estudios sobre el comportamiento fluido-dinámico y térmico

TESIS DOCTORAL

ESTUDIOS SOBRE EL COMPORTAMIENTO FLUIDO-DINÁMICO Y TÉRMICO DEL HIELO LÍQUIDO EN PROCESOS DE

INTERCAMBIO DE CALOR

Autor D. Rubén Diz Montero

Director

Prof. Dr. José Fernández Seara

Área de Máquinas y Motores Térmicos

Vigo, 2015

Agradecimientos

Quiero agradecer al profesor José Fernández Seara, en primer lugar, el haber aceptado dirigir esta Tesis y haberme facilitado los conocimientos y medios para que sea una realidad, y en segundo, el haberlo hecho siempre con un trato amable, comprensivo y respetuoso.

Quiero agradecer a mi familia, a mis padres y hermanos, el haberme permitido llegar hasta aquí, poniendo a mi disposición todos los medios y el apoyo necesario. Agradecer además a la persona con la que ha estado a mi lado estos últimos años por su paciencia y comprensión. Gracias Rosi.

No puedo olvidarme tampoco de aquellas personas que me han acompañado en esta experiencia a lo largo de estos últimos años, de los que han estado desde el inicio y de los que se han ido incorporando, de los que comparten conmigo el día a día y de los que han tomado nuevos caminos.

Quiero expresar mis agradecimientos especialmente a Francisco Uhía Vizoso, J. Alberto Dopazo Sánchez, Carolina Piñeiro Pontevedra y Ángel Álvarez Pardiñas, por ser los compañeros con los que mas tiempo he compartido y de los que más he aprendido. A todos ellos agradecerle su ayuda y los conocimientos que me han aportado, pero sobre todo, por su amistad y compañerismo.

Por último, quiero hacer extensivos estos agradecimientos a otras muchas personas que a lo largo de estos años también han aportado su granito de arena y me han acompañado en el camino para que esta Tesis sea una realidad. Jaime, Yago, Alex, Alberto, Li, Diego, Marta, Xandre,…, a todos, gracias.

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Objetivo y resumen

El objetivo principal de esta tesis es el estudio experimental del comportamiento de diferentes tipos de intercambiadores de calor empleando hielo líquido como medio de enfriamiento. Los intercambiadores de calor estudiados han sido, por este orden; un fancoil, dos intercambiadores de placas y siete serpentines helicoidales. Para llevar a cabo este estudio, se ha construido un banco de ensayos que se ha ido adaptando a los requerimientos particulares de cada uno de los intercambiadores estudiados.

Los resultados experimentales obtenidos en cada caso se han comparado con la limitada bibliografía disponible en la literatura sobre el comportamiento del hielo líquido en los diferentes tipos de intercambiadores.

En cuanto a la composición de esta tesis, se ha estructurado en siete capítulos, tal y como se expone a continuación:

En el capítulo 1 se realiza una breve introducción a la situación actual en lo que se refiere al empleo de hielo líquido como medio de enfriamiento. En ella se recogen aspectos como las características físicas del hielo líquido, ventajas e inconvenientes, los campos de aplicación presentes y futuros o los sistemas de generación y almacenamiento.

En el capítulo 2 se describen las características generales del equipo experimental empleado, incluyendo la descripción del sistema de adquisición de datos, los equipos de medida empleados, así como el software desarrollado para su gestión. La descripción del equipo experimental se complementará en cada capítulo con las particularidades específicas de cada uno de los montajes experimentales realizados. Además, en este capítulo se describe la metodología experimental empleada, incluyendo los procedimientos de cálculo seguidos, tanto para caracterizar el hielo líquido, como para obtener los parámetros que definen su comportamiento, así como la metodología general seguida en los ensayos. En este capítulo también se describe el análisis de incertidumbres y se discute la validez de la metodología experimental desarrollada.

En el capítulo 3 se muestran los resultados obtenidos sobre el comportamiento de un fancoil comercial operando con hielo líquido, así como un modelo matemático desarrollado y validado para predecir su comportamiento. En el capítulo 4 se muestran los resultados correspondientes al estudio experimental de dos intercambiadores de placas con aletas tipo “offset strip-fins”, incluyendo una descripción detallada de la metodología basada en el método de Wilson empleada para su análisis. El capítulo 5 se centra en el análisis del comportamiento de serpentines helicoidales con hielo líquido. Debido a las limitaciones observadas para el análisis térmico con el equipo experimental empleado, este capítulo se ha focalizado en el comportamiento dinámico. Estas limitaciones son analizadas detalladamente en el capítulo, planteándose alternativas para su análisis de cara al futuro.

En el capítulo 6 se exponen los resultados experimentales obtenidos del estudio del comportamiento del sistema de generación de hielo líquido, con especial atención al efecto que la sustitución del refrigerante R22 por R417A tiene sobre el comportamiento de la instalación.

Finalmente, en el capítulo 7 se exponen las conclusiones generales extraídas del trabajo realizado y de sus resultados. También se plantean los trabajos de investigación que se pretenden desarrollar en el futuro dentro de la línea de investigación en la que se enmarca esta tesis doctoral.

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Índice LISTA DE FIGURAS .................................................................................................................... iii

LISTA DE TABLAS .................................................................................................................... vii

NOMENCLATURA ....................................................................................................................... ix

1 INTRODUCCIÓN ....................................................................................................................... 1 1.1. EL HIELO LÍQUIDO ............................................................................................................... 2

1.1.1. Definición ........................................................................................................................ 2 1.1.2. Propiedades físicas ......................................................................................................... 3 1.1.3. Sistemas de generación ................................................................................................. 6

1.1.3.1. Sistemas de superficie rascada .......................................................................... 6 1.1.3.2. Sistema con extracción por movimiento oscilante .............................................. 7 1.1.3.3. Generadores de lecho fluido ............................................................................... 8 1.1.3.4. Sistemas de sobrenfriamiento ............................................................................. 9 1.1.3.5. Sistemas de contacto directo .............................................................................. 9 1.1.3.6. Sistemas de vacío ............................................................................................. 10 1.1.3.7. Otros .................................................................................................................. 11

1.1.4. Acumulación y distribución ........................................................................................... 12 1.1.5. Aplicaciones .................................................................................................................. 14

1.1.5.1. Aplicaciones directas......................................................................................... 14 1.1.5.2. Aplicaciones indirectas ...................................................................................... 15

1.1.6. Transmisión de calor ..................................................................................................... 16 1.1.7. Comportamiento dinámico ............................................................................................ 17 1.1.8. Situación actual en España .......................................................................................... 17

1.2. INTERCAMBIADORES DE CALOR .................................................................................... 18 1.2.1. Intercambiadores de doble tubo ................................................................................... 18 1.2.2. Intercambiadores de carcasa y tubos ........................................................................... 18 1.2.3. Intercambiadores de placas .......................................................................................... 19 1.2.4. Fancoils ......................................................................................................................... 21 1.2.5. Serpentines helicoidales ............................................................................................... 21

1.3. CONCLUSIONES ................................................................................................................. 24 REFERENCIAS ........................................................................................................................... 25 2 EQUIPO Y PROCEDIMIENTO EXPERIMENTAL ................................................................... 33 2.1. EQUIPO EXPERIMENTAL ................................................................................................... 34

2.1.1. Sistema de generación y acumulación ..................................................................... 34 2.1.1.1. Sistema de generación ..................................................................................... 34 2.1.1.2. Sistemas de acumulación y distribución ........................................................... 36

2.1.2. Intercambiadores estudiados ................................................................................... 37 2.1.2.1. Fancoils ............................................................................................................. 37 2.1.2.2. Intercambiadores de placas .............................................................................. 39 2.1.2.3. Serpentines helicoidales ................................................................................... 41

2.1.3. Sistema de adquisición de datos .............................................................................. 43 2.2. PROCEDIMIENTO EXPERIMENTAL .................................................................................. 46

2.2.1. Preparación de la disolución de anticongelante ....................................................... 46 2.2.2. Generación del hielo líquido ..................................................................................... 46

2.3. ANALISIS EXPERIMENTAL ................................................................................................ 48 2.3.1. Determinación de la concentración del hielo líquido ................................................ 48 2.3.2. Propiedades físicas del hielo líquido ........................................................................ 50 2.3.3. Propiedades físicas de otros fluidos ......................................................................... 50 2.3.4. Parámetros de cálculo .............................................................................................. 50

2.4. SOFTWARE DE CÁLCULO DE PROPIEDADES ................................................................ 53 2.5. ANALISIS DE INCERTIDUMBRES ...................................................................................... 54 2.6. CONCLUSIONES ................................................................................................................. 56 REFERENCIAS ........................................................................................................................... 57

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3 ANÁLISIS EXPERIMENTAL Y TEÓRICO DEL COMPORTAMIENTO DE UN FANCOIL CON HIELO LÍQUIDO.......................................................................................................................... 59 3.1. DESCRIPCIÓN DEL MONTAJE Y METODOLOGÍA EXPERIMENTAL .............................. 60

3.1.1. Montaje experimental y sistema de adquisición de datos ............................................ 60 3.1.2. Procedimiento experimental ......................................................................................... 62

3.1.2.1. Ensayos con agua ............................................................................................. 62 3.1.2.2. Ensayos con hielo líquido ................................................................................. 62

3.2. ANALISIS TEÓRICO ............................................................................................................ 64 3.2.1. Modelo físico ................................................................................................................. 64 3.2.2. Modelo matemático ....................................................................................................... 64 3.2.3. Procedimiento de cálculo .............................................................................................. 68

3.3. ANÁLISIS EXPERIMENTAL ................................................................................................ 71 3.3.1. Caracterización del hielo líquido ................................................................................... 71 3.3.2. Obtención de las propiedades del aire ......................................................................... 71 3.3.3. Metodología de cálculo ................................................................................................. 71

3.4. RESULTADOS EXPERIMENTALES ................................................................................... 73 3.4.1. Ensayos con agua ........................................................................................................ 73

3.4.1.1. Ensayos de validación....................................................................................... 73 3.4.1.2. Comportamiento térmico ................................................................................... 75 3.4.1.3. Pérdidas de carga ............................................................................................. 76

3.4.2. Ensayos con hielo líquido ............................................................................................. 77 3.4.2.1. Comportamiento térmico ................................................................................... 77 3.4.2.2. Pérdidas de carga ............................................................................................. 80 3.4.2.3. Efecto formación escarcha ................................................................................ 83

3.5. VALIDACIÓN DEL MODELO ............................................................................................... 89 3.6. CONCLUSIONES ................................................................................................................. 91 REFERENCIAS ........................................................................................................................... 93 4 ANÁLISIS DEL COMPORTAMIENTO DE INTERCAMBIADORES DE PLACAS CON ALETAS OSFs ............................................................................................................................ 95 4.1. INTRODUCCIÓN ................................................................................................................. 96 4.2. DESCRIPCIÓN DEL MONTAJE Y METODOLOGÍA EXPERIMENTAL .............................. 99

4.2.1. Montaje experimental y sistema de adquisición de datos ............................................ 99 4.2.2. Procedimiento experimental ....................................................................................... 100

4.3. ANÁLISIS EXPERIMENTAL .............................................................................................. 103 4.3.1. Caracterización del hielo líquido ................................................................................. 103 4.3.2. Definición de la geometría de las aletas OSFs ........................................................... 103 4.3.3. Metodología de cálculo ............................................................................................... 104 4.3.4. Aplicación del método de Wilson para el cálculo de los coeficientes de convección. 104

4.4. RESULTADOS PROTOTIPO TB-HEL-Ti 5 ........................................................................ 108 4.4.1. Comportamiento con fluidos monofásicos .................................................................. 108

4.4.1.1. Transmisión de calor ....................................................................................... 108 4.4.1.2. Pérdidas de carga ........................................................................................... 114

4.4.2. Comportamiento con hielo líquido .............................................................................. 114 4.4.2.1. Transmisión de calor ....................................................................................... 114 4.4.2.2. Pérdidas de carga ........................................................................................... 120

4.5. RESULTADOS PROTOTIPO TiM ...................................................................................... 122 4.5.1. Comportamiento con fluidos monofásicos .................................................................. 122


4.5.2. Comportamiento con hielo líquido .............................................................................. 127 4.5.2.1. Transmisión de calor ....................................................................................... 127 4.5.2.2. Pérdidas de carga ........................................................................................... 132

4.6. COMPARATIVA INTERCAMBIADORES ........................................................................... 133 4.6.1. Comportamiento con fluidos monofásicos .................................................................. 133 4.6.2. Comportamiento con hielo líquido .............................................................................. 134


4.7. CONCLUSIONES ............................................................................................................... 138 REFERENCIAS ......................................................................................................................... 141

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5 ANÁLISIS DEL COMPORTAMIENTO DE SERPENTINES HELICOIDALES CON HIELO LÍQUIDO .................................................................................................................................... 143 5.1. INTRODUCCIÓN ............................................................................................................... 144 5.2. DESCRIPCIÓN DEL MONTAJE Y METODOLOGÍA EXPERIMENTAL ............................ 145

5.2.1. Montaje experimental y sistema de adquisición de datos .......................................... 145 5.2.2. Procedimiento experimental ....................................................................................... 146 5.2.3. Tratamiento de datos .................................................................................................. 147

5.3. RESULTADOS ................................................................................................................... 149 5.3.1. Transmisión de calor ................................................................................................... 149 5.3.2. Pérdidas de carga ....................................................................................................... 151

5.3.2.1. Análisis de comportamiento ............................................................................ 151 5.3.2.2. Análisis paramétrico ........................................................................................ 158 5.3.2.3. Obtención correlaciones ................................................................................. 161

5.4. REDISEÑO DEL BANCO DE ENSAYO ............................................................................. 164 5.5. CONCLUSIONES ............................................................................................................... 166 REFERENCIAS ......................................................................................................................... 167 6 ANÁLISIS DEL SISTEMA DE GENERACIÓN ...................................................................... 169 6.1. INTRODUCCIÓN ............................................................................................................... 170

6.1.1. Sistemas con rascador ........................................................................................... 170 6.1.2. Refrigerantes .......................................................................................................... 171

6.1.2.1. Evolución histórica .......................................................................................... 171 6.1.2.2. Propiedades .................................................................................................... 171

6.2. EQUIPO EXPERIMENTAL ................................................................................................. 173 6.3. PROCEDIMIENTO EXPERIMENTAL ................................................................................ 174

6.3.1. Procedimiento experimental ................................................................................... 174 6.3.2. Análisis experimental .............................................................................................. 174

6.4. RESULTADOS ................................................................................................................... 176 6.4.1. Análisis paramétrico ............................................................................................... 176 6.4.2. Cambio de refrigerante ........................................................................................... 181

6.4.3. CONCLUSIONES ............................................................................................................ 183 REFERENCIAS ......................................................................................................................... 184 7 CONCLUSIONES Y TRABAJOS FUTUROS ........................................................................ 185 7.1. CONCLUSIONES GENERALES ....................................................................................... 186 7.2. TRABAJOS FUTUROS ...................................................................................................... 192

7.2.1. Continuación con las líneas de trabajo abiertas ..................................................... 192 7.2.2. Estudio de nuevos tipos de intercambiadores ........................................................ 192

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Lista de figuras Figura 1.1. Fotografías del hielo líquido. ....................................................................................... 2 Figura 1.2. Curva de congelación del hielo líquido. ...................................................................... 4 Figura 1.3. Ejemplos típicos de generadores de superficie rascada. ........................................... 7 Figura 1.4. Esquema del sistema de generación propuesto por Yamada et al. (2002)................ 8 Figura 1.5. Esquema del sistema de generación de hielo líquido de lecho fluido. ....................... 8 Figura 1.6. Esquema del sistema de generación de hielo líquido de contacto directo basado en Wobst y Volmer (2001) [46]. ........................................................................................................ 10 Figura 1.7. Esquema de un sistema de generación de hielo líquido de vacío tomado de Kauffeld et al. (2005) [2]. ........................................................................................................................... 11 Figura 1.8. a) Almacenamiento homogéneo b) almacenamiento heterogéneo y extracción de hielo c) almacenamiento heterogéneo y extracción de líquido. .................................................. 12 Figura 1.9. Fotografías de la evolución del tamaño de los cristales de hielo tras 0, 3, 6, 12 y 24 horas de almacenamiento en un tanque agitado tomadas de Kumano et al. (2012) [63]. ......... 13 Figura 2.1. Imagen del tambor del generador de hielo líquido. .................................................. 34 Figura 2.2. Esquema de la instalación experimental. ................................................................. 36 Figura 2.3. a) Vista general del sistema de acumulación de hielo líquido. b) Detalle del interior del depósito con la hélice del sistema de agitación. ................................................................... 36 Figura 2.4. Fotografías del fancoil estudiado con y sin cubierta. ................................................ 37 Figura 2.5. Representación esquemática del conexionado entre los tubos del intercambiador. 38 Figura 2.6. Fotografía detallada de la batería del fancoil. ........................................................... 38 Figura 2.7. Dimensiones de las aletas de la batería. .................................................................. 38 Figura 2.8. Fotografías de los intercambiadores de placas estudiados. .................................... 39 Figura 2.9. a) Fotografía de las aletas y b) parámetros geométricos de las aletas OSFs.......... 40 Figura 2.10. Juego de serpentines para la evaluación del efecto del número de espiras. ......... 42 Figura 2.11. Juego de serpentines para la evaluación del efecto del diámetro de serpentín. ... 42 Figura 2.12. Juego de serpentines para la evaluación del efecto del diámetro del tubo. ........... 42 Figura 2.13. Pantalla principal de uno programas de adquisición de datos empleados............. 43 Figura 2.14. Fotografías del proceso de generación de hielo líquido. ........................................ 47 Figura 2.15. Curvas concentración de hielo frente a temperatura del hielo líquido para distintas concentraciones iniciales de anticongelante obtenidas teóricamente. ....................................... 48 Figura 2.16. Comparativa entre la curva de concentración de hielo frente a temperatura del hielo líquido y los valores de concentración obtenidos a partir de la medida de la densidad. ... 49 Figura 2.17. Pantallas del programa de cálculo de propiedades del hielo líquido. ..................... 53 Figura 3.1. Esquema de la instalación experimental empleada para el estudio del fancoil. ...... 60 Figura 3.2. Colocación de los sensores de temperatura y humedad del aire en las secciones de entrada y salida del aire del fancoil. ............................................................................................ 61 Figura 3.3. Vista general del montaje experimental. ................................................................... 61 Figura 3.4. Esquema del intercambiador estudiado.................................................................... 64 Figura 3.5. Diagrama de flujo del proceso de cálculo. ................................................................ 69 Figura 3.6. Pantalla principal del programa de simulación de baterías de flujo cruzado con hielo líquido. ......................................................................................................................................... 70 Figura 3.7. Distribuciones de velocidades obtenidas para las tres posiciones de funcionamiento del ventilador. .............................................................................................................................. 73 Figura 3.8. Comparativa de los balances de energía aplicados a los dos circuitos en los ensayos realizados con agua. ..................................................................................................... 74 Figura 3.9. Potencia intercambiada frente a la posición del selector de velocidad del ventilador para los dos saltos térmicos ensayados y en los ensayos realizados con agua. ....................... 75 Figura 3.10. Valores del coeficiente U·A frente a la posición del selector de velocidad del ventilador para los dos saltos térmicos ensayados y en los ensayos realizados con agua. ...... 76 Figura 3.11. Pérdidas de carga en el fancoil frente al caudal de agua. ...................................... 76 Figura 3.12. Comparativa entre la pérdidas de carga teóricas obtenidas considerando una longitud equivalente de 2,06 metros y la correlación propuesta propuesta por Blasius (1913) [16] y las pérdidas de carga experimentales. .............................................................................. 77 Figura 3.13. Potencia intercambiada frente a la concentración de hielo para diferentes temperaturas de entrada del aire. ............................................................................................... 78

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Figura 3.14. Potencia intercambiada frente a la concentración de hielo para ensayos con diferente humedad del aire a la entrada del fancoil. ................................................................... 78 Figura 3.15. Potencia intercambiada frente a la concentración de hielo para ensayos realizados con diferente velocidad de aire. .................................................................................................. 79 Figura 3.16. Potencia intercambiada frente a la concentración de hielo para ensayos realizados con diferente caudal de hielo líquido. .......................................................................................... 79 Figura 3.17. Contribución de la resistencia térmica debida a cada proceso de convección a la resistencia térmica total. .............................................................................................................. 80 Figura 3.18. Mapa de funcionamiento en condiciones estables. ................................................ 81 Figura 3.19. Pérdidas de carga experimentales frente al caudal de hielo líquido. ..................... 81 Figura 3.20. Pérdidas de carga experimentales frente a la concentración del hielo líquido. ..... 82 Figura 3.21. Valores experimentales del factor de fricción frente al número de Reynolds......... 82 Figura 3.22. Comparativa de los valores experimentales de pérdidas de carga con los predichos con la correlación 3.25 para régimen turbulento y la correlación 3.26 para laminar. 83 Figura 3.23. Fotografías tomadas cada 60 minutos durante el ensayo de larga duración realizado bombeando 800 kg/h de hielo líquido al 8% y a velocidad media del ventilador. ....... 84 Figura 3.24. Evolución de la potencia intercambiada a lo largo del ensayo de larga duración y las tres velocidades de giro del ventilador. ................................................................................. 85 Figura 3.25. Balances de potencias en los ensayos de evaluación del comportamiento en condiciones de formación de escarcha. ...................................................................................... 86 Figura 3.26. Aspecto final de la batería tras 8 horas de funcionamiento para a) velocidad del ventilador mínima, b) velocidad del ventilador media y c) velocidad del ventilador máxima. ..... 87 Figura 3.27. Evolución del coeficiente global de transmisión de calor a lo largo del ensayo de larga duración y las tres velocidades de giro del ventilador. ...................................................... 88 Figura 3.28. Evolución del coeficiente de convección en el lado del aire a lo largo de los ensayos de larga duración y las tres velocidades de giro del ventilador. ................................... 88 Figura 3.29. Comparativa de la potencia intercambiada obtenida con el modelo matemático con la obtenida experimentalmente. .................................................................................................. 89 Figura 3.30. Evolución de la temperatura del hielo líquido en el interior del fancoil en un ensayo de referencia................................................................................................................................ 90 Figura 4.1. Detalle OSFs (Joshi and Webb (1987)) [8]. .............................................................. 96 Figura 4.2. Orientaciones relativas entre la dirección del flujo y la superficie de las aletas con las configuraciones LPD y HPD. ................................................................................................. 96 Figura 4.3. Esquema de la instalación experimental. ................................................................. 99 Figura 4.4. Fotografía de la instalación experimental. .............................................................. 100 Figura 4.5. Superposición de la geometría real de las aletas y la empleada en los cálculos. . 103 Figura 4.6. Comparación de los flujos de calor calculados mediante los balances de energía aplicados a cada uno de los fluidos participantes en el intercambio. ....................................... 108 Figura 4.7. Valores de potencia térmica intercambiada frente al caudal de fluido frío para tres caudales distintos del fluido caliente y una diferencia entre las temperaturas de entrada de 5 ºC. ................................................................................................................................................... 109 Figura 4.8. Valores de potencia térmica intercambiada frente al caudal del fluido frío para un caudal de fluido caliente constante y variando el salto entre las temperaturas de entrada. .... 109 Figura 4.9. Coeficiente global de transmisión de calor frente al caudal de fluido frío para tres caudales distintos del fluido caliente y una diferencia entre las temperaturas de entrada de 5 ºC. ................................................................................................................................................... 110 Figura 4.10. Coeficiente global de transmisión de calor frente al caudal de fluido frío para diferentes saltos entre las temperaturas de entrada de los dos fluidos. ................................... 110 Figura 4.11. Gráfico de Wilson. ................................................................................................. 111 Figura 4.12. Comparativa de los valores del coeficiente global obtenidos experimentalmente y mediante la correlación experimental. ...................................................................................... 112 Figura 4.13. Comparativa de los valores del coeficiente global obtenidos de los datos experimentales facilitados por el fabricante y mediante la correlación experimental. .............. 113 Figura 4.14. Comparativa de los valores del Colburn j-factor obtenidas con la correlación 4.29 y los obtenidos mediante otras correlaciones disponibles en la bibliografía. .............................. 113 Figura 4.15. Valores de la caída de presión frente a la velocidad de circulación del fluido a través de los dos circuitos del intercambiador y las dos combinaciones de fluidos ensayadas. ................................................................................................................................................... 114

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Figura 4.16. Potencia intercambiada y coeficiente global de transmisión de calor frente a la concentración de hielo a la entrada del intercambiador para diferentes saltos térmicos entre las temperaturas de entrada de los dos fluidos. ............................................................................. 115 Figura 4.17. Potencia intercambiada y coeficiente global de transmisión de calor frente a la concentración de hielo para los distintos caudales de hielo líquido ensayados. ...................... 115 Figura 4.18. Valores de “superheating” frente a la concentración de hielo a la entrada del intercambiador para los distintos caudales de hielo líquido ensayados. .................................. 116 Figura 4.19. Valores del Colburn j-factor correspondientes a los ensayos con hielo líquido. .. 116 Figura 4.20. Comparativa de los valores experimentales del coeficiente global en todos los ensayos realizados con los calculados a partir de las correlaciones obtenidas. ...................... 117 Figura 4.21. Comparativa de los valores de potencia intercambiada con fluidos monofásicos y con hielo líquido con unos caudales de 600 kg/h y las mismas diferencias entre las temperaturas de entrada de los dos fluidos. ............................................................................. 118 Figura 4.22. Comparativa de los valores del coeficiente global de transmisión de calor con fluidos monofásicos y con hielo líquido con unos caudales de 600 kg/h y las mismas diferencias entre las temperaturas de entrada de los dos fluidos. .............................................................. 118 Figura 4.23. Comparativa de los valores de la media logarítmica de la diferencia de temperaturas con fluidos monofásicos y con hielo líquido con unos caudales de 600 kg/h y las mismas diferencias entre las temperaturas de entrada de los dos fluidos. .............................. 119 Figura 4.24. Comparativa de los valores de potencia térmica intercambiada y del coeficiente global de transferencia de calor en contracorriente y equicorriente para las mismas condiciones de funcionamiento. .................................................................................................................... 119 Figura 4.25. Mapa de zonas de funcionamiento dinámico del intercambiador en función del caudal de hielo líquido y de la concentración de hielo. ............................................................. 120 Figura 4.26. Pérdidas de carga experimentales frente a la concentración de hielo media. ..... 121 Figura 4.27. Comparativa entre los valores de la potencia intercambiada obtenidos mediante la aplicación de un balance de energía a cada circuito y para las tres combinaciones de fluidos ensayadas. ................................................................................................................................ 122 Figura 4.28. Valores de la potencia intercambiada frente al caudal de fluido frío para diferentes saltos entre las temperaturas de entrada de los dos fluidos y diferentes fluidos. .................... 123 Figura 4.29. Valores del coeficiente global de transmisión de calor frente al caudal de fluido frío para diferentes saltos entre las temperaturas de entrada de los dos fluidos y diferentes fluidos. ................................................................................................................................................... 123 Figura 4.30. Representación gráfica de la metodología para la determinación del exponente y multiplicador del número de Reynolds de la ecuación 4.14. ..................................................... 124 Figura 4.31. Comparativa de los valores del coeficiente global obtenidos experimentalmente y mediante la correlación 4.31. .................................................................................................... 125 Figura 4.32. Comparativa de los valores del coeficiente global obtenidos de los datos experimentales facilitados por el fabricante y mediante la correlación 4.31. ............................ 126 Figura 4.33. Comparativa de los valores del Colburn j-factor obtenidas con la correlación 4.31 y los obtenidos mediante otras correlaciones disponibles en la bibliografía para intercambiadores con configuración HPD. ............................................................................................................. 126 Figura 4.34. Pérdidas de carga experimentales obtenidas con fluidos monofásicos. .............. 127 Figura 4.35. Potencia intercambiada para distintos caudales de hielo líquido y distintos saltos térmicos entre las temperaturas de entrada frente a la concentración de hielo, para un caudal de fluido secundario constante.................................................................................................. 128 Figura 4.36. Valores del coeficiente global de transmisión de calor para distintos caudales de hielo líquido y distintos saltos térmicos entre las temperaturas de entrada frente a la concentración de hielo, para un caudal de fluido secundario constante. ................................. 128 Figura 4.37. Superheating obtenido para distintos caudales de hielo líquido y distintos saltos térmicos entre las temperaturas de entrada frente a la concentración de hielo, para un caudal de fluido secundario constante.................................................................................................. 129 Figura 4.38. Comparativa de los valores experimentales del Colburn j-factor y los obtenidos con las correlaciones 4.31 y 4.32..................................................................................................... 130 Figura 4.39. Comparativa de los valores del coeficiente global obtenido por la aplicación del método de la media logarítmica y mediante el empleo de las correlaciones experimentales. . 130 Figura 4.40. Comparativa de la potencia intercambiada con diferentes concentraciones de hielo líquido y fluidos monofásicos para la misma diferencia entre las temperaturas de entrada de los fluidos y los mismos caudales. .................................................................................................. 131

