= ?s* Tc + (COP) r – qv = qv ( c c) Coeficiente de efecto frigorífico real COP
El coeficiente de efecto frigorífico teórico del ciclo es: COPteór = q v Tt en la que qv es la potencia frigorífica o cantidad de calor extraída del foco frío (vaporizador) y Tt es el tra- bajo aplicado al fluido (por el compresor) en condiciones ideales El coeficiente de efecto frigorífico del ciclo de Carnot COPC correspondiente a las temperaturas de los focos frío Tv (vaporizador) y caliente Tc (condensador) es: COPC = Tv Tc – Tv El coeficiente de efecto frigorífico real es:
COP = qv Tr
siendoTr el trabajo específico real aplicado al fluido por el compresor. Su valor se puede deducir a partir del concepto de crecimiento de entropía ?s* a lo largo del ciclo, debido a la irreversibilidad del mismo, de la forma: ?s*= – q v Tv + qc Tc = q c = q v + Tr = – qv Tv + qv + Tr Tc y despejando Tr: Tr = ?s* Tc + qv Tc – Tv Tv = ?s* Tc + qv (COP)C T (COP)C De acuerdo con el Segundo Principio de la Termodinámica, el trabajo mínimo reversible a aplicar al ciclo se corresponde con el trabajo del ciclo de Carnot, por lo que:
TCarnot = qc' – qv
en la que qv es la misma que la del ciclo real, pero no, qc’ ? qc En un proceso reversible se tiene que la variación de entropía total es cero, es decir: qc' Tc = qv Tv ? q c' = q v Tc Tv El trabajo del ciclo de Carnot es: TC = qv Tc Tv T – Tv Tv ) = qv COPC El trabajo real es: Tr = ?s*Tc + q v COPC = ?s*Tc + TC es decir, el trabajo real es igual al trabajo mínimo reversible aumentado en la cantidad (Tc ?s*) que es unaenergíaquehayqueaplicar,quequedaligadaalfluidofrigorígenoyquenosepuedeaprovechar,por-
Ciclos frigoríficos.XIV.-222
que es consecuencia de la irreversibilidad del proceso. Una buena máquina frigorífica será aquella capaz de extraer una gran cantidad de calor de un foco frío qv a expensas de una pequeña cantidad de energía Tr aplicada a la misma mediante el compresor. El significado del efecto frigorífico puede entenderse mediante el siguiente ejemplo, Si se dispone de un refrigerador doméstico funcionando entre las temperaturas – 3°C y + 24°C, la eficiencia COP del ciclo de Carnot sería: COPC = Tv Tc – Tv = 270 297 – 270 = 10 lo cual indica que la absorción, por ejemplo, de 10 W de energía en forma de calor del foco frío se realiza- ría, mediante una máquina de Carnot, a expensas de 1 W de trabajo externo; ésto da una idea del signifi- cado de la eficiencia máxima entre dos temperaturas dadas, resultado que es inalcanzable. Si, por ejemplo, se desea extraer calor de una fuente más fría, entre focos térmicos, por ejemplo, a 100°K y 297°K, resultaría una eficiencia COP igual a 0,5, es decir, para absorber 0,5 W de calor del foco frío habría que aplicar 1 W al compresor y ésto comenzaría a ser no rentable, aparte de los problemas de tipo técnico que aparecerían. Si la temperatura del foco frío fuese aún mucho menor, del orden de 1°K, para extraer 1 W de dicho foco frío serían precisos 296 W de energía externa y de ahí la dificultad que se presenta para obtener temperaturas muy bajas por procedimientos mecánicos, hecho por otra parte técnicamente imposible.
XIV.3.- MAQUINAS FRIGORÍFICAS DE AIRE
Las máquinas frigoríficas de aire funcionan según un ciclo Joule; este tipo de máquinas tienen un importante consumo de energía, pero a pesar de ello, la seguridad que supone el utilizar aire como fluido frigorígeno y el poco peso de las instalaciones (compresores rotativos), hace que sean factores decisivos a la hora de su utilización en sistemas de acondicionamiento de aire. Fig XIV.1.- Esquema y diagrama de un ciclo Joule
CICLO TEÓRICO.- Teniendo en cuenta el esquema que se presenta en la Fig XIV.1, el aire se puede expansionar en una máquina de pistón o en una turbina, de 3 a 4; el calor q2 se extrae del medio a refri- gerar según (41) a la presión p1 y después el aire se comprime isentrópicamente hasta la presión p2que reina en el cambiador de calor; finalmente el aire se refrigera según (23) a presión constante. El balance energético de este ciclo es:
Treal = Tcompresor – Texpansor = qcond – q vap = (i2 – i3 ) – (i1 – i4 ) = (i2 – i1 ) – (i3 – i4)
Ciclos frigoríficos.XIV.-223
p2 = (v1 ) = (T2 ) ( p2 )(?-1)/? – 1 El coeficiente de efecto frigorífico teórico es: COPteór = qv Treal = i1 – i4 (i2 – i3) – (i1 – i4) Si se asimila el aire a un gas ideal, el calor específico se puede considerar constante cp = Cte y la expresión del efecto frigorífico teórico es: COPteór = T1 – T4 (T2 – T3) – (T1 – T4) = T2 (1 – T1 (1 – T4 ) T1 T3 ) – T1 (1 – T4 ) T2 T1 Teniendo en cuenta que en las transformaciones adiabáticas se cumple: p1 v2 ? T1 ?/(? -1) ; T2 T1 = T3 T4 ; T4 T1 = T3 T2 resulta: COPteór = T1 T2 – T1 = 1 p 1 CICLO REAL.- En un ciclo real existe un incremento de entropía y las entalpías finales, tanto en la compresión como en la expansión, son más elevadas que en el ciclo ideal; el trabajo necesario para la compresión es mayor debido al rendimiento interno del compresor y el obtenido en la expansión, menor; los rendimientos internos del compresor y del expansor permiten introducir en los cálculos el concepto de irreversibilidad. Fig XIV.2.- Diagrama de un ciclo real de aire
El rendimiento interno del compresor es: ?C = i2 – i1 i2´- i1 = T2 – T1 T2´- T1 = Ttc Trc – Las entalpías específicas de los diversos puntos del diagrama son:
i1 = cp T1 ; i2 = cp T2 ; i2´= i1 + i2?Ci1
Ciclos frigoríficos.XIV.-224
p2 (?-1)/? – ?e(T3 – T4) + ?e – ?e + ?e – ?e i3 = cp T3 ; i4 = cp T4 ; i4´= i3 – ?e (i3 – i4)
y de ellas se deducen los calores, tanto el extraído del foco frío (q2r = qvr) como el eliminado al foco caliente (q1r=qcr) de la forma: qcr= cp (T2' – T3 ) = i2' – i3 = i1 + i2 – i1 ?c – i3 = i1 – i3 + i2 – i1 ?c i2 – i1 ?c – (i3 – i4)?e qvr = cp (T1 – T4') = i1 – i4'= i1 – i3 + (i3 – i4)?e
El trabajo Tútil que el compresor aplica al fluido es:
Tu = (i2'- i3 ) – (i1 – i4') = (i2'- i1) – (i3 – i4') =
El trabajo que el motor aplica al compresor es: Tmotor = (i2' – i1 ) – (i3 – i4' ) ?mec = i2 – i1 ?c – (i3 – i4) ?e ?mec El trabajo teórico a aplicar al compresor, (trabajo de circulación), se calcula en la forma: Tc teórico = p1 v1 ? – 1 ? {( p1 ) – 1} = i2 – i1 La eficiencia COP del ciclo real es, COP = qvr Tútil = (T1 – T3) + ?e (T3 – T4 ) T2 – T1 ?c = T1 – T3 T3 – T4 T2 – T1 ?c(T3 – T4) = T2 T3 = T1 T4 ? T2 = T3 T1 T4 = T1 – T3 T3 – T4 = T3 T1 – T1 T4 ?c(T3 – T4) = T1 – T3 T3 – T4 T1 ?c T4) + ?e
– ?e El ciclo real de la máquina de fluido no condensable muestra que a medida que nos aproximamos al ciclo ideal, el coeficiente de efecto frigorífico tiende al del ciclo de Carnot; haciendo, ?e =?c = 1, se obtiene: COP = T4 T3 – T4 = T3 1 – 1 T4 = T2 1 – 1 T1 = T1 T2 – T1 que es el coeficiente de efecto frigorífico del ciclo de Carnot entre las temperaturas T1 y T2; se observa que al disminuir el efecto de la irreversibilidad externa, al tiempo que aumenta la irreversibilidad interna, debería existir un valor óptimo para el coeficiente de efecto frigorífico real COP. Para su determinación partiremos de que el rendimiento interno del compresor ?c y del expansor ?e, son constantes.
