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PROYECTO FIN DE CARRERA RESUMEN EN ESPAÑOL
DISEÑO Y CARACTERIZACIÓN DE UNA INSTALACIÓN FRIGORÍFICA EN
CICLO SIMPLE TRANSCRÍTICO FUNCIONANDO CON CO2
Septiembre 2004 Estudiante: Tutor: Germán Pacheco Vázquez Juan Francisco Coronel Toro Ingeniería Industrial Grupo Termotecnia Intensificación energética Dpto de Ingeniería Energética y
Mecánica de fluidos
INTRODUCCIÓN
Objetivos del proyecto Debido a los problemas medioambientales cada vez más graves, los especialistas en
instalaciones frigoríficas han realizado numerosos estudios sobre el CO2 como fluido frigorífico del futuro. En particular, comisión mixta CETIM/CETIAT1 ha lanzado varios proyectos relacionados con la optimización de instalaciones frigoríficas de CO2. En este contexto, el CETIM y el CETIAT lanzaron un programa I+D relacionado con las máquinas frigoríficas de CO2.
El presente proyecto fin de carrera es sólo la primera parte de un vasto proyecto, dirigido por el CETIAT, que tiene como objetivo final la puesta a punto de un banco de ensayos de máquinas frigoríficas en cascada funcionando con CO2.
La continuación de este programa para los tres próximos años consiste en la construcción y puesta a punto de un banco de ensayos de máquinas frigoríficas en cascada funcionando con CO2. Dicho banco en cascada consistirá en un ciclo subcrítico de CO2 (ciclo de baja) con evaporación a -40 ºC y condensación a -10 ºC aproximadamente apoyado en otro ciclo de R134a (ciclo de alta).
Sin embargo, el objetivo de este proyecto será solamente el diseño y caracterización de
una instalación frigorífica en ciclo simple transcrítico funcionando con CO2 para aplicaciones de frío/climatización. La temperatura de evaporación estaría comprendida entre -5 y 5 ºC y el intercambiador de alta presión transferiría con agua y tendría como principal función la producción de ACS.
Este trabajo de diseño y caracterización nos ayudará a conocer ampliamente las características generales del dióxido de carbono como fluido frigorífico.
El CETIAT pidió ayuda al CETHIL2, que ya poseía en sus laboratorios un banco experimental de climatizadores con CO2. Por tanto, se trata de analizar los límites de funcionamiento de la instalación actual para ver qué elementos de dicha instalación podíamos recuperar.
Fases del proyecto Las fases de este proyecto fin de carrera son: - Remplazamiento del grupo moto-compresor. Estudio de la alimentación del
compresor, es decir, medida del par resistente y motor eléctrico necesario. - Estudio del intercambiador de alta presión. Dimensionamiento. - Estudio del evaporador. Dimensionamiento. - Estudio del circuito de aire. Limites de utilización.
1 CETIAT : Centre Technique des Industries Aéraulique et Thermique CETIM : Centre Technique Industriel Mécanique 2 CETHIL : Centre Thermique de Lyon
1
INDICE INTRODUCCIÓN ..........................................................................................................................1
Objetivos del proyecto ................................................................................................................1 Fases del proyecto .......................................................................................................................1
1 Dióxido de carbono como nuevo fluido frigorífico ................................................................4
1.1 Historia ............................................................................................................................4 1.2 Particularidades del dióxido de carbono. ........................................................................4
2 Presentación de la instalación existente ..................................................................................6
2.1 El grupo frigorífico..........................................................................................................7 2.1.1 Intercambiador de alta presión ................................................................................7 2.1.2 Intercambiador intermedio ......................................................................................8 2.1.3 Evaporador ..............................................................................................................8
2.2 Circuito de agua ..............................................................................................................8 2.3 El circuito de aire ............................................................................................................9
3 Estudio teórico del ciclo transcrítico.....................................................................................10
3.1 Hipótesis de funcionamiento.........................................................................................10 3.2 Dibujo del ciclo .............................................................................................................10
4 Remplazamiento del grupo moto-compresor ........................................................................12
4.1 Cálculo del par resistente ..............................................................................................12 4.2 Elección del motor ........................................................................................................12 4.3 Montaje..........................................................................................................................13
5 Estudio del intercambiador de alta presión ...........................................................................14
5.1 Intercambiador actual. Limites de funcionamiento.......................................................15 5.1.1 Hipótesis de funcionamiento.................................................................................15 5.1.2 Modelo del intercambiador actual.........................................................................15 5.1.3 Resultados .............................................................................................................16
5.2 Proposición de un nuevo intercambiador. Criterios de dimensionamiento...................17 5.3 Configuraciones estudiadas...........................................................................................18
5.3.1 Configuración de 4 tubos ......................................................................................19 5.3.2 Configuraciones de 5 y 7 tubos .............................................................................21
6 Estudio del evaporador..........................................................................................................24
6.1 Hipótesis de funcionamiento.........................................................................................24 6.2 Modelización.................................................................................................................24 6.3 Evaluación de evaporadores..........................................................................................25
6.3.1 Evaporador TMX (actual) .....................................................................................25 6.3.2 Evaporador CETIAT (proposición) ......................................................................27 6.3.3 Dimensionamiento ................................................................................................28
7 Estudio del circuito de aire....................................................................................................30
7.1 Caracterización de la vena de aire.................................................................................31 7.1.1 Modelo de sistema.................................................................................................31
7.2 Evaluación de las fugas .................................................................................................32 7.3 Límites de funcionamiento de la cámara frigorífica .....................................................33
7.3.1 Potencia recuperada por el aire .............................................................................33 7.3.2 Potencia frigorífica cedida por el CO2 ..................................................................34
CONCLUSIÓN .............................................................................................................................36 2
INDICE DE FIGURAS Y TABLAS
Fig. 1 Ejemplo de ciclo transcrítico ...............................................................................................5 Fig. 2 Interés del ciclo transcrítico .................................................................................................6 Fig. 3 Instalación actual existente ..................................................................................................7 Fig. 4 Intercambiador de alta presión.............................................................................................7 Fig. 5 Intercambiador intermedio...................................................................................................8 Fig. 6 Evaporador...........................................................................................................................8 Fig. 7 Circuito de agua ...................................................................................................................9 Fig. 8 Circuito de aire.....................................................................................................................9 Fig. 9 Esquema teórico del ciclo transcrítico ...............................................................................10 Fig. 10 Determinación de temperaturas en el ciclo......................................................................11 Fig. 11 Ciclo transcrítico..............................................................................................................11 Fig. 12 Montaje del conjunto motor-compresor...........................................................................13 Fig. 13 Esquema de fuerzas para el cálculo del par resistente .....................................................14 Fig. 14 Determinación de la longitud de intercambio necesaria en el intercambiador actual......16 Fig. 15 Esquema para la determinación de la presión máxima admisible ...................................17 Fig. 16 Configuraciones estudiadas para el intercambiador de alta .............................................19 Fig. 17 Presión máxima de utilización del cobre y del acero.......................................................22 Fig. 18 Longitud de intercambio necesaria para las configuraciones de 5 y 7 tubos...................22 Fig. 19 Pérdidas de carga del agua para las configuraciones de 5 y 7 tubos................................23 Fig. 20 Pérdidas de carga del CO2 para las configuraciones de 5 y 7 tubos................................23 Fig. 21 Modelización del funcionamiento del evaporador...........................................................25 Fig. 22 Temperatura de salida del aire en el evaporador TMX....................................................26 Fig. 23 Pérdidas de carga en el evaporador TMX........................................................................26 Fig. 24 Temperatura de salida del aire en el evaporador del CETIAT ........................................27 Fig. 25 Pérdidas de carga en el evaporador del CETIAT.............................................................28 Fig. 26 Determinación de la superficie frontal necesaria en el evaporador para 1500 rpm y 278
K de temperatura de entrada de aire......................................................................................29 Fig. 27 Determinación del número de circuitos de refrigerante en el evaporador .......................29 Fig. 28 Circuito de aire..................................................................................................................30 Fig. 29 Discretización del circuito de aire en parte caliente y fría................................................31 Fig. 30 Circuito de aire. Esquema eléctrico equivalente...............................................................32 Fig. 31 Límites de funcionamiento de la cámara frigorífica y el circuito de aire actual..............34
Tabla 1 Propiedades mecánicas del cobre y del acero .................................................................18 Tabla 2 Estudio del intercambiador de alta propuesto por el CETIAT en función del régimen de
giro ........................................................................................................................................20 Tabla 3 Estudio del intercambiador de alta propuesto por el CETIAT en función del régimen de
giro, para las condiciones de salto mínimo de temperaturas de 5 K .....................................20 Tabla 4 Dimensiones de tubo de cobre y acero para las configuraciones de 5 y 7 tubos ............21
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1 Dióxido de carbono como nuevo fluido frigorífico
1.1 Historia
La utilización del CO2 como fluido frigorífico comenzó a finales del siglo XIX. El primer compresor a CO2 fue puesto a punto en 1866 por el americano Thaddeus S.C. Lowe, aunque ha tenido unos inicios difíciles debido a la utilización del amoniaco desde 1877. Uno de los inconvenientes era el bajo punto crítico.