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Figura 4.41. Comparativa de los valores del coeficiente global de transmisión de calor obtenidos con diferentes concentraciones de hielo líquido y fluidos monofásicos para la misma diferencia entre las temperaturas de entrada de los fluidos y los mismos caudales. ............... 131 Figura 4.42. Valores obtenidos de la media logarítmica frente al salto térmico entre las temperaturas de entrada para distintas concentraciones de hielo. .......................................... 132 Figura 4.43. Perdidas de carga experimentales frente a la concentración de hielo para distintos caudales. ................................................................................................................................... 132 Figura 4.44. Comparativa de los valores del Colburn j-factor calculados con las correlaciones obtenidas para cada uno de los intercambiadores con fluidos monofásicos (eqs 4.29 y 4.31). ................................................................................................................................................... 133 Figura 4.45. Comparativa de los valores experimentales del coeficiente global obtenidos para los dos intercambiadores y los predichos con la ecuación 4.34. .............................................. 134 Figura 4.46. Comparativa de la potencia intercambiada con los dos intercambiadores frente al salto térmico entre las temperaturas de entrada en los dos circuitos con agua y con hielo líquido. ....................................................................................................................................... 135 Figura 4.47. Comparativa de la potencia intercambiada con los dos intercambiadores frente al salto térmico entre las temperaturas de entrada en los dos circuitos con agua y con hielo líquido. ....................................................................................................................................... 135 Figura 4.48. Comparativa de los valores del Colburn j-factor frente al número de Reynolds calculados con las correlaciones obtenidas para cada uno de los intercambiadores operando con hielo líquido......................................................................................................................... 136 Figura 4.49. Comparativa de las pérdidas de carga registradas con los dos intercambiadores con fluidos monofásicos y con hielo líquido medidas sin intercambio térmico. ........................ 137 Figura 4.50. Comparativa de las pérdidas de carga registradas con los dos intercambiadores con fluidos monofásicos y con hielo líquido medidas sin intercambio térmico. ........................ 137 Figura 5.1. Detalle de la colocación de uno de los serpentines en la tapa del depósito. ......... 145 Figura 5.2. Esquema del montaje experimental para el estudio de serpentines helicoidales. . 146 Figura 5.3. Comparativa de la potencia intercambiada obtenida por los dos métodos utilizados en los ensayos de validación. ................................................................................................... 149 Figura 5.4. Potencia intercambiada frente al caudal de hielo líquido para las distintas temperaturas de depósito ensayadas, y una concentración de hielo del 10%. ........................ 150 Figura 5.5. Evolución de la potencia intercambiada y el coeficiente global en un ensayo de enfriamiento desde 12 a 7 ºC, con un caudal de 720 kg/h y un porcentaje de hielo del 15%. . 150 Figura 5.6. Comparativa pérdidas de carga en cabezales para distintas concentraciones de hielo y diferentes caudales. ....................................................................................................... 151 Figura 5.7. Pérdidas de carga en el serpentín denominado modelo I frente al caudal de hielo líquido. ....................................................................................................................................... 152 Figura 5.8. Pérdidas de carga en el serpentín denominado modelo I frente a la concentración de hielo. ..................................................................................................................................... 153 Figura 5.9. Pérdidas de carga en el serpentín denominado modelo I frente al número de Reynolds. ................................................................................................................................... 154 Figura 5.10. Factor de fricción obtenido en el serpentín denominado modelo I frente al caudal de fluido para fluidos monofásicos y hielo líquido con distintas concentraciones. ................... 154 Figura 5.11. Factor de fricción frente al número de Reynolds en los ensayos realizados con el serpentín denominado modelo I. ............................................................................................... 155 Figura 5.12. Factor de fricción frente al número de Reynolds en los ensayos realizados con los serpentines denominados modelo II, modelo III y modelo IV. .................................................. 156 Figura 5.13. Factor de fricción frente al número de Reynolds en los ensayos realizados con los serpentines denominados modelo V, modelo VI y modelo VII. ................................................ 157 Figura 5.14. Factor de fricción frente al número de Reynolds en los ensayos realizados con los serpentines con distinto número de espiras y el mismo diámetro del tubo y diámetro de serpentín. ................................................................................................................................... 159 Figura 5.15. Factor de fricción frente al número de Reynolds en los ensayos realizados con los serpentines con distinto diámetro de serpentín y el mismo diámetro del tubo y número de espiras. ...................................................................................................................................... 159 Figura 5.16. Factor de fricción frente al número de Reynolds en los ensayos realizados con los serpentines con distinto diámetro de tubo y el mismo diámetro de serpentín y número de espiras. ...................................................................................................................................... 160 Figura 5.17. Factor de fricción frente al número de Reynolds en los ensayos realizados con hielo líquido y el serpentín III. .................................................................................................... 160

xvi

Figura 5.18. Factor de fricción frente al número de Reynolds en los ensayos realizados con hielo líquido y el serpentín V. .................................................................................................... 161 Figura 5.19. Comparativa valores experimentales del factor de fricción para fluidos monofásicos frente a los predichos con la ecuación 5.11. ............................................................................. 162 Figura 5.20. Comparativa valores experimentales del factor de fricción para los ensayos con hielo líquido frente a los predichos con la ecuación 5.11. ........................................................ 162 Figura 5.21. Comparativa valores experimentales del factor de fricción para fluidos monofásicos frente a los predichos con la ecuación 5.12. ............................................................................. 163 Figura 5.22. Fotografía del nuevo montaje para el estudio de coeficientes de convección en el interior de serpentines con hielo líquido. ................................................................................... 164 Figura 5.23. Esquema diseño del nuevo banco de ensayos para serpentines helicoidales. ... 165 Figura 6.1. Evolución de la temperatura de salida del generador durante los procesos de generación de hielo líquido con distintos caudales de disolución. ............................................ 176 Figura 6.2. Evolución del caudal de disolución frente al tiempo durante los procesos de generación de hielo con distintos caudales de disolución al inicio de los ensayos. ................. 177 Figura 6.3. Potencia frigorífica producida por el equipo de refrigeración frente a la concentración de hielo a la salida del generador para distintas temperaturas de condensación y diferentes grados de recalentamiento. ...................................................................................... 177 Figura 6.4. Evolución del coeficiente global de transmisión e calor durante los procesos de generación de hielo con distintos caudales de disolución anticongelante. ............................... 178 Figura 6.5. Potencia frigorífica producida por el equipo de refrigeración frente a la concentración de hielo a la salida del generador para distintas temperaturas de condensación y diferentes grados de recalentamiento. ...................................................................................... 179 Figura 6.6. Eficiencia del equipo de refrigeración frente a la concentración de hielo a la salida del generador para distintas temperaturas de condensación y diferentes grados de recalentamiento. ........................................................................................................................ 180 Figura 6.7. Coeficiente global de transmisión de calor frente a la concentración de hielo a la salida del generador para distintas temperaturas de condensación y diferentes grados de recalentamiento. ........................................................................................................................ 180 Figura 6.8. Comparativa de los ciclos de funcionamiento con ambos refrigerantes en condiciones de referencia ......................................................................................................... 181

xvii

Lista de tablas Tabla 1.1. Valores del multiplicador C y el exponente del número de Reynolds para el cálculo del número de Nusselt en la ecuación 1.8. ................................................................................. 20 Tabla 1.2. Valores de los coeficientes a y b para el cálculo del factor de fricción según la ecuación 1.12. ............................................................................................................................. 20 Tabla 2.1. Características del generador de hielo líquido empleado .......................................... 35 Tabla 2.2. Características del fancoil estudiado. ........................................................................ 39 Tabla 2.3. Características de los intercambiadores de placas estudiados. ................................ 41 Tabla 2.4. Características de los serpentines estudiados. ......................................................... 41 Tabla 2.5. Resumen de los elementos de medida empleados. .................................................. 45 Tabla 3.1. Tabla de condiciones de ensayo EUROVENT. ......................................................... 62 Tabla 3.2. Condiciones ensayadas. ............................................................................................ 63 Tabla 3.3. Comparación de los caudales obtenidos experimentalmente con los facilitados por el fabricante. .................................................................................................................................... 74 Tabla 4.1. Expresiones para el cálculo del diámetro hidráulico. ................................................. 97 Tabla 4.2. Combinaciones de fluidos ensayadas con el prototipo TiL ...................................... 100 Tabla 4.3. Combinaciones de fluidos ensayadas con el prototipo TiM ..................................... 101 Tabla 4.4. Combinaciones de fluidos monofásicos ensayadas con el prototipo TiM ............... 101 Tabla 4.5. Combinaciones de fluidos monofásicos ensayadas con el prototipo TiL ................ 101 Tabla 4.6. Combinaciones de fluidos ensayadas con el prototipo TiL-Monofásicos. ............... 102 Tabla 4.7. Combinaciones de fluidos ensayadas con el prototipo TiL-Hielo líquido. ................ 102 Tabla 4.8. Dimensiones de las aletas. ...................................................................................... 103 Tabla 4.9. Características de los intercambiadores empleados para validar la correlación experimental. ............................................................................................................................. 112 Tabla 4.10. Características de los intercambiadores empleados para validar la correlación experimental. ............................................................................................................................. 125 Tabla 5.1. Condiciones ensayadas en régimen estacionario y régimen transitorio. ................. 147 Tabla 5.2. Error en la estimación de las pérdidas de carga en los cabezales con la correlación obtenida. .................................................................................................................................... 151 Tabla 5.3. Correlaciones obtenidas para el cálculo del factor de fricción para cada uno de los serpentines en base a datos con fluidos monofásicos y coeficientes de ajuste correspondientes. ................................................................................................................................................... 158 Tabla 5.4. Características de los intercambiadores estudiados. .............................................. 165 Tabla 6.1. Clasificación de seguridad de los refrigerantes. ...................................................... 172 Tabla 6.2. Condiciones de ensayo del sistema de generación. ................................................ 174 Tabla 6.3. Variación de las condiciones de los parámetros de funcionamiento al variar la concentración de entrada desde el 0% al 20%. ........................................................................ 178 Tabla 6.4. Porcentaje de reducción en los parámetros principales del ciclo al sustituir el R22 por R417A. ....................................................................................................................................... 182

xix

Nomenclatura A área (m2) A a

altura aletas (m) A

a incertidumbre C constante C Cp calor específico a presión constante (J·kg-1·ºC-1) Cp d diámetro (m) d dh diámetro hidráulico (m) D E energía (J) EER eficiencia máquna frigorífica e espesor aletas (m) dh F factor de corrección de la media logarítmica EF

F función f

factor de fricción F

g

aceleración de la gravedad (m·s-2) ff G gasto másico (kg·m-2·s-1) GR grado de recalentamiento (ºC) H altura (m) h coeficiente de transmisión de calor (W·m-2·ºC-1) g HPH high pressure direction i entalpía (J·kg-1) IPF ice packing factor (m3·m-3) j Colburn j-factor k conductividad térmica (W·m-1·K-1) L longitud (m) ha l longitud aletas (m) LPD low pressure direction m masa (kg) hb ṁ flujo másico (kg·s-1) N número de espiras N número de muestras n exponente número de Reynolds hc OSFs offset strip fins p

paso entre aletas (m) n

P presión (Pa) p Pot potencia eléctrica (W) q flujo de calor (W) P R Resistencia térmica (K·W-1) qb r radio tubo (m) R s

separación entre aletas (m) S

S desviación típica t

grosor de las aletas (m) Sm T temperatura (ºC) t U coeficiente global de transmisión de calor (W·m-2·ºC-1) T u incertidumbre típica absoluta U V caudal volumétrico (m3·s-1) v velocidad (m·s-1) u

xxi

v variable y exponente número de Prandtl z

LETRAS GRIEGAS α difusividad térmica (m2·s-1) α β coeficiente de expensión térmica (K-1) δ espesor (m) φ concentración de hielo (kg·kg-1) γ concentración de anticongelante (kg·kg-1) η eficiencia βa λ calor latente (kJ·kg-1) βb µ

viscosidad (Pa·s-1) Δ

θ ángulo ρ densidad kg·m-3) Φβ ψ coeficiente de corrección para flujo bifásico (m·s-1) ∆ diferencia χ

SUBÍNDICES

A

fluido A A a aletas af air

aire B

aleat aleatorio c axi axial b bifásico c caliente C constante C1 cond conducción C2 conv convección C3 cri crítico e exterior e ent

entrada ent

ens ensuciamiento eq

equivalente eq

exp experimental f frío f fl fase líquida fr escarcha frig frigorífica g global h hielo hl hielo líquido i Interior i ini inicial inst instrumento k elemento genérico lam laminar max máximo med medio min mínimo ml

media logarítmica ml

p pared result resultado rot rotacional sal

salida sal

T temperatura T

xxii

t tubo t Tr transitorio turb turbulento v volumétrico y exponente número de Prandtl

NÚMEROS ADIMENSIONALES Dean 21

DddhvDe

⋅⋅

=µ

ρ

Fourier 2LtFo ⋅

=α

Nusselt kdhhNu ⋅

=

Prandtl kCpPr ⋅

=µ

Stanton vCp

hSt⋅⋅

=ρ

Reynolds µ

ρ dhvRe ⋅⋅=

Rayleigh ( )∞−⋅

⋅⋅⋅= TT

kgCpRa p

2

µρβ

xxiii

Capítulo 1

Introducción

El hielo líquido es una tecnología consistente en la utilización de suspensiones de microcristales de hielo en un fluido, la cual está experimentando un importante desarrollo por su elevado potencial dentro del campo de la refrigeración, debido a la necesidad de desarrollar sistemas cada vez más eficientes y respetuosos con el medio ambiente.

La principal ventaja que ofrece el hielo líquido frente a los fluidos utilizados tradicionalmente como refrigerantes secundarios, tales como salmueras, glicoles o agua refrigerada, es el aprovechamiento del calor latente de cambio de fase de los cristales de hielo. Esta característica tiene como consecuencia directa la posibilidad de reducir la cantidad de refrigerante secundario en hasta un 80% (Knodel et al. (2000)) [1] para la misma capacidad frigorífica, o bien incrementar la capacidad de refrigeración de una instalación existente sin necesidad de sobredimensionar conductos y sistema de bombeo.

Dentro de las aplicaciones del hielo líquido se pueden distinguir, por un lado, los sistemas de aplicación directa sobre el producto a enfriar, y por otro, los sistemas en los que es empleado como fluido secundario sustituyendo al agua refrigerada, salmueras o glicoles empleados habitualmente. En España, el primer y principal campo de aplicación del hielo líquido es la refrigeración de pescado mediante aplicación directa, si bien actualmente está teniendo un importante desarrollo en los campos de la refrigeración y climatización como fluido secundario. El empleo de hielo líquido en sistemas indirectos requiere de intercambiadores de calor, cuyo comportamiento con hielo líquido debe de ser caracterizado convenientemente para poder optimizar los procesos de intercambio térmico.

Este capítulo se ha estructurado en dos partes, de forma que en la primera se da una visión actual del estado de esta tecnología, y en la segunda se profundiza en la información disponible sobre el comportamiento de diferentes tipos de intercambiadores con hielo líquido.

Capítulo 1 Introducción

1.1. EL HIELO LÍQUIDO

1.1.1. Definición

El hielo líquido es una suspensión de microcristales de hielo en el seno de una disolución acuosa (Figura 1.1) [1] en la que se emplea como soluto una sustancia que actúa como anticongelante, lo que permite bajar la temperatura de congelación de la disolución por debajo de la del agua pura, si bien existe la posibilidad de generación de hielo líquido a partir de únicamente agua. De entre las sustancias empleadas como depresores del punto de congelación destacan los alcoholes, etanol y metanol, glicoles como el etilenglicol y el propilenglicol y sales, como el cloruro sódico o el cloruro cálcico, presentando cada uno de ellos ventajas e inconvenientes atendiendo a criterios como toxicidad, inflamabilidad, corrosividad, o la temperatura mínima de enfriamiento (Kauffeld et al. (2005)) [2].

Figura 1.1. Fotografías del hielo líquido.

Esta tecnología del hielo líquido fue inventada en Rusia hace más de 80 años, si bien su mayor desarrolló tuvo lugar en países como Alemania y Canadá, donde se comercializaron los primeros generadores de hielo líquido (Kauffeld et al. (2005)) [2].

Para comprender el comportamiento del hielo líquido es necesario tener en cuenta que los microcristales de hielo se pueden considerar compuestos únicamente de agua pura, con lo que cuanto mayor es el porcentaje de cristales de hielo mayor es el porcentaje de anticongelante en el fluido portador y menor es la temperatura de congelación. Este enriquecimiento en anticongelante de la fase líquida provoca que la temperatura de congelación de la fase líquida vaya disminuyendo según aumenta el porcentaje de hielo. Por este motivo, para una disolución con una concentración de anticongelante dada, no existe una temperatura de congelación constante sino que existe una curva de congelación en función de la concentración de hielo presente.

Para la formación de hielo líquido no es suficiente con bajar la temperatura de la disolución por debajo de su temperatura de congelación; sino que es necesario que se formen pequeños cristales de hielo en suspensión en lugar de grandes bloques de hielo. Para ello existen diferentes técnicas de producción como son los sistemas con rascador, sistemas de lecho fluido, sistemas de subenfriamiento, sistemas con eyector, sistemas de película descendente o sistemas de vacío, de los cuales los sistemas con rascador son los más desarrollados e implantados a nivel industrial.

El hielo líquido puede emplearse tanto en aplicación directa sobre el producto a enfriar o como fluido secundario en sistemas indirectos sustituyendo al agua refrigerada, salmueras y glicoles empleados habitualmente. En España el primer y principal campo de aplicación es la aplicación directa sobre pescado para su procesado y conservación, si bien actualmente está teniendo un importante desarrollo en los campos de la refrigeración y climatización como fluido secundario. Existen otras aplicaciones en las que el hielo líquido puede ser empleado y aún se está investigando, como son en el campo de la medicina como instrumento para inducir la hipotermia o tratamiento de golpes y hematomas, para la limpieza de intercambiadores de calor, especialmente en la industria alimentaria, en la que no es posible emplear productos químicos que contaminen los equipos, e incluso se han realizado investigaciones empleando

2


hielo líquido para la extinción de incendios obteniéndose resultados satisfactorios, tanto en el incremento de la velocidad de extinción como en la reducción del volumen de agua necesario.

La principal característica que hace del hielo líquido una tecnología interesante es su alta capacidad de enfriamiento basado en el aprovechamiento del calor latente de cambio de fase, permitiendo, por un lado, reducir la carga de fluido secundario con las ventajas que ello conlleva, como reducir el tamaño de conductos y bombas, y por otro, incrementar la potencia de enfriamiento para un mismo caudal. Knodel et al. (2001) [1] indican que el empleo de hielo líquido puede disminuir el caudal de fluido secundario en instalaciones existentes en hasta un 80% para la misma carga frigorífica o aumentar hasta en un 600% la capacidad frigorífica de la misma para un mismo caudal y potencia de bombeo, en comparación con los sistemas de agua fría. Además de esto hay que destacar que el hielo líquido puede ser bombeado y distribuido en concentraciones moderadas de hasta un 20-30% de un modo similar a los fluidos monofásicos empleados habitualmente como fluidos secundarios, de modo que el empleo de hielo líquido no supone un coste adicional sobre la instalación.

Otras ventajas que ofrece el hielo líquido para la aplicación directa es que debido a la forma redondeada de los cristales no daña el producto a enfriar y, además, tiene la capacidad de envolver totalmente el producto obteniéndose un 100% de superficie de contacto con lo que se consigue un enfriamiento más rápido y homogéneo del producto.

Por último, destacar que el hielo líquido puede ser almacenado en tanques de acumulación, lo que permite independizar la producción del consumo, de modo que por un lado, es posible aprovechar los periodos con tarifa eléctrica reducida para su producción y por otro, no es necesario maximizar el tamaño de la instalación para satisfacer picos puntuales de demanda. Este hecho cobra especial relevancia con la nueva tarifa eléctrica que se aplica en España desde 2014, en la cual se realiza la facturación en función del coste de la energía en el instante de su consumo. (Real Decreto 216/2014, de 28 de marzo) [3] por el que se establece la metodología de cálculo de los precios voluntarios para el pequeño consumidor de energía eléctrica y su régimen jurídico de contratación.

Como prueba del interés en esta tecnología en particular, y el aprovechamiento de sistemas de cambio de fase en general, destacar la realización en las últimas décadas de conferencias específicas amparadas por el IIR (International Institute of Refrigeration) bajo el título “Conference on Phase Change Materials and Slurries for Refrigeration and Air Conditioning” y que en el año 2016 celebrarán su undécima edición.

1.1.2. Propiedades físicas

La determinación de las propiedades termodinámicas del hielo líquido es de vital importancia para el estudio y modelado de su comportamiento. Si la concentración de la sustancia empleada como anticongelante no es muy elevada, es válido considerar el hielo líquido como una suspensión de cristales de hielo de agua pura en una disolución líquida, pudiéndose en la mayoría de los casos obtener las propiedades termodinámicas del hielo líquido como combinación de las propiedades de la disolución acuosa y del hielo en la proporción adecuada. Este hecho pone de manifiesto, por un lado, la importancia de determinar de modo preciso la cantidad de hielo presente en el hielo líquido y, por otro, la imperiosa necesidad de conocer las propiedades termodinámicas, tanto de la disolución acuosa, como del hielo puro.

Las propiedades físicas del hielo líquido dependen de las propiedades de la sustancia empleada como anticongelante, siendo las salmueras (NaCl, CaCl2), los glicoles (etilenglicol y propilenglicol) y alcoholes (etanol, propanol) las sustancias más habitualmente empleadas.

La concentración de hielo (φ ) se define como el cociente entre la masa de hielo ( hm ) y la masa total de hielo líquido ( hlm ) (ecuación 1.1), que a su vez se puede obtener como la suma de la masa de hielo y de la masa de disolución en estado líquido ( flm ), y es el parámetro más importante para caracterizar el hielo líquido, ya que de él dependen sus propiedades termodinámicas. Respecto a la concentración de hielo es necesario indicar que también es habitual expresar la cantidad de hielo presente en el hielo líquido en términos volumétricos (Ice packing factor).

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1.1) flh

h

hl

hmm

mmm

+==φ (1.1)

Una de las características fundamentales del hielo líquido producido a partir de una disolución de agua y anticongelante es que no existe una única temperatura de congelación, sino que existe una curva de congelación, tal y como se muestra en la Figura 1.2. La existencia de esta curva se debe a que cuando se comienzan a formar los primeros cristales de hielo, al disminuir la temperatura por debajo de la temperatura de congelación, disminuye la cantidad de agua en la fase líquida aumentando la concentración de anticongelante en dicha fase, por lo que es necesario un descenso en la temperatura del hielo líquido para poder seguir aumentando la concentración de hielo.

Figura 1.2. Curva de congelación del hielo líquido.

Una consecuencia fundamental de este comportamiento es que para una temperatura de hielo líquido determinada existe un límite en el porcentaje de cristales de hielo que se pueden formar, lo que resulta de especial interés a la hora de controlar el proceso.

Otra consecuencia de esta relación es que, en el caso de suponer que existe equilibrio térmico entre la disolución líquida y la cantidad de hielo, es decir, que la disolución líquida se encuentra en todo momento a la temperatura de cambio de fase es posible conocer el porcentaje de hielo mediante la ecuación 1.2, a partir de la temperatura del hielo líquido (T ) y la cantidad inicial de anticongelante ( iniγ ), siendo ( Tγ ) la concentración de anticongelante a dicha temperatura. .

1.2) T

ini1γγ

φ −= (1.2)

La hipótesis de que existe equilibrio no es del todo cierta, principalmente en los puntos cercanos a un proceso de intercambio, si bien autores como Bédécarrats et al. (2009) [4] indican que la introducción de elementos que favorezcan la mezcla del flujo permiten reducir el error en la aplicación de este método.

Existen diferentes métodos para la determinación de la concentración de hielo en el hielo líquido, si bien actualmente se sigue investigando en este campo con el objetivo de obtener métodos para la obtención en tiempo real de la concentración del mismo (Ayel et al. (2003) [5]). En Hansen y Kauffeld (2001) [6] se presenta una interesante clasificación de los diferentes métodos dependiendo del principio de medida.

Como ya se ha mencionado con anterioridad, las propiedades termodinámicas del hielo líquido se obtienen a partir de las propiedades del hielo puro y de la fase líquida, por lo que si se conoce alguna propiedad del hielo líquido y de sus componentes, se puede obtener la concentración de hielo según el modelo apropiado. En la práctica, la obtención de la concentración de hielo a partir de las mediciones de densidad y de temperatura del hielo líquido

Tª fusión

% Hielo

4


son las más empleadas, si bien, es posible su obtención a partir de la medición de otras propiedades del hielo líquido.

Otros métodos en los que se está trabajando en los últimos años para obtener la concentración de hielo es el análisis de la respuesta ante diferentes tipos de estímulos electromagnéticos (Hales et al. (2014)) [7] y (T’Jollyn et al. (2015)) [8], que tienen como principales características el ser relativamente económicos (en comparación con la obtención a partir de la densidad), tener un precisión elevada y no ser invasivas, por lo que pueden realizarse mediciones en línea.

Densidad

Asumiendo que el hielo líquido está compuesto por cristales de hielo de agua pura en suspensión en una disolución acuosa, la densidad del hielo líquido ( hlρ ) puede obtenerse a partir de las densidades del hielo puro y de la fase líquida ( hρ y flρ ) y del porcentaje de hielo mediante la ecuación 1.3.

1.3) ( )flh

hl 11

ρφ

ρφρ

−+

= (1.3)

Viscosidad

La expresión más utilizada para el cálculo de la viscosidad del hielo líquido ( hlµ ) es la ecuación 1.4 desarrollada por Thomas (1965) [9] para una suspensión de partículas sólidas, en la que ( flµ ) es la viscosidad de la fase líquida y ( vφ ) la concentración volumétrica de cristales. El desarrollo de Thomas fue obtenido considerando un fluido newtoniano y flujo homogéneo, y en él se tiene en cuenta, además de la concentración de partículas sólidas, la interacción entre ellas. El hecho de que el hielo líquido se comporte como fluido newtoniano solo para bajas concentraciones de hielo provoca que la viscosidad calculada para concentraciones superiores sea mayor que la real. No existe unanimidad entre los diferentes autores a la hora de fijar el valor de la concentración de hielo para la cual comienza la divergencia entre el comportamiento del hielo líquido y de un fluido newtoniano (Ayel et al. (2003)) [10].

1.4) ( )v6.162vvflhl e0027.005.105,21 φφφµµ ⋅⋅+⋅+⋅+⋅= (1.4)

En Kitanovsky y Poredos (2002) [11] se recoge una interesante recopilación de modelos aplicables para la obtención de la viscosidad de suspensiones de partículas.

Conductividad térmica

En la literatura científica se pueden encontrar diferentes modelos para la determinación de la conductividad térmica del hielo líquido ( hlk ). Uno de los modelos más extendidos para determinación de la conductividad térmica en suspensiones es la ecuación 1.5 propuesta por Jeffrey (1972) [12], que permite obtener la conductividad del hielo líquido a partir de la concentración volumétrica de hielo ( vφ ) y de las conductividades de la fase líquida ( flk ) y del hielo puro ( hk ).

5


1.5) ( )

∞≤≤−−

==++

⋅⋅

++=

⋅⋅+⋅⋅+⋅=

αααβα

ααββγ

γβφβφ

0;21;

kk

;32

216

34

1

331kk

fl

h

22vvflhl

(1.5)

Otra serie de autores en cambio, proponen el empleo de la ecuación de Tareef (1940) [13] dada por la expresión 1.6, en función de los mismos parámetros que en el caso anterior.

1.6) ( )( )

−++−−+

=hflvhfl

hflvhflhl kkkk

kk2kk2kφφ (1.6)

Entalpía y calor específico aparente

La entalpía de un hielo líquido ( hli ) se puede obtener según la ecuación 1.7 propuesta por Melinder y Granryd (2005) [14], a partir de las entalpías del hielo puro ( hi ) y de la entalpía de la fase acuosa ( fli ), las cuales se pueden obtener de diferentes fuentes existentes en la bibliografía.

1.7) flhhl i)1(ii ⋅−+⋅= φφ (1.7)

Debido a que por definición el calor específico es el calor necesario para elevar en un grado la temperatura de un gramo una sustancia, y teniendo en cuenta que cualquier cambio de temperatura en un hielo líquido lleva asociado un cambio de concentración del hielo líquido no es correcto hablar de calor específico de un hielo líquido. Por este motivo se emplea el calor específico aparente, definido como el cociente de la entalpía entre la variación de temperatura.

Para obtener las propiedades de las disoluciones en fase líquida, necesarias para determinar las propiedades del hielo líquido, existen en la bibliografía dos opciones fundamentales, como son, bases con recopilaciones de datos para distintas condiciones (ASHRAE (2013) [15] y Hewitt (2002) [16]), o ecuaciones numéricas para el cálculo de las mismas en función del tipo y concentración de anticongelante y la temperatura (Lugo et al . (2001) [17], Melinder (1997) [18], Melinder (2010) [19] y Melinder and Ignatowicz (2015) [20]) Del mismo modo se pueden encontrar en la bibliografía diferentes opciones para la estimación de las propiedades del hielo puro (Plank et al. (1988) [21] y Raznjevic (1976) [22]).

1.1.3. Sistemas de generación

Actualmente existen diferentes sistemas para la producción de hielo líquido en diferentes fases de desarrollo, existiendo sistemas totalmente implementados a nivel industrial y otros en fase de desarrollo o de estudio. En este apartado se recogen de forma resumida algunos de los diferentes sistemas de generación propuestos, indicando sus ventajas e inconvenientes así como su nivel de implantación. En Kauffeld et al. (2005) [2] se puede encontrar una recopilación más amplia de los sistemas de generación más habituales.

1.1.3.1. Sistemas de superficie rascada

En los sistemas de superficie rascada la formación de los cristales de hielo tienen lugar sobre una superficie a baja temperatura, existiendo diferentes opciones dependiendo del método empleado para separar los cristales de la superficie del generador. Este tipo de

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generadores son los más implementados a nivel industrial, tomándose en muchas ocasiones como referencia para evaluar el comportamiento de otro tipo de sistemas. En cuanto a los inconvenientes destaca la existencia de un consumo adicional debido al sistema de rascado, el cual es creciente con la concentración de hielo (Stamatiou et al. (2005)) [23], por lo que actualmente se continúan buscando técnicas para separación de los cristales de hielo que minimicen dicho consumo eléctrico.

Los generadores de superficie rascada se basan generalmente en un intercambiador de carcasa y tubo, de forma que el refrigerante circula por el espacio anular y la formación de los cristales de hielo tiene lugar sobre la pared del cilindro interior, en cuyo interior gira un elemento rascador (Figura 1.3). Si bien esta es la configuración más habitual, se pueden encontrar generadores de este tipo con otras geometrías como intercambiadores de placa de superficie rascada (Martínez et al. (2014)) [24] o de varilla orbital (Kauffeld et al. (2005)) [2]. En Singh y Kachhwaha (2013) [25] se presenta otro tipo de generador basado en el mismo principio, pero reemplazando el espacio anular por un serpentín enrollado exteriormente en el cuerpo del generador, utilizando un rascador rotativo con cuchillas en el interior del generador para la extracción de los cristales de hielo.

Figura 1.3. Ejemplos típicos de generadores de superficie rascada.

Diferentes trabajos como Matsumoto et al. (2010) [26] o Ben Lakhdar et al. (2005) [27] analizan el efecto de diferentes parámetros en el comportamiento de este tipo de generadores, analizándose el efecto de parámetros como el número de rascadores, la velocidad de giro, la rugosidad de la superficie, el salto térmico y la concentración de anticongelante.

Pese a ser el sistema de generación que un mayor nivel de implementación ha alcanzado, a día de hoy todavía se continúa investigando para caracterizar los procesos de transferencia de calor y de formación de los cristales de hielo en este tipo de generadores (Kolesnikov et al. (2015)) [28].

1.1.3.2. Sistema con extracción por movimiento oscilante

Un sistema alternativo de producción de hielo líquido mediante la formación de cristales de hielo sobre una superficie fría es el propuesto por Yamada et al. (2002) [29], en el cual la producción del hielo líquido tiene lugar por la introducción de un tubo lleno de fluido a baja temperatura en el interior de un recipiente lleno de disolución de anticongelante. De forma similar a los sistemas de superficie rascada los cristales de hielo líquido se forman sobre la

Refrigerante Refrigerante

Tambor

Cuchillas

Hielo líquido Refrigerante Refrigerante

Tornillo

Hielo líquido

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superficie exterior del tubo a baja temperatura, pero a diferencia de ese caso, la separación de los mismos tiene lugar debido al movimiento oscilatorio que describe el tubo frío (Figura 1.4).

La separación de la capa de hielo depende del equilibrio de la fuerza de adherencia y la resultante de las fuerzas que actúan sobre la capa de hielo. La separación se produce más fácilmente cuanto mayor es la aceleración del movimiento, mayor es el ángulo de rotación y mayor es la concentración de la disolución.

Figura 1.4. Esquema del sistema de generación propuesto por Yamada et al. (2002).

1.1.3.3. Generadores de lecho fluido

En este sistema unas partículas sólidas impactan sobre la superficie de las paredes evitando la formación de una película de hielo continua y favoreciendo la transmisión de calor (Figura 1.5). Las principales ventajas de este sistema son el ahorro energético obtenido al eliminar el sistema de rascado mecánico y los elevados coeficientes de transmisión de calor (Pronk et al. (2001)) [30], mientras que los tipos de fallos más habituales en este tipo de generadores son la formación de una capa continúa de hielo cuando las partículas sólidas son incapaces de retirar los cristales de hielo, a menudo por la incorrecta fluidización de las partículas sólidas.

