S.E.P. S.E.1.T. D.G.1.T
CENTRO NACIONAL DE INVESTIGACION Y DESARROLLO TECNOLOGICO
enidet. DISEÑO DE UN SISTEMA DE REFRIGERACION
POR ABSORCION PARA LA CONSERVACION DE PRODUCTOS DEL MAR OPERANDO
CON ENERGIA SOLAR
P R E S E N T A HECTOR DAVID ARIAS VARELA
CUERNAVACA, MOR. JUNIO DE 1992
Centro Nacional de Investigación y Desarrollo Tecnológico
ACADEMIA DE LA MAESTRZA EN C!ESZIAC EN INCENIERIA MECANICA
Cuernavaca. Mor., a 28 de Mayo de 1992.
Dr. Juan Manuel Ricafio Castillo Director del CENIDET P r e s e n t e .
At'n.: Dr. Dariusz Czwedowicz Jefe del Departamento de Ingeniería Mecánica. P r e s e n t e .
Por este conducto, hacemos de BU conocimiento que, después de haber aometidi; a ravi:?.:.i>ii el ci.;<hújo di- teals titulado "DISER0 TiE : IN SISTEMA BE RBFRTUERACTON PQR ABSORCION PARA LA CONSERVACION CE PfiODLJCTOS DEI. NAR 0PERA::üC; ?ü:l ENERGIA CCLAH" , desarrollado por el Ing . Héctsr David Aria.; Varela y habiendo cumplido con todas l a s correccioneu que ae le indicaron, estamos de acuerdo en que sr3 le conceda la autorización de impresión de la teeis. y la fecha de exámen de grado.
Sin otro particular, quedamos de wted.
A t e t i t a m e n t e
Comisión Revisora StCRrTiP44 nr fnucicinu PuBLlcl OtReCClON QLNCRAL DI
INWlTIJTOS T C C N O L ~ ~ I -
y OfSAr)0(10 TfCWMiCn W T 4 ) H W h U Dt INV!STIQAC~ON
/I ? 4 A - l - o - A - 2 2 ar San Andrée
2 Dr. Ramón Bolado Gtandla
Dr. Roberto Best Brown
Intenor internado Palmin S/N C.P. 62490 Apartado Postal 5-164. C.P. 62050 Cuernavaca, Mor. México
Teis.: (73) 18 77 41 y (73) 12 76 I3 cenidet /
=SISTEMA NACIONAL DE INSTITUTOS TECNOLOGICOS
Centro Nacional de Investigación y Desarrollo Tecnológico
COORD. ACADEMICA OFICIO No. 069/92
Cuernavaca. Mor.. a 12 de junio do 1992.
ING. HECTOR DAVID ARIAS VARELA CANDIDATO AL GRADO DE MAESTRO EN CIENCIAS EN INGENIERIA MECANICA P R E S E N T E .
Deepuée de haber sometido a reviei6n BU trabajo de Teeie titula do :
“DISEAO DE UN SISTEMA DE REPRIGgRACION POR ABWRCION PARA LA CONCERVACION DE eRowcTos DEL MAR o e w m o CON EN~ROIA sow- Y habiendo cumplido con todae lae indicacionee que el jurado revisor de tesis le h izo , ee le comunica que ee le concede autorización para que ee proceda a la impresión de la misma. como requieito para la obtención del grado.
Sin otro particular. quedo de usted.
A t e n t a m e n t e
&#e&wl%- Dr. Dariusz Smedowioz
Jefe del Departamento de Ingenieria Mecánica.
E.0.p.: Expediente Serv. Eaoolares
/lrr.
. . ;IR 1 P i l ’ IqUCiCIOY PUBLICA UlllCCClON OSNSRAL O.
INSTITUTOS TECN-ICW CINIWO YIClflNU DE INVEST18ffiIOU
.( otSIm10 TíoioIoBico
Interior Internado Palmira S/N C.P. 62490 Apmado PosipI 5-164. C.P. 62050 Cuernavaca, Mor. Mén~co
Tels.: (73) 18 77 41 y (73) 12 76 13 cenidet /
DEDICO L A PRESEUTE A LA MEMORIA DE M l S ABUELOS MANUEL Y AURORA nrs PADRES HECTOR Y E L V I R A
A nIs HEMAEKK JESUS Y ELVIRA
A MIS TlOS Y FAMILA C E L I A VARELA MANUEL VARELA ROBERTO VARELA AURORA VARELA ENRIQUE VARELA
A TODOS His AníuOS ESPECIALMENTE FAH O??DOUEZ MARTHA CORNEJO
A UNA PERSONA ESPEClAL
SIEPHANI E -HARD
POR EL A M R QUE SIEMPRE ME HAN BRINDADO POR SUS
ENS€WANZAS POR SU DEDICACION POR W I A R n E POR UN BUEN CAMINO POR TODO
GRACIAS
POR SU AMOR CARlAO Y APOYO DE SIEMPRE
GRACIAS
POR SU A m R GRAC I AS
GRACIAS
A DIOS POR DARME LA OPORTUNIDAD AMAR Y VIVIR.
A QUIENES HE DEDICADO ESTA TESIS POR ESTAR EN TODOS LOS MOMENTOS CONMIGO.
A MIS AMIGOS
FARA GRANADOS. NORMA MONGE, Ma. EUGENIA PEREZ, M. LIZETH GERARDO, JULIO CASTILLO, ANGEL CORTEZ, ARMANDO ALVAREZ. EDGAR PEREZ, ALFRED0 OCEJO, HUMBRETO BENITEZ, GUSTAVO ALMARAZ, OSCAR SANABIA. SERGIO GONZALES, ALVARO PIONTARO. MANUEL CASILLAS, WILFRED0 SOTO, DANIEL ESTRADA, ROBERTO URZUA, CRISPIN ZAVALA Y BALTAZAR.
A TODOS MIS COMPAREROS Y AMIGOS DEL TECNOLOGICO DE TIJUANA
A MIS COMPAAEROS Y AMIGOS DEL CENIDET
A MI AMIGO Y DIRECTOR DE TESIS
ROBERTO BEST POR SU ASESORIA.
A MIS MAESTROS DEL CENIDET
ALFONSO GARCIA, RAMON BOLADO, OCTAVIO SALAZAR, ISSAC PILATOWSKI, GABRIELA ALVAREZ, ADRIANA WDNG, EMILIO DEL VALLE, RAFAEL BOURGET, JESUS PEREZ, GUSTAVO URQUIZA. ALEJANDRO RAMIREZ, PABLO MUNGUIA Y DAVID CHAVEZ.
A LOS MIEMBROS DEL JURADO REVISOR DEL CENIDET POR LAS OBSERVACIONES REALIZADAS.
A L LABORATORIO DE ENERGIA SOLAR DE LA UNAM
A L D.I. ADRIAN H.OSKAM POR FACILITARMEME PLANOS E INFORMACION PARA LA REALIZACION DE ESTA TESIS.
A QUIENES ME AYUDARON EN LA REALIZACION DE LA TESIS STEPHANIE BOUCHARD, BERTHA SALAZAR. MARICELA MENA Y MARY-LYNNE MILES.
A MI GOBIERNO POR CONFIAR EN LA JUVENTUD.
Este proyecto fue desarrollado con el propasito de determinar un medio para proveer refrigeración a comunidados qua careaen de fuentes convencionales de onergla.
En la presente tesis se describe el diseño de un sistema de refrigoración por absorción que opera con energla solar para la conservación de productos marinos. Este sistema es adaptado a una cámara frigorlfica de dimensiones industriales y es capaz de conservar 2 toneladas de pescado en hielo, introduciendo 200 kg por dlg. La tomperatura minima que se alcanza en el evaporador es de -10 C . las presiones alta y baja del sistema son 13.i4 atm y 2.87 atm respectivamente. la mezcla de refrigerante-absorbente utilizada es amoniaco y agua, donde el refrigerante os el aeoniaoo. El equipo operarla dieciocho horas diarias y genorarla el refrigerante requerido durante las seis horas de insolación efectivas consideradas para el diseño. Se utilizan colectores solaree de tubos evacuados y la única fuente de energla para la operación del sistema serla la solar.
El refrigerador diseñado es de dim~nsiones industriales y logra mantener temperaturas menores de O C en el evaporodor. La mayorla de los proyectos de refrigeración solar que hablan sido realizados eran para acondicionamiento de aire. donde la mezcla refrigerante-absorbente es agua y bromuro de Iitio, y 106 !e refrigeración solar para alcanzar temperaturas menores de O C hablan sido de tipo experimental y escala relativamente pequeña, para refrigeración dombstica o menores a Bsta.
El costo determinado para el refrigerador solar 80 compara entre el costo de un refrigerador por compresión de la misma capacidad. La energla el4ctrica requerida por el siotema de compresión es generada por una planta de combustión interna. El lndice de inflación anual utilizado para el precio del combustible es 9.1% . Considerando veinte años de operación para ambos equipos, se obtiene que 106 costos del refrigerador solar y el convencional se igualan a l llegar a los dieciocho años de operación y que los costos del sistema convencional se incrementan a partir de ese punto. El sistema de refrigeración solar no causa ningun daño ecologico.
Del trabajo desarrollado se concluye que es viable la construcción y funcionamiento del sistema de refrigeración por absorción quo opera con energla solar y que el costo y la efiCieCia pueden ser mejorados. Se propone una serie de trabajos para investigaciones futuras.
I
ABSTRACT
This project was developed to determine a means of providing refrigeration to communities lacking conventional enorgy sources.
In the present thesis, the design of an absorption refrigeration system operating with solar enorgy is described. It is used to conserve sea products. The system is adaptod to an industrial size cold-storage room. A maximum of 200 kg of fish in ice may be introduced to this room daily up to total capacity of 2 tons. The lowest temperature the evaporator reaches is -10°C. the high and low system pressures are 13.14 atm and 2.07 stm rospectively. The refrigerant-absorbent mixturo is ammonia and water, where the refrigerant is ammonia. The design of this system requires six effective solar hours to generato the refrigerant needed by the refrigerator to work eighteen hours daily. Evacuated tube solar collectors are used. Only solar energy is used to operate the system.
The evaporator in tkis industrial size re4rigerator keeps the temperatures below 0 C. The majority of othor solar energy refrigerators have been made to operate air conditioning systems which use wator and lithium bromide. The refrigerant in $hese is water. To date, other solar refrigerators which reach O C. have been made only on an experiment1 and small scale.
To compare the cost effectiveness of this solar refrigerator with a same capacity vapor compression refrigerator, the following was considered: the vapor compression refrigorator requires electricity generated by internal combustion plant. This uses fuel at an annual inflation index of 9.1% .In using twenty years of operation for this comparison. the results show that the cost for solar energy refrigerator is constant. Initially solar energy refrigeration is more monitarily expensive, but less expensive ecologicaly than conventional refrigeration. However at eighteen years of operation they become the same monitarily. Beyond eightoen years conventional refrigeration is more expensive.
Therefore, it is feasible to construct and operate an industrial size absorption refrigerator powered by eolar energy. Propoe8ls to improve the cost and efficiency are included.
INDICE
RESUMEN ABSTRACT
HMCE FIUR?AS Y TABLAS NOMENCLATURA
lNTRODUC(3Ot-l
I I 1
1 1 1 V
V I I I X
CAPITULO 1 ANTECEDENTES 1
1.1 Conservaci6n de productos marinos. 1 1.1.1 Influencia de la temperatura. 2 1.1.2 El hielo en la refrigeraci6n. 4
productos del mar. 4
energla solar. 5
del proyecto. 8
PRINCIPIOS DE REFRIGERACION POR ABSORCION Y EL SISTEMA DE REFRIGERACION SOLAR
1.1.3 Forma recomendable para refrigerar
1.2 Proyectos de refrigeraci6n operando con
1.3 Generalidades para el desarrollo
CAPITULO 2 10
2.1 Refrigeracidn por absorcion. 10 2.1.1 Principios y antecedentes de loa
sistemas de refrigeracidn por absorción. 11 2.1.2 Sistema continuo de reirigerncibn por
absorción. 14 2.2 Caracteristicaa de 10s rofrigmrantea. 16 2.2.1 Amoníaco. 18 2.2.2 Mezclas rafrig~rante-absorbente. 19 2.3 Colectores solares. 20 2.4 Descripci6n de un sistema de refrigeraci6n
por absorci6n operando con snrgla solar. 23 2.4.1 Colecci6n solar. 23
2.4.3 Separaci6n y rmctiflcación. 25 2.4.4 Condensaci6n. 26
2.4.0 Enfriamiento previo del refrigerante
2.4.2 Generaci6n de refrigerante. 25
2.4.5 Almacenamiento de refrigerante. 27
liquido. 27 2.4.7 Válvula de expnnsi6n. 28
1 1 1
2.4.8 EV8pOr8eibn.
2.4.10 Absorción. 2.4.9 Pbsc I idor.
2.4.11 Almioeniiionto do I D aoluci6n fuorto. 2.4.12 Bombeo. 2.4.13 Interciibiidor d. aOlUCiOneS. 2.4.14 Almaceniiionto de I D soluoión d6bil. 2.4.15 V I 1 vula iuxi I i a r . 2.5 Equipo auxiliar. 2.5.1 Torre de enfriamionto. 2.5.2 Celdas fotovol taicas. 2.5.3 Calentador auxiliar.
29 29 30 30 31 31 32 33 33 34 34 35
CAPITULO 3 ANALISIS TumoDINAMIco DEL SISTEMA 36
3.1 Bilanoa de energla en el cuarto fr lo . 36 3.2 Carga de refrigeraci6n. 40 3.3 Termodinámica del sistema. 50 3.3.1 Masa total del amoníaco. 51 3.3.2 Propiedades termodinámicas, aoluci6n
fuer te. 51 3.3.3 Presi6n de condensaci6n. alta presión. 53 3.3.4 Haea total da soluci6n fuerte. 53 3.3.5 Masa total de soluci6n dbbil. 6 0 3.3.8 Temperatura de salida en el intercambiidor
de soluciones y enfriador. 3.3.7 Propiedades de la soluci6n. mezclador. 3.4 Diagrama y tabla de reSUltad06 del sistema. 3.5 Balance energético del sistema. 3.5.1 Calor requerido en el generador. 3.5.2 Calor de rectificación. 3.5.3 Calor de condensaci6n. 3.5.4 Calor de absorción. 3.5.5 Calor cedido por I D soluci6n ddbil. 3.5.6 Trabajo da bombeo. 3.5.7 Balance energ&tico.
CAPITULO 4 ANALISIS TERMICO. MECANICO Y PRECIOS DE LOS
COMPoNRmS DEL SISTEMA. 4.1 Colectores solares. 4.1.1 Cantidad de colectores solares. 4.1.2 Calda de presi6n en los COleCtOre6
so I ares. 4.1.3 Precio de los colectores oolares. 4.2 Generador. 4.3 Separador-rectificador. 4.4 Condensador. 4.5 Almac6n de condensado. 4.6 Enfriador del refrigerante Ilquido. 4.7 Evaporador. 4.8 Absorbedor. 4.9 Almac6n de la soluci6n fuerte.
61 67 7 0 72 72 75 78 80 82 84 86
89
90 95
1 0 1 1 o9 109 113 117 120 122 125 128 130
I V
CAPITULO 5
4.10 Intercambiador de soluciones. 4.11 Almacón de la soluci6n dóbil. 4.12 Equipo complementario. 4.12.1 Vilvulas de expansión. 4.12.2 Bombas. 4.12.3 Torre de enfriamiento. 4.12.4 Sistema Fotovoltaico.
5.1 5.2 5 . 3
5.4
CAPITULO 6 6.1 6.2
ANALISIS DE COSTOS Costo de la energls. Costo del sistema de refrigeración solar. Costo del sistema de refrigeración convencional. Comparación entre loo costos del sistema de refrigeración solar y no convencional.
CONCLUSIONES Y RECOKNIACIONES Concl usiones.
~ ~ Comentarios y recomendacicnes. 6.2.1 Equipo auxiliar, automatización y
control. 6.2.2 Flujos variables. 6.2.3 Colectores solares como generador e
intercambiadores de calor enfriados por aire.
6.2.4 Refrigeración solar fotovoltaica.
REFERENUAS
132 135 137 137 130 144 145
150
150 152
153
156
159
159 160
160 16 1
162 164
166
169 APENMCE
Figura 1.1 Figura 2.1 Figura 2.2
Figura 2.3 Figura 2.4
Figura 3.1 Figura 3.2 Figbra 3.3
FIGURAS Y TABLAS
Forma de refrigerar los productos del mar. 5 Experimento de destilación de Faraday. 12 Sistema intermitente de refrigeraci6n por absorci6n. 13 Sistema continuo de refrigeración por ibs0rCirh. 15 Diagrama dol sistema de refrigeraci6n por absorción operando con energía solar. 24 Cuarto frlo. planta. 39 Cuarto f r l o . corte de la pared. 39 Cuarto frío. corte de l techo. 40
V
Figurn 3.4 Figura 3.5 Figurn 3.6 Figura 3.7 Figura 3.8 Figura 3.9 Figura 3.10 Figura 3 . 1 1 Figura 3.12 Figura 3.12. Figura 3.13 Figura 3.14 Figura 3.15 Figura 3.16 Figura 3.17 Figura 3.18 Figura 3.19 Figura 3.20 Figura 3.21 Figura 3.22 Figura 3.23 Figura 3.24 Figura 3.25 Figura 3.26 Figura 3.27 Figura 4 . 1 Figura 4 . 2 Figura 4.3 Figura 4.4 Figura 4 . 5 Figura 4.6 Figura 4.7 Figura 4 . 8 Figura 4.9 Figura 4.10 Figura 4 . 1 1 Figura 4.12 Figura 5.1
Cuarto f r l o , corto del piso. Flujo de calor. Cunrto frio modificado. Diagrama X-h, oonoentrnci6n soluci6n fuerto. Balinco de maaa, ssparador-rectlficador. Separador, salidn de la mozcla Ilquidn. Sparador, salidn de la mezcla gaesosa. Rectificador. temperature de rectifioacicán. Solucibn débil. Soluci6n ddbil, propiedadoc. Temperaturas del intercambiador de soluciones. Temperatura del enfriador. Mezcla dw solucionea. Diagrama de Ponchon. mezcla de soluciones. Sistema de refrigsracibn solar. Calor de generacidn. Generador. entaplas solucibn fuerte. Calor de roctificaci6n. Rect í f icador, ental plas. Calor de condencacicán. Calor de absorci6n. Diagrama de Ponchon. calor de absorcidn. Calor cedido por la solucicán débil. Soluci6n débil, entalpias. Trabajo de bomba. Configuracidn bAsica del Suntube. Unidad de colecci6n solar, NEG. Vidrio del tubo evacuado, transmitancia. Eficiencia del colector solar. Generador, transferencia de cnlor. Arreglo de colectores. Doble tubo, diámetros. Rec t i 4 i cad or. Condensador y depbeito. Enfriador. Almacén de soluci6n fuerte. Almacén de la solucidn ddbil. Analisis de costos.
Tabla 3 . 1 Propiedades termodin&micas del sistema. Tabla 3.2 Balance de energía. Tabla 4 . 1 Propiedades de colecci6n solar, Suntube.
40 41 45 52 53 55 56 57 60 61 62 65 6 7 68 70 72 74 76 77 79 80 e1 82 83 85 9 1 92 93 95 96
1 O0 102 116 121 124 131 136 158
71 87 9 4
V I
_-
A A c APC APL Aro Aro C CP CEA CAA d E e Ec Es f AF G 8 h h w h (9 hva hsc J K KL K c K u KO L Lc LL Lu LO M
MD MLDT P P r v
t tren i m ) Area de colección solar im ' ) área de la6 paredes cortas i m i área de las pare es largas im )
área del plso i m área del techo i m I capacidad calorlflca ikcalihr OCI calor especifico (kcalikg OC) costo enérgetico anual (pesos.dolares1 costo acumulado por año ipesos,dolaresi díAmetroim) eficiencia de coleccíón o de transferencia de energla. rendimiento tcrmíco. energla de entrada ikW-hr) energla d e salida ikW-hrl factor de frícci6n calda de presión en metrof de líquido i r n i velocidad mbsjca ikgihr m )
gravedad ( m i s i entalpia ikcalikg) entalpla liquldo saturado ikcalikg) entalpla de saturación. diferencia vapor-llquído ikcalikgl entalpia vapor saturado ikcalikgi entalpla vapor gobrecalentado ikcalikg) insolacibn (Win ) conductívidad térmica ikcallhr "Ci conductivídad termica del ladrillo ikcallhr ZC) conductívídad térmica del concreto ikcalihr m Cl conductivídad térmica del unicel ikcalihr m OCI conductívídad termica del concreto con grava ikcalihr C i espesor de pared, longitud de tuberías ( m i espesor de las placas de concreto i m l espesor del ladrillo i m ) espesor del unicel i m ) espesor de la placa de concreto y grava ( m ) masa ikgl flujo masico ikglhr) masa total de solucídn ddbíl ikg ) media logarltmica de diferencia de temperaturas i °C i presión iatm) presídn de evaporación (ata)
P
I P
O
VI I
ep &T
P
Presión de Condensación (atm) Presión baja del Sistmma ( p t m ) Presi6n alta del sistema catm) calda de presión iatm) flujo de calor (kW) rapidez de transferencia de calor ( k w ) calor añadido (kWi Calor de absorción (kW) Calor de condensación ikW) carga del producto ( k w ) cargas suplementarias (kW) calor de evaporación (kWl calor de generación I k W ) carga por infiltración de aire (kW) calor en el mezclador ikW) calor de enfriamiento previo ikW) flujo de calor p o r las paredes cortas íkW) f l u j o de calor por las paredes largas i k w ) flujo de calor por el piso (kWi calor rechazado I kW) calor de rectificación (kW) calor transferido en el deposito de solución débil í k W i carga total en el edificio i k W ) flujo de calor por el techo lkWl enargla radiante absorbida i W / m ' ) entropla i kcal /kg OCI temperatura ( O C )
temperatura a la salida del separador-p=tificador (OC) temperatura de la cámara frigorlfica í C ) temperatura de la soluci6n a la salida del generador i ° C ) temperatura promedio (OC) temperatura de salida en el mezzlador (OC) temperatura ambiente promedio A C i temperatura de rectificación
o( C )
diferencia de temperaturas ( C ) coeficiente de transferencia de calor por área ( k W i h r OCi razón de tgansferencia de calor ( k W i h r m' OC) volumen í m 1 volumen especlfico ( m / k g ) trabajo de bomba íkW) concentración ( X peso) concentración solución débil ( X peso) espesor de parad ( m i
a
rendimiento real del sistema de absorción. coeficiente de rendimiento ideal. densidad ( kgim'i
VI I I
Existen en nuestro pals comunidades rurales pesqueras que
carecen del servicfo de energla el&trica y requieren de l a conservacibn de productos marinos. El mantener el pescado on
condiciones aceptables para su coeercializaci6n es vital para 1.
economla de estas poblaciones.
Como Un8 alternativa para substituir sistemas convoncionilos
de refrigeraci6n y crear medios de refrigeration en zonas no
electrificadas. el Programa Nacional de Solidaridad ha solicitado
a centro6 nacionales de investigation la asesorla tecnica para el
desarrollo de sistemas de refrigeraci6n solar.
El objetivo de esta tesis es realizar el diseño
termodin&mico de un sistema de refrigeración por absorci6n para
la conservaci6n de productos del mar que opero con energla solar.
as1 como un análisis térmico y mecánico de cada uno de sus
componentes y la comparacidn de los costos entre los del sistema
diseñado y los de un sistema de refrigeracibn convencional.
En el capltulo 1 se mencionan los antecedentes y bases para
el desarrollo de este trabajo. El capltulo 2 trata de los
principios bhicos do refrigeracicin por absorci6n. En este mismo
capitulo se describe un sistema de refrigeracibn por absorci6n
operando con energla solar. En el capltulo 3 se efectda el diseño
termodinámico y un balance energ&tico del sistema. En el
capltulo 4 los componentes del sistema son termica y
mecánicamente analisados para la selección y cotizaci6n de os
mismos. En el capitulo 5 se comparan los costos del sistema de
refrigeración solar con los de un sistema de refrigerac ón
convencional operando con energla elktrica. suminietrada por una
planta de combustibn interna d e gasolina. Las conclusiones y
recomendaciones se encuentran en el capitulo 6, donde se indica
que la construccidn y operaci6n del sistema son viables.
I X
C A P I M O 1
Los chinos fueron l o s primoros en rocolectar y aloacenar
hielo del inviorno. enpnc&ndolo on paja o hierba soca, para
utilizarlo on 0 1 confort de la gent. l o s moses de verano y para
el onfriamionto de bebidas.
La historia alentlficn proporciona algunas reseñas sobro l o s primeros exporimontos registrados acorca do l a consorvación do
alimentos que datan desde el año de 1626. on quo Franois Bacon
intontó l a conservación de un pollo rellenindolo con nievo. En el ano de 1683 Anton Van Leouwonhoek, doscubri6 un mundo
totalmonto novedoso. Este alemin inventó 0 1 microscopio y
doscubri6 quo un cristal transparonto do agua contiono millones
de organismos vivientes, que en l a actualidad so denominan
microbios. So descubrir5 quo la rápida oultiplicación do ostos se
se realiza en condiciones calientes y hómedas, tales 00.0 l a s que
se presentan on los productos alimenticios. Esta multiplioaci6n
de microbios fue reconocida prontamente como la oausa prinoipal
del deterioro de los alimentos. Por o1 contrario, 01 mismo tipo
o menoros no se o
de microbios a temperaturas do 10 c multiplican.
frebcos podfan conservarse con seguridad a tomporaturas de
o menoros.
Conocidos ostos ostudios se hizo ovidente que lorn alimentos 10 OC
l.1 CoNsawACION DE PROMICTOS MARINOS
Con 01 +ln do conooor cu&Ios son l o s i6todos 06s 02iciontes
do reirigeraol6n para l a conservacibn do los producto8 dol mar,
0s neoOmrlo sabor 8 detallo i a s aitoracionos iisicas y q u ~ ~ ~ c a g quo prosontan ostos productos dogpubs de su muerto.
Desde 01 momonto en que estos productos muoron la
putrefacción comienza. Esta os 01 rosultado do una sori0 do
aItoracionos complicadas quo tienon lugar on 0 1 cuorpo muerto por
sus propios formantos. enzimas. baotorias y accionos quloicas.
fan pronto como iuoren los productos posquoros. Ins
bactorias ompietan a invadir los tejidos. Se cree que ponotran
por las branquias y riñones, a lo largo do venas y arterias y
directamente a travds do I8 p i e l y del forro do la cavidad
ventral. No se conoco con seguridad el tiempo en que tardan Ins
bacterias on atravesar la piel, poro algunas pruebas indioan que
pueden tardar alrededor de cuatro a cinco dlas.
Las enrimas del cuerpo vivo quo pormanecon activas despuds
de su muorto son causa de otra serle importante do altrrnacionos. Algunis do estas roaocionos entimiticas intorvionen casi con
seguridad. en los cambios de olor quo Ocurron 8 los primeros dlas
do aloacenaiionto en f r l o , antes do quo se haya ianifostado
claramente la putrefacción bacteriana. Ahora S8bomOE que la putrefacción ea un prcooso natural,
poro la manipulación apropiada puede frenar esto Procoso Y prolongar la duración ótil del producto como alimento.
til INFLEMCIA DE LA TPPERATURA
Se conocon tres medios importantos par8 provonir una
putrefaccibn rápida: 0 1 cuidado. l a limpieza y el enfriomionto.
El cuidado durante la ianipulnción es esenoial. puesta que un
daño innecrsario puedo facilitar 0 1 rccoso por cortes y horidaE
para las bactorias do la putrefacción rcrlerando de oste modo su
efecto sobro la carno. La limpieza es important. desdo dos
puntos do vista: on primor lugar las fuontos naturalos do
bacterias puoden eliminarse on gran parto poco do8puds de habor
sido C8ptUradO. onvfarrándolo y suprlolondo 0 1 mucílago por
lavado. as1 oomo otras bactorias orginicas do la supOrfiCiOt y en
2
'*gundo lugar* a'ogurando qU0 8ieiprO .O manípul. on condicionas hlgl*ni~ase d. manera quo se mantengan on un minimo' 1..
Probabilidad.. d. inf.cci6n por bactoriis do otras fu0nt.s. poro lo mbs important. d. todo, e8 quo ostos productos ti0n-n quo
onfriarso rlpidamonte y mantenorso fria..
La volocida con quo las baCtOrii8 00 dosarrollan dopondo do la tomporatura, síondo esta el factor o l a importanto para
Cuanto mayor os !a controlar la volcoidad do putrefacci6n.
temperatura ~ A E rlpído so iultiplicin las bactorias. quo utilizan como alimento la carno. S í la temporatura OE ouficientoionto
bija, la acci6n de las bactorias puode frenara. totalmento;
congelar y guardar a una toaporatura muy bija. por ejemplo. -29 C, que coneorva comostíble al producto durante un porlodo muy
prolongado, 8 oausa do que las bacterias han muerto o han quodado
complotamente inactivas a esta temperatura, y la sacian qulmios
6610 s. produco con mucha lontitud, inoluso a teiporaturas como a
-10 OC, pueden seguir doserrol Ihdose todavia algunas clasos d.
bacterias, aunque s61o a un ritmo muy lento! por tanto, para un
almaconamionto prolongado do muohas somanas o meses. EO nocosita
congolación y aliaceniaionto frigorífico.
O
A temperaturas Iigoramento suporíoros a las del hielo on fusi6n, las bacterias so hicon muoho m l s activas y, Como
consocuoncía, la putretaoci6n so presenta aAs de prisa. Por
ejemploi bacalao mantonido an hielo fundento 80 hace incom*atible
al cabo do unos quince dias. mientras que mantenido a 5 C , a
contar del momento do la captura, ostarA probablomente inapto para el consumo a1 cabo de solamonto sois dias. A 15 C
estarla lnsorviblo dospues de uno o dos dias.
O
O
LO' cambios quiaícos que contribuyon a l a putr*facci6n d e l posc.do, puodon tambidn frenarse bajando tev-raturii por
congiguiente, miompro habrá que insistir en que t*mP*ratura
os, con mucho, el faotor do mAxlma Importanola que gobíorni la
volocidad a la que ostos productos so alteran.
3
112 EL HIELO EN LA REFRIOERACION
Como medio de enfriamiento el hielo tione muchas ventajas:
kcal para fundir 1 kg de hielo. El hielo es inocuo, portAtll y
barato. Es espeofficamente valioso pira 1s oonservacibn. puesto
que es posible un enfriamiento rApido a trav68 del intimo
contacto entre 0 1 producto y pequeifas piezas de hielo. El hielo
mantiene el producto refrigerado, frio. húmedo y brillante. y
evita la desecaci6n que puede acompañar a otros métodos de
enfriamiento. tales como e1 almaconamiento refrigerado sin hielo.
El hielo es su propio termostato, y como estos productos
estAn constituidos en gran parte por agua. mantiene 0 1 pe8cado a
una temperatura justamente un poco por enc ma del punto en que el
produoto se empezaría a congelar.
una capacidad refrigeradora muy COn8ideribl0, se necesitan 80
113 FORMA RECOMENDABLE PARA REFRIGERAR PROOUCTOS DEL MAR
Hay otros medio8 para enfriar, a parte del que se basa en
emplear hielo, a saber: puede soplarse una corriente de aire
f r f o , o puede emplearse -Hielo Seco- Idithido de carbono s6lidoi, pero estos adtodoe no s o n tan eficientes como el hielo iaohacado.
Un inconveniente del empleo de un cámara de enfriamiento es
que, sin el hielo se seca a causa de la evaporacidn de la hhedad
que pasa al aire y que se deposita finalmente sobre 106
serpentines refrigerantes en forma de escarcha. E l aire estA en
algunas partes de la cAmara de enfriamiento mAs frio quo en
otras, y el producto colocado cerca de los serpentines refrigerantes puede con el tiempo estar congelado. La
congelacidn lenta puede en ocasiones perjudicar e Influir tanto
en el sabor como en la textura del producto.
Uno de los inconvenientes de enfriar el producto por un
sistema que no sea empleando híelo. radica en el peligro de
congelaci6n parcial del pescado. La reduoci6n de In temperatura
por debajo de su punto de congelaci6n y su con8ervaci6n en estas
4
~~ . .- -~
I. . .. i/ . .-.._ , / a 2. ..I...,
., . condicione8, oon8tituym un medio exomlent. 'para preservar durante
mucho tiempo, pero 01 rebajar la teiperitura justament'e por
debajo del punto de oongmlacibn, purdm oca8ionar. ilteraoionei
indiimable8 en mI aabor y en la textura.
INCORRECTO
CORRECTO
Figura 1.1 Forma de refrigerar lo8 producto8 del ( A ) inoorrecta y I B ) correcta.
A s l pums. Is forma reoorendabie para refrigerar l o s producto6 dol mar en cAmaras de enfriamiento 68 como se IBUOstri
en la fig. 1 (8). donde ml producto eati on un recipiente
cubierto por trozo8 de hielo y la c h a r & de enfriamiento a una
temperatura tal que el hielo se conservm el miximo tiempo poaible
sin llegar a congolar el producto, pari evitar quo 68te pierda la
calidad deseada. sabor y textura.
12 PROYECTOS DE REFRIOERACION 0PERAN)O CON E E R G I A SOLAR
La mnmrgla elktrica brinda una forma ficil de tran8portar8e
5
y ainipularso@ Y por tanto, 80 h. Optado por ut1iz.r .i.toaas do
rofrigoraci6n que OPoran con oste tipo do onergfa Onergi.. ’ Sin Ombargo, costo d. genorar energía oibtrica, dosde un punto d.
vista tanto m o n b i c o como o c o i ~ i c o . sigue siendo muy .Ito, adoaAs do existir rrgionos para las oualos os dificil 0
Eatas son incosteablo hacer Ilogar 01 sorvioio olhtrioo.
algunas do l a s razonos quo 3uotitican l o s trabajos do
investigación oncaainados a encontrar modi08 +timos para
transtormar onorgla primaria a onorgla ótil.
t i refrigeración solar por absorción se considora como una
altornativa en In suititución de oquipo convencional do
rofrigeración y una forma do ahorrar enorgla elktrica o do haoor pcsiblo l a rofrigoración on lugares no olectrificados.
So han realizado trabajos do investigación nacicnaloa 0
internacicnalea on sistemas de onfriamionto solar. Estoo
trabajos han aportado conocimientos y exporiencíns quo sirvon
para l a realización do proyectos tuturoa. Hasta l a fecha no so
ha alcanzado 0 1 objotivc deseado, esto os, los quipor
construidoi quedan a nivel de prototipos o prcyoctos de invostigaclón muy especiales. y l o doseado 08 llegar a construir aquellos quo operen con oQicioncii y que económioaaento e s t h al
aloanoo de los usuarios. PdeaAs do sor rodituablos. Las instituciones nacionales quo han realizado oste tipo de
proyATctos son: 0 1 Instituto de Ingonlerla do la Universidad
N.cional Autónoma do W x i c o iUNAR), l a Univorsídad Autónoma
Phtropclitana (UARI Iztspalapa. l a UAR Azoapotzalco, la Diroccih General de Aprovochaiionto do Aguas y Enorgla S o l a r (DIAGASES) de la Secretarla d. Asontamientoi HUiinO8 y Obras PóbIica8. 01
Instituto de Energla Soli
sistomis do
tomperaturas
(LES-llRl do
nvostigaoionos Elbtricas (IIEI y el Laboratorio do dol instituto do Investigaoión de nPtori8las
a UNAN. La mayorla do ostos prcyoctos sobre
enfriamiontc solar son para trabajar a altis superioros a 5 OC, par. air0 acondicionado
ospeolficamonto) con broauro de litio y agua. donde el agua os 01
refrigoranto, l o cual limita la cporación dol sistema a temperaturas igualos o superiores a 5 C.