No obstante, gracias a su inocuidad se prefirió el CO2 al amoniaco en los edificios de la Marina Británica, y en 1918, el americano Voorhes y en 1920 el alemán Planck propusieron ciclos mejorados para compensar los inconvenientes del bajo punto crítico.
Sin embargo, en los inicios del los años 1930, aparecieron en los EEUU los primeros fluidos clorofluorcarbonados (CFC). En menos de 20 años, estos fluidos y en particular el R12, conquistaron la mayor parte del mercado de aplicaciones frigoríficas. Estos fluidos tenían valores de COP elevados y presiones de utilización bajas, lo que hacía que se pudieran utilizar métodos de construcción simples y poco costosos. Así, el uso del CO2 decreció regularmente para finalmente desaparecer casi por completo de las aplicaciones frigoríficas.
Fue en 1974 cuando científicos anunciaron las hipótesis del “agujero” de la capa de ozono y afirmaron que los CFC tienen un papel fundamental en la destrucción de la capa de ozono y en el efecto invernadero. Desde entonces, la búsqueda de fluidos de sustitución de los CFC se inició y propició la aparición de diversos HFC. Sin embargo, los HFC están en el grupo de gases causantes del efecto invernadero y además, los productos de descomposición de estas substancias sintéticas no se conocen aún demasiado y por tanto, tienen el riesgo de crear también problemas medioambientales.
Hasta 1993, muchos de los circuitos frigoríficos utilizaban R12, cuyas emanaciones contribuyen a la destrucción de la capa de ozono. Prohibido desde entonces, fue remplazado por el R134a que, si preserva la capa de ozono, contribuye al efecto invernadero.
Otro fluido frigorífico ampliamente utilizado en la industria es el R717 (NH3). Dicho
refrigerante tiene a su favor que no destruye la capa de ozono ni produce efecto invernadero, es decir, es un refrigerante limpio. Sin embargo, es tóxico, lo cual limita su utilización en el sector doméstico.
Debido a los diferentes problemas medioambientales y no de los fluidos frigoríficos
convencionales, se empieza a hablar del dióxido de carbono como uno de los posibles refrigerantes del futuro.
1.2 Particularidades del dióxido de carbono.
Punto crítico: T = 31,06 ºC Punto triple: T = -56,6 ºC P = 73,83 bar P = 5,18 bar v = 0,00216 m3/kg
Temperatura de sublimación a 1 bar: -78,8 ºC
4
Las principales ventajas del CO2 son:
- No inflamable y no explosivo - No corrosivo - No tóxico: ODP=0 y GWP=1 - TEWI es un 10 o un 15% más bajo en relación a los CFC y HFC - Tasa de compresión baja, lo que provoca un alto rendimiento volumétrico del
compresor - Bajo costo - No es necesario su reciclaje - Buenas propiedades termofísicas: densidad, capacidad calorífica del líquido y
conductividad térmica altas. Viscosidad reducida. - Buena relación Potencia/Caudal volumétrico de las instalaciones frigoríficas que usan
CO2.
Uno de los inconvenientes más importantes del CO2 es la baja temperatura del punto crítico. En efecto, teniendo en cuenta la temperatura de los medios naturales de refrigeración (aire o agua) de los que disponemos, es prácticamente imposible condensar el CO2 por debajo del punto crítico usando aire o agua a temperatura ambiente. Por tanto, si usamos los medios clásicos de enfriamiento estamos en la obligación de hacer uso de ciclos frigoríficos particulares que llamamos “transcríticos”, en los que el intercambio de calor en la parte alta del ciclo tiene lugar a una presión en torno a la presión crítica pero superior a ésta. Esto hace que dicho intercambio de calor no se realice a través de un cambio de fase del CO2 a temperatura constante.
El punto triple alto en relación a otros fluidos frigoríficos no es un inconveniente muy
grave ya que las necesidades de frío por debajo de -55 ºC no son demasiado corrientes.
Fig. 1 Ejemplo de ciclo transcrítico
5
El interés de los ciclo transcríticos se encuentra en la producción de agua caliente sanitaria. Si observamos las dos figuras siguientes podemos ver como, partiendo de agua a 15 ºC podemos llegar a temperaturas más altas si usamos una condensación supercrítica de CO2 que si usamos una condensación de R22. En efecto, la forma del diagrama de evolución de temperaturas de una condensación de un fluido puro como el R22 unida a la imposición de un salto mínimo de temperaturas de 5 K en el intercambiador, hace que la temperatura de salida del agua esté limitada por dicho salto mínimo.
Fig. 2 Interés del ciclo transcrítico
Sin embargo, en el caso de condensación supercrítica, la evolución temperaturas tanto en
el CO2 como en el agua se produce de forma continua, lo que hace que podamos alcanzar temperaturas de ACS mayores.
Además, el hecho de obtener temperaturas de agua a la salida del intercambiador de alta
presión superiores reduce la posibilidad de aparición de la legionela.
2 Presentación de la instalación existente La instalación actual ha sido realizada a partir de un banco experimental de climatizador
puesto a punto en el marco de un contrato con EDF (Electricité de France). Se intentarán reutilizar la mayor parte posible de componentes.
El esquema de la instalación está representado en la Fig. 3. Dicha instalación está
compuesta de 3 partes: el grupo frigorífico, el circuito de agua y el circuito de aire.
6
Evaporador
Intercambiador de alta presión
Intercambiadorintermedio
Depósito antigolpe líquido
4
3 2
1
5 6
AIR AIR
AGUA
Fig. 3 Instalación actual existente
2.1 El grupo frigorífico El grupo frigorífico está formado por: - Un compresor semi-hermético de pistón marca DORIN (Dorin CD4.027) - Un intercambiador de carcasa y tubos (alta presión) (STS FFO 2.12.1/N.R) - Un intercambiador de doble tubo (intermedio) - Una válvula de expansión manual - Un evaporador - Un depósito anti-golpe líquido
2.1.1 Intercambiador de alta presión
El intercambiador de alta presión está constituida por dos intercambiadores de carcasa (con deflectores) y tubo de 1,20 m construidos enteramente en acero y montados en serie. El CO2 circula por los 19 tubos (diámetro 4/6 mm) en un sólo paso. El agua circula por la carcasa a contracorriente.