Figura 1.5. Esquema del sistema de generación de hielo líquido de lecho fluido.

Medio de enfriamiento Hielo líquido

Sistema de enfriamiento

Refrigerante Refrigerante

Hielo líquido + Partículas sólidas

Separador

Depósito

Hielo líquido

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La generación de hielo líquido en un generador de este tipo sólo es posible cuando la

capacidad de extracción de las partículas sólidas compensa el ritmo de crecimiento de los cristales de hielo (Pronk et al. (2006)) [31]. En Meewisse e Infante Ferreira (2002) [32] se ensaya un generador de este tipo para determinar el rango de condiciones en los que se consigue un funcionamiento estable. En él se concluyó que la diferencia de temperaturas entre el hielo líquido y el refrigerante primario es el parámetro fundamental para poder controlar el proceso, indicándose que para bajas concentraciones de anticongelante la generación de hielo líquido solo es posible para pequeñas diferencias de temperatura. Como medidas para corregir parcialmente este problema se plantea la modificación del tipo de anticongelante y su acidez.

1.1.3.4. Sistemas de sobrenfriamiento

El método de producción de hielo líquido mediante sobrenfriamiento consiste en enfriar una corriente de agua o de una disolución acuosa ligeramente por debajo de su temperatura de congelación, para posteriormente aplicar una perturbación sobre el flujo para que tenga lugar la cristalización. La principal ventaja de este método es que es muy económico, ya que no necesita de aportes extra de energía (Bédécarrats, 2010) [33], si bien el control del proceso resulta complicado, incluyendo el riesgo de congelación del fluido en el interior del evaporador.

El principal reto de este sistema consiste en que la formación de hielo tenga lugar a la salida del subenfriador y no se transmita al interior del mismo. Entre las tecnologías para provocar la perturbación que dispare el proceso se destacan los medios de agitación mecánicos o dispositivos de ultrasonidos.

En Matsumoto et al. (2010) [34] se estudia la producción de hielo líquido a partir de una emulsión de agua y aceite en presencia de una corriente alterna que facilita la propagación de la disolución subenfriada.

En Wang et al. (2012) [35] se citan cómo métodos para prevenir la cristalización en el evaporador el uso de aditivos, interferencias externas y la mejora de las superficies. Inaba et al. (2005) [36] presentan una revisión con los aditivos empleados más comúnmente para evitar la aglomeración de los cristales de hielo. Otro factor que influye notablemente para que tenga lugar la cristalización es la rugosidad de los conductos (Faucheux et. al. (2006)) [37]. En este mismo estudio se concluye que el efecto de la concentración de anticongelante (variando la concentración de etanol desde el 5% hasta el 15%) es prácticamente despreciable. En Wang et al. (2012) [35] y Wang et al. (2014) [38] se analiza el efecto de un recubrimiento de fluorocarbono en el intercambiador de subenfriamiento para prevenir la cristalización. Efectos como la oxidación de las superficies también tienen influencia en la aparición de la cristalización (Okawa et al. (2002)) [39].

Teniendo en cuenta la dificultad de controlar el proceso de cristalización en Li et al. (2012) [40] se propone emplear un método alternativo consistente en evaporar el agua en un estado de super-enfriado en una atmósfera de baja humedad. En este trabajo se concluye que este sistema permite evitar problemas por taponamiento del hielo y un ahorro energético considerable.

Actualmente, se sigue investigando para intentar caracterizar lo mejor posible este tipo de sistema de generación, intentando obtener modelos que permitan optimizar su funcionamiento (Le Bail y Havet (2015)) [41].

1.1.3.5. Sistemas de contacto directo

Los sistemas de contacto directo para la producción de hielo líquido se basan en la inyección de un líquido a baja temperatura en el interior de un tanque de agua. Dentro de este sistema existen dos tipos fundamentales dependiendo de si se tratan de fluidos miscibles o fluidos inmiscibles.

En Kiatsiriroat et al. (2000) [42] se estudia la formación de hielo mediante la inyección de una corriente de refrigerante (R12, R22 y R134a) en un tanque lleno de agua. Wijeysundera et al. (2004) [43] estudian el comportamiento de un generador de hielo empleando Fluoroinert FC-84 como fluido de trabajo, y analizan el efecto de la posición de la entrada de fluido. En este trabajo se indica que para posicionar los inyectores se debe tener en cuenta que el hielo líquido

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se debe de poder separar fácilmente del agua y del líquido refrigerante, para lo que juega la densidad un papel importante. Además, los cristales de hielo no deben de retener refrigerante y el agua debe mantenerse fuera del circuito de enfriamiento para evitar su congelación y el consecuente taponamiento del circuito. En este trabajo se alcanzan concentraciones de hielo de hasta el 40%.

En Hawlader and Wahed (2009) [44] también se estudia la generación usando Fluoroinert FC-84, desarrollando un modelo analítico para predecir el crecimiento de los cristales de hielo. Se analizan parámetros como el diámetro del inyector y la temperatura de los fluidos. El crecimiento del hielo aumenta cuanto mayor es el diámetro del inyector, y disminuye al aumentar la temperatura inicial del líquido.

Thongwik et al. (2008) [45] estudian la producción de hielo por contacto directo entre CO2 a baja temperatura y agua, alcanzando eficiencias del intercambio térmico próximas al 100%. Añadiendo una cantidad de aceite al agua se consigue la formación de hielo líquido en lugar de una capa de hielo continua y se evita la obstrucción del inyector.

En la Figura 1.6 se muestra un esquema de uno de los sistemas de generación de contacto directo propuestos en la bibliografía.

Figura 1.6. Esquema del sistema de generación de hielo líquido de contacto directo basado en

Wobst y Volmer (2001) [46].

1.1.3.6. Sistemas de vacío

Los sistemas de generación de hielo líquido de vacío se basan en la inyección de agua en una cámara de vacío a presiones inferiores a las del punto triple del agua, de forma que se mantiene en estado gaseoso incluso por debajo de 0 ºC, de forma que retirando vapor de agua se produce un enfriamiento evaporativo, dando lugar a la formación de los cristales de hielo. Este sistema evita problemas asociados a la congelación incontrolada del agua, sin embargo necesita un aporte energético bastante importante.

Diferentes autores han analizado el comportamiento de este tipo de sistemas. (Kim et al. (2001) [47] y Shin et al. (2000) [48] demostraron que se pueden obtener cristales de hielo a partir de gotas de agua a temperatura ambiente si estás tienen un tamaño suficientemente pequeño, permanecen en la cámara el tiempo necesario y la diferencia entre la presión de la cámara y la del punto triple es suficientemente pequeña. En Shin et al. (2000) [48] se concluye además que la formación de hielo aumenta casi linealmente con el número de boquillas de

Entrada refrigerante

Salida refrigerante (gas)

Entrada agua

Salida hielo líquido

Separador

Deflector

Colector de hielo

Distribuidor de refrigerante

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inyección, si bien es necesario indicar que existe un límite debido a la interferencia entre las inyecciones de boquillas contiguas.

En Zhang et al. (2013) [49] se analiza el efecto de los distintos parámetros de funcionamiento en el IPF (ice packing factor), concluyéndose que éste depende fundamentalmente del tamaño y velocidad de las gotas de agua, de forma que cuanto menor es el tamaño de las gotas la congelación es más rápida y se obtiene un mayor IPF, mientras que cuanto mayor es la velocidad de la gota menor es el IPF.

En Li et al. (2009) [50] se presenta una alternativa basada en el mismo principio pero consistente en reducir la humedad del aire ambiente para conseguir la evaporación del agua con un menor consumo energético que los tradicionales sistemas de vacío.

Figura 1.7. Esquema de un sistema de generación de hielo líquido de vacío tomado de

Kauffeld et al. (2005) [2].

1.1.3.7. Otros

En Mouneer et al. (2010) [51] se propone un método de generación que comparte con los sistemas de lecho fluido y de superficie rascada el hecho de que la formación de hielo tenga lugar sobre una superficie de la que debe ser separado, difiriendo de los mismos en que la extracción de hielo se realiza mediante la inyección de chorros de agua a baja temperatura. En Kauffeld et al. (2005) [2] se plantea también que es posible realizar esta separación actuando sobre el caudal de hielo líquido y la capacidad del equipo de refrigeración, utilizando para ello un control automático en función de la caída de presión y la variación de temperatura que experimenta el hielo líquido en el generador (Barth M.(2000) [52]). En Zhang et al. (2008) [53] se plantea como otra posible alterativa el uso de burbujas de aire para favorecer la separación de los cristales de hielo de la superficie del generador.

Otro método propuesto recientemente consiste en subenfriar una disolución por debajo de la temperatura de congelación a presión atmosférica, realizando este enfriamiento a una presión superior a la atmosférica, y posteriormente realizar la expansión del fluido (Fumoto et al. (2013) [54] y Fumoto et al. (2015) [55]).

Como método alternativo a la generación de hielo líquido se propone también la producción de hielo líquido mediante la adicción de hielo triturado a una disolución acuosa. En Leiper et al. (2012) [56] se citan como ventajas la facilidad de acumulación, ya que el hielo sólido no necesita ser agitado como el hielo líquido para mantener los cristales en suspensión. También se indica que la necesidad de temperaturas de evaporación más bajas para la producción del

Presión atmosférica

Agua

Hielo líquido (presión atmosférica)

Vacío

Evaporador

Condensador

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hielo líquido a partir de una disolución de agua y anticongelante que las necesarias para producir hielo a partir de agua pura hace que los COPs de los equipos sean inferiores. En Leiper et al. (2012) [56] plantean como inconveniente la dificultad de adaptar la concentración de anticongelante en la fase acuosa y la cantidad de hielo triturado para alcanzar un equilibrio. En Leiper et al. [57] (2013) se compara este sistema con el sistema de generador con rascador.

1.1.4. Acumulación y distribución

El empleo de sistemas de acumulación evita tener que dimensionar los equipos de producción de frío para satisfacer los picos de demanda puntuales, permitiendo una reducción en el tamaño y capacidad de los equipos, y por tanto un ahorro en el coste de los mismos. Por otra parte, la posibilidad de independizar la producción de frío de la demanda va a permitir el aprovechamiento de periodos con un menor coste de la energía para la generación del hielo líquido, motivo por el cual las tarifas eléctricas y la diferencia entre las tarifas diurna y nocturna va a tener una influencia notable en el diseño de instalaciones de refrigeración y climatización con hielo líquido.

Existen diferentes formas de almacenamiento de hielo líquido. Wang and Goldstein (2004) [58] clasifican los sistemas de acumulación en tres grupos diferentes, tal y como se recoge en la Figura 1.8.

Figura 1.8. a) Almacenamiento homogéneo b) almacenamiento heterogéneo y extracción de

hielo c) almacenamiento heterogéneo y extracción de líquido.

En los sistemas con almacenamiento homogéneo los cristales de hielo son mantenidos en suspensión mediante un dispositivo de agitación, realizándose el bombeo del hielo líquido hasta el lugar deseado desde la parte inferior del tanque. En el caso de los sistemas con almacenamiento heterogéneo se produce la separación de los cristales de hielo y la fase líquida debido a las fuerzas de flotación, de modo que en la parte superior se acumula la parte sólida mientras que en el fondo permanece la parte líquida. Dentro de estos sistemas se distinguen aquellos en los que el consumo se realiza desde la parte inferior del tanque y en los que la extracción se realiza por la parte superior, presentándose en cada caso ventajas e inconvenientes que deben ser analizadas en detalle (Wang and Goldstein (2004)) [58]. En Illán (2008) [59] se recoge una clasificación un poco más amplia obtenida en función de la información recogida de diversas fuentes.

a) Almacenamiento homogéneo b) Almacenamiento heterogéneo con extracción de hielo

c) Almacenamiento heterogéneo con extracción de líquido

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Los depósitos de acumulación deben de estar convenientemente aislados para evitar la

transferencia de calor con el ambiente, y en el caso de sistemas de almacenamiento homogéneo, disponer de mecanismos que garanticen la homogeneidad del hielo líquido en el interior del tanque. En ausencia de éstos, y por efecto de las fuerzas de flotación, se produce la acumulación y posterior aglomeración de los cristales de hielo en la parte superior del depósito, si bien diferentes trabajos han demostrado que es posible revertir el proceso y retornar a una distribución homogénea del hielo líquido tras periodos de entre 12 y 15 horas con el sistema de agitación apagado. Como consecuencia de esto, en sistemas en los que existen periodos prolongados sin demanda de frío se debe tener en cuenta la posibilidad de desconectar los sistemas de agitación durante dichos periodos (Meili et al. (2001)) [60].

Según recoge Guilpart et al. 2005 [61] la potencia de agitación recomendada para mantener la homogeneidad del hielo líquido en el interior del tanque de acumulación oscila entre los 25 y 70 W por cada metro cúbico de capacidad del tanque. A día de hoy (Kauffeld et al. (2010)) [2], el diseño de sistemas que permitan reducir el consumo energético necesario para evitar la aglomeración de los cristales de hielo en el interior de los tanques de acumulación, especialmente en depósitos con almacenamiento heterogéneo, constituye una importante línea de investigación.

Por otra parte, varios han sido los autores que han estudiado el efecto del tiempo de acumulación, durante el cual se produce un cambio en el tamaño y la geometría de los cristales de hielo que va a influir en el comportamiento posterior del hielo líquido. En Pronk et al. (2005) [62] se describen tres mecanismos diferentes mediante los cuales se modifica el tamaño y geometría de los cristales de hielo durante el tiempo de acumulación, y se identifica que el principal efecto es el proceso de maduración de Ostwald, mediante el cual los cristales de mayor tamaño incrementan su volumen a costa de la reducción del de los más pequeños.

Además, se concluye que el crecimiento de los cristales depende del tipo y concentración de la sustancia empleada como anticongelante, y del nivel de agitación introducido en el depósito. En la Figura 1.9 se muestran fotografías de la evolución del tamaño de los cristales de hielo tras 0, 3, 6, 12 y 24 horas de almacenamiento en un tanque agitado tomadas de Kumano et al. (2012) [63].

Figura 1.9. Fotografías de la evolución del tamaño de los cristales de hielo tras 0, 3, 6, 12 y 24

horas de almacenamiento en un tanque agitado tomadas de Kumano et al. (2012) [63].

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En Inaba et al. (2005) [36] se indica que la adicción de diferentes tipos de aditivos puede

ayudar a evitar la aglomeración de los cristales de hielo, indicándose como sustancias con propiedades que evitan la aglomeración algunos tipos de proteínas y sustancias surfactantes.

Respecto al análisis del tamaño y forma de los cristales de hielo en Koffler et al. (2015) [64] se pone de manifiesto la importancia de realizar este análisis en tres dimensiones, porque plantean un nuevo método para la observación y medición de las partículas de hielo.

Con el objetivo de optimizar el comportamiento de estos depósitos se han desarrollado diferentes modelos numéricos para modelar el comportamiento de estos tanques (Kouskou et al. (2010) [65] y Flick et al. (2010)[66]).

En Abbassi et al. (2010) [67] se desarrolla un modelo para facilitar el diseño de instalaciones con hielo líquido, en el que se concluye que en muchos casos el uso de hielo líquido permite reducir los caudales necesarios y el consumo eléctrico frente a los sistemas con fluidos monofásicos, si bien en el propio trabajo se manifiesta la necesidad de incluir en el modelo el incremento de consumo del sistema de enfriamiento debido a la reducción de las temperaturas de trabajo.

Otros trabajos se centran en el estudio de otros elementos habituales en instalaciones. En Nørgaard et al. (2005) [68], Wang et al. (2013) [69], Mika (2012) [70], Mika (2013) [71] o Liu y Hao (2015) [72] se analiza el comportamiento de codos, expansiones, contracciones o tés. Para concentraciones de hielo altas y caudales bajos se aprecia un importante incremento en la caída de presión, llegando hasta valores 8 veces superiores a los obtenidos con fluidos monofásicos para las condiciones ensayadas. En Mika (2013) [73] se analiza el comportamiento de válvulas de control de flujo, concluyendo que el funcionamiento de este tipo de válvulas con hielo líquido reduce el rango de regulación, si bien puede ser solucionado con una modificación de la geometría del asiento.

En Nørgaard et al. (2005) [68] y Frei y Hubber (2005) [74] se analiza el comportamiento de diferentes tipos de bombas para la circulación del hielo líquido. En Frei y Huber [74] se estudia experimentalmente el comportamiento de tres tipos de bombas comerciales, bombas centrífugas de doble y simple etapa, de canal lateral y de tornillo. Los tres tipos de bombas funcionaron durante grandes periodos sin problemas. Las bombas centrífugas trabajaron sin problemas con concentraciones de hielo de hasta un 25%, por lo que resulta una opción interesante por su menor coste, si bien con la mejora del diseño de las mismas se podrían obtener mejoras en la eficiencia. Para concentraciones superiores se recomienda en cambio las bombas de canal lateral y tornillo. Si la concentración supera el 30% se recomiendan bombas de lóbulos o bombas de cavidades progresivas. Shire et. al [75] bombean con éxito caudales de hielo líquido con una bomba de lóbulos y una concentración de hasta el 60%.

1.1.5. Aplicaciones

Dentro del campo de aplicación del hielo líquido se distinguen dos grandes grupos que son la aplicación directa sobre el producto o la aplicación indirecta mediante intercambiadores de calor. De todas las aplicaciones propuestas hasta la fecha, algunas de ellas ya están totalmente implementadas, mientras que otras están en fase de estudio y desarrollo. Es necesario puntualizar que para cada aplicación es necesario que el hielo líquido tenga unas características específicas, empleándose anticongelantes y sistemas de generación apropiados para cada caso (Guilpart et al. (2006)) [76] .

1.1.5.1. Aplicaciones directas

Dentro de las aplicaciones directas, la aplicación más extendida es el almacenamiento de pescado, ya que permite conservar mejor y más tiempo diferentes especies que con otros sistemas habituales como el hielo en escamas, tal y como han demostrado diferentes trabajos publicados en los últimos 25 años (Piñeiro et al. (2004) [77], Losada et. (2007) [78], Rodríguez et al. (2004) [79], Múgica et al. (2008) [80], Campos et al. (2005) [81] y Rodríguez et al. (2005) [82]). Una de las ventajas particulares de este sistema es la posibilidad de almacenamiento en hielo líquido a bordo de los barcos pesqueros aprovechando la propia agua del mar para su producción (Melinder y Ignatowicz (2015)) [83]. Si bien se trata de una tecnología totalmente

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implantada, a día de hoy se continúan realizando esfuerzos para optimizar este tipo de sistemas (Davey (2015), [84]).

Otro campo con un importante potencial es el de la medicina, en el cual se está planteando el uso de hielo líquido como elemento de protección y enfriamiento para diferentes procesos, como son tratamientos ante paradas cardiacas, laparoscopias, operaciones de corazón y neurológicas o protección de órganos durante trasplantes (Kauffeld et al. (2010)) [85].

El hielo líquido también ofrece ventajas como medio de refrigeración en algunos procesos industriales. En Egolf y Sari (2010) [86], se indica que su uso para la obtención de una temperatura constante en la producción de elementos de plástico permite incrementar la calidad de los productos y reducir el número de piezas defectuosas.

Existen otras aplicaciones potenciales que se han planteado en los últimos años y que han sido recogidas por diferentes autores las cuales no han alcanzado un importante nivel de implantación, bien sea porque han sido descartadas o aún no han alcanzado un nivel desarrollo apropiado. Bellas y Tassou (2005) [87] o Davies (2005) [88] recogen los esfuerzos puestos en el estudio del hielo líquido como medio de extinción de incendios, indicando que el uso de hielo líquido permitiría reducir la cantidad de fluido necesaria para la extinción de incendios y la cantidad de vapor producida que puede afectar a la salud de los bomberos. En estos trabajos se da constancia de la existencia de alguna patente al respecto (Davies and Lowes (2002) [89]. Otra aplicación directa del hielo líquido es la limpieza de intercambiadores de calor, especialmente en aquellos casos en los que por sus características constructivas y de accesibilidad esta limpieza no es posible por otros métodos (Quarini (2002)) [90] y Quarini et al. (2009)) [91].

Por último, respecto a aplicaciones directas, indicar que en los últimos años se está trabajando en los efectos que sobre el control de la temperatura corporal tiene la ingestión de hielo líquido (Onitsuka et al. (2015))

1.1.5.2. Aplicaciones indirectas

Dentro de las aplicaciones indirectas una de las que mayor implantación ha alcanzado hasta la fecha es la climatización de edificios. Los sistemas de cambio de fase en general, y dentro de estos, los sistemas con hielo líquido en particular se están postulando como una solución interesante para la producción de aire acondicionado (Zhang y Ma (2012)) [92].

El principal inconveniente que tiene el uso de hielo líquido en aplicaciones de climatización es que la temperatura de producción del hielo líquido es muy inferior a la temperatura habitual en instalaciones que trabajan con agua a 7 ºC, lo que se traduce en un mayor consumo de energía (Kauffeld et al. (2005)) [2]. Además de esto, el descenso en la temperatura de entrada del fluido secundario provoca un aumento de la condensación sobre tubos y aletas, y en el caso de que la temperatura en la pared de tubos y aletas sea inferior a la temperatura de fusión del agua trae consigo la formación de escarcha. La formación de escarcha tiene un doble efecto negativo, ya que por un lado disminuye la sección de paso del aire disminuyendo el caudal de aire y por otro la existencia de escarcha supone una resistencia térmica adicional.

En cuanto a las ventajas de usar hielo líquido en este tipo de instalaciones destacar la posibilidad de reducir el caudal de aire para un mismo enfriamiento, con la correspondiente disminución en el tamaño de conductos y ventiladores, con lo que reducen los costes de la instalación. Otra ventaja que ofrece el empleo de hielo líquido es la capacidad de almacenar energía durante la noche para poder ser usada a lo largo del día para satisfacer los picos de demanda, lo que permite, por un lado, aprovechar la reducción de tarifas eléctricas en horas de menor consumo, y por otro, reducir el tamaño de la instalación respecto al necesario para satisfacer los picos de demanda puntuales.

En Rivet et al. (2009) [94] se recogen estimaciones del número de construcciones climatizadas con sistemas de hielo líquido en Japón y en Europa en un número en torno a 400 y 150, respectivamente. En Wang y Kusumoto (2001) [95] y Kauffeld et al. (2005) [2] se recogen diferentes ejemplos de edificios, tanto públicos como privados, en diferentes partes del mundo en los que se emplean exitosamente sistemas basados en el hielo líquido para la climatización de los mismos. En Yau y Lee (2010) [96] se analiza su aplicación al caso particular de un clima tropical. También se ha planteado como una opción interesante en

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instalaciones mineras en las que las necesidades de refrigeración existentes y las elevadas distancias entre la superficie y los lugares de trabajo puedan permitir un elevado ahorro en el sistema de bombeo (Kauffeld et al. (2005) [2] y Bellas y Tassou (2005) [87]).

Además de la climatización, en Kauffeld et al. (2005) [2] se recogen otras aplicaciones en las que el enfriamiento de aire mediante hielo líquido resulta una interesante opción, como por ejemplo la refrigeración de expositores en supermercados o la sustitución de instalaciones de expansión directa en aquellos casos que razones medioambientales o de otra índole así lo aconsejen. En Kauffeld et al. (2010) [85] se recoge también su uso en grandes cocinas para diferentes procesos de enfriamiento. Dentro de la industria alimentaria el hielo líquido también puede ser utilizado en procesos que requieran enfriamiento de productos, como alternativa a otros sistemas de enfriamiento en industrias como la cervecera (Kauffeld et al. (2010)) [85] o la industria del queso (Gladis, 1997) [97]. El uso para conservación de alimentos es extensible a medios de transporte como camiones y trenes con compartimentos refrigerados (Kauffeld et al. (2010)) [85]

.

1.1.6. Transmisión de calor

La mayor parte de esfuerzos realizados sobre el estudio del comportamiento del hielo líquido se basa en la obtención de correlaciones adimensionales que definan los procesos de intercambio térmico en función de parámetros adimensionales, como son los números de Reynolds, Prandtl y Graetz. Dichas correlaciones son generalmente obtenidas para geometrías concretas y con fluidos determinados, limitándose según el caso el rango de aplicación de las mismas a un rango de concentraciones de hielo o del número de Reynolds. En la literatura se pueden consultar varias referencias en las que se recogen recopilaciones de correlaciones junto con el rango de aplicación de las mismas.

En cuanto a la influencia de los diferentes parámetros de funcionamiento, la transmisión de calor mejora con el caudal de hielo líquido, mientras que existen discrepancias entre diferentes autores respecto al efecto de la concentración de hielo en el intercambio térmico. Tal y como se expone en [59] (2008), la idea mayoritaria era la de que la concentración de hielo líquido tiene un efecto negativo en la transmisión de calor si bien los estudios más recientes muestran que el comportamiento del hielo líquido está altamente influenciado por el tipo de régimen del flujo, de modo que factores como el caudal de hielo líquido afectan notablemente a la relación entre la concentración de hielo y la transmisión de calor.

Como ejemplo, en Grozdek et al. (2009) [98] y Kouskou et al. (2010) [99] se concluye que el efecto de la concentración de hielo en los coeficientes de transmisión de calor se hace más apreciable cuanto menor es el caudal de hielo líquido, permaneciendo prácticamente constante a mayores caudales de hielo líquido. En Kumano et al. (2010) [100] se analiza el efecto del IPF en el número de Nusselt obteniéndose que para régimen laminar el número de Nusselt crece con la cantidad de hielo, mientras que en régimen turbulento este aumento únicamente se aprecia para elevados valores del IPF. En 2013, Kumano et al. [101] publican un nuevo trabajo correspondiente a un régimen de transición en el que se concluye que para bajos valores del IPF se obtienen valores del coeficiente de transmisión de calor independientes del IPF y similares a los obtenidos en régimen turbulento, mientras que para elevados valores del IPF el comportamiento es similar al del régimen laminar, es decir, la transmisión de calor aumenta con la concentración de hielo.

En referencia a otros parámetros que caracterizan el intercambio térmico con hielo líquido, en Kumano et al. (2014) [102] se concluye que variaciones en la concentración de anticongelante (etanol) del 2% al 10% no tienen influencia en la transmisión de calor, y se propone expresar el número de Nusselt en función del número de Reynolds, del IPF y la relación entre el tamaño de los cristales y el tamaño del conducto. En Illán y Viedma (2009) [103] también se destaca la importancia de tener en cuenta la relación entre el tamaño de los cristales y el tamaño del conducto, planteándose ésta como una posible justificación de las discrepancias de comportamiento observadas por diferentes autores.

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1.1.7. Comportamiento dinámico

En la literatura se pueden encontrar diferentes recopilaciones como la realizada por Ashley et al. (2010) [104] en las que se resumen los resultados obtenidos por diferentes autores que tratan de caracterizar la caída de presión del hielo líquido en el interior de diferentes tipos de conductos. Para definir este comportamiento se han utilizado cuatro modelos diferentes tal y como se recoge en Kitanovsky et al. (2005) [105]. En Rached et al. (2007) [106] se presenta un completo análisis del efecto de la velocidad de circulación en el factor de fricción.

La mayoría de los trabajos publicados coinciden en definir el comportamiento del hielo líquido como fluido newtoniano para bajas concentraciones de hielo y un comportamiento como fluido no newtoniano para elevadas concentraciones de hielo, si bien no existe una unanimidad para describir el límite para el cambio de comportamiento. En Egolf y Kauffeld (2005) [107] se indica que para concentraciones inferiores al 15-20% el comportamiento del hielo líquido puede considerarse como Newtoniano.

Otra característica importante respecto a las pérdidas de carga con hielo líquido es que dependen del tiempo, debido a procesos de crecimiento y aglomeración de los cristales de hielo (Grozdek et al. (2009)) [108], existiendo un intervalo temporal en el que se produce una reducción en la pérdidas de carga, hasta llegar a instante a partir del cual se produce una estabilización de las medidas. Similares resultados también fueron obtenidos por Kumano et al. (2012) [63].

1.1.8. Situación actual en España

Sobre la situación actual en España se ha tenido conocimiento de varios grupos de investigación que han realizado en los últimos años trabajos relacionados con el hielo líquido.

Uno de los grupos más activos en los últimos años es el Grupo de Mecánica de Fluidos e Ingeniería Térmica de la Universidad Politécnica de Cartagena, de la que destaca la publicación 6 artículos en el International Journal of Refrigeration [24], [103], [109], [110], [111], y [112] y la Tesis Doctoral “Caracterización experimental del comportamiento termo-hidráulico del hielo líquido generado a partir de disoluciones de NaCl. Aplicación a cambiadores de calor” [59], además de la publicación de otros trabajos en diversos congresos.

Otro centro con una importante actividad investigadora sobre el hielo líquido es el Instituto de Investigaciones Marinas de Vigo dependiente del Consejo Superior de Investigaciones Científicas (CSIC) en colaboración con la Universidad de Santiago de Compostela, cuya investigación se centra fundamentalmente en su aplicación para la conservación de pescado.

Además, también se tiene constancia de trabajos realizados en el departamento de Tecnologías de Alimentos de la Universidad Pública de Navarra (Torres-de María et al. (2005)) [113] y en la Escuela Universitaria de Ingeniería Técnica Agrícola de la Universidad Politécnica de Madrid, en la cual se ha desarrollado una patente de un procedimiento para la obtención de hielo líquido (Amigo et al. (2007) [114])

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1.2. INTERCAMBIADORES DE CALOR

En este apartado se recoge una revisión bibliográfica de los principales tipos de intercambiadores centrada fundamentalmente en su nivel de implementación en sistemas con hielo líquido.

1.2.1. Intercambiadores de doble tubo

Los intercambiadores de calor de doble tubo son los dispositivos constructivamente más sencillos para la transferencia de calor entre dos fluidos, y se componen de dos tubos concéntricos de forma que uno de los fluidos circula por el tubo interior y otro por el espacio anular. Los tubos empleados son generalmente lisos, si bien con el objetivo de mejorar la transferencia de calor se pueden emplear diferentes corrugados y aletas. Además, con el objetivo de incrementar la superficie de intercambio suelen agruparse varios de estos intercambiadores dando lugar a “horquillas”.

En Bédécarrats et al (2009) [4] se analiza el comportamiento de dos intercambiadores de calor de doble tubo, uno de tubo liso y otro con una superficie mejorada, trabajando con hielo líquido. El hielo líquido, producido a partir de una disolución acuosa de etanol, es bombeado en concentraciones de hasta el 30% y velocidades entre 0,3 y 1,9 m/s a través del tubo interior, realizando el intercambio con una corriente de agua que circula por el tubo exterior.

En Illán y Viedma (2009) [103] también se comparó el comportamiento de tubos lisos y tubos corrugados. De los resultados de este trabajo cabe destacar que la pérdida de carga aumenta con ambos tubos al incrementar la cantidad de hielo, mientras que la transmisión de calor únicamente mejora para el caso de tubo recto. Dentro de la misma línea de investigación, en Illán y Viedma (2012) [110] se concluye que las condiciones de operación óptimas, desde el punto de vista del ahorro energético, van a ser diferentes dependiendo del tipo de tubo empleado.