Ciclos frigoríficos.XIV.-225
Derivando la expresión del COP respecto a T4, e igualando a cero, se obtiene la siguiente condición:
(T1 – T3)T1 T4 – ?e (T1 – T3 ) ?cT42 + (T3 – T4 ) (T1 – T3 ) T1 + ?e (T3 – T4)2 T1 = 0
Dividiéndola por T1 y ordenándola en T4, resulta: ?e T42( T3 – T1 T1 ?c + 1) – 2 ?e T3 T4 + T3(T1 – T3 + ?eT3 ) = 0 que para (?c = ?e = 1) se obtiene (T4 = T1) que dice que la temperatura de salida del expansor en estas circunstancias tendría que ser igual a la de entrada en el compresor, cuestión que es imposible en el caso de que el fluido sea no condensable pero perfectamente válida para los condensables por cuando las presiones y temperaturas de salida de la expansión y de entrada en la compresión son respectivamente iguales; de ésto se deduce que los gases no son fluidos satisfactorios para ser utilizados en plantas de refrigeración.
XIV.4.- CICLO DE GAS CON REGENERADOR
Si a este ciclo se le hacen determinadas modificaciones, se pueden conseguir algunas mejoras en los ciclos de refrigeración con gas. En la Fig XIV.2 se observa que la temperatura T1 delfluidodespuésde extraer calor de la zona fría es menor que la T3 del estado 3, a que entra en el expansor. Si se utiliza el gas frío del estado 1 para enfriar el gas en el estado 3, las expansiones siguientes le llevarían a una tem- peratura menor, la del estado A de entrada en el expansor, tal como se indica en el ciclo que representa- mos en la Fig XIV.3a; de esta forma se pueden obtener temperaturas extremadamente bajas, mediante la introducción en el ciclo de un intercambiador de calor (regenerador). Fig XIV.3.- Ciclo de gas con regeneración
La transferencia de calor externa al ciclo produce la caída de temperaturas entre los estados 2 y 3; el regenerador permite un enfriamiento adicional del gas hasta A, que se expansiona hasta 4’ y absorbe calor del local a enfriar entre 4’ y 5 y en el regenerador, desde 5 a 1.
El balance energético en el regenerador, sin pérdidas térmicas, es: i3 – iA = i1 – i5 ; cp (T3 – TA) = cp (T1 – T5) ; T3 – T1 = TA – T5 = ?T Ciclos frigoríficos.XIV.-226
p4 (?-1)/? p1 (?-1)/? T3 = T1 + ?T ; T5 = TA – ?T Las entalpías en los diferentes puntos del ciclo son: i1 = c p T1 ; i2 = cp T2 ; i2' = i1 + i2 – i1 ?c ; i3 = cp T3 = cp (T1 + ?T) ; iA = cp TA i4 = c p T4 = T4 = TA ( p A ) = TA ( p2 ) ; i4' = iA – ?e (iA – i4 ) i5 = cp T5 = cp (TA – ?T)
El calor extraído del foco frío q2r es:
q2r = i5 – i4' = i5 – iA + ?e (iA – i4) = cp {T5 – TA + ?e (TA – T4)}
El trabajo útil aplicado al fluido es: Tu = (i2' – i1)- (iA – i4') = { T2 – T1 ?C – ?c(TA – T4)} cp El trabajo motor a aplicar al compresor es: Tmotor = (i2' – i1) – (iA – i4') ?mec ={ T2 – T1 ?C – ?c(TA – T4)} cp ?mec La eficiencia COP del ciclo: COP = q2r Tútil = T2 – T1 ?C T5 – T4' + ?e (TA – T4' ) El ciclo de refrigeración con gas se puede aplicar a las instalaciones de aire acondicionado, p.e. de aviones, en donde los problemas de espacio son muy importantes; en general, comprimen aire que pri- mero se enfría disipando calor a la atmósfera exterior y que, posteriormente, se expande en una turbina; el aire fresco procedente de la turbina pasa directamente al interior del avión.
XIV.5.- CICLO DE CARNOT DE UN FLUIDO CONDENSABLE
La ventaja del ciclo de una máquina frigorífica de fluidos condensables respecto a la máquina frigorí- fica de gas, radica en la utilización del fluido en sus dos fases, líquida y gaseosa, que permite no sólo el que técnicamente se pueda realizar el ciclo de Carnot inverso, sino porque las temperaturas al final de la expansión y a la entrada en el compresor son iguales, por lo que se puede optimizar el coeficiente de efecto frigorífico. El funcionamiento de una máquina frigorífica de fluidos condensables que utiliza un ciclo de Carnot, Fig XIV.4, es como sigue: Un compresor accionado por un motor aumentaría la presión del fluido desde p2 a p1, según la trans- formación (AB), alcanzándose la temperatura T1; esta compresión sería seguida de una condensación isoterma (BC) en la que el calor q1 es evacuado al foco térmico caliente; el agua fría del condensador juega el papel de foco caliente de la máquina frigorífica, circulando en contracorriente con el fluido que
Ciclos frigoríficos.XIV.-227
viene del compresor y absorbiendo el calor q1. El fluido una vez licuado se expansiona isentrópicamente en un expansor (CD), disminuyendo su presión y tempe- ratura, con lo que se vaporiza parcialmente, llegando en estas condiciones al evaporador, estado D, iniciándose la vaporización isoterma (DA), durante la cual el calor q2 puede ser absorbido del recinto a enfriar, o de una disolu- ción de ClNa (salmuera), que circularía en contraco- rriente con el vapor a una temperatura Tr mayor que T2. Esta sustancia se puede enfriar hasta – 15°C sin conge- lar, actuando como fuente fría; la salmuera así refrige- rada circularía por conducciones apropiadas para la refrigeración de otro sistema. La parte evaporada del fluido condensable vuelve al compresor, iniciándose de nuevo el ciclo. El área por debajo de (DA) representaría el calor q2 absorbido a la fuente fría de valor (iA – iD) y el área (ABCDA) sería el trabajoTC aplicado al fluido por el compresor. El coeficiente de efecto frigorífico viene dado, como sabemos, por: COP = q2 TC – Te = T2 T1 – T2 El fluido que recorre el ciclo debe licuar fácilmente, por lo que su temperatura crítica tiene que ser superior a las temperaturas máximas de funcionamiento del fluido. El trabajo mínimo reversible, necesario para extraer el calor q2 del foco frío es: Tmín.rev. = q1 – q 2 = q2 T1 T2 – q2 = q 2 T1 – T2 T2 = q2 COPC ? COPC = q2 Tmín.rev. XIV.6.- MAQUINAS FRIGORÍFICAS DE FLUIDOS CONDENSABLES CON CICLOS CON EXPANSIÓN ISENTÁLPICA
COMPRESIÓN EN RÉGIMEN HÚMEDO.- La expansión isentálpica (CD) no es rentable y, por lo tan- to, a partir del estado C del diagrama se efectúa la expansión de forma irreversible, sustituyendo el expansor por una válvula de estrangulamiento, por la que el fluido circula a entalpía constante, Fig XIV.5; ésto está motivado por una serie de dificultades técnicas y prácti- cas debido a que: a) El posible trabajo que se puede obtener en el expansor sería una pequeña fracción del que debería suministrar el compresor, por cuanto el volumen específico del fluido (líquido) que se expande de C a D es más pequeño que el del fluido (vapor) que se comprime de A a B; el expansor debería trabajar con un fluido condensable de título muy pequeño, prácticamente cero, (líquido). b) Hay dificultades en la lubricación cuando existe un Ciclos frigoríficos.XIV.-228 Fig XIV.5.- Compresión en régimen húmedo Fig XIV.4.- Ciclo de Carnot de un fluido condensable
fluido de dos fases, por cuanto la parte líquida puede llegar a la solidificación. c) La potencia recuperada en el expansor raras veces justifica el coste del mismo, lo que entraña, respecto al ciclo de Carnot, una disminución de la producción de frío, dada por el:
área (dDMmd) = iM – iD
y un aumento del trabajo de compresión igual al que se generaba en el expansor y se aprovechaba en el compresor.