T entrada Agua
T salida Agua > T entrada Agua
T entrada CO2
T salida CO2 < T entrada CO2
Fig. 4 Intercambiador de alta presión
7
2.1.2 Intercambiador intermedio El intercambiador intermedio es de doble tubo y sus dimensiones son: - Diámetro exterior del tubo exterior: 12,7 mm - Diámetro exterior del tubo interior: 9,52 mm - Espesor de cada tubo: 0,889 mm - Longitud: 0,76 m
CO2 Alta presión
CO2 Baja Presión Fig. 5 Intercambiador intermedio
Este intercambiador realiza el intercambio energético entre el CO2 líquido a la salida del
intercambiador de alta y el CO2 vapor a la salida del evaporador. Este intercambiador asegura por tanto el sobrecalentamiento del vapor antes de entrar en el compresor y evitar la entrada en el mismo de gotas de CO2 líquido.
2.1.3 Evaporador Debido a la poca diferencia de temperaturas del aire en el evaporador se necesita de una
superficie de intercambio alta. El evaporador tiene una superficie frontal de 0,648 m2. Si fijamos la velocidad de circulación del aire en 2 m/s y un salto de temperaturas de 5K en el aire, la potencia que se puede disipar en el evaporador es de 8380 W.
CO 2
CO 2
CO2
CO2
AIR
Fig. 6 Evaporador
2.2 Circuito de agua
- Intercambiador de alta presión - Recalentador eléctrico - Una bomba - Un depósito de homogeneización - Un sistema de regulación de la temperatura
8
9
Fig. 7 Circuito de agua
2.3 El circuito de aire
- Un evaporador - Una batería de calentamiento (0 a 18 kW por módulos de 3 kW) - Dos ventiladores de aspiración del aire - Un humidificador - Un sistema de regulación de la temperatura - Una cámara frigorífica
Fig. 8 Circuito de aire
La cámara frigorífica permite acondicionar el aire de entrada al evaporador (temperatura/humedad). Las resistencias eléctricas permiten alcanzar el nivel de temperaturas deseado para simular el aire exterior.
Cámara frigorífica
EvaporadorRésistances chauffantesResistencias eléctricas y
ventiladores
3 Estudio teórico del ciclo transcrítico
A continuación, vamos a tratar de determinar el ciclo frigorífico asociado a nuestra instalación. El esquema de dicha instalación lo podemos ver en la Fig. 9.
Fig. 9 Esquema teórico del ciclo transcrítico
3.1 Hipótesis de funcionamiento Los datos necesarios para conocer el ciclo frigorífico de nuestra instalación son los
siguientes: - Temperatura de evaporación: 0 ºC - Presión de condensación: 100 bar - Rendimiento isentrópico del compresor: 0,7 (estimado) - Temperatura del agua a la entrada del intercambiador de alta: 30 ºC - Salto mínimo de temperaturas en los intercambiadores intermedio y de alta: 5 K
Datos como el rendimiento volumétrico del compresor, temperatura de salida del agua
del intercambiador de alta, temperaturas de entrada y salida del aire en el evaporador, régimen de giro del compresor, etc., no son necesarios para dibujar el ciclo. Dichos datos los proporcionaremos en su momento.
3.2 Dibujo del ciclo A través los diagramas de evolución de temperaturas de los intercambiadores de alta
presión e intermedio podemos deducir varias temperaturas como explicaremos a continuación:
10
Fig. 10 Determinación de temperaturas en el ciclo
Fijando el salto mínimo de temperaturas de cada intercambiador en 5 K podemos deducir la temperatura del CO2 a la entrada del compresor (T1) y la temperatura del CO2 a la salida del intercambiador de alta (T3) a partir de la temperatura de entrada del agua en el intercambiador de alta presión. Se verifica: T1 = Tagua,e, T3 = Tagua,e + 5 A partir de la temperatura de entrada al compresor, T1, y el rendimiento isentrópico podemos obtener la temperatura T2. Y por último, la temperatura T4 la calculamos haciendo un sencillo balance energético en el intercambiador intermedio. Por tanto, ya tenemos definido completamente el ciclo termodinámico para una temperatura de alimentación del agua de 30 ºC. Dicho ciclo se presenta en la Fig. 11.
Fig. 11 Ciclo transcrítico
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4 Remplazamiento del grupo moto-compresor La instalación existente actualmente utiliza un compresor DORIN de cilindrada 30 cm3. Esta cilindrada hace que los gastos de refrigerante, aun girando a 1500 rpm, sean bajos. Para generar potencias más importantes hay que trabajar con gastos mayores, y por tanto, con un compresor de mayor cilindrada. El CETIAT eligió un compresor abierto alternativo de la marca BOCK y con una cilindrada de 110 cm3. Características del compresor BOCK FK-CO2 - Velocidad: 500 – 2500 rpm - Presión de alta: < 140 bar - Temperatura de alta: < 140 ºC - Cilindrada: 110 cm3 Al ser un compresor abierto debemos acoplarle un motor eléctrico. Dicho motor deberá ser dimensionado.
4.1 Cálculo del par resistente A partir del ciclo termodinámico y de las características del compresor podemos obtener fácilmente la potencia mecánica del compresor.
)( 12 hhmWc −⋅= && En el gasto interviene la cilindrada del motor, el volumen específico del CO2 a la entrada del compresor, el rendimiento volumétrico y la velocidad de giro del compresor. La potencia resulta de unos 5 kW para una velocidad de rotación de 500 rpm. El motor debe ser dimensionado para la potencia máxima esperada de utilización. Podremos llegar a utilizar la instalación a regímenes de 1500 rpm. Como la potencia es proporcional a la velocidad de rotación, la potencia del motor eléctrico deberá ser de unos 15 kW.
El par resistente se calcula como la relación entre la potencia y la velocidad. Resulta un par resistente de aproximadamente 100 Nm.
4.2 Elección del motor La elección del motor eléctrico que arrastrará al compresor se basará en dos posibilidades:
- Motor de frecuencia variable.
En este caso, el compresor podrá girar a cualquier velocidad entre 500 y 1500 rpm gracias a la instalación de un motor de 4 polos y de un variador de frecuencia de 0-100 Hz. Sin embargo, el par del motor será siempre el mismo.
12La instalación de este tipo de motor es cara y por tanto su compra deberá justificarse.
En cuanto a la transmisión, lo más sencillo y a la vez menos costoso es el montaje a
través de un juego de poleas. La relación de transmisión debe ser la unidad, lo que nos lleva a dos poleas idénticas.
- Motor a velocidad constante.
El motor girará siempre a 1500 rpm (50 Hz) y los distintos regímenes de giro del
compresor los conseguimos mediante la utilización de diferentes juegos de poleas con relaciones de transmisión adecuadas
Esta solución es evidentemente menos costosa pero presenta un inconveniente mayor. En
efecto, el juego de poleas obliga desmontar la instalación para cada modificación de la velocidad de rotación del compresor.
En conclusión, la solución de motor con variador de frecuencia es la más adaptada para el
funcionamiento de nuestra instalación. El motor elegido es de la marca Leroy-Somer: motor asíncrono trifásico cerrado LSMV 160LU.
4.3 Montaje La disposición del motor y del compresor deberá ser lo suficientemente cómoda desde el punto de vista de accesibilidad y practicidad, pero a la vez debe facilitar la colocación de un dispositivo mecánico de medida del par resistente. Dicho dispositivo mecánico consiste en un plato dinanométrico y captador de fuerza. El montaje se puede observar en la siguiente figura:
Fig. 12 Montaje del conjunto motor-compresor
13 El cálculo del par resistente lo podemos deducir de la siguiente figura:
x z
y
CR
T
F X
r t
Fig. 13 Esquema de fuerzas para el cálculo del par resistente
Realizando un equilibrio de momentos respecto al eje de giro del compresor:
0... =−− XFrtrT
Con: r
CRtT =−
Luego: FC = XR .