En ocasiones, con el objetivo de reducir el tamaño de este tipo de intercambiadores, los tubos concéntricos son enrollados dando lugar a intercambiadores de doble tubo espirales o helicoidales. En Pronk et al. (2008) [115] se emplea un intercambiador helicoidal de doble tubo con hielo líquido producido a partir de una disolución de NaCl para estudiar la diferencia que se establece entre la temperatura de salida del hielo líquido y la temperatura de equilibrio correspondiente a la cantidad de hielo existente. En este caso se emplea un hielo líquido producido a partir de disoluciones acuosas de cloruro sódico con una concentración entre el 3,5% y el 11 % a través del tubo interior y una disolución al 20% en peso de etilenglicol es bombeada en contracorriente a través del tubo exterior.

En Shire et al. (2008) [75] se presenta un estudio sobre las pérdidas de carga en un intercambiador multitubular compuesto de tres tubos concéntricos cuando se hace circular hielo líquido en elevadas concentraciones a través del espacio anular intermedio. Una de las principales conclusiones obtenidas fue la relación exponencial que se establece entre la caída de presión y la concentración de hielo.

1.2.2. Intercambiadores de carcasa y tubos

Los intercambiadores de carcasa y tubos son los más empleados en la industria y están compuestos de haces de tubos instalados en el interior de una carcasa común. La necesidad de sistemas de agitación para mantener una distribución homogénea de los cristales de hielo prácticamente limita el uso de este tipo de intercambiadores con el hielo líquido a través de los tubos y el medio a enfriar en el lado de la carcasa.

Renaud-Boivin et al. publican en 2012 [116] un estudio sobre el comportamiento de un intercambiador de carcasa y tubos con hielo líquido por el interior de los tubos y agua en la carcasa. Este estudio se basa en los resultados experimentales obtenidos en un intercambiador compuesto por 7 circuitos con cuatro pasos cada uno de ellos, y empleando hielo líquido producido a partir de una disolución al 5,1% de etilenglicol. Para un caudal de hielo líquido de 600 kg/h y un caudal de agua de 300 kg/h a 20 ºC se obtuvo un incremento en las pérdidas de carga de 2,7 kPa a 6,28 kPa al incrementar la concentración de hielo desde el 0%

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hasta el 25%. En esas mismas condiciones el coeficiente global aumenta desde 633 W/m2·K hasta los 948 W/m2·K, es decir, alrededor de un 50%.

1.2.3. Intercambiadores de placas

Los intercambiadores de placas son usados en multitud de aplicaciones industriales debido a que presentan ventajas respecto a otros tipos de intercambiadores como son su alta eficiencia, menor volumen y un coste competitivo, siendo sus principales campos de aplicación el intercambio de calor con fluidos monofásicos o como condensadores y evaporadores en procesos de cambio de fase. Desde el punto de vista constructivo estos se pueden clasificar en intercambiadores soldados o unidos mediante juntas.

Debido al reducido tamaño de los canales para la circulación de los fluidos, el empleo de este tipo de intercambiadores con hielo líquido se planteó como un reto, sin embargo, diferentes trabajos han demostrado que pueden ser utilizados exitosamente (Bellas et al. (2002) [117] y Nørgaard et al. (2005) [67]) incluso con concentraciones de hielo que pueden alcanzar el 60% (Shire et al. (2009) [75].

Respecto al comportamiento de este tipo de intercambiadores con hielo líquido, Bellas et al. [117] presentaron un estudio experimental basado en los datos obtenidos haciendo circular hielo líquido obtenido a partir de una disolución al 5% de propilenglicol y agua a través de un intercambiador de placas con concentraciones de hielo hasta un 25% en peso, concluyendo que el incremento de la pérdida de carga al incrementar la concentración de hielo del 0% al 20% se sitúa en el 15%, mientras que el coeficiente global permanece casi invariable al incrementar la concentración de hielo. En este estudio se cifra en un 30% el incremento de potencia intercambiada respecto a la obtenida con agua fría.

Beat Frei publica en 2003 [118] resultados de sus ensayos con hielo líquido en un intercambiador de placas. Para una potencia de intercambio constante de 3000 W obtiene que el coeficiente global aumenta con el caudal de hielo líquido y disminuye con la concentración de hielo, al contrario de lo que ocurre con la media logarítmica. En este trabajo también presentan valores de “superheating” de la fase líquida, que aumenta cuanto menor es el caudal de hielo líquido y menor es la concentración de hielo.

Nørgaard et al.(2005) [67] estudió las pérdidas de carga y la transmisión de calor de hielo líquido producido a partir de una disolución de propilenglicol al 16% en volumen, obteniendo que ambos parámetros aumentan en función de la concentración de hielo. En este trabajo se pone de manifiesto también el hecho de que no existe equilibrio térmico entre la cantidad de hielo y la temperatura a la salida del intercambiador. Por último, se indica que para concentraciones superiores al 25% el caudal deja de ser estable.

En Kauffeld et al. (2005) [2] se presenta un estudio realizado con tres intercambiadores de calor de diferente geometría, empleando hielo líquido producido a partir de una disolución de etanol al 10% con concentraciones de hielo de 10%, 15% y 20%. La diferencia fundamental de este trabajo es que los valores de potencia, coeficiente global y pérdidas de carga son representados en función del número de Reynolds, obteniéndose que la geometría óptima es la de un intercambiador corto y delgado y con una concentración de hielo a la entrada entre un 20-30%.

El estudio más completo de entre los que se ha tenido acceso en referencia al comportamiento de intercambiadores de placas con hielo líquido es el publicado en el Handbook on Ice Slurries (Kauffeld et al. (2005)) [2], en el que además de caracterizar el comportamiento de tres modelos de intercambiadores de placas corrugadas se presentan correlaciones empíricas, tanto para la transmisión de calor, como para la caída de presión para cada uno de los modelos.

Las correlaciones propuestas para la transmisión de calor tienen la forma funcional dada por la ecuación 1.8, en donde los valores del multiplicador (C) y el exponente del número de Reynolds (n) para cada uno de los modelos se muestran en la Tabla 1.1.

1.8) ynCNu PrRe ⋅⋅= (1.8)

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Denominación Modelo A Modelo B Modelo C

C 0,28 0,31 0,73 n 0,57 0,61 0,42

Tabla 1.1. Valores del multiplicador C y el exponente del número de Reynolds para el cálculo del número de Nusselt en la ecuación 1.8.

Por su parte, el valor del exponente del número de Prandtl (y) en la ecuación 1.8 se obtiene en función del valor del número de Prandtl según la ecuación 1.9.

1.9) 3

30Pr4.6+

=ey (1.9)

Por último indicar en lo que se refiere a la transmisión de calor que en este trabajo se propone la ecuación 1.10 para la obtención del coeficiente de convección (h) a partir del número de Nusselt (Nu), la conductividad térmica (k) y el diámetro hidraúlico (dh) donde Ψb es un factor de corrección para flujo bifásico obtenido mediante la ecuación 1.11 en función del número de Reynolds y de la viscosidad del hielo líquido (μhl) y de la fase líquida (μfl).

1.10) hlhd

kNuh ψ⋅⋅

= (1.10)

1.11) ( ) 125,0

fl

6Re3,0

hlb

+

=

µµ

ψ (1.11)

En esta misma referencia se proponen también correlaciones para el cálculo de las pérdidas de carga. Las pérdidas de carga fueron correlacionadas en términos del factor de fricción (f), según la forma funcional dada por la expresión 1.12, donde los valores de los coeficientes a y b para cada uno de los modelos se recogen en la Tabla 1.2.

1.12) ( )

+

=5,1ReRe

baef (1.12)

Denominación Modelo A Modelo B Modelo C

a 17.6 16 17 b 181 221 110

Tabla 1.2. Valores de los coeficientes a y b para el cálculo del factor de fricción según la

ecuación 1.12.

Otra característica importante que se pone de manifiesto en este trabajo (Kauffeld et al. (2005)) [2] es el hecho de que para bajos valores del número de Reynolds y elevadas concentraciones de hielo el comportamiento se vuelve inestable debido a la obturación total o parcial de los canales del intercambiador. Estos problemas causados por la aglomeración o excesivo crecimiento de los cristales de hielo también fue observado por Shire et al. (2009) [75]

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en ensayos realizados para caracterizar las pérdidas de carga en un intercambiador de placas, si bien en este trabajo se alcanzaron concentraciones de hielo de hasta un 60%. Las principales conclusiones de este trabajo son la existencia de una relación de tipo exponencial entre la caída de presión y la concentración de hielo, mientras que la relación entre las pérdidas de carga y el caudal de hielo líquido es de tipo cuadrática.

Finalmente, resaltar que todos los artículos a los que se ha tenido acceso sobre el comportamiento de intercambiadores de placas con hielo líquido se centran en el estudio de intercambiadores de placas corrugadas, bien sea soldadas o con juntas, mientras que no se ha encontrado información alguna sobre intercambiadores con placas y aletas.

1.2.4. Fancoils

Los fancoils son unidades de tratamiento de aire cuya principal aplicación es la climatización de grandes instalaciones, especialmente en las que existen zonas individualizadas, tales como: hoteles, hospitales o locales comerciales, teniendo un uso mucho más limitado en instalaciones de refrigeración.

En Kalaiselvan et al. (2009) [119] se presenta un estudio numérico en el que se concluye que el empleo de hielo líquido en los intercambiadores de calor de tubos y aletas en sustitución de agua refrigerada es una prometedora opción. En este estudio además, se trata de optimizar el diseño de los intercambiadores atendiendo a parámetros como la geometría de los tubos (tubo de sección circular o tubos planos) o el tipo de aletas (aletas planas o “louvered fins”).

En Kauffeld et al. (2005) [2] se analiza el comportamiento de dos fancoils con concentraciones de hielo de hasta el 30% en el que no se considera el efecto de la humedad ya que se realiza una circulación de aire en circuito cerrado. Respecto a la transmisión de calor se concluye que el coeficiente de convección en el interior de los tubos aumenta al incrementar el número de Reynolds y la concentración de hielo. Empleando correlaciones para transmisión de calor en tubos rectos se obtienen desviaciones dentro de una banda de error de ±30% respecto a los datos experimentales. En este trabajo también se estudia el comportamiento fluido dinámico. Para este análisis se establece una longitud equivalente de las curvas de unión entre tubos para los diámetros de tubo utilizados e independientes de la concentración de hielo y mediante las cuales se consiguen predecir los valores experimentales de caída de presión dentro de una banda de error de ± 20%. Estos valores son 1,7 y 0,6 m para tubos de 12 mm y 3/8”, respectivamente. Por último destacar que en este trabajo se establece que a velocidades superiores a 0,5 m/s el flujo es totalmente estable, mientras que a velocidades inferiores se aprecian ligeras oscilaciones del flujo, si bien en ningún caso se llega a la obstrucción total de los tubos.

En Illán y Viedma (2009) [109] se analiza experimentalmente el comportamiento de un fancoil comercial utilizando hielo líquido producido a partir de una disolución de cloruro sódico al 9%. Una de las novedades de este trabajo es la comparación del comportamiento del fancoil con aplicación directa de hielo líquido, con la aplicación indirecta, es decir, la utilización como fluido refrigerante de únicamente la fase líquida del hielo líquido. En este trabajo se desaconseja el empleo de este tipo de intercambiadores con hielo líquido, recomendándose la aplicación indirecta, lo que permite aprovechar la capacidad de almacenamiento de energía del hielo líquido y evita los problemas asociados a tamaño de los cristales de hielo durante el bombeo y transporte.

En la bibliografía se pueden encontrar otro tipo de trabajos en los que se analiza el enfriamiento de aire mediante hielo líquido en baterías pero destinado a la conservación de alimentos en las islas de supermercados (Rivet (2001) [120] y Field et al. (2003) [121]).

1.2.5. Serpentines helicoidales

Los serpentines helicoidales son intercambiadores de calor utilizados en diversas aplicaciones en campos como el aire acondicionado, energía nuclear o la ingeniería química debido a la mejora en cuanto a compacidad o coeficientes de transmisión de calor frente a los intercambiadores de tubo recto. Dado su extendido uso se pueden encontrar en la literatura científica varios trabajos que estudian la transmisión de calor en el interior de tubos helicoidales

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como ponen de manifiesto las revisiones bibliográficas de Naphon y Wongwises (2006) [122] y Vashisth et al. (2008) [123], sin embargo la información referente al comportamiento de este tipo de intercambiadores con hielo líquido es bastante escasa. Es necesario también, poner de manifiesto la existencia de diferentes trabajos que comparan el comportamiento de serpentines con fluidos newtonianos y no newtonianos (Pawar y Sunnapwar (2013)) [124] y Pimenta y Campos (2013) [125]) y que podrían ser de interés para caracterizar el comportamiento del hielo líquido en altas concentraciones a través de serpentines helicoidales.

Centrados en el comportamiento con hielo líquido, Thongwik et al. (2008) [126] proponen el uso de serpentines helicoidales sumergidos en hielo líquido como solución para el aprovechamiento de la capacidad de acumulación térmica del hielo líquido y evitando los problemas de incremento de pérdidas de carga debidas al bombeo del mismo. En dicho trabajo se presenta un trabajo en el cual analizan el intercambio térmico a través de la superficie exterior de dos serpentines helicoidales rodeados de hielo líquido compuesto inicialmente por un 60% en peso de hielo y un 40% de agua. Los ensayos experimentales se inician con el tanque lleno con 15 kg de hielo líquido con la concentración inicial del 60% en peso y finalizan cuando ya todo el hielo está fundido y el agua del tanque alcanza los 10 ºC.

En este trabajo se concluye que los valores del coeficiente de convección exterior aumentan al disminuir la cantidad de hielo presente en el tanque, obteniéndose valores al inicio del proceso de fusión un 40% menores que al final del mismo, obteniéndose valores de este coeficiente tras la fusión completa de los cristales de hielo entre 400 y 700 W/m2·K. Los valores del coeficiente de convección aumentan cuanto mayor es el caudal de agua por el interior de los serpentines y menor es el diámetro del conducto. Además, Thongwik et al. (2008)[126] proponen correlaciones para modelar el proceso de convección natural en la superficie exterior de serpentines helicoidales, diferenciando diferentes zonas según la temperatura en el exterior del serpentín. Para temperaturas por encima de aproximadamente 4 ºC se indica que la correlación propuesta por Churchill y Chu (1975) [127] predice los datos experimentales con una precisión aceptable. Para temperaturas entre 4 ºC y 0 ºC Thongwik et al. (2008) [126] proponen la ecuación 1.14 para el cálculo del número de Nusselt (Nufl) en función de los números adimensionales de Rayleigh (Ra) y Prandtl (Pr), del diámetro exterior del serpentín (de) y (L) la longitud del serpentín, mientras que para temperaturas por debajo de 0 ºC se propone la ecuación 1.14 (Nuhl), donde (ø) es la concentración de hielo, (Ste) es el número de Stefan, (Fo) el número de Fourier, (de) el diámetro exterior del serpentín y (L) la longitud del serpentín.

1.13) ( ) ( ) 57074,0e

3765.30087905.05fl LdPrRa10x4412.3Nu −− ⋅= (1.13)

1.14) ( ) ( )( )3018,7e

6563,30034767,.0097084,022flhl LdFoSte1100942,1NuNu −−−×⋅= φ (1.14)

En lo que respecta al comportamiento del hielo líquido en el interior de serpentines, Haruki y Horibe (2013) [128] presentaron un trabajo realizado con tres serpentines helicoidales transparentes. En este trabajo se toman como variables de ensayo el IPF (ice packing factor), la velocidad del hielo líquido, el flujo de calor y el radio del serpentín.

Como conclusiones de este trabajo destacar que las pérdidas de carga están influenciadas por la combinación de las fuerzas de flotación y las fuerzas centrífugas, debidas al flujo secundario generado por efecto de la curvatura, mientras que la transmisión de calor depende del calor latente de los cristales de hielo. Para caracterizar el comportamiento de este tipo de intercambiadores, se presenta además una interesante recopilación de fotografías del interior de los serpentines tomadas, tanto desde el plano vertical como el horizontal, en la que se muestra el efecto del flujo secundario, el cual es más evidente cuanto menor es la relación entre el diámetro del serpentín y el diámetro del tubo.

En este trabajo (Haruki y Horibe (2013)) [128] se proponen además correlaciones para el coeficiente de transmisión de calor (Nu) y las pérdidas de carga (f), dadas por las expresiones 1.15 y 1.16, donde (D) es el diámetro del serpentín, (d) el radio del tubo, (De) el número de

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Dean, (ṁ) el flujo másico de hielo líquido , (λh) el calor latente de fusión del hielo, (IPF) el “ice packing factor”, (q) el flujo de calor y (A) la superficie de intercambio.

1.15) ( )024,0

h5,0147,0

AqIPFm1DeIPF1

dD1,8f

×××

++

×= −−

− λ (1.15)

1.16) ( ) 4,0036,0

h86,06,0045,0

PrAq

IPFm1DeIPF1dD072,0Nu

−−

×××

++

×=

λ (1.16)

Uno de los problemas que se pueden plantear en el uso de serpentines helicoidales para la producción de agua fría es la posibilidad de congelación del agua por las temperaturas de trabajo del hielo líquido por debajo de 0 ºC. Este hecho puede tener lugar tanto cuando el agua fría circula por el interior del serpentín, como cuando el fluido circulante es hielo líquido y el agua es la que está acumulada en el depósito. El sistema con circulación de agua tiene como principal inconveniente que es necesaria la circulación ininterrumpida de agua si se desea evitar la congelación, lo que descarta en la práctica el sistema con acumulación de hielo y circulación de agua. Este sistema si sería aplicable en el caso de emplear un fluido secundario con una temperatura de congelación menor que la del hielo líquido.

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1.3. CONCLUSIONES

La tendencia actual en los campos de la refrigeración y la climatización es la de buscar refrigerantes más seguros y menos contaminantes, teniendo en cuenta las restricciones por motivos medioambientales y de seguridad impuestas por diferentes organismos oficiales.

De entre las posibles alternativas, el hielo líquido se está postulando como una solución interesante para muy diversas aplicaciones, si bien, su comportamiento térmico y fluido dinámico no ha sido caracterizado suficientemente. Por este motivo, a día de hoy se continúa investigando activamente en aspectos como la generación, el transporte o nuevas potenciales aplicaciones.

En referencia al comportamiento de hielo líquido en intercambiadores de calor se ha constatado la existencia de trabajos destinados a caracterizar el comportamiento del hielo líquido en los tipos de intercambiadores de calor más habituales, si bien a día de hoy no se han obtenido resultados contrastados con la generalidad que la industria requiere, por lo que es necesario seguir trabajando con el objetivo último de optimizar este tipo de sistemas.

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31

Capítulo 2

Equipo y procedimiento experimental

En este capítulo se describe en primer lugar, el sistema de generación, acumulación y distribución diseñado y construido para el estudio del comportamiento de intercambiadores de calor con hielo líquido, y que es común para todos los procesos de intercambio estudiados. Los elementos principales son un generador de hielo líquido de tipo rascador y un acumulador dotado de un sistema de agitación para mantener el contenido lo más homogéneo posible. Las características de dichos sistemas y el análisis de su comportamiento han dado lugar a la publicación de un trabajo en las actas del V Congreso Ibérico y III Congreso Iberoamericano de Ciencias y Técnicas del Frío (CYTEF 2009) celebrado en Castellón (Diz et al., (2009) [1])

En segundo lugar, se describen los diferentes intercambiadores estudiados a lo largo de las diferentes etapas de esta tesis, indicándose las principales características de cada uno de ellos. Los montajes experimentales específicos para cada uno de los procesos de intercambio estudiados, diseñados teniendo en cuenta las singularidades de cada proceso, se muestran en el capítulo correspondiente al análisis de cada uno de los intercambiadores.

Por último, en referencia al equipo experimental se describen los componentes del sistema de adquisición de datos prestando especial atención al tipo y características de los sensores utilizados, y se introducen aspectos relacionados con el software desarrollado para su gestión.

La construcción del equipo experimental fue posible gracias a la financiación económica obtenida dentro del proyecto PGIDIT06DPI011E con título “Deseño e construción de un prototipo de sistema de refrixeración utilizando xeo líquido como fluído secundario para o estudo da súa utilización en diversos procesos de enfriamento” cofinanciado por la Xunta de Galicia y la empresa KINARCA S.A.u. El apoyo de la empresa incluyó el asesoramiento, tanto en aspectos técnicos, como a la hora de seleccionar los intercambiadores a estudio.

En la parte final de este capítulo se recoge el procedimiento general seguido durante la realización de los ensayos y el tratamiento realizado de los datos obtenidos. En primer lugar se describen los procesos de preparación de las disoluciones empleadas para la generación del hielo líquido, así como la caracterización de las mismas. Además, se describe el proceso de generación de hielo líquido y la determinación de la cantidad de hielo presente de la forma más precisa posible. A continuación, se recogen las ecuaciones empleadas para definir las propiedades del hielo líquido en función, principalmente, del anticongelante empleado y la cantidad de hielo presente, y finalmente, se presentan los procesos de cálculo de aquellos parámetros que, de forma general, mejor definen los procesos de intercambio térmico. Esta descripción del tratamiento de datos se completa en los siguientes capítulos con ecuaciones específicas aplicables a cada tipo de intercambiador. El análisis de resultados incluye un apartado referente a la obtención de las incertidumbres asociadas al procedimiento de cálculo.

En referencia a la obtención de las propiedades físicas se han implementado unas rutinas de cálculo con Visual Studio que pueden ser empleadas para simular diferentes procesos de intercambio, como el presentado en el libro de actas del 24th IIR International Congress of Refrigeration (ICR2015) celebrado en Yokohama (Japón) (2015) [2] referente al funcionamiento de fancoils con hielo líquido.

Capítulo 2 Equipo y procedimiento experimental

2.1. EQUIPO EXPERIMENTAL

2.1.1. Sistema de generación y acumulación

El equipo experimental utilizado se compone de una parte común para todos los montajes, que incluye el sistema de generación y acumulación, y los montajes particulares para cada uno de los intercambiadores estudiados.

2.1.1.1. Sistema de generación

El sistema de generación de hielo líquido fue facilitado por la empresa de KINARCA S.A.u., la cual tiene una amplia experiencia en la producción y manipulación de hielo líquido, especialmente dentro del sector de la congelación y conservación de pescado. El elemento fundamental de dicho sistema es un generador comercial de tipo rascador modelo T-100T de la marca FLO ICE, y que forma parte de un sistema de refrigeración que opera según un ciclo de compresión de vapor de simple etapa, siendo los componentes fundamentales, además del generador de hielo líquido, un compresor semihermético alternativo, un condensador helicoidal de doble tubo y una válvula termostática. El sistema frigorífico se completa con elementos auxiliares como un separador de aceite, un depósito de líquido, una válvula solenoide, un visor y una válvula reguladora de presión de aspiración.

El generador de hielo líquido se compone de un doble tubo vertical de modo que el refrigerante circula por el espacio anular, mientras que el fluido para la producción del hielo líquido circula a través del tubo interior, de forma que la formación de los cristales de hielo tiene lugar sobre la superficie del cilindro interior. A fin de evitar la formación de una capa continua de hielo sobre la cara interior del generador, éste dispone de un sistema de rascado que consiste en un tambor giratorio dotado de unas cuchillas de teflón que realizan la acción del raspado de la superficie interior, a fin de separar los cristales de hielo formados sobre las paredes del tubo para que sean arrastrados por el caudal de fluido secundario.

El tambor interior (Figura 2.1) tiene un diámetro de 155 mm y sobre él se disponen 8 varillas de 8 mm de diámetro homogéneamente repartidas y que sirven de soporte para las cuchillas de teflón. La velocidad de rotación del rascador fue medida en el laboratorio mediante un tacómetro digital obteniéndose un valor de 240 rpm. El rascador es accionado por un motor trifásico dotado de un sistema de seguridad que controla el consumo, de forma que, ante un eventual incremento de la energía eléctrica necesaria causado por la congelación de la disolución, detiene el equipo automáticamente.

Figura 2.1. Imagen del tambor del generador de hielo líquido.

34


La disposición de las cuchillas es diferente en la parte inferior y en la parte superior del

generador, existiendo mayor cantidad de cuchillas en la parte inferior por ser la zona del generador por donde entra el refrigerante. Otro detalle que se puede apreciar en la Figura 2.1 es que las cuchillas de los extremos del tambor son diferentes del resto.

El modelo de generador de hielo líquido empleado puede ser emplazado tanto vertical, como horizontalmente, y puede emplearse con expansión seca (en disposición vertical) o inundado (horizontal y vertical). En el caso de la instalación experimental utilizada, el generador de hielo está dispuesto en posición vertical, realizándose las entradas, tanto del refrigerante como de la disolución por la parte inferior. La superficie interior del cilindro de menor diámetro está recubierta con una película de tratamiento superficial especial STAR-FLUX TM, con el objetivo de favorecer la nucleación controlada de los cristales de hielo.

El equipo dispone de una sonda de temperatura a la salida del hielo líquido que gobierna el encendido y apagado del equipo en función de la temperatura de consigna establecida, lo que permite controlar la concentración de hielo a la salida del generador.

En la Tabla 2.1 se muestran las principales características del generador de hielo líquido.

Modelo FLO-ICE FREEZE TANK tipo T100T

Fabricante SOLMECS

Potencia frigorífica 5 kW

Material Acero inoxidable 316L

Caudal lado solución (recomen.) 0,55 - 1,1 m3/h

Pérdida de carga lado solución 40-60 kPa

Peso (incl. motor + rascador) 56 kg

Volumen lado refrigerante 1,7 l

Volumen lado solución 11,25 l

Tabla 2.1. Características del generador de hielo líquido empleado

El sistema de refrigeración fue diseñado para trabajar con R22 como refrigerante, que si bien ha sido el fluido refrigerante más utilizado en las últimas décadas en aplicaciones de refrigeración a media y baja temperatura y en equipos aire acondicionado, debido a sus excelentes propiedades termodinámicas y su alto nivel de seguridad, ha de ser sustituido debido a las restricciones medioambientales referidas a la protección de la capa de ozono (Bolaji y Huan (2013)) [3]. Por este motivo, durante el transcurso de esta tesis se ha procedido a la sustitución directa del refrigerante R22 por R417A, sin ninguna modificación adicional más que el cambio del filtro de refrigerante.

En lo que respecta a los demás componentes de la instalación, el compresor utilizado es un compresor semihermético de la marca BITZER modelo 2EL-3.2, el condensador es un intercambiador de doble tubo en espiral COAX-7250 y la válvula de expansión es una válvula de expansión termostática TEX2 068Z3209 con igualador externo de la marca DANFOSS. Además, la instalación dispone de un intercambiador de calor líquido-vapor y una válvula reguladora de la presión de aspiración para evitar la llegada de líquido al compresor. La instalación se completa con otros elementos auxiliares como son un separador de aceite, un depósito de líquido, una válvula antiretorno, una válvula solenoide, una llave manual, una toma de carga y un visor. En la Figura 2.2 se muestra un esquema de la instalación experimental.

35


Figura 2.2. Esquema de la instalación experimental.

Destacar que el equipo de generación empleaba a su llegada a laboratorio una batería de tubos y aletas para realizar la condensación del refrigerante, si bien ésta fue reemplazada por el intercambiador de doble tubo helicoidal con el objetivo de evitar corrientes de aire excesivas en el laboratorio, y principalmente, facilitar el ajuste y la estabilización de las condiciones de funcionamiento en los valores deseados.

2.1.1.2. Sistemas de acumulación y distribución

Para la acumulación del hielo líquido se diseñó y construyó una bancada (Figura 2.3 a) cuyo principal componente es un depósito de 500 litros de capacidad fabricado en PVC y dotado de un mecanismo de agitación para mantener el contenido homogéneo. El sistema de agitación consta de una hélice de tres palas que gira concéntrica al depósito a 240 rpm y que impulsa los cristales de hielo desde la parte superior hacia el fondo del mismo (Figura 2.3 b).

Figura 2.3. a) Vista general del sistema de acumulación de hielo líquido. b) Detalle del interior

del depósito con la hélice del sistema de agitación.

El tanque dispone de dos salidas situadas en la parte inferior y dos entradas en la parte superior del mismo. En la misma bancada que el tanque de acumulación se han instalado dos

CIRCUITO CONDENSACIÓN

CIRCUITO DE REFRIGERANTE

CIRCUITO HIELO LÍQUIDO

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bombas centrífugas conectadas a cada una de las salidas del depósito, de modo que una de ellas se encarga de la circulación entre el depósito y el generador y otra del bombeo del hielo líquido desde el depósito hasta el elemento ensayado.

Tanto el depósito como los demás circuitos de la instalación fueron recubiertos con un material aislante para evitar la transferencia de calor con el ambiente y condensaciones debidas a las bajas temperaturas de trabajo a las que opera el hielo líquido.

El diseño, construcción e instrumentalización del sistema de generación y acumulación de hielo líquido ha permitido dotar al laboratorio del grupo de investigación de un sistema de producción y acumulación térmica que ha sido utilizado para la realización de otros proyectos dentro del grupo de investigación (Fernández-Seara et al. (2011)) [4], (Diz et al. (2014)) [5] y Diz et al. (2014) [6].

2.1.2. Intercambiadores estudiados

En este apartado se describen las principales características de los intercambiadores estudiados en las distintas fases de esta tesis, mientras que los montajes específicos para el análisis de cada tipo de intercambiador se muestran en el capítulo específico que se dedica a cada uno de ellos.

2.1.2.1. Fancoils

El primer intercambiador que se ha estudiado ha sido un fancoil comercial modelo FL 200 2R de la marca TERMOVEN, y el cual se puede ver en la Figura 2.4.

Figura 2.4. Fotografías del fancoil estudiado con y sin cubierta.

El fancoil estudiado tiene una estructura fabricada en chapa de acero galvanizado en cuyo interior se encuentran una batería compuesta por tubos de cobre y aletas corrugadas de aluminio, y un ventilador centrífugo. La batería está formada por 16 tubos de cobre de 3/8” con un espesor de pared de 0,3 mm divididos en dos columnas de 8 tubos cada una. La distancia entre tubos es de 25 mm y la distancia entre columnas de 22,65 mm. El espesor de las aletas es de 0,1 mm. Los tubos se encuentran unidos formando dos circuitos independientes, coincidiendo con las columnas de la batería, tal y como se puede ver en el esquema de la Figura 2.5. El fancoil está equipado con un ventilador centrífugo de doble oído de plástico inyectado accionado por un motor eléctrico que permite trabajar con tres velocidades de giro diferentes. La batería está instalada formando un ángulo de 41º respecto a la vertical.

37


Figura 2.5. Representación esquemática del conexionado entre los tubos del intercambiador.

En la Figura 2.6 se muestra una fotografía en detalle de la batería en la que se aprecia el

corrugado de las aletas. La geometría de dicho corrugado se detalla en el esquema de la Figura 2.7.

Figura 2.6. Fotografía detallada de la batería del fancoil.

Figura 2.7. Dimensiones de las aletas de la batería.

Entrada 1 Entrada 2

Salida 1 Salida 2

CABEZAL - A CABEZAL - B COMPOSICIÓN A - B

1,25mm

5,65mm

δaleta=0,1mm

38


Las principales características del fancoil estudiado se resumen en la Tabla 2.2.

Modelo FL 200 2R

Fabricante Termoven Longitud del paquete aleteado 439 mm Ancho del paquete aleteado 200 mm Espesor del paquete aleteado 43 mm Nº de circuitos 2 Nº de filas 2 Distancia entre filas 22,65 mm Nº de tubos en altura 8 Distancia entre tubos 25 mm Material tubos Cobre Diámetro tubos 3/8 ” Espesor de pared de los tubos 0,3 mm Material aletas Aluminio Espesor aletas 0,1 mm Longitud corrugado 1,25 mm Ancho corrugado 5,65 mm Área de la sección de salida 500x140 mm2 Nº de aletas 200 Caudal nominal 1200 l/h

Tabla 2.2. Características del fancoil estudiado.