El calor cedido al foco caliente es: q 1 = iB – iC
El calor extraido de la fuente fría es: q2 = iA – iM = área (MAamM)
El trabajo aplicado es: TC = iB – iA El efecto frigorífico es: er = q2 TC = i A – iM iB – iA Las pérdidas relativas debidas al reemplazamiento del expansor isentrópico por la válvula de estrangulamiento,dependendelanaturalezadelfluidofrigorígenoy,enparticular,desucalorespecífico en estado líquido y de su calor latente de vaporización, pérdidas que son proporcionales a (cp/r) y que en general, son pequeñas.
COMPRESIÓN EN RÉGIMEN SECO.- En este tipo de frigoríficos, se añade a la salida del evaporador un aparato separador de líquido, de forma que el compresor sólo pueda aspirar vapor saturado seco en lugar de vapor húmedo, como sucedía en el caso anterior. Fig XIV.6.- Compresión en régimen seco
Las transformaciones del ciclo son las siguientes: 1-2') Compresión real: Tc = i2' – i1 2'-C) Enfriamiento (2'B) y condensación (BC): q1 = i2' – iC C-M) Estrangulación: iC = iM M-1) Vaporización: q 2 = i1 – iM
A-1) Separador de líquido El coeficiente de efecto frigorífico es: COP = q2 TC = i1 – iM i2'- i1 Ciclos frigoríficos.XIV.-229
Fig XIV.7.a.- Ciclo frigorífico con subenfriamiento del líquido condensado mediante un intercambiador de calor Fig XIV.7.b.- Esquema de ciclo frigorífico con subenfriamiento del líquido condensado mediante un intercambiador de calor
Una razón para realizar la compresión en régimen seco, Fig XIV.6, consiste en que la parte líquida del vapor húmedo frigorígeno pudiera quedar detenida en la culata del compresor, o tener un volumen mayor que el volumen muerto del compresor (golpe de líquido), con la posibilidad de averiar las válvulas o la propia culata; otro peligro es que el líquido llegue a arrastrar el aceite de lubricación de las paredes del cilindro, acelerando así su desgaste. Esto requiere un trabajo adicional en el compresor, por cuanto a la salida del mismo, estado 2', el fluido está recalentado. Además, la presencia de la fase líquida a la entrada podría provocar efectos corrosivos en el compresor. Por otro lado, se puede someter al líquido condensado a un subenfriamiento (CC'), Fig XIV.7, mediante un intercambiador de calor, antes de proceder a su expansión en la válvula de estrangula- miento. Este proceso aumenta el efecto frigorífico, llevándose la compresión hacia la región de vapor recalentado, 1 ? 1', donde el trabajo de compresión es mayor. El estado 1' tiene un volumen específico mayor que el 1, por lo que el compresor debe proporcionar un caudal másico mayor. No obstante, el intercambiador queda justificado cuando haya que garantizar que no entre líquido al compresor, 1?1'; también hay que asegurar que en la válvula de estrangula- miento entre sólo líquido, para un correcto funcionamiento de la misma.
XIV.7.- SISTEMAS DE MULTICOMPRESION CON REFRIGERACIÓN INTERMEDIA
En el ciclo de compresión simple, la compresión y la expansión se producen en un solo salto, (máquinas domésticas y un gran número de equipos de carácter industrial); en estas máquinas las pre- siones y temperaturas (de condensación y evaporación) no difieren excesivamente. Cuando la diferencia de presiones entre la aspiración y escape (salida) del compresor es muy grande, o lo que es lo mismo, la diferencia entre la temperatura del cambio de estado en el condensador y la rei- nante en el evaporador, se producen los siguientes fenómenos: a) Un aumento importante en la temperatura de escape del compresor puede originar la posible descomposición del aceite lubricante con el consiguiente acortamiento de la vida media de la máquina. b) Un aumento de la relación de compresión implica que el rendimiento volumétrico propio del compresor simple
Ciclos frigoríficos.XIV.-230
disminuye, lo que da origen a una disminución de la capacidad frigorífica al bombear menor cantidad de fluido frigo- rígeno. c) A medida que nos adentramos en la zona de vapor recalentado se produce una inclinación cada vez mayor de las líneas de entropía constante, hecho que se origina al aumentar la relación de compresión, lo que implica un incre- mento de la potencia requerida por el compresor. Por todo ésto, a partir de ciertos límites puede resultar más económico utilizar un ciclo de compre- siónmúltiple,distinguiendodosgrandestiposdeinstalaciones,Lacompresiónmúltipledirectaylacom- presión múltiple indirecta o en cascada
COMPRESIÓN MÚLTIPLE DIRECTA.- En estas instalaciones, el fluido frigorígeno se comprime dos o más veces, sucesivamente, existiendo un enfriamiento del vapor recalentado después de cada compre- sión. Lo más normal es la compresión doble directa; sistemas de compresión de más etapas son posi- bles, si bien menos frecuentes en la indus- tria. En la Fig XIV.8 se ha representado en un diagrama (p,i) un ciclo simple definido por el contorno (1-2-3-4-1) (con subenfria- miento); si superponemos un ciclo de com- presión doble, que trabaja entre las mis- mas presiones que el anterior, la primera compresión se realiza entre la presión del vaporizador y una presión intermedia (1-A) y la segunda compresión entre esta presión intermediayladelcondensador(B-2'),realizandoentreambascompresioneslarefrigeraciónintermedia del vapor recalentado del fluido frigorígeno, de forma que el estado A se desplaza hacia la izquierda, estado B, que puede quedar como vapor recalentado o como vapor saturado seco. El límite de enfriamiento de la refrigeración intermedia, estado B, del vapor de escape de la etapa de compresión más baja, se encuentra como mucho en la línea de vapor saturado seco; ésto se hace así para evitar la entrada de líquido frigorígeno a la segunda etapa de compresión, hecho que podría aca- rrear un golpe de líquido en el compresor alternativo de no conseguirse la vaporización total. El resto de las transformaciones en el ciclo de compresión múltiple son del mismo tipo a las ya vistas para el ciclo de compresión simple. Se observa que la temperatura final del vapor a la salida del compresor ha dismi- nuido,pasandodeT2 a T2’, respecto al ciclo simple; el área rayada representa, en forma aproximada, el ahorro de energía que se ha conseguido en el funcionamiento de la instalación.