Donde: T: Tensión de la hebra tensada de la correa sobre el compresor t: Tensión de la hebra floja F: Fuerza que el motor realiza sobre el compresor CR: Par resistente r: Radio de la polea del lado del compresor X: Distancia del eje del compresor al captador de fuerza, 20 cm El captador de fuerza será colocado de forma que éste trabaje a tracción, ya que de esta forma será más fácil su utilización. Deberemos poder medir pares resistentes de hasta 100 Nm, lo que lleva fuerzas medidas en el captador de unos 50 kg. El captador de fuerza elegido es de tipo PC1 para una carga máxima de 500 N (50 kg).
5 Estudio del intercambiador de alta presión Este apartado tiene dos partes claramente diferenciadas. En una primera parte trataremos de modelar el intercambiador de alta presión actual para poder así analizar su validez bajo distintas condiciones de funcionamiento en una instalación futura. La forma de comprobar dicha validez será comparar la superficie de intercambio necesaria según nuestro modelo y la del intercambiador actual. La segunda parte aborda el dimensionamiento de un nuevo intercambiador de alta presión. En una primera etapa estudiaremos la proposición de intercambiador realizada por el CETIAT, y a continuación nos dispondremos a dimensionar otros dos intercambiadores más con distintas configuraciones de tubos y distintos diámetros.
14
5.1 Intercambiador actual. Limites de funcionamiento. Las características del intercambiador actual de alta presión fueron expuestas anteriormente. Se trata de dos intercambiadores de carcasa y tubos montados en serie con una superficie total de intercambio de 0,8595 m2 (longitud total de tubos 2,40 m).
5.1.1 Hipótesis de funcionamiento
Para poder modelar un intercambiador se necesitan, además de las características geométricas, una serie de datos de entrada. Dichos datos son:
1) Temperatura de evaporación de 0ºC 2) Presión de condensación de 100 bar 3) Salto mínimo de temperaturas de 5 K en el intercambiador de alta e intermedio 4) Rendimiento isentrópico del compresor BOCK de 0,7 5) Rendimiento volumétrico del compresor BOCK de 0,9 6) Cilindrada del compresor BOCK
Además de estas entradas, son necesarios los siguientes parámetros, los cuales haremos
variar para modelar las distintas condiciones de funcionamiento:
- Temperatura del agua a la entrada del intercambiador - Temperatura del agua a la salida del intercambiador - Velocidad de giro del compresor Los cuatro primeros datos unidos al parámetro de temperatura de entrada del agua nos
sirven para determinar el ciclo termodinámico como ya hemos explicado en el apartado 3. Los datos (5) y (6) junto con la velocidad del compresor se usan para calcular el gasto másico de CO2, y por último, el dato de la temperatura de salida del agua para el gasto de agua mediante un sencillo balance energético.
5.1.2 Modelo del intercambiador actual Conociendo el ciclo termodinámico del CO2 y las características del compresor BOCK podremos calcular los gastos de CO2 y de H20 para un régimen de giro del compresor concreto. Dichos gastos nos permitirán calcular las velocidades de circulación de estos fluidos y así, los correspondientes coeficientes de película.
)( 232hhmQ COAP −⋅= &&
aguap
APagua Tc
Q∆⋅
=&
&m
Debido al cambio considerable que sufren las propiedades del dióxido de carbono durante una condensación supercrítica hay que calcular dichas propiedades en varios tramos del intercambiador. Por tanto, la forma de proceder es discretizar la variación de temperaturas del CO2 en pasos de 5 K, y en cada paso calcular el coeficiente de película y la potencia intercambiada en dicho paso (mCO2 · ∆hi). Esto nos permitirá calcular la temperatura del agua en el siguiente paso (Ti+1).
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En cada paso de la discretización calculamos los coeficientes de película y el coeficiente global de transferencia:
inox
ieext
eauCOi
e
kddLnd
hhddU
⋅⋅
++⋅=
2)/(11
1
2
El coeficiente de película del lado del agua es la Correlación de Kern, que tiene en cuenta la presencia de deflectores en el intercambiador. Para el dióxido de carbono usamos la Correlación de Petukhov-Popov-Kirirlov. Ambas correlaciones, así como los calculos detallados se encuentran en el informe del proyecto. A partir de ki podemos calcular la superficie de intercambio necesaria para el paso correspondiente:
)/(/ ,,22 iaguaiCOiiCOi TTUhmS −∆=∆ & La superficie total de intercambio se obtiene sumando de las superficies de los distintos pasos considerados. A partir del área total deducimos fácilmente la longitud total de intercambio necesaria, valor que compararemos con la longitud del intercambiador actual.
5.1.3 Resultados Como hemos comentado anteriormente, los cálculos realizados se basan en la elección de una temperatura del agua a la entrada y a la salida del intercambiador concretas y una velocidad del compresor fija. Si representamos los resultados que se obtienen para cada condición de operación en función del régimen de giro, obtenemos la Fig. 14.
0,4
0,8
1,2
1,6
2
2,4
2,8
3,2
3,6
4
450 500 550 600 650 700 750 800 850 900 950 1000 1050 1100 1150 1200 1250 1300 1350 1400 1450 1500 1550
N (rpm)
L (m
)
120 20 30 135 30 40 150 40 50 120 20 40 135 30 50 115 15 50 Limite
Fig. 14 Determinación de la longitud de intercambio necesaria en el intercambiador actual.
La leyenda correspondiente a cada curva consiste en tres valores: Temperatura de entrada
del CO2, temperatura de entrada del agua y temperatura de salida del agua. La curva roja indica la longitud del intercambiador actual y por tanto representa un límite de utilización. 16
En el gráfico observamos como hay claramente dos grupos de curvas. Las tres colocadas
en la parte superior corresponden a los mayores incrementos de temperatura del agua y las tres inferiores a los menores saltos de temperaturas. La explicación de este hecho es sencilla ya que para un mayor salto de temperaturas el gasto de agua que podemos obetener es menor. Esto hace que la velocidad de circulación y por tanto el coeficiente de película del lado del agua sean pequeños, lo que nos lleva a longitudes de intercambio necesarias mayores.
Como ya habíamos comentado, el interés del estudio se centra en la producción de ACS.
Vemos que para el caso de ACS (15-50 ºC), el límite de utilización del intercambiador actual se alcanza para una velocidad de rotación de 650 rpm.
En conclusión, el intercambiador actual de alta presión no será válido en la instalación
futura a construir ya que su limite de funcionamiento de 650 rpm es demasiado bajo.
5.2 Proposición de un nuevo intercambiador. Criterios de dimensionamiento
Dado que el intercambiador actual no es válido para altos regímenes de giro, estamos en
disposición de proponer otro intercambiador. Dicho intercambiador será un intercambiador consistente en una carcasa, sin deflectores, con tubos en el interior. Tendremos que elegir la configuración de tubos, así como los diámetros de tubos/carcasa y el material utilizado.
Los criterios de dimensionamiento del intercambiador serán: - Presión máxima de utilización - Longitud de intercambio necesaria - Pérdidas de carga
Presión máxima de utilización:
La presión en el interior de los tubos del intercambiador es de unos 100 bar, por tanto hay que usar materiales cuya presión máxima de utilización sea superior a 100 bar. Esta presión máxima depende tanto del material como de las dimensiones de los tubos. La presión máxima de utilización (Pmax) se calcula en función de la tensión máxima a tracción del material (Tmax), del diámetro exterior de los tubos (D) y del espesor (e):
maxmax 22 T
eDeP ⋅⋅−
⋅=
Fig. 15 Esquema para la determinación de la presión máxima admisible
17
La tensión máxima a tracción se calcula afectando al límite elástico de un coeficiente de seguridad de 1,5:
Cobre Acero INOX 316 L Límite elástico R 0.2 en Mpa 60 320 Tensión máxima R 0.2/1.5 en Mpa 40 213
Tabla 1 Propiedades mecánicas del cobre y del acero
Longitud de intercambio:
La forma de proceder para calcular la longitud de intercambio es completamente análoga a la que utilizábamos en el intercambiador actual. La única diferencia estará en la correlación de cálculo del coeficiente de película de lado del agua, debido a la ausencia de deflectores en el intercambiador. En esta ocasión usaremos la Correlación de Colburn.
