la
práctica, no sólo hay que alejarse del ciclo reversible de Carnot sino
incluso del de la máquina de compresión perfecta.
La compresión no es ideal (isoentrópica) en los equipos reales, por lo que
la transformación tendrá lugar con aumento de entropía.
La absorción y cesión de potencia térmica no pueden realizarse de
manera reversible, pues esto supondría trabajar con una diferencia de
temperaturas de un infinitésimo entre el fluido frigorígeno y el fluido
externo, por lo que se necesitarían superficies infinitas para lograrlo.
En la práctica no sólo hay que alejarse de la máquina de Carnot, sino
incluso de la máquina perfecta.
Requerimientos
necesarios.
5.5.Parámetros
de cálculo
E. TORRELLA
29
E. TORRELLA
MÁQUINA REAL
Desviaciones con el ciclo básico
MÁQUINA REAL
Evaporador. Salto térmico
■ Efectos debidos a la presencia de un compresor real no isoentrópico.
■ Incrementos de temperatura finitos en evaporador y condensador, y por
tanto procesos no reversibles.
■ Recalentamiento del vapor antes de la aspiración en compresor.
■ Posible subenfriamiento del líquido en entrada al expansor.
■ Eventual presencia de un dispositivo (intercambiador intermedio)
30
de
subenfriamiento de líquido y recalentamiento del vapor.
■
En el caso del intercambiador que recibe calor de la fuente fría, la diferencia de temperaturas
entre la del fluido refrigerante y la temperatura media del fluido a enfriar, va a depender del
fin buscado, distinguiéndose dos casos generales:
• Enfriamiento de un líquido (frigorífero); en este caso si definimos una temperatura media
"Tm" en el frigorífero, y siendo "T0" la temperatura de evaporación, se suelen contemplar
unos valores de “Tm - T0 = 5 ÷ 7ºC.
• Enfriamiento del aire de una cámara; en las instalaciones en que el aire se utiliza como
agente de transporte de calor entre la carga almacenada y el circuito de enfriamiento, es
necesario considerar que el aire es una mezcla gaseosa de dos componentes, aire seco
y agua, por lo que la definición de un estado precisa el conocimiento de dos variables
sicrométricas (dado que se considera la presión total de la mezcla como una constante),
que en general son la temperatura seca y la humedad relativa.
• La humedad relativa es particularmente importante en las cámaras de almacenamiento
de productos perecederos, ya que va a incidir sobre las pérdidas de masa del material, y
este grado de humedad es el factor primario a la hora de adjudicar el valor de la
diferencia entre "Tm" y "T0".
T
PK
TM
TK
P0
Tm
T0
E. TORRELLA
31
E. TORRELLA
s
32
8
11/09/2015
MÁQUINA REAL
Condensador. Salto térmico
INCREMENTO LOGARÍTMICO MEDIO
■ Por lo que se refiere a la superficie de traspaso de calor, esta no
puede ser infinita, y dado que en base a la teoría de transferencia
de calor puede escribirse que:
Q k = U S ΔTlm
■ U = coeficiente global de transmisión de calor
■ S = superficie de transferencia de calor
■ Tlm = incremento de temperatura logarítmico
normalmente adoptados de:
•
•
medio, valores
Q k = U S ΔTlm 
5 a 7°C en caso de agua como agente condensante
10 a 15°C en caso de aire como agente condensante
■ En la práctica se utiliza la diferencia de temperatura en la entrada a
condensador, es decir entre la temperatura correspondiente a la
presión de condensación y la temperatura de entrada del agente
frío de condensación, debe tomarse un valor adecuado para el
funcionamiento económico de la máquina y el costo de la
instalación, siendo los valores normalmente adoptados para
condensadores de aire comprendidos en el rango de 14 ÷ 18º C.
E. TORRELLA
33
MÁQUINA REAL
Proceso de condensación
■
■
■
T saltos de temperatura en salida y
entrada al equipo.