O
6
A nivol intornaoional los palm08 quo =As atonoibn han
pro8tado a l a rofrigoración 8olar son: la Ropdblioa FodoraI
A Alemanas Estado8 Unidos. Arabia Sudita. Israol y Japbn.
Partir d. l a o r i s i s petrolera do 1973. on todos olios oxoopto
Arabia Saudita, 0 1 ostuorzo por ooioroializar estos sistoias do50 atrAi los iquipos oxporiiontalos.
A oontinuación 80 citan algunas do las instalaoionoa
oxporimontilos con sistomas de entriaiionto solar alrrdodor del
mundo t l O 1 : - Edificio do la Univorsidad do Ohita. auporfioio do
aoondicionaiiento 1800 i2, colector08 do plaoa plana oobro/cobre.
Aro8 do oolocción 513 m2 y una unidad de roírigoraoibn por
absorción LiBr-agua oon capacidad do 30 ton.. (Japón. 1977).
I - Casa Solar Hirakata, suportioio do aoondioionamionto 118.5 i , ooleotoros do tubos ovacuado8 oobre/aluiinio, A r o 8 do oolocoi¿n
46.6 m2 y una unidad de retrigoraoión por absorción LiBr-agua con oapacidad de 2 ton.. (Japón. 1977).
- Centro do rocroaoi6n Santa Clara California, suporficio do
acondioionamiento 2508 m , oolectoros do plaoa plana de cobro,
Area de oolocción 050 i y una unidad de roirigorrción por
ibaorción LiBr-agua oon capacidad do 25 ton.. (EUA. 1977).
2
I
- Olimpic Enginemring Corp. North Riohland Vasghinton, 8uporficiO do acondicionamiento 1337 m*. oolootoros de placa plana do
aluiinio, Arma do ooloocion 557 m2 y una unidad de rrfrigeración
por absorción LiBr-agua con capacidad de 25 ton.. (EUA, 18771.
- Casa Solar Brimbane. superficie do acondicionamiento 123 m , colectores do placa plana do oobre, Area de colección 6 y una
unidad de rofrigoraoión por absorción LiBr-agua con capacidad do
2 ton.. (Australia, 1978).
2
I
- Carrior Corp. Phoonix, Arizona, suporfioie do ~condioionaiionto 3700 m , oolootoros do Ionteo linealos, Area do oolocci6n 133.8
2
7
i y una unidad de refrigeraci6n por absorcI6n Liar-agua con
Capacidad de 13.5 ton.. Este proyecto fue realizado conjuntamente
por Arabia Caudita y EUA. (EUA, 1980).
Los equipos do refrlgeraci6n solar que han llegado a
comerclaliznrse y ostlin en el mercado son especlficiionte para
al tas temperaturas, no obstanto siguen teniendo baja eficiencia y con poco poder d w competitivldad en 0 1 mercado; motivo por el
cual se siguen desarrollando trabajos do investigacI6n on
sistemas con altas y bajas temperaturas.
1.3 GENERALIDADES PARA EL DESARROLLO DEL PROYECTO
Por medio del Centro Coordinador de Pátzcuaro del Instituto
Nacional lndigenista iINI), se construyeron durante el ano de
1989, cuatro centros d e acopio para pescado. asignados a las
Sociedades Cooperattvas de l a Costa de Michoacán, ,. P6mara...
;,Motín del Oro.., y ,,Morro Chino,.. pertenecientes a las
localidades de la Manzanilla, Maruata, el Faro de Bucorias y Cachán de Echeverria respectivamente. DIchas obras se
construyeron con la finalídad de almacenar pescado y otros
productos del mar como: langosta. pulpo, huachlnango, ostión, etc., durante , u n período no mayor a io6 ocho dias. La s
dimensionea de estas cámaras. son de 6 . 0 x 5 . 0 x 2 . 3 o. cadi una
cuenta con un recubrímiento en su parte Intwrlor. a base de
poliestireno (unicel) en las paredes y el techo, con u n aplanado
fino exterior de 3 cm y piso de concreto de 8 cm.
Estas camaras de conservaci6n, no han 6ído puestas en
operaci6n. En una de ellas 60 hizo la prueba colocando en el
interior 70 barras de hielo. las cuales sólo duraron tres dias. a
pesar de que e l diseño se hizo con base en que esas mlsmas ?O barras duraran ocho días. Esta duraci6n del hielo hace
incosteable el proyecto.
Es por ello que con base en la calidad y cantidad del
producto que se desea conservar, se Ileg6 a la conclusl6n d e
incorporar un equipo de refrIgeracl6n. ya que se requiere
e
almacenar el producto un tiempo promedio de ocho di...
Para rmilirar el estudio correspondiente a la instilaci6n
del sistema de refrigeraci6n solar, se ha elegido ospeclficamente
el Centro de acopio que pertenece a la localidad de Maruata. La cámara frigorlfica construida en eito centro tendrlr que sor
inspeccionada y si es necesario reacondicionada, con I8 finalidid
de garantizar la óptlma conservacidn del frlo. Esta cAiari tiene
que alcanzar una capacidad máxima de almacenamíonto en frlo de
dos toneladas de produoto. En las figura 9 del apendlce se puede
o b s e r v a r la ubicación de Haruata.
El diseño termodinámico y el PnAliSii ingeneril tdrmíoo y
meaánlco del sistema de refrigerací6n solar. exclusivo para l a s
cámaras frigorlficas anteriormente descritas y oprrando bajo
condiciones especiales como: temprraturas menores a O OC en el
evaporador. i8 horas de operaci6n al día. almacenamiento de
refrigerante, 6 horas aproximadamente de insolación efectiva. colección solar con tubos evacuados. etc. hacen ier a este
proyecto único, asi como también un medio de aportacibn de nuevas
tenicas en la refrigeracion solar de baja temperatura.
9
CAPITULO 2
PRINCIPIOS DE REFRIGERACION POR ABSORCION Y EL
La refrigerac
SISTEMA DE REFRIGERACION SOLAR
6 n puede defínirse d e modo simple como el
proceso a trvbs del cual se disminuye la temperatura d e un
espacio' o material bajo condiciones contro~adas. Este proceso consiste en reducir y mantener la temperatura d e una sustancia o
Para sistema por abajo d e la temperatura del medio ambiente.
lograr l o anterior e6 necesario extraer calor del espacio
refrigerado y transferirlo a otro cuerpo que se encuentre a una
temperatura menor. E n la mayorla de todos los slstemas d e
refrigeracidn la materia utilizada para absorber el calor se
I lama refrigerante.
2.1 REFRIGERACION POR ABSORCION
Los sistemas d e refrigeracion por absorcibn funcionan con
energla calorlfica y utilizen mezclas d e refrigerante-absorbente,.
donde l a sustancia que absorbe energla del medio es el
refrigerante, el cual es alternativamente absorbido y liberado
por la otra sustancia afln llamada absorbente, que puede ser un
s6lido o un llquido. E l refrigerante e6 absorbido en el lado de
baja presibn del sistema y es liberado en el d e alta presi6n. La
ventaJa derivada d e estos procesos es que el trabajo suministrado
al sistema es mlnimo, sólo necesita ser el suficiente para
bombear un liquido desde la region de baja presi6n a la d e alta
del sistema. Por experiencia se sabe que el trabajo para bombear
10
. . _., ,' > . ., *.:,.. .
una masa determinada d e gas o d e vapor es m'ucho mayor que el
necesario para bombear una masa igual d e liquido. A continuacibn
se hace un análisis del principio de refrigeración por absorcibn.
2.11 PRINCIPIOS Y ANTECEDENTES DE LOS SISTEMAS DE REFRIGERACION POR ABSORCION
Las primeras mAquina6 que se usaron para mantener bajas
temperaturas se construyeron en'el .siglo X V I I I : empleaban vaclo
logrado por una bomba que permitla hervir un llquido a una
temperatura suficientemente baja, y en consecuencia producir
enfriamiento al tomar energla del medio. E l cientlfico William
Cullen trabajd con un sistema d e este ti.po. utilizando agua como
liquido de traba3o.
Simultaneamente Faraday descubrio que el cloruro de plata
tiene la capacidad de absorber el amoniaco. Expuso cierta
cantidad de cloruro de plata en polvo al amoniaco gaseoso hasta
saturarlo. La sal cargada d e gas se coloc0 posteriormente en un
tubo d e ensaye sellado en forma d e V invertida, como se muestra
en la Fifura 2 . 1 . Cuando se aplic6 calor se desprendi6 vapor d e
amoniaco. el cual se enfrió y condens6 sumergiendo el O t r o
extremo del tubo en un recipiente con agua fria. E l agua s i r v i 0
como agente de remocicin de calor latente del amoniaco gaseoso.
Conforme l o s vapores d e amoniaco entraron en el extremo enfriado
del tubo de ensaye se acumularon, como indica la Figura 2 . 1 ¡ A I
Esta fue la primera vez que se observó que e l amoniaco habl'a
cambiado del estado gaseoso al liquido. Una vez que se eliminó
la aplicaci6n de calor y del agua d e enfriamiento sucedió algo
curioso, inmediatamente despues el amoniaco llquido empezó a
hervir, regresando nuevamente al estado vapor, el cual fue
absorbido otra vez por el polvo d e cloruro de plata como s e
muestra en la Figura 2 . 1 1 9 ) .
1 1
VAPOR , n , --
AMONIACO LIOUIDO
I
VAPOR n DE w
AMOfdIACO LIOUIDO e
POLVO DE CLORURO DE PLATA
AMOfdIACO LIOUIDO e
POLVO DE CLORURO DE PLATA
Figura 2.1 Experimento de destilaci4n y absorción de Faraday.
Cuando Faraday toc4 el extremo del tubo de ensaye que
contenia amonlaco Ilquido. encontr4 que estaba bastante frlo.
Sin embargo aún más sorprendente fue el hecho de que el
enfriamiento 68 habla producido por la ebullici4n del liquido.
sin la presencia de fuente alguna de suministro de calor.
Cada vez que Faraday repiti4 el proceso, observ4 el mismo
cambio. Lo novedoso conoisti4 en que fue posible lograr
temperaturas bajas en el laboratorio cualquier número de veces.
sin que se alteraran 106 ingredientes en el tubo de ensaye.
12
Posteriormente en el Siglo X I X Ediund Carr6 oro4 otro
Pistem8 de absorción. Colocó en un recipiente una iotc'la do
- 4 - W ( h i d o Culfurioo-Agua) y le suiiniatr4 oalor. generándooe vapor de HrCOd con agua. que fue almacenado en otro v)
recipiente oon una vAlvula on su parte superior. A i s 1 6 y do36 M
In evaporación del H m 4 enfriando el iodior el vapor rolres4 al a,
* enfriar el primer recipiente para disminuir l a preai6n y la
temperatura do la merola. Ihspués abrió la v&lvula y a0 iniciri a
primer recipiente y la mezcla inicial se form6 nuevamente
completando el ciclo. Este tipo de sistema se muestra on la
Figura 2.2.
CONDENWOR F €PARADO 0
MEZCLA DE ACID0 I SULFURIC0 Y I AGUA J
VALVULA 9 1 ACID0 SULFURIC0 I
Figuro 2.2 Sistema intermitente de ~9rIgoraci4n por absorci6n.
Ferdinan Carr4 enoontró un teroor sistema de absorcibn. a l
modificar el de Edaund CarrC usando una mozcla de "9 - Hso. Este
oisteio opora sin alternar 106 procesos do generación y
abaorci6n. Eeta formado por cuatro dispositivos: gonorador.
condensador. evaporador y absorbedor: AdeiAs tiene dos vAlvulas
donde se efeotm la expansión dol imonlaco y de la solución rica
en agua, a d como tambidn una bomba que aumenta la presión de l a
soluci6n rioo en aaoniaco. En estos sistema. de refrigeración se
tienen dos zonas. una de alta presi6n donde se eQocthn l a s
operaciones de generación-condensaci6n y otra de baja preai6n.
donde se realizan la evaporacl6n-absorcibn: fisicamente se
encuentran separadas por las válvulas de expansión y la bomba.
En la siguiente sección se analiza un sistema continuo d e
refrigeracibn.
2.1.2 SISTEMA CONTINUO DE REFRIGERACION POR ABSORCION
En la Figura 2.3 se muestran l o s componentes esenciales de
u n sistema continuo de refrigeracibn por absorci6n de
amoniaco-agua. Es posible observar que un grupo de dispositivos
acoplados substituyen e l compresor utilizado en l o s sistemas de
refrigeracibn por compresibn.
Para analizar el funcionamiento de este sistema continuo de
absorci6n, se empezará por el Condensador de amoniaco en 1 . Se
encuentra que los siguientes procesos son l o s mismos que en u n
sistema de compresibn: la condensacibn del vapor desde 1 hasta 2.
estrangulamiento hasta una presibn más baja de 2 a 3 Y el
proceso de evaporacih en el espacio a refrigerar de 3 a 4 .
Despues de salir del evaporador 4, el vapor entra en u n
. . absorbedor. Como el agua disuelve el amoniaco. e l agua del absorbedor absor,be el amoniaco proveniente del evaporador. El
proceso de absorcibn libera calor, P A S . que incluye e l calor
latente de NHa absorbido.
Es necesario aclarar que una solucibn concentrada de
amoniaco se llama Ilquido fuerte: una soluci6n diluida liquido
déb i I .
El llquido fuerte es bombeado desde el absorbedor. 5. hasta
6. a traves de un cambiador de calor de 6 a 7 . hasta el
generador. En este último se calíenta el liquido fuerte. que
entonces desprende amoniaco en forma de vapor. En el estado del
rectificador. la cantidad de agua en una mezcla en equilibrio de
vapores. de agua y de amoniaco es relativamente pequeña. pero
tiene que eliminarse para evitar su congelacidn en el evaporador.
Por tanto, en el rectificador. los vapores pasan por una columna
14
rectificadora, que separa el agua ( A ) que pudiera existir on la
soiucibn conoentrada de amoniaco. El vapor de amoniaco pasa al
condensador en I , desde donde este ciclo se repite. Considerando
nuevamente el generador, 6. obsorva que el proceso de obullici6n
del amoniaco deja una eolucibn ddbll ( A i . Esta solucibn retorna
luogo dosde 0 1 generador, a tra-s d o l cambiador de o a l o r . a i
absorbodor. dondo ab8orbo amoniaco numvaimnto. E8te oimbisdot do
calor sirve para enfrlar la soiuci6n dCbi1 durante su retorno
hacia el absorbedor y para calentar la 6OlUCi6n fuerte en eu paso
hacia el generador, y de este modo ahorrar calor en el genorador
y reducir el calor rechazado en el absorbedor.
O
Figura 2.3 Sistema continuo de retrigeracibn por absorcibn.
El coeticiente de rendimiento para e o t e tipo de ciclo se
puede definir como la relacibn entre la cantidad de calor
extraldo en el evaporador y el calor transmitido al genorador; o
15
si la energla para accionar las bombas se toma en cuenta, el
denominador se incrementa en la cantidad de estos trabajos. o
sea, el factor de rendimiento, ir es:
Donde W puede incluir los trabajos de bombeo de una o mAs
d e las bombas, de acuerdo con la exactitud deseada.
E l valor más alto posible del factor de rendimiento se
obtiene utilizando ciclos reversibles, con la ecuación siguiente:
Donde Tar es la temperatura constante a la cual se
suministra calor en el generador, TEV es la temperatura
constante en e l evaporador y To es la temperatura promedio del
medio ambiente.
2.2 CARACTERISTICA DE LOS REFRIGERANTS
Se logra bajar la temperatura de un sistema de refrigeración por medio de un refrigerante. Para 'el hombre son conocidos
muchos refrigerantes. De hecho cualquier llquido que hierva a
una temperatura en alguna parte cercana al punto de congelacidn
del agua puede enfriar y preservar los alimentos. Sin embargo.
un punto de ebullición por debajo del que se forma e l hielo no es
por si mismo el único aspecto que origina un buen refrigerante.
Un refrigerante es necesarío que cumpla con otras
propiedades químicas, flsicas y termodinámicas que l o hagan
econbmico y al mismo tiempo seguro. Estas propiedades son l o s
factores principales que determinan el funcionamiento de un
sistema de refrígeracibn.
Las caracterlsticas ideales de un refrigerante son:
11 Garantizar propiedades flaicas y termodinámicas adecuadas al
rango de operacidn.
16
2 ) Termica y qulmicamente estable.
3, Seguro* no flamable, no tbxico. no ~ e x p ~ o s , v o y fr&ii de detectar en fugas.
4 ) Disponibilidad y bajo Costo.
5 ) Compatible con 1 0 s materiales de construcci6n y l o s
lubricante8 usad06 en io6 di6poiitivos de refrigerscibn.
Hasta el momento no se ha encontrado un refrigerante ideal
que cumpla con los requisito6 anteriores.
El criterio inicial para la selecci6n del . fluido
refrigerante 86 el especificar l o s I1m:ites tbrmicos en los cuales
tiene. que trabajar. La temperatura crltica del f l u i d o
refrigerante tendrá que ser bastante mayor que la temperatura
mAxima de trabajo en el sistema. De igual forma, el punto de
congelaci6n del refrigerante tiene que ser suficientemente menor
que la temperatura minima en el sistema.
La presi6n de vapor del fluido refrigerante determina la
presibn desarrollada en el condenoador y e l evaporador bajo l a 6
condiciones de operaci6n. Se tiene que operar a presiones
mode'rsdas con e l objeto de utilizar materíales ligeros d e
construcci6n y equipos normales. reduciendo con l o anterior el
tamaño. el peso y el costo del equipo. Por otro lado, la presion
en el evaporador tendrá que estar por arriba de la atmosferica
para evitar la entrada de aire dentro del equipo. El operar bajo
vaclo requiere el uso de equipo voluminoso y se1106 especiales.
E l fluido refrigerante ideal tendra una presi6n de condensacibn
relativamente baja, lo cual implica un valor bajo de la r a z h de
compresih. presi6n de condensaciónipresión de evaporation.
E l trabajar con valores bajos de la raz6n de compresi6n
resulta en un consumo menor de potencia y una alta eficiencia
volumetrica. Este último punto es importante en sistemas con
capacidad pequeña, ya que permite el uso de compresores
reducidos.
El calor latente de vaporizaci6n del fluido refrigerante
tiene que ser lo más grande posible a la6 condiciones de
operaci6n del sistema. El punto de ebullici6n. a u n bar. tiene
que ser menor que la temperatura de evaporacibn para que el lado
17
de baja PreSidn opere a r r i b a de la pres 6 n atmosferica evitando as1 la entrada de aire o humedad dentro del sistema.
La capacidad calorlfica del f l u do refrigerante liquido
tiene que ser lo mas baja posible y la del vapor l o más alta
posible ya que ambos valores tienden a incrementar el efecto d e
subenfiramiento y reducir el efecto de sobrecalentamiento
respectivamente.
El fluido de trabajo tiene que garantizar valores bajos de
viscosidad y tensidn superficial, con el fin de reducir l a 6
caidas de presión dentro del sistema.
La conductividad termica del fluido refrigerante tanto
liquido como vapor tiene que ser alta con el f i n de favorecer la
transferencia de calor en los intercambiadores.
2.2.1 AMONIACO
En la actualidad 106 refrigerante6 mAs utilizados son los
hidrocarburos halogenados, freones, dado que éstos son los
fluidos de trabajo que se utilizan en los sistemas de
refrigeracibn mas comunes. Estos sistemas son l o s de compresibn.
a causa de que la energla electrica requerida para operar el
compresor de los equipos comerciales. se encuentra disponible
casi en cualquier poblacibn.
A I amoniaco se le conoce como refrigerantes R - 7 1 7 , aunque es
tdxico. flamable y explosivo bajo ciertas condiciones. sus
propiedades termicas l o hacen insustituible en plantas de hielo.
plantas empacadoras y grandes bodegas frigorlficas en donde se
cuenta con personal capacitado. El amoniaco tiene u n punto de
ebulliciCn a presífin atmosférica de - 3 3 . 3 4 O C y presiones de
operacidn moderadas. Aunque el amoniaco no es corrosivo a todos
los metales comunes. en presencia de humedad corroe a l o a metales
no ferrosos tales como el cobre y sus aleaciones.
. .
E n los sistemas de refrigeración por absorción para bajas
temperaturas el amoniaco se sigue utilizando. a causa de sus
excelentes' propiedades termicas y afinidad en la absorcibn Con el
agua.
18
2.2.2 MEZCLAS REFRIGERANTE-ABSORBENTE
la mozc I a adecuada do refrigerante-absorbente a utilizar en l o s sistemas de
refrigeracibn por absorci6n. generalmente se sigue el siguiente
criterio: el absorbente tiene que garantizar una fuerte afinidad
por e l vapor refrigerante; tanto absorbente como refrigerante
tienen que ser mutuamente solubles en el rango deseado de
condiciones de operacidn: ademls de 6er seguros. estables y no
corrosivos, tanto separados como combinados. La volatllidad del
absorbente tiene que ser muy baja. de tal manera que el vapor
refrigerante contenga poco o nada de absorbente a1 salir del
generador; l a s presiones de trabajo tienen que ser razonablemente
bajas y de preferencia cercanas a la presión atmosferica. para
mlnimizar el peso del equipo y las fugas. El calor latente de
vaporización del refrigerante tiene que ser alto. De modo que el
refrigerante requerido sea mlnimo.
Para se I ecc i onar
Algunas combinaciones utilizadas son las slguientes: 1 )
Amoniaco-Agua íNH3 - HzO) . 2) Agua-Bromuro de Litio í HZO - L I B r ) De estas y 31 Amoniaco-Tocianato de Sodio íNH9 -NaSCNi.
combinaciones para los sistemas de absorcien de baiañ
temperaturas (abajo d e l punto de congelación del agua) el
amoniaco-agua es el más común.
El amoniaco es el refrigerante y el agua e6 el absorbente.
Esta es la mezcla más empleada, por el alto calor latente de vaporización por unidad de masa que iiene el amoniaco. A d e m á h
que el agua tiene gran afinidad por e1 vapor de amoniaco y 106
dos son mutuamente solubles en un rango muy ampllo de
condiciones. Ambos fluidos son altamente estables 'y 6 0 n
compatibles con casi todos los tipo6 de acero. E l amoniaco e6
llgeramente tdxico. muy irritante, algo inflamable. explosivo. Sus presione6 de limitando su empleo en aire acondicionado.
operacibn son relativamente altas. El agua ea volátil. lo cual
implica adaptar equipo adicional para la eliminación de agua y
obtener amoniaco puro.
19
2.3 COLECTORES SOLARES
€ 1 Sistema de rmfrigeraci6n por absorc16n. drscrito en l a s
secc!ones anteriores, utiliza calor para generar fria. Las fuentes de calor comuniente utilizadas son las siguientes:
a) Calderas. por Combustidn.
b ) Vapor o agua caliente. utilizando en una planta
industrial para trabajo de proceso.
c ) Calor de desperdicio. recuperado de los gases de escape
de motores o turbina de gas.
d ) Vapor del escape de una turbina de vapor.
e) Vapor geotérmico.
f ) Otros medios afines.
Desfavorablemente para la regi6n donde se requlere instalar
el Sistema de refrigeracibn por absorcidn. desde el punto de
vista práctico, técnico, econ6nico y natural, 106 medios
anteriormente señalados resultan ser Inapropiadoa.
Actualmente existen sistemas que se usan para calentar
fluid06 a base energla solar. Esto ha causado un gran interhs en
el u60 de equipos de absorcion como parte de 106 mbtodos de
conservacidn de energla. además que la energla solar se encuentra
d1,sponible en todo el pals, no cuesta. es limpia y no contamina.
Se considerá la energla solar como una cascada infinita
cayendo sobre la euperficie terrestre. Si se intenta interceptar se tendrá su caudal, a mayor superficie de captaci6n.
evidentemente mayor flujo recogido. Esto es precisamente lo que
ocurre con los colectores solares.
Lo6 colectores son. en una instalacibn solar. el equivalente
a la caldera, en una convencional: e6 decir, e l dispositivo que
calienta el fluido. Este circula por todo e l colector, tomando
por simple contacto. el calor del s o l que quedo atrapado en l a
superficie de absorcidn.
'Existen actualmente cuatro tipos básicos de colectores de
energía solar: 10s planos. 10s de concentraci6n lineal, l o s de
concentracidn puntual y l o s especiales.
Existen variantes en los diseños de l o s distintos tipos. l o
20
que Proporciona una variada gama de productos en mercado.
Cada uno de estos tienen sus ventajas y desventajas inherentes,
que los hacen adecuados s ó l o para ciertos usos. Es decir, 1 0 s
colectores de placa plana pueden tener dos, una o ninguna
cubierta transparente; la superficie que absorbe puede o no s e r
selectiva; la placa puede construirse de cobre, aluminio o
fierro. y s e r lisa. acanalada o tener forma de aletas, etcdtera.
De manera muy general, los colectores de energla solar
pueden dividirse en concentradores y no concentradores. En l o s
primero se concentra la radiaci6n solar p o r medios dpticos.
lentes o espejos. antes de convertirla en energía t&rmica..lo que
permite obtener temperaturas más altas en el dispositivo donde se
recibe la radiaci6n concentrada, llamado receptor. Tienen el
inconveniente de utilizar únicamente el componente directo de la
radiacibn solar. que en ocasiones llega a ser pmqueña o
practicamente nula. P o r esta r a z h los concentradores requieren
mecanismos que l o s orienten en forma continua para seguir el
movimiento aparente del s o l . En esta clase se incluyen los
canales y los platos parabólicos.
Los colectores no concentradores utilizan tanto la radiacidn
directa como la difusa y. por lo general, permanecen
estacionarios durante la operación. A esta cla6e permanecen l o s
de placa plana. El componente principal de este tipo de
colectores es una placa, generalmente metálica, plana corrugada o
acanalada, cuya funci6n es absorber la radiaci6n solar que inclde
sobre ella y transformarla en calor.
En su versi6n m A s común, la placa plana se une termicamente
a duct06 que varían en arreglo y área seccional; su objetivo es
permitir el paso de un fluido, ya 6ea líquido o gas, que extrae
la energía termica del colector. S o b r e la placa metálica se
colocan una o varias cubiertas transparentes que permiten el paso
de la radiaciOn solar y disminuyen las perdidas t&rmicas por la
parte anterior del colector. L a s perdldas termicas en la parte
posterior se evitan con una capa de aislante t6rmico. E l calor
neto útil que puede obtenerse por unidad de área de un colector
de este tipo, esta dado por el balance entre la radiacidn
absorbida por el colector y la energá perdida en diversas formas.
La temperatura de operacibn de un colector de placa plana oscila alrededor de los 100°C. y llega a alcanzar temperaturas máximas
de 15OoC, dependiendo de las condiclones climatolbgicas y del
flujo dentro del colector.
Se han propuesto y construido otros tipos de colectores
solares, que pueden clasificarse como especiales; operan en
diferentes intervalos de temperatura. Entre ellos 8e encuentran
los estanques solares, los colectores de tubos evacuados. 106
colectores parabblicos compuestos y otros. E n el presente
proyecto se consideran colectores solares de tubos evacuados.
+Colector de tubos evacuados.
si tenemos un colector solar no concentrador de placa plana
y producimos un vaclo parcial alrededor de esta placa de
absorción, las pérdidas por conveccibn y conducción se reduciran
y la placa retendrá más su calor, a este colector se le llama de
tub06 evacuados. Lo6 colectores solares más eficaces de q'ue se
disponen actualmente son tubos de vacio de vidrio. por cuyo
interior contiene un conducto con u n revestimiento. que lleva un
fluido. E n el capltulo 4 . figura 4.1, se muestra la configuracien
bdsica de un colector solar de tubo evacuado.
En estos colectores, a causa de su mayor eficiencia, la
superficie de capataci6n necesaria es menor que en l o s coiectores
de placa plana comunes. Esta caracterlstica los . hace
especialmente indicados en ciertos ca6os. por ejemplo, cua.nd0 Se
plantea la necesidad de instalaciones solares en edificio6
existentes. en l o s cuales a veces falta superficie para los
pane I e6.
22
2.4 DESCRIPCION DE UN SISTEMA D€ REFRIOERACION POR ABSORCloN OPERAHX) CON M R G I A SOCAR.
E l uso de energia solar como fuente directa de calor para
operar un sistema de refrigeracidn por absorción tiene e l
inconveniente de suministrar calor en forma variable. ya que las
variaciones naturales en l o s niveles d e radiacidn, lo que
significa a su vez. que las temperaturas en e l generador no
pueden mantenerse constantes y resultan en un flujo' variable 'de
refrigerante. Es evidente tambidn que e l generador va a
.funcionar solamente durante las horas de insolacldn efectivas del
dia. Esta cantidad de horas depende de la zona donde se hetale
el sistema. Para la region donde se requiere instalar e l equipo
d e refrigeracidn solar', del presente proyecto, se consideran 6
horas aproximadas de insolacidn efectivas, siendo que para
satisfacer la demanda de refrigeracion es necesario que el
sistema opere durante dieciocho horas continuas: esta restriccidn
nos obliga a que el refrigerante necesario para operar las
dieciocho horas sea generado en las seis horas de insolacidn efectivas y almacenarlo en un depdsito de condensado. A
continuación se realiza una descripcidn de todo el sistema.
2.4.1 COLECCION SOLAR
En este proyecto se utilizaran colectores solares no
concentradores de placa plana con tubos evacuados, representados
en la figura 2.4 con e l numero i l l . los cuales calientan u n
fluido, aceite en este caso particular. medio por el cual se le
transfiere calor al generador.
El aceite caliente sale d e los colectores ( 1 1 por la llnea ( A ) y entra al generador 121 tambien por esta. A I circular el
aceite por el generador transfiere calor y disminuye su
temperatura. El aceite sale del generador por la Ilnea ( A ' ) a o
temperatura relativamente baJa (90-100 C l entrando a IO6 \r
colectrores solares i l l . Este aceite proveniente del generador
23
1.
2 . s. 4 .
5 . 6 . 7 . e . e.
1 0 .
C O L ~ C T O R ~ S soLmrs OENERADOR S E C A R A D O R - R C C T I C I C A D O R CONDENSADOR A L Y A C C N DC R L I R I O C R A N T C L N F R I ADOR V A L V U L A DC F X P A N S I O N EVACORADOR MEZCLADOR A . 6 0 R B E D O R
1 1 . ALMACLN D L COLUCXON PUL.TL LZ. 8OY.A
L O . I N T L R C A Y . I A D O R DL OOLNS 1 4 . A L Y A C L N D L S O L U C I O N D L D I L S í . VALVULA A U X I L I A R QCVE CALOR A.P POR LVACORADOR QUE= CALOR a r c H . POR MCECLADOR QAD= CALOR RCCH roa A.SOR.CDOR
Pco= CALOR R L c H . POR CONDENSADOR P O L E CALOR S U Y X N A L OLNCRADOR
Figura 2.4 Diagrama d e l 616teea de refrigeración por ab6orCí6n operando con energla 6olar.
24
empieza a calentarse dentro de los colectores hasta llegar. a la temperatura de operacion (115-120 O C ) . ES importante recordar
que el proceso de coleccidn solar en el presente proyeoto est&
limitado en tiempo. esto es, 6610 se efectóa durante I P S eefs
horas de insolacion efectivas.
24.2 GEERACION DE REFRIGERANTE
E l generador situado al lado de .alta presión tiene la
función de calentar la soluci6n de agua con alto contenido de amoniaco ísoluci6n fuerte), hasta una temperatura tal que, el
amoniaco se desprenda de la soluci6n en forma de vapor.
La fuente de energla que transfiere calor al generador ( 2 ) . es el aceite caliente que entra por la linea (A1,proveníente de
los colectores solares ( 1 1 . La solución fuerte entra por la línea (E') procedente del intercambiador de soluciones (131. La
soluoí6n fuerte es calentada hasta el punto de evaporaci6n del
amoniaco y enseguida entra al separador-rectificador (3); el
calor suministrado, QCE, tiene que ser el suficiente para
alcanzar la temperatura de dicho punto, 100- 1osoc. aproximadamente a 14 atm de presión. E l acelte utilizado en el
generador para el calentamiento de la soluci6n fuerte es
regresado a los colectores solares por la llnea (A'], para elevar
de nuevo su temperatura y poder reutilizarlo.
24.3 SEPARACION Y RECTIFICACION
El separador rectificador ubicado en el lado de alta presi6n
del sistema tiene la funci6n de separar el vapor de amoniaco de
la solucidn de agua con bajo contenido de amoniaco (solución
dbbil), y eliminar la humedad, al máximo posible, del vapor de
amoniaco. Es de gran importancia que esta última funcidn la
cumpla eficientemente. pues de no ser así, al condensar el vapor
de amoniaco con alto contenido de humedad se obtendrá amoniaco
25
liquido (refrigerante) con agua. el cual, 01 entrar al evaporador reducir& su capacidad enfriamiento.
La SOlUCi6n débil junto con el vapor de amonlaco. expulsados del generador 12 ) . entran al separador-rectificador (3). en donde
la soluci6n débil es separada y diriglda al Intercambiador de
soluciones 113). El vapor de amoniaco circula por el
rectificador, donde intercambia calor, Pic. con el agua de
enfriamiento'que entra por ia línea ( F I y sale por ( F ' I .
Posteriormente el vapor rectificado es enviado al condensador
1 4 ) . L'a humedad extralda del vapor de amoniaco en el
rectificador q s dirigida tambien, al igual que la solucibn debil,
al intercambiador de soluciones ( 1 3 ) .
2.4.4 COWENSACION
El condensador localizado en la región de alta presión tlene
la funcI6n de reducir la temperatura del vapor de amoniaco. hasta
llegar a un punto de Ilquido subenfriado. tan bajo como 6ea
posible.
El vapor de amoniaco que sale del separador-rectificador
(31, entra al condensador ( 4 ) a alta temperatura. AI circular el
vapor de amoniaco por el condensador, la temperatura del vapor
disminuye hasta lograr el cambio de fase de vapor a Ilquido y subsiguientemente a líquido subenfriado. La disminucion de
temperatura del amoniaco, es originada por el intercambio de
calor entre éste y el agua de enfriamiento que entra por l a Ilnea
181. El agua utilizada en el condensador para llevar a cabo el
intercambio de calor, sale por la llnea ( 8 ' ) a temperatura
relativamente alta. Es muy común que el agua empleada en estos
procesos sea reutilizada. al disponer de una torre de
enfriamiento. El refrigerante (amoniaco Ilquidol obtenldo en el
condensador, sale de este dipositivo. para ser depositado en el
almacén de refrigerante ( 5 1 . El calor cedido en el condensador
al medio ambiente o al agua de enfriamiento Pco, seg.2, sea el
caso, tiene que s e r mayor que e l calor latente de condensación
26
del amoníaco, para lograr su cambio de fase y el
deseado. subenfriamiento
2.4.5 ALMACENAMIENTO DE REFRIGERANTE
El aceite caliente sa le de los colectores 1 1 ) por la linea
( A l y entra al generador (2) tambien por esta. Al circular el
aceite por el generador transfiere calor y disminuye su
temperatura. El aceite sale del generador por l a Ilnee ( A ' ) a
temperatura relativamente baja (90-100 C l entrando a I os o
colectrores solares ( 1 ) . Este aceite proveniente del generador
El almacbn de refrigerante situado en el lado de alta
presión del sistema. tiene como objetivo almacenar el
refrigerante que será utilizado para operar el equipo durante u n
tiempo predeterminado. En la Sección 2.2 se indicó que e l equipo
tiene que operar 18 horas al dla y que el tiempo de generación
está restringido a las 6 horas de insolación efectivas. esto
significa que la separación del vapor de amoniaco o el amoniaco
requerido para operar las lehoras. se tiene que generar en 6
horas y como consecuencia la condeneaci4n se tiene que llevar a
cabo durante el mismo tiempo, raz4n por la cual es necesario el
almacenamiento de refrigerante.