2.1.2.2. Intercambiadores de placas

En segundo lugar se han estudiado dos intercambiadores de placas con aletas tipo “Offset strip fins”, los cuales se muestran en las fotografías de la Figura 2.8.

Figura 2.8. Fotografías de los intercambiadores de placas estudiados.

39


Estos prototipos han sido fabricados ex profeso para este trabajo por un fabricante japonés

de intercambiadores manteniendo la misma geometría que sus modelos comerciales pero con un menor número de placas, a fin de permitir un rango de condiciones de ensayo lo más amplio posible teniendo en cuenta la limitación de potencia del equipo de refrigeración disponible en el laboratorio. La selección de este tipo de intercambiadores estuvo influenciada por el interés de la empresa KINARCA S.A.u. en conocer más detalladamente el comportamiento de este tipo de intercambiadores, los cuales ya están siendo usados con fluidos monofásicos en instalaciones a bordo de barcos debido a sus buenas propiedades anticorrosión, y que se están planteando utilizar en aplicaciones con hielo líquido.

Ambos intercambiadores están fabricados en titanio y están compuestos por placas lisas entre las cuales se sitúan las aletas. El número de canales para el prototipo de mayores dimensiones es de 5 mientras que en el de menores dimensiones es de 7, siendo la superficie de intercambio en el primero de los casos de 0,275 m2 y de 0,128 m2 en el segundo. Si bien ambos intercambiadores emplean el mismo tipo de aletas la colocación de estas es diferente, ya que en el caso del intercambiador de mayores dimensiones las aletas se sitúan paralelas a la dirección del flujo, mientras que en el caso del intercambiador de menores dimensiones éstas se sitúan perpendiculares al flujo.

En la Figura 2.9 a se muestra una fotografía de las aletas empleadas para la fabricación de los intercambiadores tomada de una muestra facilitada por el fabricante, mientras que en la Figura 2.9 b se muestran las dimensiones geométricas de las mismas.

Figura 2.9. a) Fotografía de las aletas y b) parámetros geométricos de las aletas OSFs.

Por último, en lo referente a los intercambiadores de placas se resumen en la Tabla 2.3 las principales características de los intercambiadores estudiados.

5,2 3,2

4,2

3

8,4

0,3

a)

b)

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Modelo TBHE-TiL-05-BH TBHE-TiM-07-BH

Material aletas Titanio Titanio Disposición de las aletas LPD HPD Tipo de unión Soldada Soldada

Nº canales fluido caliente 3 4

Nº canales fluido frío 2 3 Superficie de intercambio 0,275 m2 0,128 m2

Longitud placas 580 mm 310 mm

Separación entre entradas 515 mm 265 mm Ancho placas 151 mm 90 mm

Espesor placas 0,4 mm 0,4 mm

Peso 4,5 kg 1,9 kg Diámetro entradas 1 ¼ ” ¾ ”

Caudal nominal 1200 l/h 300 l/h

Tabla 2.3. Características de los intercambiadores de placas estudiados.

2.1.2.3. Serpentines helicoidales

El tercer tipo de intercambiador estudiado son los serpentines helicoidales. Se han construido un total de 7 serpentines con tubo liso de acero AISI 316L variando el diámetro del serpentín, el diámetro del tubo y el número de espiras. Los serpentines se han diseñado de forma que existan tres serpentines que únicamente se diferencian en el número de espiras (Figura 2.10), tres en el diámetro del serpentín (Figura 2.11) y otros tres en el diámetro de tubo (Figura 2.12). El paso de los serpentines fue en todos los casos de 30 mm, ya que diferentes trabajos han demostrado que este es el parámetro que menos influencia tiene en el comportamiento térmico e hidráulico. Los valores de los principales parámetros geométricos de los serpentines se resumen en la Tabla 2.4.

Denominación Nº de espiras Diám. serpentín (mm) Diám. tubo (mm) Paso (mm)

Serpentín 1 6 150 15/12 30 Serpentín 2 6 400 15/12 30 Serpentín 3 6 250 15/12 30

Serpentín 4 8 150 15/12 30

Serpentín 5 6 400 23/20 30 Serpentín 6 6 400 18/15 30

Serpentín 7 10 150 15/12 30

Tabla 2.4. Características de los serpentines estudiados.

Los serpentines fueron diseñados con una separación entre entradas de 200 mm y un diámetro exterior de tubo en la zona de conexión de 15 mm en todos los casos, a fin de poder ser instalados en un depósito de 150 litros de capacidad disponible en el laboratorio.

Este conjunto de serpentines fueron empleados previamente por Carolina Piñeiro Pontevedra para el estudio de los coeficientes de convección exterior en serpentines

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helicoidales, dentro de su tesis doctoral “Aportaciones al estudio del comportamiento térmico de serpentines helicoidales en el interior de depósitos” (Piñeiro-Pontevedra (2014)) [7].

Figura 2.10. Juego de serpentines para la evaluación del efecto del número de espiras.

Figura 2.11. Juego de serpentines para la evaluación del efecto del diámetro de serpentín.

Figura 2.12. Juego de serpentines para la evaluación del efecto del diámetro del tubo.

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2.1.3. Sistema de adquisición de datos

Los montajes experimentales construidos a lo largo de las distintas fases de esta tesis fueron debidamente instrumentalizados con los elementos de medida necesarios, a fin de poder recoger datos experimentales en base a los cuales llevar a cabo el estudio del comportamiento de los distintos procesos de intercambio.

Los valores registrados por la mayor parte de los sensores fueron recogidos en un ordenador mediante una tarjeta de adquisición de datos NI USB-6229 de 16 bits fabricada por National Instruments, realizándose la gestión del sistema de adquisición de datos mediante un programa elaborado con el software LabView, si bien en algunos casos concretos se emplearon sensores manuales principalmente como validación.

El programa de adquisición de datos ha permitido realizar barridos periódicos de medida en intervalos de entre 15 y 30 segundos, dependiendo de la cantidad de sensores instalados, mostrándose los valores obtenidos sobre un esquema de la instalación en la pantalla del PC, al mismo tiempo que son almacenados en un documento de MS Excel para su posterior procesado. En la Figura 2.13 se muestra la pantalla principal de uno de los programas desarrollados para gestionar la adquisición de datos en una de las fases de esta investigación.

Figura 2.13. Pantalla principal de uno programas de adquisición de datos empleados.

Teniendo en cuenta la complejidad de la instalación, junto a la existencia de diferentes montajes ha hecho necesaria la adaptación del sistema de adquisición de datos a las particularidades de cada uno de los procesos estudiados.

Las mediciones de temperatura se realizaron con sensores tipo Pt100 clase A instalados en el interior de vainas de acero de 3 mm de diámetro y 60 mm de longitud, a excepción de los sensores empleados para la medición de las temperatura de entrada y salida del aire en el fancoil, en cuyo caso se emplearon sensores Pt100 clase A sin vaina. Debido a la necesidad de registrar de modo simultáneo las medidas de hasta una treintena de sensores de temperatura se emplearon dos tarjetas multiplexoras con un total de 32 entradas.

Para la conversión de la señal registrada por los sensores Pt 100 a una señal 4-20 mA se han empleado dos transmisores de temperatura de RS con una precisión de ± 0,1%, instalados cada uno ellos en una de las multiplexoras. Para comprobar la exactitud de las medidas se han instalado en cada una de las multiplexoras unas resistencias de precisión correspondientes a unas temperaturas de 0 y 103,96 ºC, valores que se han ido verificando de modo continuo a lo largo de los ensayos.

43


Para realizar la medición del caudal y la densidad del líquido se han empleado dos

caudalímetros de efecto Coriolis Micro Motion F025s asociados a transmisores Micro Motion Transmitter 2700. Puntualmente se empleó un tercer caudalímetro Danfoss Mass 2100 DI-6 asociado a un convertidor Mass 6000. La precisión en la medida del caudal másico y la densidad para los primeros es de ± 0,1% del valor medido y ± 1 kg/m3, mientras que para el segundo la precisión es de ± 0,1% del valor medido para el caudal y ± 0,5 kg/m3 para la densidad.

El caudal del medio condensante en el sistema de generación de hielo líquido y el caudal del fluido secundario en el estudio de los intercambiadores de placas se ha medido mediante un caudalímetro electromagnético modelo MAG 3100 perteneciente a la serie Sitrans F M Magflo de Siemens dotado de un convertidor modelo MAG 5000, también de la serie Sitrans F M Magflo. El error global sensor-convertidor es de ± 0,5% del valor medido.

Para las medidas de presión se han empleado cuatro sensores de presión manométrica Danfoss MBS 5150, dos de los cuales se han instalado en la máquina de producción de hielo líquido a fin de conocer las presiones de trabajo de la misma, y otros dos en la bomba circuladora de hielo líquido para determinar su curva característica de funcionamiento. La precisión típica de estos sensores es de ± 1% del fondo de escala, siendo el error máximo de ± 3%, también del fondo de escala. El rango de funcionamiento de los dos sensores instalados en la bomba, así como el destinado a la medida de la presión de evaporación es de 0 a 6 bares, mientras que el de presión de condensación tiene un rango de 0 a 16 bares.

Además de los sensores de presión manométrica se ha instalado un sensor de presión diferencial Sitrans P serie DS III fabricado por Siemens para la medida de la caída de presión en los fancoils, en los intercambiadores de placas y en los serpentines, teniendo un error sobre el valor medido de ±0,075%. Dicho sensor permite medir saltos de presión en un rango de 0 a 600 mbar.

Para la medida de los parámetros eléctricos del compresor se ha empleado un analizador de redes Gossen Metrawatt de la serie A2000 con cuatro salidas analógicas, el cual adquiere tensiones, corrientes, frecuencia y desfases en el sistema trifásico y calcula los valores de las diferentes potencias y del factor de potencia. El error de medida es de ± 0,25% del valor nominal + 1 dígito para las medidas de tensión y corriente, ± 0,5% del valor nominal + 1 dígito para las potencias, y de ± 0,02 para el factor de potencia y la frecuencia. Para poder realizar la medida de los valores de corriente en las tres fases ha sido necesaria la instalación de tres transformadores externos de relación 25 A / 5 A cuya relación de transformación es tenida en cuenta por el analizador de redes a la hora de obtener las mediciones.

Los sensores de humedad empleados para la caracterización de los flujos de aire que entran y salen de los fancoils pertenecen a la serie HIH-4000 de Honeywell los cuales aseguran un error inferior a ± 2,5%. El rango de trabajo de estos sensores es de 0 a 100% de humedad relativa y de -40 a 85ºC de temperatura. Estos valores fueron contrastados con los obtenidos con un medidor manual modelo 625 de la marca Testo para un rango de medida entre el 5% y 95% de humedad relativa con una precisión de medida de ± 3%.

La medida de la velocidad de circulación del aire en las secciones de entrada y salida al fancoil se ha realizado con un anemómetro manual de paleta giratoria modelo Skywatch Xplorer 2 fabricado por Instruments Direct, el cual permite la determinación de la velocidad del aire en el rango de 0 a 60 m/s con una resolución de 0,1 m/s y un error de ± 3% del valor medido. Para validar los resultados obtenidos se ha utilizado además un anemómetro manual de hilo caliente de la marca Testo con un rango de medida entre 0 y 20 m/s y un error de medida de ± 5% + 1 dígito, el cual permite adicionalmente la lectura de la temperatura.

Por último, con el objetivo de caracterizar la instalación y la disolución utilizada para la generación de hielo líquido se emplearon un tacómetro óptico Lutron DT-2268 para la medida de forma manual de la velocidad de giro del rascador del generador de hielo líquido y del agitador del tanque de acumulación con una precisión de ± 5% + 1 dígito y un rango de medida de entre 0,5 y 100000 rpm, y un medidor de pH modelo HI 98107 fabricado por Hanna Instruments para controlar la acidez de la disolución y evitar efectos de corrosión en la instalación. La precisión de medidor de pH tiene una precisión de ± 0,1pH.

Los elementos de medida empleados a lo largo de las distintas fases de este trabajo se presentan de un modo resumido en la Tabla 2.5.

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Variable Tipo de sensor Rango de medida

Incertidumbre Calibrada

Temperaturas RTD Pt100 A Desin instruments SR-DZH 0-100 ºC ± 0,05 ºC

Presión Danfoss MBS-5150 0-2600 kPa ± 0,5%

Tensión

Gossen Metrawatt A2000

0-290 V* ± 0,25% VN+ 1 dígito

Intensidad 0 – 5 A* ± 0,25% VN+ 1 dígito

Potencia eléctrica ··· ± 0,5% VN+ 1 dígito

Factor de potencia ··· ± 0,02%

Presión diferencial Siemens SITRANS DS II 0 - 600 mbar. ± 0,075%

Humedad relativa Honeywell HIH-4000 0 – 100 % ± 2,5%

Testo 625 5 – 95 % ± 3%

Velocidad de aire Skywatch Xplorer 2 0 - 60 m/s ± 3%

Testo 0 -20 m/s ± 5% + 0.03 m/s

Caudal fluidos monofásicos

Caudalímetro electromagnético Siemens MAG3100/MAG5000 0-3500 m3/h ± 0,5%

Caudal de hielo líquido

Caudalímetro Coriolis Micro Motion F025/2700R

0-2720 kg/h ± 0,1%

Densidad de hielo líquido 0-5000 kg/m3 ± 1 kg/m3

Caudal de hielo líquido* Caudalímetro Danfoss Mass

2100 DI-6 / Convertidor Mass 6000

0-1000 kg/h ±0,1%

Densidad de hielo líquido* 0-2900 kg/m3 ± 0,5 kg/m3

Velocidad de giro Lutron DT-2268 0,5 – 100000 rpm ± 5% + 1 dígito

Acidez disolución Hanna instruments HI 98107 0,0 – 14,0 pH ± 0,1 pH *Sin transformadores externos

Tabla 2.5. Resumen de los elementos de medida empleados.

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2.2. PROCEDIMIENTO EXPERIMENTAL

2.2.1. Preparación de la disolución de anticongelante

La disolución de anticongelante para la generación del hielo líquido fue preparada en nuestro laboratorio a partir de un anticongelante líquido y agua. En la primera parte del trabajo se empleó una disolución de etilenglicol y agua con una concentración de anticongelante de un 10% en peso. La elección del etilenglicol como anticongelante se debió al interés de la empresa KINARCA S.A.u con la cual se mantuvo una colaboración intensa durante todo el desarrollo de esta investigación.

La cantidad total de disolución preparada e introducida en el tanque de acumulación fue de aproximadamente 400 litros. Teniendo en cuenta las propiedades corrosivas del etilenglicol (Kauffeld et al. (2005)) [7] fue necesario el empleo como aditivo de un inhibidor de la corrosión. El producto empleado fue MIRECOR – 210, comercializado por Laboratorios Miret S.A. El inhibidor de corrosión fue añadido de modo progresivo a la disolución hasta que la acidez de la misma, medida con un indicador de pH, se situó dentro del rango apropiado. El porcentaje de inhibidor, una vez completada la preparación de la disolución resultó ser inferior al 0.2%, por lo que su efecto en las propiedades físicas de la disolución no fue tenida en cuenta para los cálculos de sus propiedades.

Como comprobación, la concentración de anticongelante fue calculada a partir de las medidas de densidad realizadas por medio de los caudalímetros másicos existentes en la instalación, obteniéndose un resultado satisfactorio.

En el caso de los ensayos con serpentines helicoidales se sustituyó el etilenglicol por un anticongelante con base de propilenglicol, el cual incluía los aditivos necesarios para inhibir la corrosión. En este segundo caso la concentración de anticongelante fue también del 10% en peso y la cantidad de disolución de 400 litros.

2.2.2. Generación del hielo líquido

La generación de hielo líquido se realizó mediante la recirculación continua de la disolución de agua y anticongelante a través del generador de hielo, de forma que inicialmente se realizó un enfriamiento de la disolución hasta la temperatura de cambio de fase y a partir de la aparición de los primeros cristales de hielo se fue incrementando progresivamente la cantidad de hielo presente. La máxima concentración de hielo estuvo limitada por la capacidad de mantener el contenido del tanque de acumulación homogéneo, ya que para concentraciones de hielo superiores a un 25-30%, aproximadamente, se producía la disociación del hielo líquido en una parte líquida en el fondo del tanque y cristales de hielo en la parte superior, debido a las fuerzas de flotación. Esta característica puso de manifiesto la necesidad de mejora del sistema de acumulación en el caso de querer trabajar con concentraciones de hielo superiores, si bien para los objetivos de esta Tesis se consideró admisible la limitación en la concentración de hielo del 30%. Otra importante conclusión referente al sistema de generación es que las bombas circuladoras no mostraron en ningún momento problemas para mover concentraciones de hielo de hasta el 30%, si bien se pudo observar una progresiva reducción de caudal bombeado al incrementar la cantidad de hielo.

El funcionamiento del sistema de generación empleado consiste en la puesta en marcha, en primer lugar, de la bomba circuladora entre el tanque de acumulación y el generador de hielo líquido y del sistema de agitación del tanque, para, pasados unos segundos, activar el sistema de rascado del interior del generador y finalmente el equipo de refrigeración. La cantidad de hielo se controló mediante el encendido y apagado de forma automática del sistema de generación a partir de los valores de temperatura registrados por una sonda propia del equipo situada a la salida del generador.

De modo general, el hielo líquido fue generado especialmente para cada uno de los ensayos realizados a fin de evitar cambios en las propiedades del hielo líquido asociadas al tiempo de acumulación (Pronk et al. (2005)) [9]. Por este motivo, cada uno de los ensayos se inició con la disolución a una temperatura lo suficientemente alejada de la temperatura de congelación y tras haber esperado el tiempo necesario para garantizar la fusión completa de los cristales de hielo de los ensayos anteriores.

46


En la Figura 2.14 se muestra la evolución del proceso de formación de hielo durante las

primeras pruebas realizadas antes de la carga completa del tanque con la disolución. Estas fotografías permiten obtener una idea del cambio en las características del hielo líquido al incrementar la concentración.

Figura 2.14. Fotografías del proceso de generación de hielo líquido.

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2.3. ANALISIS EXPERIMENTAL

2.3.1. Determinación de la concentración del hielo líquido

En este trabajo se han empleado dos métodos diferentes para la determinación de la concentración de hielo, como son la obtención a partir de la medida de la densidad del hielo y a partir de la temperatura. Estos dos métodos tienen en común que están fundamentados en la hipótesis de que la composición de los cristales formados es agua pura, hipótesis que como ya se ha indicado con anterioridad está aceptada por la práctica totalidad de los autores.

El método de obtención a partir de la medición de la temperatura se basa en la hipótesis adicional de que existe un equilibrio térmico entre la temperatura del hielo líquido y la concentración de hielo, es decir, que la fase acuosa se encuentra en todo momento a la temperatura de congelación, de modo que ligeros aumentos de temperatura causan una reducción de la concentración de hielo y viceversa. De este modo, si se conoce la temperatura del hielo líquido se puede calcular la concentración de anticongelante en la disolución acuosa ( Tγ ), y si se compara está concentración con la concentración inicial ( iniγ ) se puede determinar la cantidad de hielo presente en la muestra (φ ), tal y como indica la ecuación 2.1.

2.1) T

ini1γγ

φ −= (2.1)

La determinación de la concentración del glicol en función de la temperatura ( Tγ ) se ha obtenido mediante la ecuación 2.2, deducida de los datos publicados en ASHRAE Fundamentals Handbook (ASHRAE (2013)) [10] para las temperaturas de congelación de disoluciones acuosas de etilenglicol. Teniendo en cuenta las ecuaciones 2.1 y 2.2 se puede obtener una relación entre la temperatura del hielo líquido y la cantidad de hielo para cada concentración de anticongelante, tal y como se muestra en la Figura 2.15.

2.2) 3155.0T281,3T1108,0T002,0 23T +⋅−⋅−⋅−=γ (2.2)

0%

5%

10%

15%

20%

25%

30%

-20 -15 -10 -5 0

Con

cent

raci

ón d

e hi

elo[

%]

Temperatura hielo líquido [ºC]

Etilenglicol 25% wtEtilenglicol 20% wtEtilenglicol 15% wtEtilenglicol 10% wtEtilenglicol 5% wt

Figura 2.15. Curvas concentración de hielo frente a temperatura del hielo líquido para distintas

concentraciones iniciales de anticongelante obtenidas teóricamente.

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El segundo de los métodos empleados se basa en la medición de la densidad del hielo

líquido. El método de cálculo de la concentración de hielo a partir de la medida de la densidad está basado en que la densidad del hielo líquido (ρhl) se puede obtener, según la ecuación 2.3, a partir de las densidades de las dos fases que lo componen (ρh y ρfl) y en función de la concentración de cada una de ellas, de modo que si la densidad del hielo líquido es conocida se puede despejar el valor de la concentración de hielo (ecuación 2.4).

2.3) ( )flh

hl 11

ρφ

ρφ

ρ−

+= (2.3)

2.4) ( )( )hflhl

hlflhρρρρρρ

φ−−

= (2.4)

La densidad del hielo puro se ha obtenido mediante la ecuación 2.5 propuesta por Melinder (1997) [11] y obtenida a partir de los datos publicados por Plank et al. (1988) [12] y Raznjevic (1976) [13], mientras que para la determinación de la densidad de la fase acuosa, se ha empleado el método propuesto por Lugo et al. (2001) [14].

2.5) T13,0917h ⋅−=ρ (2.5)

Este segundo método es más complejo que el primero, pero tiene una mayor precisión debido a que en algunos casos la hipótesis de que existe equilibrio entre las dos fases del hielo líquido no es cierta. Como comparativa de los dos métodos se superponen en la Figura 2.16 los valores de concentración de hielo obtenidos mediante la ecuación 2.1 y los valores obtenidos a partir de la medida de la densidad en la aspiración de una de las bombas circuladoras.

Figura 2.16. Comparativa entre la curva de concentración de hielo frente a temperatura del hielo líquido y los valores de concentración obtenidos a partir de la medida de la densidad.

En este caso se puede observar que los valores obtenidos por ambos métodos son muy similares, si bien, como se verá más adelante, a la salida de los procesos de intercambio no se

49


cumple la condición de equilibrio entre la cocentración de hielo y la temperatura de la fase líquida.

2.3.2. Propiedades físicas del hielo líquido

Las propiedades físicas de los fluidos empleados se evaluaron para cada una de las diferentes condiciones de operación registradas durante los experimentos. Para el caso del hielo líquido las propiedades físicas se obtuvieron en función de las propiedades de la disolución líquida y del hielo puro según se indica a continuación.

La viscosidad del hielo líquido (μhl) se ha obtenido mediante la ecuación 2.6 desarrollada por Thomas (1965) [15] para una suspensión de partículas sólidas, considerando un fluido newtoniano y flujo homogéneo, en función de la viscosidad de la fase líquida (μfl) y de la concentración volumétrica de hielo ( vφ ).

2.6) ( )v6.162vvflhl e0027.005.105,21 φφφµµ ⋅⋅+⋅+⋅+⋅= (2.6)

De los modelos existentes para la determinación de la conductividad térmica del hielo

líquido (khl) se ha empleado el propuesto por Tareef (1940) [16], definido por la ecuación 2.7, donde (kfl) es la conductividad de la fase líquida, (kh) la conductividad del hielo y ( vφ ) la concentración volumétrica de hielo.

2.7) ( )( )flhvhfl

flhvhflflhl kkkk2

kk2kk2kk−⋅++−⋅−+

=φφ (2.7)

La entalpía del hielo líquido (ihl) se ha obtenido tal y como se recoge en la sección 1.1.2. en

función de las entalpías de la fase líquida (ifl) y del hielo puro (ih), y de la cantidad de hielo presente (ecuación 2.8).

2.8) flhhl i)1(ii ⋅−+⋅= φφ (2.8)

2.3.3. Propiedades físicas de otros fluidos

Además de las propiedades del hielo líquido ha sido necesario conocer las propiedades de los demás fluidos intervinientes en los procesos de intercambio estudiados a lo largo de este trabajo. Las propiedades físicas de los refrigerantes R22 y R417A fueron obtenidas de la base de datos REFPROP 8.0 (Lemmon et al. (2008) [17]), al igual que las propiedades del agua pura. Para el caso de las propiedades físicas del aire éstas fueron obtenidas según la metodología descrita en ASHRAE (2013) [10] en función de las mediciones de temperatura y humedad. Finalmente las propiedades de diferentes disoluciones utilizadas en distintas partes del trabajo se empleó el método propuesto por Lugo et al. (2011) [14].

2.3.4. Parámetros de cálculo

Teniendo en cuenta la diversidad de los intercambiadores estudiados y las particularidades de cada uno de ellos se ha empleado un procedimiento de cálculo específico para cada caso, el cual se recoge en el capítulo correspondiente, mostrándose únicamente a continuación el cálculo de los parámetros más generales y que son comunes a todos los casos.

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De modo general, la potencia intercambiada por los distintos intercambiadores (q) se ha

obtenido según la ecuación 2.9 mediante la aplicación de balances de energía a los fluidos intervinientes en cada proceso de intercambio, seleccionándose como valor real uno de ellos o la media de ambos dependiendo del resultado que arroje el análisis de incertidumbre (ISO (1995)) [18].

2.9 ( )salent iimq −⋅= (2.9)

Determinada la potencia intercambiada para cada caso se ha obtenido el coeficiente global de transmisión de calor para cada proceso de intercambio (U) según la ecuación 2.10, en función de la superficie de intercambio (A) y de la media logarítmica de la diferencia de temperaturas (∆Tml) obtenida según la ecuación 2.11. Teniendo en cuenta que en todos los procesos de intercambio estudiados en este trabajo al menos uno de los fluidos permanece a temperatura aproximadamente constante (hielo líquido), por lo que el factor de corrección de la media logarítmica puede ser considerado igual a la unidad, independientemente de la geometría de los intercambiadores y de la naturaleza del otro fluido.

2.10 FTA

qUml ⋅⋅

=∆

(2.10)

2.11 ( ) ( )

−−

−−−=

f,entc,sal

f,salc,ent

f,entc,salf,salc,entml

TTTT

ln

TTTTT∆ (2.11)

Para profundizar más en la transmisión de calor se han calculado los coeficientes de transmisión de calor en los diferentes procesos de convección a partir de la ecuación general de la resistencia térmica global (Rg) (ecuación 2.12), donde (Rconv,i) y (Rconv,e) son las resistencias térmicas de los procesos de convección interior y exterior, (Rens,i) y (Rens,e) las resistencias térmicas debidas al ensuciamiento en las superficies interior y exterior, y (Rcond) la resistencia térmica debida a la conducción a través de la pared del tubo.

2.12 e,conve,enscondi,ensi,convg RRRRRR ++++= (2.12)

La resolución de esta ecuación ha requerido de la obtención de los coeficientes de convección de alguno de los procesos mediante correlaciones apropiadas y que se explican en detalle en el capítulo correspondiente. A fin de dar una mayor generalidad los valores del coeficiente de convección se han expresado en función de parámetros adimensionales como el número de Nusselt (Nu), obtenido según la ecuación 2.13, donde (h) es el coeficiente de convección, (dh) el diámetro hidráulico y (k) la conductividad térmica del fluido.

2.13 kdh

Nu h⋅= (2.13)

Para evaluar las pérdidas de carga se ha obtenido el factor de fricción (f) correspondiente a

cada proceso en función de los valores experimentales de las pérdidas de carga (∆P) según la ecuación 2.14., siendo (L) y (d) la longitud y el diámetro de los conductos, (ρ) la densidad del fluido y (v) la velocidad de circulación.

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2.14 2v

dLfP

2⋅⋅⋅=ρ∆ (2.14)

52


2.4. SOFTWARE DE CÁLCULO DE PROPIEDADES

El procedimiento de cálculo de propiedades del hielo líquido se ha programado en unas rutinas de cálculo con Visual Studio que permiten obtener las propiedades físicas del hielo líquido a partir del tipo y concentración inicial de anticongelante, y la concentración o la temperatura del hielo líquido. Estas subrutinas se han implementado en un programa que permite de forma rápida y sencilla la obtención de las propiedades del hielo líquido, incluyendo además la posibilidad de calcular las propiedades de las disoluciones a temperaturas superiores a la temperatura de fusión.

Como ya se ha indicado, el programa desarrollado emplea como variables de entrada el tipo de anticongelante, la cantidad de partida de anticongelante y permite escoger como tercer parámetro entre la temperatura del hielo líquido o la concentración de hielo líquido. Tras realizar la comprobación de que las condiciones introducidas son posibles, el programa devuelve como datos de salida la temperatura y concentración de hielo líquido, la concentración de anticongelante en la fase líquida, y la densidad, conductividad, viscosidad, y entalpía del hielo líquido. Para el caso de las disoluciones monofásicas el programa devuelve además el valor del calor específico. Adicionalmente se muestra en la pantalla de resultados la fuente bibliográfica utilizada para el cálculo de propiedades.

En la Figura 2.17 se muestra en primer plano la pantalla de resultados del programa para el cálculo de propiedades del hielo líquido y en segundo plano la pantalla de entrada de datos.

Figura 2.17. Pantallas del programa de cálculo de propiedades del hielo líquido.

Las fuentes bibliográficas para el cálculo de las propiedades físicas de las disoluciones de anticongelante fueron el método propuesto por Lugo et al. (2001) [14] para el cloruro sódico, etanol, etilenglicol y propilenglicol, los datos publicados en el Heat Exchanger Design Handbook (Hewitt (2002)) [19] para el cloruro cálcico y cloruro de magnesio y los datos publicados por Melinder (1997) [11] para el cloruro de litio y el formato potásico.

53


2.5. ANALISIS DE INCERTIDUMBRES

A la hora de mostrar resultados experimentales resulta fundamental acompañarlos de un detallado análisis de incertidumbres con el objetivo de cuantificar la fiabilidad de dichos resultados. En este trabajo se ha desarrollado una metodología sistemática de análisis de incertidumbres basada en los principios de estimación de incertidumbres en mediciones experimentales y en la aplicación de los fundamentos de propagación de incertidumbres establecidos en la guía ISO (1995) [18].

2.5.1. Incertidumbre en las variables medidas

La evaluación de las incertidumbres (u) de las variables medidas ( jv ) se ha realizado teniendo en cuenta las incertidumbres asociadas a las imprecisiones de los instrumentos de medida utilizados (uinst), y a las fluctuaciones debidas al proceso de medición ocasionadas por la regulación del equipo y por las oscilaciones aleatorias típicas del proceso de medición (ualeat), según se muestra en la ecuación 2.15.

2.15) ( ) ( ) 2122

j uuvu aleatinst += (2.15)

Para determinar las incertidumbres típicas asociadas a los elementos de medida se ha

empleado la información facilitada por los fabricantes de los equipos, mientras que las incertidumbres típicas debidas a las fluctuaciones de las variables se calculan a partir del análisis estadístico de los datos experimentales recogidos con el equipo. En el primero de los casos se consideró una distribución uniforme en el rango de incertidumbres ( a± ) (ecuación 2.16), mientras que en el segundo las incertidumbres típicas se estimaron a partir de la desviación típica del valor medio de la serie de medias, tal como se indica en la ecuación 2.17, donde (S) es la desviación típica de la muestra y ( N ) el número de medidas realizadas.