Pérdidas de carga Las pérdidas de carga por el interior de los tubos (CO2) se calculan sumando las pérdidas
de carga de cada tramo de la discretización comentada anteriormente. Para cada tramo, las pérdidas de carga se obtienen a partir un coeficiente de rozamiento:
gc
diLifrottiJCO ⋅
⋅∆
⋅=2
][][][2
int2
∑=i
COCO iJmJ ][)(22
donde: frott[i]: Coeficiente de rozamiento para del tramo “i” del intercambiador L[i]: Longitud de intercambio del tramo “i” del intercambiador (m) dint: Diámetro interior de los tubos (m) c: Velocidad del CO2 (m/s)
Las pérdidas de carga por el exterior de los tubos (agua) se calcula a partir de un coeficiente de rozamiento constante para todo el intercambiador. Dicho coeficiente se fija a 0,04 que corresponde a un Reynolds entre 2000 y 10000.
gc
DLfrottJ
hagua ⋅
⋅⋅=2
2
5.3 Configuraciones estudiadas
Los datos necesarios para el cálculo de la longitud de intercambio son los mismos que los que usamos para el intercambiador actual. La única diferencia será que, en este caso, nos centraremos en la producción de ACS y por tanto los valores de temperatura del agua serán datos y no parámetros.
18
a) 4 tubos (CETIAT) b) 5 tubos y 7 tubos
Fig. 16 Configuraciones estudiadas para el intercambiador de alta
5.3.1 Configuración de 4 tubos
Esta configuración de 4 tubos ha sido dimensionada por el CETIAT para un funcionamiento a 500 rpm. Las características de este intercambiador INOX tipo HDX10 se exponen a continuación:
Construcción en INOX 316 L - Cuerpo: 22,9 mm, espesor 2 mm - 4 tubos: 6 mm, espesor 1 mm - Longitud: 5,6 m
Características térmicas: - Temperaturas agua: 15 / 65 ºC - Gasto agua: 200 kg/h - Temperaturas CO2: 110 / 50 ºC - Gasto CO2: 80 g/s
Antes de discutir la viabilidad de este intercambiador podemos decir que, desde el punto de vista de resistencia mecánica, este intercambiador va a soportar sin problemas presiones de 100 bar puesto que la presión máxima utilización de los tubos de acero de estas dimensiones es de 1065 bar.
Si utilizamos nuestra modelización para calcular la longitud de intercambio necesaria para esta configuración obtenemos:
19
de (mm)
di (mm)
Nº tubos
Diam carcasa (mm)
Nº tubos diagonal
w (mm)
pt (mm)
6 4 4 23 2 5.45 11 N
(rpm) L
(m) Q
(W) m CO2
(g/s) J agua (m)
J CO2 (m)
h agua (W/m2K)
h CO2 (W/m2 K)
WC (W)
m agua (kg/s)
500 3,66 9379 69 0,021 0,512 1178 36224 2345 161,6 600 3,85 11255 83 0,031 0,739 1363 41746 2814 194,04 1000 4,48 18759 138 0,102 2,102 2051 62400 4690 323,28 1500 5,12 28138 207 0,261 4,913 2837 86224 7035 484,56
Tabla 2 Estudio del intercambiador de alta propuesto por el CETIAT en función del régimen de giro
A la vista de los resultados obtenidos, cabe citar algunos comentarios. Vemos como, para
obtener los gastos de agua y CO2 que indica el CETIAT, hay que girar a 600 rpm en lugar de 500 rpm. La longitud de intercambio obtenida para 600 rpm es de 3,85 m que es del mismo orden de magnitud que la obtenida por el CETIAT (5,6 m). Las diferencias se pueden deber al uso de correlaciones diferentes. En cuanto a las pérdidas de carga, vemos que los valores son bastante aceptables. Sin embargo, el CETIAT considera un salto mínimo de temperaturas en el intercambiador de 35 ºC, el cual es demasiado grande para este tipo de ciclo termodinámico. En efecto, si el salto mínimo de temperaturas en el intercambiador de alta es muy grande, la temperatura de salida del CO2 se encontrará por encima de la temperatura crítica (31,06 ºC), es decir, el CO2 aún permanecerá líquido a la salida del intercambiador de alta. Esta circunstancia hará que tengamos que sobredimensionar el intercambiador intermedio para asegurarnos estado vapor a la entrada en la válvula de expansión.
Si rehacemos los cálculos considerando un salto mínimo de temperaturas de 5 ºC y una variación de temperaturas para el agua de 15 a 50 ºC, los resultados son:
de (mm)
di (mm)
Nº tubos Diam carcasa (mm)
Nº tubos diagonal
w (mm)
pt (mm)
6.00 4.00 4 22.9 2 5.5 11.5 N
(rpm) L
(m) Q
(W) m CO2
(g/s) J agua (m)
J CO2 (m)
h agua (W/m2K)
h CO2 (W/m2 K)
WC (W)
500 9.67 19599 69 0.296 0.576 2311 37918 4900 1000 12.35 39198 138 1.512 2.457 4024 65621 9799 1500 14.60 58797 207 4.021 5.921 5565 90915 14699
Tabla 3 Estudio del intercambiador de alta propuesto por el CETIAT en función del régimen de giro, para las condiciones de salto mínimo de temperaturas de 5 K
Los resultados obtenidos muestran que en el caso de saltos mínimos de temperaturas bajos, la longitud del intercambiador es demasiado grande: 14,6 m para 1500 rpm.
20
5.3.2 Configuraciones de 5 y 7 tubos
Ahora abordamos el dimensionamiento de las configuraciones correspondientes a 5 y 7 tubos. Consideraremos en el estudio una velocidad de rotación de 1500 rpm ya que corresponde a las condiciones más desfavorables tanto desde el punto de vista de longitud de intercambio necesaria como de pérdidas de carga. Las condiciones térmicas serían: Dióxido de carbono: 207 g/s , 115 / 20 ºC Agua: 1125 kg/h , 15 / 60 ºC (1500 rpm) Analizaremos dos materiales de construcción debido a posibles problemas de presión máxima. Dichos materiales serán el cobre y el acero. En cuanto a las dimensiones del intercambiador, hemos buscado los diámetros y espesores normalizados que hay en el mercado para tubos tanto de cobre como de acero. El diámetro de la carcasa se ha elegido de forma que la distancia entre dos tubos sea aproximadamente igual a 2 mm en todos los casos. En la Tabla 4 Dimensiones de tubo de cobre y acero para las configuraciones de 5 y 7 tubos podemos ver las dimensiones consideradas:
COBRE ACERO Designación normalizada
Diámetro exterior
(mm)
Espesor (mm)
Diámetro carcasa (mm)
Diámetro exterior
(mm)
Espesor (mm)
Diámetro carcasa (mm)
3/16’’ 4,76 1 20 3 0,5 15 ¼’’ 6,35 0,8 25 6 1 24
5/16’’ 7,94 1 30 8 1 30 3/8’’ 9,53 0,8 35 10 1 36 7/16’’ 11,11 1 40 12 1 42
½’’ 12,70 1 45 16 1,5 54
Tabla 4 Dimensiones de tubo de cobre y acero para las configuraciones de 5 y 7 tubos
Elección de material: Presión máxima de utilización Para elegir el material a utilizar nos basamos en la gráfica de la presión máxima de utilización en función del diámetro (exterior) de los tubos, Fig. 17. En la figura podemos ver como, salvo para tubos de 3/16”, la presión de condensación (100 bar) está peligrosamente cerca de la presión máxima de utilización o incluso por encima. Los tubos de cobre de 3/16” resistirían sin problemas la presión pero la configuración en una carcasa de 20 mm se antoja muy complicada de fabricar desde el punto de vista técnico. Por tanto, concluimos diciendo que el material a utilizar en la construcción del intercambiador es el acero.