E. TORRELLA
34
FASES DE ESTUDIO
La cantidad de vapor cedida por el fluido refrigerante al agente condensante es:
Q k = M c p (T S - T E )
■
ΔT1  ΔT2
ΔT
ln 1
ΔT2
1. Ciclo de Carnot
Analizando la expresión anterior, se observa que a mayor caudal “M” corresponde un menor
calentamiento del agente condensante, no obstante esta diferencia se ve limitada por los
siguientes factores:
El paso del agente condensante precisa un consumo de energía mecánica (bomba para el
agua, ventilador para el aire), que es tanto mayor cuanto mayor sea la masa circulante,
encontrándose unas pérdidas de carga en el intercambiador proporcionales al cuadrado del
caudal y un consumo de energía proporcional al cubo de ese caudal.
El consumo de agente condensante puede ser un factor de coste en la instalación, por lo
que es necesario la optimización de este gasto.
2. La máquina perfecta de compresión simple
3. La máquina real de compresión simple
4. Elementos integrantes. Primer principio
Requerimientos
necesarios.
5.5.Parámetros
de cálculo
E. TORRELLA
35
E. TORRELLA
36
9
11/09/2015
MÁQUINAS DE COMPRESIÓN
Elemento genérico.
MÁQUINAS DE COMPRESIÓN
Balance en elemento genérico.
■ Cada uno de los equipos básico de una instalación
de compresión simple, en los que se producen las
transformaciones que componen un ciclo, puede ser
considerado como un sistema abierto con una
entrada y su correspondiente salida, ya que se
encuentran dispuestos en serie.
Q W
S
S
E
T
S
VE
T
E
2
uE +
2
vE
v
+ g zE + pE V E + Q + W = u S + s + g zS + pS VS
2
2
p.V = de desplazamiento.
■ Despreciando las diferencias de energías cinética y
potencial:
V
E
calorífica "Q", ambas del exterior, por lo que la
ecuación de la energía en régimen permanente
viene dada por:
■ Energías; u = interna; v2/2 = cinética; g.z = potencial;
p
S
p
■ El sistema recibe una energía mecánica "W" y una
ZS
h (entalpía) = u + p V
ZE
h E + Q + W  hS
E. TORRELLA
37
E. TORRELLA
MÁQUINAS DE COMPRESIÓN
Aplicación del balance energético
38
DIAGRAMA P-h. SEMILOGARÍTMICO
■ Intercambiadores de calor
Q = hS - h E
■ Compresores adiabáticos
W = hS - h E
■ Válvulas de expansión
h E = hS
■ Por
tanto, en el campo del
frío los diagramas utilizados
son los de presión-entalpía.
E. TORRELLA
■
■
■
■
C  D; Compresión.
D  A; Condensación.
A  B; Expansión no ideal isoentálpica.
B  C; Evaporación.
39
E. TORRELLA
40
10
11/09/2015
DIAGRAMA P-h. ISOBARAS/ISOENTÁLPICAS
E. TORRELLA
DIAGRAMA P-h. ISOTÍTRICAS (Título vapor cte.)
41
E. TORRELLA
DIAGRAMA P-h. ISOTERMAS
E. TORRELLA
42
DIAGRAMA P-h. ISÓCORAS
43
E. TORRELLA
44
11
11/09/2015
DIAGRAMA P-h. COMPRESIONES IDEAL Y REAL
E. TORRELLA
DIAGRAMA P-h
45
E. TORRELLA
SALTOS TÉRMICOS INTERCAMBIADORES
Diagrama P-h
46
MÁQUINAS DE COMPRESIÓN
Subenfriamiento de líquido.
■ El
Para la máquina perfecta:
p TM = temp. media del agente de condensación.
Tm = temp. media del agente a enfriar.
pK
3
TK
T1
2'
Δ T1 = 0 (pK = pM )
2
Δ T 2 = 0 ( p m = p0)
pM
TM
pm
Tm
p0
4
T0
Para la máquina real.
Incrementos de temperatura
finitos.
T2
1
h
t =
tr =
E. TORRELLA
subenfriamiento del líquido previo al dispositivo de
laminación, producido bien en el propio condensador, bien en
dispositivos ideados a tal efecto, es un proceso muy
corriente, ya que el condensador suele ser un intercambiador
próximo al tipo "contracorriente", en el que la entrada del
agente condensante intercambia calor con el último tramo del
condensador.