2.16) 3

au =inst (2.16)

2.17) N

Su =aleat (2.17)

2.5.2. Propagación de incertidumbres

Las incertidumbres asociadas a los parámetros involucrados en el proceso de cálculo se calcularon tal como se establece en la norma ISO (1995) [18]. Teniendo en cuenta que cada parámetro de cálculo se obtiene mediante una función dependiente de una serie de variables ( jv ), donde la contribución de cada variable vj a la incertidumbre del resultado se obtiene como el producto de la incertidumbre típica de la variable ( )( )jvu por el factor de sensibilidad de la función F respecto a dicha variable ( )jvF ∂∂ según la ecuación 2.18.

2.18) ( )2

12

N

1jj

jvu

vFu

⋅

∂∂

= ∑=

result (2.18)

54


En este trabajo, las mediciones de las variables de entrada al proceso de cálculo se realizan

con instrumentos diferentes y, por lo tanto, son independientes. En base a ello se considera que las incertidumbres en las diferentes variables de entrada no están relacionadas unas con otras, por lo que en la ecuación 2.18 se han despreciado los términos referentes a las covarianzas.

55


2.6. CONCLUSIONES

En este capítulo se describen en primer lugar los diferentes tipos de intercambiadores de calor que se han seleccionado para su estudio en las diferentes partes de la tesis, así como el sistema de generación y acumulación empleado.

El sistema de generación y acumulación se basa en un generador de hielo líquido comercial de tipo rascador que produce el hielo líquido y desde donde es bombeado mediante una bomba centrífuga hasta un tanque de acumulación de 500 litros de capacidad convenientemente aislado, y dotado de un sistema de agitación para mantener los cristales de hielo en suspensión y el contenido del tanque lo más homogéneo posible.

En cuanto a los intercambiadores estudiados, se seleccionaron tres tipos de intercambiadores diferentes como son un fancoil comercial para el acondicionamiento del aire en climatización, dos intercambiadores de placas soldadas con aletas interiores para mejorar el intercambio térmico y un juego de 7 serpentines helicoidales de tubo liso. La selección de las características de cada uno de los intercambiadores se realizó teniendo en cuenta los objetivos que se pretendían alcanzar y obteniendo un rango de potencias térmicas de intercambio compatible con la capacidad del sistema de generación disponible.

Las particularidades de cada uno de los intercambiadores estudiados han hecho necesario el diseño y construcción de un banco de ensayos específico para cada uno de los casos, manteniendo el sistema de generación y acumulación como elemento común en todos ellos. Los montajes particulares para cada intercambiador se describen en detalle en el capítulo de la Tesis correspondiente a cada tipo de intercambiador.

Por último, en lo que se refiere al equipo experimental, se resumen todos los elementos de medida que han sido empleados en las diferentes partes de la tesis, incluyendo sus principales características y las incertidumbres de medida asociadas a cada uno de ellos.

Por otro lado, en este capítulo se describe el proceso de preparación de las disoluciones de anticongelante apropiadas para la generación de hielo líquido de acuerdo a los requerimientos de este trabajo, las cuales se han podido caracterizar convenientemente. El procedimiento de obtención de las propiedades del hielo líquido se ha establecido tras una detallada revisión bibliográfica de las correlaciones disponibles y de las bases de datos existentes. El proceso de obtención de las propiedades del hielo líquido se ha implementado en un programa mediante el software Visual Studio.

Una vez caracterizado el hielo líquido se pueden obtener los parámetros fundamentales que definen su comportamiento térmico e hidráulico.

En base a las indicaciones de la International Standardization Organization recogidas en la guía ISO (1995) [18] se ha establecido un procedimiento sistemático para la estimación de las incertidumbres de las variables medidas en el banco de ensayos y se ha modelado la propagación de dichas incertidumbres a través del proceso de cálculo para obtener las incertidumbres de los resultados intermedios y finales del mismo.

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REFERENCIAS

[1] Diz R., Fernández-Seara J., Uhía F.J., Dopazo J.A. Análisis del comportamiento de una máquina frigorífica con generador tubular con rascador para la producción de hielo líquido. Actas del V Congreso Ibérico y III Congreso Iberoamericano de Ciencias y Técnicas del Frío (CYTEF2009), Castellón, España, 23-25/09 (2009).

[2] Diz R., Fernández-Seara J., Pardiñas A.A. Ice slurry as secondary coolant in air coolers. 24th IIR International Congress of Refrigeration ICR 2015. Yokohama (Japan) August 16 - 22 (2015).

[3] Bolaji B.O., Huan Z. Ozone depletion and global warming: Case for the use of natural refrigerant – a review. Renewable and Sustainable Reviews 18 49-54 (2013).

[4] Fernández-Seara J., Diz F., Uhía F.J., Dopazo A., Ferro J.M., Experimental analysis of an air-to-air heat recovery unit for balanced ventilation systems in residential buildings. Energy Conversion and Management 52 635-640 (2011).

[5] Diz R., Fernández-Seara J., Piñeiro Pontevedra C., Prieto-Iglesias L., Acumuladores de ACS en bombas de calor aire-agua. Parte I: Comportamiento sin consumos ACS. VII Congreso Ibérico y V Congreso Iberoamericano de Ciencias y Técnicas del Frío (CYTEF 2014). Tarragona (España) 18-20 Junio (2014).

[6] Diz R., Fernández-Seara J., Prieto-Iglesias L., Piñeiro Pontevedra C., Acumuladores de ACS en bombas de calor aire-agua. Parte II: Comportamiento con consumos ACS. VII Congreso Ibérico y V Congreso Iberoamericano de Ciencias y Técnicas del Frío (CYTEF 2014). Tarragona (España) 18-20 Junio (2014).

[7] Piñeiro-Pontevedra C. Tesis doctoral. Aportaciones al estudio del comportamiento térmico de serpentines helicoidales en el interior de depósitos. Universidad de Vigo (2014).


[9] Pronk P., Hansen T.M., Infante Ferreira C.A., Witkamp G.J. Time-dependent behavior of different ice slurries during storage. International Journal of Refrigeration 28 27-36 (2005).


[11] Melinder, Å., Thermophysical Properties of Liquid Secondary Refrigerants, Tables and Diagrams forthe Refrigeration Industry, IIR Handbook, Paris (1997).

[12] Plank R., Steimle F., Stephan K., Haff S. Handbuch der Kältetechnik, VI/B, Warmeaustauscher. Springer, Berlin (1988).

[13] Raznjevic K. Handbook of Thermodynamic Tables and Chart. Hemisphere, Washington (1976).

[14] Lugo R., Fournaison L., Chourot J-M., Guilpart J. An excess function method to model the thermophysical properties of one-phase secondary refrigerants. International Journal of Refrigeration 25 916-925 (2002).

[15] Thomas D.G. Transport characteristics of suspension: VIII. A note on the viscosity of Newtonian suspensions of uniform spherical particles. Journal of Colloidal Science 20 267-277 (1965).

[16] Tareef, B.M., Predict Thermal conductivity – II. (1940).

[17] Lemmon E.W., McLinden M.O., Huber M.L. NIST Reference Fluid Thermodynamic and Transport Properties Database (REFPROP), version 8.0. National Institute of Standards and Technology (NIST) (2008).

[18] ISO (Ed.). Guide to the Expression of Uncertainty in Measurements. International Organization for Standardization (ISO), 9-27 (1995).

[19] Hewitt G.F. Heat Exchanger Design Handbook (HEDH 2002) Part 5. Physical properties. Begell House. London (2002).

57

Capítulo 3

Análisis experimental y teórico del comportamiento de un fancoil con

hielo líquido

En este capítulo se exponen los resultados experimentales obtenidos sobre la transmisión de calor y pérdidas de carga en un fancoil comercial diseñado para operar con fluidos monofásicos, cuando se hace circular por su interior hielo líquido producido a partir de una disolución acuosa de etilenglicol al 10% en peso y con diferentes concentraciones de hielo.

Tras un primer apartado en el cual se presentan los resultados obtenidos en ensayos realizados con agua para la validación del equipo, se muestran los principales resultados experimentales del análisis paramétrico llevado a cabo sobre el comportamiento del fancoil con hielo líquido, para a continuación presentar los resultados obtenidos en una serie de ensayos específicos realizados a fin de evaluar el efecto de la acumulación de escarcha sobre la batería.

Paralelamente a la realización de los trabajos experimentales se ha desarrollado un modelo matemático que se ha implementado en un programa realizado con el software Visual Studio para la simulación de baterías de tubos y aletas con diferentes fluidos entre los que se encuentra el hielo líquido. En este capítulo se describe el modelo matemático desarrollado y la validación de los resultados obtenidos con los datos experimentales.

Los principales resultados experimentales presentados en este capítulo han sido publicados en el artículo Fernández-Seara J., Diz R., Uhía F.J., Dopazo J.A. Experimental analysis on pressure drop and heat transfer of a terminal fan-coil unit with ice slurry as cooling. International Journal of Refrigeration 33, 1195-1104 (2010) [1]. Además, parte de los resultados que se exponen en este capítulo han sido publicados en el libro de actas del V Congreso Ibérico y III Congreso Iberoamericano de Ciencias y Técnicas del (CYTEF2009) celebrado en Castellón en 2009 (Diz et al., 2009 [2]).

En cuanto al modelo matemático desarrollado se ha publicado un artículo en el libro de actas del 24th IIR International Congress of Refrigeration (ICR2015) celebrado en Yokohama (Japón) (Diz et al. (2015)) [3].

59

Capítulo 3 Análisis experimental y teórico del comportamiento de un fancoil con hielo líquido

3.1. DESCRIPCIÓN DEL MONTAJE Y METODOLOGÍA EXPERIMENTAL

3.1.1. Montaje experimental y sistema de adquisición de datos

El primero de los intercambiadores estudiados ha sido un fancoil comercial cuyas principales características han sido descritas en el apartado 2.1.2.1. Dicho intercambiador de calor fue instalado en una de las paredes del laboratorio con el objetivo de caracterizar su comportamiento en unas condiciones lo más reales posibles, evitando montajes con canalizaciones en el circuito de aire, que si bien aumentan la precisión de las medidas experimentales alteran el flujo de aire respecto a las condiciones normales de funcionamiento, a diferencia de otros trabajos disponibles en la bibliografía (Kauffeld et al. (2005) [4], Illán (2008) [5] e Illán y Viedma (2009) [6]).

A fin de llevar a cabo su análisis experimental se diseñó y construyó en el laboratorio el montaje experimental necesario. Según este diseño, el hielo líquido procedente del tanque de acumulación es bombeado a través de un caudalímetro de efecto Coriolis a fin de medir el caudal y la concentración de hielo, antes de entrar en el fancoil. Del mismo modo, otro caudalímetro del mismo tipo fue colocado en la línea de retorno del hielo líquido al depósito para caracterizar sus condiciones a la salida de la batería. Además, a la entrada y salida del fancoil se instalaron dos cabezales con sensores para la medición de la temperatura de entrada y salida del hielo líquido, y tomas para la medida de la caída de presión que sufre el hielo líquido a su paso por el intercambiador. Los cabezales de conexión, así como las mangueras para la circulación del hielo líquido, fueron convenientemente aislados a fin de minimizar las pérdidas de calor al ambiente y evitar condensaciones debido a las bajas temperaturas de trabajo. En cuanto al circuito del aire se habilitó una pequeña zona a la entrada del fancoil, en la cual, mediante una resistencia eléctrica alimentada a través de un regulador de potencia, un generador de vapor y un deshumidificador, se pudieron modificar las condiciones de entrada del aire para adecuarlas a cada ensayo.

En la Figura 3.1 se muestra esquemáticamente el montaje experimental realizado.

Figura 3.1. Esquema de la instalación experimental empleada para el estudio del fancoil.

En cuanto a la caracterización de las condiciones de entrada y salida del aire en el fancoil se utilizaron 10 sensores de temperatura (4 en la sección de entrada y 6 en la de salida) y cinco sensores de humedad (2 en la sección de entrada y 3 en la de salida). Los diferentes sensores se colocaron en base a una sectorización realizada de las secciones de entrada y salida y bajo el criterio de conseguir unas medidas los más representativas posibles, teniendo en cuenta la simetría en cada sección. En la Figura 3.2 se muestra la colocación de los sensores de temperatura y humedad en las secciones de entrada y salida del aire en el fancoil.

Las características e incertidumbres asociadas de los diferentes elementos de medida empleados se indican en el apartado 2.1.3.

60


Figura 3.2. Colocación de los sensores de temperatura y humedad del aire en las secciones de

entrada y salida del aire del fancoil.

En la Figura 3.3 se muestra una vista general del montaje experimental realizado. En esta fotografía se muestra también un segundo fancoil de mayores dimensiones. Este fancoil fue testado con agua, si bien finalmente se decidió ensayar únicamente el modelo de dimensiones más reducidas, ya que permitía un rango más amplio de variación de condiciones.

Figura 3.3. Vista general del montaje experimental.

T10 T9

T8 H5 T6

SECCIÓN DE SALIDA SECCIÓN DE ENTRADA

H4

T5 T7 H3 T2

H1 T1

T4

H2 T3

61


3.1.2. Procedimiento experimental

3.1.2.1. Ensayos con agua

La parte experimental de este proyecto se ha iniciado con la realización de ensayos previos con agua, con el doble objetivo de comprobar el correcto funcionamiento de la instalación experimental y obtener unos resultados que sirviesen como base de comparación para los resultados obtenidos con hielo líquido. Dentro de este primer grupo de ensayos se han estudiado, tanto las pérdidas de carga en el fancoil como la potencia térmica intercambiada. El estudio térmico se ha basado en la normativa Eurovent [7] de fabricantes europeos de equipos de ventilación, en la cual se fijan las condiciones de ensayo para la evaluación del comportamiento térmico en este tipo de equipos, tanto para refrigeración como para calefacción. Las condiciones de ensayo se presentan en la Tabla 3.1.

EUROVENT

FRIO Aire: 27 ºC B.S. / 19 ºC B.H

Agua: 7 / 12 ºC

CALOR Aire: 20 ºC B.S.

Agua: 50 ºC

Tabla 3.1. Tabla de condiciones de ensayo EUROVENT.

Además de los ensayos con el salto de temperaturas 7/12 ºC se realizó un segundo grupo

de ensayos con un salto de 8/11 ºC y manteniendo los demás parámetros en los valores establecidos en la normativa Eurovent [7]. En estos ensayos se fijó la temperatura de entrada del fluido refrigerante y se seleccionó el caudal de fluido necesario para garantizar los saltos térmicos entre las temperaturas de entrada y salida de 5 ºC y 3 ºC, respectivamente.

Cada uno de los ensayos para la caracterización del comportamiento térmico del equipo ha consistido en la puesta en marcha de la instalación controlando las condiciones de funcionamiento hasta lograr unos determinados valores, para una vez alcanzados, y estabilizado el comportamiento en dichos valores, recoger datos durante al menos 30 minutos.

Para evaluar las pérdidas de carga en el fancoil se han realizado ensayos bombeando diferentes caudales de agua y sin circulación de aire, de modo que los valores de caída de presión fueron obtenidos de un modo aproximadamente isotermo. En estos ensayos la temperatura del agua se mantuvo en 17 ± 2,5 ºC.

3.1.2.2. Ensayos con hielo líquido

Dentro de los ensayos realizados con hielo líquido se distinguen dos grupos diferentes, atendiendo a si fueron realizados con unas condiciones de funcionamiento estables (régimen estacionario), o si dichas condiciones variaron en el tiempo, con el objetivo de analizar la evolución del comportamiento en el tiempo (régimen transitorio).

Los ensayos en condiciones estables han permitido realizar un análisis paramétrico del intercambiador, en el que se ha analizado el efecto de la concentración y el caudal de hielo líquido, y el caudal, temperatura y humedad relativa del aire a la entrada de la batería. En estos ensayos se han establecido unas condiciones de referencia que se muestran en la Tabla 3.2, de modo que en cada uno de los ensayos se han ido variando uno de los parámetros de funcionamiento mientras que el resto permanecen en las condiciones de referencia.

Los ensayos en régimen transitorio, por su parte, tuvieron como objetivo caracterizar el efecto de la acumulación de la escarcha en el comportamiento del intercambiador.

62


Modelo Referencia Analizados

Caudal de hielo líquido (kg/h) 600 400, 600, 800

Temperatura de entrada aire (ºC) 22 22, 24, 26

Humedad relativa de entrada aire (%) 40 30, 40, 50

Velocidad del ventilador Alta Alta, media, baja

Concentración de hielo a la entrada (%) 5, 10, 15, 20 5, 10, 15, 20

Tabla 3.2. Condiciones ensayadas.

El hielo líquido fue generado ex profeso para cada ensayo con el fin de prevenir cambios en

sus propiedades asociadas al tiempo de almacenamiento en el tanque de acumulación (Pronk et al (2005) [8] y Kumano et al. [9] (2012). Cada uno de los ensayos se inició inmediatamente después de alcanzar la concentración de hielo deseada en el tanque de acumulación. Al igual que los ensayos realizados con agua se recogieron medidas durante al menos media hora una vez estabilizadas las diferentes variables en los valores deseados.

Con el objetivo de minimizar el efecto de la acumulación de condensados y de escarcha en el análisis paramétrico, entre ensayo y ensayo se mantuvo la circulación de aire sin circulación de hielo líquido el tiempo suficiente para garantizar el secado completo de la batería antes del inicio del siguiente ensayo.

Respecto a los ensayos para evaluar el efecto de la formación de la escarcha, se han planteado tres ensayos de 9 horas de duración, correspondiéndose cada uno de ellos a una posición del selector de velocidad del ventilador. En estos ensayos se ha hecho circular un caudal constante de hielo líquido de 800 kg/h con una concentración de hielo a la entrada del fancoil del 8 ±0.5%, y manteniendo la temperatura de entrada del aire en 22 ºC y la humedad relativa de entrada en el 45 ± 5%.

Los ensayos de pérdidas de carga han consistido en hacer circular diferentes caudales de hielo líquido con diferentes concentraciones a través del fancoil durante periodos de 10 minutos en condiciones estables, obteniéndose un valor medio para cada condición. Además, a fin de realizar una comparación con los datos obtenidos con hielo líquido se recogieron datos con la disolución de etilenglicol a 0 ºC y 25 ºC.

63


3.2. ANALISIS TEÓRICO

Complementariamente a los trabajos experimentales se ha desarrollado un modelo teórico para simular el comportamiento de este tipo de sistemas.

3.2.1. Modelo físico

El modelo desarrollado permite el estudio de intercambiadores de flujo cruzado compuestos por un haz de tubos por el interior de los cuales circula el fluido refrigerante y un conjunto de aletas perpendiculares a los tubos para incrementar la superficie de intercambio (Figura 3.4). La disposición de los flujos es de flujo cruzado con componente en contracorriente, de modo que el fluido refrigerante entra por la columna más alejada de la sección de entrada del aire, y sale por la más cercana a la sección de entrada. La circulación tanto del aire como del refrigerante se realiza mediante ventiladores y bombas, respectivamente, por lo que los procesos de intercambio que van a tener lugar son de convección forzada.

Figura 3.4. Esquema del intercambiador estudiado.

La disposición de los tubos puede ser tanto de pitch cuadrado como de pitch triangular, afectando fundamentalmente a la circulación del aire.

En cuanto a los fluidos de trabajo el programa permite utilizar diferentes disoluciones obtenidas a partir de glicoles o sales, tanto en estado monofásico como en forma de hielo líquido. El flujo de aire se considera homogéneamente distribuido en toda la superficie del intercambiador. Lo mismo ocurre para el caudal de refrigerante supuesto homogéneamente repartido entre todos los tubos del intercambiador.

En cuanto al número de circuitos el programa permite dividir los intercambiadores en diferentes circuitos idénticos paralelos a la dirección de circulación del aire, realizándose el cálculo de uno de ellos y suponiendo que los restantes se comportan de la misma forma.

En este trabajo no se ha considerado la transferencia de calor ni las pérdidas de carga debido a los cabezales distribuidores.

3.2.2. Modelo matemático

El modelo matemático ha sido desarrollado utilizando las siguientes hipótesis:

a) Se desprecia la conducción en la dirección axial a través de los tubos.

b) El proceso de formación de escarcha sobre los tubos se estudia por separado, suponiendo un espesor de escarcha constante en cada momento.

Hielo líquido

Aire

64


c) No se considera el efecto de la escarcha en las uniones entre aletas y tubos

Para la resolución del modelo el intercambiador es discretizado en diferentes elementos, y dentro de cada uno de ellos se diferencian tres zonas, medio de enfriamiento (fluido por el interior de los tubos), la pared del tubo y el aire, las cuales han sido analizadas por separado.

Teniendo en cuenta la geometría del intercambiador se parte de las ecuaciones generales de continuidad (ecuación 3.1) y la ecuación de conservación de la energía (ecuación 3.2) en coordenadas cilíndricas (Çengel (2014)) [10].

3.1) ( ) ( ) ( ) 01=

∂∂

+∂

∂+

∂∂

+∂∂

θρρρρ θu

rru

zu

tzz (3.1)

3.2) ϑθ

θλθ

ρρ θ =

∂

∂+

∂

∂+

∂∂

∂∂

−

∂∂

+∂∂

+∂∂

+∂∂

2

2

2

2

211

zT

rrTr

rrzTuT

ru

rTuCp

tTCp zr (3.2)

Para la resolución de estas ecuaciones únicamente se han considerado variaciones de temperatura y velocidad del fluido en dirección axial, y se han despreciado las variaciones temporales de energía cinética, potencial y energía interna, de modo que las ecuaciones 3.1 y 3.2, se simplifican a las ecuaciones 3.3 y 3.4, respectivamente. Destacar que la hipótesis referente a la variación temporal de la energía solo es válida para un funcionamiento estacionario de la instalación, por lo que el modelo no permite simular procesos transitorios de la instalación.

3.3)( )

0=∂

∂zuzρ

(3.3)

3.4) ϑλρ =∂

∂−

∂∂

2

2

zzT

zTCpu (3.4)

La resolución de estas ecuaciones se ha hecho de manera diferente dependiendo de si la

temperatura de fluido es superior o inferior a la de congelación de la disolución, es decir, si se trata de una disolución monofásica o de hielo líquido. La disolución monofásica puede considerarse como un fluido incomprensible, por lo que la ecuación 3.3 se transforma en la ecuación 3.5.

3.5) 0=∂∂

zuz (3.5)

Por otra parte, si se desprecia la conducción axial frente a la conducción radial (es posible hacerlo si se cumple que Re·Pr >100), la ecuación 3.4 se convierte en la ecuación 3.6., donde (ρ) es la densidad del fluido, (Cp) el calor específico, (uz) la velocidad en la dirección axial, (T) la temperatura del fluido, (q) el flujo de calor y (di) el diámetro interior del tubo.

3.6)i

z d4q

zTCpu =∂∂ρ (3.6)

65


En el caso del hielo líquido, por tratarse de un proceso de cambio de fase no es posible

utilizar el calor específico, por lo que la resolución se ha de realizar en términos de entalpías (i), según la ecuación 3.7.

3.7)i

z d4q

ziu =

∂∂ρ (3.7)

Mediante la aplicación del método de diferencias finitas a ambos casos se obtienen las ecuaciones 3.8 y 3.9, aplicables a hielo líquido y fluidos monofásicos, respectivamente, y donde el calor transmitido del tubo al hielo líquido por cada elemento (qK) se obtiene con la ecuación 3.10, donde (hi) es el coeficiente de convección en el interior de los tubos, (di) y (de) los diámetros interior y exterior del tubo y (kt) la conductividad térmica del tubo.

3.8) Ki

k1kz q

d4

ziiu =

∂−+ρ (3.8)

3.9) Ki

k1kz q

d4

zTTCpu =

∂−+ρ (3.9)

3.10) ( )ii,t

i

e

t

i

i

K TT

ddln

k2d

h1

1q −

⋅

+= (3.10)

El cálculo del coeficiente de convección en el interior de tubos se ha obtenido a partir del número de Nusselt, calculado utilizando las correlaciones 3.11 (Edwards et al. (1979)) [11], 3.12 (Dittus y Boelter (1930)) [12] y 3.13 en función del número de Reynolds, corregido con la ecuación 3.14 propuesta por Knodel (2000) [13] para hielo líquido.

3.11) 2000Re;

LdPrRe04.01

LdPrRe0668.0

66.3Nu14.0

w

b

32

ihlhl

ihlhllam,i <

⋅

⋅⋅⋅+

⋅⋅⋅

+=µµ (3.11)

3.12) 10000Re;PrRe023.0Nu14.0

w

b31

hl8.0

hltur,i >

⋅⋅⋅=µµ (3.12)

3.13) ( ) 10000Re2000;8000

2000ReNuNuNuNu hltr,itur,ilam,itr,i <<

+⋅−+= (3.13)

3.14) 885.0NuNu

fl

hl = (3.14)

66


En régimen estacionario los tubos y aletas se comportan como un sistema sin acumulación

de masa ni energía, por lo que se puede escribir que el flujo de calor transmitido al hielo líquido es la suma del calor intercambiado por el aire con el tubo (qt) y con las aletas (qa), obtenidos a partir de la diferencia entre la temperatura del aire (Tair) y la temperatura superficial de los tubos (Tt,e) mediante las ecuaciones 3.15 y 3.16, respectivamente, siendo (hair) el coeficiente de convección en el lado del aire, (At) y (As) las superficies de intercambio desde tubos y aletas, (dfr) el diámetro exterior del tubo incluyendo la escarcha, (kfr) y (δfr) la conductividad y espesor de la escarcha, (ka) y (δa) la conductividad y espesor de la aleta y (ηa) el rendimiento de la aleta.

3.15) ( )e,tair

fr

e

frfr

air

tt TT

k2ddlnd

h1

Aq −

+

= (3.15)

3.16) ( )e,ta

a

a

fr

fr

air

aaa TT

k2kh1

Aq −++

=δδ

η (3.16)

En el caso del aire, la ecuación de conservación de la energía considera por separado la

transferencia de calor con las aletas y los tubos. Aplicando el primer principio de la termodinámica al aire, considerando éste como un sistema sin acumulación de masa ni energía se obtiene la ecuación 3.17, donde (ṁair,ent) y (ṁair,sal), y (iair,ent) y (iair,sal) son los caudales y las entalpías de entrada y salida de aire, respectivamente.

3.17) tasal,airsal,airent,airent,air qqimim ++⋅=⋅ (3.17)

Para el caso de la conservación de la masa la diferencia entre los caudales de entrada y

salida del aire se debe a la condesación parcial de la humedad presente en el aire y que va a dar lugar a la formación de escarcha, pudiéndose obtener la cantidad de agua depósitada en forma de escarcha sobre tubos (ṁfr,t) y aletas (ṁfr,a) mediante las ecuaciones 3.18 y 3.19, siendo (qfr,t) y (qfr,a) la parte del calor total intercambiado por tubos (qt) y aletas (qa) empleada en producir la escarcha, y (λfr) el calor latente de cambio e fase del agua.

3.18) fr

t,frt,fr

qm

λ= (3.18)

3.19) fr

a,fra,fr

qm

λ= (3.19)

Finalmente, conocida la cantidad de agua depósitada sobre aletas y tubos es possible establecer el incremento en el espesor de la escarcha en cada intervalo, y a partir de la misma obtener el espesor de ecarcha acumulado sobre tubos (δfr,t) y aletas (δfr,a) según las ecuaciones 3.20 y 3.21.

67


3.20) ( ) ( )tt,fr

t,frt,frt,fr A

tm1tt

⋅⋅

+−=ρ

∆δδ

(3.20)

3.21) ( ) ( )ta,fr

a,fra,fra,fr A

tm1tt

⋅⋅

+−=ρ

∆δδ

(3.21)

3.2.3. Procedimiento de cálculo

Como ya se ha indicado el intercambiador se ha discretizado en elementos en la dirección de circulación del hielo líquido. La resolución se realiza utilizando los datos de cada elemento para la resolución del siguiente elemento y el siguiente intervalo de tiempo.

La resolución del problema se realiza mediante un proceso iterativo, de modo que se inicia en el último elemento en la dirección del flujo de hielo líquido, para el cual se suponen unas condiciones de salida. Para este primer elemento se conocen las condiciones de entrada del aire, por lo que ya se puede obtener el intercambio térmico en dicho elemento, obteniéndose la temperatura de salida del aire y de entrada del refrigerante, y que va a ser la de salida del refrigerante del elemento anterior.

Operando de la misma manera se pueden calcular todos los elementos de la primera columna, tras lo cual se calculan las condiciones de salida del aire de la primera columna como la media de los valores de temperatura y humedad a la salida de la primera columna. Los valores de temperatura y humedad obtenidos son empleados como valores de entrada en la segunda columna.

Cuando todo el circuito ha sido analizado se comprueba la condición de la temperatura de entrada del hielo líquido en el primer elemento. Si esta condición se cumple el programa pasa al siguiente intervalo de tiempo, mientras que en el caso contrario se vuelve a suponer una nueva temperatura de salida del último elemento, y se itera hasta que se satisfaga dicha condición.

Este procedimiento se repite sucesivamente para cada intervalo de tiempo hasta conseguir el intercambio de calor total en el periodo de tiempo establecido.

En la Figura 3.5 se muestra un diagrama de flujo en el que resume el procedimiento de cálculo seguido.

68


Figura 3.5. Diagrama de flujo del proceso de cálculo.

69


El procedimiento de cálculo fue implementado en un programa informático para la

simulación de baterías de flujo cruzado con hielo líquido realizado con Visual Studio. En la Figura 3.6 se muestra la pantalla de entrada de datos en el programa.

Figura 3.6. Pantalla principal del programa de simulación de baterías de flujo cruzado con hielo

líquido.

70


3.3. ANÁLISIS EXPERIMENTAL

3.3.1. Caracterización del hielo líquido

Para la obtención de la concentración del hielo líquido se ha seguido la metodología que de modo general se ha explicado en detalle en el apartado 2.3.1. La concentración de hielo es obtenida a partir de las mediciones de la densidad del hielo líquido, tanto a la entrada como a la salida del intercambiador. Una vez conocida la cantidad de hielo presente en el hielo líquido fue posible establecer las propiedades físicas del mismo como composición de las propiedades del hielo puro y de la disolución acuosa, tal y como se indica en el apartado 2.3.2.

3.3.2. Obtención de las propiedades del aire

Para la determinación de las propiedades del aire se ha tenido en cuenta que éste se compone de aire seco y un porcentaje de vapor de agua. La metodología de cálculo empleada para el cálculo de las propiedades del aire húmedo aparece recogida de modo detallada en ASHRAE Fundamentals (2013) [14].

3.3.3. Metodología de cálculo

La potencia intercambiada por el fancoil en cada una de las condiciones de funcionamiento fue calculada mediante la aplicación de balances de energía, tanto a la corriente de aire como al fluido que circula por el interior de los tubos.

El cálculo del caudal de aire ( aireV ) se realizó en función de las medidas de velocidad realizadas en la sección de salida (vi) del ventilador según la sectorización antes descrita, tal y como se desarrolla en la ecuación 3.22., siendo (Asector) la superficie de cada una de las zonas. Comentar que se eligió la sección de salida para el cálculo del caudal de aire ya que por la geometría del fancoil y la disposición del ventilador, la distribución de velocidades en la sección de entrada es mucho más compleja.

