Diagrama entálpico

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Diagrama entálpico

  1. 1. Diagrama entálpico La entalpia de un fluido viene dada por la expresión: h = U + P-V, donde: U, es la energía interna del fluido, P, la presión y V, el volumen de la masa considerada. La energía interna representa la suma del trabajo mecánico y de la energía calorífica que puede suministrar en potencia un sistema en reposo. Se demuestra que la entalpia de un fluido es función de su temperatura y crece con el aumento de la misma, siendo nula en T = O K. Otro diagrama termodinámico es el entálpico, en el que se representa en abscisas entalpias, h, y en ordenadas presiones, P, o logaritmo de presiones, log P, siendo por tanto, las lineas horizontales isóbaras y las verticales isoentálpicas. En el diagrama entálpico, todas las transformaciones producidas en un ciclo frigorífico real son determinadas en unidades térmicas directamente, sin necesidad de medir áreas, midiendo distancias. Además en este diagrama tres de los procesos del ciclo son representados por rectas. Al igual que el diagrama entrópico, el diagrama entálpico está construido para un sistema termodinámico de un Kg de fluido frigorígeno. También en este diagrama la curva de Andrews divide el plano en una serie de zonas (fig. 2.3) representándose, generalmente, nada más que unos tramos de las curvas de condensación (x = 0) y de vapor saturado (x = 1). Las líneas representadas son: (1) isotermas, ascienden casi verticales en la zona de líquido subenfriado, horizontales y confundidas con las isóbaras dentro de la curva de saturación, y descendentes en la zona de vapor recalentado; (2) isoentrópicas, de pendiente positiva, no tienen inflexión al atravesar la zona de vapores saturados; (3) líneas isócoras, ascendentes, se quiebran al atravesar la curva de saturación: (4) líneas de título'de constante, en la zona de vapores húmedos, dividen en segmentos proporcionales a las isotermas.
  2. 2. El diagrama de Mollier, loe P-h, está construido en coordenadas sem¡logarítmicas, sin embargo aunque tiene las mismas propiedades que el diagrama P-h, posee la ventaja de que se hace más práctico su uso en el estudio de sistemas frigoríficos con compresión escalonada. Es decir, el logarítmico de las relaciones de compresión (P2/Pi) es proporcional a la distancia que separa las dos isóbaras P¡ y P CICLO DE UNA MÁQUINA FRIGORÍFICA PERFECTA Al estudiar la máquina térmica, aquélla que se basa en la cesión de calor desde un foco caliente a un foco frío produciendo durante este ciclo un trabajo, se demuestra que la que funciona según un ciclo reversible (ciclo de Carnot) tiene mayor rendimiento que la que lo realiza de forma irreversible, a igualdad de las demás condiciones. El rendimiento del ciclo es sólo función de las condiciones de los focos, frío y caliente, siendo independiente de la sustancia que evoluciona. El equivalente térmico del trabajo realizado por el sistema será igual al calor aportado al sistema, diferencia entre el calor cedido por el foco caliente y el absorbido por el foco frío. ¿* = Qi-Q2 (2.1) siendo; A = 1/427 Kcal/Kg-m. Qi = Calor cedido por el foco caliente. Q2 = Calor absorbido por el foco frío. Al ser reversible eí ciclo de Carnot se puede recorrer en sentido inverso a la máquina térmica, en cuyo caso, el sistema absorberá una cantidad de calor Qi del foco frió, y con aportación de trabajo exterior cederá una cantidad de calor Qi al foco caliente, siendo el balance térmico: Qi=Q2 + A (2.2) Mediante una máquina que trabaje según este cicio se puede bajar la temperatura del foco frío a niveles inferiores a los del ambiente.
  3. 3. Se denomina máquina frigorífica a aquélla que es capaz de transportar calor de un foco frío a un foco caliente mediante un aporte exterior de trabajo. El ciclo de Camot inverso recorrido por esta máquina estará compuesto por una expansión adiabática, una expansión isoterma (foco frío), una compresión adiabática, y una compresión isoterma (foco caliente). Compresión y expansión adiabáticas pueden suponerse en un cilindro perfectamente aislado en el que desliza un émbolo sin rozamientos ni pérdidas. Las transformaciones en los focos fríos y calientes han de ser isotermas, pudiendo utilizarse en ellos los cambios de estado líquido-vapor y vapor-líquido, que absorberán y cederán caíor, respectivamente, a un medio infinito al que se le puede extraer o ceder calor sin que varíe su temperatura. La instalación frigorífica teórica (fig. 2.5) que sigue el ciclo inverso de Carnot estará constituida por los siguientes elementos: 1. Evaporador: Elemento en e! que tiene lugar una expansión isoterma produciéndose el cambio de estado de líquido a vapor. 2. Compresor. Elemento en el que se eleva la presión del vapor adiabáticamente. 3. Condensador, donde se comprimirá el vapor isotérmicamente, cediendo calor al foco caliente y condensándose. 4. Cilindro expansor, en el que tiene lugar la expansión adiabática del líquido condensado, hasta la presión reducida del evaporador. MAQUINA REAL TEÓRICA La máquina realteórica de compresión simple se separa del ciclo de Carnot, siguiendo ABCD, representado en el diagrama (fíg. 2.8). El ciclo presenta fundamentalmente dos diferencias respecto al de Carnot:
  4. 4. E¡ compresor realiza su función en la zona de vapor seco fisoentrópica C-D), trabajando en régimen s¿co a diferencia del régimen húmedo de Carnoí. Comprime, aumentando la presión, hasta la isóbara correspondiente a la temperatura de condensación (Tc). 2. E! paso de la alta presión a la baja presión se hace, en lugar de a través de un cilindro expan-sor, utilizando una válvula de laminación, según un proceso isoentálpico (A-B). La válvula actúa únicamente como reguladora de presiones, manteniendo las dos zonas de alta y baja presión, sin recuperar ningún trabajo. No hay aportación ni de trabajo ni de calor, pasando de PA, TA, que corresponde a un punto de la línea de condensación, estado ¡líquido, a otras condiciones PB, TB, correspondiente a la zona de vapores húmedos, definida por el corte de la isoentálpica AB con la isoterma de evaporación, BC. La vaporización parcial del fluido se realiza al disminuir la presión, tomando el calor necesario para el cambio de estado del mismo fluido, por lo que a su vez disminuye su temperatura. La justificación de por qué la máquina real se separa del ciclo de Carnot se ha de basar en consideraciones teóricas, variaciones de efecto frigorífico producido y trabajo recibido, y en consideraciones técnicas, ventajas mecánicas en el funcionamiento de la máquina.
  5. 5. EFECTO DE LA TEMPERATURA DE VAPORIZACIÓN Y CONDENSACIÓN SOBRE LA EFICACIA DEL CICLO La eficacia de un ciclo de refrigeración varia considerablemente con la temperatura de vaporización y condensación, siendo de ellas, la de vaporización la de mayor efecto. En la figura 2.13 se han representado, en diagramas P-h y T-S, dos ciclos simples, trabajando en régimen seco, con distintas temperaturas de vaporización o aspiración. Comparando estos ciclos se observa que el efecto refrigerante es mayor para e! ciclo que tiene la temperatura de vaporización más alta. A esta mayor temperatura más próxima a la del líquido que se aproxima a la válvula de laminación, una fracción más pequeña de refrigerante se vaporiza al paso por la válvula, quedando una mayor proporción para vaporizarse en el evaporador y producir más frío útil. Al ser mayor el efecto refrigerante, la cantidad de fluido frigorígeno que circuía ha de ser menor. La diferenciade presiones entre Pevaporador y Pcondensador es menor en el ciclo que presenta una mayor temperatura de vaporización, por lo que el trabajo de compresión también será menor. Debido a que el trabajo de compresión y el peso de fluido refrigerante que circula son menores a la mayor temperatura de aspiración, la potenciateórica requerida también será
  6. 6. inferior para la temperatura de aspiración más alta. Esta diferencia se hace más patente cuando se introduce la eficiencia del compresor y se comparan las potencias reales requeridas. El volumen de vapor movido por el compresor varía con los cambios de temperatura de vaporización, disminuyendo enormemente a medida que ésta aumenta. Este es probablemente el factor más importante de todos los que afectan a la capacidad y eficiencia del ciclo. También, debido al menor peso de fluido frigorígeno que circula y al menor calor de compresión aportado, el calor eliminado en el condensador debe ser inferior. El efecto de la temperatura de condensación es inverso al que presenta la temperatura de vaporización. Manteniéndose ésta última constante, la eficacia del ciclo disminuye si la temperaturade condensación aumenta, y viceversa. La figura 2.14 ilustra esquemáticamente este efecto en un diagrama P-h La temperatura del líquido que pasa a través de ía válvula de laminación es mayor, lo que reduce el efecto refrigerante. Esto, a su vez, hace que el peso de fluido refrigerante que debe circular sea mayor, y como consecuencia se incrementa el volumen de vapor que debe ser comprimido. El trabajo de compresión necesario para aumentar la presión del vapor hasta la presión correspondiente a la temperatura de condensación es mayor a medida que aumenta esta temperatura. La potencia teórica requerida aumenta con el incremento de la temperatura de condensación.
  7. 7. Aunque la cantidad de calor eliminado en el condensador por Kg de fluido frigorígeno varía muy poco, ya que el aumento del calor de compresión es compensado por la disminución del efecto frigorífico, sin embargo el calor total disipado varía considerablemente, debido a la diferencia de peso de fluido que circula. La cantidad de calor sensible eliminado aumenta considerablemente, mientras que la de calor latente disminuye ligeramente. 5. RECALENTAMENTO DEL VAPOR En el ciclo de refrigeración saturado simple, se supone que el vapor de aspiración llega hasta la entrada del compresor como vapor saturado a la temperatura y presión de evaporación. En la práctica, esto ocurre raras veces. Después de que eí refrigerante líquido se ha vaporizado completamente en el evaporador, el vapor saturado frío, continua, por lo general, absorbiendo calor en el tramo de aspiración, pasando a un estado recalentado antes de llegar al compresor (fíg. 2.15). Si se desprecia la pequeña caída de presión del vapor en la tubería de aspiración, se podrá suponer que la presión del vapor de aspiración permanece constante durante el recalentamiento. En estas condiciones, el trabajo de compresión por Kg de refrigerante para e! ciclo con recalentamiento, es ügeramente mayor que el correspondiente a un ciclo con vapor saturado seco. Por otra parte, la temperaturadel vapor descargado a la salida del compresor es mayor en el ciclo con recalentamiento del vapor que en el ciclo simple para la misma temperaturay
  8. 8. presión de condensación. Por tanto, la cantidad de calor por Kg de refrigerante eliminado en el condensador es mayor cuando existe un recalentamiento del vapor. Señalar que eí calor adicional que debe eliminarse en el condensador por Kg de refrigerante, es todo calor sensible, en el ciclo con recalentamiento. La cantidad de calor latente a eliminar en dicho equipo es la misma para ambos ciclos. En el ciclo con recalentamiento una mayor porción del condensador se usará para enfriar elvapor de descarga hasta su temperatura de saturación. Suponiendo que la presión del vapor de aspiración permanece constante durante el recalentamiento, el volumen de vapor aumenta con la temperatura. Por ello, el volumen específico del vapor recalentado siempre es mayor que el del vapor saturado a la misma presión. En este caso, el cauda! volumétrico en mVh, que el compresor debe manejar por capacidad unitaria refrigerante es mayor para el ciclo frigorífico con recalentamiento que para el ciclo saturado. La potencia requerida, por unidad de capacidad refrigerante del ciclo, es mayor para el ciclo con recalentamiento y, además, es menor eí rendimiento obtenido (o eficiencia energética). Esto quiere decir que el compresor, el motor del compresor y el condensador deberán ser mayores para el ciclo con recalentamiento que para el ciclo saturado. Esto significa una mayor inversión inicial en el sistema frigorífico. Cuando el vapor pasa directamente hasta la aspiración del compresor sin ningún recalentamien-ío, puede arrastrar pequeñas cantidades de líquido no vaporizado. A este vapor se le llama vapor húmedo. Este vapor húmedo en la aspiración puede causar efectos negativos en la capacidad del compresor, y provocarle daños mecánicos. Ya que el recaíentamiento del vapor elimina la posibilidad de existencia de este vapor húmedo en el compresor, es deseable un cierto grado de recalentamiento del mismo. El efecto del recalentamiento del vapor de aspiración sobre la capacidad del sistema y sobre el coeficiente de operación, depende totalmente de dónde y cómo ocurre el re calentamiento del vapor y de sí el calor absorbido por el vapor al recalentarse produce o no, enfriamiento útil. El grado de recalentamiento que se elija en cada caso particular, depende, también, de dónde y cómo ocurra el recaSentamiento, así como del refrigerante empleado. El recalentamiento del vapor en el tramo de aspiración puede ocurrir en los siguientes puntos, o en una combinación de ellos: 1. Al final del evaporador. 2. En la tubería de aspiración instalada dentro del local refrigerado.