21
0
200
400
600
800
1000
1200
2,00 3,00 4,00 5,00 6,00 7,00 8,00 9,00 10,00 11,00 12,00 13,00 14,00 15,00 16,00 17,00
Diámetro tubos (mm)
Acero Cobre Presión de condensación
1/2"7/16"3/8"5/16"1/4"
3/16"
maxmax 22 T
eDeP ⋅⋅−
⋅=
)
(bar
ma
máx
i
ión
Pres
Fig. 17 Presión máxima de utilización del cobre y del acero
Optimización de la longitud del intercambiador Utilizando el modelo del intercambiador que hemos creado, podemos representar la longitud necesaria de intercambio en función del diámetro de los tubos para las configuraciones de 5 y 7 tubos, Fig. 18.
2
4
6
8
10
12
14
16
2,00 4,00 6,00 8,00 10,00 12,00 14,00 16,00 18,00
Diámetro tubos (mm)
Long
itud
(m)
7 tubos inox 5 tubos inox Fig. 18 Longitud de intercambio necesaria para las configuraciones de 5 y 7 tubos
Observando la gráfica, el óptimo se encuentra para un intercambiador consistente en 7 tubos de acero inoxidable 316 L de 10 mm de diámetro exterior en una carcasa de 36 mm de diámetro. La longitud de dicho intercambiador sería de unos 7 m.
22
Pérdidas de carga
Ya hemos encontrado un óptimo. Se trata ahora de comprobar que las pérdidas de carga no sean excesivas.
0
5
10
15
20
25
2 4 6 8 10 12 14 16 18
Diámetro tubos (mm)
Pérd
idas
de
carg
a la
do a
gua
(m)
7 tubos inox 5 tubos inox
Fig. 19 Pérdidas de carga del agua para las configuraciones de 5 y 7 tubos
8
0
1
2
3
4
5
6
7
9
2 4 6 8 10 12 14 16 18
Diámetro tubos (mm)
Pérd
idas
de
carg
a la
do C
O2
(m)
7 tubos inox 5 tubos inox
Fig. 20 Pérdidas de carga del CO2 para las configuraciones de 5 y 7 tubos
Vemos que las pérdidas de carga son muy pequeñas para la configuración óptima.
23
6 Estudio del evaporador
La idea de este apartado es comprobar la viabilidad del evaporador de la instalación actual bajo las nuevas condiciones de funcionamiento así como la de un nuevo evaporador propuesto por el CETIAT.
6.1 Hipótesis de funcionamiento
Las variables necesarias para abordar el problema de dimensionamiento del evaporador son:
1) Temperatura de entrada del aire (parámetro) 2) Temperatura T4 del ciclo termodinámico, fijada a 10 ºC 3) Velocidad de circulación del aire, 3 m/s 4) Régimen de giro (parámetro) La temperatura del aire a la entrada y la velocidad de giro del compresor serán utilizados
como parámetros en nuestro estudio.
6.2 Modelización Para poder abordar el dimensionamiento del evaporador hemos utilizado la modelización en lenguaje de programación FORTRAN que realizó la alumna del departamento GEN (“Génie Energétique et Environnement”) Stéphanie Elie, durante su DEA (“Diplôme d’Études Approfondies”).
Las correlaciones utilizadas para el cálculo de los coeficientes de película, tanto del lado
del aire como de la ebullición del CO2 las podemos encontrar en el apartado 6 del informe del proyecto. Del lado del CO2 usaremos la Correlación de Bennet-Chen modificada y para el el aire, la Correlación de Grimison. No obstante, en el resumen nos limitaremos a comentar el principio de la modelización.
El modelo que usaremos fue concebido para analizar el funcionamiento de un evaporador
existente y no para dimensionarlo, de forma que los parámetros de entrada de dicho modelo son las características geométricas del intercambiador, la temperatura de entrada y la velocidad del aire y el gasto de CO2.
El esquema del modelo es el siguiente:
24
T6
αair
h6
Kevap
NUT
αco2
mCO2
Q
E
T6
Tsair
T6b
non
oui
Teair
h4
9
1
2
3
45
67
8
REFPROP6 : h6 = f(T6,P1)
Correlación de Bennet-Chen modificada 1
1Reln2
1−
+
+=
airRR
RipRi
coKevap
i
e
αλα
( )min
evap
cS.K
NUT =
)( 462 hhmQ CO −⋅=
)NUTexp(1E −−=
Tsair = Teair - pairair cm
Q.&
E)TsairTeair(Teairb6T −
−=
si T6b-T6<10-2 fin
si no: T6 = T6b
Fig. 21 Modelización del funcionamiento del evaporador
6.3 Evaluación de evaporadores La variable que va a controlar nuestro dimensionamiento será la temperatura de salida del aire, que no podrá ser muy inferior a 273 K (0º C) debido al riesgo de formación de escarcha. La formación de hielo en el serpentín del evaporador conlleva dos consecuencias negativas. Por un lado el coeficiente global de transferencia, y por tanto la potencia térmica, disminuye debido a la aparición de una resistencia térmica más, y por otro lado, las pérdidas de carga por el lado del aire aumentan debido a la disminución de la sección de paso. Otro parámetro a controlar serán las pérdidas de carga en el lado del CO2. Dichas pérdidas de carga deberán permanecer inferiores a 1 bar. A continuación pasaremos a evaluar los dos intercambiadores citados en la introducción de este apartado.
6.3.1 Evaporador TMX (actual) Las dimensiones del evaporador suministrado por TMX son las siguientes:
- Pas transversal, pt: 19,05 mm - Paso longitudinal, pl: 16,5 mm - Paso de aletas: 1,8 mm - Número de circuitos: 6 - Altura de la batería, Hbat: 720 mm - Longitud aleteada: 950 mm
25
Para este estudio hemos considerado una velocidad del aire de 3 m/s y hemos hecho variar el gasto de CO2 a través del régimen de giro y la temperatura de entrada del aire. En la Fig. 22 representamos la temperatura de salida del aire en función de la velocidad de giro del compresor para varias temperaturas de entrada del aire. En efecto, vemos que cuanto mayor es la velocidad de rotación, mayor es el gasto de CO2 y por tanto la potencia térmica. Y cuanto mayor es la potencia intercambiada menor será la temperatura del aire a la salida.
255
260
265
270
275
280
285
290
300 500 700 900 1100 1300 1500
N (rpm)
Tsai
r (K
)
Teair=5ºCTeair=7 ºCTeair=9 ºCTeair=11 ºCTeair=13 ºCTeair=15 ºCTeair=17 ºCTeair=19 ºCLimite de escarcha
Fig. 22 Temperatura de salida del aire en el evaporador TMX
Vamos a representar también las pérdidas de carga del intercambiador:
0
1
2
3
4
5
6
300 500 700 900 1100 1300 1500
N (rpm)
Pérd
idas
de
carg
a C
O2
(bar
) Teair=5 ºCTeair=7 ºC
Teair=9 ºCTeair=11 ºCTeair=13 ºC
Teair=15 ºCTeair=17 ºC
Teair=19 ºCLímite
Fig. 23 Pérdidas de carga en el evaporador TMX
26
Observando la gráfica de temperaturas de salida vemos que hace falta girar a bajos regímenes si no queremos tener formación de hielo en casi todos los casos. En cuanto a pérdidas de carga sucede algo parecido, la velocidad está limitada a unas 900 rpm. Otro parámetro importante a controlar es la diferencia de temperaturas en el intercambiador. En efecto, no podremos tener diferencias de temperatura entre el aire de entrada y de salida superiores a 5 o 7 K puesto que el modelo utilizado no sería válido. Si nos fijamos, esto sólo se consigue a regímenes muy bajos también, del orden de 500 rpm. En conclusión, este evaporador funciona sin problemas a una velocidad de 500 rpm. Sin embargo, a velocidades superiores aparecen cada vez más problemas de escarcha y el salto de temperaturas en el aire crece por encima de 7 K.
