Diagrama entálpico

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.

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.

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:

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.

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

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.

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

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.

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

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.

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.

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).

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.

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

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.

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.

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).

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-

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

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:

-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.

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

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)

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.

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

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:

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.

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

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

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

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.

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).

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.

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).

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.

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,

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 -

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.

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:

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.

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:

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.

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).

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.

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.

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.

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

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,

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

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.

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).

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).

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).

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

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

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.

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).

Diagrama entálpico

Recomendados

Recomendados

Más contenido relacionado

La actualidad más candente

La actualidad más candente (20)

Similar a Diagrama entálpico

Similar a Diagrama entálpico (20)

Último

Último (20)

Diagrama entálpico