■ La entrada de líquido en la válvula de expansión se efectúa
ahora en el estado del punto "5", siendo el subenfriamiento
efectuado desde "3" a "5". El límite teórico, al cual puede
llegar la temperatura del fluido refrigerante, es la temperatura
de entrada del fluido de condensación, esto es en la práctica
imposible, ya que implica un comportamiento ideal del
dispositivo intercambiador, por lo que siempre existirá una
diferencia mayor que cero entre las temperaturas de "5" y la
de entrada del agente condensante, esto es:
pM
pm
pK
>t
p0
T5 - T f  > 0
47
E. TORRELLA
48
12
11/09/2015
MÁQUINAS DE COMPRESIÓN
Subenfriamiento de líquido.
p
MÁQUINAS DE COMPRESIÓN
Subenfriamiento de líquido. Agente externo CO2
p
“T’f “ corresponde a la del agente externo de condensación
T'
f
pK
p0
2'
5 3
6 4
2
“T’f “ corresponde a la del agente externo de condensación
T'
f
pK
p0
1
2'
5 3
2
1
6 4
h
h
El subenfriamiento produce un aumento del salto entálpico en evaporador (h4 - h6), lo que
es beneficioso para el COP; además asegura entrada al expansor en fase líquida.
E. TORRELLA
49
50
E. TORRELLA
Subenfriamiento de líquido.
La amplificación de presión de líquido (LPA)
Subenfriamiento de líquido.
La amplificación de presión de líquido (LPA)
■ La tecnología LPA modifica un sistema de compresión introduciendo una
■
bomba de circulación a la salida del dispositivo de condensación, de tal
manera que aumenta la presión en la entrada a la válvula de expansión,
consiguiendo de esta manera un subenfriamiento del líquido a la entrada
del dispositivo.
Mediante el incremento de presión del refrigerante líquido, aumenta la
temperatura de saturación asociada debido a dicho incremento, mientras
que la temperatura real del líquido no varía apreciablemente. El líquido,
por tanto, está subenfriado y no se evapora por influencia de las pérdidas
de presión en la tubería de líquido.
p [Bar]
psB
peV
pK
p0
5
4
2’
3
2
1
6
h [kJ/kg]
E. TORRELLA
51
E. TORRELLA
52
13
11/09/2015
Subenfriamiento de líquido.
La amplificación de presión de líquido (LPA)
EFECTO DE LA BOTELLA ACUMULADORA
Influencia sobre el subenfriamiento
Eliminación del subenfriamiento en
la botella acumuladora.
E. TORRELLA
53
E. TORRELLA
ALTURA HIDROSTÁTICA
Influencia sobre el subenfriamiento
MÁQUINAS DE COMPRESIÓN
Recalentamiento del vapor. Tipos
■ El
recalentamiento de vapor, desde el estado de
saturación hasta un punto en la zona de vapor
recalentado, puede tener lugar:
Entrada expansor
(p’ < pK)
•
Altura condensador- expansor
h
•
Condensador (pK)
Si la salida del condensador (pK) es saturada, si la entrada a expansor tiene
una presión (p’) inferior, puede dar como resultado mezcla bifásica.
E. TORRELLA
54
55
En el mismo intercambiador (evaporadores secos), en los
cuales todo el líquido pasa a vapor y sufre además un
recalentamiento posterior antes de su salida del equipo. Este
recalentamiento se llama útil pues se produce por adición de
calor desde la carga almacenada.
En el trayecto de aspiración del compresor, desde la salida del
evaporador hasta la entrada del compresor. Si el
recalentamiento se efectúa en la cámara sigue siendo un efecto
útil, pero si tiene lugar fuera de ella se denomina "menos útil",
dado que este proceso, aún no absorbiendo calor de la carga,
puede deberse a un enfriamiento de órganos anejos, tales como
devanado de motores eléctricos, enfriamiento de muelles de
carga, etc, lo que es beneficioso.