FORMAS DE OBTENER EL ENFRIAMIENTO INTERMEDIO EN EL COMPRESOR.- Larefrigeración intermedia (AB) en una compresión múltiple se puede conseguir de varias maneras, destacando las siguientes: a) Refrigeración intermedia exterior.- Utilizando un intercambiador de calor de superficie que enfríe el vapor recalentado mediante un fluido externo, (aire, agua, etc); el enfriamiento así conseguido no es muy bajo dada la temperatura del fluido externo disponible y el bajo coeficiente de transmisión de calor, sobre todo el del aire. Este procedimiento se utiliza en camiones frigoríficos de productos congelados, viéndose favorecida la transmisión de calor por el movimiento relativo del aire respecto al camión. En el caso de utilizar agua se puede aprovechar la de refrigeración del condensador, por lo que la
Ciclos frigoríficos.XIV.-231 Fig XIV.8.- Ciclo teórico de multicompresión (doble compresión)
temperatura viene limitada por la temperatura de subenfriamiento, según se observa en la Fig XIV.9, en la que se presenta un esquema con la compresión de dos etapas con refrigeración intermedia y una laminación. Fig XIV.9.- Temperatura límite de subenfriamiento cuando se utiliza el agua de refrigeración del condensador
b) Inyección parcial de fluido frigorígeno.- Otro procedimiento consiste en utilizar una fracción del fluido frigorígeno, que se separa de la corriente principal en 5, Fig XIV.10 y que una vez condensado y expandido, enfría el vapor recalentado procedente del compresor de baja presión mediante un intercam- biador de superficie. Fig XIV.10.- Método de multicompresión con refrigeración intermedia y dos expansiones
Se observa que el líquido frigorígeno que proviene del condensador se lamina, en parte, en la válvula V1 obteniéndose a la salida un vapor húmedo (líquido + vapor) que penetra en el intercambiador; el enfriamiento del vapor a la salida del compresor de baja presión se consigue principalmente por la eva- poración del líquido presente en el vapor húmedo citado. La parte de líquido frigorígeno restante 5 se lamina en la válvula V2 para servir al evaporador de la instalación. Mediante este dispositivo se puede conseguir la refrigeración intermedia del vapor hasta el estado de vapor saturado seco, estado 3; no obstante, como este enfriamiento se consigue mediante una reducción de la masa de fluido frigorígeno que circula por el evaporador, implica una disminución de la capacidad frigorífica de la instalación. c) Inyección directa de fluido frigorígeno.- Otro procedimiento consiste en inyectar directamente fluido frigorígeno,unavezexpandidoenlaválvulaV1 hasta la presión intermedia, a la salida del compresor de baja presión (mezcla). Al igual que en el caso anterior, la pérdida de calor sensible del vapor a la salida del compresor de baja presión se debe a la absorción de calor del cambio de estado de la parte de líquido a la salida de la válvula de expansión auxiliar V1, Fig XIV.11. Se observa que la mezcla de las dos corrientes de fluido frigorígeno en los estados 2 y 6 da lugar a un
Ciclos frigoríficos.XIV.-232
estado 3 (en el diagrama se ha supuesto vapor saturado seco); como en el caso anterior, el enfriamiento (2-3) tiene por consecuencia una disminución de la potencia frigorífica en la instalación, producida por la desviación de una fracción del fluido hacia la válvula V1. Fig XIV.11.- Enfriamiento intermedio por inyección directa de fluido frigorígeno
d) Sistema de doble compresión y expansión con enfriador intermedio y separador de líquido.- En el caso de ser necesaria una compresión múltiple, este tipo de montaje es el más utilizado en instalaciones de media y gran potencia. Una fracción del fluido frigorígeno se evapora parcialmente hasta la presión intermedia pi al producirse el estrangulamiento en la primera válvula de expansión V1; el vapor así generado se extrae y sin experimentar cambio de estado posterior y sin participar en el enfriamiento del foco frío, se lleva a la segunda etapa del compresor (AP). El líquido restante se lamina en una segunda válvula V2 y pasa por el evaporador produciendo el efecto frigorífico
Existen dos tipos de procedimientos según la configuración del enfriador intermedio: d-1) Enfriador intermedio de tipo cerrado con inyección parcial, (intercambiador de superficie).- Se observa que la corriente de líquido mc que pasa por el condensador, Fig XIV.12, en el estado 5 se bifurca en dos ramas, una m que se expande en la válvula V1 hasta la presión intermedia pi, suministrando una mez- cla de vapor y líquido al intercambiador intermedio; la vaporización del porcentaje de líquido frigorígeno absorbe calor, lográndose con ello dos fines: Fig XIV.12.- Ciclo de inyección parcial, con enfriador intermedio de tipo cerrado
Enfriar el vapor de escape del compresor de baja presión según la transformación (2-3). -Subenfriarelrestodellíquidomv que no se ha derivado a través de la válvula V2, según la transfor- mación (5-7), lográndose un aumento del salto entálpico en el evaporador, que pasa de ser (i1 – i5) en compresión simple a (i1- i8) en esta configuración. – La temperatura mínima que se pueden alcanzar en el subenfriamiento (temperatura del estado 7 es el de la temperatura correspondiente a la presión intermedia, es decir, (T7>T3=T6) en donde el signo de igualdad (imposible en la realidad) sería representativo de un funcionamiento ideal.
Ciclos frigoríficos.XIV.-233
Elenfriamientointermedioseconsigueporevaporacióndelapartedelíquidopresentem en el estado 6, o lo que es lo mismo, por el paso del fluido frigorígeno expandido desde el estado 6 al 3. La porción de vapor m del estado 6 es aspirada directamente por el compresor de alta presión, junto a la mv que pro- viene del evaporador, de forma que por el condensador pasa (mc=m+mv). La masa de fluido que circula por el condensador mc se calcula haciendo un balance de energía en el volumen de control, (en el supuesto de que no existan pérdidas térmicas en el intercambiador-separa- dor), obteniéndose: mc i5 + m v i2 = m c i3 + m v i7 ? m c = i2 – i7 i3 – i5 mv La potencia frigorífica(calor extraído en el evaporador) q2 es: q2 = mv (i1 – i8) ? m v = q2 i1 – i8 y la masa de fluido que circula por el condensadormc queda en la forma: mc = i2 – i7 q2 i3 – i5 i1 – i8 La masa m de líquido frigorígeno que circula por la válvula V1 es: m = mc – mv = q2 i1 – i8 ( i2 – i7 i3 – i5 – 1) El trabajo que el compresor de baja presión comunica al fluido es: TBP= mv (i2 – i1 ) = q2 i2 – i1 i1 – i8 El trabajo que el compresor de alta presión comunica al fluido es: TAP = mc(i4 – i3) = q 2 i2 – i7 i1 – i8 i3 – i5 (i4 – i3) El coeficiente de efecto frigorífico teórico es: COPteór = q2 TBP + TAP = i1 – i8 (i4 – i3 ) (i2 – i7) i3 – i5 + (i2 – i1 ) d-2) Enfriador intermedio de tipo abierto con inyección total, (intercambiador de mezcla.- Se diferencia del anteriorenquetodoelfluidofrigorígenomc se expande hasta la presión intermedia antes del intercam- biador, Fig XIV.13. El fluido a la salida del condensador mc se lamina, mediante la válvula V1, hasta la presión intermedia, estado 6, obteniéndose una mezcla líquido-vapor no homogénea. La evaporación de parte del líquido consigue el enfriamiento del vapor del estado 2 hasta las condiciones del estado 3; este vaporjuntoalresultantedelaexpansión,circulaporelcompresordealtapresión.Elrestodellíquidomv, estado 7, se expande de nuevo hasta la presión de evaporación.