El almacén de refrigerante ( 5 1 es alimentado por la llnea de
suministro que proviene del condensador ( 4 ) . E l refrigerante es
expulsado del depósito de almacenamiento en forma controlada. El
flujo d e refrigerante es controlado por la válvula de expansión
( 7 ) . pero antes de llegar a la vAlvula de expansi4n Cste circula
primero por el enfriador ( 6 1 .
2.4.6 ENFRIAMIENTO PREVIO DEL REFRIGERANTE LIQUIDO
El enfriador es un intercambiador de calor, localizado en el
lado de alta presión. cuya función es disminuir la temperatura
del refrigerante Ilquido. que se encuentra en alta presi4n. y
.c
27
elevar la temperatura del vapor de amoniaco, que abandona el
evaporador a baja presi6n. El enfriamiento previo se reali'za con
el objetivo de aumentar la eficiencia de refrigeración en el
evaporador y por tanto de todo el sistema. esto es. a causa de
que cuanto mas baja sea la temperatura del refrigerante. mayor
será la cantidad de calor latente requerido en el evaporador para
efectuar la evaporación de este.
El refrigerante sale del alrnacen ( 5 1 a temperatuda
relativamente alta y entra al enfriador ( 6 1 . La presibn alta se
mantiene aproximadamente igual en el intercambiador de calor
(enfriador) por el lado del fluido caliente (refrigerantel. E l
refrigerante al circular por el enfriador, cede calor al fluido
frio (vapor de amoniacoi que entra por la llnea ic). proveniente
del evaporador a baja presibn y baja temperatura. E s t e mismo
vapor de amoniaco sale por la linea IC') a mayor temperatura. E l
refrigerante previamente enfriado que abandona el intercambiador
de calor a presión alta, se dirige a la valvula de expansion ( 7 ' 1 .
2.4.7 VALVULA EXPANSION
La válvula de expansibn ubicada entre el enfriador y el evaporador. es el dispositivo que controla el flujo de
refrigerante y reduce la presion en el sistema. El refrigerante
líquido de alta presión tiene que reducirse a u n refiigerante
llquido de baja presión en las cantidades adecuadas par a lograr
la operación del sistema con la máxima eficiencia. AI reducir la
presión del refrigerante Ilquido. su punto de ebullicibn se
reduce a m u y bajas temperaturas. en el caso del amoniaco a
presibn atrnosferica. 1 atm, el punto de ebullición promedio es de
-17.5 OC.
La valvula de expansian 171 es alimentada por el
refrigerante llquido de alta presibn que sale del enfriador 1 6 ) .
Al pasar el refrigerante de alta presión por esta válvula. la
presión del Ilquido disminuve y el flujo es controlado. El flujo
28
controlado de refrigerante llquido a baja presian sale de la
válvula y se conduce al evaporador 181.
2.4.8 EVAPORACION
E l evaporador e8 el dispositivo en el lado d e baja presian
del sistema d e refrigeraciún a traves del cual fluye el calor que
se pretende desechar. E l evaporador extrae el calor d e la regiún
que se desea enfriar. esto se lleva a cabo durante la evaporacibn
del refrigerante líquido a baja presibn dentro del evaporador.
Para cambiar de fase Ilquida a vapor el refrigerante absorbe
calor para llegar al punto de llquido saturado (calor sensible] y
continua absorbiendo hasta alcanzar el punto d e vapor saturado].
Despues del cambio de fase, dentro del evaporador. el vapor sigue
circulando y absorbiendo calor icalor de sobrecalentamientol. La
suma de los calores anteriormente descritos da como resultado el
calor d e evaporacibn. PY:. extraido p o r el evaporador.
El evaporador I 8 1 es alimentado por el refrigerante liquido
de baja presidn proveniente d e la válvula d e expansidn 171 .
Dentro del 'evaporador el refrigerante absorbe el calor d e
evaporaci5n. P r v , de la zona de enfriamiento. E l refrigerante
sale del evaporador en forma de vapor a baja presiún - y baja
temperatura por la línea i C ] , la cual se conecta con el
enfriador 1 6 ) .
2.4.9 MEZCLADOR
E l mezclador ubicado en la regiún d e baja presiún. e6 un
dispositivo o un arreglo en el sistema que permite mezclar la
solucir3n debii y el vapor de amoniaco que sale del enfriador. El
efecto del mezclador en el sistema facilita l a funcihn del
absorbedor.
El mezclador ( 9 1 es alimentado con vapor d e amoniaco por la
linea i C ' 1 proveniente del enfriador I 6 1 y con soluciún debil por
29
Dentro del la Ilnea que sale de la válvula auxiliar ( 1 5 ) .
mezclador entra en contacto el vapor de amoniaco y la solución
débil. La mezcla reeultante obtenida en el mezclador desemboaa en
el absorbedor ( 1 0 ) .
2.4.x) ABSORCION
El absorbedor localizado en el lado de baja presión del
sístema es el componente que tiene como funcidn absorber el vapor
de amoníaco no condensado o la mezcla de solucidn ddbil con vapor
de amoniaco proveníente del mezclador. La absorción se efectúa a
causa de a que al absorbedor entra inicialmente una cantidad de
solución dabil (ague con poca can
principios naturales posee la cua
amoniaco, formando posteriormente
rico en amoniaco (solución fuerte
al entrar en contacto el vapor de
idad de amoniacol. la cual, por
idad de absorber el vapor de
un compuesto Ilquido de aaua
. Al igual que en el mezclador
amoniaco con la 60lucidn débil.
este cembla de fase, de vapor a liquido y cede calor a su medio
circundante; en este caso a diferencia del mezclador todo e l
vapor se condensa, obteniendo la solución fuerte.
El absorbedor (101 es alimentado por la mezcla liquida y el
vapor de amoníaco no condensado en el mezclador ( 9 1 . Dentro del
absorbedor se genera calor, PA^. el cual es transferido a una
fuente de en+riamiento a traves del agua que se hace circular por
el absorbedor. entrando por la Ilnea ( D l a baja temperatura
(generalmente temperatura ambientel y saliendo por la llnea (D'I
a temperatura relativamente alta. La solucidn fuerte que se
libera del absorbedor es almacenada en el almacan de 60lUCibn
fuerte ( 1 1 ) .
2.4.11 ALMACENAMIENTO DE LA SOLUCION FUERTE
. . El almecen de la solución fuerte ubicado en la regi6n de
baja presión del sistema. es el depósito que se utiliza para
30
almacenar la solución fuerte. Esta solucidn almacenada queda a
disposicibn de u n sistema de bombeo para ser transportada a un
intercambiador de calor y posteriormente al generador. La solución fuerte es el compuesto de agua con alto
contenido de amoniaco, al cual. en el generador se le transfiere
calor para separar el amoniaco d e l agua. AI circular el amoniaco
separado por otros componentes del equipo oe obtiene el
refrigerante requerido por el sistema de enfriamiento.
La soluci6n fuerte procedente del absorbedor (101 entra en
el almacen ( 1 1 1 . Posteriormente esta solucidn ea extralda por la
bomba (121. la cual incrementa su presih.
2.4.Q BOMBEO
La bomba extrae la solucibn fuerte del depósito de
almacenamiento que se encuentra a baja presión y posteriormente
la comprime. obligando la circulación de esta por un
intercambiador de calor. para introducirla despu6s al generador
con alta presibn (la presi6n necesaria para que la solución fuerte logre entrar al generador]. La cantidad de energla
Suministrada a la bomba para comprimir la solucibn fuerte
comparada con la cantidad de energla que se tIene que suministrar
a la bomba o compresor de un sistema de refrigeracibn mecánico es
relativamente más pequeña. sistema
de absorción el componente a comprimir es un Ilquido (solucibn
fuerte1 y en el oietema mecánico es un vapor
La bomba 112) succiona la solución fuerte del almacCn 1111
que se encuentra a baja presión y enseguida la comprime
forzándola a pasar por el intercambiador de soluciones 1131.
Esto es a causa de que en el
2.4.13 INTERCAMBIADOR DE SOLUCIONS
El intercambiador de soluciones es un intercambiador de
calor localizado en el lado de alta presibn del sistema, este
*i*Positivo tiene como funcibn elevar la temperatura de l a
soluci6n fuerte que posteriormente entrará al generador, ésta. SB puede considerar como una acción de precalentado. Este
precalentamiento. cuanto mayor sea es mejor para e l sistema. esto
es a causa de que si la ~ 0 l ~ c i 6 n fuerte entra a una temperatura
relativamente alta al generador. la cantidad de energia que se
requerirá suministrar para separar el amoniaco de la solucion
será mucho menor y como consecuencia aumentará la eficlencia del
sistema. El intercambio de calor se efecttia entre la soluci6n
fuerte proveniente del sistema de bombeo, actuando como fluido
frlo, y la solucibn débil que sale del separador. como fluido
caliente. Se puede observar que e l intercambiador de ~ ~ l u c i o n e s
del mismo modo cumple con la función de bajar la temperatura de
la soluci6n débil que sale del separador. Para el sistema es
conveniente también que la temperatura de la soluci6n débil sea
relativamente baja. puesto que a menor temperatura aumenta su
capacidad para absorber vapor de amoniaco.
La ~0luci6n fuerte entra al intercambiador de soluciones
(13) por la llnea (El que procede de la bomba ( 121 a presibn
alta y temperatura relativamente baja. Dentro del intercambiador
se eleva la temperatura de la soluci6n fuerte y posteriormente
sale por la linea (E') para entrar al generador 121. La soluci6n
débil que sale del separador ( 3 ) a presibn Y temperatura alta
entra al intercambiador de soluciones. lugar donde cede calor a
medio circundante; después la soluci6n sale de I
intercambiador. con temperatura más baja y alta presibn. para Ser
depositada en e l almacén de sOlUciOn débil (14'.
2.4.14 ALMACENAMIENTO DE LA SOLUCION DEBIL
E l almacen d e la solución débil que se encuentra en el lado
de alta presión del sistema es un depbsito, en el cual se
almacena la soluci6n débil q u e es expulsada del intercambiador de La solucion soluciones. previamente extraída del separador.
débil es e l componente que efectiia la absorcibn del vapor de
32
amoniaco generado en el evaporador. E l flujo de solución que
sale del almacen tiene que ser controlado para cumplir con las
proporciones requeridas de abmorci6n soluci6n dóbll-vapor de
amon i aco . El almacen de la solución dbbil ( 1 4 1 es alimentado por la
Ilnea de suministro que proviene del intercambiador de soluciones
113) . La solución débil se evacúa del almacón (en forma
controlada1 por la llnea de aalida conoctada a l a válvula
auxiliar ( 1 5 1 .
2.4,s VALVULA AUXILIAR
La válvula auxiliar e6 el dispositivo que tiene como funci6n
controlar el flujo de solución debil que abandona su almacenamiento. asl como reducir la presi6n de este fluldo. Es
necesario reducir la presión de la soluoi&n debil antes de entrar
al mezclador o al absorbedor. pues de no ser a s l . esta solución a
presicin alta invadirla el lado de baja presirín del sistema
ocasionando que e l equipo de enfriamiento no cumpliera con su
objetivo, ya que el evaporador inundado dr solución d4bil
dlficilmente absorberá calor de la región de enfriamiento.
La válvula auxiliar ( 1 5 1 controla el flujo y reduce la
presidn de la solución dCbil proveniente del almacén ( 1 4 1 . para
posteriormente salir y alimentar e l mezclador ( 9 1 con solución
débil a baja presión.
2.5 EQUIPO AUXILIAR
En la sección 2.2 se describió un sistema de refrigeraci6n
por absorcibn amoniaco-agua operando con energla solar. en la
cual se analiza el funcionamiento de cada uno de los componentes
básicos de dicho sistema. Algunos de estos componentes estAn
acoplados con otros dispositivos auxiliares que tienen como
finalidad optimizer recursos en la operación del sistema y
33
satisfacer la demanda de energla de elementos especificos que la
requieran. A continuacicin se presenta una descripcicin de l o s dispo6itivos auxiliares de mayor importancia.
2.5.1 TORRE DE ENFRIAMIENTO
En la6 secciones 2.2.4 y 2.2.10 se explicci el funcionamiento
del condensador y absorbedor respectivamente. En ambos
componentes se efectria la transferencia de calor con una agente
auxiliar, que para casos prácticos es agua. Se recomienda que
este llquido sea tratado qulmicamente para disminuir los efectos
de corrosicin dentro del equipo. Si el agua empleada para remover
calor, después de que cumple con su objetivo es deaechada al
medio ambiente sin la intenci6n de reutilizarla. implicarla un
gran costo para la operaclbn del sistema; por lo que 68
recomienda utilizar torres de enfriamiento.
La torre de enfriamiento cumple con la función de enfriar el
agua que se hace circular por su interior, a temperaturas
aproximadas a la temperatura de bulbo húmedo del medio ambirnte
donde se encuentra instalada. Este dispoaitivo hace posible que
el agua caliente que sale del condensador, absorbedor y equipos
afines sea utilizada nuevamente, evitando as1 el desperdicio de
recursos materiales.
2.5.2 CELDAS FOTOVOCTAICAS
En el sistema de refrigeracibn descrito se emplean una serie
de bombas hidráulicas. En la Figura 2.4 se puede identificar la
bomba 112) ubicada entre el almacén de soluci6n fuerte 1 1 1 ) y el
intercambiador de soluciones 113) . utilizada para bombear
solución fuerte en el sistema: los equipos interconectados con la
torre de enfriamiento requieren también de un sistema de bombeo
que haga posible la circulación del agua por los dispositivos
correspondientes. AI igual que otros mecanismos que se
.. 34
utilizarán para el control y automatizaci6n del sistema. estas
bombas requieren de energla elhtrica que puede s e r suministrada
por celdas fotovoltaicas. las cuales son capaces de convertir
energla radiante solar en energla eléctrica.
La energla elktrica requerida por 106 mecanismos antes
mencionados es relativamente pequeña. comparada con la cantidad
de energla necesaria para operar en su totalidad el sistema de
refrigeraci6n. Es importante indicar que un sistema de
refrigeracidn mecánico operando totalmente con energla elktrica
suministrada por celdas fotovoltalcas. requiere de una cantidad
muy grande de dichas celdas, l o que implica un alto costo del
si stems.
2.5.3 CALENTADOR AUXILIAR
En la secci6n 2.4 se indic6 que la energla solar como fuente
directa de calor para operar un sistema de refrigeracibn por
absorci6n tiene el inconveniente de suministrar calor an forma
variable. a causa d e las variaciones naturales en los niveles de
radiaci6n. Este fenómeno implica que las temperaturas en el
generador no puedan mantenerse constantes y resulte un flujo
variable de refrigerante. Para reducir este problema, se puede
instalar un calentador de combuetibn en el sistema, colocándolo
entre los colectores solares ( 1 ) y el generador ( 2 ) . de tal forma
que cuando el fluido salga de los colectores solares a
temperatura más baja de la requerida en el generador, el
calentador se prenda para elevar la temperatura hasta el punto
6ptimo y la mantenga constante. En los dias nublados o de baja
insolacidn es cuando más se requiere del calentador auxiliar.
35
CAPITUO 3
ANAiISIS TERMODINAMICO DEL SISTEMA
En este capltulo se realiza el anilisis termodinimico del
sistema en forma cuantitativa. Se efecttian los cálculos que nos
indican las caracterlsticas mlnimas que los elementos del sistema
tienen que proveer para garantizar la operacidn del mismo.
3.1 BALANCE DE ENERGIA EN EL CUARTO FRIO
El balance de energla en el cuarto frlo se realiza con base
en los datos d e la6 cámaras de conservaci6n que realizd e l
ciertas Instituto Nacional lndigenista i IN1 i , haciendo
modificaciones en la cunstrucci6n de la cámara y en el rspesor
del aislante. El material que se utilizará como aislante, en
general, será poliuretano expandido.
La cámara de conoervaci4n cuenta con dos Areas. una e6
propiamente la de conservacidn y la otra e6 una zona de
maniobras. La zona de maniobras tiene la finalidad de reducir las
cargas de calor al abrir la puerta del área de conservacidn. La6
dimeneiones y caracterlsticas de la cámara se muestran en la
figura 3.6.
Dado que la zona donde se requiere esta cámara no cuenta con
energla elktrica. resulta necesario pensar en la utilizacidn d e
alumbrado con fotoceldas dentro de las cámaras. por el hecho de
que se tienen que mantener cerradas las puertas.
Es importante mencionar. independientemente de cual sea el
modo de enfríar La cámara. que los habitos d e uso de la misma
pueden aumentar o disminuir las ganancias de calor y por tanto su
uso eficiente. A continuaci6n se describen una serle de medidas
36
que están enfocadas a lograr un buen funcionamiento.
a ) Es necesario que los usuarios planifiquen las entrddas y
salidas de la cámara, con el fin de reducir ai iiniio las
aberturas de puertas.
bl La6 puertas tienen que permanecer abiertas el menor
tiempo posible.
cl No tienen que estar las dos puertas abiertas al mismo
tiempo.
dl El número de personas que permanezcan dentro de la
cImara tiene que ser el mlnimo. En caso de ser posible
hay que procurar que sea solo una persona quien realice
el trabajo dentro, y no varios a la v e z .
e ) Utilizar alumbrado 6610 el tiempo necesario cuando haya
dentro alguien trabajando.
Cualquier diseño que se realice puede resultar inoperante
cuando se hace un mal uso del sistema. Las cargas originadas por
la abertura indiscriminada de puertas y el mantenerlas abierta8
durante tiempos largos, pueden resultar tan grandes que el equipo
no sea capaz de compensarlas.
La transmisí6n de calor entre el cuarto frlo y el medio
ambiente es tan importante como la carga de refrigeracien
generada por el producto almacenado. Para calcular la cantidad de
calor que se gana en el cuarto frlo se hace uso de la
transferencia de calor, apl ícando directamente la ley d e
conduccidn de calor de Fourier.
La experiencia demuestra que cuando existe un gradiente de
temperatura en un cuerpo, hay una transferencia de energla de la
regi6n de alta temperatura a la d e baja temperatura. La energla
es transferida por conduccibn y la rapidez de transferencia de
energla por unidad de Brea es proporcional al gradiente normal d e
temperatura:
q / A d T / d x (3.11
Se introduce la constante de proporcinalldad k , que es el
coeficiente de la conduccidn tCrmica del material.
q = - k A d T / d x 13.21
37
en donde q es la rapidez de transferencia de calor y d i / d x es la variación de la temperatura en la dirección del flu'jo de
calor. El signo menos se inserta para que satisfaga el segundo
principio de la termodinámica. es decir, el calor fluirA hacia
abajo en la escala d e temperatura.
Cuando se considera una pared plana como en el caso del
cuarto en estudio se puede llevar acabo una apllceción directa de
la ley de Fourier. Integrando la Ec.i3.2J
cuando la conductividad térmica se considera constante. El espesor de la pared es A x , y T i - TZ e6 la diferencia de
temperaturas entre los medios ambientes de trabajo.
Si se encuentra preeente m i s de un material el anrlisis
procede de la siguiente manera: se muestran las variaciones d e
temperatura en los materialee. y el flujo de calor puede
escribirse como:
q = - k * A T:-T:/:X~. = - k= A E - T Z / A X Z -kC A T I -T? / iXC .. (3.41
Se observa que el flujo de calor es igual a través de todas
las secciones. Resolviendo sImultAneamente las tres ecuaclones el
flujo de calor se escribe
T i - T. q = ( 3 . 5 1
iXi./kaA + i X i / k i A + iXP/kCA
La temperatura es la funcibn de potencla para el flujo de
calor, la ecuacibn de Fourier puede escribirse de la eiguiente
forma:
Diferencia de Potencial ibrmico
Reeistenca Termica Flujo de calor =
El primer balance de calor se realiza para el cuarto frlo
sin considerar la eeccibn de maniobras. como se mueetra en la
figura 3.1.
38
5 4 0 n
r 5.00 4.50 n n
1
I .
To = 40 OC
Figura 3.1 Cuarto frío, planta.
Las paredes de la cámara se encuentran contruldas con
ladrillo y concreto, la cual es t a m b ~ e n forrada por su interior
con láminas de unicel como aislante. El espesor del aislante es
de 10 cm. En la figura 3.2 se muestra un corte de la pared a
detal le.
PARED
Acot cn
Figura 3.2 Cuarto frío, corte de la pared.
39
..., 1 .. , ,,,,, p*., .).. . . l,. ... l
E l techo de la cámara está compueoto por una loza de
concreto con grava de 10 cm de espesor y una placa de aislante
de unicel del mismo espesor. En la fig. 3.3 se muestra u n corte
del techo.
TECIIO
Figura 3.3 Cuarto frlo. corte del
--1
If -2
*cot cn
techo.
La estructura del piso es similar a la del techo, cuenta con
una capa de concreto con grava de 10 cm y una placa de unicel
del mismo espesor. La diferencia entre e l techo y el piso e6 que
en este último l a placa de aislante está colocada del 1ad.o.
exterior de la cámara y en el techo el aislante esta colocado por,
el interior de la camara. El arreglo de construccidn del piso:
ofrece una superficie adecuada de trabajo en el interior deli
cuarto'. En la fig. 3.4 se muestra un corte del piso de la cámara.'I
PISO
Figura 3.4 Cuarto frlo. corte de l piso.
40
La temperatura en el interior del cuarto filo T: es la temperatura a la cual se desea mantener este cuarto Tf = ioC. La
temperatura ambiente To es considerada To = 4OoC que e s la
temperatura alta promedio de la regibn. Aunque la temperatura
ambiente To en la parte del piso es obviamente menor que 4OoC.
se considera esta misma para efectos de cálculo.
La altura de la cámara es h = 2.3 m i La conductividad o termica de cada material se obtuvo de i41. en BTU/h pie F:
kr = Conductividad termica del ladrillo = 0.4
kc = Conductividad t@rmica del concreto = 0.4
ku = Conductividad tarmica del unicel = 0.021
ko = Conductividad termica del concreto con grava - 1.05
* ANALISIS DEL FLUJO DE CALOR. En la figura 3.5 se pueden observar l o s flujos de calor que
se consideran para realizar el balance de energla del cuarto frlo!
QTo
QPL g$f; QPO
Figura 3.5 Flujos de calor.
Donde
P;: = Flujo de calor por las paredes cortas 15.00 x 2.3 ml .
Opt. = Flujo de calor por las paredes largas (8.00 m x 2.3 n i l .
Ppo = Flujo de calor por el piso ( 5 . 0 0 m x 6 . 0 0 ml.
Pro = Flujo de calor por el techo (5.00 m x 6.00 m ) .
41
El flujo de calor total en el edificio es expresado con la.
ecuaci6n siguiente:
por lo que 68 requiere calcular cada uno de los flujo6 de calor
antes señalados.
- F L U J O DE CALOR EN LA PARED CORTA
Utilizando 10s datos conocidos y la ecuacibn 3.5 se obtiene la informacicin slguiente:
DATOS
A?C = (5.0 mii2.3 m i = 11.5 rn = 123.74 pie
k r = 0.4 B T U / h pie OF
k c = 0.4 BTUih pie OF
KLI = 0.021 BTU/h pie OF
LL = 0.11 = 0.360 pie
L c = 0.04 m = 0.131 pie
Lu = 0.10 m = 0.328 pie
T o = 40DC = 104OF
Tc = l 0 C = 3 3 . 8 O F
2 2
donde L es el espesor de cada material y 106 subindices L,C y ,
u indican ladrillo. concreto con arena y unicel respectivamente.
FORMULA
13.7) A?c i T arc =
L c / k c + LL/kL + L u / k u
substituyendo 10s valores conocido6 en la Ec.i3.7) se tiene
(123.74 pie2) (104 FO- 33.8 FO) h pie' OF arc =
ií0.131/0.4) + 10.36/0.4) + (0.328/0.0211) ETU
42
' ( 3 . ~ 3 1 -@TLL 8 686.548
(0.328 + 0.9 + 15.61) h arc = = 515.889
l u e g o e n t o n c e s el f l u j o d e c a l o r p o r l a s p a r e d e s cor tas . arc.
d a d o e n BTU p o r h o r a es c o n o c i d o .
- F L U J O DE CALOR EN LA PARED LARGA
Se p u e d e o b s e r v a r que l a e s t r u c t u r a d e l a pared l a r g e e s
i d h t i c a a l a p a r e d c o r t a . P a r a f i n e s d e c A l c u l o la ú n i c a d i f e r e n c i a es el área d e f l u j o ; p o r t a n t o l o s d a t o s d e l a p a r e d
c o r t a se u t i l i z a n n u e v a m e n t e a e x c e p c i e n d e l área.
DATOS
A m = i 6.0 m I ( 2.3 q J = 13.8 q = 148 p i e P 2
FORMULA
Arr i T Clm. =
L c / k c + L L í k r . t L u / k u
(3.9)
1148.48 p i e ' ) 1104OF - 33.88OF) h pie' o F arL =
(10.1312/0.41 + (0.36/0.41 t (0.328/0.021)) BTU
arL = = 619.,06 slu (3.101 10 423.85
h (0.328 / 0.9 + 15.6)
el f l u j o d e c a l o r e n l a p a r e d l a r g a d a d o e n BTU p o r h o r a e e '
a h o r a c o n o c i d o , p o r l o q u e se p r o c e d e a l c á l c u l o d e l f l u j o d e
c a l o r e n p i s o y t e c h o .
- FLUJO DE CALOR EN EL PISO La e s t r u c t u r a del piso, m o s t r a d a e n l a F i g . 3.4, e s t a
c o n s t i t u i d a p o r una p l a c a d e c o n c r e t o y una d e u n i c s l . ambae d e
10 c m d e e s p e s o r . E l f l u 5 0 d e c a l o r q u e c i r c u l e p o r 06 ta s se
c a l c u l a d e l a s i g u i e n t e forma:
II
43
X DATOS
A y e = (5.0 ml(6.0 ml = 30 mz * 322.8 p i e
K a = 1.05 BTU/ h pie OF
K u = 0.021 BTU/ h pie OF
L a = 0.10 = 0.328 pie
Lu = 0 . 1 0 m = 0.328 pie O
O O To = 40 OC = 104 F
TI = 1 C = 33.8 F
1
FORMULA
(3.1'1) A A T am =
La/ k a + . L u / k u
O ( 3 2 2 . 8 pie', I 104 F - 33.8 OF1 . " aro =
1IO.328/1.051 t 10 .328 /0 .021 i ) B T W h pie OF
22 6 6 0 . 5 6 Pro = = 1 422.42 BTU/h (3.12)
(0 .312 t 15.619)
El flujo de calor en el piso está dado en BTU p o r hora. El
6Iguionte pano e6 calcular o1 flujo de calor on el techo.
. * ~ .-* ;., .., - FLUJO DE CALOR.;$N '~i: .T:EGMO:.
Si se observa detalladamente la estructura del pi's0 y del
techo s e puede concluir que el f l u j o de calor en el techo y el
piso ea el mismo. por tanto si arc = azo se tiene que
I!
Pro = 1 422 .42 BTUíh ( 3 . 1 3 )
Con esta liltima consideración s e da por conocido el flujo d,e
calor en el techo.
Obtenidos los valores de los flujos de calor en la cámara
frígorifica. se puede calcular el flujo total d e calor entre el
edificio y el medio ambiente, utilizando la Ec. 13.61.
44
a1 substitur los valores de los f l u 5 o s de calor 9.0, QVL, PIP y Qro se obtiene el siguiente resultado:
I1
ars = 2 (515.889) + 2 (619.06) + I 422.42 + 1422.42 0- * 5 114.738 BTU/h ( 3 . 1 4 )
'I El flujo de calor total en el edificio estA dado en BTU por
hora. Si se cambian estas unidades a Watts se obtiene el resultado eiguienter
Qrs = 1 497.63 Watts
para fines práctico6 88 considera:
I/
QTE = 1.5 kW
I' este flujo de calor, QTL. se calcul6 considerando todo el . edificio como región de enfriamiento. AI principio de esta
secoión se especific6 que la cámara de enfriamiento contara con ,, un área de operacibn, por concecuencia la región de enfriamiento '
se reduce.
'i PUNTA MODIIICADA !
k
. . '11
. .
' ,
:/ . ,
p, : '.! : Figura 3.6 Cuarto f r í o modificado.
45
Para efectos de calcular la carga total de refrigeraci4n se
considera el flujo de calor total en el edificio sin
modi4icacione8, esto qulere decir que el area de operacion se
considera region de enfriamiento.
3.2 CARGA DE REFRIOERACION
La carga de refrigeration total del sistema es originada por
muchas fuentes de calor. De manera general se clasifican de la
síguiente forma:
11 iransmísi6n de calor
Es e l f l u j o de calor en el edificio originado por la'
diferencia de temperatura entre el aire exterior y la temperatura
del cuarto frlo. así como e l efecto del sol sobre el techo y
paredes. /I
2 ) Cargas de los productos
Esta carga es originada por el calor contenido dentro deli1
producto que se almacena. En el caso particular de este proyecto
se considera e l caso de calor sensible. esto es. el calor que se
transfiere en el proceso de enfriamiento. desde que e l producto'!
se encuentra a temperatura ambiente hasta la temperatura de
conservaci4n del cuarto frío.
31 Infiltraci4n de aire
El aire que entra al cuarto como un resultado de abrir y
cerrar las puertas durante el trabajo normal.
El aire que entra al cuarto a traves de las grietas de
conetrucci4n o por l o s sellos de las puertas.
41 Cargas suplementarías
Las cargas suplementarias causadas por cosas tales como 1 6 s
luce8 electricas. motores. herramientas y tambien las que
producen las personas.
Conclentes de las principales cargas que intervienen en ei
Proceso de refrigeracibn se procede a calcular la carga total de
refrigeraci4n en sistema. Expresando la carga 'otai en .-a
ecuaci4n se tiene:
46
I1
13.151
Donde
PCV = Carga total de refrigeracibn o calor de evaporizacibn.
Q T ~ = Carga total en el edificio itranoiisibn de calor).
PCP = Carga del producto.
PIA = Carga por infiltraci6n de aire.
Pcs = Cargas sup~eoentariae.
'I
li
La carga total en el edificio P+r fue calculada en la
seccidn anterior i 3 .11 . por lo que se procede a calcular la carga1
del producto acr. E l calor necesario para reducir la temperatura del pescado
I1 de 3S°C a l°C se puede calcular conociendo la siguiente
informacibn: el sistema tendrA que 6er capaz de conservar como
máximo 200 k g de pescado por die. las propiedades termodinámicas
del pescado se obtienen de la tabla de caracterlsticas de
Gi I vert producto6 alimenticios del manual de refrigeraci6n
Copeland parte 3 C211.
PRODUCTO: Pescado congelado o pescado en h i e l o .
11 Temperatura promedio de congelacien 28OF 1 -2 .2 OC) 21 Porcentaje de agua 7 0 x 31 Calor especifico
O I punto de congelaci6n 0.76 BTU/lb F
punto de congelaci6n 0.41 BTU/lb OF
de fusibn 101 BTU/lb
ai Arriba d
bi Abajo de
41 Calor latente
DATOS M = 200 kg = 440.91 Ib
cp = 0.76 BTU/lb OF To = 4 0 OC = 104 OF
Tf = 1 C = 33.8 OF O
47
FORMULA p = M Cp AT
Donde
p = La cantidad de calor necesario para reducir la temperatura
del producto, desde TI hasta T!.
M = La cantidad d e producto a refrigerar por día.
Cp = Calor especlfico del producto (arriba del punto d e congelación).
AT = La diferencia de temperaturas To-Ti. I1
I' substituyendo en la Ec.iJ.161 se obtiene
QCP = (440.91) ( 0 . 7 6 1 I104 - 33.81 BTb
PCP = 23 523.80 BTU (3.17)
Ahora se sabe que para reducir la temperatura d e 200 kg d e I
pescado en hielo, desde una temperatura relativamente alta To =
104 OF a una temperatura relativamente baja T! = 33.8 F. se
requiere extraer del producto 23 523.80 BTU d e calor. Si se
expresa esta cantidad de calor en kW-h utilizando la relacifin
siguiente:
o
1 Watt-h = 3.415 BTU
se obtiene,
PCP = 6 892.4 Watt-h
PCP = 6.9 kW-h (3.18)
E l paso a seguir es realizar un analisis sobre la carga d e
refrigeraciin originada por la infiltraciin d e aire PIA y por
el equipo suplementario Pcs .
Cualquier aire exterior que entra al espacio refrigerado
tiene que ser reducido a la temperatura d e almacenamiento.
provocando asi un incremento en la carga d e refrigeración.
Además, si el contenido de humedad del aire que entra es superior
al del espacio refrigerado, el exceso de humedad se condensará y
el calor latente de condensacifin se aiiadira a la carga d e
ref r i ge'r ac i On.
40
A causa de las muchas. variable6 envueltas. es dificil
calcular el valor adicional ganado por la infiltracibn d e ' aire.
El tránsito adentro y afuera del refrigerador usualmente varia
con su tamaño y volumen. P o r consiguiente. el numero de veces que
la6 puertas 68 abren. 663 relacionan al volumen mas bien que 81
número de puertas. !I
Algunos ingenieros se basan en el cambio de aire para
estimar la infiltraci6n: este metodo se basa en el número
promedio de cambios de aire en un periodo de 24 horas comparado
con el volumen del refrigerador. En el caso particular de este
proyecto, dado que es un refrigerador industrial de volumen
relativamente pequeño y el numero d e veces que las puertas se
abriran sera mlnimo. la carga originada por la in+iltracien de
aire e6 considerada dentro del rango de seguridad de
enfriamiento, al igual que las cargas suplementarias Q e . puesto
que dentro del cuarto frlo no 69 contara con gran cantidad de
equipo suplementario. Por consiguiente. utilizando la Ec.i3.15i y !! las consideraciones antes descritas. se puede calcular la carga
total de refrigeraci6n.
'I
1
'I
DATOS
Q t E = 1.5 kW
QCP = 6.9 kW--h 1;
üiA y 9CS 69 conslderan dentro del rango de seguridad de
enfriamiento. 10 X de la carga total. Referencia i 3 1 .
Expresando la carga orlginada por el producto acr. de forma
tal que en 18 horas de operaci6n este 68 encuentre a ioc. ee obtiene:
9 c P / 18 h = 6.9 kW-h / 18 h = 0 , 3 8 3 kW 6 3 . 1 9 '
Por tanto la carga total de refrigeracien por hora se
calcula d e la forma siguiente:
QEV = I arc + gcr) 11.10)
49
!i
I/
Qrv = í 1 . 5 kW + 0.383 k W i ( 1 . 1 0 )
QEV = 2 . 0 kW (3.20)
La carga total de refrigeracíbn o calor d e evaporacibn Qcv
es parte de la informaci6n básica para realizar el diseno del
sistema de refrlgerací6n.
1
3.3 TERMODINAMICA DEL SISTEMA
A continuacíbn se realiza un listado de l o s datos,
caracterlsticos del sistema.
- DATOS DE DISERO Qry = 2 kW
O TEv = - 10 C = 14 OF
de la tabla 3.3 Propieda'des del amonlaco saturado, seccibn 4 34
C41, se obtuvo la siguiente Informacibn a la temperatura TF =
14 OF í -10 OC I .
PPV = 42.18 Ib/plg = 2.87 atm
hi = 58 BTU/lb
hfg = 557.9 BTUilb
hg = 6 1 6 . 1 B'TUhb
2
Donde:
Qrv = Calor de evaporaci4n.
TEV = Temperatura de evaporacibn.