  9. 9. 3. En la tubería de aspiración situada fuera del espacio refrigerado. 4. En un cambiador de calor, tramo de aspiración-tubería de líquido. Cuando el recalentamiento tiene lugar al fluir el refrigerante por la tubería de aspiración localizada fuera del espacio refrigerado, el calor tomado por el vapor es absorbido del ambiente y no se produce enfriamiento útil. Este recalentamiento del vapor que no produce enfriamiento útil, afecta adversamente a la eficacia del ciclo. Es obvio entonces, que el recalentamienío del vapor en la tubería de aspiración fuera del espacio refrigerado debe eliminarse siempre que sea práctico. Puede evitarse en parte este recalentamiento aislando la tubería de aspiración, quedando perfectamente justificado el gasto por evitar la disminución de la eficiencia del ciclo, aún cuando las temperaturas de aspiración sean altas. También el aislamiento del tramo de aspiración es necesario para prevenir la formación de escarcha en la superficie de la tubería. El aislamiento de la tubería se deberá dimensionar de forma que, en la superficie exterior del aislamiento de la tubería, la temperatura sea superior a la de rocío del aire de los alrededores. El recalentamiento del vapor dentro del espacio refrigerado puede ocurrir al final del evaporador o en la tubería de aspiración localizada dentro del espacio refrigerado, o en ambos sitios. Para asegurar una operación adecuada en la válvula de expansión de tipo termostático. actuando como válvula de regulación del flujo de refrigerante en el evaporador que pudiera llegar al compresor, será necesario hacer los ajustes necesarios para que el líquido sea evaporadototalmente antes de su llegada al finaldel evaporador. En tales casos, el vapor frío continuará absorbiendo calor y se recalentará en la última parte del evaporador. Si el calor necesario para recalentar el vapor es tomado del espacio refrigerado, se obtiene un enfriamientoútily el efecto frigorífico por unidad de masa de refrigerante aumenta en una cantidad iguala la cantidad de calor absorbido en elrecalentamiento. Sin embargo, a pesar de que se mejora aparentemente la eficiencia frigorífica del ciclo, no es económico el reca- lentamientodelvapor en el evaporadormás allá de lo necesario para lograr el funcionamiento adecuado de la válvula de expansión termostática. El recalentamiento excesivo del vapor de aspiraciónen el evaporadorreducirá la capacidad delevaporadorinnecesariamente y requerirá que el evaporador opere a una temperatura de vaporización menor o el uso de un evaporador más grande, con objeto de obtener la capacidad de evaporador deseada." A veces se instala dentro delespacio refrigerado, para elrecalentamiento del vapor, un tramo de tubería de aspiración adicionalalevaporador, llamado generalmenteserpentín secador, cuya función es la de secar. Dicha tuberíapermite una inundación más completa del evaporador con
  10. 10. refrigerante líquido, sin que existaelpeligro de arrastrede líquido por la tubería de aspiración hasta el compresor. Este sistema no solamente proporciona un medio de recalentamiento del vapor de aspiración dentro delespacio refrigerado de forma que la eficiencia del ciclo aumente sin sacrificio de superficie evaporadora, sino que de hecho hace posible un uso más efectivo de la superficie del evaporador. En algunos casos, y en particular cuandola temperaturade aspiraciónes alta y la humedad rela- tiva del aire exterior razonablementebaja, elrecaíentamiento del vapor de aspiración dentro del espacio refrigerado, elevará la temperatura de la tubería de aspiración evitando la formación de escarcha y eliminando la necesidad de aislamiento de dicha tubería. El grado de recalentamientodelvapor de aspiración, dentro delespacio refrigerado, está limita- do por la temperaturadelespacio. Normalmente, el vapor podrá ser recalentado hasta 2-3°C por debajo de la temperatura del local refrigerado (temperatura de régimen). 6. SUBENFRIAMIENTO DEL LÍQUIDO Cuando ellíquido refrigerante es subenfriado antes de que llegue a la válvula de expansión, se incrementa el efecto refrigerante por unidad de masa de fluido refrigerante. En la figura2.16, elaumento de efecto refrigerantepor kilogramo de refrigerante, resultante del subenfriamiento es la diferenciaentre he y he' y es exactamente igual a la diferencia entre ru y ha*, que representa el calor eliminado por Kg de líquido, durante el subenfriamiento.
  11. 11. c ompre sor y se compa ran las potenc ias reales requer idas. E l volum en de vapor movid o por el compr esor varía con los cambi os de tempe ratura de vaporización, disminuyendo enormemente a medida que ésta aumenta. Este es probablemente el factor más importante de todos los que afectan a la capacidad y eficiencia del ciclo. También, debido al menor peso de fluido frigorígeno que circula y al menor calor de compresión aportado, el calor eliminado en el condensador debe ser inferior. El efecto de la temperatura de condensación es inverso al que presenta la temperaturade vaporización. Manteniéndose ésta última constante, la eficacia del ciclo disminuye si la temperatura de condensación aumenta, y viceversa. La figura 2.14 ilustra esquemáticamente este efecto en un diagrama P-h. La temperatura del líquido que pasa a través de ía válvula de laminación es mayor, lo que reduce el efecto refrigerante. Esto, a su vez, hace que el peso de fluido refrigerante que debe circular sea mayor, y como consecuencia se incrementa el volumen de vapor que debe ser comprimido.
  12. 12. E l t r a b a j o d e c o m p r e s i ó n n e c e s a r i o p a r a aumentar la presión del vapor hasta la presión correspondiente a la temperatura de condensación es mayor a medida que aumenta esta temperatura. La potencia teórica requerida aumenta con el incremento de la temperatura de condensación. Aunque la cantidad de calor eliminado en el condensador por Kg de fluido frigorígeno varía muy poco, ya que el aumento del calor de compresión es compensado por la disminución del efecto frigorífico, sin embargo el calor total disipado varía considerablemente, debido a la diferencia de peso de fluido que circula. La cantidad de calor sensible eliminado aumenta considerablemente, mientras que la de calor latente disminuye ligeramente. 5. RECALENTAMENTO DELVAPOR En el ciclo de refrigeración saturado simple, se supone que el vapor de aspiración llega hasta la entrada del compresor como vapor saturado a la temperatura y presión de evaporación. En la práctica, esto ocurre raras veces. Después de que eí refrigerante líquido se ha vaporizado completamente en el evaporador, el vapor saturado frío, continua, por lo general, absorbiendo calor en el tramo de aspiración, pasando a un estado recalentado antes de llegar al compresor (fíg. 2.15).
  13. 13. S i se despr ecia la peque ña caída de presió n del vapor en la tuberí a de aspira ción, se podrá supo- ner que la presió n del vapor de aspira ción perma nece consta nte duran te el recale ntamiento. En estas condiciones, el trabajo de compresión por Kg de refrigerante para e! ciclo con recalentamiento, es ügeramente mayor que el correspondiente a un ciclo con vapor saturado seco. Por otra parte, la temperatura del vapor descargado a la salida del compresor es mayor en el ciclo con recalentamiento del vapor que en el ciclo simple para la misma temperatura y presión de condensación. Por tanto, la cantidad de calor por Kg de refrigerante eliminado en el condensador es mayor cuando existe un recalentamiento del vapor. Señalar que eí calor adicional que debe eliminarse en el condensador por Kg de refrigerante, es todo calor sensible, en el ciclo con recalentamiento. La cantidad de calor latente a eliminar en dicho equipo es la misma para ambos ciclos. En el ciclo con recalentamiento una mayor porción del condensador se usará para enfriar el vapor de descarga hasta su temperatura de saturación. Suponiendo que la presión del vapor de aspiración permanece constante durante el recalentamiento, el volumen de vapor aumenta con la temperatura. Por ello, el volumen específico del vapor recalentado siempre es mayor que el del vapor saturado a la misma presión. En este caso, el cauda! volumétrico en mVh, que el compresor debe manejar por capacidad unitaria refrigerante es mayor para el ciclo frigorífico con recalentamiento que para el ciclo saturado. La potencia requerida, por unidad de capacidad refrigerante del ciclo, es mayor para el ciclo con recalentamiento y, además, es menor eí rendimiento obtenido (o eficiencia energética). Esto quiere decir que el compresor, el motor del compresor y el condensador deberán ser mayores para el ciclo con recalentamiento que para el ciclo saturado. Esto significa una mayor inversión inicial en el sistema frigorífico. Cuando el vapor pasa directamente hasta la aspiración del compresor sin ningún recalentamien-ío, puede arrastrarpequeñas cantidades de líquido no vaporizado. A este vapor se le llama vapor húmedo. Este vapor húmedo en la aspiración puede causar efectos negativos en la capacidad del compresor, y provocarle daños mecánicos. Ya que el recaíentamiento del vapor elimina la posibilidad de existencia de este vapor húmedo en el compresor, es deseable un cierto grado de recalentamiento del mismo. El efecto del recalentamiento del vapor de aspiración sobre la capacidad del sistema y sobre el coeficiente de operación, depende totalmente de dónde y cómo ocurre el re calentamiento del vapor y de sí el calor absorbido por el vapor al recalentarse produce o no, enfriamiento útil.