E. TORRELLA
56
14
11/09/2015
MÁQUINAS DE COMPRESIÓN
Recalentamiento del vapor
MÁQUINAS DE COMPRESIÓN
Recalentamiento del vapor
■
p
3
p
K
8
2
En caso de recalentamiento de vapor, la entrada al compresor se produce en estado "7". Este
recalentamiento de vapor asegura la ausencia de líquido en la entrada del compresor y por tanto la
imposibilidad de golpes de líquido, no obstante, al aumentar la temperatura antes de la compresión, será
mayor la de los vapores de escape al finalizar ésta, aumento que será progresivo debido al incremento de
la inclinación de las isoentrópicas a medida que nos adentramos en la zona de vapor recalentado, este
efecto produce, en algunos refrigerantes, unas temperaturas finales de compresión elevadas, y por tanto
peligrosas para la vida del equipo. En efecto, si consideramos comportamiento perfecto para el fluido
refrigerante y transformación adiabática:
 n 1 


n 
T8  p K  
 
T7  p 0 
■
1
p
7
4
0
n=
cp
cv
por lo que la temperatura final será mayor cuanto mayor sea la tasa de compresión y la relación de calores
específicos. Evidentemente, todo recalentamiento se acompaña de un aumento de volumen específico,
por lo que si el dispositivo de compresión es del tipo volumétrico, el caudal másico circulante disminuye
con este aumento de temperatura en el vapor.
Recalentamiento =T7 - T1
h
E. TORRELLA
57
MÁQUINAS DE COMPRESIÓN
Recalentamiento menos útil
MÁQUINAS DE COMPRESIÓN
Recalentamiento útil. Tipos evaporadores
E. TORRELLA
Evaporador seco
Evaporador inundado
Con recalentamiento útil.
Sin recalentamiento útil.
58
E. TORRELLA
Recalentamiento por
enfriamiento del
devanado del motor
eléctrico.
59
E. TORRELLA
Recalentamiento por
entrada calor en tubería
conexión evaporadorcompresor.
60
15
11/09/2015
MÁQUINAS DE COMPRESIÓN
Recalentamiento del vapor. Alta temp. descarga
MÁQUINAS DE COMPRESIÓN
Subenfriamiento y recalentamiento combinados
El recalentamiento de vapor y el subenfriamiento de líquido puede ser
conseguidos simultáneamente mediante un intercambiador intermedio
Expansor
2’
3’
2
3
Compresor
Expansor
4
1
4’
Evaporador
E. TORRELLA
61
CICLOS CON Y SIN INTERCAMBIADOR
INTERMEDIO
E. TORRELLA
Compresor
Condensador
Condensador
1’
Evaporador
I.I.
62
SITUACION DEL INTERCAMBIADOR
p [bar]
3’
4’
3
2
4
1
c pL ( T 3  T 3 ' )
2’
1’
c pv (T1'  T1 )
h [kJ/kg]
E. TORRELLA
63
E. TORRELLA
64
16
11/09/2015
MÁQUINAS DE COMPRESIÓN
Sub. y recalentamiento conjunto
CARACTERISTICAS BASICAS
■
■
Aspectos positivos:
•
•
•
■ Balance energético en el intercambiador intermedio.
Aspectos negativos:
•
Aumento de la producción frigorífica
específica en evaporador.
Subenfriamiento del liquido, previo a
expansor, lo que asegura únicamente
fase líquida a la entrada del
dispositivo.
Seguridad de únicamente fase vapor
en aspiración a compresor.
•
•
•
•
Aumento del volumen específico en
aspiración,
con
el
descenso
consiguiente del caudal másico
movido por compresor.
Aumento de la temperatura final en
descarga de compresor.
Aumento del salto entálpico en
compresor.
Aumento de las pérdidas de carga
tanto en la línea de líquido como en
la de aspiración.
Posible trampa para el retorno de
lubricante.
cpv (T7 - T1) = cpL (T3 - T5)
■ en
la que “cpv” y “cpL” son los calores específicos
medios de las fases vapor y líquido, y dado que:
cpv  cpL
■ el salto de temperaturas en la fase vapor supera al
que se produce en la fase líquida.