PSV Presibn en e l evaporador ipresibn bala del &istema$
h f = Entalpla del amoniaco saturado. en fase Ilquida.
hig = E n t a l p l a del amoniaco saturado. Ilquido-vapor.
hg = Entaipla del amoniaco saturado. en fase gaseosa.
50
3.3.1 MASA TOTAL DEL AMONIACO
La masa total del refrigerante, que se requiere para
mantener la cámara frigorlflca a la temperatura d e operacI6n
deseada, es posible calcularla con la relaci6n eiguiente:
Qrv m i h g - h f ) (3.211
despejando el flujo másico q se tlene
arv m =
( hg - h i )
substltuyendo valores
2 kW m =
/3415 kW-h/BTUl (557.9 BTU/lbl(1/0.4536 Ib/kgli
m = 5.553 kgih
(3.221
(3.23,
Conociendo la cantidad de amoniaco que se requiere circular
en e l evaporador por hora y concientes de que el equipo serA
diseRado para operar 18 horas diarlas. se puede conocer la
cantidad de amoniaco total necesaria para la operaclón dlaria del
sistema. M = 15.553 kgihi (18 h l II
M = 99.95 kg * 100 kg (3.24)
para el dieeRo de eete eistema se consideran 100 kg de
refrigerante por día i18 horasi.
3.3.2 PROPIEDADES rrxMooiNAMiCAS, SüLüC?ON FllopTr
Las propiedades termodinámicas de la mezcla en el almacen de
la 6OlUCíbn fuerte se pueden conocer utilizando un diagrama de
51
entalpía-concentracibn de amoníaco-sgua. v e r fígura 2 del
apéndice. En el capitulo 2 sección 2.4.11 se descrfbe la
ubicación y función del almaccbn de solucIón fuerte. El aliac6n de
esta solución se encuentra ubicado en la región de baja presión
del Sistema PrV = 2.87 atm (obtenida en la seccibn 3.3) y la
temperatura de la mezcla e6 considerada 34OC. la cual es una
temperatura promedio supuesta que depende de la temperatura
ambiente en la región donde la torre de enfriamiento. con el
conocimiento de estas dos propiedades es factible obtener la
concentración de la mezcla en el punto de saturación utilizando
la figure 2 del aphdice.
1
C U S V U YI * IL IARES
1.0 I O
><i 0 . e
Figura 3.7 Diagrama X-h. concentración solución fuerte.
La concentración obtenida de la mezcla anoniaco-agua en e l
punto de 6aturaci5n, a la temperatura de T = 34OC y preei9n P
= 2 . 0 7 atm. es x = 0 . 4 2 . I
5 2
'I
3.3.3 PRESION DE COHXMSACION, ALTA PfESIoH
La presidn de la soluci6n fuerte tiene que ser elevada a la
presión de condensaci6n del amoniaco. que se encuentra a una
temperatura aproximada de 34Oc. temperatura que estará en función del medio ambiente o una torre de enfriamiento. Se
considera una temperatura de 34OC. aún cuando 68 pudieran obtener temperaturas un poco más bajas. esto es con la finalidad
de garantizar el condensado.
Como el vapor que entra al condensador es practicamente
amoniaco puro, del Marks, Manual del Ingeniero MecAnlco. de la
tabla 3.3 Propiedades del amoniaco. se obtiene la presiOn de
condensactdn a 34OC.
Tco = 34OC = 93.2OF
la presion de condensación se obtiene interpolando entre lo6
valores de 9 2 O F y 94OF
z Pco = 190.26 Iblplg = 12.94 atm i 3 . 2 5 1
3.3.4 MASA TOTAL M SOLUCION FUERTE
Para calcular cual e s la cantldad de soluci6n total que
requiere el sistema, es necesario realiza'r u n balance de masa en
el separador-rectificador. suponiendo que la temperatura de la
suluciOn que sale del generador e6 de 105OL.
1 M+
Figura 3.8 Balance (de masa, separador-rectificador.
53
De la teorla de conservación de la masa se deducen l a s ecuaciones siguientes:
M i = M + M
MI X i = m XI + I?. Xm
ne = M4 + Ms
M9 xs = M. x 1 + Ms X Y
1 3 . 2 6 )
(3.27) !I
(3.281
(3.29)
El objetivo es conocer la masa total de solucibn. M i . por lo
que es necesario encontrar loa valores de concentración de cada
uno de 1 0 s puntos.
Para el punto No.1 . la concentracitm X i de la mezcla que
entra al separador. procedente del generador, es la misma
concentración de la solución fuerte determinada en la sección
3.3.2. En la figura 4.4 se puede observar en el diagrama que la
solución fuerte conserva su concentración desde el almacén de
solución fuerte 111) hasta I legar al separador ( 3 1 . por tanto la,,
concentrcien X i es: I
x i = 0 . 4 2
Para el punto No.2 . la concentracibn X, se puede obtener
de una carta termodinámica amoniaco-agua, figura 2 del apbndice. I
Para determinar la concentración en una carta NHS-HtO 8 6
necesario conocer. mlnimo. dos propíedades de la mezla len este
OPBO conocemoe presión y tomper8tura). Dado que el separador se
encuentra en el lado de alta presibn del sistema. la preslón en
el punto No.2 e6 PcC = Pt = 12.94 a t m . En cuanto a la
temperatura, se considera que la eolución que sale del generador 'I
alcanza una temperatura de 1 0 5 i ° C . Utilizando la carta en el
lado de llquido saturado se obtiene:
X 2 = 0.326
54
H k c . 1 4
%O I
x- a . m O
I- im O c w P 1 2 . 9 4 a*
!
1.0
Figura 3.9 Separador, salida de la mezcla Ilquida.
La m'asa que sale del 'separador por el punto No.2 . mostrado'
en la fig. 3.8. es una eoluci6n en fase líquida, que a l circular
por e l generador no se vaporizo. Esta soluci6n que s a l e por e l
punto N o . 2 tiene una concentracibn baja, esto es, l a mezcla
tiene un menor contenido de amoniaco.
Para el punto No.3. la concentracibn Xs se obtiene de
igual forma que Xz. con un diagrama NH¶-HaO. La presi6n y
temperatura de la mezcla en el separador son P c o = Ps = 12.94
atm y T = 105 OC respectivamente. A diferencia de X Z I a'
. concentracion Xe se determina en la region d e vapor Saturado.
Se obtiene:
x s = 0.92
I 1
5 5
I 0.599
O I X- b Iá 1.0
Figura 3.10 Separador. salida de la mezcla gaseosa.
La masa que sale del separador por el punto No.3. mostrado
crn l e f , ig . 3.8, es una mbzula que se vaporir4 ai circular por 0 1 generador. Esta masa que sale por el punto No.3 tiene una
concentración alta, esto es, la mayor parte de la mezcla esta
compuesta por amoniaco. Para el punto No.4, la concentraci3n X I se puede
determinar de un diagrama de N H D - H d . En este caso es necesario
conocer la temperatura de rectificacibn apropiada para obtener
una concentracirán en el punto No.5 de XI = 0.999 a la presión
Pco = 12.94 atm en el lado de vapor saturado. La concentracíbn
Xs = 0.999 es una concentracl6n de diseño propuesta. Lo ideal
seria tener una concentracibn del 100 X de amoniaco. Con las
consideraciones anteriores y utilizando el diagrama NHI,-HXI se
e .
puede conocer la temperatura en el rectificador
O TRC = 4 3 . 5 C
y por consiguiente I n concentraci6n X 4 en
I I
F- I2 .W .a* I I I
I
l a regi4n de liquido
I ' 1.0 xi 0 3s x. 1.Tp O
Figura 3.11 Rectificador. temperatura de rectlflcacidn.
Con el análisis realizado anteriormente quedan determinadas
las concentraci6nes en los cinco puntos:
, x : = 0 . 4 2
X r = 0.326
x3 = 0.9.2
57
X 4 = 0.768
x5 = 0.999
De la seccibn 3.3.1 sabes06 tambi9n que la cantidad
requerida de amoniaco por el sistema es igual a 100 kg. cantidad
d e masa que se tiene que generar en las 6 horas de radiacibn
solar efectivas. Por tanto el flujo mñsico es igual a:
m í = 100 k g í 6 h
111s = 16.67 kg/h
Ahora se conoce el flujo masico que tiene que salir por el"
punto No.5. ms. La masa total de la mezcla Pi5 Por la
concentración Xs tiene que garantizar los 100 kg de amoniaco que
requiere el sistema para su funcionamiento.
Ms Xs = 100 kg
Ms = 100 kg / 0.999
Mrr = 100.1 kg
donde M5 es la masa total qu,e sale del rectificador y entra all'
condensador con una concentracidn de Xs = 0.999.
Con 106 datos obtenidos y substituyendo en las Ec6. (3.281 v
(3.291 tenemos que:
Ms = Ma + 100.1 kg (3.30)
Ms 10.921 = M4 ( 0 . 7 6 8 1 + í100.11 10.999) 13.311
despejando Ms de la Ec.iJ.301 y substituyendo en la EC.lJ.31)
se obtiene lo siguiente:
(0.921 M4 + i0.921í100.11 = M4 (0.7681 + (100.1)10.999) (3.321
despejando M r
58
M4 (0.92-0.768) a.100 - 92.09 t i4 = 7.91 / 0.152
M4 = 52.026 kg
de la Ec.lJ.30) se obtiene el valor de Ma
M3 = 52.026 kg t 100.1 kg
Ms = 152.126 k g (3.331
ahora se substituyen los valores en las Ecs. 13.26) y 13.27) para
conocer la masa Ma
Mi = M i t 152.126 (3.34)
Mi (0.42) = Mz 10.326). + 1152.126i (0.92) 13.35)
despejando Mi de la Ec.i3.341 y substituyendo en la Ec.13.35)
se tiene:
(0.42) M2 t (0.42)l152.1261 = Mz (0.3261 t í152.126)(0.921
(3.36)
despejando Mz de la E c . ( 3 . 3 6 1 se obtiene
MZ (0.42 - 0.328) = 139.955 - 63.892
Mz = 76.06 / 0.094 = 809.14
de la Ec.(3.34) se obtlene Ma
Mi = 809.14 + 152.126
Mi = 961.29 kg
(3.37)
13.381
(3.39)
De esta forma el valor de la masa total de solucI6n fuerte
Mi queda determinado. La concentracih de esto soluclon es X * =
42 X de amoniaco.
59
3.3.5 MASA TOTAL DE SOLuClON DEBIL
Las propiedades termodinAmicas de la solucian dbbil que
resulta de la mezcla de la soluci6n que sale del separador de
concentracidn xz = 0.326 a T = 105 "C y la so~ucidn llquida
que sale del rectificador con X4 = 0.788 a T = 43.5 OC, ambas
a P = 12.94 atm. se pueden determinar aplicando las ecuaciones
de balanse de masa y utilizando un diagrama de NHa-Hñ). En la
4ig.3.12 se muestra la mezcla de soluciones Mx y M I , la cual
da como resultado una solución con masa MD y concentracidn XD.
Figura 3.12 Soluci6n dbbil.
MD = MX + Ma MD XD = M 2 x2 + M 4 x4
Donde
MD = Masa total de solucidn debil
XD = Concentración de solución debil
(3.40)
(3.41)
Si se substituyen l o s valores conocidos en la Ec.(3.40) se
obtiene:
M D = 009.14 + 52.026
MD = 861.186
substituyendo en la Ec.i3.41) y despejando Xo se tiene:
13.42)
XD 0.352 (3.431
60
Utilizando el diagrama de NH¶-HZO se puede determinar la
temperatura de 1.9 601UCiOn debi l . TD , despues Ma y MI. conociendo X D se obtiene que:
TD = 102.5OC
IP- /
/' I L2.H a t e
1 ! /
P . I I
de la mezcla de
Figura 3.12a Soluci6n dObil. propiedades.
(3.44)
336 TEMPERATURA DE SALiDA EN EL INTERCAMBIADOR DE S O L Y ENFRIADOR
K
Nusseit propuso por primera vez en 1930 el concepto d e la
efectividad del intercambiador de calor. Se define la efectividad
E como la razdn de transferencia real de calor lograda en u n
intercambiador de calor a la máxima transferencia poslble. si 69
diSpU6iera de un área infinita de transferencia de calor. Despues
6 1
de un análisis conceptual y algebráico se dedujo la siguiente
expresibn:
(3.45) P = E C-r. ( P..?:?. - T- -.-... ^-* ' . Donde
p = Calor transferido.
E = Eficiencia del intercambiador.
Cmin = Capacidad calorifica del fluido de menor capacidad.
Th.ont = Temperatura de entrada del fluido caliente.
Tc.ont = Temperatura de entrada del fluido frlo.
Esta ecuacian se puede emplear para analizar y diseñar
intercambiadores de calor. En el caso particular de e s t e proyecto
se hace uso de la ecuaci6n (3.451 para conocer las temperaturas
d e salida del Intercambiador de 8olucionee y an4riador.
*lNTERCAMBlADOR DE SOLUCIONES
Se inicia el análisis con el intercambiad'or d e soluciones.
Los datos conocidos son las temperaturas de entrada, el flujo y
la capacidad calori+ica de cada uno de l o s fluidos. En la figura
3.13 8e muestra un diagrama del intercambiador de soluciones con
las propiedades termodinámicas conocidas.
I NTERCAMB I ADOR f . . ............... o Th =, 102.5 C
n = 143.52 k g / h
X = 0.352
TL.+I! +. ............. SOLUCIONES
T c = 34 OC Cp = 1.2 kcai/kg°C
m = 160.2 k g i h
x = 0.42
Cp = 1.08 kcal/kg°C
Figura 3.13 Temperaturas del intercambiador de 601uc10ne6.
6 2
Los calores especlficos se.obtubieron de la figura 4 del
apéndice, Los
fluJos másicos y concentraciones ae determinaron en los puntos
3.3.4 y 3.3.5 de esta sección: La temperatura de entrada del
fluido caliente (solución dbbil) se determino timbidn on el punto
3.3.5. La temperatura de entrada del fluido f r l o 1soluci4n
fuerte) es una temperatura, ambiente promedio, propuesta para la
soiuci6n en el elmacén de soluci6n fuerte.
con sus respectivas concentraciones y temperaturas.
Se puede escribir la transferencia de calor de tres formas
diferentes. Las primeras dos de la Primera Ley de la
Termodinámica:
9 = Cc 1Tc.sc.l - Th.ont)
= (1.08 kcal/kg°C) 1160.21 kg/h i ( T c p a l - 34 OC)
9 = 1 7 3 . 0 3 l T e . s d - 34OCI kcal/h OC (3.46)
P = Ch i Th,ont - Th,naL) O = (1.2 kcal/kg°C) 1143.52 kg/h ) 1102.5 C - Th.sa1)
9 = 172.24 1102.5 OC - Them-1) kcal/h OC 13.47)
Se observa que el fluido con menor capacidad calorifica. C = c p m , es la soluci6n caliente que entra al intercambiador. por
IO que CmLn = 172.24 kcalih OC. La tercer forma e6 la
Ec.i3.45), de la cual se obtiene lo siguiente:
O O 9 = E (172.24 kcal/h C ) 1102.5 OC - 34 C)
a = 91s = E 1 1 1 798.44 kcalih 13.48)
(Flujo de calor en el intercambiador de soluciones)
Con las tres expresiones anteriores es posible determinar
las temperaturas de salida del intercambiador. Para realizar l o s
celculos correspondientes es necesario proponer la eficiencia del
intercambiador. En el caso del intercambiador de soluciones se
propone la temperatura de salida del lado de la soluci6n
concentrada y la eficiencia del intercambiador ea calculada.
63
La temperatura de salida que se propone es la temperatura de saturacíón de l a mezcla de concentración X = 0.42 y presíón
13.4 atm. La presión en el íntercambíador de soluciones e8
considerada 0.2 atm más que en el condensador 112.94 atm t 0.2
atm = 13.14 atm). esto es a causa de que se estrma una Calda
de presí6n de 0.2 atm desde la bomba de solución fuerte hasta
el condensador. Esta estímacíón de calda de presión se hace con
base en la ínformacíón obtenida de componentes de sístemas
símílares. La temperatura es obtenida del diagrama H- X de
“?-KO.
Tc.md = 88 OC
Con la consíderacíón anterior y la Ec.13.46) se obtiene que:
o q = 173.03 l 8 8 O C - 34OC) kcallh C
q = 9 343.62 kcallh 13.49)
Despejando Th.oaL de la Ec. (3.47) y Substituyendo el
valor de q se obtiene:
o Thecal = - (9343.62/172.24) C t 102.5 OC
Th.aol = 98.25 OC (3.50)
Despejando y substituyendo en la ecuacíón 13.481 se
determina
E = 19 343.62 kcallh 1 í 1 1 1 798.44 kcalih 1
E = 0.8
El íntercambíador de soluciones tiene que garantízar como
mlnímo una efícíencia de E = 0.8. Sí se logra obtener un
íntercambiador d e mayor eficiencia. la eficiencia del sistema
aumentara significatívamente. La descrípción del íntercarnbiador
de soluciones se realíza en el capitulo 6.
6 4
* ENFRIADOR Las temperaturas de salida en el enfriador se calcuian de
igual forma que para el intercambiador de soluciones. haciendo
uso de las Ecs.13.461, (3.471. 13.481 y proponiendo una
eficiencia E. En el caso del enfriador los fluidos de
intercambio de calor se encuentran en diferentes fames. uno en
Ilquido y otro en vapor, los flujos oásicos son relativamente
pequeños y el intercambiador d e calor sera de diseño sencillo.
rar6n por la cual se considera una eficiencia no muy grande E = 0.4 .
O Tc = - 10 c Th = 34 OC
= 5.56 kg/h
x = 0.999 1 a = 5.56 kg/h
x = 0.999
Cp = 0.54 kcal/kg°C e.. ..................
ENFRIADOR .............
Cp= I . 16 kcal /kg°C
+.
T e , . P I
Figura 3.14 Temperaturas del enfriador.
En la figur 3.14 se muestra un diagrama del enfriador con
las propiedades termodinámicas de las corrientes que entran al
intercambiador de calor. Los calores específicos se obtuvieron de
tablas. el Cp del fluido caliente de la figura 4 del aprndice
y el Cp del fluido f r l o de la tabla 34 Propiedades del
amoniaco sobrecalentado del narks Manual del Ingeniero Mecánico.
Las otras propiedades mostradas en la figura se determinaron en
los puntos anteriores de esta secci6n.
Despues de las consideraciones realizadas. utilizando la
primera ley de la termodinámica y la Ec.13.451. se realiza u n
análisis de transferencia de calor con la finalidad de calcular
las temperaturas de salida del enfriador
65
Q = Ct ( T:,z=’. - n..s?:.l e ’ = (0.54 kcal/kg°Ci 15.56 k g i h 1 (Tc.caL - ( -10 C l
Q = 3.0 ( T c . ~ P L + 10°Ct kcalih OC 13.52)
? Q = Ch i Th.onL - Th.saL)
o = (1.16 kcal/kg°C) ( 5 . 5 8 kg/h (34 C - Th,molI
Q = 6.44 134 OC - Th..dl kcal/h OC (3.531
Se observa que e l fluido con menor capacidad calorifica, C * I
Cp , es la corriente entra al enfriador, por l o que Cmin =
2.94 kcalfh C. Aplicando la Ec.iZ3.451 se observa lo siguiente: o
Q = (0.4) (3.0) (34OC + 10°C) kcalih OC
Q = Qrlr = 52.48 kcal/h 13.541
iFluJo de calor en el enfriador)
Despejando las temperaturas de salida y subatituyendo e l
valor de q en las Ecs.i3.52) y 13.531 se obtiene que para la
corriente fsla
O Tc.z=! = ií52.84 kcal/h l/i2.94 kcal/h C)) - 10°C Tc.iol = 7.97 OC (3.55)
y para la corriente caliente se encuentra que
O Th,cal = 1152.84 kcal/h )/í6.44 kcal/h C ) ) + 34OC
Th.sal = 25 . 8 C (3.561 O
Las temperaturas de salida del enfriador son conocidas y
estan dadas en OC.
66
3.3.7 PROPIEDADES DE LA SOLUCION, MEZCLADOR
La soluci6n ddbil del sistema y el vapor de amoniaco
procedente del evaporador, a causa de las propiedades qulmicae de
las solucibnes. se mezclan dentro de un proceso de absorciOn
aaoniaco-agua. Las propiedades termodinámicas de la mezcla
resultante son desconocidas. Para determinar estas propiedades el
primer paso es utilizar el principio de conservacibn de la masa.”
Las propiedadea termodlnámicas de las soluciones que entran al
mezclador son conocidas.
T = 7.97 OC
rn = 5.56 kgih o T =34 c m =47.84 k g i h
x =0.352
Figura 3.15 Mezcla de soluciones
En la figura 3.15 se muestra un diagrama con las propiedades
termodlnbiCa6 de las soluciones de entrada al mezclador.
Utilizando las ecuaciones del principio de conservaci6n de la
masa se determina la cantidad de masa total que sale del
mezclador.
m= = xt + m 3 (3.571
ms Xs = ma Xa + rns Xs (3.581
substituyendo valores en la Ec.i3.57)
ms = 47.84 kg/h + 5.56 kg/h
Despejando Xn de la Ec.iJ.58) y substituyendo valores se
obtiene :
67
Xs = i((47.84l10.352l + (5.56)10.999lllkg/hll / 153.4 kglhl
Xs = 0.42 (3.60)
Para calcular la temperatura de la mezcla se hace uso del
diagrama de Ponchon. figura 7 del apdndice. En este diagrama se
localizan las coordenadas de los punto6 conocidos (la6 SoluCiOneS
a mezclar) y se traza una linea recta LY entre los do6 puntos.
Posteriormente se identifica en el diagrama el punto de la
COnCentraci6n final obtenida X 3 = 0.42 y se traza una linea
vertical hasta intersectar la linea LV. El punto de inter6ecciQn
N en el diagrama es el punto de referencia para determinar las
propiedades termadinámicas de la mezcla reeultante.
Figura 3.16 Diagrama de Ponchon, mezcla de soluciones
68
En la figura 3.16 se muestra una abrsviacibn del diagrama d. Ponchon, donde se señalan los puntos correspondientes de las do.
soluciones a mezclar y el estado de la soluci6n final (punto P I ) . En el diagrama se puede observar que al punto M, localizado en
Is región vapor Ilquldo. le corresponde una temperatura dmr
Para completar la Iicuefacci6n de esta mezcla vapor-llquldo
es necesario llegar a la intersección de la linea de llquido
saturado y la Ilnea vertical de concentreclón X = 0.42 que une
ai punto P I . En la figura 3.16 se representa esta intersección
con el punto S. En nuestro sistema el dispositivo encargado de
llevar la mezcla hasta la fase totalmente llquida es el absorbedor.
El mezclado de la6 eoluclones se efectua antes de entrar a l
absorbedor. Por las caracterlsticas flsicas del equipo se puede
considerar que el mezclado se realiza en la entrada del
absorbedor, en la intersección de las llneas de soluclones.
I:
69 '
3.4 DIAGRAMA Y TABLA Ix RECUTADOS DEL SlSTEMA
En esta oección eo expresan los resultado. obtenidos dol DnAli.16 termodinAiico on la Tabla 3.1 Propiodades
termodinámícae del iiatema, l a cual hace referencia a 106 puntos
1~10EtradOe en el diagrama del síetema d e refrigeración mostrado en
la figura 3.17. En capltulo 4 ee realiza una descripcI6n
de eete sístema.
ALTA PRESION
- ---
BAJA PRESION
Figura 3.17 Sistema de refrigeración solar.
7 0
. .
run1 o N O .
1 2 3 4 5
6 7 8 9
10
1 1 12 13 14 15
16 17 18 18 20
I C 6 I O N atm
12.94 12.94 12.94 12.94 12.94
12.94 12.94 12.94 2.87 2.87
2.87 2.87 2.87 2.87 13.14
13.14 12.84 12.94 12.94 2.87
C Y r C I A T l J I A OC
105 105 105 '
43.5 43.5
34 34 25.96
- 10 - 10
7.9 37.8 34 34 34
88 102.5 48.2 34 34
iONCEN- ' U A C I O W
0.420 O. 326 0.920 0.768 O. 989
0.999 o, 999 o. 999 0.999 o. 999
o. 999 0.420 0.420 O. 420 o. 420
0.420 O. 352 0.352 0.352 0.352
LUJO Y A S l C O O P C I A C I O N kg/ h h
160.21 134.85 25.35 8.67 16.68
16.68 5.56 5.56 5.56 5.56
5.56 53.40 53.40 160.21 160.21
160.21 143.52 143.52 47.84 47.84
6 6 6 6 6
6 18 18 18 18
18 18 18 6 6
6 6 6 18 18
Tabla 3.1 Propiedades termodinámlcas del sistema.
71
3.5 BALANCE ENERGETIC0 Du SISTEMA
Como se menciono. en el oapltulo 3. la Primera Ley do l a Termodiná'mica establoce que l a e n e r g l a no se crea nl se dostruye
solo se transforma. Dentro de esta secci6n se determinan las
cantidades de e n e r g l a que son suministradas al sistema y cedldas
por el mlsmo.
Las energlas suministradas al sistema son el calor de
generación. el calor de evaporacidn y el trabajo de bombeo. Las
energlas cedidads por el sistoma son el calor de condensacidn,
rectlficación, absorcibn y el cedido por la solución ddbil en su
a I macdn.
Para que el balance energético satisfaga la Prlmera Ley do
la Termodinámica, la suma de las energias de entrada tiene que
s e r igual a la suma de las energlas de salida.
El balance energbtico se realiza en el punto 3.5.7 do esta
secc i ón .
3.5.1 CALOR REQUERIDO EN EL GENERADOR
El suministro do calor en el generador se determina a partir
de Ins propiedades tormodinAiicis de la solucl6n de trabajo y'
utilizando las ecuaclones termodinámicas correspondientes.
k g i h
T T = 88 OC
2 I X = 0 . 4 2
m = 160.215 kg/h
Figura 3.18 Calor do generaci6n.
7 2
De termodín&oica se sabe que e l calor se puede determinar a . . partir de
Par = m I ha - he )
Donde
QOE = Calor de generación.
m = F l u j o masico total.
he = Entalpla de la solución de.entrada.
hc = Entalpla de la solucidn de salida.
La entalpla de la solucidn de entrada se determ
diagrama de entalpla concentraci6n de NHs-HzO en e l
saturacidn a una presidn P = 13.14 ato y concentrac
0.42.
he = 7 0 kcalikg -
( 3 . 6 1 )
na en el
punto de
6 n x =
13.62)
La entalpla de la solución de salida se determina utilizando
la siguiente relacidn:
13.63) m L hL t mv hv hc = m s
Donde
ha = Entalpla de la soluci6n de salida
mc = Masa total de la soluci4n de salida
hr. = Entalpla del liquido en la soluci6n
m L = Nasa del llquido en la soluci6n
hv = Entalpla del vapor en la solucidn
mv = Masa del vapor en la solucidn
esta ecuaci6n es utilizada a causa de que la soluci6n se
encuentra arriba del punto de saturacidn. en forma de Ilquido y
vapor. Las dos entalplas hL y h v 6 8 pueden hallar en el
diagrama H-X lentalpía-concentraci6ni bajo las siguientes
condiciones: T = 105 C y P c o = 12.94 ato. o
, .* 73
I I I
P I
I I I I
r- 1e.w 70.9
I I I I I I
- .Y0
"3
c
Figura 3.19 Generador, entalplas soluci6n fuerte
Del diagrama se observa que:
Y
hr. = 88 kcallkg
hv = 450 kcalikg
(3.84)
(3.65)
Del punto 3.3.4 de la sección 3.3 sabemos que el flujo
másico d e l Itquido e6 m L = 134.85 k g / h y el de vapor 8 6 mL. =
25.85 k g / h . Substituyendo esto6 valores en la Ec.(3.63) 68
determina la entalpía total de la solución de salida del
generador .
h= = (((134.85)(88) + (25.35)(456)1 / 1160.2151) kcal/kg
74
ho = 1'46.21 kcalikg ( 3 . 6 6 1
Aplicando la Ec.i3.611 y substituyendo los datos
correspondientes 68 obtiene:
Qar = 1 6 0 . 2 1 5 1 1 4 6 . 2 1 - 7 0 . 9 1 kcalih
Qar = 12 0 6 5 . 7 9 kcal/h 13.67)
utilizando el factor d e converci6n 1 kW-h I 8 6 0 kcai se expresa
Oar en kW:
Qor = 1 4 . 0 2 kW (3.68)
De esta forma queda determlnada la cantidad de calor que
tiene que suministrarse al generador.
3.5.2 CALOR DE RECTIFICACION
Con la finalidad de obtener un vapor d e amoníaco casi puro,
X = 0.999, se realiza un proceso de transferencia de calor en 'el
rectificador. El flujo másico de vapor. m = 2 5 . 3 5 k g i h , que
entra al rectificador a temperatura T = 105 OC y concentraci5n
de X = 0 . 9 2 cede calor en e l rectificador y se obtiene como
resultado u n flujo de vapor de amoniaco. m = 16.68 kgi h , a
temperatura T = 43.5 OC con una concentracidn de X = 0 . 9 9 9 y
un f l u j o de soluci6n. m = 8 . 6 7 1 k'g/h , a temperatura T = 43.5OC
con una concedtracicm X = 0 . 7 6 8 como se muestra en la figura
3.20.
7 5
a*= T = 105 OC x = 0.92 T = 43.5 C
t o
= 25.35 kg/h x = 0.999 +*ql-- m = 16.68 kgih
X = 0.768 = 8.67 kg/h
Figura 3.20 Calor de rectifi,cacibn.
El rectificador se encuentra ubicado en la regibn de alta
presian del sistema Pca = 12.94 atm. Con la informaci6n antes
expuesta se procede a calcular la centidad de calor cedido en el rectificador P X E . El calor cedido se puede determinar con la
siguiente ecuacian:
= i ho - hn 1
Donde
Püa = Calor de rectificacien. m = Flujo másico total. he = Entalpla del fluido de entrada.
he = Entalpla del fluido de salida.
Del diagrama entalpla-concentraclan de
determinan los valores de las entalplns.
(3.691
NHm-Ha0 se
76
I I I
Bs
Figura 3.21 Rectificador. entalplas.
La entalpla de la solucidn de entrada 86:
h c = 456 kcallkg
La entalpía de i n solucidn de salida se determina utilizando
la siguiente relacidn:
13 .701 m L h L + mv hv hn =
ms 1
Donde
hn = Entalpla de la soiucidn de salida.
mo = nasa total d e la soiuci4n d e salida.
hr. = Entaipla del líquido en la soiucidn.
m L = Masa del Ilquido en la soIuci6n.
77
hv = Entalpla del vapor en la solucibn.
mv = Masa del vapor en la solución.
Del diagrama H-X de NHs-HZO se obtiene:
hv = 400 kcalíh
hi. = 7 5 kcal/h
Substituyendo los valores correspondientes en l o Ec.iJ.70)
se obtiene:
h+ = I i i 1 6 . 6 8 ) ( 4 0 0 ) + ( 8 . 6 7 i i 7 5 ) ) í ( 2 5 . 3 5 ) ) kcallkg
he = 288.85 kcallkg
Substituyendo en la Ec.13.69) se tiene que:
Par = ( 2 5 . 3 5 kg/h 11456 - 2 8 8 . 8 5 ) kcalíkg
QRE = 4 237 .275 kcalih
P i c = 4 .927 kW ( 3 . 7 1 )
Bajo este análisis queda determinada la cantidad de calor
que se requiere extraer del rectificador.
3.5.3 CALOR DE CONDENSACION
Una vez que se obtiene vapor de amoniaco prácticamente puro
i x = 0.999) con una temperatura T = 43.5 OC. del rectificador.
el siguiente proceso es condensar el vapor de amoniaco para
producir el refrigerante Ilquido que requiere el sistema. Con los
valores de las propiedades termodinamicas determinados en la
seccion 3.3, mostrados en la tabla 3.1. se puede determinar la
cantidad de calor que se requiere extraer. de la substancia de
trabajo, para lograr su condensacibn. E l condensador se encuentra ubicado en l a region de alta presibn, por tanto la presion de
condensacihn es Prc = 12 .94 atm.
7 8
1 9co - + + T = 43.5 OC o T = ? A C m = 16.68 kg/h
x = 0.999
-. - 1 m = 16.68 kg/h
x = 0.999
Figura 3.22 Calor de condensaci4n.
De la termodinimica se sabe que el calor se puede calcular a
partir de: Qco = m ( hs - he I (3.721
Donde
9CO = Calor de condensaci4n.
q = F l u j o misico total. he = Entalpla del fluido de entrada.
h= = Entalpla del fluido de salida.
En la fig. 3.22 se observan algunas de las propiedades del
fluido que entra y del que sale del condensador. Con estas
propiedades conocidas se puede determinar el valor de l a s
entalplas de l o s fluidos de trabajo.
En este proceso particular de transferencia de calor, dado
que existe un cambio de fase, se tiene que tomar en cuenta el
calor latente de condensacibn. as1 como tambien el calor sensible
en la disminucion de temperaturas. . De de las tablas 33 Propiedades del amoníaco saturado y 34
Propíedades del amoniaco sobrecalentado. referencia ( 4 1 . se
obtienen los siguientes valores de entalpla:
-Todas la propiedades se determinan a la presibn de condensacibn
P C , ~ = 12.94 atm.
o hsc (43.5 Cl = 645.42 BTUilb = 358.568 kcallkg
hvr 134.0 Cl = 632.38 BTUilb = 351.322 kcallkg
hrs ( 3 4 . 0 OCI = 147.20 BTUilb = 81.777 kcal/kg
o
79
Donde
hsc = Entalpla del vapor eobrecalentado.
hvs = Entalpla del vapor saturado.
hLs = Entalpla del liquido saturado.
Aplicando la Ec.i3.72) y substituyendo i o 0 valores
correspondientee, se obtiene:
QCO = 116.68 kg/h i 1358.56 kcal/kg - 81.77 kcallkg) QcO = 14616.0 kcalih i I 1 kW-h /e60 kcali ( 3 . 7 3 )
Qco = 5.37 kW 1 3 . 7 4 )
3.5.4 CALOR DE ABSORCION
Con base en analisis realizado en el punto 3.3.7 de la
sección 3 . 3 sobre las propiedades de la solución en el mezclador
y utilizando el diagrama de Ponchon, figura 7 del apendice, se
puede determinar la cantidad de calor cedida en el absorbedor
QAB.
T = 37.0 OC m = 53.4 k g i h
- + * PAS
= 34 OC
m = 53.4 kg/ h
X = 0.42
Figura 3.23 Calor de absorci6n.
80
La Pig. 3.23 muestra las propiedades de la soluci6n de
entrada y salida en el absorbedor. Utilizando el diagrama de
Ponchon se determinan las entalplas de los doe puntos. y por consiguiente el calor se calcula utilizando:
QAa = m i h= - h: ) (3.751
Donde
PAD = Calor de absorcion.
m = Flujo mAsico total.
ha = Entalpla del fluido de entrada.
h m = Entalpla del fluido de salida.
Figura 3.24 Dlagrama de Ponchon, calor tie absorcibn.
Las entalplas determinadas son:
81
h o = 30 BTU/lb = 16.66 kcal/kg
hs = -45 BTU/lb = -25 kcallkg
Substituyendo en la EC.(3.751 se obtiene:
9 A a = (53.4 kg / h i (16.66 +251 kcal/kg
QAB = 2 224.64 kcallkg
9 A a = 2.5867 kW (3.761
Con este último calculo queda determinada la cantidad de
calor que se expulsa del absorbedor.