  14. 14. E l grado de recale ntami ento que se elija en cada caso partic ular, depen de, tambi én, de dónde y cómo ocurra el recaSe ntamie nto, así como del refrige rante emple ado. E l recale ntami ento del vapor en el tramo de aspiración puede ocurrir en los siguientes puntos, o en una combinación de ellos: 1. Al final del evaporador. 2. En la tubería de aspiración instalada dentro del local refrigerado. 3. En la tubería de aspiración situada fuera del espacio refrigerado. 4. En un cambiador de calor, tramo de aspiración-tubería de líquido. Cuando el recalentamiento tiene lugar al fluir el refrigerante por la tubería de aspiración localizada fuera del espacio refrigerado, el calor tomado por el vapor es absorbido del ambiente y no se produce enfriamiento útil. Este recalentamiento del vapor que no produce enfriamiento útil, afecta adversamente a la eficacia del ciclo. Es obvio entonces, que el recalentamienío del vapor en la tubería de aspiración fuera del espacio refrigerado debe eliminarse siempre que sea práctico. Puede evitarse en parte este recalentamiento aislando la tubería de aspiración, quedando perfectamente justificado el gasto por evitar la disminución de la eficiencia del ciclo, aún cuando las temperaturas de aspiración sean altas. También el aislamiento del tramo de aspiración es necesario para prevenir la formación de escarcha en la superficie de la tubería. El aislamiento de la tubería se deberá dimensionar de forma que, en la superficie exterior del aislamiento de la tubería, la temperatura sea superior a la de rocío del aire de los alrededores. El recalentamiento del vapor dentro del espacio refrigerado puede ocurrir al final del evaporador o en la tubería de aspiración localizada dentro del espacio refrigerado, o en ambos sitios. Para asegurar una operación adecuada en la válvula de expansión de tipo termostático. actuando como válvula de regulación del flujo de refrigerante en el evaporadorque pudiera llegar al compresor, será necesario hacer los ajustes necesarios para que el líquido sea evaporado totalmente antesde su llegada al final del evaporador. En tales casos, el vapor frío continuará absorbiendo calor y se recalentará en la última parte del evaporador. Si el calor necesario para recalentar elvapor es tomado del espa- cio refrigerado, se obtiene un enfriamiento útil y el efecto frigorífico por unidad de masa de refrigerante aumenta en una cantidadiguala la cantidad de calor absorbido en el recalentamiento. Sin embargo, a pesar de que se mejoraaparentemente la eficiencia
  15. 15. frigor ífica del ciclo, no es econó mico el reca- lenta mient o del vapor en el evapo rador más allá de lo neces ario para lograr el funci onam iento adecu ado de la válvul a de expa nsión term ostáti ca. El recal enta miento excesivo del vapor de aspiración en el evaporador reducirá la capacidad del evaporador innecesariamente y requerirá que el evaporador opere a una temperatura de vaporización menor o el uso de un evaporador más grande, con objeto de obtener la capacidad de evaporador deseada." A veces se instala dentro del espacio refrigerado, para el recalentamiento del vapor, un tramode tubería de aspiración adicionalal evaporador, llamado generalmente serpentín secador, cuya función es la de secar. Dicha tuberíapermite una inundación más completa del evaporador con refrigerante líquido, sin que exista el peligro de arrastre de líquido por la tubería de aspiración hasta el compresor. Este sistema no solamente proporciona un medio de recalentamiento del vapor de aspiración dentro del espacio refrigerado de forma que la eficiencia del ciclo aumente sin sacrificio de superficie evaporadora, sino que de hecho hace posible un uso más efectivo de la superficie del evaporador. En algunos casos, y en particular cuando la temperatura de aspiración es alta y la humedad relativa del aire exterior razonablemente baja, el recaíentamiento del vapor de aspiración dentro del espacio refrigerado, elevará la temperatura de la tubería de aspiración evitando la formación de escarcha y eliminando la necesidad de aislamiento de dicha tubería. El grado de recalentamiento del vapor de aspiración, dentro del espacio refrigerado, está limitado por la temperatura delespacio. Normalmente, el vapor podrá ser recalentado hasta 2-3°C por debajo de la temperatura del local refrigerado (temperatura de régimen). 6. SUBENFRIAMIENTO DEL LÍQUIDO Cuando el líquido refrigerante es subenfriado antes de que llegue a la válvula de expansión, se incrementa el efecto refrigerante por unidad de masa de fluido refrigerante. En la figura 2.16, elaumento de efectorefrigerante por kilogramode refrigerante, resultante del subenfriamiento es la diferenciaentre he y he' y es exactamente igual a la diferenciaentreru y HA*, querepresentael calor eliminado por Kg de líquido, durante el subenfriamiento.
  16. 16. D e bi d o a! a u m e nt o d e la producción frigorífica específica ocurren las siguientes modificaciones: 1. Ei caudal másico de fluido frígorígeno por capacidad unitaria refrigerante es menor para el ciclo subenfriado que para el ciclo saturado. 2. El volumen específico del vapor que llega al compresor es el mismo para ambos ciclos, suben friado y saturado, y, de acuerdo con la consecuencia anterior, el volumen de vapor desplaza do por el compresor por capacidad unitaria refrigerante será menor para el ciclo subenfriado que para el ciclo saturado. 3. Dado que el trabajo de compresión por unidad de masa es igua! para ambos ciclos, saturado y con subenfriamiento, se deduce que el aumento de efecto refrigerante por unidad de masa ori ginado por el subenfriamiento, se obtiene sin aumentar el suministro de energía al compresor. 4. Cualquier cambio en el ciclo de refrigeración, que aumente la cantidad de calor absorbida en el espacio refrigerado sin aumentar el suministro de energía del compresor, incrementará el coeficiente de rendimiento del ciclo, y disminuirá la potencia absorbida por el compresor por unidad de capacidad frigorífica desarrollada. El subenfriamientodel líquido frigorígeno puede efectuarse y de hecho se efectúa en vanos lugares y de diferentes formas. Con frecuencia, e! líquido refrigerante se subenfría mientras se encuentra almacenado en e! recipiente de líquido o mientras circula por la tubería de líquido, cediendo calor al aire circundante. En algunos casos se usa un intercambiador especial para subenfriar el líquido, como se muestra en la figura 2.17. La gananciaen la capacidad frigorífica del sistema y en la eficiencia energética resultante del subenfriamiento del líquido, es con frecuencia más que suficiente para compensar el costo adicional del subenfriador, sobre todo para aplicaciones de muy baja temperatura.
  17. 17. E l subenf riador de líquido puede situars e en serie o en paralel o con el conde nsador enfria do por agua. Cuand o se sitúa en serie con el conde nsador , el agua de enfriamiento pasa primero por eí subenfriador y luego por el condensador, con lo cual el agua más fría entra en contacto con el líquido que se subenfría (fig. 2.17). Puesto que el agua de enfriamiento se calienta por el calor absorbido en el subenfriador llega al condensador a una temperatura más alta y la temperatura de condensación del ciclo se eleva. Por lo tanto, el aumento de la eficiencia debida al subenfriamiento, queda hasta cierto punto desvirtuado por el incremento de la temperatura de condensación. Cuando el subenfriador se sitúa en paralelo con el condensador (fig. 2.38), la temperatura del agua que llega a! condensador no se ve afectada por el subenfriador. Dependiendo de cada caso en particular, el rendimiento de un ciclo que emplee un cambiador de calor puede ser mayor, menor o igual que el de un ciclo saturado que opere entre los mismos límites de presión. En cualquier caso, la diferencia es muy pequeña y resulta evidente que las ventajas provenientes del subenfriamienío del líquido en el cambiador de calor se ven compensadas por las desventajas del recalentamiento del vapor. Teóricamente entonces, no puede justificarse el uso de un cambiador de calor sobre la base de un aumento de la capacidad y eficiencia del sistema (fig. 2.20).
  18. 18. E n un cicl o rea l, el vap or de asp ira ció n sie mp re est ará rec ale nta do ant es de qu e co mi enc e la co mp resi ón deb ido a que nada puede hacerse para prevenirlo. Lo anteriormente citado es cierto aunque no haya recalentamiento en el evaporador o en la tubería de aspiración y el vapor llegue a la entrada del compresor a la temperatura de vaporización. En efecto, a medida que el vapor frío entra en el compresor, éste se recalienta absorbiendo calor de las paredes calientes del cilindro. Puesto que el recaien- tamienío en ei compresor ocurrirá antes de que comience el proceso de compresión, el efecto del recalentamiento sobre la eficiencia del ciclo será aproximadamente el mismo que si el re calentamiento ocurriese en la tubería de aspiración, sin producir enfriamiento útil. Así, pues, ya que es inevitable el recalentamiento del vapor en un ciclo real, independientemente de que se emplee o no un cambiador de calor, merece la pena cualquier método práctico que se utilice para aprovechar el enfriamiento del líquido que se obtiene en el recalentamiento del vapor. Por lo tanto, el valor de un cambiador de calor se justifica debido al hecho de que es una forma de recalentar el vapor, aprovechando el enfriamiento del líquido. Por este motivo, el efecto de un cambiador de calor en la eficiencia de un ciclo debe evaluarse solamente comparando el que utiliza un cambiador con uno en el que el vapor se recaliente sin aprovechar el enfriamiento posible del líquido. La máxima cantidad de calor intercambiado entre el líquido y el vapor en el cambiador de calor, depende de las temperaturas iniciales de ambos fluidos, así como jel tiempo de contacto de los mismos. Mientras mayor sea la diferencia de temperaturas, mayor será el calor intercambiado para un determinado tiempo de contacto. Debido a que el calor específico del vapor es menor que el del líquido, el aumento en la temperatura de! vapor siempre será mayor que la disminución de la temperatura del líquido. 7. PÉRDIDAS DE PRESIÓN El refrigerante experimenta una pérdida de carga por fricción, durante su circulación por las tuberías, evaporador, condensador, recipiente de liquido y a través de las válvulas y demás accidentes del circuito frigorífico. Como resultado de la caída de presión en el evaporador. el vapor sale de él a una presión y temperatura de saturación menor y con un volumen especifico mayor que el que tendría de no existir per-
  19. 19. didas de carga. Debido a esto, el caudal volumé trico movido por el compr esor aumen ta, y la potenc ia requer ida por capaci dad frigoríf ica unitari a es tambié n mayor, ya que el vapor debe ser comprimido salvando un incremento de presión superior. La caída de presión tanto en el evaporador como en la tubería de aspiración, debe mantenerse dentro de un valor mínimo con objeto de obtener la mayor eficiencia posible del ciclo frigorífico. Esto se aplica también a los cambiadores de calor o a cualquier otro dispositivo auxiliar que se utilice en la tubería de aspiración. Normalmente, la caída de presión en un evaporador bien diseñado es de 0,14 a 0,21 Kg/cm2 . Idealmente, la tubería del tramo de aspiración debe ser diseñada de manera que la caída de presión no acuse una disminución mayor de 1°C en la temperatura de saturación. Señalar que, el vapor es comprimido en el compresor hasta una presión considerablemente mayor que la presión de condensación. Esto es necesario para forzar la salida del vapor, a tra es de las válvulas de descarga, contra la presión de condensación y contra la presión ocasionada por la acción de los resortes en las válvulas de descarga. Cualquier caída de presión que ocurra en el lado de la descarga descompresor tendrá el efecto de aumentar la presión de descarga, aumentando así el trabajo y la potencia del compresor. En el tramo de tubería entre el recipiente de líquido y la válvula de expansión, existen también pérdidas de carga. Estas pérdidas de carga deben ser inferiores a 0,35 Kg/cm2 . En la figura 2.21 se muestra el diagrama P-h de un ciclo de refrigeración típico en el cual se indican los efectos de la caída de presión, subenfriamiento y recalentamiento, en comparación con el diagrama P-h del ciclo saturado simple. Figura 2.21 - Diagí ama presión-entalpia de un ciclo real de refrigeración, indicando lo
  20. 20. 1. COMPR ESORE S E n una instala ción frigoríf ica se da el nombr e de compr esor a la máquina que sirve para producir en el evaporador una presión suficientemente baja para que se vaporice el fluido refrigerante a la temperatura deseada y en el condensador una presión suficientemente aíta para que el fluido condense a la temperatura de las fuentes naturales (aire, agua). La idea clásica de un compresor es la de la máquina constituida por un cilindro cerrado en cuyo interior desliza un pistón el cual es accionado por un motor que se desplaza merced al mecanismo biela-manivela. Pero en la evolución de la tecnología de producción de frío han ido apareciendo otros sistemas de compresión, que en su constitución mecánica en nada se asemejan a esta idea, llegando a no tomar presencia física el elemento compresor, consiguiéndose la reducción volumétrica de los vapores gracias a la fuerza centrífuga. Actualmente, los equipos frigoríficos que desarrollan la compresión del vapor, los compresores, han de responder a las exigencias esenciales siguientes: - Bajo consumo energético. - Dimensiones reducidas. - Gran ñabilidad y durabilidad. - Nivel adecuado de seguridad. - Emisiones débiles de ruidos. - Posibilidad de fabricación en serie. - Costes de fabricación y mantenimiento poco elevados. 2. TIPOS DE COMPRESORES Es difícil establecer una clasificación completa y a la vez didáctica, pero quizás la mejor y la más racional es aquélla que agrupa a los compresores en razón de su principio de funcionamiento, la cual permite distinguir entre (1) compresores de desplazamiento positivo, o volumétricos y (2) de desplazamiento cinético, o dinámicos. En el primer grupo se encuentran: a)Compresores alternativos: -Ordinarios: verticales, horizontales y radiales. -Especiales: de pistón seco, de laberinto, electromagnéticos. b)Compresores rotativos: -De paletas. -De excéntrica. c) Otros tipos:
  21. 21. -D e t o m i l l o . -D e m e m b r a n a . E n e l s e g u n d o g r upo se hallan: a) Compresores dinámicos: -Centrífugos. -Axiales. Los compresores alternativos, los rotativos, los de tomillo y los de membrana comprenden los llamados compresores de desplazamiento positivo. El fluido refrigerante sufre una verdadera compresión mecánica, pues la reducción volumétrica se realiza por medio de un elemento que comprime. La compresión centrífuga se realiza gracias a la acción de la fuerza centrífuga ejercida sobre los vapores atrapados durante la rotación de un rodete a gran velocidad. No poseen elemento compresor. Independientemente de esta clasificación, todos ios compresores, tanto del grupo 1 como del grupo 2. pueden ser a su vez abiertos, sem i herméticos o herméticos. Un compresor de tipo abierto es aquél en el que el compresor y el motor de accionamiento están claramente diferenciados en dos carcasas distintas. Se denominan herméticos cuando ambos se encuentran englobados en una carcasa herméticamente cerrada: en este tipo se evitan las posibles fugas de fluido frigorígeno, por lo que están indicados para trabajar con los fluorcarbonados y se utilizan en los frigoríficos domésticos. Estos compresores llevan el conjunto motor-compresor y los demás órganos, montados en una campana herméticamente cerrada. Sólo las tuberías de aspiración y de descarga atraviesan la pared. La tubería de descarga va al condensador y la de aspiración desemboca en el interior de la campana. El motor está pues, bañado por el vapor seco del refrigerante empleado y por una niebla de aceite. Sus bobinados deben por tanto, estar preparados para resistir este doble ambiente. El engrase se realiza por medio de una pequeña bomba auxiliar de paletas o de pistón que toma el aceite del fondo y lo envía a presión y. a la vez. sobre las partes móviles del compresor y la cúpula de la campana. Con el fin de facilitar la evacuación del calor, a veces, se provee a la campana de aletas de enfriamiento.