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Fig XIV.13.- Ciclo de inyección total, con enfriador intermedio de tipo abierto
Este sistema tiene el inconveniente, con respecto al de intercambiador cerrado, de utilizar válvulas de expansión por las que circula un gran caudal de fluido frigorígeno y tener bajos saltos de presión. En los ciclos con enfriador intermedio de tipo cerrado, por la válvula auxiliar V1 circula un pequeño caudal, mientras que por la válvula principal V2 pasa la mayor parte de la masa, funcionando entre las presio- nes de condensación y evaporación, por lo que su regulación es más sencilla.
La masa mc de fluido que circula por el condensador se calcula haciendo un balance de energía en el volumen de control, (en el supuesto de que no existen pérdidas térmicas en el intercambiador- separador), obteniéndose: mc i5 + m v i2 = m c i3 + m v i7 ? m c = i2 – i7 i3 – i5 mv La potencia frigorífica (calor extraído en el evaporador) q2, es: q2 = mv (i1 – i8) ? m v = q2 i1 – i8 por lo que la masa mc de fluido que circula por el condensador queda en la forma: mc = i2 – i7 q2 i3 – i5 i1 – i8 observándose que las expresiones son idénticas a las del caso anterior, aunque sus valores se refieren a puntos distintos sobre el diagrama.
XIV.8.- COMPRESORES
En todo lo anterior se ha considerado la utilización de compresores alternativos, lo que no implica que este tipo de instalación sea de un dominio exclusivo de estas máquinas, sino que por el contrario, se pueden utilizar otros tipos de compresores entre los posibles en la industria del frío, como los compreso- res centrífugos de un solo cuerpo con varias etapas de compresión, o los compresores de tornillo. Dada la dificultad de extraer toda la carga de fluido frigorígeno en estos compresores, particular- mente en los centrífugos, lo que se hace es añadir un porcentaje de vapor saturado seco a la presión intermedia, para provocar su enfriamiento en un estado intermedio de la compresión; la mezcla de estos vapores da lugar a un vapor intermedio menos recalentado que los de mezcla. Relación de compresión.- Si la relación de compresión para cualquier número de etapas n es la misma,
Ciclos frigoríficos.XIV.-235
viene dada por la expresión: pi pj = pcondensador p evaporador n Para dos etapas de compresión, la relación de compresión es: pc pi = pi pv = pcondensador pevaporador La presión intermedia viene dada por: pc pi = pi pv ? pi = pc pv igualdad que conduce a diferentes temperaturas de salida en las etapas de compresión, por lo que en aquellosfluidofrigorígenoscomoelamoníaco),enlosquelatemperaturadelvaporrecalentadoaumenta rápidamente, existe la tendencia a aumentar el valor de la presión intermedia para así reducir la rela- ción de la segunda compresión, pudiendo considerar para el caso del amoníaco las siguientes ecuaciones, Según Sandholdt: pi = Según Czaplinsky: Ti = pc p v + 0,35 atm Tc Tv Compresor rotativo de paletas o multicelular Turbocompresor axial Compresor alternativo de dos etapas Turbocompresor radial Fig XIV.14.- Algunos tipos de compresores
XIV.8.- SISTEMAS DE COMPRESIÓN MÚLTIPLE INDIRECTA. REFRIGERACIÓN EN CAS- CADA
En ciertas aplicaciones son necesarias temperaturas de trabajo extremadamente bajas, por debajo de – 30°C por lo que la relación de presiones para una sola etapa de compresión tiene que ser elevada; si se elige un fluido frigorígeno cuyos valores de la presión en el evaporador sean moderados, resulta que las presiones en el condensador son elevadas y viceversa. A bajas temperaturas, las presiones correspondientes son muy bajas, (inferiores a la presión atmos- Ciclos frigoríficos.XIV.-236
férica), por lo que en las zonas de producción de frío existe una fuerte tendencia a la entrada de aire húmedoalosevaporadores,loqueimplicaunporcentajedehumedadquepuedesolidificardandolugara trastornos en el funcionamiento. Además, cuanto menor sea la temperatura, el volumen específico del vapor a la entrada del compresor será mayor, por lo que para una misma masa de fluido frigorígeno a desplazar, a menor temperatura requerida mayor deberá ser el volumen disponible del compresor. Si el fluido tiene unas características adecuadas para el evaporador y resulta que las condiciones del condensador están cerca del punto crítico, cuando el fluido se expansione, el título al final de la expansión será muy grande, lo que disminuye el COP de la instalación, al tiempo que exige potencias en el compre- sor relativamente altas, de forma que hay que recurrir a compresiones escalonadas para paliar el pro- blema. Por éso, para la producción de frío a bajas temperaturas, se han desarrollado sistemasdecompre- sión indirecta, en los que se utilizan fluidos frigorígenos especiales, que solventan las dificultades citadas y que por otro lado no son adecuados para trabajar en la zona de condensación normal, ya que por un lado dan lugar a altas presiones, con el consiguiente problema de posibles fugas al exterior y por otro presentan el inconveniente de poseer bajas temperaturas críticas. Los condicionantes anteriores se resuelven con la refrigeración en cascada, mediante una adecuada elección de las presiones intermedias que evite los problemas de estanqueidad y origine al mismo tiempo relaciones de compresión razonables. La producción de frío a bajas temperaturas se consigue mediante sistemas de compresión simples, que utilizan fluidos frigorígenos especiales; para el caso de dos etapas de compresión, los vapores resultantes se comprimen hasta una cierta presión mediante un compresor de (BP) y posteriormente se condensan en un intercambiador intermedio, mediante la cesión de calor al evaporador de un segundo circuito de compresión simple por el que circula un fluido frigorígeno distinto; la condensación del fluido frigorígeno de baja temperatura tiene por objeto la vaporización del de alta, tal, que pueden ser condensados con ayuda de un agente exterior; las válvulas V1 y V2 completan ambos ciclos. Fig XIV.13.- Método de cascada con dos etapas de compresión
Si se superponen en un mismo diagrama (p-i) ambos sistemas, se obtiene el ciclo conjunto de la ins- talación, Fig XIV.13; se observa que las temperaturas de condensación de la etapa de baja temperatura y de evaporación de la etapa de alta temperatura no son iguales, existiendo un salto térmico ?T para que tenga lugar el intercambio térmico entre los fluidos; cuanto mayor sea esta diferencia de tempera- turas, la superficie de intercambio térmico será menor. Para determinar el calor transferido en el intercambiador intermedio, se supondrá no existen pérdi- das térmicas al exterior; haciendo un balance térmico en el intercambiador, la masa de fluido ma de la etapa de alta temperatura se obtiene en la forma:
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+ m A m A (i1' – i4' ) = mB (i2 – i3 ) ? mA mB = i2 – i3 i1' – i4' La eficacia de la instalación es: COP = m B m B(i1 – i4) i2 – i1 i2'- i1' ?compB ?compA = i2 – i1 ?compB + i1 – i4 i2 – i3 i1'- i4' i2'- i1' ?compA Los principales inconvenientes que se presentan en estas instalaciones son: a) La transformación de calor en el intercambiador intermedio (evaporador alta-condensador baja) siempre da lugar a pérdidas por no ser un equipo de características ideales. b) Si la instalación se mantiene parada durante un largo período, el igualar la temperatura del cir- cuito de baja a la temperatura ambiente, da lugar a fuertes presiones en dicho circuito, por lo que se hace necesario disponer de un sistema de alivio, consistente en un recipiente de volumen apropiado, (bulbo), con vistas a impedir pérdidas de fluido frigorígeno. Fig XIV.15.- Ciclo en cascada de un ciclo simple y un ciclo de inyección total con enfriador intermedio de tipo cerrado
El estudio de una compresión en cascada de dos etapas se puede ampliar a un mayor número de nuevos fluidos frigorígenos y a un mayor número de etapas, en cuyo caso los cálculos se realizarán repe- tidamente en cada salto; para el caso de la licuación del aire por este método se utilizan los siguientes fluidos en cascada, amoníaco, etileno, oxígeno y el propio aire a licuar. Asimismo es conveniente señalar que los sistemas de compresión múltiple (directa y en cascada) no son excluyentes, pudiendo formar parte de una misma instalación, como se indica en el ejemplo de la Fig XIV.15.