3.5.5 CALOR CEDIW POR LA SOLUCION DEBIL
En el intercambiador de soluciones, la soluci6n ddbil entra
con una temperatura de 102.5 OC y s a l e a 48.25 C . Despues la
soluci6n fluye hasta llegar al almacen de solución débil. Durante
el trayecto de la soluci6n. desde el intercambiador de soluciones
a l almacén de eolucibn dbbil. y durante su estancla en dicho
almacén la temperatura de la soluciCn disminuye a 34OC
aproximadamente.
O
T = 102.5 OC
X = 0.352 , 1 m = 143.52 k g / i k , INTERCAMBIADOR T = 34a C
DE SOLUCIONES X = 0.352
T = 40.25 OC X = 0.352 m = 143.04 k g i h
m = 47.04 kg / h
ALMACEN DE
SOLUCION DEBIL
Figura 3.25 Calor cedido por la solución d é b i l .
82
El calor que transfiere la solución dCbil es cedido al medio
ambíente. Esta cantidad de calor se determina utilizando la
ecuaci6n siguiente:
QSO = m i hr - hf )
Donde
Qsn = Calor cedido por la solucih dkbil.
m = F l u j o másico total.
he = Entalpla inicial de'la soluci6n.
ho = Entalpla final de la solución.
(3.77)
Las entalplas se determinan utilizando el diagrama de
en ta I p l a - c oncen t rac ión de "9-H20 .
"3
1 .o /I 0 . - O
Figura 3.26 Solucibn dbbil. entalplas.
03
Las entaiplas encontradas son:
hr = 21 kcal/kg
hr = 9 kcal/kg
Substituyendo estos valores en la Ec.(3.771 se obtiene:
P E D = I 143.84 kg/h 1 I 21 - 9 ) kcallkg
P s D = 1 726.08 kcal/h
PSD = 2.00 kW
De esta forma queda determinado el calor cedido por la
soluci6n d6bil.
3.5.6 TRABAJO DE BOMBEO
La energla suministrada a la bomba, para aumentar la
presi6n de la soluci6n débil de 2.87 atm a 13.14 atm , s e puede
determinar de forma aproximada con la ecuacibn siguiente.
obtenida de la secci6n 12.15 de la referencia (71 :
Y I P 2 - P i ) We0 = kcallkg
J
I Trabajo teorico de la bomba )
(3.781
Donde
We0 = Trabajo de la bomba. v = Volumen específico de la soluclbn. PI = PresiC>n baja del sistema.
Pz = Presión alta del sistema.
J = Constante de Joule 426.8 kgf m/kcal.
04
f = 34 OC Wao 4
T = 34 OC m = 160.21 kglh
X = 0.42
P a = 2.87 atm - BOMBA = 160.21 kg / h
X = 0.42
Px = 13.14 atm
Figura 3.27 Trabajo de bomba.
Dado que el volumen especlfico es el inverso de la densidad
y la densidad de la soluc,ión dCIbil se puede obtener de la figura
3 del apbndlce. con base en la concentración y temperatura de la
mlsma, el volumen especifico de la soluci6n queda determinado
por: v = l / p 13.79)
B como <D = 885 kg/m , entonces
v = 1 / 885 m e / kg
Se conocen tambldn la presión alta y baja del sistema
2 p i = 2.87 atm = 29 647.1 kg!/m
P2 = 13.14 at m = 135 736.2 kgr/ma
Substituyendo en l a Ec.13.78) se encuentra que:
Woo = 111/8851(135 736.2 - 29 647.111 / 1426.81 kcallkg
Woo = 0 . 2 8 kcalíkg (3.79)
si se multiplica la ~c.i3.79) por el flujo m ~ s i c o se
obtiene:
We0 = 10.28 kcalikgi (160.215 kg/h I
WSO = (45 kcal/h 1 ili860 kW-h ikcal)
pho = 0.0523 kW Wno = 62 Watts
I .... . , . ,
,i :
Wno es
relativemente pequeño. Esto es a causa de que el trabajo
suministrado al sistema S O 1 0 necesita ser el suficiente para
bombear un Llsuido desde de la región de baja presi6n a la de
alta del sistema. Esta caracterlstica de suministro de energla
para la bomba es la que marca una gran diferencia entre io6
sistemas de refrigeraci6n mecánicos y los de absorci6n. En los sistemas de re4rigeración mecánicos es necesario bombear .el
' refrigerente en forma gaseosa. Por estudios y experimentación s e h sabe que el trabajo para bombear una masa determinade de gas o de vapor 8s mucho mayor que el necesario para bombear una masa igual
de líquido.
Como se puede observar, el trabajo de bombeo
3.5.7 BALANCE ENERGETIC0
Ahora que las cantidades de energla que intervienen en el sistema han sido determinadas, se procede a realizar el balance
energétioo partiendo de la siguiente ecuaci6n. que establece que
toda la energla que entra al sistema tiene que ser igual a la
energla que sale del mismo. la cual es válida para nuestro caso:
1 EE = 1 Es (3.82)
Donde
EE 9,Energlas ,. . de entrada . , , , . , ? I . . ' . ' .
~, . .Es = Energlas de salida . . , I . . . . . . . . . . E Realizando una análisis de nuestro sistema 68 puede
establecer la siguiente ecuación para determinar las energlas de
entrada:
Donde
1 Et = Energías de entrada. Qac = Calor de generacidn. PEV = Calor de evaporación. W m o = Trabajo de bomba.
Para las energlas de salíde se tíene la alguíente ecuacíón:
13.841 Es = Qco t p i x t pAs + QsD
Donde
2 Es PCO = Calor de conden6ación. Prv = Lalor de rectificación. QAS = Calor de ab6orcidn. P S D = Calor cedido p o r la solución débil.
= Energías de aalída.
Los valores de energla obtenidos y las hora6 de operacídn de
cada elemento se muestran en la siguiente tabla:
E N E R O I A S
QZE PtiV We o
Pco Par Q AB aso
TOTAL
VALOR EN K V
14.02 2.00 0.05
5.37 4.92 2.59 2.00
H O R A S DT O P F I A C I O N
6 18 6
6 6
18 6
S U Y A Es K V / h r
84.12 36 .O0 0.31
S U Y A ES K W / h r
- -_ _ _ _ ---
32.22 29 .52 46.62 12.00
120.36
Tabla 3.2 Balance energético.
Substituyendo los valores finales en l a Ec.iJ.82) se o b s e r v a que:
120.43 kW-h -. 120.36 &W-h (3.85)
87
Por l o s resultados obtenidos. en este balance, se considera
que el sistema cumple con la Primera Ley de la Termodinámica.
88
CAPITULO. 4
ANALISIS TERMICO, MECANICO Y PRECIOS DE LOS COMhENTES DEL SISTEMA
,Eii forma cuantit ,atlva ' en e3 ch*itulo 3 88 realiza un
análisis termodinámico del sistema de refrigeracibn solar en
Estudio. En el presente capltulo se d a n a conocer las
caracterlsticas térmicas, mecánicas y i o el modelo propuesto por
algunas compañlas, as1 como tambien los precios de l o s
componentes del sistema. Para la selecci6n de estos elementos se
decidi6 considerar los equipos comerciales existentes en el
mercado, dnndole prioridad a los productos nacionales. En el ca6o
de io6 elementos no existentes. en forma comercial. se realizan
10s Cáicuios de disefío necesarios para la fabricaci6n de 106
mismos.
Como principales emlementos del sistema se enlistan los
siguientes:
1 ) Colectores Solares.
2) Generador.
31 Separador-Rectificador. 4 ) Condensador.
5 ) Almacen de condensado.
6 ) Enfriador.
71 Evaporador.
8 ) Absorbedor.
91 Almacen de la solucibn fuerte.
10 ) lntercambiador de soluciones.
111 Almacén de la soluci6n débil.
Lo6 otros componentes del sistema se consideran como equipo
complementario.
89
4.1 COLECTORES SOLARES
. E n el punto 4.2.3 se realiz6 una descripci6n general sobre
colectores solares. sus principios. tipos y eficiencias; tambih
se menciono que para efectos de colecci6n solar en este proyecto
68 hará uso de tubos evacuados.
DespuBs de realizar un análisis sobre eficiencias y precios
de colectores solares con tubos evacuados. ofrecidos por diversas
compañlas. se opt6 por utilizar el equipo de coleccion solar
presentado por Nippon El'ectric Glass Co.. Ltd.. equipo del cual,
se realiza una descripci6n a continuaci6n:
El tubo colector solar. Suntube. es una nueva marca de !a,6
series de la tercera generaci4n de paquetes de energla de Nippon
Electric Glass INEG). diseñado para proveer 6 p t i m a eficiencia de
colección de energla solar en un mlnimo costo.
Para la manufactura de este equipo se usa una combinacien
exclusiva del estado del arte de la tecnologla para la formacibn
del vidrio, y avances v,'idrio-vidrio y vidrio-metal con tecnicas
de sellado similar a las usadas en la produccion de tubos de
rayos cat&iicos, Suntube asegura significativamente mejor
eficiencia que muchos otros COIeCtores de energla solar.
Especialmente. cuando ,se compara con colectores de p:tato plano,
Suntube permite el 30% de reducci6n dentro del área de coleccion
requerida.
* Destacadas caracteristicas del NEG Suntube.
- Coleccion de e#nwrgla todo el año.
Es posible alta eficiencia de colecciún de energla. no
s o l o en altas temperaturas d e verano. también durante meses con
C I imas nubiados.
- Larga vida de servicio
La construcci6n cerrada efectivamente previene problemas
recurrentes como corrosion y fugas. Más que u n adecuado sellado.
tkcnicas avanzadas mantienen el tubo vacio.
90
- Completamente modular NEG ensambla todos los elementos del sistema dentro de In
unidad del colector en su planta. Esto reduce el tiempo de instalación. particularmente trabajo de entubamiento y iontijm.
- Fácil para instalar El tubo solar colector puede ser instalado horizontalmente
(un método que no es posible con colectores de plato plano). Esto
no solo permite la utilización virtual de cualquier nivel de
superficie. tamblen asegura que el coloctor puede ser plenamente
integrado en arquftecturas exiotentes.
Figura 4 . 1 Configuracidn básica del Suntube.
9 1
ii Dimenmiones y oonfiguraciones de una unidad de ooIwol&.
Tipo
Dimensionea externas, LxExA i m m ) Peso, excluyendo el fluido. (kg) Riz6n de circulaci6n de fluido (Iirnin) M e r o de tubos colsotores Area bruta ( m 4 )
Area de la superficie de absorci6n i m * )
O#)-2800 2072xüSQx&85
84
8.0-18.0 . 6
2.82 1.82
MODELO NUMERO
Figura 4.2 Unidad de coleccí6n solar, NEG.
ii Especiiicaciones
Características de la seccidn de longitud de onda.
- Raz6n de absorcibn: a >= 0 . 9 1 - Raz6n de emisi6n: e <= 0.12
Presi6n máxima de operaci4n I kgf/cm2) : 5
Material de conexidn y dimensibn: cobre. 22.3 diam. Material de 106 componentes:
92
. .- ~ ... . . I,
- Plato de absorcibn: hoja de acero con recubrimiento sei ec t i vo.
- Tubo colector: tuberia de cobre
- Tubo de vidrio i m m l : 128fdiam.)x2 le6peSOr)
Soda-I ime í ski vidrio
- Cubierta metalica: hoja de acero galvanizada
pre-tratada con Acid0
fosf6rico y pintado con acrllico
- Aislamientos Cabezales i m m ) : 50 (espesor) fibra de vidrio
Plato de abso.rci6n: vacio
1c Características de transmitancia del vidrio
Suntube. usa tubos de alta transmitancia y un plato
absorbente con una capa selectiva de longitud de onda con el
objetivo de lograr una coleccibn de energía eficiente.
Figura 4.3 Vidrio del tubo evacuado, transmitancia.
En la figura 4.3 se muestra una grafica de las
características de transmitancia del vidrio constituyente de los
tubos evacuados Suntube (Glass Transmittance Characteristics),
Longitud de onda (wavelength) contra transmi tancia
(transmittance). Esta grafica fue proporcionada por Nippon
Electric Glass Co., Ltd.
93
it Plato de abaorci6n con capa 6elOctiVa.
La capa especial usad8 en 10s tubo6 coiwctoreb soiarws una baja permite que estos tengan una alta raz6n de abeorci6n y
de emisi6n. esto se muestra en la tabla siguientm.
Absorci6n (a) 0.91 imlnimo)
Emitancia (e) 0.12 imáximo)
Resitencia i°Cl 450
Tabla 4.1 Propiedades de colecci6n solar, Suntube.
Desde que el plato absorbente se encuentra en vacio Y
sellado en sus extremos. Bate ea completamente protegido de
lluvia, humedad. aire y o'tros elementos dañinoa. efectivamente
previniendo la durací6n larga de sus caracterlstica8 de colecci4n
de energla radiante.
* Vacío del tubo.
Otro de los factores que proporcionan eficiencia alta al
colector aolar Suntube es el vacio I < 10'4torr dentro dei tubo
de coieccibn. La tecnologii Qnica de sellado dw NEG. directo
vidrio-metal. mantiene Un vacio por un período largo de eervícío
También el s e l l o de metal, ALLOY I 426. tiene virtualmente e'
mismo coeficiente de expansí6n que el vidrlo utilizado. por l o
que se asegure u n sello ajustado con excelentes características
de choques tBrmico8 y ciclos de calor.
t Eeicíencia de coleccibn de energla
La fig. 4.4 mue6tra ur diagrama con el cual se p u d e
deterrnianr la eficiencia del colector solar. Suntube ( DP6-280
en funcí6n de la irradiacibn. la temperatura ambiente y ia
temperatura medía de opereci6n del fuldo de trabajo E s t e diagrama se puede observar er la referencia t161
94
80 -- E
< % >
40 _ _ eo _ _
Figura 4.4 Eficiencia del colector solar.
Si desea mas información Pobre el colrctor solar iDP6-2800)
puede consul tar la referencia C 121.
4.11 CANTIDAD DE COLECTORES SOLARES
Para determinar cual em el área de colecci6n solar que
requiere el sistema. primeramente, es necesario conocer Cual 86
la cantidad de energla que se demanda y el flujo másico de fluido
de transferencia de calor requerido.
_.. . 95
T = 12OoC
Cp= 0.83 kcal/kg°C
T = 105OC m = 160.215 kg/h
I c v 1.3 kcal/kg°C GENERADOR
16 kW I T = llO°C t T = 88OC O
Cp= 0.82 kcallkg C m = 160.215 kg/h Cp= 1. IS kcal /kg°C
I
Figura 4.5 Generador, transferencia de calor.
Como se doterminti en el capitulo 3 seccíbn 3.5 la energla
que demanda el generador es 16 kW (considerando un factor de
seguridad del 15%) . La cantidad de fluido de transferencia de
calor requerido se puede calcular partiendo de las temperaturas
propuestas de entrada y salida. del aceite, e n el generador. como
se muestra en la fig. 4.5. El aceite que se utílira es conocido
con el nombre de Marlotherml. Las propiedades de este fluido son
obtenidas de la referencia C161 y de la tabla 3 del aphdice.
Obtenidos los valores de los calores especlficos del aceite.
para las temperaturas correspondientes de entrada y salida. se determina el calor especlfico medio:
t 0.83 .+ 0.82 I CP = = 0.825 kcaiikg OC
2
De termodinbíca 8e sabe que
96
Aplicando asta ecuici4n se obtiene quc
O 16 kW = o 0.825 i 120 - 110 1 koa1 C/kg OC
como 1 kW-h = 860 kcal entonces
= í 16 I ( 860 I / 1 8.25 ) kg/h
m = 1667.87 kg/h
La densidad promedio del Marlotherml i 110-120°C), es 912
kgim , luego entonces se puede calcular el volumen rmquerido.
sabiendo que!
1
= m/v
Donde
= densidad = masa
v = volumen
Despejando v se tiene que
v = 1667.87 / 912 = 1.82 m'/h
Expresando el reaultado en I/h se obtiene
m = 480.7 Galih o 1819.5 I / h
Hasta este punto es conocida la cantidad de energla a
transferir y el flujo másico de aceite requerido para transferir
dicha cantidad de energla.
Para determinar la eficiencia de los colectore. solares se
utiliza la tabla mostrada en la fig. 4.4.. por tanto es
Y necesario conocer, cual es la dlferencia de temperaturas AT la irradiation solar J .
97
La diferencia de temperaturas AT utilizada en la tabla de
eficiencia para Suntube (DPB-2800) emtá dada por
AT = Tm - Ta Donde
Tm = Temperatura media del Qluido de trabajo
To Temperatura ambiente
( 4 . 1 )
La temperatura Tm se calcula con el promedio da
temperatura de entrada y la temperatura de salida del Colector
solar.
Tm ( 12OoC + llO°C / ( 2 - 115OC
O La temperatura ambiente se considera To = 32 C . por tanto
AT 115OC - 32OC AT = 83OC 14.2)
La radiaci6n solar promedio J en W/m2, para la regi6n de
estudio. se obtiene de un manu81 del Inetituto de Ingenierla de
la UNAM (C&lcuIo de la Radíación Solar lnstantanea en la República Mexicana, series del Instituto de lngenierla No. 4 7 2 ) . referencia C91. Para lae sefe horae de ineolación efectivas se
determinó un valor promedio de:
J = 695 W / m *
Convirtiendo 'las unidades a kcal/m'h
J = (695 W/m*) ( 0 . 8 6 kcaI/W-h)
J = 597.7 kcal/m'h 14.3)
Con los datos obtenidos se pueda determinar de la Fig. 4.4 que la eficiencia de los colectores ~olaree, para nueBtro caso.
0s
E e 0.4 (4.4)
9 8
'I
La eficiencia de colección de energla
colector y rar&n de energá absorbida por el
energla solar incidente sobre el colector
E P d J
Donde
E Qt = Energía absorbida. J = Insolación.
= Eficiencia de oolección de energla.
De la ecuacíbn (4.5) se puede la absorb ida
esta dada CODO la
la cantidad total de
(4.5)
Q+ = E J = ( 0 . 4 ) (695 W / l i * )
a+ a 278 w/m'
cantidad de nergla
14.6)
Ahora ee sabe, que la cantidad de calor que los colectores
solares absorben, por metro cuadrado, es 278 W y que la cantidad de energla requerida eon 16 kW. Con esta información se puede
saber cual es el &rea total de absorción necesaria para
satisfacer la demanda de los 16 kW.
Si ee sabe cual es el Brea de absorción requerida y el &rea
de absorcidn disponible por cada unidad de colección, os 9actible
determinar la cantidad de colectores solares necesario.. De la8
especificaciones de Suntube (DP6-2800) dadas en la sección
anterior, 68 observa que el área de absorción por unidad es 1.82 m , por consiguiente el número de colectores se determina con la
relación siguiente:
P
No. de colectores = 157.55 si') (1 .82 mP/colector)
N o . de colectores = 31.62 ( 4 . 8 1 por tanto:
No. de colectores = 32
4t Arreglo de colectore.:
El flujo de fluido de transferencia de calor rocomendado,
para circular por los colectores. es entre 3.0 y 18.0 litros/min. Esta recomendaci6n nos indica quo tiene que hacerse un arreglo de colectores de tal forma que se distribullan 108 1 819.5 I / h do
aceite. necesarios para transferir la energla requerida en el generador. Si se propone construír una arreglo de cuatro linens
en paralelo con ocho colectores en eerie (en cada una do las Ilneasl el flujo a circular en cada linea será entonces:
Flujo por
Flujo por
Convirtiendo litros por
lnea = ( 1 819 I / h i / (4)
lnea 454.07 l/h
minuto. se tiene que:
Flujo por Ilnea = 7.502 Iimin
Figura 4.6 Arreglo de colectores.
En la fig. 4.6 se muestra un esquema
colectores con cuatro llneas en paralelo y siete cada una de Cstas.
(4.10)
14.9)
del arreglo de
colectores por
.I 0.0. *j - .-..., .,."
4.l.2 CAIDA DE PRESlON EN LOS COLECTORES SOLARES
La informaci6n que la coipañla (NEG) proporcionó, para el estudio de los colectores sol8res. no incluye inforaaoi6n sobre las caldas de presión cuando oe utiliza aceite. Rat611 por la Cual
es necesario realizar el análisis correspondiente para la
determinacich? del valor de calda de presldn y la capacidad de la
bomba.
De la referencla í121 se pueden conocer las caracterlsticas
flsicas de un panel de colección solar, as1 como de sus partes
integrantes, díhetros de loa tubos, longitudes, etc.
Los componentes principales de un panel de colecci6n solar
íDP6-2800) son los tubos de transferencia de calor que estan en
contacto con la placa de colección de energla solar. El panel
consta de seis llneas de flujo (6 tubos evacuados) y cada Ilnea
está constituida por un arroglo de doble tubo, de longitud L = 2.83 m. ver figura 4.7
La calda de preaidn en un tubo puede ser calculada con la
ecuación siguiente, de la referencia i21:
LF - 4 f G 2 L / 2 g y * d
Donde
AF = Calda de presi6n en metros de liquido. f = Factor de 9ricci6n. G = Veiocidad máslca. L = Longitud del tubo.
g = Gravedad. p = Densidad. d = Diámetro interno del tubo.
(4.111
Para la calda de presión en fluidos que circulan dentro de
un ánulo, se reemplaza d en el nilimero de Reynolds por d' para
obtener f y la Ec.í4.11) se modifica de la siguiente forma
d - 4 f G 1 L / 2 g ; d ' (4.12)
El diclmwtro equivalente d' se determina con la .iguionte
mcuac i6n : (4.131 d' dzL - d t s
Donde
d ' = Dikmetro equivalente.
dt i = Diámetro interno del tubo externo.
die = Diámetro externo del tubo interno.
El factor de friccidn 9 se puede determinar de tablas. con
base en el namero de Reynolds.
Figura 4.7 Doble tubo, diámetros.
Los datos del arreglo y los cAlculos para determinar lo
calda de presi6n se muestran a continuaci6n:
Datos
- Tubo interno Cobre (C1220Ti diam 10.7 m m x t 0.4 m 8
dii = 9.9 m m 5 0.0099
dLe = i0.7 m m = 0.0107 m
- Tubo externo Cobre (C1220T) diam 15.88 m m x t 0.6 m m d a = 14.68 m m = 0.0196 dto = 15.88 mm = 0.0158
102
- Longitud del tubo
L = 2 830 mm 2.83 m
- Propiedades del fluido
Aceite Marlotherml
Temperatura de trabajo llO°C
Fase liquida a
V = 3.31 kg/m h iViscos1dad)
= 919.5 kg/m
- 12oOc
Y Flujo nisico m Se recomienda circular entre 6 y 15 I/min por l o s
colectores. El flujo total de aceite que se requiere circular es
1819.5 I i h , calculado en el punto 4.1.1 de esta seccifrn. Si se
desea un arreglo de colectores con cuatro lineae en paralelo, se
tiene que el flujo a circular por cada linea es:
No. de lineae = Flujo total / Flujo por llnea 14.14)
Flujo por llnea E ( 1 819.5 I/h) / (4)
Flujo por Ilnea = 454.875 I/h
Por tanto ml = 7.59 I/min (4.15)
Donde mi = Flujo másico por linea. El valor de esta flujo
mIoico esta dentro del rango recomendado por panel 16-15 Iimini
Expresando el m l en kg/h se tiene que
m l = 418.372 kg/h
Con base en este valor de flujo por Ilnea. que es el mismo
flujo por panel, mp. se determina e l flujo correspondiente por
tubo, mi.
Flujo por tubo = Flujo total por panel / No. de tubos mt = (418.372 kg/h) / ( 8 )
tot = 89 72 kgih (4.18)
103
C Calda de presi6n en el tubo
- Se calcula G (Velocidad iAsica)
G = 4 m i / d2
G = 4 (89 .72 kg/h) / (0 .0099) ' cox G = 905 839.15 kg/h m' ( 4 . 1 7 )
- CAlculo de Re (NO. de Reynolds)
R e = d G / V
Re = (0.0099 m i (905 839.15 kg/h m") / (3.3102 kg/m h ) Re = 2 709 (4 .181
- Factor de friccibn f. De la fig. 3.11 Factores de fricci6n
para flujos en tuberlas y tubos, referencia t21, se obtiene el factor de fricci6n para tubo comercial en funci6n del No. de
Reynold6 calculado anteriormente
f - 0.013 ( 4 . 1 9 )
- Cálculo de calda de presiein, utilizando la Ec. (4.11)
AF = 0.05673 m ( 4 . 2 0 ) Donde A F es la calda de presibn expresada en m. luego
entonces
A P a p g AF (4 .211
Donde
AP = Calda de presiein, en unidades de fuerza por área = Densidad
g = Constante de gravedad AF = Altura de la columna del liquido
104
Substituyendo valores en Ec. (4.211 se obtiene
AP = (919.5 kgim'l (9.8 m / s L l (0.05673 m i
nP = 511.76 Nw/m' AP = 0.074 Ib/plgz
A? = 0.005 atm
(Calda de presión en el tubol
* Calda de presión en el Anulo
- Se calcula el Area de flujo en el Anulo aa
aa = idti' - dse') / 4
aa = í 0.01468a - 0.0107'i / 4
aa E 0.000079334 18'
- Ahora 6e calcula G (Velocidad mAoical
G = nt / ao
G = 09.72 kg/h / 0.000079334 m L
G = 878 016.14 kgim'h
- Diametro equivalente d'
d' 9 d2i - dio d' = O.Oi408 - 0.0107
d' 0.00398
(4.221
14.23)
(4.241
(4.25)
( 4 . 2 6 )
- No. de Reynolds
Ro a d' G / V
Re = (0.00398 m i (878 816.14 kg/m'h I / (3.3102 kgim h i
Ro = 1 056.04 ( 4 . 2 7 )
- Factor de friccibn f. De la fig. 3.11 Factores de friccibn
para fluJos en tuberias y tubos. referencia C21, 6e obtiene el
factor de fricción para el tubo comercial en función del nomero
105
da Reynolds calculado anteriormente
f = 0.0165 ( 4 . 2 8 )
- Se calcula la calda de presi6n en el Anulo, utilizando la € 0 .
14.121
AF = 4 f G ' L / 2 g p X d '
f i = 4 (0.0165) 1 8 7 8 8 1 8 . 1 4 1 ' ( 2 . 8 3 1 I 2 (9.811 1919.5)' l0.00398) 13 6001'
AF = 0.1696 m í 4.29 I
- Utilizando la Ec. (4.211 se obtiene que
d = P 8 & 8 P = (919.5 kg/ae) ( 9 .81 m h ' ) 1 0.1686 m ) AP = 1 520.82 Ni/mx
AP = 0.22 Ib/plgx d = 0.015 atm
(Calda de presión en el Anulo)
(4.301
14.31)
* Calda de presión total en un doble tubo
A¡% PP Tubo + AP Anulo
Donde
APrDf Caída de presi6n total en el doble tubo
AI' Tubo = Calda de presión en el tubo
AI' Anulo = Calda de presibn total en el Anulo APTD = 0.005 + 0.015 = 0.02 atm 14.321 d t D 0.294 lb/pig* (4.33)
(Calda de pres16n en el doble tubol
* En el atIAli6is anterior no se estA considerando la caída
de presión en los puntos de entrada, re torno y salida del
fluido. Para determinar estas caldas de preeíbn se hace uso de la referencia [ 1 1 1 . Utilizando la relacitan de longitud equivalente
LD = K f y hallando el coeficiente de resistencia K en 116
106
tablas correspondientos, se puodo obtoner. par8 el lado del tubo,
una longitud equivalente de oaida de presih LT P 0.935' m, y para el Anulo, una longitud equivalente LA = 0.44 o: 6stas
caldas de presión son a causa do las conexiones dw la tuberla
dentro de la unidad de colección solar.
Para modificar la calda de presión en el tubo intorfor. sol0
se aumenta el valor de la longitud del tubo 0.935 m on IP
Ec.(4.11), e s t o es:
L = 2.83 q t 0.935
L = 3.765 (4.34)
Por tanto la calda de presión en e 1 tubo y conexiones es:
AF = 0.07547 m (4.351
AP 0 0.0987 Ib/plg* 14.381
AP 0.00672 atm (4.371
(Calda de presi6n en tubo y conexiones1
La modif
considerar las
el tubo. E l va
esto es
Por tanto
caci6n de calda de presión en el Anulo. al conexiones, 60 determina de igual forma que para
or de la longitud en I8 Ec.14.12) aumenta 0.44 m .
L = 2.83 m + 0.44 q L = 3.27 m ( 4 . 3 8 1
la calda de presión en el Anulo Y conexiones es:
AF = 0.1948 m
zP = 0.2548 Ib/plgL 14.391 PP 0.0173 atm ( 4 . 4 0 1
(Calda de presión en et Anulo y conexiones)
La calda de presidn total por IInea en el panel de coleccl6n
es:
e t = 0.0987 Ibiplg' + 0.2548 Ib/plg*
107
A?T = 0.3535 Ib/plg*
APT = 0,024 atm
* La caida de presión por panel ea *ponrL 0 2.121 Ibiplg'
APpanel = 0.1443 atm
(Calda de presión por panel)
('4.41)
(4.921
14.43)
(4.441
* Calda de presión total en e l sistema de colecci6n de
energla solar
Si el sistema de colección solar cuenta con 32 paneles de
colección y la caida de presión por panel es conocida. luego
entonces la calda de presión se determina de la forma siguiente:
APCS = LPpanol x No. de paneles
Donde
&cs = Calda de presión en el sistema de colección solar
APpanol = Calda de presidn por panel.
Substituyendo en la Ec.(4.451
APCS = (2.121 Ib/plg') (32)
APCS = 67.87 Ib/plg*
(4.45)
14.461
(CaIda de presión en e l sistema de colección solar)
Con la calda de presión calculada para el sistema de
colección solar, la caida de presión en tuberias y el f l u J o que
demanda el generador, se puede tener una idea aproximada de la
capacidad de la bomba que 8e requiere. De l o s catalogo8 se
observa que la potencia del motor requerldo eerá aproximadamente
de 3 / 4 HP y u n precio cercano a S 1,820.000.00 (540.00 Dlls.1
4.13 PRECIO DE LOS COLECTORES SOCARES
La cotizacl6n realizada por Nippon Eloctic Glass Co. Ltd. para laa unidades de coleccl6n solar con tubos evacuados fue la siguiente:
PRODUCTO : Modulo de coleoci6n solar de tuboa evacuados
Modelo No. NDPG-2800
PREC I O: 540.00 DI Is í Modulo CANT I DAD : 32 Modulos
TOTAL : 17,280.00 DI Is
TIEMPO DE ENTREGA: Cinco semanas despude de recibir In hoja de
orden de compra
FORMA DE PAGO: Por una carta irrevocable de crédito en favor de
Nippon Electric Glass 'Co. Ltd. Osaka. Japan
o pago adelantado.
*Nota:
Se utilizará un material de acero inoxidable (ASTM 304) para las Cubierta6 metalican de 106 modulos. para satisfacer los
requerimientos especlficos de proteccibn a la corrosión cerca del mar.
Nippon Electric Glass Co.. Ltd.
1-14, Miyahara 4- Chome, Yodogawa-Ku,
Osaka 532, Japan
Telefono: 06-399-2711
Fax: 06-399-2731
Telex: 523-3884 NEGLAS 3
4.2 GENERADOR
El generador es el íntercambiador de calor que tiene COMO
función elevar la temperatura de la soluci6n concentrada de
amoniaco-agua. utilizando el fluido caliente que proviene de los
colectores solares. Lao propiedades termodinámicas del fluido
109
frlo isoluci6n de amoniaco-agua1 se doterminar6n en el cipltulo 3
y las propiedades termodinAmicae dol fluido caliente iiootte
iarlothermll se obtienen del punto 4 . 1 . 1 y de la tabla No. 3 del aphdice.
Uno de 108 criterios principales para la selecclón de este
equipo, fue elegir un intercaabiador de calor que no requiriera
de grandes cantidades de fluido de trabajo para su operaci6n.
Comparando un intercambiador de doble tubo con uno de coriza y
tubos. el primero de esto6 es el que mejor satisfac. e l criterio
anteriormente descrito. Por otro lado, a causa de quo el aceite
tiene un bajo coeficiente de transferencia de calor, se consider6
conveniente emplear tubos aletado6 para m e jorar dicha
transferencia de energla. "Brown Fintube" es el nombre de la
compañia que se eligi6 para la obtenoibn del equipo.
Para determinar el tipo de intercambiador de calor que se
requiere, la cornpanla Brown Fintube proporcion6 un citAlogo. el
cual cuenta con u n apartado de datos tbcnicos, mismo que tiene
una secci6n nombrada "Application and Design Estimating of
Double Pipe and Multitube Hairpin Exchangers" taplicaci6n y diseño estimado de intercambiadores de doble tubo y orquilla
multitubo). ésta secci6n se puede consultar en el documento No.1
del apéndice. Los datos determinados para la selecci6n del equip0
se basan en el mbtcdo indicado por la compañia. A contituaci6n se muestran los c~lculos realizados:
1) Los datos iniciales son los siguientes:
Carga térmica: 16 kW
il Para el lado del fluido caliente
Fluido: Aceite Harlotherml
Temperatura de entrada: 1 2ooc Temperatura de salida: 1 10°C
Calor específico promedio: 0.82 kcal/kg°C
F l u j o másico: 1 667.87 kg/h
Flujo volumétrico: 0 CPH
Presión de operaci6n: 1 atm
110
*Para el lado del fluido frío
Pluldo: Solucífin NH%nM, X - O.b2 Temperatura (liquido) de entrada: 88OC Temperatura (vapor) de salida: 105 OC
( W i Cambio de fase Ilquido-vapor 10)
Flujo másico: 160.215 kg/h
FI ujo vol umetr Ico: 0.9 GPM
Presi6n de operaci6nr 13 ati
'>
2 ) Utilizando la fig. 5 del documento No.1 del apéndice. se determina el siguiente MLTD
MLTD = 33OF
Posteriormente se calcula el coeficiente de transferencia de
calor por unidad de área UA
UA = P / MLTD (4.47)
Para convertir 16 kW a BTU/h se tiene que:
( 1 6 k W ) ( 3 415 BTUikW hi = 54 640 BTU/h
Substituyendo en la Ec.i4.47)
UA = 54 640 / 33 = 1655.75 BTU/h OF ( 4 . 4 8 )
3) De la fig.1 del documento No.1 del apbndice. se determina la
raz6n de transferencia de calor Uo. En el rango de temperatura
que el aceite Marlotherml opera en nuestro sistema illO-iZO°C).
los valores d e densidad y viscosidad se aproximan a los del agua
a temperatura de 60-7O0C. El U0 se determina para vaporización
en tubo desnudo
Uo = 150 ETU/h pie' OF
l t l
(4.49)
Area requerid8 I UA / Ua
Area requerida = 1 055.75 / 150 = 11.03 pie’ (‘4.501
Para el área calculada, de la fip.2 del documento No.1 del
apbndice , se puede observar que el tipo do intercambiador que se requiere, se encuentra entre los nemeros 51 y 53 de
intercambiadores de doble tubo.
De la flg.3. para intercambiadores de doble tubo, del mismo documento del apendice. se purde observar que el tipo No.51 es el
más apropiado, dado que satleface las necesidades elnimas de
flujo mAsico.
Por tanto se selecciona un intercaebl8dor de doble tubo del
tipo No.51, con las siguientes características:
- Para alta presión (500 Ib/plg*i
- Tubo cédula 40 - haterial del tubo externo: Acero al carbón
- Material del tubo interno: Acero al carbón
- Material de las aletas: Acero al carb6n
- No. de aletas 36 - longitud de la aleta: 20 pies
31 Dado que uno de 106 fluid06 es una soluci6n que contiene
amoníaco, el material recomendado para la construcción de e6t.e
equipo es acero al carbon.