  22. 22. L a aspira ción y descar ga de los gases se realiza con silenci adores , £ara conseg uir un funcio na- miento sin ruido. Con este mismo fin, normal mente todo el conjun to motor- compr esor va monta do o suspen dido de la campana por medio de unos muelles que eliminan las vibraciones. El motor es del tipo de inducción. Con el fin de facilitar ei arranque se intercala, a veces, entre la aspiración y la compresión, una válvula de descarga. Las ventajas de las unidades herméticas son la supresión del cierre del cigüeñal y el funcionamiento silencioso. Los de grupos semiherméticos serán aquéllos en los que el motor y el compresor se encuentran en una sola carcasa accesible desde el exterior. Las juntas, que son la única diferencia con los grupos domésticos herméticos, están calculadas y fabricadas de manera que reduzcan prácticamente a cero las fugas. Las ventajas de este grupo son análogas a las de los grupos herméticos: supresión del cierre del cigüeñal y del sistema de transmisión, silenciosos y de alto rendimiento. Actualmente se tiende a utilizar compresores sin cierre de cigüeñal. La mayor parte de los constructores intentan cada vez conseguir compresores semiherméticos para mayores potencias. 3. DESCRIPCIÓN Y PRINCIPIO DE FUNCIONAMIENTO Los compresores de desplazamiento positivo realizan una verdadera compresión mecánica, produciendo una reducción volumétrica por el desplazamiento alternativo, rotativo o helicoidal de un elemento compresor móvil en el interior de un espacio cerrado fijo. En los compresores alternativos, el elemento compresor, émbolo o pistón se mueve alternativamente, accionado por un sistema biela-manivela. dentro de un cilindro que contiene los vapores de refrigerante. 3.1. Compresores alternativos ordinarios Se clasifican en distintas categorías dependiendo de: 1. Según el número de caras activas del émbolo se encuentran: ( í) de simple efecto, donde una sola cara del émbolo es activa; (2) de doble efecto, con dos caras activas del émbolo, con dos compresiones por vuelta. Este último tipo es poco utilizado en la actualidad. 2. Según la dirección de movimiento del émbolo se tienen: (1) compresores horizontales, (2) ver
  23. 23. t i c a l e s y ( 3 ) r a d i a l e s . E n l o s c o m p r e s o res verticales como su nombre indica los cilindros esta rán colocados verticalrnente, mientras que en los radiales su posición será inclinada pudiendo encontrarse disposiciones en V (con dos o múltiplos de 2 cilindros), en W (tres cilindros o múl tiplos de 3), en VV (cuatro cilindros o múltiplos de 4). 3. Según el movimiento del fluido en el cilindro, en su expulsión, aparecen: (1) los compresores de tipo continuo, donde ei vapor tiene el-mismo sentido que el fluido comprimido: y (2) com presores de tipo alterno, en el que los sentidos son opuestos en las dos caras. 4. Según la eslanqueidad: (1) compresores de cárter abierto y (2) compresores de cárter cerrado. En los compresores de cárter cerrado e! sistema biela-manivela está aislado del exterior, en el de cárter abierto no. 5. Según los saltos de compresi-ón;-(l-) de compresión simple y (2) de compresión múltiple. Los compresores alternativos pueden trabajar a compresión simple, cuando sólo realizan un esca- lonamiento o a compresión múltiple, cuando realizan más de uno. Los radiales pueden adap tarse de modo que en ellos se realice una compresión múltiple, mediante un sencillo juego de válvulas. 6. Según el ámbito de aplicación y la potencia frigorífica: O) domésticos, de menos de 500 Kcal/h de capacidad frigorífica, (2) comerciales, entre 500 y 15.000 Kcal/h y (3)
  24. 24. i n d u s t r i a l e s , d e m á s d e 1 5 . 0 0 0 K c a l / h . Como es lógico, muchas de estas características se solapan en un compresor, por ejemplo se puede encontrar un compresor de simple efecto, radial y de cárter cerrado. Por otra parte, los compresores domésticos son siempre herméticos. Estos compresores, exteriormente se presentan como una envolvente de acero constituida por dos partes, soldadas eléctricamente una a la otra, cuya forma se asemeja a un cilindro o a una esfera. Los compresores alternativos son los más corrientemente utilizados. Ejemplos de este tipo de compresores se indican las figuras 4.1, 4.2, 4.3, 4.4 y 4.5.
  25. 25. 3.1.1. Funcio namie nto de un compresor alternativo A) Descenso del pistón. Se considera el pistón en el punto más alto de su carrera, cuando acaba de descargar el gas en la cámara de descarga. La cabeza del pistón no toca exactamente en el fondo del cilindro pues hay que tener en cuenta las dilataciones que pueden producirse, las holguras inevitables, etc. Por tanto, en punto más alto la cabeza de! pistón dista un espacio "e" del fondo del cilindro. Este espacio se denomina "espacio perjudicial" o "espacio muerto". En él quedan encerrados los gases a la presión de descarga. Cuandoelpistón desciende, las dos válvulas están cerradasy el gas va ocupando mayor volumen, ya que va disminuyendo la presión. Esto sucede hasta que la presión en la parte superior del cilindro llega a ser ligeramente inferióa la presión de la cámara de aspiración. En ese momento se abre ía válvula de aspiración y el gas entra en el cilindro, pero ya éste ha recorrido un espacio Lb- Tanto el espacio perjudicial "e" y como la parte
  26. 26. L a presión en la parte superio r del cilindr o debe ser ligera mente inferio r a la de la cámar a de aspirac ión para que el gas entre, siendo esto debido a la inercia de las válvulas. Por tanto, sólo es útil la parte La de la carrera. Ejemplo: Calcular Lb, es decir el punto de apertura de la válvula sin tener en cuenta la inercia de la misma, siendoelespacioperjudicialde un compresor que tiene una carrera L de 68 mm, de 0,6 mm. La presión de descarga es de 7,00 bares; la presión de aspiración es de 2,00 bares. Solución: Como ia sección del cilindro es siempre la misma, los volúmenes son siempre proporcionales a las longitudes. En los cálculos sólo se utilizan presiones absolutas: Presión absoluta de descarga: 7,00 + 1,02 = 8,02 bares. Presión absoluta de aspiración: 2,00 + 1,02 = 3,02 bares. Según la ley de Boyle-Mariotte: lo que expresado en porcentaje de la carrera L significa un 1,4%. B) Subida del pistón. En el punto más bajo, elcilindro está pues lleno de gas a la presión de aspiración. Al iniciar la subida, la válvula de aspiraciónse cierra. El pistón comprime el gas hasta que su presión llega a ser ligeramente superior a la presiónde la cámarade descarga. Se abre en ese momento la válvula de descarga y los gases pasan a la cámara de descarga y de ésta al condensador. Por las mismas razones que cuando descendía el pistón, la inercia de la válvula de descarga y la presión ejercidapor su resorteretardan un poco el momentode la apertura. La Y como los volúmenes son proporcionales a las longitudes:
  27. 27. posició n del punto de apertu ra de la válvula de descar ga, se calcula aproxi mada mente igual que en el caso anterio r. Ej emplo: Si las presion es de descar ga y aspirac ión son las misma s que en el ejempl o anterio r, calcula r el momento de la apertura de la válvula de descarga, sin tener en cuenta la inercia de la misma. Solución: Si se denomina: La = Carreradelpistón antes de abrirse la válvula de descarga. L(, = Carrera del pistón con la válvula ya abierta. e - Espacio perjudicial. Como los volúmenes son proporcionales a las longitudes, aplicando la ley de Boyle- Mariotte se obtiene: por tanto, 3.2. Compresores alternativos especiales 3.2.1. Compresores de pistón seco con laberinto o con segmentos de plástico Este tipo de compresornació a raíz de las necesidades que tenían algunas industrias (químicas, farmacéuticas, etc.) de conseguirgases a presión completamente puros, es decir desprovistos de restos de lubricantes o de partículas de materiales arrancadas por frotamiento de los segmentos contra el cilindro, o por las anillas de cierre del cigüeñal.