E. TORRELLA
65
E. TORRELLA
CRITERIOS TEORICOS
AUMENTO DEL COP
MÁQUINAS DE COMPRESIÓN
Pérdidas de carga
■ APREA
■ En la máquina real, el paso de fluido refrigerante a través de los distintos


 T1

componentes se acompaña de unas pérdidas de carga, las cuales van a
depender:
• Del tipo y dimensiones de los intercambiadores elegidos como
condensador y evaporador.
• De las dimensiones (longitud y diámetro) de las tuberías que
interconectan los distintos componentes, así como de la presencia de
singularidades.
• De las propiedades físicas del refrigerante
h1'  h1   h1  h 4   T1'  1
■ DOMANSKY
1
c pL
λ T0
 TK  T0 
c pv
c pv
E. TORRELLA
66

v1'  v1
v1' T1'  T1 
67
E. TORRELLA
68
17
11/09/2015
MÁQUINAS DE COMPRESIÓN
Pérdidas de carga
MÁQUINAS DE COMPRESIÓN
Esquema total del ciclo real
t=
p K +  p1
po -  p2
p
p
p
1
presión
K
p
p
o
2
h
entalpía
E. TORRELLA
69
E. TORRELLA
FASES DE ESTUDIO
70
PRINCIPALES PARÁMETROS
MAGNITUDES
CARACTERISTICAS
1. Ciclo de Carnot
ESPECIFICAS
2. La máquina perfecta de compresión simple
3. La máquina real de compresión simple
4. Elementos integrantes. Primer principio
Requerimientos
necesarios.
5.5.Parámetros
de cálculo
E. TORRELLA
71
E. TORRELLA
TOTALES
PRESTACIONES
PROD.
FRIGOR.
ESPECIF.
POTENCIA
FRIGORIF.
COP
PROD.
FRIGOR.
VOLUM.
CAUDAL
MASICO
POTENCIA
FRIGORIF.
ESPECIF.
TRABAJO
ISOENTROP
ESPECIF.
POTENCIA
MECANICA
PRECISA
TRABAJO
REAL
ESPECIF.
POTENCIA
CALORIF.
CONDENS.
72
18
11/09/2015
MÁQUINA PERFECTA
Evaporación
ANÁLISIS DEL COP
Pérdidas respecto a CARNOT
QK
Condensador
3
3
Expansor
2
1’
4
Compresor
m0
4
1
Pc
2
1
Trabajo real
Evaporador
Trabajo ideal
Q0
Magnitudes específicas:
 Producción frigorífica específica
 q0 = h1 – h4 (rec. útil)
 q0 = h1’ – h4 (rec. menos útil)
 Producción frigorífica volumétrica
 qv = q0/v1
 Trabajo específico isoentrópico
 ws = h2s – h1
Magnitudes totales:
 Potencia frigorífica
 Q0 = m0 (h1 – h4) (rec. útil)
 Q0 = m0 (h1’ – h4) (rec. menos útil)
 Caudal másico m0
 Potencia casos ideal y real
 Ps = m0 (h2s – h1) ; PC = m0 (h2 – h1)
 Potencia cedida en condensador
 QK = m0 (h2 – h3)
 COP
 COP = Q0 / PC
E. TORRELLA
Pérdidas desrecalentamiento
Pérdidas laminación y
de trabajo de expansión
73
E. TORRELLA
74
ANÁLISIS DEL COP
Influencia de la temperatura crítica del fluido
T
ANÁLISIS DEL COP
Influencia de las curvas de saturación
T
T
T
s
“a”
s
s
A igualdad de temperatura crítica depende de la estructura de las curvas de
saturación, si fuesen verticales se tendría el ciclo de Carnot. En la realidad no son
verticales, el calor latente baja al aumentar la temperatura. La forma de las
curvas de saturación dependen del calor específico.
Cuando mayor sea la temperatura crítica menor es el porcentaje de pérdidas, por
lo tanto mayor es el COP.