XIV.9.- EXPANSIÓN MÚLTlPLE
Instalaciones con suministro de fluido frigorígeno a distintas temperaturas.- La necesidad de disponer en la industria de una serie de fuentes frías, para distintas operaciones, a niveles térmicos diferentes, se puede conseguir fácilmente mediante ciclos de compresión independientes, uno para cada necesidad; en ciertas aplicaciones resulta interesante centralizar toda la instalación en un solo sistema, capaz de ser- vir a partir de una única instalación frigorífica, todos los niveles de temperatura requeridos; de entre ellos destacamos los siguientes:
COMPRESIÓN SIMPLE.- Mediante un sistema de compresión simple, resulta factible suministrar unfluidofrigorígenoadistintastemperaturas.Paraello,enprincipio,bastacondisponerdosválvulasde expansión en paralelo, hasta las presiones requeridas, Fig XIV.16. Se observa existe una reexpansión isentálpica de los vapores de salida del evaporador de alta temperatura provocando un recalentamiento Ciclos frigoríficos.XIV.-238
de los mismos, (5-7), lo cual es necesario para igualar su presión a la de los vapores que provienen del evaporador de baja temperatura y poder efectuar la mezcla de ambas corrientes antes de introducirlas en la primera etapa de la compresión, estado 1. Las necesidades frigoríficas de los distintos evaporado- res q1a y q1b,sepuedendeterminarapartirdeloscaudalesmásicosdefluidofrigorígenoquecirculanpor cada uno de ellos ma y mb y viceversa, en la forma:
q2a = ma (i5 – i4) ; q 2b = m b (i8 – i6 ) Fig XIV.16.- Sistema de compresión simple y expansión múltiple
Haciendo un balance de masa y energía en los estados 7 y 8, se puede conocer la situación del estado 1, de entrada al compresor de baja temperatura:
mc = ma + mb
mc i1 = m a i7 + m b i8
El trabajo de compresión es: TC = m c (i2- i1) El calor cedido en el condensador es: q 1 = mc (i2 – i3 )
COMPRESIÓN DOBLE DIRECTA.- A partir de una instalación de compresión en dos etapas es posi- ble trabajar a varias temperaturas de evaporación por medio de una expansión múltiple, de forma simi- lar a lo visto anteriormente. Si se conocen las temperaturas de compresión y condensación y las necesi- dades frigoríficas correspondientes, se pueden dar los siguientes casos:
a) INYECCIÓN TOTAL.- Utiliza un intercambiador intermedio de tipo abierto, de forma que se hace una expansión previa (5-6) antes de entrar en el mismo; la obtención de dos temperaturas de evapora- ción se puede conseguir de dos formas: a1) La presión intermedia es igual a la presión correspondiente al evaporador de alta temperatura, Fig XIV.17. a2) La presión intermedia, (calculada por alguno de los métodos desarrollados anteriormente), no coincide con la presión correspondiente al evaporador de alta temperatura, Fig XIV.18. Fig XIV.17.- La presión intermedia coincide con la presión correspondiente al evaporador de alta temperatura Ciclos frigoríficos.XIV.-239
Fig XIV.18.- La presión intermedia no coincide con la presión correspondiente al evaporador de alta temperatura
b) INYECCIÓN PARCIAL.- En este caso la diferencia estriba en el tipo de intercambiador utilizado, ya que ahora se dispone de uno en el que además del enfriamiento de los vapores, parte del líquido con- densado pierde un calor sensible, subenfriándose a costa de la evaporación de una cierta cantidad de líquido a la presión intermedia Fig XIV.19. Fig XIV.19.- Sistema de inyección parcial Fig XIV.20.- Refrigeración con efectos frigoríficos a temperaturas diferentes y refrigeración exterior
c) REFRIGERACIÓN EXTERIOR.- En una instalación con dos etapas de compresión, refrigeración intermedia exterior, y dos expansiones, se pueden conseguir, dos efectos frigoríficos a temperaturas dife- rentes. En el diagrama (T-s), Fig XIV.20, se muestran el ciclo termodinámico y el esquema que repre- senta una instalación. La compresión se efectúa en dos etapas, con refrigeración intermedia exterior. El primer efecto frigorífico se efectúa entre los puntos 9 y 10, mientras que el segundo efecto frigorí- fico se efectúa entre los puntos 13 y 1. Si se utiliza el mismo agua de refrigeración para el condensador y para el refrigerador (2-3), las tem- peraturas T3 y T8 coincidirán.