  28. 28. S e pensó entonc es en la constr ucción de compr esores que no necesit arán lubrica ción alguna entre ei pistón y el cilindr o y en los que ademá s estos eleme ntos estuvi esen separa dos compl etame nte del cárter. Aparece así en 1935 el primer compresor de pistón seco, destinado a comprimir aire atmosférico. Este compresor, con el fin de conseguir un buen ajuste entre pistón y cilindro lleva lo que se ha denominado "pistón de laberinto" es decir, unas ranuras en la parte periférica del pistón, de tamaño muy pequeño y comunicadas unas con las otras en distintos puntos, de modo que al gas le sea sumamente difícil escapar, ya que para ello ha de recorrer una serie de círculos en los que progresivamente irá perdiendo velocidad y presión. Tras estos primeros usos los compresores de pistón seco pasaron al campo de la refrigeración, empleándose con refrigerantes tales como R-22, R-13, etano, propano, etileno, amoniaco, etc. (fig. 4.7). Posteriormente en el compresor de segmentos especiales se sustituyen los segmentos metálicos, por otros de tetrafluoretileno o teflón, producto que se caracteriza por su excepcional resistencia química, sus propiedades autolubricantes y
  29. 29. por un mínim o coefici ente de rozami ento. Se suelen adicio nar eleme ntos especi ales que aumen ten su resiste ncia mecán ica. E ste tipo de compr esor es muy utiliza do en la indust ria alimen taria y en la química. Actualmente la mayoría de le5 compresores de pistón seco se construyen con segmentos de este material plástico. 3.2.2. Compresores electromagnéticos Este tipo de compresores se utiliza generalmente para frigoríficos domésticos. Su velocidad de funcionamiento es igual a ia frecuencia de la corriente alterna. Los compresores electromagnéticos constan de tres componentes principales, fijados sobre un soporte en fundición y suspendidos en una caja estanca de acero (fig. 4.8): 1. Un motor síncrono constituido por un circuito magnético laminar, que lleva dos bobinados unidos a los bordes de la red de alimentación y un imán. 2. Un sistema oscilatorio mecánico constituido por una lámina resorte que lleva, encajado dentro
  30. 30. d e u n a a l e a c i ó n l i g e r a , e l i m á n , q u e p u ede por tanto desplazarse según un movimiento pendular. 3. Un componente aspirador-compresor que consta esencialmente de un cilindro fijo, un pistón llevado por el imán móvil y que permite efectuar la aspiración, y una válvula de descarga. Al conectar los bornes del compresor a la corriente alterna, se induce un flujo magnético en el núcleo del circuito magnético. Este flujo magnético cambia continuamente de sentido, con la corriente alterna y varía entre dos valores aproximadamente iguales y de signo contrario. Las variaciones de flujo tienen como consecuencia la aparición de polaridades alternativamente norte y sur en las extremidades del imán, y por consiguiente la aparición de una fuerza alternativa, según su línea de desplazamiento. El imán móvil se pone así en movimiento, arrastrando el pistón, que puede entonces realizar su trabajo de compresión en el cilindro fijo, comprimiendo ei fluido refrigerante aspirado directamente de la carcasa. 3.3. Compresores rotativos En los compresores rotativos del elemento compresor se transmite directamente por el árbol de transmisión del motor, sin que medie ningún otro mecanismo. El elemento compresor que puede ser de émbolo o de paletas, realiza la reducción volumétrica comprimiendo los vapores de refrigerante en el espacio comprendido entre el cilindro estator y el elemento mecánico que lo complete, según el tipo de compresor. Estos compresores presentan un movimiento continuo, lo que permite hacerlos girar a velocidades mayores que los compresores alternativos. Se pueden utilizar tanto con todos los refrigerantes del tipo fluorcarbonados como con amoniaco. Sin embargo, los mejores resultados se han obtenido con fluidos
  31. 31. cuya tempe ratura de ebullic ión, a presió n atmosf érica, es relativ ament e elevad a (-5°C a +15°C) . E stos compr esores se fabrica n en todas las potenc ias y puede n conseg uir un vacío muy grande dado que su espacio perjudicial es prácticamente despreciable. El engrase tiene en estos compresores una gran importancia y se realiza a presión. Tienen el inconveniente de que, al no llevar juntas, la estanqueidad entre la alta y baja presión, debe conseguirse a base de gran precisión en la fabricación. Por esta razón su campo de aplicación es el de la media presión, utilizándose frecuentemente como compresor de primera etapa. Existen dos tipos fundamentales de compresoresrotativos: - Compresores de paletas. - Compresores de excéntrica. 3-i .. y- 3.3.1. Compresores de paletas Los compresores de paletas están constituidos por un rotor ranurado con varias paletas que se instalan a distanciasiguales, introducidodentro de un cilindro de tal forma que en todo momento mantenga una generatriz común con éste (fig. 4.9). Las paletasdeslizan en susalojamientos y estánconstantementeapoyadas en elcilindro por medio de resortes, y en determinados momentos gracias a la fuerza centrífuga desarrollada en la rotación.
  32. 32. E l refrige rante proced ente del evapor ador pasa a través del orificio de aspirac ión o de succión , llenand o el espacio compr endido entre el cilindro , el rotor y las dos paletas contigu as. Este volume n de refrige rante se va reduciendo al girar el rotor, comprimiéndose hastallegar al punto de tangencia del rotor con el cilindro, descargándose entonces elgas comprimido porelorificio de descarga hacia el condensador. Este tipo de compresores rotativos, requiere el uso de válvulas de control en la línea de aspiración o de descarga, para evitar que el refrigerante de descarga regrese a través del compresor y de la tubería de aspiración al evaporador cuando el compresor está parado. 3.3.2. Compresores de excéntrica Constan de un rodillo cilindrico de acero que gira sobre un eje excéntrico, montado éste concéntricamente con un cilindro. Debido al eje excéntrico el rodillo cilindrico, toca sólo a! cilindro a lo largo de una generatriz (fig. 4.10).
  33. 33. A l girar el eje, el rodil lo se desli za alre ded or de la pare d del cilindro, en la dirección del sentido de giro del eje. manteniendo siempre contacto con la pared del cilindro. Una paleta, montada en una ranura en la pared del cilindro, está siempre en contacto con el rodillo obligada por un resorte. La paleta se mueve hacia dentro o hacia fuera en su ranura de alojamiento, según va girando el rodillo. Esta paleta establece la separación entre la aspiración y la descarga. Cuando el rodillo está tangente al cilindro en el lugar de la paleta, todo el espacio comprendido entre el rodillo y el cilindro se llena de gas procedente del evaporación Este espacio va disminuyendo de volumen a medida que el rodillo gira y la descarga se efectúa cuando el rodillo está tangente al cilindro sobre el orificio de descarga. En la descarga existe una válvula de tipo de lengüeta que evita que el gas comprimido regrese a la cámara del cilindro. Hay que resaltar que en este tipo de compresor la aspiración se hace de una manera continua. 3.4. Otros tipos de compresores de desplazamiento positivo 3.4.1. Compresores de tornillo Estos compresores también llamados compresores helicoidales, se utilizan igual que los compresores centrífugos, para la obtención de potencias frigoríficas muy elevadas. No emplean válvulas de aspiración ni de descarga y la compresión del refrigerante evaporado se obtiene en el espacio resultante entre los engranajes helicoidales de igual diámetro exterior, montados dentro de un cárter de fundición de alta resistencia. El compresor de tomillo, compuesto de dos engranajes helicoidales, uno macho, de perfil semicircular, con cuatro lóbulos y el otro, hembra, con seis huecos de igual perfil, realiza la compresión de los vapores refrigerantes por la reducción volumétrica que se consigue en el espacio cerrado entre el cárter y los huecos entre engranajes (fie. 4.11). En esta compresión el fluido es arrastrado tanto radial como axialmente.
  34. 34. E stos compr esores deben de ir provist os de separa dores de aceite eficac es, ya que el enfria mient o de la máqui na se realiza por inyecc ión de aceite en las diversas partes de la misma, el cual, naturalmente se mezcla con el refrigerante aspirado. Utilizan los refrigerantes fluorcarbonados, aunque también se emplean con amoniaco. El compresor de tornillo combina ¡as ventajas de los compresores de desplazamiento positivo con las de los compresores centrífugos. 3.4.2. Compresores de membrana i Este compresor, no tiene cierre de cigüeñal pues el fluido refrigerante no penetra en el cárter, ni en el cilindro. El funcionamiento es el siguiente: Un pistón descarga y aspira aceite bajo una membrana pistón deformable sujeta entre dos tapas. Esta membrana se apoya alternativamente en la tapa superior y en la inferior, descargando y aspirando así el gas cada vez (Hg. 4.12).
  35. 35. U na bomba auxilia r movid a por el cigüeñ al envía aceite sobre el pistón y un limitador de presión regulable, deja volver al cárter el aceite sobrante. Este compresor se utiliza para pequeñas y medianas potencias. Tiene la ventaja de suprimir la preocupación del retorno de aceite, ya que éste no se mezcla con el fluido y de suprimir el cierre del cigüeñal, pero presenta el inconveniente de las posibles roturas de la membrana. 3.5. Compresores centrífugos Los compresores centrífugos o turbo-compresores no poseen un elemento mecánico que realice la compresión de los vapores aspirados, sino que la compresión se debe a la fuerza centrífuga ejercida por la rotación a alta velocidad de los rodetes. Dichos compresores consisten fundamentalmente en una serie de rodetes, montados sobre un eje de acero y encerrados en una cubierta de hierro fundido (fig. 4.13). El número de rodetes empleados depende de la presión final a la que haya que someter al gas. Lo más corriente son compresores con dos, tres y cuatro rodetes. Los rodetes, consisten en dos discos, con varias palas o alabes montadosradialmente entre ellos. Para resistir la corrosión y la erosión, las palas del rodete se construyen de acero inoxidable, o de acero con una capa de piorno.