3.22) media,airetorsec32

1i itorsectorsec32

1i i32

1i i,aireaire vAv·AA·vVV ⋅==== ∑∑∑ === (3.22)

Teniendo en cuenta los valores de pérdidas de carga obtenidos en los ensayos con agua (∆Pexp) se ha calculado la longitud equivalente de los cabezales y distribuidores del fancoil (Leq) según la ecuación 3.23., en donde el factor de fricción (f) se ha obtenido con correlaciones de la bibliografía y siendo (d) el diámetro interior de los tubos, (ρ) la densidad del agua y (v) la velocidad de circulación del agua.

3.23) 2v

dLL

fP2

eqexp

⋅⋅

+⋅=

ρ∆ (3.23)

En la bibliografía existen diferentes correlaciones para la obtención del factor de fricción. La correlación más sencilla para régimen laminar es la propuesta por Pouseuille (ecuación 3.24).

3.24) Re64f = (3.24)

Para régimen turbulento y considerando conducto liso se puede aplicar la correlación propuesta por Petukhov (1970) [15] (ecuación 3.25). Otra correlación aplicable para el factor de fricción en conductos lisos es la propuesta por Blasius (1913) [16] (3.26).

71


3.25) ( )[ ]264,1ReLn79,01f

−⋅= (3.25)

3.26) 41Re316,0f = (3.26)

En la bibliografía, se pueden encontrar numerosos trabajos que profundizan en el análisis del comportamiento dinámico con hielo líquido, planteando diferentes modelos de comportamiento más complejos en función de la concentración de hielo, si bien la mayoría concuerda en que en concentraciones de hielo moderadas el comportamiento del hielo líquido es similar al de los fluidos newtonianos (Darby et al. (1986) [17], Kitanovsky et al. (2002) [18] y Kitanovsky et al. (2005) [19]). Por este motivo, en el análisis del factor de fricción con hielo líquido se han empleado inicialmente las mismas correlaciones que las empleadas para el análisis del comportamiento con agua.

72


3.4. RESULTADOS EXPERIMENTALES

3.4.1. Ensayos con agua

3.4.1.1. Ensayos de validación

Antes de realizar el análisis del comportamiento se muestran diferentes resultados referentes a la comprobación del funcionamiento y caracterización de la instalación.

En la Figura 3.7 se muestran los perfiles de velocidades en la sección de salida del ventilador para cada una de las velocidades de giro del mismo, elaborados en base a las medidas experimentales recogidas en las que se ha sectorizado dicha sección.

12345678 C1C2

C3C4

0

0.8

1.6

2.4

3.2

4

Velo

cida

d [m

/s]

3.2-42.4-3.21.6-2.40.8-1.60-0.8

12345678 C1C2

C3C4

0

0.6

1.2

1.8

2.4

3

Velo

cida

d [m

/s]

2.4-31.8-2.41.2-1.80.6-1.20-0.6

12345678 C1C2

C3C4

0

0.5

1

1.5

2

2.5

Velo

cida

d [m

/s]

2-2.51.5-21-1.50.5-10-0.5

Figura 3.7. Distribuciones de velocidades obtenidas para las tres posiciones de funcionamiento

del ventilador.

73


Los resultados representados en la Figura 3.7 muestran claramente como la distribución de

velocidades es altamente heterogénea, existiendo un gradiente de velocidades importante entre diferentes puntos de dicha sección de salida, y coincidiendo los valores máximos en el centro del fancoil donde está situado el ventilador.

Teniendo en cuenta los valores de velocidades de aire registradas y el área de cada uno de los elementos en los que se ha sectorizado la sección de salida del fancoil se ha calculado el caudal de aire que atraviesa la batería para cada una de las velocidades de giro del ventilador. Los valores obtenidos se comparan en la Tabla 3.3 con los indicados por el fabricante en su catálogo.

Velocidad Caudal fabricante (m3/h) Caudal experimental (m3/h) Error

MAX 380 415.81 -9.42%

MED 290 292.04 -0.70%

MIN 200 217.71 -8.86%

Tabla 3.3. Comparación de los caudales obtenidos experimentalmente con los facilitados por el fabricante.

El hecho de que la distribución de caudal en la sección de salida no sea homogénea se tuvo en cuenta a la hora de establecer la temperatura y humedad del aire en dicha sección a partir de las medidas experimentales.

Como validación, también se ha comparado el valor de pérdidas de carga mostrado en el manual del fabricante con el valor registrado con el equipo experimental para el mismo caudal, resultando ser éste un 16,04% inferior.

Como se ha indicado en el apartado 3.3.3. la potencia intercambiada fue calculada mediante la aplicación de un balance de energía a las corrientes de aire y de agua. En la Figura 3.8 se muestra la comparativa de los resultados obtenidos para ambas corrientes.

Figura 3.8. Comparativa de los balances de energía aplicados a los dos circuitos en los

ensayos realizados con agua.

74


En la Figura 3.8 se puede ver como los valores de potencia obtenidos mediante el balance

en el aire son superiores a los obtenidos mediante el balance en el agua para las mismas condiciones, con una desviación máxima que puede alcanzar el 25%. Teniendo en cuenta las incertidumbres asociadas a ambos procedimientos de cálculo (ISO (1995)) [20] se optó por considerar el balance de energía en el lado del agua como valor real.

3.4.1.2. Comportamiento térmico

Los valores de la potencia térmica intercambiada obtenidos mediante el balance de energía en el lado del agua para las condiciones ensayadas se muestran en la Figura 3.9. Los valores obtenidos varían entre los 410 W y 690 W, siendo mayores cuanto mayor es la velocidad de giro de ventilador. Los valores obtenidos para el salto 7/12 ºC son superiores a los obtenidos para el salto 8/11 ºC.

0

100

200

300

400

500

600

700

800

Vmax Vmed Vmin

Pot

enci

a in

terc

ambi

ada

[W]

Posición selector de velocidad

Salto 7-12ºCSalto 8-11ºC

Figura 3.9. Potencia intercambiada frente a la posición del selector de velocidad del ventilador

para los dos saltos térmicos ensayados y en los ensayos realizados con agua.

En la Figura 3.10 se muestran los valores del coeficiente U·A correspondientes a estos datos en la que se puede ver que éstos oscilan entre 53,7 W/K y 70,3 W/K para los ensayos con salto térmico de 7 ºC a 12 ºC, y entre 61,4 y 80,8 W/K para el salto de 8 ºC a 11 ºC, diferencia que se justifica en que el caudal de agua es superior en el segundo de los casos para reducir el salto.

Si en lugar de analizar los valores del coeficiente U·A, se analizan los valores de los coeficientes de convección, se obtiene que los valores del coeficiente de convección exterior se sitúan entre 15,6 W/m2·K y 23,3 W/m2·K, mientras que los coeficientes de convección interior oscilan entre 638,2 W/m2·K y 1209,9 W/m2·K, lo que deja bien claro que la resistencia limitante del proceso de transmisión de calor es la convección exterior.

75


0

10

20

30

40

50

60

70

80

90

Vmax Vmed Vmin

Coe

ficie

nte

U·A

[W/ºC

]

Posición selector de velocidad

Salto 7-12ºCSalto 8-11ºC

Figura 3.10. Valores del coeficiente U·A frente a la posición del selector de velocidad del ventilador para los dos saltos térmicos ensayados y en los ensayos realizados con agua.

3.4.1.3. Pérdidas de carga

En la Figura 3.11 se muestran las mediciones directas de la caída de presión frente al caudal total de agua que circula a través del fancoil en los ensayos realizados.

Figura 3.11. Pérdidas de carga en el fancoil frente al caudal de agua.

Tal y como se ha explicado con anterioridad, la longitud equivalente de los cabezales del fancoil se ha calculado en función de los valores experimentales de pérdidas de carga, obteniéndose un valor medio de la longitud equivalente de 2,06 metros. Para esta longitud equivalente, la ecuación de Darcy-Weisbach predice las pérdidas de carga experimentales empleando la correlación de Blasius (1913) [16], el factor de fricción con un error medio de -0,15% y un error máximo de -2,64%, tal y como se puede ver en la Figura 3.12.

76


Figura 3.12. Comparativa entre la pérdidas de carga teóricas obtenidas considerando una

longitud equivalente de 2,06 metros y la correlación propuesta propuesta por Blasius (1913) [16] y las pérdidas de carga experimentales.

En (Kauffeld et al. (2005)) [4] se propone una longitud equivalente de cada unión de 0,6 metros, lo que en nuestro caso supondría un total de 4,2 metros, lo que representa aproximadamente el doble del valor obtenido en este análisis.

3.4.2. Ensayos con hielo líquido

3.4.2.1. Comportamiento térmico

En este apartado se muestran en primer lugar los valores de la potencia intercambiada como resultado del estudio paramétrico realizado según lo especificado en la sección 3.1.2.2. (Tabla 3.2.). La potencia intercambiada se ha calculado tanto mediante el balance en el hielo líquido como mediante el balance en el aire, obteniéndose una desviación media en valor absoluto del 12,6 %, siendo similar a los valores obtenidos con agua. Teniendo en cuenta el análisis de incertidumbres realizado (ISO (1995)) [20] se ha optado por considerar como valor real el calculado a partir del balance en el hielo líquido.

En cada uno de estos ensayos se han fijado unas condiciones de trabajo y se han registrado valores estables durante 30 minutos, obteniéndose de su análisis los resultados que se muestran a continuación.

En la Figura 3.13 se muestra la potencia intercambiada por el fancoil frente a la concentración de hielo para los ensayos realizados con diferentes temperaturas de aire comprendidas entre 22 ºC y 26 ºC. En este caso se puede ver como la potencia intercambiada aumenta ligeramente con la concentración de hielo y con la temperatura de entrada del aire, observándose incrementos en la potencia intercambiada en torno a 0,4 kW cada 2 ºC de aumento de la temperatura del aire en el rango de condiciones ensayadas.

77


0

0.5

1

1.5

2

2.5

3

3.5

4

4.5

0% 5% 10% 15% 20% 25%

Pote

ncia

térm

ica

inte

rcam

biad

a [k

W]

Concentración de hielo [kg/kg]

22 ºC 24 ºC 26 ºC

Figura 3.13. Potencia intercambiada frente a la concentración de hielo para diferentes

temperaturas de entrada del aire.

En la Figura 3.14 se muestra la potencia intercambiada por el fancoil frente a la concentración de hielo para los ensayos realizados con diferentes valores de humedad relativa del aire a la entrada, variando ésta entre el 30% y el 50%. Nuevamente la potencia intercambiada aumenta ligeramente con la concentración de hielo, además de aumentar cuanto mayor es la humedad relativa de entrada.

0

0.5

1

1.5

2

2.5

3

3.5

4

0% 5% 10% 15% 20% 25%

Pote

ncia

térm

ica

inte

rcam

biad

a [k

W]


Humedad 30%

Humedad 40%

Humedad 50%

Figura 3.14. Potencia intercambiada frente a la concentración de hielo para ensayos con

diferente humedad del aire a la entrada del fancoil.

En la Figura 3.15 se muestran los valores de potencia frigorífica correspondientes a los ensayos realizados variando la velocidad del aire entre las tres velocidades del selector del fancoil. En este caso un considerable incremento en la potencia intercambiada fue observado al aumentar la velocidad del aire, y en menor medida al incrementar la concentración de hielo.

78


0

0.5

1

1.5

2

2.5

3

3.5

0% 5% 10% 15% 20% 25%

Pote

ncia

térm

ica

inte

rcam

biad

a [k

W]


Vmin Vmed Vmax

Figura 3.15. Potencia intercambiada frente a la concentración de hielo para ensayos realizados

con diferente velocidad de aire.

En la Figura 3.16 se muestran los resultados correspondientes a los ensayos realizados variando el caudal de hielo líquido entre 400 kg/h y 800 kg/h. En este caso se puede ver como el efecto del caudal de hielo líquido es casi despreciable en comparación con los casos anteriores.

0

0.5

1

1.5

2

2.5

3

3.5

0% 5% 10% 15% 20% 25%

Pote

ncia

térm

ica

inte

rcam

biad

a [k

W]


Q 400 kg/h Q 600 kg/h Q 800 kg/h

Figura 3.16. Potencia intercambiada frente a la concentración de hielo para ensayos realizados

con diferente caudal de hielo líquido.

Una característica común a todos los ensayos es el incremento en la potencia intercambiada al incrementar la concentración de hielo a la entrada del fancoil. Analizando el incremento medio en la potencia intercambiada al incrementar la concentración de hielo desde el 5% al 20% es de un 15%.

Aplicando el método de la media logarítmica se han obtenido los valores del coeficiente global de transmisión de calor. Los valores obtenidos aumentan con el caudal de aire y con la humedad ambiente, mientras que los efectos del caudal de hielo líquido y la temperatura de entrada del aire son mucho más reducidos. Los valores del coeficiente global de transmisión de calor aumentan ligeramente con la concentración de hielo en todos los casos. Los valores obtenidos en el rango de condiciones ensayadas variaron entre 560,7 y 1067,3 W/m2·K.

79


Por otra parte, se ha evaluado la contribución de cada uno de los procesos de convección a

la resistencia térmica total, mostrándose en la Figura 3.17 los resultados obtenidos en los ensayos realizados variando la velocidad del ventilador.

0%

10%

20%

30%

40%

50%

60%

70%

80%

90%

100%

0% 5% 10% 15% 20% 25%

Con

tribu

ción

resi

sten

cia

térm

ica

[kW

]


Vmin Rhl / RT Vmed Rhl / RT Vmax Rhl / RTVmin Rhl / RT Vmed Ra / RT Vmax Ra / RT

Figura 3.17. Contribución de la resistencia térmica debida a cada proceso de convección a la

resistencia térmica total.

Los resultados mostrados en esta gráfica confirman que la resistencia térmica del lado del aire es la que limita el proceso de transferencia de calor, representando entre un 80% y un 88% de la resistencia térmica total. En esta figura se puede ver además, que la relación entre la resistencia térmica debida a la convección en el lado del aire y la resistencia térmica total, aumenta muy ligeramente cuanto mayor es la concentración de hielo, y disminuye cuanto menor es la velocidad del ventilador.

Por último, en los ensayos realizados se aprecia un ligero recalentamiento del hielo líquido a la salida del fancoil, es decir, la temperatura de hielo líquido es superior a la de equilibrio correspondiente a la cantidad de hielo presente determinada a partir de la medida de la densidad.


Las medidas realizadas de caída de presión con hielo líquido sin intercambio térmico han mostrado la existencia de combinaciones de caudal y concentración de hielo para las cuales no fue posible establecer las condiciones de funcionamiento deseadas, o al menos no de forma estable. Por este motivo se ha representado en la Figura 3.18 un mapa de funcionamiento con las diferentes zonas de funcionamiento.

En esta Figura se puede ver como no es posible el funcionamiento con elevadas concentraciones de hielo y bajos caudales de hielo líquido, mientras que el funcionamiento totalmente estable se consigue con caudales de hielo líquido por encima de 600-700 kg/h, si bien también es posible el funcionamiento en condiciones intermedias en las que los valores de pérdidas de carga y caudal experimentan ligeras fluctuaciones a lo largo de los ensayos.

80


0

200

400

600

800

1000

1200

0% 5% 10% 15% 20% 25%

Cau

dal d

e hi

elo

líqui

do [k

g/h]

Concentración de hielo

ZONA INESTABLE (Fluctuaciones 5%<dP<30%)

ZONA NO FUNCIONAMIENTO(Fluctuaciones dP>30%)

ZONA ESTABLE (Fluctuaciones dP<5%)

Figura 3.18. Mapa de funcionamiento en condiciones estables.

En la Figura 3.19 se muestran las mediciones directas de la caída de presión frente al caudal de hielo líquido que recorre el fancoil para diferentes concentraciones de hielo. En esta figura se incluyen además los valores de pérdidas de carga registrados cuando se hace circular la disolución de anticongelante a 0 ºC y agua a 25 ºC.

En esta gráfica se aprecia como las pérdidas de carga aumentan con la concentración de hielo, siendo mayor este incremento cuanto mayor es la concentración de hielo. Indicar además que, como ya se indicó anteriormente, para caudales de hielo líquido pequeños y altas concentraciones de hielo el comportamiento se vuelve inestable debido a la obturación parcial de alguno de los elementos del circuito, por lo que no se pueden mostrar valores de pérdidas de carga en estas condiciones.

Figura 3.19. Pérdidas de carga experimentales frente al caudal de hielo líquido.

A fin de mostrar más claramente el efecto de la concentración de hielo se han representado en la Figura 3.20 los valores de pérdidas de carga para cada uno de los caudales frente a la concentración de hielo.

81


Figura 3.20. Pérdidas de carga experimentales frente a la concentración del hielo líquido.

En este caso se puede apreciar la existencia de una relación polinomial de segundo orden entre ambos parámetros, obteniéndose una constante de ajuste R2 entre las curvas exponenciales y los datos experimentales superior al 95% en todos los casos, y superior al 98,5% para 6 de los 9 caudales ensayados.

En la Figura 3.21 se muestran los valores del factor de fricción obtenidos teniendo en cuenta los valores experimentales de pérdidas de carga y el valor de longitud equivalente obtenido en los ensayos con agua. En esta figura se incluyen además los valores teóricos obtenidos mediante algunas de las correlaciones existentes en la literatura científica tanto para régimen laminar, como régimen turbulento.

Figura 3.21. Valores experimentales del factor de fricción frente al número de Reynolds.

En esta figura se puede ver que existe una relación clara entre el valor del factor de fricción y el número de Reynolds, independientemente de la concentración de hielo, apreciándose que el cambio de régimen tiene lugar para valores del número de Reynolds en el rango 2100 – 2200.

En cuanto a la comparativa con correlaciones teóricas, las mediciones experimentales se compararon con las predicciones proporcionadas por los modelos más sencillos con el objetivo de determinar el modelo que ofrece un mejor ajuste. En régimen turbulento, los valores

82


experimentales del factor se compararon con los valores predichos por Petukhov (1970) [15] para fluidos monofásicos, y con los propuestos por Blasius (1913) [16], los cuales fueron utilizados por diferentes autores para la obtención de correlaciones empíricas. Los datos experimentales obtenidos se ajustan con elevada precisión a los valores predichos por la correlación de Petukhov, con una desviación comprendida entre el 9% y el -6,3%, para todos los datos experimentales.

Mediante el modelo de Blasius se obtienen valores ligeramente inferiores a los experimentales, con un error comprendido entre +1% y -17%, siendo mayor la discrepancia a menores números de Reynolds. Si bien la correlación de Blasius no está formulada para el cálculo del factor de fricción con hielo líquido son varios los autores; Reghen (2002) [21] o Snoek and Gupta [22] (1993) que proponen esta correlación con ligeras correcciones en función de las características del hielo.

En la zona de régimen laminar se utilizó en primer lugar el modelo de Poiseuille, el cual subestima los datos experimentales, tal y como se puede ver en la Figura 3.21. Teniendo en cuenta la elevada discrepancia se ha obtenido una correlación específica para estos ensayos dada por la ecuación 3.27.

3.27) 838,0Re7,35f −⋅= (3.27)

Como validación de esta ecuación (ecuación 3.27) y para comprobar la validez de la

correlación propuesta por Petukhov se han representado en la Figura 3.22 los valores experimentales de pérdidas de carga frente a los teóricos obtenidos mediante dichas expresiones según el tipo de régimen. Tal y como se puede ver en dicha Figura las correlaciones teóricas predicen los datos experimentales dentro de una banda de error de ± 8%, con una desviación media en valor absoluto del 3,29%.

Figura 3.22. Comparativa de los valores experimentales de pérdidas de carga con los

predichos con la correlación 3.25 para régimen turbulento y la correlación 3.26 para laminar.

3.4.2.3. Efecto formación escarcha

Con el objetivo de evaluar el comportamiento del fancoil en condiciones de escarcha se realizaron ensayos manteniendo las condiciones de entrada del hielo líquido (caudal y

83


concentración), y las condiciones de entrada del aire (temperatura y húmedad) para una velocidad fija del ventilador del fancoil durante al menos 8 horas. A lo largo de estos ensayos se pudo ver como la formación de escarcha afectó a los parámetros que caracterizan el comportamiento de este tipo de intercambiadores.

Como apoyo a los resultados numéricos presentados en esta sección se incluyen fotografías recogidas durante estos ensayos (Figura 3.23) y que constituyen una importante herramienta para conocer el proceso de la formación de escarcha.

Figura 3.23. Fotografías tomadas cada 60 minutos durante el ensayo de larga duración realizado bombeando 800 kg/h de hielo líquido al 8% y a velocidad media del ventilador.

84


En la Figura 3.23 una serie de fotografías tomadas en intervalos de 1 hora durante el

ensayo realizado a la velocidad intermedia del ventilador, una temperatura de entrada del aire de 22 ºC y una humedad relativa entre el 40-50%, un caudal de hielo líquido de 800 kg/h y una concentración de hielo a la entrada del 8%. En estas fotografías se aprecia claramente como el comienzo de la formación de escarcha tiene lugar en los laterales de la batería y va creciendo hacia el centro. Este hecho se justifica en que la condensación de la humedad del aire, y su posterior congelación, tiene lugar en las zonas con una menor velocidad de circulación del aire (ver Figura 3.7), ya que se alcanzan menores temperaturas.

La principal consecuencia de la formación de la escarcha es la reducción de la potencia intercambiada por el fancoil para unas mismas condiciones de funcionamiento, tal y como se puede ver en las Figura 3.24, en las que se muestra la potencia intercambiada a lo largo de los ensayos realizados para cada una de las velocidades de giro del ventilador manteniendo un caudal de hielo líquido de 800 kg/h, una concentración de hielo a la entrada del 8%, una temperatura de entrada del aire de 22 ºC y una humedad relativa entre el 40 y el 50%. Para facilitar la interpretación de los resultados los valores mostrados en esta figura se corresponden con los valores medios cada 10 minutos de funcionamiento.

0

0,5

1

1,5

2

2,5

3

0 1 2 3 4 5 6 7 8 9

Pote

ncia

inte

rcam

biad

a ba

lanc

e ai

re [k

W]

Tiempo [horas]

VmáximaVintermediaVminima

Figura 3.24. Evolución de la potencia intercambiada a lo largo del ensayo de larga duración y

las tres velocidades de giro del ventilador.

En esta figura se puede ver como en los primeros instantes de los tres ensayos se produce un ligero incremento en la potencia intercambiada hasta alcanzar un valor en el cual comienza a disminuir dicha potencia. Si se comparan las tres velocidades se puede ver que la potencia intercambiada es mayor cuanto mayor es la velocidad de giro del ventilador.

Los valores de potencia mostrados en la Figura 3.24 fueron obtenidos como la media de los valores obtenidos mediante la aplicación de un balance de energía al aire y al hielo líquido, entre los cuales se obtuvo una discrepancia aceptable, tal y como se puede ver en la Figura 3.25.

En esta figura se muestra que la discrepancia entre los valores obtenidos para cada uno de los dos fluidos es inferior al 10% en la mayoría de los casos, a excepción de los datos obtenidos para la velocidad de circulación mínima y en las condiciones en las que se da un menor intercambio térmico, en las cuales el balance calculado para el aire resulta hasta un 25% mayor que el balance calculado para el hielo líquido. A pesar de esto, los valores obtenidos se pueden considerar altamente satisfactorios teniendo en cuenta las incertidumbres asociadas al cálculo con estos dos fluidos, y especialmente para los cálculos con aire.

85


0

0,5

1

1,5

2

2,5

3

3,5

4

0 0,5 1 1,5 2 2,5 3 3,5 4

Pote

ncia

cal

cula

da b

alan

ce a

ire [k

W]

Potencia calculada balance hielo [kW]

Vmax aireVmed aireVmin aire

+10%

-10%

Figura 3.25. Balances de potencias en los ensayos de evaluación del comportamiento en

condiciones de formación de escarcha.

El hecho de que la formación de escarcha tenga lugar cuanto menor es la velocidad de circulación del aire se puede ver también en la Figura 3.26 en la que se muestra el aspecto final del fancoil tras las más de 8 horas de funcionamiento para cada una de las velocidades de giro del ventilador del fancoil, comenzando por el ensayo a velocidad del ventilador mínima.

En esta figura se puede ver claramente como el aspecto final del fancoil tras cada uno de los ensayos realizados para distintas velocidades de giro del ventilador es notablemente diferente en función de la velocidad de giro del ventilador, o lo que es lo mismo, del caudal de aire que atraviesa la batería. Este comportamiento pone de manifiesto la conveniencia de trabajar con velocidades de aire lo más elevadas posible, siempre que sean compatibles con las condiciones de confort en el local a climatizar.

Teniendo en cuenta que la formación de escarcha se produce preferentemente en las zonas con menor velocidad del aire, se concluye que para el caso considerado resulta de vital importancia el buscar equipos en los cuales el perfil de velocidades que se alcanza a través de la batería sea lo más homogéneo posible, evitando zonas de baja velocidad de circulación de aire y, por tanto, zonas de baja temperatura en las que se alcancen temperaturas del aire excesivamente bajas.

86


Figura 3.26. Aspecto final de la batería tras 8 horas de funcionamiento para a) velocidad del

ventilador mínima, b) velocidad del ventilador media y c) velocidad del ventilador máxima.

Continuando con el análisis del efecto de la escarcha se muestran en la Figura 3.27 los valores del coeficiente de convección referidos al área interior de los tubos del intercambiador. En esta figura se puede ver nuevamente como el coeficiente global de transmisión de calor disminuye notablemente a medida que va aumentando la formación de la escarcha, existiendo dos razones fundamentales como son la reducción en el caudal de aire y el incremento de la resistencia térmica adicional debido a la película de hielo depositada sobre tubos y aletas. Los valores obtenidos son mayores cuanto mayor es la velocidad de giro del ventilador, oscilando los valores obtenidos en un rango entre 895 y 670 W/m2·K para la velocidad máxima, entre 700 y 280 W/m2·K para la velocidad intermedia y entre 700 y 250 W/m2·K para la velocidad mínima.

a)

b)

c)

87


0

100

200

300

400

500

600

700

800

900

1000

0 1 2 3 4 5 6 7 8 9

Ui[

W/m

2 ·K]

Tiempo [horas]


Figura 3.27. Evolución del coeficiente global de transmisión de calor a lo largo del ensayo de

larga duración y las tres velocidades de giro del ventilador.

Teniendo en cuenta los valores del coeficiente global mostrados en la Figura 3.27 y aplicando la correlación apropiada para el cálculo del coeficiente de convección en el interior de los tubos se ha calculado un valor del coeficiente de convección exterior el cual incluye los efectos debidos al proceso de conducción a través de la película de escarcha. Los valores obtenidos se muestran en la Figura 3.28 frente al tiempo de funcionamiento transcurrido y las tres velocidades de giro del ventilador.

La grafica obtenida es muy similar a la obtenida para el coeficiente global debido a que la convección exterior es la resistencia térmica limitante del proceso de transmisión de calor. Los valores obtenidos oscilan entre los 59 y 42 W/m2·K para la velocidad máxima, entre 44 y 17 W/m2·K para la velocidad intermedia y entre 45 y 15 W/m2·K para la velocidad del ventilador mínima.

0

10

20

30

40

50

60

70

0 1 2 3 4 5 6 7 8 9

h aire

[W/m

2 ·K]

Tiempo [horas]


Figura 3.28. Evolución del coeficiente de convección en el lado del aire a lo largo de los

ensayos de larga duración y las tres velocidades de giro del ventilador.

88


3.5. VALIDACIÓN DEL MODELO

Como se indicó con anterioridad el modelo matemático desarrollado fue validado con los datos experimentales obtenidos en el laboratorio con un fancoil comercial y usando hielo líquido producido a partir de una disolución acuosa de etilenglicol al 10% en peso. Para la validación se han empleado los datos obtenidos en 17 ensayos en los que se ha variado el caudal de aire y el caudal y concentración de hielo líquido a la entrada del fancoil.

Los valores de potencia intercambiada obtenidos con el modelo se compararon con los valores experimentales obtenidos mediante un balance de energía en el lado del hielo líquido, por la menor incertidumbre asociada. La Figura 3.29 muestra una correspondencia aceptable entre ambos resultados dentro de una banda de error de ± 10%.

Figura 3.29. Comparativa de la potencia intercambiada obtenida con el modelo matemático

con la obtenida experimentalmente.

Además de la potencia intercambiada, se han comparado otros parámetros como la temperatura y concentración del hielo líquido, y la temperatura y humedad del aire a la salida del fancoil. La concentración de hielo a la salida del fancoil obtenida con el modelo coincide con la obtenida experimentalmente a partir de las mediciones de densidad, sin embargo, la temperatura de salida obtenida por el modelo es inferior a la experimental, debido a que el modelo considera equilibrio térmico entre los cristales de hielo y la disolución mientras que en la realidad el hielo líquido sale sobrecalentado.

En cuanto a la comparativa de las condiciones del aire es necesario tener en cuenta que el modelo supone una distribución homogénea del aire, mientras que en el caso experimental la distribución de temperaturas en el aire es muy variable debido a la heterogénea distribución del flujo (Figura 3.7). Teniendo en cuenta la distribución real en el aire y las medidas de aire en cada sector los valores medios obtenidos se ajustan aceptablemente a los predichos por el modelo.

Otra posible forma de validación pasa por la comprobación de si el programa reproduce el comportamiento del hielo líquido en el interior del intercambiador. Por este motivo, en la Figura 3.30 se muestra la evolución de la temperatura del hielo líquido y de la concentración de hielo en el interior del fancoil para unas condiciones de funcionamiento en las que se produce la fusión total del hielo líquido en el interior del acumulador. En esta Figura se puede ver claramente la existencia de dos zonas con diferente comportamiento; una primera en la que disminuye la concentración de hielo en el que la temperatura aumenta muy ligeramente según

89


se va recorriendo el intercambiador, y una segunda en la que únicamente se intercambia calor sensible por lo que se produce un aumento notable de la temperatura.

-5%

0%

5%

10%

15%

20%

25%

30%

35%

-5

-4

-3

-2

-1

0

1

2

3

4

5

0 200 400 600 800 1000 1200 1400 1600

Con

cent

raci

ón d

e hi

elo

[%]

Tem

pera

tura

[ºC

]

Nº de elemento

TemperaturaPorcentaje de hielo

Figura 3.30. Evolución de la temperatura del hielo líquido en el interior del fancoil en un ensayo

de referencia.

Una vez comprobada la validez del programa de simulación desarrollado puede ser utilizado para la realización de un análisis paramétrico más amplio en el que se han incluido parámetros que no pudieron ser ensayados experimentalmente, como las características del intercambiador, o el tipo de anticongelante y la concentración del mismo.

Dentro de las características de las baterías el programa de simulación permite evaluar parámetros geométricos, como dimensiones, disposición de tubos o número de circuitos, y otras características constructivas como el tipo de material definido por sus propiedades físicas. El efecto del material constructivo de la batería es otro de los parámetros que se ha analizado. De entre las combinaciones analizadas, la combinación de tubos de cobre con aletas de aluminio es la que mejores prestaciones ofrece, si bien la variación respecto a otros sistemas no es excesivamente importante, con una reducción máxima en la potencia intercambiada con las otras alternativas consideradas y las mismas condiciones de funcionamiento inferior al 1,5%.

Dentro de las características constructivas se ha apreciado una considerable mejora al emplear aletas onduladas (wavy fins) en lugar de aletas planas (plain fins).