Por el tipo y las caracterlsticas del equipo que requerimos,
se puede observar en el aphdice, en el documento No.1. que el
intercambiador de calor obedece 81 c a i g o 512E000820. La descripci6n flsica del equipo se encuentra en el mismo documento.
PRECIO UNITARIO: 8 9,810.000.00 (3,270.00 Dlls)
TIEMPO DE ENTREGA: 10-12 semanas
FORMA DE P A M : Neto en 30 dlas
112
El precio cotizado no incluye -ningún impuesto estatal o
municipal de ventas. 61 alguno de Bstos pudiera existir, y e6
valido por 90 dins.
Brown Fintube Company
12602 FM 529 Huston. Texas 77041
Fax: 1713) 466-3701
P.O. B o x 40082 Huaton. Texas 77240-0002
Phone: 1713) 466-3535
4.3 SEPARADOR-RECTIFICADOR
El Separador-Rectificador es un elemento del sistema que
cumple con dos objetivos: El primero es separar el vapor de
NHs-H20, de la soluci6n que proviene del generador en fase
liquido vapor, el segundo obJetívo es rectificar o enfriar el
vapor separado, de tal forma que la totalidad de vapor de agua se
condense y el vapor que finalmente resulte sea un vapor de
amoniaco puro o al menos cerca del 100% de pureza. Un equipo
comercial que satisfaga éstas funciones dificilmente se encuentra
en la industria, razdn por la cual, el grupo de termodinámica
decidi6 diseñarlo y ordenar su construcción en alg6n taller
industrial I
Existe la alternativa de que el separador-rectii'icador sean
dos elementos independientes. El separador una columna de
destilacibn y el rectificador un intercambiador de calor de
coraza y cuboa. Los datos con l o s que se cuentan y los resultados
de I06 calculos para el diaeño del intercambiador son los
siguientes:
113
* De la tabla 3.1 se obtiene -Para la entrada en el separador
Fluido: SOlUCiUn “ 3 - H t O . x = 0.42
Temperatura: 105OC
Presi6n: 13 ato
Flujo másico: 160.21 kgíh
Fase: Liquid?-vapor
- Salida del separador lado liquido
Fluido: sOlUCi4n NH¶-HZO, x = 0.326
Tempera turd: 105Oc
Presidn 13 ato
Flujo másico: 134.85 kg/h
Fase: Liquido
- Salida del separador lado vapor o
Entrada al rectificador.
Fluido: SoluciOn NHs-1.420. x = 0.92 Temperatura: 105OC
Presi6n: 13 atm
Flujo mAsico: 25.35 kg/h
Fase: Vapor
-Salida de rectificador lado Ilquido
Fluido: Soluci6n NHs-HzO. x = 0.768 Temperatura: 43.5Oc
Presidn: 13 atm
Flujo m4sico: 8.67 kgih
Fase: Liquido
- Salida del rectificador lado vapor
Fluido: Solucí6n NHs-Hz0. x = 0.999
Temperatura: 43.5OC
Preeión: 13 atm
Flujo másico: 16.68 kg/h
Fase: Vapor
114
La carga térmica o el calor cedido Por el
separador-rectificador es aproximadamente 5 kW ( v e r secccitm 3.51
Separador
Columna de destilaci6n de acero al carb6n. El nricleo de 1P
columna contara con una serie de empaques que facilitan l a separaci6n del vapor. No se conocen las dimensiones exactas. se
espera obtener el modelo por el mbtodo de experimentaci6n,
incrementando el número de empaques haata lograr los resultados
deseados.
Rect if icador
Coraza :
Diamentro interno:
Distancia entre espejos:
Tipo de configuraci6n:
Baf I es:
8 plg (203
975.4 mm
E
14 vertica
Tubos:
Diámentro exterior:
Diámentro interior:
Espacio entre tubos
(centro-centro)
Arreglo de tubos:
Material :
No.de pasos:
No.de tubos:
No. de hileras, tubos en la
ven te na :
No. de hileras, tubos que pasen
por todos los bafles:
2 m m )
es de tipo
segmento sencillo con
45% de corte y 3.125 plg
(3.175 m m ) de grueso
314 plg (19.85 m m ) 15.740 mm ( 1 6 BWGJ
1 plg (25.4 m m )
Tr iángu I ar 60°
Acero al carb6n
1
42
13
1
t o 1 erancias: Haz de tubos-coraza ldiametricol: 1/2 plg 112.7 am) B a f I e-Coraza : 0.1 plg (2.54 mml
Tubo-Baf 1 e 0.125 p1g (3 .175 mml
Boquillas:
Di&metro (tod8sl 1 plg Nom 125.4 mml
Nota: Se requiere una boquilla extra. En la coraza, en el
extremos de salida se requierm una boquilla de 1 plg de díimentro
nominal en la parte superior. Ver fig. 4.8.
Fig. 4.8 Rectificador
Con base en equipo similar adquirido por el grupo de
termodinámica se puede realizar una estimacicin aproximada del
precio del equipo y tiempo d e entrega.
PRECIO ESTIMADO: $ 3.500.000.00 i 1 .116 .67 Dllel
TIEMPO DE ENTREGA: 6-8 semanas
Laboratorio de Energla Solar de la UNAN
A.P. 34. Temixco, Norelos. C.P. 62580 Tel: 9 1 1731 14-18-37 y 14-18-38 Fax: 9 1 173) 14-16-62
116
. L . . . , . '
4.4 COHXNSADOR
Con las propiedades tersod1nAmioss. obtenidas en rl capitulo
3. de la sustancia de trabajo que entra al condensador y la
cantidad de energla que en óste se tiene que substraer. es
posible obtener los datos necesarios para el diseíio del
condensador o solicitar la información de condensadores
existentes en el mercado.
El flujo de agua requerido para la condensscibn del
refrigerante. se determina considerando una temperatura de
entrada del agua de T = 3OoC y de salida T = 33OC. El calor de
condensacibn se considera Qco = 6 kW y el calor especifico del
agua Cp = 1 kcal/kg°C. Para calcular el flujo masico de agua
utilizamos la ecuacicin siguiente:
Qco = m Cp (Tt - Tti Donde
Qco = Calor de condensación. m = Flujo másico de agua. Cp = Calor especlfico de agua. TI = Temperatura de salida del agua.
Ti = Temperatura de entrada del agua
1 4 . 5 1 )
Despejando m de la Ec.(4.51) y aubstituyendo los valores
correspondientes se obtiene
m = I6 kW) I860 kcal/kW-h) / ( 1 kcal/kg°C) L33°C-300C)
m = 1 720 k g i h (4.52)
0 Dato6 para el fluido caliente
Amonia (NH31
Temperatura de entrada, TI : 43.5OC
Temperatura de salida. Te : 34OC
Presión de fluido, Pco : 12.94 atm
F l u j o másico, m t 16.68 kg /h
Viscosidad, V : 0.15 centipoise
Conductividad termica, K : 0.9321 kcalih a°C
Densidad, p : 589.81 kgim'
Datos para el fluido frlo
Agua (HzO) Temperatura de entrada, Tr : 29OC Temperatura de salida, To : 32OC
Presión de fluido. Po : 1 atm
Flujo másico. m : 1 720 kgih
Viscosidad, V : 0 . 6 5 centipoise
Conductividad tarmica. U : 0.5304 kcal/h m°C
Densidad, ,, : 993.1A k g / e
Y El equipo se instalará cerca del mar
S
Con IO6 dato6 sellalados interiormente se realizó un anAlisia
para utilizar un intercambiador de calor de doble tubo. Los
resultados no fueron muy atractivos como para emplear este
sistema de traneferencia de calor, a causa de que la longitud del
intercambiador re6uI to ser muy grande, 30 met ros aproximadamente.
La decisión final fue utilizar u n intercambiador de coraza y
tubos
E l eouipo fue solicitado a/ Industrias Herdel. C. A . con base
en los d a t u 6 anteriormente de'scritos. El condensador que la compañla ofrece y al mas aceptable t para este caso es el modelo
1 YE-3 para 3 toneladas de refrigeración. para manejar amonlaco por
el lado de la coraza y agua por: 10s tubos.
Se solicit6 a la compaRla :que al construir el condensador se
consideraran las caracterlsticas exteriores del equipo que se
muestran e n la fig 4.9 d e la si(guiente seccibn.
!!
I
PREC i O :
4 15% I V A
s 4.839.813.00 7 2 5 , 9 7 1 95 -
5.565.784 95 11.855.26 DI161
CONDICIONES DE PAGO: 50% anticipo 11
50% contra entrega
'I TIEMPO DE ENTREGA: 4-6 semanas
Esta cotizaci6n tiene videncia. en condiciones normales de
la economla del pals (Año 1982).
Industrias Herdel. S. A .
09icinas: Colima No. 40. Calle Ceylan
Tlanepantla, €do. de Méx.. 54150
Tel: 392-89-95 y 392-97-97 Telex: 172337 INHEME
I
119
4.5 ALMACEN DE C O " S A D 0
La capacidad del depósito para almacenar el condensado, se
determina a partir del flujo másico que sale del condensador, m = 16.68 kg/h y el tiempo de operacidn del condensador. La densidad del amoniaco a 34OC se obtiene de la figura 3 del
apéndice, p = 0.59 kg/l. El volumen que ocupa 100.08 kg de
amoniaco liquido se obtiene partiendo de 11 = m / v
Despejando el volumen se tiene que: 1 II
v = m / = (100.08 kg) / (0.59 kg/l)
v = 169.6 I - 170 I
La presión de operaciAn e's P=z = 12.94 atm. Este depósito se solicito a Industrias Herdel. C. A . , bajo
las especificaciones siguientes. basandose en el capitulo 27 del
ACHRAE, referencia í141.
,I
Se requiere un dephsito pira almacenar 170 I de amoniaco
(30-4OoC) a una presiCin de 14 atm (205.8 Ib/plg ) *n Un
recipiente de acero al carbdn que posea las caracterlsticas
mostradas en l a fig.4.9.
L I
1) Tiene que garantizar el almacenamiento de 170 I de amoniaco.
más el 15% de gases no condensables (25.5 I ) . en total 19.5 I ma6 el necesario para cumplir que el nivel más bajo de llquído, en el
depósito, no sea menor que do.! veces el diámentro de la tuberia
de salida i 2d I , como se mues,tra en la fig.4.9
/I
2) 8 tomas que puedan ser de $ 2 o 3/4 de pulgada.
3) La toma (15) de salida del refrigerante. tiene que instalaree
de tal forma que el tubo que tlransporta al refrigerante, entre al
depósito una distancia igual al diamentro del tubo. tal como se
muestra en la fíg.4.9. E l diámetro puede ser de 112 o 314 de
pulgada.
I
4 ) E l equipo se i n s t a l a r á c e r c a d e l mar.
La f i g . 4 . 9 muestra l a s c ? r a c t e r l s t í c a s d e l condensador y d e l d e p 4 s í t o d e l condensado. Las tomas 1. 3 , 4 . 5 . 8 . 7 y 8 Quedmn
s e r d e 1/2 o 3 / 4 d e pulgada. La toma 2 tendrá que air d m u n i
pu I gada . - ( 7 ) =IDA DE iYWiIICM.IENif
r- <E> ENTRAU Di u;uL FRIA t a > s ~ l m DE -LA_.
<4> VALVULA Di A L I V I O- (1) WCiNMETW
C I
condensador ( 6 ) MDUX
< I t > SMlW M PURGL
i l l ) V K V U U Dc K l V l O
deposi to de condensado
Figura 4 . 9 Condensador y d e p 4 s l t o .
PRECIO :
+ 15% I V A
c 2 . 4 3 5 . 5 $ 3 . 0 0 365 .331 .45 -
C 2 . 8 0 0 . 8 7 4 . 4 5 1933.63 DI Is)
CONDlClONES DE PAGO: 50% a n t i c i p o 50% contra entrega
TIEMPO DE ENTREGA: 3-4 semanas
Esta cotizaci6n tiene vigencia. en condiciones normal06 da
I 8 economla del pals ( A ñ o 1992).
Industrias Herdel, S. A .
Oficinas: Col ima No. 40, Cal le 'Ceylan Tlanepantla, Edo. de H e x . . 54150
Te1 : 392-89-95 y 392-97-97 Telex: 172337 INHEME
I
4.6 ENFRIADOR DEL REFRIGERANTE LIQUIDO
La finalidad de este dispósitivo es disminuir la temperatura
del amoniaco liquido que proviene del almacén de condensado. para
aumentar la capacidad de ' enfriamiento. Las propiedades
termodinámicas de los fuidos de trabajo se calcularon en el
capitulo 3 y los resultados se pueden observar en la tabla 3.1.
1
'I
i6 Para el fluido caliente
Fluido: Amoniaco llquido
Temperatura de entrada: 34OC
Temperatura de salida: 25.96OC
Flulo másico: 5.56 kgih
Presi6n de operación: 3 atm
* Para el fluido frlo
Fluido: Vapor de amoniaco sobro calentado
Temperatura de entrada: -1OOC
Temperatura de sal ida: 7.9OC
Flujo másico: 5.56 k g / h
Presibn de operacidn: 3 atm I i' . ?
Por estudio y experiencia en otros sistemas d e
refrigeracidn, se decidid que'tel intercnmbiador de calor sea del
tipo de tubo y coraza. donde !el tubo se d i s e h en forma de
serpentin v el material utilizado es acero al carbbn. Se muestra
u n esquema en la fig.4.10. . ,
122
il
Para determinar las diienaiones del equipo se reallZi el calculada 11
siguiente análisis. La carga térmica del enfriador fue
en el punto 3.3.6 del capitulo 3.
Q = 52.48 kcal/h = 61.02 W
El coeficiente total de transferencia de calor, U. se
obtiene de la referencia i21 de la tabla 8 Valores aproximados de los coeficientes totales para el diseño. El valor Incluye un
factor de obstruccibn total de 0.0033 y caida de presibn
permisible de 0.35 a 0.68 atm. Para transferencia de un gas y un
liquido se considera U = 50 kcal/h q C. Para determinar el
área total de transferencia de calor se sabe que:
I
I
2 0
Q 7 U A MLDT (4.531
Aiin se desconoce el valor de MLDT (Media Logaritmica de la
Diferencia de Temperaturas) de la Ec.(4.53). La MLDT ee factible
conocerla dado que se conocen las temperaturas de operacion de
los fluidos de trabajo. Para determinar la MLDT se cuenta con la
ecuacibn siguiente. considerando un flujo en contracorriente:
(Tí - tZ) - (TZ - t i ) MLDT =
I n (T$ - tz) / (TX - til
Donde
MLDT = Media Logaritmica de Diferencia de Temperaturas. II
Ti = Temperatura de entrada, fluido caliente. T2 = Temperatura de salida. fluido calient. t s = Temperatura de entrada, fluido frío. t2 = Temperatura de salida, fluido frlo.
,I
11
Substituyendo en la Ec.i4.541
(34 - 7.9) - (25.96 + 101 - -- MLDT = t I n (134 - 7.9) / (25.96 + 1 0 ) )
(4.54)
MLDT = 30.6Oc (4.551
123
Despejando A de la Ec.(4.53) se obtiene el área total de
transferencia de calor A - P / U MLDT
A = (52.48 kcal/h) / (50 kcalih m* OC) (30.8OC) A * 0.0343 mz ( 4 . 5 6 )
Si se desea utilizar para,,el serpentín tubería d e 114 d e
pulgada de dikmetro nominal y c&dula 40, de la referencia C21 d e
la tabla 11 Dimensiones de tubería de acero, se obtiene que la
superficie por pie lineal es 0.095 pie /pie. Si convertimos el
área total de transferencia de calor A = 0.0343 m' a pie se
obtiene que A = 0.369 p i e . Por tanto la longitud mlnima de
tubo requerido para el serpentln es:
P
2
P
L = (0.369 pie*) / (0.095 pie'/pie) = 3.88 pies
Considerando un factor de diseRo del 15% se obtiene que:
L = (3.88 pie) ( 1 . 1 5 ) I
I L = 4.46.2 pie 5 pies = 1.53 m (4.57)
Si se propone un serpentln de 2 plg de diámetro, es factible
utilizar como coraza un tubo 'de 2.5 p l g de diámetro nominal
cédula 40 de acero al carbón, de 1.5 pie de largo con cabezales
del mismo material.
I Cntraaa n m n I aco Liquido
Entrada vapor dp amon i aco
SaIiplo. vapor ac alwnIaco
Serpent in
Coraza
SaiI,d, de onontaco Liwláo sukmfriado
Figura 4.10 Enfriador
124
PRECIO ESTIMADO
DE FABRICACION: TIEMPO DE ENTREGA:
S .955.000.00 318.34 Dlls 1
3-4 semanas
Laboratorio de Energla Solar d e , l a UNAM
A.P. 34, Temixco, Morelos.
C . P . 62500
Tel: 91 (73) 14-18-37 y 14-18-38
Fax: 91 (73) 14-16-62
4.7 EVAPORADOR
El evaporador es el díspositivo que tiene como funcibn
mantener la cámara frigorifici del sistema a una temperatura no
mayor de 1 C. Este di6p6SitiVO:e8 un intercambiador de calor que
se instala en la parte 8uperior;de la cámara, el cual absorbe la
energla térmica del aire circundante. Las propiedades
termodinámicas del refrigerante'lque circula por el interior del
evaporador 68 determinaron en la secci6n 3.3 del capltulo 3. La
variacibn de temperatura del: aire dentro de la cámara se
con6idera de l0C a 30 C, esto es partiendo de la hora que el
equipo inicia su operaci6n.
,!
O
II
o
I /
Refrigerante
Fluido: Amoniaco
Temperatura de entrada: 25.96OC
Temperatura de salida: -1OOC
Flujo másico : 5.56 k g / h Pre6i6n de operaci6n: 3 atm
Carga térmica: 2 kW
Con e l prop66ito de determ>inar la longitud minima de tubos
requerida, para la construcci6n del evaporador, e6 necesario
realizar el siguiente análisis:,
I Caracterlsticas de los tubos aletados
Tubo de 1 plg de diámetro CD 4 0 i e n acero al carbdn.
Aleta de 3/4 de plg de altura con un espesor de 0.05911 plg.
5 aletas por plg.
Superficie
I
de transferencia de,icalor 2.5 pie'ipie (0.782 m
Para determinar el área deCtransferencia de calor requerida
se parte de la siguiente ecuacibn, obtenida de la referencia [ 2 1 ,
para tub06 aletados:
11
Q = U A (nT)p (4.58)
Donde
Q = Carga termica de refrigeracth. U = Coeficiente toa1 de transferencia de calor para diseno. A = Area total de transferencia,,de calor.
(.&T)p = diferencia de temperatura entre la pared del tubo y el
llquido en ebullicibn.
E l coeficiente total de diseRo U se obtiene de la de la
tabla 8. Valores aproximados de los coeficientes totales para
diseño, de la referencia [ 2 1 . Los valores incluyen un factor de
obstrucción total de 0.003 y caída de presibn permisible de 0.54
a O. .68 atm. U = 25 kcal / h m' OC para gases. 'I
La diferencia de temperatura entre In pared del tubo y el I
gas refrigerante se determian de la siguiente forma
(iT)p = Trt - TLO (4.59)
Donde
( ~ T l p = diferencia de temperatura entre la pared del tubo y el
I lquido en ebul I icidn
TPT = Temperatura en la pared del tubo
T L ~ = Temperatura del Substituyendo valores en la Ec.:í4.59)
liquido en ebullicibn
(aT)p = i°C + 10°C
IiTIp = il°C
"! 126
Despejando A de la Ec.(4.58
que
A =
y substituyendo valores se obtiene
Q ' U tip
A = (2 kW1 (860 kcalikW-hl / (25 kc'alih m' OCi (ll°C) (0 .01
A 2 7.82 m2
A = 04.15 pie2 (4.60)
Por tanto la longitud de tubo requerido es: \
L = (84.15 pie ' ) í ( 2 pie'ipiei
L = 42.075 pie = 12.83 m 14.61)
La tuberia requerida se solicito a la compañla Aletas y
Birlos. S. A . de C. V . , la informaci4n adquirida fue l a
siguiente:
Tubo aletado: Aletas soldadas por resistencia en alta frecuencia
en forma helicoidal
DiAmetro exterior : 1.315 plg
Espeoor de la pared: 0.133 p i g
Longitud aletada: 16.067 pie
Extremo sin aleta: 2.0 plg
Extremo opuesto sin aleta: 2.0 p l g
Longitud total de tubo: 16.40 pie
Aleta6 por pulgada: 5.0
Altura de la aleta: 0.75 plg
Tipo de aleta: Solid HF Extremo del tubo: Planos
Material d e l tubo: Acero al carb6n
PRECIO POR TUBO: C 1,836,675.43
+ 15% I V A 275.501.31
TOTAL S 2.112.176.75
1 2 7
it Si el tubo comercial mide 16.4 pies de largo y se requiera una
longitud minima de 42.075 pie de tubo, la cantidad d e ' tubos
necesarios es
42.075 No. de tubos ,= 16.4 = 2.56
Por tanto el No. de tubos que se requiere comprar son 3 y I
el precio total 86:
PRECIO TOTAL: 0 6,336,530.25 (2,112.18 D116)
CONDICIONES DE PAGO: 50% de anticipo I 50% con'tra aviso de material list0 para
emb,a rq ue 'I TIEMPO DE ENTREGA: 4-6 semanas
Aletas y Birlos. S . A. de C . V .
Arqulmides No. 199. 2 0 . piso.
Colonia Chapultepec, Morales
D. F. 11570. Mexico. D. F .
Teléfonos: (525) 203-91-47: 255-48-36: 203-52-65
Telefax: (5251 255-48-32
4.8 ABSORBEDOR
El Absorbedor es un lntercambiador de calor vertical que
tiene como funci6n condensar e l vapor de amoniaco y disminuir la
temperatura de la mezcla de soluci6n dbbil-vapor de amoniaco.
componentes que han sido mezclados previamente a la entrada del
absorbedor. de tal forma que,, a la salida del absorbedor la
soluci6n sea una mezcla completamente liquida. Las propiedades
termodinámicas de los fluidos de trabajo se determinaron en el
capitulo 3 y ee muestran en la tabla 3.1.
I
1
El equipo se solicit6 a Industrias Herdel. S. A.. bajo las
siguientes especificaciones:
128
Carga termica: 4 kW
* Fluido lado caliente Fluido: Solucidn de NHs-HsO. x = 0.42 Temperatura de entrada: 34OC
Temperatura de sal ida: 32.e0,C Prealbn: 3 atm
Flujo másico: 53.40 kg/h
Denaidad: 0.84 kg/l
Conductividad térmica: 0.356 kcalih m°C Viscosidad: 0.83 centipoise
it Fluido lado fr1o
Fluido: agua
Temperatura de entrada: 29OC
Temperatura de salida: 33OC
Pre6l6n: 1 atm
Flujo máaico: 860 kg/h
La compaRla indico poder construir el intercambiador de
calor vertical requerido. por el cual se maneja soluclbn de
amoníaco-agua y vapor de amoníaco p o r los tubos y agua de
enfriamiento del lado de la coraza. I
Coraza vertical de un paso
Haz de tubo6 con un solo paso
Diametro interno de la carcgza: 0 . 2 0
No. de tubos contenidos en el haz: 36
DiAmetro interno de los tubos: 0.02 q
Longitud del intercambiador: 1.8 m
/I
I
I
I
,. - Se. considera tubo flux s h costura (A- 1791 i r </
',, , !. k - Se'considera carcaza de placa rolada en 1/8 plg de espesor con
espejos de 314 p l g
129
EL PRECIO ES DE : S 5,179.837.00
776.945.55 + 15% IVA 1
S 5.956.582.55 (1.985.53 Dlls)
50% anticipo
50% contra entrega /I
CONDICIONES DE PAGO:
I TIEMPO DE ENTREGA: 6-8 semanas
Esta cotización tiene vigencia, en condicione6 normales de 1
la economla del país (Año 19921.
1 lndustrlas Herdel, S . A .
Oficinas: Colima No. 40. Calls Ceylan
Tlanepantla, Edo. de Hex . . 54150 Tel: 392-89-95 y 392-97-97
Telex: 172337 INHEME
4.9 ALMACEN DE LA SOLUCION FUERTE .I
La capacidad del dep66itÓ para almacenar la solución fuerte
se determina a partir del flujo que entra en el almecen = 53.4 kg/h y la cantidad de horas de operaci6n. L a densidad de la
ao~ución de amoniaco-agua con x = 0.42 a T = 34Oc 68 obtiene de
la figura 3 del aphdice, p = 0.845 kgil. El volumen que ocupa
esta soluci6n se determina partiendo de:
Despejando el volumen se tiene que
m 153.4 kg/h) (18 hl
P 10.845 kg/ll v = - - -
v = 1,137.5 I
La presión de operací6n es P = 2.87 atm
130
Este dep6sito se 601icitoi~a Productos SateRa, S. A . de C.
V.. bajo las siguientes espmclflcaciones , basAndonos en el
ASHRAE. capltulo 27 C141:
1) El dep6slto tíene que garnatizar 0 1 almacenamiento de 1,137.5
I de una soluci6n de amoniacofagua. a una presibn de 3 atm y
temperatura 34OC, ai& 10% de gases no condensables i 113.75 I ) ,
e n total 1.251.25 I . Más el necesario para cumplir que el nivel
más bajo del liquido en el dep6sito no se menor que dos veces el
diámetro de la tubería de saliba ( 2 d). como se muestra en la
f i g . 4.11.
'I
1
21 ü tomas que puedan ser de 1/2 o 3/4 de pulgada
3) La toma de salida de le soliución tiene que instalarse de tal
forma que el tubo que transporte el fluido entre al depósito una I
distancia igual al diámetro del tubo, tal como se muestra en la
fig. 4.11. El diámetro puede Ser de 1/2 o 314 de pulgada.
4) El equipo se instalara cerca del mar.
VALWJLA DE ALIVIO SALIDA DE PMGA
2d
Figura 4.11 Almacén de soluci6n fuerte.
13 1
La compañía Productos Satesa. S. A . de C. V . , dijo tener el I
dep66ltO requerido.
Un cilindro horizontal con la capacidad requerida de 1.22 mts de
largo. tapas toriesféricas. aoí como su cilindro en placa de
acero al carb6n. con sus coples roscados para su instalación y
pintura por fuera.
t
PRECIO UNITARIO: t 5,832,000.00
+ 15% I V A 07p. 000.00
TOTAL O 6,706,800.00 (2.235.00 Dllai
CONDICIONES DE PAGO: 50% anticipo
50% contra entrega
TIEMPO DE ENTREGA: 3-4 semanas
Nota: Precios sujetos a modificaciones
Producto6 Sateña. S . A. de C . V .
Avenida No. 356
Col. Granjas d e Mexico
Delegaci4n lztacalco
Tel: 657-32-20. 650-46-43
Telefax: 657-91 -85
4 í0 INTERCAMBIADOR DE SOLUCIONES I
El intercambiador de 6OlUCiones es u n elemento de gran
importancia para la eficiencia del sistema Considerando este
aspecto de eficiencia se realir6 u n análi6ls de diferentes tipo6
d e tntercambiadores Despues de dicho analisis se opt6 por
utilizar u n intercambiador do placas ofrecido por la compaRla
estadounidense APV Crepaco Inc
El intercambiador de calor fue solicitado bajo las
especiflcaciones siguientes!
* Por el lado del fluido caliente:
Tipo de fluido: solucirín NHi-H20, x = 0.352 F l u j o másico: 143.52 k g í h
Temperatura de entrada: 102.5pC
Temperatura de salida: 48.2OC.
Densidad: 0.84
Calor especifico: 1 .2 kcal/kg°C
Conductividad térmica: 0.38 kcai/m hoc
Viscosidad: (EntradaiSalidadi,: 0.284 / 0.754 centipoise
Presión de operación: 12.94 atm
Calda de presiOn permitida: 1.2 atm
j
+Por el lado del fluido f r l o :
Tipo de fluido: so,ucic5n NHs-Hz0. x = 0.42
F l u j o másico: 160.21 k g / h
Temperatura de entrada: 34OC
Temperatura de sal ida: 88OC
Densidad: 0.82 kg/l
Calor especifico: 1.08 kcal/kg°C
Conductividad termica: 0.358 kcal/m hoc
Viscosidad: (EntradaiSalidadl): 0.84 / 0.30 centipoise
Presión de operación: 12.94 atm
Calda de presión permitida: 1.2 atm
* La eficiencia minima del intercambiador tiene que ser 80% . + El equipo sera instalado cerca del mar.
El equipo ofrecido por ,la compañia posee las siguientes
caracteriat icaa:
Tipo: Paraflow Junior
Pasos, por ambos lados: 7
Pasos por paso. en ambos lados: 2
Calda de presión, lado fluid; caliente: 0.782 atm
Calda de presión, lado fluido frlo: 0.986 atm
No. de platos: 29
Area de transferencia de calolr:
Coeficiente de transferencia de calor:
Limpio: 4 236 kcal/m2h OC
Sucio: 3 051 kcalím'h OC
1.42 m2
i
E l "APV Paraflow * * es "un pequeRo plato intercambiador de
calor que ofrece una transfer'encia alta de calor.
Platos
Las medidas del plato son: 2 314 plg (7 cel x 22 314 (57.8 cm)
Y son manufacturados en acero inoxidable 123 s u g l . titanio y
otros materiales. Los cojine'tea son disponibles en el mismo
material. Los platos son del tipo de flujo vertical y algtín
arreglo de flujo deseado ,puede ser obtenido invirtiendo
alternadamente Ins platos.
Marco
El marco de transferencia de calor consiste en un soporte de
cabeza a terminal conectado por una barra que carga la parte
superior de las placas y una barra gula interior para formar una
unidad rígida que soporte y guie los platos. Seis varillas de
uni6n juntan el paquete de platos en la posici6n deseada y
permiten una forma fácil para la accesibilidad de llenado.
inspeccibn y limpieza. Los ':marcos pueden ser manufacturados
cumpliendo los requisitos del c a i g o ACME.
Para más informaci6n refbrente a le estructura de este tipo
de intercambiadores de calor 'i se puede consultar el documento
No.2 del apendice o contactar con la compañia APV Crepaco Inc.
I,
i
J
t
PRECIO UNITARIO: S 7.455:OOO.OO í2.485.00 Dlls) TIEMPO DE DISENO: 1 0 a 15 dlas habiles a partir de cuando
s e recibe la orden
TIEMPO DE ENETREGA: 6 a Bfsemanas despuOs de aprobado del
di sefio
FORMA DE PAGO: Neto en 10 dlas
1.34
El precio cotizado no incluye ningún impuesto estatal o
municipal de ventas. si alguno de &Sto6 pudiera existir.' y es
valido por 30 dias.
APV Crepaco Inc.
395 Fillmore Avenve
Tonawanda. New Y o r k 14150
Te1 : (716) 692-3000
Telefax: 716-692-17 15
4.11 ALMACEN DE LA COLUCION DEBIL
La capacidad del dep6sito para almacenar la solucidn dhbil
se determlna a partir del flujo que entra en el almecen m =
143.52 kg/h y la cantidad de horas de operaci6n. La densidad de
la soluci6n de amoniaco-agua x = 0.352 a T = 34Oc se obtiene de
la figura 3 del apéndice. p = 0.88 kg/l.
El volumen que ocupa esta solución se determina partiendo de: p = m / v *
Despejando el volumen se tiene que
(143.52 kg/h I 1 6 h I v = m / @ =
(0.88 k g i l l
v = 978.55 1
La presi6n de operaci6n es P = 12.94 atm.
Este depósito s e solicito a Productos Satefia, S . A . de C.
V . . bajo las especiflcaciones siguientes. basándose en el ASHRAE
capitulo 27 C141. I
1 ) El dep6sito tiene que garantizar el almacenamiento de 978.55 I
de una soluci6n de amoniaco-algua, a una presi6n de 13 atm y
temperatura 34OC. mas 10% de gases no condensables (97.85 1 1 . en
total I 076.5 I . Mas el necesarir para cumplir que el nivel mAs
bajo del Ilquido en el depdsi'to no 608 menor que dos veces el diámetro de la tubería de sal'ída i 2 d I , como so muestra 'en In
fiE.4.12.
2 ) 8 tomas que puedan s e r de 1/2 o 3/4 de pulgada.
3) La toma de salida de la so,luci6n tiene que instalarse de tal
forma que el tubo que transporte el fluido entre al dep6sito una
distancia igual al diámetro del tubo, tal como se muestra en la
fig.4.12. El diámetro puede ser 112 o 314 de pulgada.
41 El equipo se instalara cerca del mar.
VALVULA DE N l V l O -.I . SALIDA DE PüRGA
almacen de soluci'on debil
f P' 2d I
Figura 4.12 Almacén de eoluci6n débil.
La compaKla Productos Safeña. S. A . d e C . V . . dijo tener el
dep6sito requerido. Un cilfndro horlzontal con la capacidad
requerida de 1.22 m de largo, tapas toriesf&icas, a61 como su
cilindro en placa de acero al carbón, con sus coples roscados
para su instaiaci6n y pintura por fuera.
I
PRECIO UNITARIO: S 5,232,000.00
+ 15% I V A 704,000.00
TOTAL 6,016.800.00 ( 2,005.60 DI16 I
CONDICIONES DE PAGO: 50% Anticipo 50% Contra entrega
TIEMPO DE ENTREGA: 3-4 Semanao
Nota: Precios sujetos a aodi+'icaci6n.
Productos Sateña, S . A. de C. V .
Avenida No. 356
Col. Granjas de MBxico
Delegaci6n lztacalco
Tel: 657-32-20. 650-46-43
Te I efax : 657-9 1-85
4.12 EQUIPO COMPLEMENTARIO
La informaci6n de la mayoria de los elementos señalados en
esta seccicin, se obtiene de catálogos industriales. con base en
las condiciones que demanda cada uno de estos elementos. I
4.12.1 VALVULAS DE EXPANSION
El sistema cuenta con dos vAlvulas de expans6n. Una de las
válvulas esta ubicada antes d,el evaporador, y su funci6n es
reducir la preeidn del refrige'rante Ilquido. La segunda vAlvula
se encuentra localizada antes 'del absorbedor. la funci6n de esta
es reducir la presi6n de la so,luci6n debil.
i~ Válvula de expansi6n. refrigerante.
Para determinar o seleccionar el modelo de válvula que se
requiere, es necesario conocer las condicones de operaci6n del
fluido de trabajo. En el capltulo 3 se determinaron las
propiedades termodinámicas del fluido de trabajo que circuli por
el equipo. los resultados se pueden Observar en la tabla 3:l. ;I
Fluido: amonlaco
Temperatura de Entrada: 25 .9ü0c
Temperatura de salida: -lO°C
Flujo mAsico: 5.56 kg/h
Densidad: 0.67 kg/l
Flujo volum&trico: 138 m l / m i n
Presi6n de entrada: 12 .94 atm
Presi6n de salida: 2.07 atm
De la seccidn de vAlvulas del catálogo Cole-Parmer.
referencia C251, se seleCCiOn6 una válvula metálica de aguja con
las siguientes características:
- Válvula de alta resoluci6n (arriba de 16 vueltasi
- Presi6n mrxima de operacibn: 500 Ibiplg' ( 3 4 a t m )
- Temperatura maxima de operaci6n: 250°F ( 121 .1 C)
- M á x i m a raz6n de flujo: 200 m l i m i n
- Tipo de válvula: Recta
- Diametro: 0 . 2 5 pig - Material: Acero inoxidable I 316 SS )
O
- Modelo: N-03214-95
PRECIO: S 405 .000 .00 I 135.00 Dlls i
ií Valvula de expansi¿n, soluci6n d&bil.