  36. 36. E l princip io de funcion amient o de estos compr esores es el siguien te: el gas a baja presión pro- cedent e del evapor ador se introdu ce por el centro del rotor. Al llegar al primer rodete es expuls ado radial mente hacia fuera, entre las palas de éste, por acción de la fuerza centrífuga, y es descargado desde los extremos de los alabes a la cubierta del compresor a alta velocidad, aumentando así su temperatura y su presión. Los vaporesson recogidos por difusores diseñados en la cubierta con el fin de realizar la conversión de la energía cinética en energía de presión, y conducidos al centro del segundo rodete y así sucesivamente, hasta que en el último paso son conducidos a la cámarade descarga. Desde allí van al condensador. Los alabes de pre- rotación permiten, merced a la modificación por medios neumáticos o electrónicos del ángulo de entrada delrefrigerante evaporado en el interior del rodete, obtener en cada posición de dichos alabes una potencia frigorífica distinta, desde un 10 a un 100 % de su valor nominal. El rotor de estos compresores suele estar compuesto de varios rodetes, por lo que también el estator constará de varios difusores, en los que, progresivamente, se irá aumentando la presión. Los compresorescentrífugosse pueden subdividiren dos grupos. Los de acción, que serán aquéllos en los que no se produce variación de presión en los alabes del rodete; y los de reacción, cuando el diseño de los alabes es tal (radialo curvado hacia atrás) que se produce un aumento de presión dentro del rodete. Este último es el caso más normal. Se llama grado de reacción a la relación entre la energía de presión generada en el rodete y la energía de presión total conseguida. El compresorcentrífugo es una máquina de gran simplicidad mecánica, constando solamente de elementos en rotación y estáticos lo que le da gran seguridad y duración. Debido a que giran a gran velocidad han de ser de tamaño pequeño, disminuyendo sus dimensiones, a igualdad de condiciones de funcionamiento, cuando aumenta su velocidad de rotación. En este tipo de compresores, es aconsejable utilizar refrigerantes con presiones de vapor pequeñas y gran peso específico, debido a que la energía comunicada por el rodete no sólo es función de su velocidad, para un rodete dado, sino también de la densidad del vapor del fluido refrigerante desplazado. Los rendimientos conseguidos en los compresores centrífugos son relativamente altos, 70-80 %. Los bajos rendimientos que a veces se producen son casi siempre debidos a turbulencias y fricciones del fluido refrigerante. También elcompresoraxialbasa su funcionamiento en Cürnunicar a los vapores de refrigerante una determinada energía cinética que después se transforma en energía estática o de presión. Por tanto,
  37. 37. se difere ncia del compr esor centrí fugo solam ente en el sentid o de movi mient o del fluido a compr imir, no en el modo de produ cir la presió n. 4.CARACTERÍSTICAS DE LOS DIFERENTES TIPOS DE COMPRESORES 4.1.Compresores alternativos Las potencias frigoríficas que alcanzan no son muy elevadas, superando difícilmente las 600,000 frig/h, en el campo de -40°C/-10°C. Esta potencia la alcanzan para temperaturas entre -10°C/+25°C, pero en el campo de -30°C/+25°C, sólo consiguen hasta 200.000 frig/h. Muy aptos para todo tipo de regulación de potencia. Hay que exceptuar a los compresores de pistón seco que solamente pueden regularse al 50 % de su capacidad. Hoy día la mayor parte de estos compresores, que inicialmente no sobrepasaban las 1.500 revoluciones por minuto, giran hasta las 3.000 r.p.m. 4.2.Compresores rotativos Potencia frigorífica máximade 600.000 frig/h en el campo de -40°C/-í-100 C. El más utilizado en la industria frigorífica es el de paletas, por admitir grandes potencias y comportarse bien frente a los golpes de liquido. Las velocidades de giro oscilan entre las 600 y 2.800 r.p.m., éstas últimas aconsejables únicamente en los compresores de menor capacidad. La regulación de su potencia puede llegar hasta el 50% de su capacidad. 4.3.Compresores de tornillo Están diseñados especialmente para instalaciones de gran capacidad hasta 2'106 frig/h en el campo de temperaturas de -10°C/+25°C y alcanzan 106 frig/h en régimen de -30°C/+30°C. Pueden conseguir temperaturas tan bajas como -40"C comprimiendo en una sola etapa (empleando fluorcarbona-dos como fluido refrigerante) al poder admitir una gran razón de compresión, si bien en este caso se produce una disminución del rendimiento volumétrico. Se puede controlar su capacidad desde el 100 % al 10 %. Giran a velocidades comprendidas entre las 3.000 y las 30.000 r.p.m. 4.4.Compresores centrífugos Pueden alcanzar potencias frigoríficas de hasta 24-106 frig/h, en un campo de temperaturas entre +1T/+35 °C. Están capacitados para alcanzar temperaturas de -
  38. 38. 45°C, produc iendo 2,5 '106 frig/h. Se puede obtene r una regula ción de su capaci dad entre el 100 y el 10 %. L a v el o ci d a d d e gi ro p u e d e v ar iar entre las 3.000 y las 25.000 r.p.m, 5.CICLO DE COMPRESIÓN. DIMENSIONAMIENTO Y RENDIMIENTO DE UN COM PRESOR Se realizará el siguiente estudio para los compresores alternativos exclusivamente, por ser éste el tipo de compresor más utilizado. Sin embargo, los distintos conceptos expuestos a continuación pueden ser aplicados a cualquier tipo de compresor, siempre que se tengan en cuenta las diferencias que entre ellos puedan existir. Por ejemplo, los centrífugos al trabajar sin válvulas no presentan el incon- veniente debido al espacio perjudicial. El ciclo de compresión es recorrido por el émbolo en sus movimientos ascendentes y descendentes. En el movimiento descendente realiza la reexpansión y aspiración de los vapores, y en el ascendente su compresión y descarga. Un ciclo de compresión teórico es el representado en la figura 4.14. siendo los cuatro puntos característicos los de apertura de la válvula de aspiración, B, su cierre, C, apertura de la válvula de descarga, D, y su cierre, A.
  39. 39. P ara preve nir que el pistón golpe e las válvul as, todos los compr esores altern ativos son diseña dos con un espaci o muert o o perju dicial entre la cabez a del pistón y el asient o de las válvul as que no se utiliza. Llevando en abscisas el volumen total del cilindro; OA' es el volumen correspondiente al espacio perjudicial; A'B', el volumen reexpandido de los vapores que ocupaban el espacio perjudicial; y B'C', el volumen útil que se llena con los vapores aspirados. Las válvulas de los compresores empleados en la industria frigorífica abren y cierran a impulsos de magnitudes internas, diferencia de presiones, ya que esta forma de trabajo permite controlar las presiones a las que operan evaporador y condensador. El volumen desplazado por el compresor (Vt en ni3 /mm o m3 /h), será función de sus diferentes elementos mecánicos, como diámetro del cilindro (D en m), carrera del pistón (L en m), velocidad de rotación (n en r.p.m.) y número de cilindros (N). Dividendo este volumen desplazado por el volumen específico del fluido frigorígeno en las condiciones de aspiración se obtendrá el peso de fluido refrigerado. Si se conoce el efecto frigorífico por cada unidad de masa que circula por el evaporador, se puede obtener la capacidad de refrigeración teórica del compresor: siendo:
  40. 40. Qt = Capacidad de refrigeración teórica del compresor (Kcal/h). ve = Volumen específico del fluido frigorígeno en las condiciones de operación, as c i ó n ( m V K - g ) . h v e Y h i e = E n t a l p i a s d el vapor y del líquido en las condiciones de operación dei evaporador (Kcal/Kg). La capacidad refrigerante de cualquier compresor (Kcal/h) se calcular ía teóricamente como el producto del caudal másico refrigerante que trasiega por el compresor (Kg/h) por el efecto refrigerante (Kcal/Kg) del fluido frigorífico en las condiciones de operación del sistema frigorífico. Pero, la capacidad real de refrigeración de un compresor es siempre menor que la capacidad teórica calculada. Teóricamente se supone que con cada carrera del pistón el cilindro del compresor se llena completamente con vapor de la tubería de aspiración. Si estas consideraciones fueran correctas la capacidad refrigerante real debería ser igual a la teórica. En realidad ocurre que el volumen de vapor que llena el cilindro siempre es menor que el volumen barrido por el pistón debido a los efectos del espacio perjudicial y a la compresibilidad de los vapores. Además, la densidad del vapor dentro del cilindro (tras la aspiración) siempre es menor que ia densidad del vapor en la tubería de aspiración por ei calentamiento producido. Ha de existir un gradiente de presión a través de las válvulas, capaz de vencer la tensión delmuelle de la válvula, su peso y su inercia. Debidoa esto, alpaso porla válvula de aspiración, elvapor experimentauna pequeñaexpansión junto con unapérdida de presión, así tanto la presión como el volumen del gas que llena el cilindro son menores que los correspondientes a la línea de aspiración. De igual manera, para la apertura de la válvula de impulsión o descarga la presión ha de ser superior a la correspondiente a la temperatura de condensación, lo que junto con lo anterior, repercute sobre el vapor reexpandido. Esta disminución de la producción frigoríficaconduce a la definición del rendimiento volumétrico. Se define como rendimiento volumétrico teórico de un compresor el debido esencialmente a su espacio perjudicial. Por esta razón variará con la cantidad de este espacio y con las presiones de aspiración y descarga. El rendimiento volumétrico teórico se puede determinar estableciendo una relación entre el volumen real de vapor aspirado y el volumen teórico desplazado por el pistón, o bien, una relación carrera útil a carrera total.
  41. 41. S e llama relació n de compr esión a la que existe entre la presió n absolu ta de impuls ión o descar ga (P¡) y la presió n absolu ta de aspirac ión o succió n (Pa). C uando las presio nes de aspirac ión y descar ga varían se puede incrementar la eficiencia volumétrica del compresor y la capacidad frigorífica real del mismo. Existen relaciones matemáticas que permiten el cálculo del rendimiento volumétrico teórico en función de la relación de compresión y de la relación entre el volumen del espacio perjudicial y el volumen desplazado por el pistón (E). Compresores de diseño similar presentarán rendimientos aproximadamente iguales, independientemente del tamaño; sin embargo, los compresores pequeños los presentarán ligeramente más reducidos y los grandes tendrán rendimientos mayores. 6. POTENCIA DE UN COMPRESOR La potencia teórica necesaria para mover un compresor se determina multiplicando la producción frigoríficarealdel compresor por la potencia necesaria para producir cada unidad de refrigeración, para las cantidades de operación. Si se define el rendimiento volumétrico realdel compresor como: La capacidad refrigerante real del compresor: y por lo tanto, la potencia teórica del compresor será:
  42. 42. si e n d o; Nt = P o t e n ci a t e ó ri c a d el c o m p r e s or, en CV. Qr = Capacidad real de refrigeración del compresor, en Kcal/h. La existencia de ciertas pérdidas, desviaciones respecto ai ciclo de Carnet de compresión, y fricciones mecánicas, hacen que esta potencia teórica, que correspondería a un compresor con 100 % de rendimiento, sea siempre menor que la potencia real requerida. Es evidente pues que debe suministrarse una potencia mayor al compresor para absorber estas pérdidas. Las desviaciones del ciclo de compresión se han de determinar de forma experimental, empleandoun indicadorde Watt, que registra gráficamente la evolución de la presión en el cilindro, en función del movimiento delpistón. El ciclo real de compresión producido durante la prueba del compresorllevado a un diagramapresión-volumen, recibe el nombre de diagrama indicado. El trabajo de compresión obtenido del diagrama se llama trabajo indicado y a la potencia computada a partir de este trabajo se le denomina potencia indicada. La potencia indicada tiene en cuenta el rendimiento de compresión, es decir, las desviaciones respecto al ciclo teórico, pero no incluye el rendimiento mecánico, debido a ía fricción entre elementos en movimiento. En la figura 4.15, se representa el diagrama indicado y sus desviaciones respecto al teórico. Las áreas por encima de la presión de impulsión teórica P¡ y por debajo de la presión de aspiración Pa, representan un aumento de trabajo en el ciclo debido al estrangulamíento y efecto de válvulas.
  43. 43. L as otras desvi acion es respe cto a la comp resió n y expa nsión adiab áticas , indic an que estas evo- lucion es siguen en realidad líneas politrópicas con cesión de calor entre el cilindro y los vapores de fluido frigorígeno. Del análisis del diagrama indicado se observa que los factores que influyen sobre el rendimiento indicado son prácticamente los mismos que afectan al rendimiento volumétrico total: efectos de estrangul amiento, intercambio de calor entre el vapor y el cilindro, fricción en el fluido debido a las turbulencias y a no ser un fluido perfecto. De hecho para cualquier compresor, los rendimientos volumétricos e indicados también denominado de compresión son prácticamente iguales y variarán en la misma proporción con la relación de compresión. Cuando en las pérdidas de potencia se incluyen las mecánicas debidas a la transmisión del motor y compresor, se obtiene la potencia total que debe ser suministrada al árbol de transmisión, la cual recibe el nombre de potencia al freno. Dicha potencia se puede calcular a partir de la potencia teórica dividendo por un factor de rendimiento total, el cual consta de los componentes: rendimiento indicado (TI¡) y rendimiento mecánico (rjm). Con gran exactitud, se puede calcular la potencia al freno dividiendo la potencia teórica por el rendimiento volumétrico real y añadiéndole el 10 % como complemento de las pérdidas mecánicas. siendo: G - Caudal másico real de fluido refrigerante que circula en la unidad de tiempo por ei compresor (Kgh).