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Efecto frigorífico:
q2r = q2I+ q 2II = (i1 – i13) + (i10- i9 ) (1 + x)
Para calcular la cantidad de vapor x, extraída en el separador de líquido se hace un balance de entalpías en el mismo, obteniéndose: i10(1 + x) = i12+ x i11 ? x = i10- i12 i11- i10 Trabajo de compresión: Tr = TrI + TrII = (i5 – i4 ) (1 + x) + (i2 – i1 )
XIV.10.- CICLO CON DOBLE LAMINACIÓN, SEPARADOR DE LIQUIDO Y REFRIGERA- CIÓN EXTERIOR
El fluido frigorígeno se evapora parcialmente al producirse el estrangulamiento en la válvula de expansión, Fig XIV.21; el vapor así generado pasa por el evaporador sin experimentar cambio de estado posterior y sin producir enfriamiento del foco frío. El compresor comprime dos tipos de vapores, uno, el generado en la expansión isentálpica de la pri- mera etapa x kg a través de la válvula V1 y el otro es el que ha pasado por el evaporador y previamente por la válvula V2. Fig XIV.21.- Ciclos con doble laminación y separador de líquido
El vapor en la primera expansión (etapa de alta presión) se lleva a la segunda etapa del compresor, en la que penetra mezclado previamente con el vapor recalentado y refrigerado que procede del vapori- zador y que se refrigera según (2-3). El funcionamiento del proceso es el siguiente: El fluido en forma de vapor saturado seco, Fig XIV.21, estado 1, entra en la primera etapa del compresor (baja presión) y es comprimido hasta el estado 2. De 2 a 3 el fluido así comprimido experimenta un enfriamiento a presión constante, mediante un circuito externo de aire o de agua de refrigeración. Hasta el estado 3 circula 1 kg de fluido. En el estado 3 el fluido penetra en un mezclador isobárico y adiabático, de forma que en el mismo se produce la mezcla de dos vapores, uno 1 kg en condiciones del estado 3 y el otro, x kg que provienen del separador de líquido, en condiciones del estado 9. La mezcla fluida, constituida por (l+x) kg de vapor, en condiciones del estado 4 se com- prime en la segunda etapa del compresor (alta presión), hasta alcanzar las condiciones del estado 5. A continuación se introduce el fluido en el condensador y es enfriado hasta el estado 6, de forma que la tempera- tura correspondiente a este estado T6 suele ser la misma que la del estado 3, T3, por cuanto se utiliza el mismo agua
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de refrigeración. El fluido pasa por la válvula de estrangulamiento hasta el estado 7, penetra en el separador de líquido, llevándose el vapor generado x kg en condiciones del estado 9, al mezclador de vapores. El líquido separado, en condiciones del estado 8, sufre una segunda laminación hasta el estado 10, donde pasa al evaporador, extrayendo una cantidad de calor q2 del foco frío, realizando el efecto frigorífico. Entalpía del estado (4) para (1+x) kg en el condensador: i4 (1 + x) = i3 + x i9 ? i4 = x i9 + i3 1 + x La potencia frigorífica del ciclo es: q2 = i1 – i10
El trabajo teórico de la compresión es: Tt = (i2 – i1) 1 + (i5 – i4 ) (1 + x) (i2 – i1 ) 1 + (i5 – i4) (1 + x) ?isent ?mec El trabajo real de la compresión es: Tr =
La eficiencia COP del frigorífico es: COP = q2 Tr = i1 – i10 (i2 – i1 ) 1 + (i5 – i4 ) (1 + x) ?isent ?mec XIV.11.- CICLO CON DOBLE LAMINACIÓN Y BARBOTEO Y REFRIGERACIÓN EXTERIOR
La diferencia con el sistema de enfriamiento intermedio de tipo abierto con ciclo de inyección total, radica en los sistemas de refrigeración exterior. El fluido se comprime en forma de vapor saturado seco desde el estado 1 al estado 2, Fig XIV.22, realizándose a continuación un enfriamiento del mismo, a pre- sión constante de 2 a 3. Desde el estado 3 el fluido va al separador de líquido, saliendo de él una mezcla de vapores de (l+x) kg en condiciones del estado 4, penetrando en la segunda etapa del compresor, en la que se comprime hasta las condiciones del estado 5. A partir de este estado experimenta un enfriamiento en el condensador hasta el estado 6’, de tempe- ratura igual a la del estado 3, como en el caso anterior. Se expansiona en una primera válvula de estrangulamiento hasta el estado 7 y de aquí al separador de líquido; el líquido que sale del separador en condiciones del estado 8, experimenta una segunda laminación hasta el estado 9 penetrando en el vapo- rizador y realizando el efecto frigorífico. Para determinar el valor del vapor extraído en el separadorx, se hace un balance de entalpías en el mismo: Fig XIV.22.- Ciclo con doble laminación y barboteo (sistema con enfriador intermedio de tipo abierto con ciclo de inyección total)
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Fig XIV.23.-Compresor rotativo de dos rotores de tornillo con sobrealimentación (Circuito con depósito separador flash tank) Fig XIV.24.-Compresor rotativo de dos rotores de tornillo con sobrealimentación (Circuito con depósito separador-subenfriador de líquido flash tank subcooler) Fig XIV.25.-Compresor rotativo de dos rotores de tornillo con sobrealimentación (Circuito con intercambiador de calor de carcasa-haz tubular, shell-tube subcooler) Fig XIV.26.-Compresor rotativo de dos rotores de tornillo con sobrealimentación (Circuito con un segundo evaporador) Ciclos frigoríficos.XIV.-243
i3 + (1 + x) i7 = (1 + x) i4 + i8 ? x = (i3 – i8) – (i4 – i7 ) i4 – i7 Trabajo teórico en el compresor:Tt = 1 (i2 – i1) + (1 + x) (i5 – i4 ) Trabajo real en el compresor: Tr = 1 (i2 – i1) + (1 + x) (i5 – i4 ) ?isent ?mec Eficiencia del frigorífico: COP = q2r Tr = i1 – i6 1 (i2 – i1 ) + (1 + x) (i5 – i4 ) ?isent ?mec XIV.12.- PRINCIPIO DE FUNCIONAMIENTO DE LA BOMBA DE CALOR
Del análisis del consumo de energía que se produce en nuestro país, la mayor parte, 50%, es conse- cuencia de la actividad industrial, del que el 67% se utiliza en procesos térmicos y entre el 35% y el 40% se elimina en procesos de bajo nivel térmico que, a priori, no se pueden aprovechar y que son la fuente ideal para las bombas de calor, siendo el sector industrial su principal campo de aplicación. Otra aplicación importante de las bombas de calor, se presenta en los acondicionamientos invierno- verano, puesto que el circuito de la bomba de calor es un circuito frigorífico y en estas instalaciones se precisa eliminar calor al exterior en verano y absorberlo en la época invernal. Para que la bomba de calor pueda realizar esta doble función, dispone de una válvula conmutadora que permite invertir el sentido de circulación del fluido. Desde un punto de vista termodinámico, el ciclo que tiene lugar en la bomba de calor es un ciclo Ran- kine recorrido en sentido inverso. Se suministra energía a un compresor y se considera como energía útil la obtenida en forma de calor en el proceso de condensación. En la práctica, este valor varía entre 2,5 y 3,5 llegando en algunos casos a valores de 4 y 5 Objetivo de la bomba de calor.- En un sistema convencional de refrigeración, de un foco a baja tempe- ratura se absorbe una cierta cantidad de calor que se cede, incrementada, a un foco caliente, en el que se disipa, sin ser normalmente utilizada. Petróleo crudo
Transformación y transporte 95%
Calefacción Gas, gasóleo 60-70%
Rendimiento total 57-66% Petróleo crudo
Transformación y transporte 95%
Producción Energ. Eléctrica 38%
Distribución y transporte 90%
Calefacción Bomba de calor 250-400%
Rendimiento total 80-130% Petróleo crudo
Transformación y transporte 95%
Producción Energ. Eléctrica 38%
Distribución y transporte 90%
Calefacción eléctrica resistencias 100%
Rendimiento total 32,5%
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Sin embargo, este calor desprendido por el condensador se puede utilizar y las máquinas térmicas, diseñadas para este fin, se denominan bombas de calor, por cuanto realizan un transportedecalor desde un nivel de baja temperatura hasta otro nivel energético de mayor temperatura. La Bomba de calor permite recuperar la energía que en muchos procesos es necesario evacuar, sin posibilidad de ser aprovechada, debido a su baja temperatura y mediante un proceso térmico, hacerla nuevamente útil. El principio de la bomba de calor, fue debido a Kelvin, que vió la posibilidad de calentar una casa en invierno tomando calor del exterior y refrigerarla en verano enviando calor al medio exterior que ahora se encuentra a mayor temperatura. Un fluido frigorígeno extrae calor q2 de una fuente fría y elimina un calor q1 hacia los alrededores (medio exterior), siendo el objetivo principal la extracción de calor de la fuente fría. Sin embargo, el mismo ciclo básico se puede utilizar para el suministro de calor q1 a un espacio habi- table, como una casa, un edificio comercial, una residencia, oficinas, etc, de forma que en estos casos el calor proviene de los alrededores que están más fríos.