6.3.2 Evaporador CETIAT (proposición) Los ingenieros del CETIAT proponen un evaporador cuyas dimensiones son:
- Pas transversal, pt: 25,4 mm - Paso longitudinal, pl: 19,5 mm - Paso de aletas (corrugadas):1,8 mm - Número de circuitos: 7 - Altura de la batería, Hbat: 720 mm - Longitud aleteada: 950 mm - 28 tubos de 5/6 por fila Igualmente, representamos la temperatura del aire a la salida y las pérdidas de carga:
255
260
265
270
275
280
285
300 500 700 900 1100 1300 1500
N (rpm)
TsA
IR (K
)
TeAIR=5 ºCTeAIR=7 ºCTeAIR=9 ºCTeAIR=11 ºCTeAIR=13 ºCTeAIR=15 ºCTeAIR=17 ºCTeAIR=19 ºCLímite de escarcha
Fig. 24 Temperatura de salida del aire en el evaporador del CETIAT
27
0,00E+00
5,00E-01
1,00E+00
1,50E+00
2,00E+00
2,50E+00
3,00E+00
300 500 700 900 1100 1300 1500
N (rpm)
Pérd
idas
de
carg
a C
O2
(bar
) Teair=5 ºCTeair=7 ºCTeair=9 ºCTeair=11 ºCTeair=13 ºCTeair=15 ºCTeair=17 ºCTeair=19 ºCLímite
Fig. 25 Pérdidas de carga en el evaporador del CETIAT
Las conclusiones para este intercambiador son muy parecidas a las del caso anterior. Es muy parecido al intercambiador TMX en cuanto a las posibilidades de formación de escarcha aunque en este caso las pérdidas de carga superiores a 1 bar no se a alcanzan hasta unas 1200 rpm. Hay que remarcar, no obstante, que el modelo utilizado no tiene en cuenta el corrugamiento de las aletas del evaporador. Esta geometría permite aumentar no sólo la turbulencia sino también la superficie de intercambio. De todos modos, las potencias frigoríficas generadas para una velocidad de 1500 rpm son relativamente elevadas y alcanzan los 48 kW. Para que el aire pueda ceder esta potencia es primordial aumentar la superficie frontal del evaporador a fin de que la diferencia de temperaturas sobre el aire sea razonable.
6.3.3 Dimensionamiento Se trata en este apartado calcular la superficie frontal del evaporador (S=LxHbat) de forma que se satisfagan las condiciones de las que venimos hablando, es decir, no formación de escarcha, saltos de temperatura de 5 o 7 K y pérdidas de carga menores a un bar. El evaporador será dimensionado para un régimen de rotación del compresor de 1500 rpm y una temperatura del aire a la entrada de 5 ºC. La longitud frontal del evaporador está impuesta por problemas de pandeo. Se fija a 95 cm. Los pasos transversal, longitudinal y de aletas no se modificarán ya que se trata de valores normalizados. En la Fig. 26 representamos la diferencia de temperaturas sobre el aire en función de la superficie frontal del evaporador para varias velocidades de circulación del aire.
28
0
5
10
15
20
25
30
0,5 1 1,5 2 2,5 3 3,5 4
Superficie frontal (m²)
◊T
air (
K) cair=2 m/s
cair=2,5 m/s
cair=3 m/s
Fig. 26 Determinación de la superficie frontal necesaria en el evaporador para 1500 rpm y 278 K de
temperatura de entrada de aire
Si consideramos un salto de temperaturas en el evaporador de unos 6 K la superficie frontal del evaporador resulta de unos 3 m2. A continuación habrá que limitar las pérdidas de carga, las cuales vienen influenciadas directamente por el número de circuitos. Si representamos las pérdidas de carga en función del número de circuitos:
0
2
4
6
8
10
12
5 7 9 11 13 15 17 19 21 23
Número de circuitos
Pérd
idas
de
carg
a (b
ar)
cair=2m/scair=2.5m/scair=3m/sLimite (1 bar)
Fig. 27 Determinación del número de circuitos de refrigerante en el evaporador
Para limitar las pérdidas de carga a 1 bar el número de circuitos debe ser superior a 15.
Sin embargo, un número de circuitos demasiado alto entraña una fabricación difícil y costoso de distribuir.
29
En conclusión, para funcionar a 1500 rpm, es necesario un evaporador de una superficie frontal elevada. Sin embargo, esto hará que el evaporador se deba situar en el interior de la cámara frigorífica.
En posteriores estudios, el CETHIL prevé hacer funcionar la instalación a temperaturas
de evaporación muy inferiores a 0 ºC. Sin embargo, esto necesita un estudio previo para conocer los límites de funcionamiento del bucle de aire actual.
7 Estudio del circuito de aire
Fig. 28 Circuito de aire
El circuito de aire constituye la fuente fría del ciclo frigorífico. Dicho circuito se
encuentra en bucle cerrado, de forma que, el aire refrigerado en el evaporador debe absorber la potencia necesaria a lo largo del circuito de aire para volver a la temperatura a la que entró en el evaporador. Esta recuperación de energía se produce gracias a la existencia de otros factores:
- Pérdidas/Ganancias térmicas - Pérdidas por fugas - Resistencias eléctricas - Potencia térmica disipada por los ventiladores
Se trata, por tanto, de cuantificar estos aportes para determinar los límites de
funcionamiento del bucle de aire.
30
7.1 Caracterización de la vena de aire
Fig. 29 Discretización del circuito de aire en parte caliente y fría
Si realizamos un balance energético en el bucle de aire resulta:
fuitefambcambrelvelp QQQWWQ &&&&&& ++++=− ,,,, - Q es la potencia frigorífica generada por el evaporador P&
- W es la potencia eléctrica de los ventiladores vel ,&
- W es la potencia eléctrica de las resistencias (hasta 36 kW) rel ,&
- Q es la potencia disipada por las fugas de aire al exterior tanto de la parte caliente de
la instalación como de la fría: fuite&
).(.).(. ,,,, fambapffuitecambapcfuitefuite TTcmTTcm −+−= &&&Q
- es la potencia térmica intercambiada entre la parte caliente del circuito y el
ambiente: cambQ ,
&
)(, cambccamb TTK −=&Q , con bouclec KK 15,0=
- es la potencia térmica intercambiada entre la parte fría del circuito y el
ambiente:fambQ ,
&
)(, fambffamb TTK −=&Q , con bouclef KK 85,0=
Los coeficientes 0,85 y 0,15 se refieren a las proporciones de la superficie de circuito frío y caliente, respectivamente, en relación a la superficie total del circuito de aire. Kboucle (W/K) es el coeficiente de transmisión térmica total de la instalación.