  44. 44. h ¡ y h a = E n t a l p i a d e l r e fr i g e r a n t e e n las condiciones de impulsión o de descarga, y de aspira ción, respectivamente (Kcal/Kg). rjvr = Rendimiento volumétrico real. 7.RÉGIMEN DE FUNCIONAMIENTO DE UN COMPRESOR 7.1.Funcionamiento de un compresor en régimen húmedo Las condiciones de funcionamiento de un compresor cambian constantemente debido a: (1) variaciones en la velocidad dei compresor; (2) la válvula de regulación no deja pasar siempre la misma cantidad de líquido; (3) introducción variable de mercancías en la cámara, etc., y como consecuencia de ello, resulta que el estado de los vapores a la entrada en el compresor varía también. Cuando entra en el cilindro una mezcla de vapor y líquido en forma de gotitas no evaporadas todavía, se dice que el compresor trabaja en régimen húmedo. Esto puede suceder cuando por cualquier razón la válvula de laminación deja pasar demasiado líquido. Al llegar al cilindro, donde la temperatura es más elevada las gotitas de líquido se vaporizan, pero esto sucede en perjuicio del rendiíaiento de la instalación, ya que estas gotas deberían de haberse evaporado en el evaporador produciendo un efecto frigorífico útil. En la fase de compresión, el calor de compresión es el encargado de acabar de evaporar las gotitas de líquido que puedan quedar en el cilindro. Con este régimen, la tubería de aspiración está escarchada si la temperatura de evaporación es inferior a 0°C y la escarcha cubre también una parte del cuerpo del compresor, alrededor de la entrada. La tubería de descarga está relativamente fría. 7.2. Funcionamiento del compresor en régimen seco o régimen recalentado Por el contrario si la última gota de líquido se ha evaporado en el evaporador, antes de llegar al compresor, los vapores que entran en el compresor son vapores saturados secos o recalentados y se dice que el compresor trabaja en régimen seco o recalentado respectivamente. La tubería de aspiración estará fría y húmeda o incluso escarchada si la temperatura del vapor recalentado es todavía inferior a 0°C. La tubería de descarga estará caliente. El funcionamiento en régimen recalentado es el más empleado pues supone un aumento del rendimiento de! 10 al 12% sobre el régimen húmedo y además evita el peligro de "golpes de líquido" en el compresor.
  45. 45. S i bien es interes ante trabaj ar en régime n recale ntado, este recale ntami ento no debe ser excesi vo. Lo ideal sería.q ue entras en en el cilindr o única mente vapore s en el estado exacto de vapor satura do seco, pero dadas las inevitables irregularidades de caudal en la válvula de regulación, es necesario trabajar con un recalentamiento de algunos grados. 8.INFLUENCIA DE LAS TEMPERATURAS DE EVAPORACIÓN Y CONDENSACIÓN SOBRE LA PRODUCCIÓN FRIGORÍFICA Y LA POTENCIA DEL COMPRESOR La temperatura de vaporización es el factor más importante de los que influyen sobre la producción frigorífica. Influye directamente sobre el efecto refrigerante por unidad de peso que circula y sobre el peso circulado, en cuanto afecta a la densidad del vapor aspirado por eí compresor. Un aumento de la temperatura de vaporización supone un aumento de presión tanto en eí evaporador como en la línea de aspiración, aumentando por tanto, la densidad del vapor aspirado. También se incrementa eí efecto refrigerante. El producto de estos dos factores determinará un aumento de la producción frigorífica teórica. El efecto sobre la producción frigorífica real es todavía mayor, pues permaneciendo la temperatura de condensación constante, un aumento de la temperatura de vaporización hace disminuir la'relación de compresión, aumentando el rendimiento volumétrico real. En lo que se refiere a la potencia necesaria para mover e! compresor, se sabe que es función del trabajo de compresión realizado por unidad de peso de vapor comprimido y del peso comprimido por unidad de tiempo, Un aumento de la temperatura de evaporación hace disminuir la relación de compresión y probablemente el trabajo de compresión. Sin embargo aumenta la densidad de los vapores aspirados, por lo que el peso de vapor comprimido por unidad de tiempo aumenta.
  46. 46. D e forma genera l, un increm ento en la tempe ratura de vapori zación aumen ta las necesi dades de potenc ia del compr esor, pues la dismin ución de trabaj o está deseq uilibra da por el aumen to de peso compri mido. Este incremento de potencia es relativamente pequeño comparado con el beneficio en la producción frigorífica. La temperatura de condensación no influye sobre el peso teórico de fluido refrigerante desplazado por el compresor, pero sí influye sobre el efecto frigorífico producido por unidad de peso de fluido que circula. Para una temperatura de vaporización constante, todo aumento en la temperatura de condensación hace aumentar la relación de compresión, disminuyendo, por tanto, él rendimiento volumétrico real y, consecuentemente el volumen real de vapor desplazado. Este aumento" de temperatura repercute sobre la descarga isoentrópica. aumentándola, lo que influye en el recalentamiento de los vapores aspirados por el compresor. Su efecto sobre el rendimiento y el efecto frigorífico hace disminuir la producción frigorífica. Altas temperaturas de descarga tienen efectos mecánicos, favoreciendo la acción de los ácidos por descomposición de los aceites y causando la carbonización de éstos, acumulándose en el pistón y cilindro. Las disminuciones de rendimiento y producción frigorífica debidas al aumento de la temperatura de condensación son más importantes cuanto menor sea la temperatura que reina en el evaporador. La potencia necesaria para mover el compresor vendrá afectada en cuanto la temperatura de condensación influye sobre el trabajo de compresión, pero no está afectada por el peso de fluido refrigerante circulado, que permanece constante. Al aumentar la temperatura de condensación, aumenta el trabajo de compresión y se incrementa la potencia necesaria. 9. REGULACIÓN DE POTENCIA EN COMPRESORES ALTERNATIVOS Un compresor se calcula y diseña para una producción frigorífica máxima en eí momento de mayores necesidades frigoríficas, regulándose después su potencia al nivel necesario en cada momento de forma que la llegada de líquido al evaporador sea tal que éste trabaje a plena capacidad de absorción de calor. Esta regulación se realiza de una formamecánica, actuandosobre los elementos del compresor responsables de su producción frigorífica, siendo los más utilizados: 1. Acción sobre la velocidad de rotación del compresor, lo que se puede conseguir escalonando motores con distintas velocidades, o bien con variadores de velocidad mecánicos o eléctricos.
  47. 47. 2. E n l o s c o m p r e s o r e s m u l t i c i l í n d r i c o s , v a riando el número de cilindros que están en funciona miento. Esto se consigue de forma automática dejando abiertas las correspondientes válvulas de aspiración. 3. Actuando sobre el rendimiento volumétrico, con el inconveniente de ser un método caro y difícil de automatizar. 4. Mediante el empleo de un by-pass entre la aspiración y la impulsión. Este método es el más empleado hoy día, aunque termodinámicamente sean preferibles los que actúan sobre la velocidad y el número de cilindros. 5. Conectando el cilindro del compresor con el colector de aspiración y sin actuación directa sobre las válvulas. De esta forma lo aspirado será nuevamente impulsado a la aspiración. 1. EVAPORADOR. DEFINICIÓN Y FUNCIÓN Cualquier equipo de transferencia de calor (cambiador de calor), en el cual se vaporiza un refri- j gerante con el propósito de eliminar calor de un material o de un recinto a refrigerar recibe el nombre de evaporador. El evaporador es el elemento productor de frío de la instalación frigorífica. Otra definición de evaporador es cualquier cambiador de calor en el que un fluido refrigerante se evapora a baja temperatura y por tanto a baja presión, aunque usualmente superior a la atmosférica, con el objeto de evitar la entrada de gases y/o vapor de agua en el circuito de baja presión. El evaporador de la instalación frigorífica está ubicado entre la válvula de expansión y la tubería de aspiración del compresor. Su misión es la de absorber calor del recinto a refrigerar y transmitir ese calor al fluido refrigerante, lo que se consigue de la forma siguiente: el fluido proveniente de la válvula de expansión entra al evaporador a la temperatura de ebullición correspondiente a la presión existente en
  48. 48. el mismo , y lo hace como vapor satura do muy húme do (con un título de vapor muy bajo); debid o a su baja tempe ratura , absor be calor a través de las pared es del evapo rador, por lo que se eva- pora la fracción líquida y aumenta el título del vapor hasta el valor x = 1 (vapor saturado seco) en el momento de salida del evaporador. Siendo un cambiador de calor, su diseño y/o cálculo presenta sin embargo, una problemática asociada que le es propia y que se puede resumir en: 1. Dificultades de elección del tipo adecuado para cada instalación en particular. 2. Determinación de su emplazamiento en las instalaciones. 3. Variación temporal del coeficiente de transmisión de calor como consecuencia de la forma ción de hielo, sobre los tubos. 4. Disminución de rendimiento debido a la presencia en su interior de aceite procedente del com presor. Después del compresor, el evaporador es el principal componente de la planta de refrigeración. En efecto, incluso se podría decir, que el evaporador es el más importante porque es el que transmite "el frío" directamente a! material que se quiere enfriar. Es el componente que determina finalmente el éxito del proceso. Dentro de los evaporadores es necesario prestar especial atención a los enfriadores de aire dado que este tipo es el más empleado. Originariamente, estos enfriadores consistían en una superficie de intercambio de calor formada por una serie de tubos de acero, a través de los cuales circulaba el refrigerante. En su uso más primitivo, dichos tubos se situaban en una o dos filas ubicadas en el techo y/o paredes del recinto a enfriar. Se les denominaba evaporadores de convección natural o enfriadores. En recintos a baja temperatura, presentaban problemas de formación de escarcha, estando generalmente cubiertos por una capa de hielo, la cual tenía una influencia negativa en el funcionamiento de los mismos. El consumo de energía aumentaba de forma ostensible en estos equipos. El hielo sólo podía ser eliminado si el almacén se vaciaba parcialmente con lo cual los costes se incrementaban de forma considerable. Dado que los valores del coeficiente global de transferencia de calor, U, eran bajos, entre 10 y 15 w/m2 K, se necesitaban grandes superficies de intercambio. Gracias a la convección natura! era posible sin embargo, establecer una importante diferencia de temperaturas entre los tubos y el aire del recinto, lo cual compensaba parcialmente el bajo valor de U. Posteriormente, se construyeron cambiadores de tubos con circulación forzada de aire, simplemente ligando los tubos a un ventilador. Usando velocidadesde aire de 5 m/s,
  49. 49. los valore s de U se incre- menta ron hasta 20-^5 w/m2 K para el amoni aco, con flujo cruzad o y doble paso por los tubos. L a siguie nte modifi cación fue la instala ción de recipi entes de drenaj e y la realiz ación de un desescarche regular, usando principalmente sistemas de pulverización de agua. Los enfriadores todavía eran muy voluminosos y ocupaban mucho espacio, se situaban principalmente, fuera del recinto a enfriar y resultaban muy caros. Un avance posterior fue la construcción de los mismos de una forma más económica disponien-u<> aletas en los tubos. En efecto, se adicionó una superficie secundaria de transmisiónde calor construida a partir de láminas finas de metai unidas a la superficie primaria. A! mismo tiempo, se intentó • realizar una construcción más compacta. La caída de presión del aire aumentó y las velocidades del aire fueron reducidas al objeto de disminuir estas pérdidas y el consumo de energía de los ventiladores. Hoy día existen grandes diferencias en la construcción de evaporadores que utilizan amoniaco y ios que utilizan HFC. Los primeros son de acero galvanizado (tubosy aletas), los segundos están construidos en cobre y aluminio (tubos). Las aletas se fabrican de cobre cuando trabajan en un ambiente agresivo, y algunas veces, todo el conjunto es recubierto por una terminación epóxida. Nota: Un enfriador de aire no es siempre un evaporador, porque a veces se utiliza salmuera o agua helada como refrigerante. En estos casos, no se produce evaporación sino intercambio de calor sensible de la salmuera o del agua. 2. CARACTERÍSTICAS QUE DEBE REUNIR UN EVAPORADOR Un buen evaporador debe satisfacer un cierto número de condiciones, entre las que destacan: Operativas: -La mayor parte de la superficie del evaporador debe estar en contacto con vapor saturado húme do y, es posible, con líquido refrigerante en ebullición, mejorando así el coeficiente de trans misión de calor. -La vaporización del fluido debe hacerse preferentemente por ebullición, condición que ratifica
  50. 50. a l a a n t e ri o r . -E l v a p o r d e b e s a li r s a t u r a d o s e c o h acia el compresor. En caso negativo se colocará un separa dor de líquido. -El fluido circulará por el evaporador produciendo una pérdida de carga mínima, pero con velo cidad suficiente para originar una buena transmisión de calor. - En su seno deben separarse del fluido frigorígeno todas las impurezas, incluso el aceite de los oleosolubles. - Debe presentar estanqueidad y solidez respecto al refrigerante utilizado. Constructivas: -Su construcción debe ser sencilla, simple de ejecución y de modo de operación, siendo su pre cio bajo. -Debe ser resistente a la corrosión. Higiénicasy de mantenimiento: - Ser de fácil limpieza y, en su caso de desescarche; acceso fácil para inspección, limpieza y dis ponibilidad para purgar aceite, lo que repercutirá en un bajo coste de mantenimiento. Un evaporador que reúna estas características funcionará bien siempre que tenga una buena alimentación de fluido frigorífico. La velocidad de alimentación depende de la velocidad de vaporización del refrigerante, la cual aumenta con la carga térmica. 3. TIPOS DE EVAPORADORES Debido a las muchas y diversas aplicaciones de la refrigeración mecánica, los evaporadores se fabrican según distintos diseños. Se clasifican según los criterios: 1.Método de alimentación del líquido refrigerante. 2.Tipo de construcción. 3.Procedimiento de circulación del aire o líquido. 4.Aplicación.