Las propiedades del fluido de trabajo se determinardn en el
capítulo 3 y los resultados 6e':piieden observar en la tabla 3 . 1
Fluido: solucihn NUS-UZO. x = 0.352 Temperatura de Entrada: 34OC
Temperatura de salida: 34OC
Flujo másico: 4 7 . 8 4 kg/h
Densidad: 0.07 kg/l
Flujo volumétrico: 0.916 I/.aikn
Presi6n de entrada: 12.94 ata
Presi6n de salida: 2.07 atm
De la secci6n de v*lvulas del catAlogo Cole-Parmer.
referencia C251 , se seleccion6 una vAlvula metálica de aguja con I as si gui entes caracterl st ica8:
1
- Válvula Estandar de aguja - Presi6n máxima de operaci6n; 500 Ib/plg' ( 3 4 atm)
- Temperatura maxima de operaci6n: 250°F (121.1 OC)
- Máxima raz6n de flujo: 2 l/min
- Tipo de válvula: Recta
- Diametro: 0.25 plg - Material: Acero inoxidable ti 316 SS i
- Modelo: N-03218-81
PRECIO: C 195,000.00 ( 65.00 DI16 1
4.12.2 BOMBAS
El sistema cuenta con cuatro bombas, cada una de éstas tiene
una funcldn especifica. 1 ) Bomba para acelte. ésta se encuentra
ubicada en el sistema de colecci6n solar y su funcidn es hacer
circular el aceite (Marlotherml,) por los colectores solares y el
generador; el analisis para seleccionar esta bomba se real126 en
el punto 4.1.2 de este capítulo. 2 ) Bomba para soluci4n d e "3
- Hzü. esta se encuentra ubicada despues del almacén de 1.9
soluci6n debil y su funcidn es elevar la presion de la soluci6n a
la presión alta del sistema de refrigeraci6n. 31 Bombas para el
agua de enfriamiento. estas bombas se requieren para circular el
agua utilizada entre 106 equipos d e transferencia de calor y la
torre d e enfriamiento.
I
I
I
139
Bomba para ooluci6n de NHs - H2O 1
Para seleccionar el model,o de bomba que se requiere. e5
necesario conocer las condiciones de operacibn del fluido de
trabajo. En el capitulo 3 se deterrninar6n las propiedades
termodinámicas del fluido de trabajo que circula por el equipo.
los resultados 5e pueden obser,var en la tabla 3.1.
Fluido: soluci6n NHs-14x0. x = 0.42 Temperatura de operaci6n: 34OC (93.2OCi
Baja presicin: 2.87 atm 142.2 'Ib/plg*l
Alta presi6n:
Flujo masico: 160.21 k g i h
Densidad: 0.84 kg/l
Flujo volum4trico: 3.178 Iimin ( 0 .84 GPMi
13.14 atm (193.2 Ib/plg2i
De la secci6n de bombas del catAlogo Cole-Partner, referencia C251, se seleccionb una bombade doble diafragma con las
siguientes caracterlsticas.
- Presian máximoa: 225 plg/kg" I 15.31 atm i
- Temperatura máxima: 160°F i ?l0C 1
- Máxima razón de flujo: - Operación con 114 - HP - Material: Acero inoxidable
- Modelo: N-07040-00 Hotor-Driven
1.4 GPH
I
Double Diaphragm Pump
PREC I O : * 1,125,000.00 í 375.00 Di16 I
Bomba6 para agua de enfria;miento
* Bomba de alta capacidad para agua de enfriamiento.
El agua de enfriamiento 88; utilizada continuamente durante
140
seis horas por tres eleientos'del sistea8 de refrigorici6n. el
rectificador, condensador y absorbedor. El flujo masico y la caída de preslbn total son val'ores desconocidos. El flujo aásico
se puede conocer partiendo de 'las cargas tdrmicas en cada uno
los elementos. el calor especifico del agua y la diferencia
temperatura, esto es, aplicando para cada caso la ecueci6n:
I
I
P = f m Cp ir Donde
P = Carga termica.
m = Flujo masico.
Cp = Calor especlfico. n i = Diferencia de temperaturas.
Las cargas termicas de cada uno de los elementos
transferencia de calor se calculan en e l capltulo 3 y
resultados se muestran en la tabla 3.2
Carga termica en el rectificador. Plr = 4 231.2 kcallh
Carga termica en el condensador. P c o = 4 618.2 kcalih
Carga termica en el absorbedor. PA. = 2 236.0 kcalih
Si se considera que el caloi especifico del agua es B
kcal/kgoc. su densidad es 1000 kg / m y una diferencia
temperatura de 3OC. los valores de los f l u ~ o s mAcicos son
siguientes:
- Para el rectificador
4.231.7 kcal/h
1 kcal, k g C 3 O C mas = a i s / CP LT = - = 1,410.4 kg/h
mis = 6.21 GPM
de
de
de
I06
1
de
l o s
- Para el condensador I
4 618.2 kcal/h
1 kcaI/kg°C 3 OC mco = QCO / CP AT = = 1.539.4 kg/h
mco 6.78 GPM
- Para el absorbedor
2 236.0 kcal/h mAn = pAs / tr AT = = 745.34 kg/h
1 kcaI/kgC 3 O C
mka 7 3.29 GPH
El flujo másico total, se(obtiene sumando los flujos másicos
anteriores calculados.
m TOTAL = 'mns t mCQ t mAs
q TOTAL = (6.21 + 6.78 + 3.29) GPM m TOTAL = 16.28 GPM
üi TOTAL = 3 693.3 I/h
La calda de presi6n total. se obtiene de la suma de las
caídas de presidn en cada uno $e 10s componentes del sistema. por
l o s cuales circula el agua de enfriamiento. rectificador.
condensador y absorbedor. y la'calda de presi6n en la tubería y
conexiones. La calda de presi6n estimada considerando l o
anteriormente expuesto es de 1.36 atm ( 20 Ibs/pig ) o 14.06 m
i 46.14 pie 1 columna de agua.
I
2
Por tanto las propiedades del fluido de trabaJo para la
seleccibn de la bomba son conocidas.
Fluido: agua
Temperatura de operaci4n: 25-35OC
Baja presión: 1 atm í 14.696 lb/plgz )
Alta presibn: 1.36 atm ( 20 Ib/olg2 1
Flujo masico: 745.34 kg/h
14-
!I
Densidad: 1000 k g / m g
Flujo volum&trico: 16.28 GPM
De la seccibn de bombas ,del catálogo Cole-parmer. referencia
i251 , se seleccion6 una bomba centrlfuga con las caracterlsticas siguientes:
2 - PresiAn mAxima: 20.80 Ib/plg i 1.4 atm I
- Temperatura máxima: 19O0F i 88OC i
- Máxima raz6n de flujo: 35 GPM
- Operando con: 1/2 HP
- Material: Acero inoxidable
- Tipo: TEFC
-- Mode 1 o : N-07083-30
1
PRECIO: f 1,320.000.00 i 440.00 Dlls I
X Bomba de baja capacidad para agua de enfriamiento. I
A causa de que el absorbedor es uno de los elementos del
sistema de refrigeraci6n que t:iene que operar 18 horas diarias,
es conveniente, para el ahorro energetico. desactivar la bomba de
alta capacidad, despues de sus 6 horas de operaci6n. para el
rectificador, condensador y absorbedor y utilizar una bomba de
'baja capacidad que opere 12 horas., para complementar las 18
horas. diarias de bombeo reque,rido por el abasorbedor. I
Con los datos obtenidos anteriormente para el fluido de
trabajo iagual en el absorbedor. m = 3.29 GPM y una caida de
presiin estimada de 0.58 atm 'i8.66 Ib/plg I o 6.1 m (20 pies)
columna de agua. se selecc'iono del catalogo Cole-parmer.
referencia [251. una bomba con: las caracteristicas siguientes:
2
'I
143
2 - Presiin mixima: 1 1 . 7 5 Ib/plg i 0.8 atm )
- Temperatura maxima: 190°F i 8ü0C I
- Máxima razbn de flujo: 1 6 . 3 GPM
- Operando con: 1 / 8 HP
- Modelo: N-07023-06
PRECIO: S 6 4 2 . 0 0 0 . 0 0 I 2 1 4 . 0 0 Dlls )
4.12.3 TORRE DE ENFRIAMIENTO1
La Torre d e Enfriamiento tiene como funcien disminuir la
temperatura del agua que proviene d e l o s intercambiadores de
calor del sistema de refrigeracibn, estos son, el rectificador.
condensador y absorbedor. Los datos necesarios para la seleccien
del equipo son conocidos. mismos con los cuales se solicito
informacibn a diversas compañlas.
F l u j o : Agua
Rango d e temperatura: 32Oc a 29OC
Temperatura medio ambiente promedio:
Temperatura bulbo humedo: 27OC
F l u j o másico: 7 4 5 . 3 4 kg/h
F l u j o volum&trico: 3 6 9 3 . 3 I/h
32 - 34OC
Y El equipo se instalará cerca del mar.
Un equipo ofrecido por 1a':compaKla Torretec, S. A. de C . V . .
Torre d e Enfriamiento Torretec Modelo MX-2-ADB. es el que mas 6e
apega a las necesidades del proyecto. Las caracterlsticas de este
equipo se muestran a continuacibn.
Torre d e enfriamiento
Modelo: Torretec MX-2-ADB
Razbn de flujo: 5000 lit/h
Rango de temperaturas: 32OC a 29OC
Temperatura bulbo humedo: 27OC
144
Altura: Nivel del mar
Dimensiones totales: 1.30 x 1.40 x 3.65 m
Es una torre atmosferica y no requiere motor ni ventilador.
El armaz6n. el tanque de recoleccibn y la charola de distribucibn
son galvanizados por inmersidn despues d e la fabricacidn.
El relleno y las persianas d e la torre son d e lámina d e
asbesto y cemento. Considerando ambos materiales aptos para
instalaci6n cerca del mar.
PRECIO : I 6,448.000.00
+ 15% IVA 967.200.00
I 7.415.200.00 i 2 471. 73 Dlls I
CONDICIONES DE VENTA: S O X t Con pedido
50% ,, Contra factura PLAZO DE ENTREGA: 2 a 3 Semanas despues de recibir el
pedido.
Torretec, S . A. de C . V.
Florencia No. 57-3er. piso
Col. Juarez México, D. F . C.P. 06600
Te1 : 379-22-15
Fax: 368-15-36
4 12.4 SISTEMA FOTOVOLTAICO
El Sistema de refrigeracibn en estudio consta de tres
componentes el~ctricos princ'ipales, que son los motores de l a s
bomabas hidraulicas, cada uno de estos de diferente capacidad.
Las caracterlsticas de la bomba para aceite se determinaron en e
punto 4.1.2 y para la bomba d e agua y soluciCn de NH%-Hzo en el
punto 4.12.2. Si se desea instalar un sistema de autornatizacidn v
control se tendrán que considerar las cargas que este sistema
145
implique. Para l o s cálculos d e diseño del sistema fotovoltaico,
en este caso partlcular, s o l o se consideran las cargas originadas
por las bombas.
i~ Datos utilizados para el diseño del sistema fotovoltaico ( S F V ) .
a) Informaci6n climatol6gica. Datos obtenidos d e la referencia
í 9 1 .
a.1 Insolaci4n 5 kW hidia. Promedio anual. Seis dlas
nublados consecutivos.
a. 1 Temperaturas.
Minima = 10°c
Máxima = 65OC
Promedio diurno = 25OC
bi Patron de carga.
b.1. Necesidades y equipo.
Necesidades: Bombear fluidos.
Equipo: Motores el&!tricos de CA.
b.2. Demanda elbctrica.
Equipo Potencia Tiempo d e operaci6n
Bomba (aceite): 314 h.p. 750 W 6 h /día
6 h idla Bomba Alta Cap.(agua): 1 / 2 h.p. 500 W
Bomba (NHs-Hznl: 1/4 h.p. 250 W 6 h idla
Bomba Baja Cap.íagua): 1/8 h.p. 125 W 12 h /día
E l total de energla requerida por dla se obtiene de la suma
de las potencias multiplicadaslpor las horas d e operaciún.
E CARLOAS = ( 7 5 0 W + 5 b O W + 250 W ) I 6 h/d?a) + (125 W ) (12 hldlai
E C A R O A S = 10 500 W h /d!a !
(Energla demandada por el equipo)
146
b.3 Para determinar la energla total que tiene que
suministrar el sistema fotdvoltaico. es necesario considerar
tambien las cargas que l o s componentes d e este mismo sistema
consumen. Esta energla de aut'oconsumo se puede conocer con l o s
datos de eficiencia d e cada u'no d e l o s elementos. Los valores
considerados son l o s siguientes: 'I
,!
11 Inversor de corriente 9 5% !!
21 Controlador d e cargas' 95%
31 Baterias plomo acido 90%
Por tanto la energla a proporcionar con l o s modulos foto
voltaicos í M F V I e6 la siguiente:
E TCTAL = i E C i X 1 A Z ) 1 fEf1ciencia d e los componentes del CFVI
E TOTAL = 10 500 W h /dla / ( 0 . 9 5 1 10.951 ( 0 . 9 1
E TOTAL = 12 927.054 W h ídla
(Energla total a proporcionar con l o s modulos FVI
cl Potencia del arreglo FV.
La potencia pico, en kWp.'z a instalarse es proporcional a la
energla total requerida por dla promedio, entre la insolacibn
total por día promedio, expresada dicha insolación en kWhídla.
Por tanto la potencia picó es:
py = 12 927.054 / 5 O00 = 2 .5054 kWp
dl Voltaje y corriente.
E l equipo electric0 seleccionado trabaja dentro del rango de
115-125 volts. Para efectos de:cálculos se considera un voltaje
nominal d e 125 volts. Luego entonces l a corriente demandada por
el sistema es:
I = P / V = 2 585.4 'W / 125 volts = 2 0 . 6 8 amp
el Arreglo fotovoltaico.
Cierta cantidad de modulos se conectan en serie. esto es,
l o s necesarios para suministrar el vol taje requerido.
,147
Posteriormente lineas con la misma cantidad de modulos se
conectan en paralelo. de tal forma que satisfagan l a corriente
demandada.
Dado que se utilizara un banco d e baterias. con el objetivo
d e garantizar el flujo constante de energla en el sistema, el
voltaje requerido tiene que ser el necesario para cargar las
baterias. Si las baterias propuestas son d e 12.5 volts C D de
plomo acido. el voltaje d e carga recomendado es 14 .5 volts.
11
11 Por tanto, si el voltajel nominal requerido es d e 125 volts,
se tendra que conectar en serie 10 baterias de 12.5 volts. Luego
entonces para cargar 10 batertias en serie se requiere de 145
volts. ( 1 0 baterias x 1 4 . 5 volts d e carga). Si lasbaterias 6on de
12.5 volts/200 amp-h y si se desea que el banco d e baterias
tenga una autonomia de 3 dlas; el banco tendrá que ser d e tres
llneas en paralelo con 10 baterias en serie cada una d e ellas.
J
E l tipo de modulo propuesto tiene las siguientes
caracterlsticas:
Marca: SIEMEN
Potencia: 5 3 W
Voltaje: 17 volts.
Corriente: 3 amp
Precio: S 1 . 6 8 0 . 0 0 0 . 0 0
Si se desea que el arreglo fotovoltaico proporcione 145
volts y 20.68 amps. E l arreglo tendrá que contener siete Ilneas
en paralelo con nueve modulos en serie cada una de ellas. En
total son 63 modulos l o s necesarios para suministrar l a energla
requerida.
El precio estimado d e todo el sistema fotovoltaico es:'
63 Modulos F V : S 105.8~0,OOO.OO
Inversor: 40.000.000.00
Banco de baterias: 13,500.000.00
Controlador de carga 6,000,000 .O0
TOTAL J 165,3~0,000.00
I I
155.113.34 Dlls)
Laboratorio de Energia Solar de la UNAM
A.P. 34. Temixco, Morelos
C.P. 62580
Tel: 91(731 14-18-37 y 14-18-38
Fax: 91í731 14-16-62
149
CARITiJLO 5
ANALISIS DE COSTOS ,I
En este capltul o se reami iza un anái
sistema d e refrigeraci6n solar por absorc
presente tésis.
Los precios de cada uno de 106 componen 'I
sis de costos del
On diseñado en la
e6 del sistema se
obtienen del capitulo 4. los cuales corresponden a cotizaciones
realizadas durante l o s meses finales d e 1991 y principios d e
1992. El sistema de refrigeration 601er diseñado. para el cual la
unica fuente d e energía es la Solar. se compara con un sistema
convencional de refrigeraci6n por compresión, el cual utiza como
fuente d e energla un generadorieléctrico activado por una maquina
d e combustión interna d e gasoli'na.
11
El valor de l o s equipos. para este anhlisis, se considera en
moneda americana íDllsl.Este tiipo d e moneda brinda una mayor
estabilidad y por consecuencia 'precios con poca variación.
5.1 COSTO DE LA ENERGIA
Cualquier intento de pronosticar los cos os futuros de la
energla implica problemas. En primer luga , la fijaci6n d e
precios no se lleva acabo en un mercado ibre. E l Gobierno
Federal ejerce un control regulador sobre o s precios d e la
energla. La OPEP, Organismo Internacional bajo la denominacihn d e
Organizaci6n Palses Exportadores de Petroleo. regula l o s precios
base d e l o s energéticos que se i,mportan. Por otra parte, aunque
hay informes relativos d e reserv'as conocidas nacionales. no es
segura la cantidad d e petroleo que pueda extraerse.
/i
ii
;I
150
Otra complicación es que la escasez d e energéticos presiona
para hacer subir el precio dwtodos 1 0 s combustibles y fuentes de
energla. No hay manera d e eludir los aumentos sustanciales del
precio si se quiere que algunas d e las más recientes tecnologías
aplicables a los combustibles,lfósiles lleguen a producir escala
comercial. Entre estas tecnologlas figuran: gasificacien y
licuefacción del carbón, y extracción d e esquitos bituminosos.
Esas fuentes potenciales d e energla se necesitan con urgencia;
pero su desarrollo sera muy cO,stoso.
'I
Hay que considerar tambien i o 6 aspectos ambientales del
desarrollo y u s o d e la ene!rgla. Existen diversos problemas
respecto al uso de la energla nuclear, la exploracibn petrolera
en áreas con vegetación y la extraccibn d e carbón a cielo abierto
o en túnel. Se estan imponiendo otras restricciones al empleo d e
combustibles sólidos. tales como el carbon. sin el adecuado
control de contaminacibn d e l ' aire. Si el empleo de carb6n
aumenta, habra que hacer enormes inversiones en equipo de minerla
y transporte. Se necesitaran tambien dispositivos comprobados de
control d e contaminación. que no existen hasta ahora. Además se
tendran que fijar Ilneamientos'bien definidos para el uso del
carb6n.
/I
No hace falta decir que esas restricciones. .junto con las
otras complicaciones, definitiv,amente producen s u s efectos. La
fijacibn de precios de la energja es incierta en muchos aspectos.
Es imposible proyectar l o s costos d e energla más alia de
1994 con alguna certidumbre. No.obstante de la referencia ( 6 1 se
puede tener alguna información acerca d e la estimacien de precios
I + mas probable". basada en una amplia gama d e parametros
posibles. E l lndice d e inflación anual promedio que se maneja es
del 9.1%.
151
5.2 COSTO DEL SISTEMA DE REFRIGERACION SOLAR
Utilizando los precios, ,de 106 componentes del sistema,
obtenidos en el capltulo 4 . Se determina el costo aproximado del
sistema de refrigeración solar.
8 !
PRODUCTO . .
32 Modulos d e coleccibn solar:
Bomba, aceite:
Generador:
Separador-Rectificador:
Condensador:
Almacén de condensado:
Pre-Enfriador:
Evaporador:
Absorbedor:
Almacén de solución fuerte:
lntercambiador de soluciones:
Almacén de soluciQn débil:
VBlvula de expansión (Refrigerante):
VAlvula de expnasibn iSolución débil):
Bomba, soluci5n NH=-HzO:
Bomba alta capacidad, agua
Bomba baja capacidad, agua
Torre d e enfriamiento:
Sistema fotovoltaico:
TOTAL:
X El precio de la energla solar es S 00.00 D l l s .
PRECIO I DI Is I
s 17.280.00
5 4 0 . 0 0
3 ,270 .O0
1 ,166 .67
1 ,855 .26
933 .63
318 .34
2 . 1 1 2 . 1 8
1 , 9 8 5 . 5 3
2 , 2 3 5 . 6 0
2 , 4 8 5 . 0 0
2 , 0 0 5 . 6 0
135.00
6 5 . 0 0
3 7 5 . 0 0
440 .00
2 1 4 . 0 0
2 . 4 7 1 . 7 3
55 ,113 .34
J 9 5 . 0 0 1 . 8 8 Dlls
*Nota . - - Los precios d e artefactos para la conexibn del equipo no
son incluidos, al igual lque l o s fluidos d e trabajo.
- , E l precio del equipo no incluye la instalacibn.
152
/I
Con este precio estimad?, para el sistema de refrigeracibn
solar. se puede realizar una '' comparacibn aceptable d e C o s t o s .
entre éste y cualquier otro +sterna de refrigeracibn deseado.
5.3 COSTO DEL SISTEMA DE REFR!GERACION CONVENCIONAL
Con las mismas caracterlsticas que fue diseñado el sistema
d e refrigeración solar, se 60licitb a la compañla Frigozary. S .
A. de C . V. la cotizacibn de un sistema d e refrigeracibn p o r
compresibn. acoplado a una fuente generadora d e energia electrica
p o r combustión interna de gasolina.
La cotizacibn y el equipo ofrecido por la compñla fue e l
siguiente:
CANT.
1
1
1
1
1
2
2
1
1
1
1
1
1
1
1
1
1
DESCRIPCION
Unidad condensadora de 1 h.p..
Compresor t i PO IV:
Difusor EEP- 012 deshielo
por resistencia eléctrica:
Ceparador de aceite Mod. 801:
Vdlvula d e expansi6n VT-150:
Deshidratador R250-10:
Tramo d e tubo d e cobre 314:
Tramo de tubo de cobre 318:
Termostato ALC C1050:
Termometro doble columna:
Arrancador BG-2 con el,ementos:
Interruptor 3 x 30 con cartuchos:
Válvula de paso 112 6 :
Indicador de liquido 1,/2 s :
Lote d e gas refrigeranlte. materiales
eléctricos, soldadura y varios:
Contactor 114 1.4 ampers:
Reloj de deshielo:
Contactor d e 30 amperes:
153
IMPORTE
I 7.680,OOO.OO
5 . 6 6 0 . 0 0 0 . 0 0
490,600.00
136,600.00
87,400.00
240,316.00
113.668.00
356.400.00
54.200.00
1,043.700.00
113,100.00
151.800.00
76,540.00
1.500,OOO.OO
. 26 3,000.00
387.400.00
278,000.00
1 Planta electrica ( 2 . 5 kw):
CUMA más 10% I.V.A.
TOTAL:
2 . 7 5 3 . 0 0 0 . 0 0
I 21,305.7 '24.00 2 , 1 3 8 . 5 7 2 . 4 0
S 2 3 . 5 2 4 . 2 9 6 . 4 0 ( 7 . 8 4 1 . 4 4 D I I s )
FORMA DE PAGO: 50% ,,Anticipo
50% ,Contra entrega
TIEMPO DE ENTREGA: 2 Semanas
Frigozary, S . A. d e C. V .
Av. Alvaro Obreg6n No. 209
Cuernavaca. Mor.
Tel: 9 1 1 7 3 ) 12- 31- 38, 12- 32- 51 y 18-25-15
Fax: 9 1 ( 7 3 ) 18-25-09
El precio del equipo convencional ya es conocido, pero el;
necesario calcular la cantidad de combustible que se consumirh
durante l o s 20 aíios d e operacicin estimados d e vida para el
equipo, asi como tambi4n el reemplazo d e la maquina d e combusti6n
interna, para la cual se estima 5 años d e vida operando 9 horas
diarias. Las 9 horas d e operacil,6n diarias es un valor estimado
que puede variar en la practica'. este valor fue propuesto por ia
compaiila Frigozary. C . A . d e C. V .
'I
!I
il
al - El reemplazo d e la máquina d e combusticin interna cada cinco
años implica un incremento en e'l precio total de la cotizacibn de
131 ( 2 , 7 5 3 , 0 0 0 . 0 0 ) = S 8,259,000.00
(2,753.00 D I I s )
b) - Considerando el consumo d e combustible por la máquina de
combustidn interna, la cual,se estima que operara 9 hrs. diarias
por 20 aiios y consume 1.5 1 por hora d e operaci6n (según
especificaciones del fabricante),. es factible calcular el costo
por generar la energla que demanda el sistema. Si se utiliza e l
lndice d e inflacibn discutido en' la seccibn 5 . 1 . 9 . 1 % , y el
154
precio por litro de gasolina se determina lo siguiente. partiendo d e l a continuaci6n':
15.11 CEAINI = 365 HOD CLH PLC IiAN-'
Donde
CEAiNI = Costo energetic0 anual, en funci6n del No. de años.
HOD = Horas d e operaci6n diaria I hrfiidla I .
CLH = Consumo d e combustible i I/h I .
PLC = Precio p o r litro de combustible I Dlls I .
I I A = lndice d e inflaci6n anual.
N = No. de años.
365 = Constante para conversibn de unidades i dlai año I .
Substituyendo valores en la Ec.iZ.11 y utilizando un factor de
conversien d e 3 O 0 0 pesos p o r 1 dolar.
CEAlNi = 1365 dia/añol I9 h idla1 11.5 It/h I
11 220 / 3 O 0 0 Dlls/ltI (1.091)N-' 15.71
Resolviendo la Ec.i5.21 para cada año. se determinan 10s
siguientes valores de costo d e energla consumida por año:
CEl = 2003.85
CE2 = 2186.2
CE3 = 2385.14
CE4 = 2602.19
CE5 = 2838.99
CE6 = 3097.34
CE7 = 3379.19
CEE = 3686.70
CE9 = 4022.19
CElO = 4388.21
cEii = 4787.54
C E I ~ = 5698.51
CE12 = 5223.20
CE14 = 6217.08
155
CE15 = 6782.83 CE16 = 7400.07
CE17 = 8073.48 CEl8 = 8808.16
CE19 = 9609.71 CE20 = 10484.2
CET = 103 674.9 Dlls
(Consumo energético total CET. 20 años)
Sumando l o s valores del costo por reemplazo obtenidos en el inciso (al. y el costo energetic0 total. en ( 6 1 . al precin total
de la cotizaci6n del sistema convencional se obtiene:
COTlZACiON s 7,841.44
REEMPLAZO 2,753.00
COSTO ENERGETIC0 103,674.90
(Por 20 años)
TOTAL S 114,269.34 Dlls
* N o t a . - Los precios de mantenimiento para la maquina de
combusti6n interna no estan incluidos. E l precio del equipo n o
incluye instalacidn.
El análisis d e costos, del sistema d e refrigeraci6n
convencional. realizado anteriormente para 20 aKos d e operacinn.
se utiliza en la siguiente seccibn (5.41. para comparar l o s
costos con el sistema de refrigeraci6n solar.
5.4 COMPARACION ENTRE LOS COSTOS DEL SISTEMA DE REFRiGERACION SOLAR Y UN CONVENCIONAL
' Los costos de l o s sistemas de refrigeracien solar y
refrigeracibn convencional se determinaron en la óecci4n 5.2 y
5.3 respectivamente. Para ambos casos se consideran 20 años de
operaci6n continuos. El precio de' instalaci4n para los dos
sistemas no son incluidos en este análisis.
156
E l precio del sistema de refrigeraciin solar, p ~ s , es:
PRC = 89 .747 .88 D l l s
E l precio del sistema d e regrigeración convencional, PRC.
operando 20 años y considerando una inflación anual del 9 . 1 % en
el precio del combustible. es:
PRC = 114 .269.34 D l l s
En la fig.5.1 se muestra una grafica que proporciona
informaci6n de la posible compensación de costos y ahora entre e l
sistema de refrigeración solar y el convencional. se modifica la
Ec.íS.2). a la cual tambien se le adiciona el precio total del
equipo, incluyendo el d e reemplazo. A I modificar l a Ec.iS.2i.de
la forma posteriormente señalada. 106 resultados obtenidos
expresarán el costo total anual acumulado del sistema d e
refrigeraci6n convencional. CAAíN).
N N - l
CAAíN) = 10 5 9 4 . 4 4 + 1 2 0 0 3 . 8 5 í 1 . 0 9 1 1 (5.3)
N=L
Resolviendo la E c . i 5 . 3 ) para cada año. se determinan los
valores acumulativos anuales siguientes:
C A A i = 12598.29 CAA2 = 14764.49 CAA3 = 17169.64 CAA4 = 19771.83 CAA5 = 22610.02 CAA6 = 25708.16 CAA7 = 00729.36 C A A 8 = 32774.06 CAA9 = 36796 .26 C A A i O = 41184.47 CAAll = 45972.02 CAA12 = 51195 .23 CAA13 = 56893.74 CAA14 = 63110 .03 CAA15 = 69893.66 CAAi6 = 77293.75 CAA17 = 05367.22
157
CAA10 = 9 4 1 7 5 . 4 0 CAAi9 = 1 0 3 7 0 5 . 1 0 CAA20 = 1 1 4 2 6 9 . 3 0
Con l o s valores anteriormente determinados. se procede a
graficar los resultados. y asi determinar el punto de
interseccian entre la Ilnea de costo constante del sistema de
refrigeraci6n solar y la curva que representa los costos
acumulativos del sistema convencional.
Figura 5.1 Analisis de costos.
El punto de interseccidn. PI. mostrado en la grafica de la
fig.5.1. indica que el costo del sistema de refrigeracibn solar
entre los 18 y 19 afíos de operacian.
En el capltulo siguiente se indican algunas observaciones y
recomendaciones acerca de posibles reducciones en el costo del
sistema de refrigeraci6n solar.
158
CAPITULO 6
CONCLUSIONES Y RECOMENDACIONES
En este capltulo se presentan una serie d e conlusiones.
comentarios y recomendaciones referentes al trabajo realizado en
esta tésis; aspectos técnicos. alternativas para reducir costos y
propuestas para trabajos futuros.
6.1 CONCLUSIONES
Las conciusiones a las cuales se llego son las siguientes:
- Despues d e realizar el estudio termodinhmico y energético del
sistema de refrigeración solar por absorción para la conservacibn
d e productos del mar, as1 como un análisis t&rmico y mecanico de
los componentes que integran dicho sistema, bajo las condiciones
d e operación que e l mismo demanda, se concluye. tanto del punto
d e vista cientlfico como tecnolúgico, que si es factible la
construcción y funcionamiento del sistema anteriormente descrito.
- Aún cuando es factible el funcionamiento del sistema, la
eficiencia del mismo puede incrementarse con el diseíio futuro d e
intercambiadores d e calor más eficientes o descubrimiento de
materiales que presenten mejores propiedades para la
transferencia d e calor. Aumentar la eficiencia d e transmisión de
calor en 10s colectores solares y / o en el intercambiador de
soluciones, significa disminuir considerablemente l a s dimensiones
y costos del sistema.
159
-- . . . .- .. . ~ . . .~ ..
bombas - E l empleo de equipo electrice. para activar las
hidráulicas. alimentado por el sistema fotovoltaico. incrementa
exageradamente l o s costos del 6istema d e refrigeracion solar.
- No obstante que el equipo seleccionado para la coleccion solar
fue recomendado para operar en condiciones ambientales no muy
buenas, el sistema no garantiza una operacion adecuada durante
dlas extremadamente nublados.
- A corto plazo, el costo del sistema d e refrigeracion solar es
muy elevado. esto hace que el sistema no sea muy atractivo. aun
cuando no existe costo ecolbgico.
- A largo plazo. el costo del sistema d e refrigeracibn solar se
compensa, comparAndolo con un sistema de refrigeracion
convencional. Si 106 sistemas d e Sefrigeración solar se
producieran en serie, es probable que el costo de estos disminuya
significativamente. entre un 20-30% aproximadamente.
-. Es necesario que se lleve a cabo la construccion del sistema de
refrigeracibn solar. para realizar los ajustes y cambios
necesarios que se requieran en la práctica.
6.2 COMENTARIOS Y RECOMENDACIONES 6.2 1 EQUIPO AUXILIAR. AUTOMATIZACION Y CONTROL
E l Sistema de refrigeracibn solar fue disefiado para operar
18 horas diarias, esto implica que durante las seis horas d e
insolacibn maxima. se tendra que generar el refrigerante
necesario para el tiempo total de operacihn. Aun cuando los
colectores solares de tubos evacuados fueron seleccionados
cautelosamente. garantizan una alta eficiencia en dlas con no muy
buenas condiciones ambientales y los lugares designados para su
instalacion brindan un excelente ambiente para cumplir su
'funcibn. serla recomendable considerar dlas en condiciones
160
sigu
11 D
refr
ambientales no satisfactorias. Esto implica instalar u n sistema
auxiliar de calefaccidn y o t r o para el control del mismo sistema.
o no, es importante la automatizacidn y control del sistema de
refrigeraci6n; obviamente, instalar un sistema de esta naturaleza
incrementari el costo del equipo.
Independientemente de que se considere un equipo auxiliar
De l o anterior se proponen como trabajos futuros l o s
entes:
seño de un sistema auxiliar d e calefaccidn para un equipo de
geraci6n solar por absorcidn.
21 Diseño de un sistema d e automatizaciOn y control para un
refrigerador solar por absorci6n.
6.2.2 FLUJOS VARIABLES
El equipo d e refrigeraci6n solar se diseRo considerando que
los fluidos de trabajo circularan, por 106 intercambiadores d e
calor y resto del equipo, en forma constante. Siendo asi , I os
motores para el equipo de bombeo son del tipo d e corriente alterna CA. Si el equipo electric0 requiere CA es necesario
contar con una serie de dispositivos electricos. inversor. con t ro 1 ado r y banco de bater i a s . que i ncremen t an
significativamente el costo del sistema fotovoltaico. Diseñar u n
sistema de refrigeracidn con flujos variables, podría ser la
opci6n para utilizar motores d e corriente directa CD. pero p o r
otro lado tendrla que analizarse . e l incremento . . en l o s nuevos
intercambiadores de calor y modificacio.nes realizadas a l sistema.
De lo anterior se propone'como trabajo futuro:
1 ) Diseño de un sistema d e refrigeracidn solar por absorcibn con
flujo d e fluidos variables.
16 1
623 COLECTORES SOLARES COMO OENERAOOR E I-- DE CALOR ENFRIADOS POR AIRE.
En sistema de refrigeraci6n solar disellado, gonerador un infercambiador de calor de doble tubo, donde 1- fluido# do
trabajo Son aceite Y una soluci6n de amonieco-agua. E! aoeíte el fluido caliente que proviene de los coleotores solares' para
transferir Calor a la solución NHs - HZO. Para l a oiroulsci4n de estos fluidos líquidos se requieren dos .bombas hídráulícae, una
para oada fluido. Una tercera bomba dentro del sistema eo la que
se utiliza para recircular el agua de enfriaiiento entre
intercaabiadores de calor y la torre de eniríaníonto. Para
activar las tres bombas antes señaladas se hace uso de un sistema fotovoltaico, el cual incrementa excesivamente Los ooetos del sistema de refrigeraci6n solar. Para eludir el uso de la bomba de aoeite y la del agua, se recomienda realizar el analisle y d i m * del sistema de refrigeraci6n solar modificado, que A
continuaoión se describe. En la figura 8 del apéndice, 80 muestra
un diagrama del sistema modificado con valore6 ternodimámioos
aproximados de los fluidos de trabajo.