7.1.1 Modelo de sistema
A continuación pasamos a caracterizar el sistema. Para ello nos basaremos en un ensayo realizado sobre el circuito de aire en las condiciones de sólo funcionamiento de los ventiladores. Es decir: W y T0, == Prel Q&& c = Tf = Tint
En estas condiciones, la ecuación de balance se puede escribir como:
0)( int, =−+ TTKW ambtransvel& , con apfuiteboucletrans cmKK ,.&+=
31
La ecuación anterior es válida en condiciones de régimen permanente. Si consideramos régimen transitorio, dicha ecuación se transforma en:
velambtrans WTTKdt
dTCM ,int
int )( &+−⋅−=⋅⋅
Que corresponde a la ecuación de un sistema de primer orden, donde la ganancia es 1/Ktrans y la constante de tiempo es MC/Ktrans. Ajustando la curva teórica de (Tint-Tamb) en función del tiempo a la curva experimental, podemos obtener los valores característicos del sistema: Ktrans = 143,5 W/K MC = 851492 J/K
7.2 Evaluación de las fugas El gasto de fugas lo podemos calcular a través de la siguiente ecuación:
apfuiteboucletrans cmKK ,.&+= , luego: ap
boucletransfuite c
KKm
,
−=&
Para poder determinar el gasto total de fugas hay antes que calcular el coeficiente de transmisión térmica Kboucle=1/Rtot. La instalación la consideramos dividida en 5 partes en función de su geometría y composición.
Fig. 30 Circuito de aire. Esquema eléctrico equivalente
cámaraCCBAtot RRRRRR111111
21
++++=
Los cálculos detallados se pueden ver en el anexo III del proyecto completo. Aquí nos limitaremos a indicar el valor de la resistencia total:
32
Rtot = 0,02653 K/W → Kbucle=37,69 W/K El gasto de fugas resulta de unos 104,6 g/s. Este valor es demasiado alto. Sin embargo, la fiabilidad de este cálculo es relativa debido a que en él mezclamos resultados teóricos y experimentales. Por tanto, debemos tomar este valor de fugas como un valor cualitativo del cual podemos realizar la reflexión sobre las elevadísimas pérdidas por fugas (74 % del total de pérdidas en términos de energía)
7.3 Límites de funcionamiento de la cámara frigorífica
7.3.1 Potencia recuperada por el aire Una vez caracterizado el circuito de aire, vamos a proceder a calcular la potencia recuperada por aire desde la salida del evaporador hasta la entrada de nuevo en el mismo. Dicha potencia la podemos expresar como:
)-(..)-(..
)-(.)-(.
,,
,,
fambpffuitecambpcfuite
fambfcambcrelvelr
TTcmTTcm
TTKTTKWWQ
&&
&&&
++
+++= - Tc: Temperatura media de la parte caliente: (Tc1 + Tc2)/2 - Tf: Temperatura media de la parte fría: (Tf1+Tf2)/2 - mfuites,c: Gasto de pérdidas por fugas de la parte caliente - mfuites,f: Gasto de pérdidas por fugas de la parte fría - Tamb = 20 ºC Si consideramos que los gastos de fugas de las partes caliente y fría son proporcionales a las superficies de las partes caliente y fría respectivamente, podemos simplificar la ecuación anterior:
)-(.)-(. ,,,, fambftranscambctransrelvelr TTKTTKWWQ +++= &&& La idea es calcular la potencia recuperada en función de la temperatura de evaporación (Tevap). Fijando la temperatura de evaporación, la temperatura Tf1 se puede calcular fácilmente si suponemos un salto mínimo de temperaturas en el evaporador de 5 K: Tf1 = Tevap + 5 El resto de temperaturas del bucle de aire se obtendrán realizando sencillos balances energéticos en las distintas partes, hasta llegar a Tc2. El gasto de aire, necesario para realizar los balances energéticos comentados, se calcula a partir de la velocidad en el conducto circular del circuito, donde hay instalado un dispositivo que mide la diferencia de presiones entre dos puntos muy cercanos. En la Fig. 31 podemos ver representada la potencia máxima que puede recuperar el aire (con el funcionamiento de todas las resistencias eléctricas) así como la potencia recuperada en el caso del funcionamiento sin ninguna de las resistencias.
33
7.3.2 Potencia frigorífica cedida por el CO2 Se trata ahora de calcular la potencia frigorífica que resulta del producto del gasto de CO2 por la diferencia de entalpías en el evaporador. Le ciclo frigorífico está calculado bajo las siguientes hipótesis:
- Saltos de temperaturas mínimos de 5 K en los intercambiadores intermedio y de alta presión
- La fuente caliente es un generador de agua caliente sanitaria: 15-50 ºC - Rendimiento volumétrico del compresor de 0,9 e isentrópico de 0,7. El gasto de CO2 depende obviamente del régimen de giro del compresor, con lo que
hemos representado en la Fig. 31, la potencia frigorífica para tres velocidades de rotación: 500, 1000 y 1500 rpm.
0
10
20
30
40
50
60
70
-50 -40 -30 -20 -10 0 10 20
Temperatura de evaporación (ºC)
Pot
enci
a fr
igor
ífica
(kW
)
Límite inferior Límite superior N=500 rpm N=1000 rpm N=1500 rpm
Fig. 31 Límites de funcionamiento de la cámara frigorífica y el circuito de aire actual
A partir de esta gráfica podemos analizar los límites de funcionamiento de la cámara frigorífica. Las conclusiones que podemos sacar son:
- Los posibles puntos de funcionamiento se sitúan entre las curvas “Límite superior” y “Límite inferior”, que corresponden a las curvas de potencia recuperada por el aire con o sin el funcionamiento de las resistencias eléctricas, respectivamente.
- Para funcionar por encima de la curva “Límite superior” bastaría con colocar más resistencias eléctricas o de más potencia.
- Para funcionar por debajo de la curva “Límite inferior” habría que mejorar las condiciones de aislamiento, pérdidas por fugas y/o disminuir la potencia térmica disipada por los ventiladores.
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- Por el momento, la mínima temperatura de evaporación a la que podemos descender es de -40 ºC, y se da cuando no funcionan las resistencias eléctricas y el compresor gira a 1500
rpm. En estas condiciones, la temperatura de la cámara será de -32 ºC aproximadamente (consideramos 5 K de salto mínimo en el evaporador y 3K de pérdidas desde el evaporador hasta la cámara)
- Para velocidades de 500 y 1000 rpm las temperaturas límites de evaporación se sitúan en -17 y -30 ºC
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CONCLUSIÓN Este proyecto se inscribe en el marco de un amplio programa de I&D sobre los fluidos frigoríficos. En efecto, los fluidos actuales provocan problemas medioambientales. El dióxido de carbono podría aportar una respuesta concreta a esta problemática. El CETIAT tiene por objetivo evaluar las características de una máquina frigorífica para una gama extendida de gastos de CO2 elevados. El antiguo compresor Dorin no lo permitía y por tanto hay que elaborar un nuevo banco de ensayos. La renovación del banco de ensayos comienza por el remplazamiento del grupo moto-compresor por un compresor BOCK más un motor asíncrono trifásico unido a un variador de frecuencia con el fin de que el prototipo pueda funcionar a todos los regímenes comprendidos entre 500 y 1500 rpm. Este informe se realiza el control de los intercambiadores del prototipo que existe actualmente. Se puede afirmar que dichos intercambiadores pueden funcionar sin problemas para el gasto correspondiente a una velocidad de giro ddel compresor Bock de 500 rpm. Los estudios de dimensionamiento de este informe permiten igualmente elegir un nuevo “gaz cooler” y un nuevo evaporador. El “gaz cooler” o intercambiador de alta presión consistiría en una disposición de 7 tubos de acero inoxidable de 10 mm de diámetro en una carcasa de 36 mm y una longitud total de 7m. En cuanto al evaporador, hemos concluido que hace falta una superficie de 3 m2 y unos 15 circuitos. El estudio del circuito de aire tiene como conclusión fundamental que la mínima temperatura de evaporación que se puede ensayar en el bucle actual es de -40 ºC aproximadamente. Las perspectivas de este amplio estudio son numerosas. En primer lugar, habrá que realizar ensayos a bajos regímenes con el compresor Dorin y con el compresor Bock con la idea de comparar las características estudiadas. En un segundo lugar, los ensayos serán realizados sobre el prototipo pudiendo funcionar a altos regímenes y generar potencias más altas.
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