  51. 51. Este tipo de evapor ador es alimen tado con una sobred osis de líquido , del que sólo una parte (20- 25 %) es vaporizado cuando el refrigerante deja los tubos. Esta parte es la que debe ser evaporada para satisfacer la carga térmica a eliminar. La otra parte de líquido refrigerante se emplea para mantener la superficie interior de los tubos húmeda, incrementando la transferencia de calor interno, sirviendo al mismo tiempo para eliminar el aceite. El nivel de líquido en el evaporador inundado se mantiene constante mediante una válvula de regulación de flujo de tipo flotador. El vapor generado en la expansión se separa del líquido en el separador de donde se extrae a través del tramo de aspiración. Es evidente que un sistema seco tendrá un menor coeficiente de transferencia de calor que un sistema inundado. El sistema seco es utilizado en la mayoría de las plantas que trabajan con los HFC, aunque el mismo tipo de evaporador se puede utilizar en las instalaciones que utilizan amoniaco. Algunos autores los denominan en lugar de enfriadores de expansión seca y de enfriadores inundados, enfriadores de vaporización completa y enfriadores de vaporización incompleta. El hablar de evaporadores secos y húmedos podría llevar a confusión con los llamados enfriadores de aire húmedos, en los cuales la transferencia de energía térmica se lleva a cabo a través de agua fría. 3.2. Clasificación de los evaporadores según el tipo de construcción Se pueden clasificar los evaporadores atendiendo al tipo de construcción empicada, teniendo en este caso: - Evaporadores de tubos lisos. - Evaporadores de placas. - Evaporadores de superficie ampliada o con aletas. Contrariamente, a la salida de un evaporador húmedo o inundado los vapores están saturador presentando una neblina de finas gotas de líquido (fig. 5.2).
  52. 52. L os evapor adores de tubos lisos y los evapor adores de placas se clasific an conjun tament e como evapor adores de superfi cie primari a, donde la superfi cie del evapor ador está más o menos en contacto con el refrigerante que se vaporiza en el interior. En el caso de los evaporadores con aletas, los tubos por los que circula el refrigerante constituyen la superficie primaria. Las aletas no están llenas de refrigerante y son, además, superficies secundarias de transferencia de calor, cuya función es la de captar calor de los alrededores y transmitirlo hasta los tubos que transportan el refrigerante. Aunque los evaporadores de superficies primarias: tubos lisos y placas dan un rendimiento satisfactorio para una gran cantidad de aplicaciones y temperaturas de trabajo, generalmente se utilizan en cámaras donde la temperatura se mantiene por debajo de 0°C y en situaciones en las que la acumulación de hielo en el equipo no puede ser eliminada rápidamente. La acumulación de hielo en la superficie primaria del evaporador no afecta a la capacidad del equipo en la misma extensión que lo hace en las aletas. Más aún, la mayoría de los evaporadores de superficie primaria, particularmente ios evaporadores de placas, pueden ser fácilmente limpiados y se pueden desescarchar manualmente por medio de un cepillado o un rascado del hielo acumulado. Esta operación puede ser realizada sin interrumpir el proceso de refrigeración y^mimetizando la calidad del producto refrigerado. 3.2.1, Evaporadores de tubos lisos Los evaporadores de tubos lisos se construyen generalmente en acero y cobre. Los tubos de acero son utilizados en grandes evaporadores y en evaporadores que utilizan amoniaco, mientras que los tubos de cobre son empleados para la manufactura de evaporadores pequeños y también para el uso del evaporador con otros refrigerantes distintos del amoniaco. Los serpentines constituidos por tubos lisos pueden tener formas diversas: planas, en zíg-zagu ovales (fig. 5.3).
  53. 53. L os evapor adores de este tipo se diseña n para el enfria miento de líquido s o bien se emple an para enfria miento de aire, situán dose suspen didos del techo en cámaras de congelación y en almacenes de refrigeración. 3.2.2. Evaporidores de placas Los evaporadores de placas presentan tipos muy diferentes. Las placas refrigerantes se construyen con dos láminas de metal estampadas o soldadas, de forma que dejan entre ellas el circuito de circulación del refrigerante (fíg: 5.4).
  54. 54. E ste tipo de evapor ador de placas se utiliza en los frigoríf icos y congel adores domés ticos, debido que son fácilm ente limpia bles, y de constr ucción rápida y económica en cualquiera de los diseños establecidos. Otro tipo de evaporador de placas se construye uniendo a un circuito tubular dos placas metálicas que se sueldan. Para conseguir un mejor contacto térmico entre las placas soldadas y el circuito tubular que transporta el refrigerante, el espacio entre las placas se llena con una solución eutéctica o bien se realiza eí vacío de forma que la presión atmosférica ejercida en las superficies exteriores de las placas mantenga éstas firmemente unidas a los tubos (fíg. 5.5). Evaporadores de este tipo son utilizados en los camiones frigoríficos. En estos tipos de evapo-radores, las placas están situadas verticalmente u horizontalmente en las paredes o en el techo del camión, conectándose a una planta central de refrigeración mientras que los camiones están aparcados en las terminales durante la noche. La capacidad refrigerante almacenada en la solución eutéctica es suficiente para refrigerar el producto durante las operaciones del día siguiente. La temperatura de la placa está controlada por la temperatura de licuación de ¡a mezcla eutéctica. Los evaporadores de placas son especialmente útiles para instalaciones de enfriamiento de líquidos donde se producen picos de cargas térmicas inusuales, de forma periódica. La acumulación de hielo en la superficie de las placas durante los
  55. 55. períod os de carga ligera, permi te establ ecer una cierta capa- cidad refrig erant e de reserv a la cual ayuda rá al equip o de refrig eració n a soport ar la carga térmi ca de las condic iones picos. Este sistem a permi te el uso de evaporadores de capacidad más pequeña a la que seria necesaria para hacer frente a las cargas picos, ahorrando tanto en inversión inicial como en los costes de operación. $-; 3.2.3. Evaporadores con aletas Los evaporadores con aletas son tubos lisos a los que se les han incorporado placas metálicas o aletas (fíg. 5.6). Estas aletas sirven como superficie secundaria de absorción de calor y tienen la misión de incrementar la superficie total del evaporador y por tanto, su eficiencia. En los evaporadores de tubos lisos, la mayoría del aire que circula sobre los tubos pasa a través de los espacios abiertos existentes entre los mismos y no se pone en contacto con las superficies de los tubos. Cuando las aletas son añadidas a los tubos, estas aletas ocupan el espacio existente entre los tubos y actúan como colectores de calor. Es evidente que para que las aletas sean efectivas, deben estar colocadas de forma tai que se asegure un buen contacto térmico entre ellas y los tubos. El tamaño de'las aletas y el espaciado entre las mismas dependen en parte del tipo de aplicación para el cual han sido diseñadas. El tamaño de los tubos determinará el tamaño de las aletas. Tubos pequeños requieren aletas pequeñas y viceversa. El espaciado entre aletas variará principalmente según la temperatura de operación del tubo. La acumulación de hielo en los tubos de enfriamiento del aire operando a bajas temperaturas es inevitable, y dado que dicha acumulación tiende a restringir el paso del aire entre las aletas y a retardar la circulación del aire a través de los tubos, los evaporadores diseñados para trabajar a bajas temperaturas, deber, tener un amplio espaciado entre aletas (6,5-8 mmj para evitar los peligros de bloqueo de circulación
  56. 56. de aire. Para altas tempe ratura s donde no hay proble mas de acumu lación de hielo, el númer o de aletas es 5 por cm. C uando la circula ción del aire sobre los tubos aletea dos se realiza por convec ción natural, es importante que la aleta ofrezca una resistencia al flujo de calor mínima. Además en general, se puede afirmar que el espaciado entre aletas debe ser mayor para los tubos que emplean convección natural que en el caso de equipos utilizando ventiladores. Se ha determinado la existencia de una relación óptima entre las superficies internas y externas del evaporación En efecto, en algunos casos un aleteado excesivo puede reducir la capacidad del eva-porador por restringir ia circulación del aire entre los tubos innecesariamente. Dado que este tipo de evaporador presenta más.problemasde acumulación de hielo que cualquier otro, los e aperadores con aletas son más apropiados para su uso en el enfriamiento del aire a temperaturas superiores a 0°C. Cuando estos evaporadores se utilizan para temperaturas inferiores a 0°C es necesario el empleo de cualquier método de desescarche de forma individual. Gracias al uso de aletas, los evaporadores que las presentan tienen una mayor área superficial por unidad de longitud y anchura y pueden ser construidos además, de forma más compacta. Generalmente, un evaporador con aletas ocupará menos espacio que un evaporador de tubos lisos o de placas de la misma capacidad. Esto supone un considerabie ahorro de espacio, resultando más apropiados para su uso con ventiladores en los procesos de convección forzada. 3.3. Gasificación de los evaporadores según el procedimiento de circulación del aire La circulación del aire en el espacio refrigerado es esencial para la transferencia de calor del producto hacia el evaporador. Cuando ía circulación del aire es inadecuada, se ve disminuida la capacidad del evaporador. El producto no se enfría de forma suficientemente rápida y se favorece el desarrollo de microorganismos: mohos y bacterias. Una excesiva circulación de! aire provoca y favorece las pérdidas de humedad de la superficie del producto, causando una excesiva deshidratación del mismo.
  57. 57. L a veloci dad de circul ación del aire desea da varía con las difere ntes aplica ciones y depen de sobre todo de: - H u m e d a d d e l a c á m a ra o espacio a refrigerar. - Tipo de producto. - Período de almacenamiento. Estos tres factores están interrelacionados. Una pobre circulación de aire tiene el mismo efecto en el producto que una alta humedad del aire en el recinto, mientras que una alta circulación de aire tiene el mismo efecto que una baja humedad. En muchos casos, es difícü determinar si el deterioro del producto es debido a un fallo en la circulación de aire o por condiciones inadecuadas de humedad. Influye de una forma más significativa el efecto combinado humedad-velocidad de circulación del aire que el de ambos por separado. El tipo de producto y la cantidad de superficie expuesta deben ser tenidos en cuenta cuando se determina la velocidad de circulación del aire. Por ejemplo, los trozos de carne que presentan una alta superficie expuesta al deterioro deben contar con velocidades de circulación bajas. 3.3.1. Evaporadores de convección natural Se utilizan ¡os evaporadores de convección natural cuando se requiere una baja velocidad del aire y una mínima deshidxatación del producto. Típicos ejemplos de circulación de aire por convección natural son los refrigeradores domésticos, las neveras portátiles y los grandes almacenes frigoríficos (fíg. 5.7).

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