El sistema de refrigeraci6n solar por absorcion iodífíoado,
propuesto para diseno, utilizará amoniaco oomo refrigerante, que será producido a alta presi6n y temperatura por calentaiíento
díreoto de una soluci6n conoentrada de amoníaco en el tubo
receptor del ooncentrador solar. La mezcla produoida de vapor de
amoníaco-soluci6n débil entrará al separador donde el vapor se introducir& al rectificador y tendrá que salir oon una pureza
aproximada del S S . 5 X en peso de amoniaco y después será
condensado por enfriamiento con aire y enviado al r(pcipíento de
condensado. E l amoniaco liquido será enviado al evaporador en
donde se evaporara a baja temperatura y a presi6n reducida,
enfriando as1 la cámara de enfriamiento y los product06
pesqueros.
EL amoniaco evaporado saldrá del evaporador y pasara a
través del intercambiador, enfriador, absorbiendo calor del
amoniaco liquido que entrará al evaporador. El subenfriamiento
162
del liquido contribuye a mejorar- la capacidad de refrigeración.
En el absorbedor, el amoniaco vapor sera absorbido por l a
solución débil. El calor de absorcidn tendrA que, ser removido por el aire ambiente. La solución fuerte de amoniaco saldrA del absorbedor y pasará al tanque de solución fuerte de donde será
bombeada a alta presión por la bomba, hacia el intercambiador de
calor, en donde la solución será precalentada antes de pasar a
los colectores solares. La solucibn débil que sale del separador
fluirá hacia el intercambiador de calor,. para precalentar la
solución fuerte , seguir hacia el recipiente de solución dCbil y
pasar posteriormente al absorbedor, con el fin de absorber el
vapor de amoniaco.
I Durante las seis horas de operacibn del equipo, con los
concentradores solares, se tendrá que producir el refrigexante
necesario para las 18 horas de operación, requiriéndose asi el almacenamiento de amoniaco y soluci6n débil.
El sistema de refrigeración.anteriormente deserito, sólo
requerirá de una bomba hidráulica, esto indica que el costo del sistema fotovoltaico se reducirá, pero al modificar el sistema
intervienen otros factores que pueden influir negativamente en el
costo.
De lo anterior se propone como trabajo futuros
1 ) El diseño de un sistema de refrigeración solar por absorci6n
donde la generación del refrigerante se realice dentro de 10s
colectors solares.
21 Diseñar los sistemas de refrigeración solar por absorcioc
anteriormente discutidos (el diseño de esta tesis y el propuesto
en en inciso anterior), utilizando intercambiadores d e calor
enfriados por aire.
163
6.24 REFRIGERACION SOLAR FOTOVOLTAICA
Si el objetivo es construir un sistema de .refrigeraoi6n.
cuya única fuente de suministro energético sea el sol, N racional analizar un sistema de refrigeraci6n por oompre6ión
eléctrico acoplado a un sistema fotovoltaico. Utilizando el mismo
método empleado para determinar las características del oirtema fotovoltaico, en el punto 4.12.4, se realiz6 una estimación, sdn
profundisar en detalles técnicos, para .un sistema fotovoltaioo
que suministre la energía necesaria, 2.5 kw. para activar o1
sistema de refrigeraci6n por compresi6n, descrito en la secci6n
5.3, se substituye la maquina de combusti6n intorna por el
sistema fotovoltaico.
Considerando un factor de seguridad del 15% para determinar
la cantidad de modulos solares y sin tomar en cuenta los efectos
de encendido y apagado del sistema de refrigeracibn, se obtiene
lo siguiente: Características del panel solar:
Marca: Siemen
Potencia: 53 w
Voltaje: 17 volts
Corriente: 3 amp
precio: L 1,680,000.00
Características y precios: 135 Modelo FV: L 226,800,000.00
Inversor: 40.000,000.00
Banco de baterias: 22,500.000.00
Control de carga: 6,000,000.00
Equipo de refrigeraci6n: 20,495,996.40 L 315,795.996.40 (105,265.33 Dlls)
El precio estimado para el sistema de refrigeracih
fotovoltaico es muy aproximado al sistema de refrigeracibn solar
por absorcih, pero es necesario tener presente que los efectos
de encendido y apagado del sistema de refrigeración implican
164
cargas bastantes significativas, las cuales no han sido
consideradas. Es recomendable realizar un análisis detallado para
diseñar el sistema fotovoltaico inaluyendo todas las cargas.
Además de que el sistema incrementará su magnitud se requerirá de
elementos auxiliares, como banco de capacitores y otros.
Obviamente el precio del sistema se elevará.
De lo anterior se propone como trabajo futuro:
1 ) Diseñar un sistema fotovoltaico detallado para suministrar
energia electrica a u n sistema de refrigeración por compresión.
REFERENCIAS
I l l Faires Virgil Moring Termodinámica UTEHA í 1982)
C21 Kern Donald Q. Procesos de Transferencia de Calor C.E.C.S.A. (1984)
[ 3 1 Instituto de Refrigeracibn y Aire Acondicionado Manual de Refrigeracibn y Aire Acondicionado Prentice Hal 1 ( 1979 i
C41 Marks Manual del Ingeniero Mecánico Mc Graw-Hi I I í 19781
151 Kevin Mc Cartney Agua Caliente Solar, Manual práctico H. Blume Ediciones (1980)
[ 6 1 Montgomery Richard H. Energia Solar. Selección del Equipo. Inatilaci6n y Aprovechamiento L I MUSA í 1986 1
C71 Pilatowsky Figueroa Issac Métodos de Producci6n de F r l o Instituto de Investigación de Materiales UNAfl ( 1 9 8 9 )
[81 Megyesy Eugene F. Manual de Recipientes a Presibn. CAlculo y Diseño L I MUSA í 1989 )
[ 9 1 Fernández Zayas José L. Cálculo de la Radiación Solar Instantanea en la República Mexicana, Serie No. 472 Instituto de Ingeniería UNAM (1983)
t 1 0 1 Huacuz Jorge Estudios sobre Sitemas de Refrigeración solar, Artículo Boletln del Instituto de Investigaciones El6ctricas Vo1.6, No.2 11982)
166
t i l l Technical Paper N o . 410 F l o w of Fluids Through Valves, Fitting., and Pipa CRANE (1970)
t121 Technical Data for NEG Evacuated Tube Solar ' C o l Solar Col lector Module LD-2800/DP6-2800 Nippon Electric Glass Co.. Ltd. (1989)
ootor and
C 131 Gutierrez Martinez Fil iborto y Gutiérrez Hsrnindoz Jorge Refrigeraci6n por Absorción Instituto de Investigaci6n de Materiales UNAH (1988) ''
C141 ASHRAE Fundamentals Handbook Atlanta, GA. (19881
(151 ASME Code for Pressure Vessels Sección V I 1 1 Divisi6n I (1988)
C161 Nguyen Dinh-Lan Solar Test Report Nippon Electric Glass Co., Ltd. (1989)
C171 Maxwuell, J.H. Theory of Heat Van Nostrand
C181 Kreith Frank Transmisi6n de Calor por Radiaci6n C.E.C.S.A. (1972)
C 19 1 Kar I ekar Transferencia de Calor Mc Graw Hi I I ( 1988)
t201 Frank C. Paneles Solares Telecomex (Secretarla de Comunicaciones y Transportes)
C211 Grim John H. Manual de Refrigeracih. Parte 3 Copeland Gilbert í 1 9 7 5 )
t223 Bogart Marcel Ammonia Absorption Refrigeration in Industrial Proceose8 GULF í 1982)
t231 R. Best, C. L. Heard, H. Fernández y J . Siqueiros Developments i n Geothermal Energy in Nexico-part V: The Commissioning of an Ammonia/Water Absorption Cooler Operating on Low Enthalpy Geothermal Energy Departamento de Geotkrmia, Instituto de Investigaciones Electricas (1985)
1 6 7
i241 Pi. Martínez Sistemas Fotovoltaicos. X Aniversario Curso de Actualización en Energía Solar 1983-1992 Instituto de Investigaciones en Materiales LES UNAM
C 25 I Co I e-Pa rme r , cat a 1 ogo Equipo para la industria, laboratorios y escuelas í 1988-1990 1
[ 2 6 1 AutoCAD Release 10 Reference Manual Autodessk.lnc. (1988)
168
APENDICE
Figura Figura
Figura Figura Figura Figura Figura Figura Figura Figura
1. 2.
3. 4. 5 . 6. 7. 8. 9. 10.
Diagrama entalpia-concentracien NHs-HzO --------- Propiedades termodinamicas de la solución
Densidades solucidn NH3-H20 ..................... Calores específicos para la solución NHe-HnO ---- Conductividad térmica para la solución NHs-Hz0 -- Viscosidad para I a solución NHs-Hz0 ------------- Diagrama de refrigeración solar modi'ficado ------ Estado de Michoacán, México .....................
NHs-HzO ________________________________________-
Diagrama de ponchon __-_________---__-__---------
(-amara frigorifica ..............................
170
17 1 172 173 174 175 176 177 178 179
Tabla 1. Propiedades del amoniaco saturado ---------------- 180 Tabla 1- A Propiedades del amoniaco saturado ---------------- 181 Tabla 2. Propiedades del amoniaco saturado ---------------- 182 Tabla 3. Propiedades flsicas del aceite Marlotherlm ------- 183 Tabla 4. Factores de conversi6n y constantes -------------- 184 Tabla 4-A Factores de conversi6n y constantes (continuacioni 185
Documento 1. Aplicacidn y Diseño estimado de Intercambiadores de Calor de Doble Tubo y Horquilla Multitubo ( Brown Dintube Company 1 ..................... 186
169
Figura 1.- Diagrama entalpta-concentracibn N H P , - ~ ~ .
170
F i g u r a 2 . - P r o p i e d a d e s termodin*?S!icas d e l a so luc ih5 "3-HPO.
171
LI . .< i : i . i . ; : ... ::
I. ,,.. :.. .>.!. .,,,, :.,. , . / , . , . . , I . < .,:. .: I .,,, :, .ll<l.,,.,,.,,... .,.,,!, <.,...,,< .. I ,.,,., >c, .. ,,;. ,,,.., ..I ,..,. . I . , : . .
Figura 3.- Densidades solucibn " 5 - H z O .
172
1 .... .
Figura 4.- Calores especificos para la soluciAn NH%-w,O.
173
.. .
Figura 5.- Conductividad termica para la soIuci*kn NHo,-HzO.
174
, . .
. . , .
, .. .. , . , . , . . I
,
. . I ' . .
. . . . I : :. '
1 .. ..'
. .. . . . . . .
!
. I I:
. .
. . ,
, . . , . ., , ,..'
,' :> (7)
I .
. . . . ,'
: : . . /
1 : ' . .
. \ i ' \ , I
, .$,
. I
,. ' \
, ' . '. . .
. .
. I
Figura 6.- Viscosidad para la solucion de NH%-W-O.
175
.. - .... ., . ,
' : G :
.., .
I . .
-I L .
.^ -. I . .
. . . . .
Figura 7.- Diagrama de Ponchon.
176
Figura 8.- Diagrama de refrigeración solar modificado
177
.~
. : ~ i.
.. . .
Figura 9.- E s t a d o d e Michoacán. México.
178
Figura 10.- Cámara frigorífica.
179
11.w , i I . I i1145 1 4 . 1 1 0.0114'J ! > . I $ 0 . 0 1 1 5 ~ lb .41 0.0135v 11.14 ~ 0.01164
! S . 5 0 U.UlJb1 1 y . 3 0 ' O.cli74 10.14 n.ull1ü 1 1 . 4 5 ~ . I i l l E l 2 1 . 5 0 0.01184
13.-74 1 4 . 9 7 h : l O 1 7 . 5 0 1 8 . M
0.OIIV) O.Uli99 0.01404
".O1414 n. G ~ W
0.0 $91.6
. * . I > c ; i
!:.E % . U
51. I 1 k . l l b . 4 J 3 . t .U.l
:16.4 , ú98.5 iQ.0718, i i 4 . v w . 1 , U.0180 511.4 I 609.8 I 0.0811 $11.0 , 610.5 , o . i w n 170.1 I ,~ ! l . l : 0 . ' 2 7 1 8 '
T a b l a 1 . - P r o p i e d a d e s d e l a m o n i a c o s a t u r a d o .
180
- Tnnp<*. !uta. O F
t - O 1 4 b 8
I O 1 1 I b 16 lb
10 12 14 l b 18
3a 31 34 1 b 38
40 41 4b (6 48
50 5: :4 5b 18
60 62 b4 66 68
10 7 1 74 lb 78
89 67
8b ?8
w Ql 94 46 98
I O0 101 I I O 111 lld
n4
>8.>1 ' 0.1'14M 4 4 . 3 , 0.01r51 41.18 I1.01137 64.11 ~ 0.014b1
I 48.21 : (i.01414 S0.3b 1 O.?lb7S
j 4 .90 , 0.J24YI 17.18 ' O.i ' I117
59.74 ' U . O l l 1 J 62 .19 C.bl5nF $4.91 ü.b!314 b7.b3 O.Oli2: 70.4) 1 0 . 0 1 5 2 7
40.13 I 0 . 0 1 4 6 8
5 1 . 5 9 ! U.JI48i
13.12 ! C.UlI31 7b.3.l ~ 0.01539 79.38 0.01145 81.15 , O . O l i 5 I 85.82 ' O . O i . < 5 8
89.19 92.6b 96.11 99.91 03.7
0 l .b 11.6 15.1 1 o . o lb.1
18.8 111.6 l3b.l 111.0 147.9
151.0 1 5 8 . 3 163.7 I b9 .1 i 74 .8
160.6 l 8b .b 101.7 IS8.9 103 .3
6.784 4 5 . 1 P . 3 1 1 4 7 . 1 7 . 9 1 l 4 9 . 4 7 . b 1 9 ; 51.6
7.1U4 5 3 . 1
1.910 : 64.7 l . b i l ; 6b .Q 5 . 4 4 1 . ( 1 . 1
j , O l I l 71.5 W I i 1 . 3
, . w / 71.7
4 . m d 1 . J
4 . 6 3 1 ' 7 l . b 4 . l i ' > 80.1
4 . 1 1 6 : 84.b
3 . V I l Sb . I
> . t a l 91 .1 J.541 91.5
3 . 8 1 3 ; e*. (#
1.418 ! v5 .1
! 8861 ~ I U l . 4 2 . 9 5 4 ! :04 . ; : . 8 5 1 , 100.9
? . 7 5 1 ' 109.2 I.r5b I ! 1 1 . J 2 .5b l 113.7
? . I 9 3 1 l P . l 1.477 i i a . n
2 . 1 1 2 1 . 2 3 5 2 . lb! 2.089 2.011
! N . l 111.6 115.1 117 1 1:?.7
131 .3 1 3 4 . 3 1 J b . b 1 3 8 . 9 1 4 1 . 1
Zl I . 9 0 . 0 1 1 4 1 l . l l 9 , I > > . ) 118.0 O.O:7OY 1 . 1 0 i 6 l . l 147.0 O.Oi790 i 1.111; I b7 .0
18b.4 O 0 1 8 3 b 1 1 . 0 4 7 1 I l P . 0 b b . 1 0.01611 I I . I16 1?1.0
:mPUr. cibl:.
I r ,
!M.O 161. l 5b5. 8
l b l . 7
>$,.I >>Y. \ 5 5 1 . 9 5:b.? > $ , . I
> M : l
$51. I ' > > I . , 5, l .b > , p . : 3 4 0 , 4
544.8 5.3.1 141 .4 319.7 537.9
5 J b . l 5 J 4 . 4 '..>l. I 5 3 0 . 9 : 1 0 . *
5 : ; 3 5 1 5 . 9 <:1.7 511.8 540.0
518. I 5 l b . l 5 I b . J 111.4 5 1 0 . 5
1OY.b W h . 6 MI.7 502.7 5no . i
4W.7 6Vb.7 494.1 491.6 190.6
4 I 8,
b l l . 8 ' 0.@975 b l l . 4 D.lOl1 b l 3 O ~ 0 . I O b V
6 ! 4 . 1 1 O.llbl 611.6 ~ Q . l i i l
b I 4 . F
o I n . 1 '0.1)Ou b l b . 5 0.I)bb b17.2 IO.1392
617.8 i 0.1437 6 I E . t 0 . 1 4 - 3 6b: u , 0.1>18 L I P . , : 0 .157? b1V.Q ~ O.Ibl(1
610.5 ' 9 .1 '43 b l l . 0 ~ J.i?DI 6 1 1 . 1 I 0.1751
y i : . , i U : E
bl1.U ! U . 1197
I 613.0 ! 0.i885 b l1 .4 ¡ O . l V > O b ! l , 9 I O.IPZ4 624.8 I ::$A!
611 .5 10.1141
" ! 1 < 4
I 619 .1 , 0.?105 b.197 ' 11.214?
627.3 b17.7 b I8 .0 b:8.4 m . 3
679. I 019.4 b 1 9 . 1 * 1,: . I bW.4
h10.7 bJ1.0 611.3 631.5 b 3 l . 8
189.5 b3i.O l 8b .4 611.: 184 .3 I .b3:.5 i i12. I i 611.6 inu.0 1 bil "
!
InO.9 I 011.9 155.0 j b l 4 . 0
0 ,1312 0 . I J C I O . 1408 i ' . 1 4 5 1 0 . 1 8 9 4
o . 1511 O.Il70 0 .2611 O.1bYb 0 . l l P b
0.174q O . I l r l
0.1375 0 .2917
0.1958 0.3POO 0.304I 0 .3081 0.3115
U.3Ibh U . 3260 0.11:l 0 .>+74 i1.157b
n.281)
- ,rspm ohn.
.I<
1.2117 I I 2 W I.1104 1.2119 I . 1033
I . I949 I . I8h4 I.. 1181 1.lbPI I.lb14
i.1111 1.1450 I . I % Y 1~: I lRd I.IU1
-
i,iiij
1 , m n 9
1.1511 I.C"M
1.0811
1.0111 I.Ob51 1.0578 1.0101 1.04?4
1.0348 I .o211 I . O I 4 1
1.004b
0.9972 Y . W Y 1 0 .9 I lY
0 .9h lb
0 .9601 D.9l>l 0 . M 5 d 3 . 9 W );PI11
I.":.; h 9 I 7 : I . Y i O 0 1.wn 1.89V
!.ai.'!
o . m n
l.33>2 l.>!ll 1 .>171 1.3114 1.2193
l.3lj7 1 . 1 1 1 1 1.3081 1.jw1 I .Y IOf
Tabla la.- Propiedades del amoniaco saturado ícontinuacic5n)
181
I O
20
I)
10
sa
ba
I W
1 to
I40
16U
IEa
200
: Io
140
1M
Tabla 2.- Propiedades del amoniacc Sobrecalentado.
182
o
W Y O U C. a W a ul m
a m
W o m r.
m I 3 I
Physical constants of MARLOTHERM L
Temperalure Vapour Densily Specilic neat conten! neat 31 ViSCOSil., Thermal Piand:~ conauc. nUmb3: prearure heal relorred lo o°C vapc:iza!icn
tivity liquid liquid vapour liquid vnpouv IiGliid i,quia v a p o x liquid pham phew phaaa Dhas2 phaso phase pnare
liquid phnso phaso DhaIe
I 1 0 P 4- C i- 1' ,>rq 1 " 1 1 Pi - Wikg 10-1 P a s iü-+n,l$ IO-SP! I vtrm K * C U mbar k g f d kQim' WikgK kl ikg LJIkg -_ -- 223
233
253
2 73
293 313
333 353 373
393 413
433
453
473
c33 5!3
533 5 52 573
5 . 3
C, 13 c.53
1 3 u 7 16 35 67
133 227
?es
620 953
1.10:
i cm 2773
3 5 1 3
1042
1 Q34
1 o19 100.4
988 973
958 943
927
912
897
881 865 850
035 820 m.4 788 773
i 58 743
728
0.014
0.037
0.093 0.19
0.38 O.% 1.35
1 .es 2.e9 d . 2 5
6.15 Y o,; Y -
12.' . c '. i 4 J
1.38
1.41
1.48
1.55 1.52
1 .Ea
1.75 . 1 .82 1.88 . 513.e
1.95 54s.-
502 5i6.6
9-08 611.3
215 6 4 i . 7
9-22 rnE.2 229 725.3
2.35 769.0
2.42 1i3.4
2 4 9 e 5 ? i
2.55 j27 5
2c: 957 7
2.59 1U105 2 . , 5 irb<.;3
-73.2
- 59.3
- 303 O
31.6
64.6 98.9
?%.e 171.5
2rw.e 249.5
256.5
332.9
376.5 421.6
567.9
515.6
5 a . 7 c :5u EGG .? 7 I % ?
I : : 2
200.0
76.0 18.3 7.5
3.9
2.5 1 .?
1.3 . 1.3
0.82
0.69
O.%
0.50
0.45
0.29 0.35
0.32
c 22 5 2; O . ? j
1 j . Z c :;
192.0
73.5 18.0
7.5 4.0
2.9 1.8
1.4
1.1
6.00
0.77
0.66 0.58 c.52 C d i
G.43
0.L')
I O 5 7
2 2 5 I: .:>
9 3 J : 2:)
8.2
8.6 9.1
9.6
13 .0
10.5 11.0
11.5
12.!
12.6
: 3.0 13.5
14.0
1: .i
0.141
O. 140
0.137
0.135
0.131
0.129
c.. i 27
G.124
0.121 0. l iS C.116
0.1 I 4
0.111
o. irm ~ . m 6 o. 131
o. 1 LW
0 %)a 9 . 3 5 I .... , i . - L
:.Le3 c1:?
1929
7 6 0
196
88 47
32
24
19
16
: 3
I ?
:1
9 7
8 8 8 5 8C 7 8
7 3
7 2 7 2 7 1
-:
Tabla 4.- Factores de conversih y constantes.
184
M = 3.281 pie Pic: = 0.0929 m' M; := 10.76 pie'
Prcs ih A t n = 33.93 pies dc aaun a 60°F hlm = 29.92 pig Hg i132'F Atm x 760mmH~a.';2'F A m = 1 . 1 . E S ib/plpl Aim = 2 I lG.R ih.'pic' Atni = 1.033 kg:cm' Pies de agua a 60°F = 0.4331 Ib/plp Pig de agua a CO'F y:. 0.361 ib/pig',! Kgicil lr = 14.223 Ib/IJb'. Psi = 2.309 Plcs de agua a fi0.F
Temperatura: Ternwrafura " C = ${,!'P - 32) lempratura 'F =(I!$( T ) . t 32) Temperatura "F absoluta ( "R ) = 'I? + 460 Temperatura "C absoluta ( O K ) 7 "C + 273
Conductividnd Lemicri; Bm, (b )( pier) ("F/pie ) = 12 Rtu/( b) (pie.) ("b'/pia! Blu/(h) ípie: ' ) ! i;/pic) = 1.49 k g c n l / ( h : i m ~ ) ( T / m ) Btu/(h)(pic-):"l.'/pir!, = O,Oi79wntt i / ( crr i i ) ("C, '~1~ J
VisCosi&C (faciores xlicionai<:a cnfdn conlcriidos en !a Flp 13' Poise :: I q ' i c m j l s c g ) Ccntipoiac :: 0.01 íK>ISC
Ccr:tipoise .- 2:12 ib/(pie!(h)
Peru. I,¡> = 0.4536: i;:. I,h .= 7 O00 granos Tonelada (con2 u rieia) =: 2 O00 Ih Tondada (larga) .: '2 N ü Ib ?melada (1nEiñc3) :: 2 2F3 ih Tonriada (nirt;icn) :: 1 O00 ke
C o n s f a n u s : ,\i:clrraciói; de la Fravcdñd Y : 32.2 pies/seax Aci.leraciónd~ 13 Kr:ivedad ::I 4.18 X 10" pies;h:' Densidad d d agua = $2.5 Ih.'ple'
Tabla 4a.- Factores de conversiún y constantes ícontinuaci6ni.
185
DOCUMENTO No.1
186
APPLICATION AND DESIGN ESTIMATING -
DOUBLE PIPE AND MU LTlTU B E HA1 RPlN
EXCHANGERS
A. When should a double pipe or multitube hairpin be considered? 1. When the UA product is less than 100,000.
Q = LMTD4I.A Q = BTU/Hr (Duty) UA = Q/LMTD LMTD = "F'
A = Sq. Ft. (Surface) U = BTU/Hr."F.Sq. Ft. (Rate)
'Log Mean Temp. Dill. 2. When the UA product is greater than 100,000 and
one or more of the conditions listed under " 3 and " 4 below are present:
3. The followin conditions further enhance the advan- ta es of doube pipe exchangers: a)%hen you have a temperature cross. b) When you have high pressures. Standard "off-the.
shelf'components are available to 5000 psi tube ' side design pressure. c) When the plot plan allows the use of relatively
long exchangers-standard double pipes are available up to 40' long.
d) When the heat transfer rate on the shell (fin) side 1s much lower than the tube side, fintubes should be considered.
e) When you have a high viscosity fluid. 1) When you have a temperature difference above
400'F. Single pass, true countercurrent flow and U-tube construction eliminates tube sheet warping and differential expansion problems.
4. When any of the following are considered advantages: a) Rush dellvery re uired-double pipe components
are kept in stock. &stom designed unitscan be assembled from stock material.
b) Ease of maintenance-D.P. units are easy to clean, inspect and to replace the elements, bundles or parts.
c) Modular deslgn allows for tne "00 1-on' aodil on o1 sect ons to meet L u r e process requ.remenls
d) Slandardizatlon of parts w 11 red-ce spare parts ana warehoase inventory. Off the sne f replace ments are available for qu ck delivery
B. Ball park selection of double pipe and multitube hairpin exchangers.
UA product (from "A. 1,") 1. UA > 180,000 16"MT.orseveral 1 2 M T 2. UA > 100,000 1 2 MT or several WMT 3. UA > 50,000 1 2 MT, one or more 8" MT
General Size Range
and < 100.000 or several 6 MT 4. uñ > 20;ooo
5. UA < 20,000 4 MT or double pipes
6 MT, one or more 4 MT and < 50,000 or double pipes
Example: Cool 80 GPM (40,000 #/Hr) boiler biowdown water from 155'Fto 105°F Usin 100 GPM (50,000 #/Hr) cooling water in at 70F, out al ,,no2 , ,- . . Duty (0) = 2,000,000 BTUiHr LMTD: .Hot 155 - 105
Cold 110 - 70 A t , T 5 At,=
LMTD (from Fig. 5) = 39.8"F U A = - - a - 2,000.000 = 50,250
LMTD 39.8 Uo (from Fig. I) = 200
Area Required = - = - 50'250 - - 251 Sq. Ft
Estimated size exchanger required: u0 200
For surface area (from Fig. 2): 6 x 20' Muititube í r r 252so 11. ...
For flow rate (lrom Fig. 3): 6 (Seg.) , . Select larger of the two:
Design estimate: (1) 6 Multitube x 20 '0 nom. length mullilube.
Model numbor (irom üullotin R-30.1) (1) üG740Mln-AAA
Fig. 1: Heat transfer rates (Uo). With water for cooling or steam for heating these are esti- mated values for preliminary study only.
Process
Estimated Overall Rates
"UO"
Heating viscous materials Double pipe-cut 8 twist fins 12 Multitube bare tubes 15
Heating-Double pipe w/fins 15 Multitube bare tube 25
Cooling-Double pipe w/fins 12 Muititube bare tube 20
Medium HC viscosity 3 to 15 cp avg.
Light HC viscosity c 1 cp Double pipe wifins 25 Multitube w/fins 40 Multilube bare tube 75
Condensing 8, vaporizing-bare tube 150
Very light HC-baretubes 150
O PSlG w/% psi JP bare tube 25 15 100 PSlG w/ l DSi JP 1 fin tube
Gases
Water to water-bare tubes 200
Glycol to glycol Double pipe wifins 10 Multitube bare tube
w/turbulators 30
Manf lactors effect heat transfer rates tor example velocity. tube wai temperature and pressure drop Tnese rates listed do not represent the imt , but are suggested values lor study and eslimating.
Fig. 2: Heat transfer surface Listed below are surfaces for each standard design for 20' nominal length. Surfaces for other lengths are proportional lo the nominal length.
Bare Tube Finned Tube Std. Type (Size) Unit Surface Sq. Ft. Surface Sq. Ft.
80(2 x 1) Double Pipe 10.9 78 E l (3x I) Double Pipe 10.9 144 51(3 x l'%) Double Pipe 20.8 141 53(4 x i'%) Double Pipe 20.8 261 84(4 x 2) Double Pipe 26.1 224 54(4 x 2%) Double Pipe 31.6 191 04 (4") Multitube 75 (79.) 263
06 (6) Multitube 180 (252.) 424.
O8 (8') Multitube 342(455.) ' 840 t o ( t o ) Multitube 534 (721.) . .. -
912(1t40.) - 12 (12) Multitube
16 (16) Multitube 1556(1886.) ' . - . I ..
Areasin"( ~)"are"Lok-Flange"lubccount.
Fig. 3: Flow Quantity.
Type Section Shell Side Flow # ,Hr I
51 (3) 30.000 60,000 40.000
81 ( 3 ) 41,000 82 (3%') 61.500 83 (3%") 55,000 84 (4) 35,000 85 ( 5 ) 64.500
-c ____ (Shell Size) -
53 (4") i 54 (4") 80 ( 2 ) 11,000
Type Section (Baflle Type)
o4 (LPD)
05 (LPD) 04 (SEG)
05 (SEG) 06 (LPD) O6 (SEG) O8 (LPD) O8 (SEG) 10 (LPD) 10 (SEG) 12 (LPD) 12 (SEG) 16 (LPD) 16 (SEG)
1. Flows based on water a l 6 FPS veiocily tubeside and 4 FPS shellside. Pressure drops are 10 PSI or less lor singie 20'4"
2. Bare tube designs. section.
Shell Side Floiv i Tube Side Flow
-
(45)
(70) (110) (110) (210)
#iHr. (GPMi ff J Hr.
31.500 (63) 22,500 16,500 (33) 22.500 52.500 ( 1 05) 35.000 28,500 (57) 35,000 77.500 ('55) 55.000 42,500 (85) 55,000
133,000 (266) 105,000 75.000 (150) 105,000 (210)
243.000 (4'86) 170,500 (341) 155.500 í231) 170.500 (341). 306,000 1612) 273.000 (546) 137.500 (275) 273,000 (546) 393,000 (786) 469,000 (9381 170,000 (340) 469.000 (938)
I
Fig. 4: Effect on flow quantity on transfer rate and pressure drop.
1. In iurbulent flow, heal lransler varies with the 0.8 power oflhe flow while pressure drop varies wilh the square Doubling the flow will increase the rate 75% and pressure drop 4 times.
2. In viscous flow heat transfer varies wilh the Y.:$ power 01 the flow while pressure drop varies directly. Doubling the llo\v increases the transfer rate 25% and doubles the pressure drop.
effect of flow quantity on heat.transfer rale and pressuse drop; and the use of mechanical adaptations:
3. The following chart gives rule-of-thumb values lo: the
- . Pressure Trawler
Rate - Drop Flow
Turbuienl-double the llow = 4 x 1.75 I Viscous-double Ihe flow = 2 x 1 . 2 5 ~
VlSCOUS llow 1 . 4 x 2 > Turbulent llow No Advantage
viscous flow 4 r 2* Tutbuient flow
Cui 8 twist lins
Tubuiators
No Advantage ~ _ _ ...- - Cores
viscous flow 5. 2 . Tuibulent flow No Advantage __ __-.-
At1 tpoo
800
7 0 0
I I
6 0 0 7
i 1 aoo j
100
- .o0
-_ a00
- 1 0 0
- - 7 loo - .o - 80
- 7 0
- 6 0
- 8 0
10
- 8 0
- t o
=P - 0 - 7
e . a
10
TO
so
- 3
- 1
Att = Either terminal temperature diflerence AI, = Other terminal temperature difference
LMTO = Logarithmic. mean temperature difference
At2 At1
FIG. 5 Log mean temperalure difference (no1 lo be used when one Iermmai dinerence exceeds 3ü times (he other).
BROWN FI,NTUBE COMPANY
PO. Box 40082 Houston, T e x a s 7 7 2 4 0 - 0 0 8 2 * T e l e x 76-2528 12602 FM 528 * Hoiisioii, Texas 7 7 0 4 1 7 1 3 - 4 6 6 - 3 5 3 5 FAX 7 i 3 - 4 6 6 . 3 7 0 1
- Box 40082 Houstori T X 772.10 * (113) 466 3533 * F A X (713) 4 6 6 3701 Telex 762
GENERAL SPECIFICATIONS FOR
DOUBLE PIPE HEAT EXCHANGERS INTERNAL SPLIT P/NG DESIGN
TYPES 51,53,54,tio, 81,82,83, a 84
I. GENERAL 1-1 Scooe
1-1 O1 This specilication coveis the design and fabrication lor Hairpin Heat Exchangers classed as 'Manufacturers Standard For nozzle sizes. desiqn conditions and special
2 5 lesting 2 5 O1 All shell and tube asseniblies as well as
external connectors shall be tesled at 1 % times the design pressure using water con. taining a rust inhibitor The test pressure shall be held lor alime suftinent to allow visual "
requirements o1 job. see Brown Fintube speciíicalion sheet. lf.lhe Brown íinlube individual job specilication conllicts with general specification. the lormer will govern.
stamped (Secl. V l l l Div. I) 8 National Board registered.
inspection 01 all welds and mechanical joints. -Other special lesi procedures are available at extra cost.
1-1.02 All exchangers aie ASME code 3. MATERIALS 3- 1 Pressure Retaining Materials
3-í .O1 All pressure retaining partsconlorm Lo specilications given in Section II o1 the A.S.M.E. Code. All critical malerials are shown on the individual Brown Fintube specilication sheet.
3-2.01 Movable shell support brackets are weldable carbon steelpr malleable iron. Other non-pressure components are weldable
2. DESIGN 2-1 Vents. Drains.and Instrument Connections
2.1 .O1 Due to the compact design o1 these exchangers, these connections are not furnished as manulaclurers standard We recommend these connections be placed in the plant piping.
2-2.01 The illustration above o1 a typical exchanger depicts the type 01 weld joints used on standard sections.
3 -2 Non-Pressure Retaining Material
2-2 Welding carbon steel.
carbon sleel. 3-2.02 Bracket bolting is commercial quality
2 2 o2 Ai cxoori w e u.e o tig stiai c? cui 1' 2, lne sem -.?Ao'nalic qas (neta a<c v.e : '1u 4. PREPARATION FOR SHIPMENT - process (GMAW).
2-2.03 All stainless welding by GMAW or GTAW 2-2.04 All welding on copper alloy tube assemblies
2-2.05 All welding on pressure joints wilt be qerformed
shall be manually braze-welded wilh a socket type joint using a 45% silver brazing atloy.
by qualified A.S.M.E: Code Welders.
2-3.01 Radiography will be perlormed as required by the A.S.M.E. Code -Additional radiography can be supplied at extra cost.
2-4.01 Heat ireatinq shall be perlormed as re<juired by
2-3 Radiography
2-4 Post Weld Hea( Trealing (Stress Relieving)
4.1 Cleaning 4-1 O1 Ail Hairpin Heat Exchangers shail have loose
scale, siaq panicles. din. etc. removed 4-2 Painting
4-2 O1 All exposed portions o1 the Hairpin Heal Exchangers'shall be given an external coat o1 standard pipe varnish. -Sandblasling and primer painting is available at extra cosl.
4.3.01 All llange laces and other machined surfaccs shall be greased and suilably protected with wood, plastic. or metal covers lo preven: damage during shipment.
4 - 3 Proieciion lor Shipment
the A S M E' Code -Additional heat treating can bc perlormed at
Internal Split Ring Design -for critical space requirements
D' B' 4 ' t-c+ E-600# RFLJ
NOMINAL FINNED LENGTH
MOVABLE SUPPORTS I
T F (B.W.)
Example 51-lE00C-820
I , ,
DOCUMENTO Ho2
187
MIXING PLAlES
APV Crepaco Inc