E. TORRELLA
s
“b”
75
E. TORRELLA
76
19
11/09/2015
ANÁLISIS DEL COP
Influencia de la pendiente de las curvas de saturación
■
G. Morrison [The shape of the temperature-entropy saturation boundary, Int. J.
Refrig, vol. 17, nº 7 pp. 494-504.1994] demostró la relación de la estructura de las
curvas de saturación, la cual es función de las propiedades termodinámicas del
fluido, su expresión es:
 c  P   dv  
 dT 
    v     
 ds sat  T  T  v  dT sat 
■
■
■
■
ANÁLISIS DE LA TEMPERATURA DE DESCARGA
-1
El término (P/T)v es positivo para la mayoría de los líquidos y vapors saturados,
por su parte el término (dv/dT)sat es positivo para líquidos saturados y negativo
para vapores saturados.
Analizando los términos, la magnitud de la variación del calor específico molar a
volumen constante es la de mayor influencia sobre la pendiente de la curva de
saturación. En el caso del vapor la pendiente puede ser positiva o negativa. Para
el líquido, según la 2ª ley no puede ser negativa.
El calor específico molar, por tanto, es predominante, y su valor depende de la
complejidad molecular,en menor grado del peso molecular. Cuanto mayor es la
complejidad mayor es el calor molar, principalmente para el vapor saturado cuya
pendiente puede ser negativa para bajas presiones y positiva con altas presiones.
Para todos los fluidos, excepto el amoníaco, las pérdidas en la expansión son
siempre superiores a las de desrecalentamiento, por lo que un valor alto del calor
específico del líquido es conveniente.
E. TORRELLA
77
■ La
temperatura final del
proceso de compresión
depende del exponente
isoentrópico (n = cp/cv) , el
cual a su vez del peso
molecular, así:
•
•
•
“a”
n
ln Pdesc. / Pasp. 
ln vasp. / vdesc. 
Caso
“a”,
R-717
(Amoníaco), peso molecular
= 17; n  1.3. Temperatura
final elevada.
Caso “b”,
R-32, peso
molecular = 54, n =1.2.
Temperatura final baja.
Caso “c”, R-236fa, peso
molecular = 152, n < 1.1.
Estado final bifásico.
E. TORRELLA
PERDIDAS POR RECALENTAMIENTO
Caso de tipo útil
“b”
“c”
78
MÁQUINAS DE COMPRESIÓN SIMPLE
Nevera. Compresores en tandem
■ En
■
■
caso de producirse un
recalentamiento del tipo útil, el
salto entálpico en evaporador
aumenta(área “a”), lo que es
conveniente,
sin
embargo
aumenta el trabajo necesario en
compresión (área “b”), con un
resultado global negativo. Otro
efecto negativo es el aumento de
volumen específico en aspiración
a compresor.
El recalentamiento útil está
limitado por la temperatura del
producto a enfriar, así que es
pequeño.
En caso de recalentamiento
menos útil el efecto negativo es
mayor, ya que no hay aumento del
salto en evaporador.
E. TORRELLA
79
E. TORRELLA
80
20
11/09/2015
MÁQUINAS DE COMPRESIÓN SIMPLE
Cámara independiente carnicería
compresor
condensador
evaporador
MÁQUINAS DE COMPRESIÓN SIMPLE
Dos evaporadores a diferente temperatura
expansor
E. TORRELLA
81
E. TORRELLA
MÁQUINAS DE COMPRESIÓN SIMPLE
Intercambiador intermedio
82
MÁQUINAS DE COMPRESIÓN SIMPLE
EVAPORADOR INUNDADO
EVAPORADOR
EXPANSOR
INTERCAMBIADOR
INTERMEDIO
CONDENSADOR
COMPRESOR
E. TORRELLA
83
E. TORRELLA
84
21
11/09/2015
MÁQUINAS DE COMPRESIÓN SIMPLE
Bomba de calor reversible
Intercambiador
interior
Válvula
4 vías
Intercambiador
exterior
Válv.
By-pass
Expansor 1
Válv.
By-pass
Expansor 2
Compresor
MODO FRÍO
Intercambiador
interior
Válvula
4 vías
Válv.
By-pass
Expansor 1
Expansor 2
Compresor
85
E. TORRELLA
MODO CALOR
Válv.
By-pass
86
presión
E. TORRELLA
Intercambiador
exterior
entalpía
E. TORRELLA
87
22