PRODUCCIÓN SIMULTANEA DE FRÍO Y CALOR.- El ciclo frigorífico de Carnot está representado en la Fig XIV.27 por el contorno (1234), mientras que el ciclo de la bomba de calor por el (abcd). Si se intenta obtener simultáneamente calor y frío, se pueden reunir los dos ciclos en un ciclo común (ABCD), que tiene la ventaja de poder trabajar con un solo fluido, un sólo compresor y un sólo expansionador. Fig XIV.27.- Producción simultánea de frío y de calor
El inconveniente del ciclo combinado radica en la relación constante entre el calor y el frío produci- dos, ya que no se intercambia calor con el medio ambiente. La cantidad de calor tomada del local a refrigerar viene dada por Q2 y viene relacionada con el calor cedido a la calefacción Q1, por:
Q1 = Q2 + T El coeficiente de efecto frigorífico del ciclo es: e = Q2 T El coeficiente de utilización, o efecto útileu, está caracterizado por la suma de los calores puestos en juego, respecto al trabajo aplicado, en la forma: eu = Q1 + Q2 T = Q1 = Q2 + T = Q2 + T + Q2 T = 2 Q2 T + 1 = 2 e + 1 por lo que el calor cedido al foco de temperatura superior es superior al trabajo suministrado.
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Fig XVI.28.- Esquemas de funcionamiento de una bomba de calor Fig XIV.29.- Ciclo de la bomba de calor
Las irreversibilidades reducen el valor del coeficiente de utilización eu; en la práctica, el ciclo común (máquina frigorífica-bomba de calor), se puede realizar en instalaciones con fluidos condensables, o con aire. En un frigorífico a régimen seco, la temperatura de condensación es similar a la temperatura del medio ambiente y el calor de recalentamiento se aplica al fluido frigorífico a una temperatura superior a la del medio ambiente. De esta forma, el condensador puede ir precedido por un intercambiador de calor en el que el calor de recalentamiento se emplea para recalentar agua, que posteriormente se puede utili- zar como calefacción; la temperatura que adquiere el agua de calefacción puede ser sensiblemente la misma que tenga el fluido al final de la compresión. En una máquina clásica, el calor cedido al agua de la calefacción viene a ser del orden de un 50% del calor cedido al condensador. En la instalación combinada puede aumentarse la presión de compresión para elevar el nivel de temperatura de condensación. Sin embargo, este aumento de presión no siempre es posible, dependiendo sobre todo del tipo de fluido que evolucione, que tal vez la relación de compresión haga el proceso impracticable. Por ejemplo, en una instalación de amoniaco, en principio se puede realizar el ciclo combinando (máquina frigorífica-bomba de calor). Para obtener una temperatura de condensación de 120°C a partir de una temperatura de evaporación de -20°C, la relación de compresión debe ser del orden de 55, valor difícilmente realizable con las condiciones tecnológicas actuales. Si el fluido es gas carbónico, la presión final de compresión es del orden de 120 atm y la relación de compresión de 8, para una temperatura de vaporización, T0 ˜-20°C. Si por necesidades técnicas se uti- liza el calor, únicamente en el intervalo de temperaturas, 70°C÷125°C, mientras que el resto de la refri- geración se efectúa con intercambio de calor con el medio ambiente, la energía eléctrica necesaria para la compresión es prácticamente igual al calor utilizado, mientras que en el mismo tiempo se produce
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una cantidad notable de frío. Para 1 Kcal de energía eléctrica utilizada se obtiene 1,2 Kcal de frío. Fig XIV.30.- Bomba de calor funcionando en situación de verano (Refrigeración) Fig XIV.31.- Bomba de calor funcionando en situación de invierno (Calefacción)
La bomba de calor moderna combina, en la misma máquina, la calefacción y la refrigeración de un cierto espacio. a) Cuando se necesita enfriamiento, el sistema de bomba de calor funciona como un acondicionador de aire, extrayendo un calor q2 de un espacio habitable y eliminando al exterior del edificio un calor q1. En esta operación, el COP viene dado por la expresión: COPenfriamiento = i1 – i4 i2 – i1 Ciclos frigoríficos.XIV.-247
b) Cuando la bomba de calor funciona como calefacción, en invierno, extrae calor del medio y la disipa en el espacio habitable, siendo: COPcalefacción = i2 – i3 i2 – i1 La eficiencia de la bomba de calor COP, es la relación entre la energía útil obtenida de la bomba de calor (calefacción y refrigeración) y la empleada en el compresor, de la forma: COP Bomba de calor = (i2 – i3 ) + (i1 – i4 ) i2 – i1 El rendimiento de una bomba de calor cuando opera como calefacción aumenta si la diferencia de temperatura (T2- T1)disminuye,aligualqueocurreenunrefrigeradoraunacondicionadordeaire.La bomba de calor puede aportar el 30% de las necesidades máximas del edificio en un día muy frío con temperatura exterior de 3ºC. Normalmente, en épocas intermedias, aporta el 70% de las necesidades totales. Si se usa una bomba de calor para el acondicionamiento de aire de un edificio, el evaporador se encuentra dentro del edificio y el condensador en el exterior; en la operación como calefactor, el evapora- dorseencuentra,enelexteriordeledificioyelcondensadorenelinterior.Noesrentabletenerdosjuegos del equipo o tener que darle la vuelta, por lo que cada uno de los intercambiadores de calor (uno dentro y el otro fuera del edificio) deben funcionar como condensador y como evaporador, según el tipo de opera- ción; ésto se consigue mediante una válvula de inversión del ciclo, Fig XIV.29.La línea llena indica la dirección del flujo para el funcionamiento como calefactor y la línea a trazos es para el modo de enfria- miento. Se observa que la dirección del flujo por el compresor es siempre la misma, sin importar el modo de operación.
XIV.13.- BOMBA DE CALOR ASISTIDA POR COLECTORES SOLARES
En el esquema presentado en la Fig XIV.32 se puede ver el funcionamiento de una instalación mixta a base de bomba de calor industrial apoyada con colectores de caucho para calefactar el edificio objeto de estudio. La energía solar captada por el campo de colectores se almacena en un tanque enterrado. La bomba de calor industrial utilizada permite bombear la energía del tanque, que se mantiene a un nivel térmico bajo, hasta el nivel de utilización de la calefacción. Tal y como se puede ver en el esquema, la bomba de calor se ha colocado en serie con la caldera, lo que permite en períodos de una demanda energética alta, trabajar con una temperatura del condensa- dor inferior a la de entrada al circuito de calefacción que repercute en una mejora del COP de la máqui- na. La bomba de circulación B1 del circuito colectores-acumulador se pondrá en funcionamiento en cuanto el termostato diferencial detecte una diferencia de temperatura entre la salida de los colectores y la parte inferior del acumulador superior a 2ºC, parándose al reducirse esta diferencia a 0,2ºC. Al diseñar la instalación se ha previsto la posibilidad de alimentar los colectores directamente con el agua de retorno del evaporador, con lo que dichos colectores trabajarán con una mejor eficiencia debido a la menor temperatura del fluido caloportador. La bomba B2 está comandada por las necesida- des energéticas del circuito de calefacción manteniéndose en funcionamiento siempre que la bomba de calor lo esté. Cuando la temperatura de la parte superior del acumulador sea igual o inferior a 9ºC la bomba B2 se parará y la instalación funciona únicamente con la caldera de gasóleo. Ciclos frigoríficos.XIV.-248
Fig XIV.32.- Instalación mixta bomba de calor industrial apoyada con colectores solares-caldera de gasóleo Ciclos frigoríficos.XIV.-249
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