El efecto del tipo de anticongelante empleado tiene una importante relación con la temperatura de trabajo deseada, ya que incrementos excesivos de la cantidad de anticongelante para poder alcanzar ciertas temperaturas puede provocar pérdidas de rendimiento que justifiquen el cambio a otras sustancias con peores propiedades en principio pero que necesiten una menor cantidad de anticongelante (Guilpart et al. (2006)) [23]. En este sentido el programa desarrollado supone una importante herramienta para selección del fluido de trabajo.

90


3.6. CONCLUSIONES

En base al análisis de los resultados obtenidos del estudio experimental de un fancoil convencional trabajando con hielo líquido producido a partir de una disolución acuosa de etilenglicol al 10% en peso y con concentraciones de hielo de hasta un 25% se han obtenido las conclusiones que se indican a continuación.

Las pérdidas de carga que sufre el hielo líquido en el interior del fancoil aumentan con la concentración de hielo y con el caudal de hielo líquido. En ambos casos la relación entre ambos parámetros es polinómica de segundo orden. Estos ensayos han mostrado la existencia de diferentes zonas de funcionamiento; una correspondiente a los mayores caudales y menores concentraciones de hielo líquido en el cual se obtiene un comportamiento totalmente estable, otra con condiciones intermedias caracterizado por un comportamiento inestable con fluctuaciones de caudal y de las pérdidas de carga registradas, y finalmente, una zona correspondiente a los menores caudales y mayores concentraciones de hielo en la que el funcionamiento no es posible.

En base a los valores experimentales de pérdidas de carga, y a la definición apropiada de las propiedades del hielo líquido se ha obtenido el factor de fricción correspondiente a cada caso. Los valores del factor de fricción obtenidos muestran que la transición entre régimen laminar y régimen turbulento tiene lugar para valores del número de Reynolds entre 2100 y 2200. En régimen turbulento, los valores del factor de fricción pueden ser predichos utilizando correlaciones disponibles en la bibliografía para fluidos monofásicos tradicionales. El modelo propuesto por Petukhov predice los valores del factor de fricción experimentales en régimen turbulento con una desviación comprendida entre +9% y -6,3%. En cuanto a régimen laminar, el modelo de Blasius subestima en general los valores experimentales del factor de fricción con una desviación entre +1% y -17%.

Teniendo en cuenta la complejidad para definir el comportamiento observado con modelos tradicionales, se ha optado por obtener una correlación específica en base a los datos experimentales.

838,0Re7,35f −⋅=

Respecto a la transmisión de calor se ha llevado a cabo un análisis paramétrico que ha puesto de manifiesto la dependencia de parámetros relacionados con las características del aire, como son el caudal, la temperatura y la humedad, mientras que los efectos del caudal y concentración de hielo líquido son mucho más moderados. La potencia intercambiada y el valor del coeficiente global de transmisión de calor aumentan cuanto mayor es la temperatura, humedad y caudal del aire. Los valores del coficiente global de transmisión de calor en los ensayos realizados variaron entre 560,7 y 1067,3 W/m2·K.

La dependencia de las condiciones del aire se justifica en que la resistencia térmica limitante del proceso de intercambio es la del proceso de convección en el lado del aire. Este hecho se ha podido confirmar con el cálculo de la contribución porcentual de la resistencia térmica de cada proceso de intercambio en la resistencia térmica total, obteniéndose que para todos los casos la contribución de la convección en el lado del aire se sitúa entre un 80% y un 88%.

Además de los datos con hielo líquido se presentan datos sobre el comportamiento con agua para condiciones de trabajo habituales en estos equipos, obteniendo valores entre 410 W y 690 W. Estos valores son 3,7 y 4,1 veces inferiores a los obtenidos con hielo líquido, si bien es necesario indicar que los caudales en el segundo de los casos son apreciablemente superiores.

Para finalizar con la parte experimental se ha analizado el efecto de la formación de escarcha sobre la batería debido a las bajas temperaturas propias del hielo líquido. Los datos experimentales obtenidos han mostrado una apreciable reducción en la potencia intercambiada, en el coeficiente global del intercambio y en el coeficiente de convección interior

91


a lo largo de ensayos de larga duración, motivada por la deposición de escarcha sobre la batería.

Los valores del coeficiente global de transmisión de calor obtenidos en estos ensayos son mayores cuanto mayor es la velocidad de giro del ventilador, oscilando en un rango entre 895 W/m2·K y 670 W/m2·K para la velocidad máxima, entre 700 W/m2·K y 280 W/m2·K para la velocidad intermedia y entre 700 W/m2·K y 250 W/m2·K para la velocidad mínima. En el caso del coeficiente de convección en el lado del aire los valores obtenidos oscilan entre los 59 y 42 W/m2·K para la velocidad máxima, entre 44 y 17 W/m2·K para la velocidad intermedia y entre 45 y 15 W/m2·K para la velocidad del ventilador mínima. Estos resultados muestran que el efecto de la acumulación de escarcha es más importante cuanto menor es el caudal de aire, dato que fue confirmado mediante la inspección visual de la batería al final de cada uno de estos ensayos.

Otra característica particular del equipo estudiado y que va a tener también una repercusión directa en el proceso de formación de escarcha, es la distribución de aire altamente heterogénea.

Con el objetivo de profundizar más en este análisis, se ha desarrollado un modelo matemático que permite predecir el comportamiento de fancoils con hielo líquido obtenido empleando diferentes disoluciones de anticongelante. Dicho modelo ha sido validado con los resultados experimentales, tras lo cual ha sido empleado para realizar un análisis paramétrico de diferentes parámetros como el tipo y concentración de anticongelante o la geometría y materiales constructivos de la batería.

92


REFERENCIAS

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93

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[23] Guilpart J., Stamatiou E., Delahaye A., Fournaison L. Comparison of the performance of

different ice slurry types. International Journal of Refrigeration 29 781–788 (2006).

94

Capítulo 4 Análisis del comportamiento de intercambiadores de placas con aletas OSFs

Capítulo 4

Análisis del comportamiento de intercambiadores de placas con

aletas OSFs

En este capítulo se presentan los resultados más destacados obtenidos del análisis de dos intercambiadores de placas con aletas tipo “Offset strip fins” operando con hielo líquido. Las principales diferencias entre los dos modelos, desde el punto de vista de este análisis, son el distinto tamaño y la distinta orientación relativa entre las aletas y la dirección del flujo.

Inicialmente, se analizó el comportamiento de ambos intercambiadores trabajando con fluidos monofásicos, con el objetivo de obtener una base de comparación y correlaciones adimensionales que permitan definir los coeficientes de convección mediante la aplicación de una modificación del método de Wilson. Estas correlaciones permitieron, en una segunda fase, determinar los coeficientes de transmisión de calor con hielo líquido.

El comportamiento del intercambiador de mayores dimensiones con fluidos monofásicos ha sido publicado en: Fernández-Seara J., Diz R., Uhía F.J. Pressure drop and heat transfer characteristics of a titanium brazed plate-fin heat exchanger. Applied Thermal Engineering 51, (2013) 502-511 [1], mientras que los principales resultados obtenidos con este intercambiador operando con hielo líquido fueron publicados en el artículo: Fernández-Seara J., Diz R. Thermo-hydraulic behavior of ice slurry in an offset strip-fin plate heat exchanger. International Journal of Refrigeration 41 (2014) 171-180 [2]. Este segundo artículo ha sido reconocido por los editores de la revista International Journal of Refrigeration como “Very Highly Commended Paper” de entre los publicados en los años 2013 y 2014.

Complementariamente, algunos de los datos obtenidos sobre el comportamiento del intercambiador de mayores dimensiones operando con fluidos monofásicos, así como la aplicación del Método de Wilson a los mismos, fueron publicados en las Actas del VII Congreso Nacional de Ingeniería Termodinámica (CNIT7) celebrado en Bilbao en 2011 (Diz et al., (2011) [3]). Respecto al intercambiador de menores dimensiones, se han publicado parte de los resultados experimentales obtenidos en las actas del 7th International Conference on Heat Transfer, Fluid Mechanics and Thermodynamics (HEFAT2010) celebrado de Antalya (Turquía) en 2010 (Diz et al. (2010) [4]). Finalmente, datos relativos a la comparativa de los resultados obtenidos con los dos intercambiadores han sido publicados en el VI Congreso Ibérico y IV Congreso Iberoamericano de Ciencias y Técnicas del Frío (CYTEF 2012) celebrado en Madrid en 2012 (Diz et al., 2012 [5]) y en el 8th World Conference on Experimental Heat Transfer, Fluid Mechanics and Thermodynamics (exHFT 2013) celebrado en Lisboa (Portugal) en 2013 (Diz et al., 2013 [6]).

95


4.1. INTRODUCCIÓN

En la sección 1.2.3. se realiza una revisión del estado del arte del intercambio de calor con hielo líquido en intercambiadores de placas, en la cuál se pone de manifiesto que los trabajos realizados hasta la fecha se centran en los intercambiadores con placas corrugadas, no teniéndose constancia de ningún trabajo referente al comportamiento de intercambiadores de placas con aletas.

El empleo de aletas con diferentes geometrías entre las placas de los intercambiadores es una solución habitual cuando se pretende optimizar la transmisión de calor en este tipo de intercambiadores. El uso de aletas es más habitual en procesos en los que intervienen gases, ya que se pueden conseguir mejoras en el coeficiente de transmisión de calor de entre un 50 y un 150% (Webb (1992)) [7], si bien recientemente numerosos trabajos han mostrado que su uso con líquidos también permite considerables mejoras en el intercambio térmico.

Dentro de las aletas utilizadas en este tipo de intercambiadores, las aletas tipo “Offset strip-fins” son unas de las más utilizadas (Figura 4.1). La mejora en la transmisión de calor obtenida con este tipo de aletas se basa en el establecimiento y destrucción de una capa límite laminar de forma periódica entre cada una de las aletas. Como contraprestación, este tipo de aletas generan un incremento en la pérdida de carga a la que se ve sometido el fluido y que debe ser valorada a la hora de plantear el uso de este tipo de intercambiadores.

Figura 4.1. Detalle OSFs (Joshi and Webb (1987)) [8].

Este tipo de aletas puede ser utilizado con diferentes orientaciones relativas entre la pared

de las aletas y la dirección del flujo. A los casos extremos, en los que el flujo es paralelo a la dirección de las aletas se le denomina LPD (Low pressure direction), mientras que cuando circula perpendicular a las aletas se le denomina HPD (High pressure direction) (Muzychka y Yovanovich (1999)) [9], tal y como se muestra en la Figura 4.2. Con la configuración HPD se consiguen mayores coeficientes de intercambio térmico que con la configuración LPD, si bien también se produce un incremento notable en las pérdidas de carga.

Figura 4.2. Orientaciones relativas entre la dirección del flujo y la superficie de las aletas con

las configuraciones LPD y HPD.

HPD

LPD

96


Las aletas tipo OSFs se definen en función de cuatro parámetros geométricos como son: la

longitud de la aleta (l), el ancho de la aleta (s), el alto de la aleta (a) y el espesor (e).

Teniendo en cuenta que la mayor mejora en la transmisión de calor se produce cuando se trabaja con gases, el número de trabajos referentes al comportamiento de intercambiadores de placas con aletas OSFs operando con gases es mucho mayor que el número de trabajos publicados sobre su comportamiento con líquidos, no habiéndose alcanzado a día de hoy un consenso sobre la extrapolación de los resultados obtenidos con cada tipo de fluido (Shukla et al. (2013)) [10]. El objetivo principal de estos trabajos es la obtención de correlaciones experimentales que permitan predecir el comportamiento térmico de este tipo de aletas, cuya expresión más sencilla viene dada por la expresión 4.1, existiendo expresiones más complejas en las que se incluyen otros parámetros generalmente relacionados con la geometría de las aletas. La ecuación 4.1 define la transmisión de calor mediante el factor j de Colburn (j) y en función del número de Reynolds.

4.1) ndhReCj −⋅= (4.1)

Del mismo modo que para la transmisión de calor, se han propuesto hasta la fecha varias correlaciones para definir el comportamiento dinámico en función del factor de fricción de Moddy (f), y cuya forma más sencilla viene dada por la ecuación 4.2.

4.2) ndhReCf −⋅= (4.2)

Además de la aplicación a diferentes tipos de fluidos, existen trabajos en los que se discute también la aplicabilidad de las correlaciones empíricas a aletas de diferentes materiales, recalcando el hecho de que los procesos de mecanizado empleados con cada material dan lugar a rebabas e imperfecciones que van a influir en el comportamiento del intercambiador Guo et al. (2007) [11].

Para el análisis adimensional del intercambio térmico con aletas tipo OSFs se emplea como longitud característica un diámetro hidráulico (dh) calculado en función de los parámetros que caracterizan esta geometría, si bien no existe unanimidad respecto a la ecuación empleada. En la Tabla 1.1 se recogen algunas de la expresiones utilizadas junto con algunos de los trabajos en los que han sido empleadas.

Expresión Autores

surface

freeh A

Vd

⋅=

4 [9], [19], [19]

( ))asas2dh +⋅⋅

= [12], [14], [16], [24], [25]

( )( )l

ae)asaes2dh ⋅++

⋅−⋅= [8], [17], [28]

( ) seaelals2las4dh ⋅+⋅+⋅+⋅⋅⋅⋅⋅

= [10], [12], [13], [15], [20]

Tabla 4.1. Expresiones para el cálculo del diámetro hidráulico.

Desde mediados del siglo pasado, numerosos trabajos han analizado el comportamiento de esta geometría, con especial atención a su funcionamiento con gases, obteniéndose en la mayoría de ellos correlaciones que permiten definir tanto el comportamiento térmico como

97


dinámico, y que han sido recopilados en diferentes trabajos Manglik y Bergles (1995) [20] e Ismail et al. (2010) [21].

De entre las correlaciones obtenidas para líquidos, las expresiones más sencillas para la estimación del coeficiente de transmisión de calor y el factor de fricción fueron publicadas por Bhowmik y Lee (2009) [17] (ecuaciones 4.3 y 4.4).

4.3) 445,0Re489,0 −⋅= dhj (4.3)

4.4) 68,0Re10 −⋅= dhf (4.4)

Bhowmik y Lee (2009) [17] proponen unas correlaciones únicas para todo el rango de

valores del número de Reynolds e independientes del tipo de flujo.

En Guo et al. (2008) [18] se presentan correlaciones para el cálculo de del Colburn j-factor (ecuación 4.5) y el factor de fricción (ecuación 4.6) en función de los parámetros que caracterizan la geometría de las OSFs obtenidas para aletas en disposición HPD y usando un aceite lubricante como fluido de trabajo.

4.5) 388,0

h

520,0

h

0625,0

h

249,0

h

353,0d d

lde

da

dsRe163,0j

h

⋅

⋅

⋅

⋅⋅=

−−−− (4.5)

4.6) 905,0

h

14,1

h

868,0

h

58,1

h

196,0d d

lde

da

dsRe555f

h

⋅

⋅

⋅

⋅⋅=

−−− (4.6)

La única correlación encontrada que es aplicable a ambas configuraciones, y a los casos

intermedios es la correlación propuesta por Guo et al. (2009) [19] en la que se tiene en cuenta el ángulo entre la dirección del flujo y la superficie de las aletas (β). Las expresiones para el cálculo del Colburn j-factor y el factor de fricción vienen dadas por la ecuaciones 4.7 y 4.8.

4.7)7685,02558,0

h

4207,11819,0

h

2326,05476,0

h

05855,03958,0d d

bda

dsRe8452,0j

h

−⋅−⋅−+⋅−−

⋅

⋅⋅⋅=

βββ

β

(4.7)

4.8)

( )dh

4825,03388,0

h

057,2054,1

h

161,6052,1

h

06420,0d Re,F

db

da

dsRe9415,0f

hβ

βββ

⋅

⋅

⋅⋅=

−⋅−⋅−+⋅−−

(4.8)

4.9 ( )5166,032 Re

1254,0002,1342,14983,005166,0Re,dh

dhF +++−=βββ

β (4.9)

98




Para el estudio de los intercambiadores de placas con aletas OSFs se ha diseñado y construido en el laboratorio la unidad de ensayo necesaria dotada de los elementos de control y medida pertinentes. El montaje experimental consta fundamentalmente de un circuito cerrado para cada uno de los fluidos, dotado cada uno de ellos de los elementos necesarios para controlar las condiciones de entrada de los fluidos en el intercambiador ensayado, tal y como se puede ver en la Figura 4.3.

Figura 4.3. Esquema de la instalación experimental.

El hielo líquido es producido por el sistema de generación y almacenado en el tanque de acumulación de 500 litros de capacidad, desde donde es bombeado durante los ensayos hasta el intercambiador en estudio. Dicho depósito dispone de un sistema de agitación para mantener su contenido en unas condiciones lo más homogéneas posibles. La concentración de hielo es controlada mediante el encendido/apagado del sistema de generación de modo automático en función de las lecturas de temperatura realizadas a la salida del generador. La regulación del caudal de hielo líquido se realiza mediante un sistema de válvulas manuales que permiten mediante un by-pass recircular parte del caudal bombeado al depósito sin pasar por el intercambiador en estudio.

El fluido caliente es bombeado desde un depósito de 30 litros de capacidad a través de un intercambiador auxiliar, donde se eleva su temperatura hasta el valor deseado a la entrada del intercambiador en estudio mediante agua caliente procedente de un termo eléctrico con una potencia total instalada de 8 kW. La regulación del caudal se realiza de un modo similar al caso del hielo líquido, mediante un sistema de by-pass que permite retornar parte del caudal bombeado directamente al depósito. La regulación de la temperatura de entrada del fluido caliente se realiza controlando la potencia aportada al agua en el termo eléctrico mediante un regulador de potencia.

El montaje se completa con los elementos de medida necesarios para la adquisición de los datos experimentales en base a los cuales se realizó este estudio. Para la obtención de las temperaturas de entrada y salida de los dos fluidos en el intercambiador de placas se emplearon cuatro sensores de temperatura tipo Pt100 clase A instalados en el interior de vainas de acero inoxidable de 100 mm de longitud y 3 mm de diámetro. El caudal y la densidad del hielo líquido a la entrada del intercambiador fueron medidas con dos caudalímetros de efecto Coriolis, mientras que el caudal de fluido caliente fue medido con un caudalímetro volumétrico. Finalmente, un sensor de presión diferencial fue utilizado para medir las pérdidas de carga en ambos circuitos del intercambiador. Las características e incertidumbres asociadas a los diferentes elementos de medida empleados se indican en el apartado 2.1.3.

Tanque de hielo líquido

T1

T3 T2

T4 Gen

erad

or

Termo eléctrico

Depósito

Intercambiador auxiliar

99


Tanto el intercambiador de calor, como los cabezales de conexión con los sensores de

temperatura fueron aislados a fin de minimizar la transmisión de calor con el ambiente y evitar problemas de condensaciones.

Como en el caso anterior, la gestión del sistema de adquisición de datos se realiza mediante un programa elaborado con el software LabView 7.1. Los resultados obtenidos son mostrados en la pantalla del ordenador automáticamente tras cada barrido, a la vez que son almacenados en un archivo de MS Excel para su posterior procesado.

En la Figura 4.4 se muestra una fotografía de la instalación experimental.

Figura 4.4. Fotografía de la instalación experimental.


Los dos intercambiadores fueron ensayados de forma alternativa con diferentes combinaciones de fluidos. Los primeros ensayos fueron realizados con agua en ambos circuitos, para posteriormente ir añadiendo anticongelante a cada uno de los circuitos hasta finalizar con los ensayos con hielo líquido. En la Tabla 4.2 y en la Tabla 4.3 se muestran las combinaciones de fluidos ensayadas con los intercambiadores con aletas en disposición LPD y HPD, respectivamente.

Fluido frío Fluido caliente

Agua Agua Etilenglicol 10% Etilenglicol 30%

Hielo líquido Etilenglicol 30%

Tabla 4.2. Combinaciones de fluidos ensayadas con el prototipo TiL

100


Fluido frío Fluido caliente

Agua Agua Agua Etilenglicol 30%

Etilenglicol 10% Etilenglicol 30%

Hielo líquido Etilenglicol 30%

Tabla 4.3. Combinaciones de fluidos ensayadas con el prototipo TiM

Todas las combinaciones de fluidos mostradas en estas tablas fueron ensayadas con los

intercambiadores instalados en contracorriente, si bien los ensayos realizados con el prototipo de mayores dimensiones también fueron realizados con el intercambiador en equicorriente para la combinación de fluidos etilenglicol 10% - etilenglicol 30% y para el caso del hielo líquido.

Para la realización de los ensayos se han establecido unas condiciones de referencia, de modo que en cada uno de los ensayos se han ido variando uno de los parámetros de funcionamiento mientras que el resto se mantuvo en las condiciones de referencia. El procedimiento experimental ha consistido en fijar las condiciones de funcionamiento de la instalación en los valores deseados, y una vez alcanzadas y estabilizadas dichas condiciones recoger datos durante al menos 60 minutos.

Los caudales de referencia fueron seleccionados teniendo en cuenta los valores nominales indicados por el fabricante, mientras que en lo que respecta a las temperaturas de trabajo se seleccionó una temperatura de entrada de 10 ºC para todos los ensayos realizados y una temperatura de salida de referencia de 15 ºC. El rango de caudales de ensayo y temperaturas de salida del intercambiador se seleccionaron atendiendo a la potencia frigorífica disponible en el sistema de generación de hielo líquido.

En la Tabla 4.4 y la Tabla 4.5 se muestran las condiciones ensayadas con fluidos monofásicos en los prototipos pequeño y grande, respectivamente.

Variable Referencia Rango de análisis

Caudal frío (kg/h) 300 100, 150, 200, 250, 300, 350, 400, 450

Caudal caliente (kg/h) 300 100, 150, 200, 250, 300, 350, 400, 450, 600, 800, 1000, 1200

Tª de entrada frío (ºC) 10 …

Tª de entrada caliente (ºC) 15 15, 20, 25

Tabla 4.4. Combinaciones de fluidos monofásicos ensayadas con el prototipo TiM


Caudal frío (kg/h) 1200 200, 400, 600, 800, 1000, 1200 Caudal caliente (kg/h) 600 600, 900, 1200

Tª de entrada frío (ºC) 10 …. Tª de entrada caliente (ºC) 15 12,5, 15, 17,5 , 20

Tabla 4.5. Combinaciones de fluidos monofásicos ensayadas con el prototipo TiL

En los ensayos con hielo líquido se han considerado como variables de ensayo el caudal de hielo líquido y la concentración de hielo a la entrada del prototipo. Teniendo en cuenta que la temperatura de entrada del hielo líquido va a ser diferente para cada concentración de hielo, la temperatura de entrada del fluido secundario se adaptó para cada ensayo a fin de mantener

101


unas diferencias entre las temperaturas de entrada de los dos fluidos en unos determinados valores.

En laTabla 4.6 y Tabla 4.7 se muestran las condiciones ensayadas con hielo líquido y los prototipos pequeño y grande, respectivamente.


Caudal hielo líquido (kg/h) 300 150, 225, 300, 375, 450 Caudal caliente (kg/h) 300 ····

Concentración de hielo (kg/kg) ··· 0-25% Salto temperaturas de entrada (ºC) 5 5, 10, 15

Tabla 4.6. Combinaciones de fluidos ensayadas con el prototipo TiL-Monofásicos.


Caudal hielo líquido (kg/h) 1000 600, 800, 1000, 1200 Caudal caliente (kg/h) 600 500, 1000, 1500 Concentración de hielo (kg/kg) ··· 0-25%

Salto temperaturas de entrada (ºC) 5 5, 7,5, 10

Tabla 4.7. Combinaciones de fluidos ensayadas con el prototipo TiL-Hielo líquido.

102


4.3. ANÁLISIS EXPERIMENTAL

4.3.1. Caracterización del hielo líquido

Las concentraciones del hielo líquido, tanto a la entrada como a la salida de los prototipos ensayados, fueron obtenidas a partir de las mediciones de densidad realizadas mediante dos caudalímetros másicos, según la metodología presentada en el apartado 2.3.1. Una vez conocida la cantidad de hielo presente en el hielo líquido se pueden establecer las propiedades físicas del mismo como composición de las propiedades del hielo puro y de la disolución acuosa, tal y como se indica en el apartado 2.3.2.

4.3.2. Definición de la geometría de las aletas OSFs

La geometría de las aletas OSFs se define en función de cinco parámetros que son el espesor de las aletas, la longitud, la anchura, la altura y el ángulo que forman las paredes de las aletas respecto a las placas. En la mayoría de los casos el ángulo de las aletas no es tenido en cuenta, de modo que la geometría de las mismas queda definida por las cuatro primeras. Esta simplificación es equivalente a suponer que las aletas son perfectamente rectangulares.

En la Figura 4.5 se muestra un esquema en el que se comparan la geometría real de las aletas y la geometría empleada para los cálculos, suponiendo aletas rectangulares.

Figura 4.5. Superposición de la geometría real de las aletas y la empleada en los cálculos.

Los valores de los parámetros característicos de la geometría de estas aletas se presentan

en la Tabla 4.9.

Modelo TBHE-TiL-05-BH TBHE-TiM-07-BH

Material aletas Titanio Titanio Disposición LPD [9] HPD [9]

Longitud (mm) 3 3

Altura (mm) 2.7 2.7 Ancho (mm) 3.9 3.9

Espesor (mm) 0.3 0.3

Tabla 4.8. Dimensiones de las aletas.

Como se indica en el apartado 4.1. , el diámetro hidráulico para este tipo de aletas se define en función de las dimensiones geométricas de las mismas, empleándose en este trabajo una de las más habituales (ecuación 4.10).

4.10) es)ealals(2

las4dh ⋅+⋅+⋅+⋅⋅⋅⋅⋅

= (4.10)

a=2.7 e=0.3

s=3.9 l=3

103


4.3.3. Metodología de cálculo

El flujo de calor intercambiado para las distintas combinaciones de fluidos ensayadas se calculó mediante la aplicación de un balance de energías a cada uno de los fluidos, en función del caudal másico y de las entalpías de entrada y salida, tal y como se introdujo en el apartado 2.3.4. Junto con el cálculo del flujo de calor intercambiado se llevó a cabo el cálculo de las incertidumbres asociadas a cada uno de los casos. Teniendo en cuenta este análisis de incertidumbres se optó por tomar como valor de la potencia térmica intercambiada en los ensayos con hielo líquido, la obtenida según el balance de energía en el lado del fluido secundario. En los ensayos preliminares con fluidos monofásicos en ambos lados del intercambiador se consideró como potencia intercambiada la media de los balances en ambos circuitos. Una vez obtenido el flujo de calor intercambiado en cada caso se calculó el coeficiente global de transmisión de calor mediante la ecuación 2.10, donde la media logarítmica de la diferencia de temperaturas se obtuvo según la ecuación 2.11.

4.3.4. Aplicación del método de Wilson para el cálculo de los coeficientes de convección

El método de Wilson original (Wilson (1916)) [22] y sus sucesivas modificaciones constituyen una potente herramienta a la hora de determinar coeficientes de convección en todo tipo de intercambiadores de calor. Este método evita la necesidad de conocer la temperatura de las superficies de intercambio, por lo que es de especial utilidad en aquellos intercambiadores en los que por sus características constructivas no permiten el acceso a su interior. El método de Wilson se basa en la descomposición de la resistencia térmica total asociada a un proceso de intercambio térmico entre dos fluidos (Rg), en la suma de las resistencias térmicas debidas a los procesos de convección (Rconv,1 y Rconv,2), la conducción a través de la pared del intercambiador (Rcond) y las debidas al ensuciamiento (Rens,1 y Rens,2), tal y como se indica en la ecuación 4.11.

4.11) 2,conv2,enscond1,ens1,convg RRRRRR ++++= (4.11)

El uso del método de Wilson original y sus posteriores modificaciones han sido ampliamente empleadas para la obtención de los coeficientes de convección en intercambiadores con muy diversa geometría. En el caso de los intercambiadores de placas su uso es habitual para la obtención de los coeficientes de convección en procesos de cambio de fase, en los cuales el intercambiador actúa como evaporador o condensador, y mediante una aplicación indirecta del método. En una primera etapa de estos trabajos se obtienen correlaciones específicas para el cálculo de los coeficientes de convención en el lado del medio condensante o medio de evaporación, y una vez obtenida ésta se obtiene el coeficiente de convección en el cambio de fase a partir de la ecuación de la resistencia térmica total.

Aplicando una metodología similar al estudio de intercambiadores de placas con hielo líquido, se han obtenido en primer lugar correlaciones para el coeficiente de convección con fluidos monofásicos, que posteriormente han sido empleadas para poder independizar los coeficientes de convección con hielo líquido. Para la obtención de las correlaciones con fluidos monofásicos se ha empleado la modificación del método de Wilson original, consistente en asumir que las resistencias térmicas en los dos circuitos del intercambiador varían según la misma forma funcional, teniendo en cuenta que ambos circuitos mantienen la misma geometría.

El procedimiento seguido para la obtención de las correlaciones para el cálculo de los coeficientes de convección con fluidos monofásicos se explica a continuación de modo detallado.

En el caso de los intercambiadores de placas con aletas tipo OSFs la transmisión de calor suele definirse en función del Colburn j-factor (j), que se define en función de los números adimensionales de Stanton (St) y Prandtl (Pr), según la ecuación 4.12.

104


4.12 3/2PrStj ⋅= (4.12)

Teniendo en cuenta las definiciones del Número de Stanton y del Colburn j-factor, se puede

obtener la expresión 4.13 para el coeficiente de convección (h), siendo (G) el gasto másico y (Cp) el calor específico del fluido.

4.13) 3232 PrCpGjhPrjCpG

hSt −− ⋅⋅⋅=⇒⋅=⋅

= (4.13)

El Colburn j-factor se suele correlacionar en función del número de Reynolds según la

expresión 4.14, de forma que la ecuación 4.13 puede escribirse según la ecuación 4.15.

4.14) nReCj ⋅= (4.14)

4.15) 32

n PrReCpGCh−

⋅⋅⋅⋅= (4.15)

Sustituyendo esta expresión para el coeficiente de convección en la ecuación de la resistencia térmica total (ecuación 4.16), y operando convenientemente se obtiene la ecuación 4.17, a partir de la cual sacando factor común C en los términos de la derecha de la ecuación, y pasándolo para la izquierda se llega a la ecuación 4.18.

4.16) Ah

1RkA

eR

Ah1R

ff,e

p

pc,e

cT ⋅

++⋅

++⋅

= (4.16)

4.17) 3/2f

nfff

3/2c

ncccp

pT

PrReCpGC1

PrReCpGC1

ke

AR−− ⋅⋅⋅⋅

+⋅⋅⋅⋅

=−⋅ (4.17)

4.18) 32f

nfff

32c

ncccp

pT

PrReCpG1

PrReCpG1

ke

RA·C−− ⋅⋅⋅

+⋅⋅⋅

=

−⋅ (4.18)

Si se definen las constantes Cc y Cf para cada condición, tal y como se indica en la ecuación 4.19, y sustituyendo en la ecuación 4.18 se llega a la expresión 4.20, la cual mediante las operaciones matemáticas apropiadas (4.21 a 4.23) se puede reescribir según la expresión 4.24.

4.19) f/cf/c

3/2f/c

f/c CpGPr

C⋅

= (4.19)

4.20) nff

ncc

p

pT ReCReC

ke

RAC −− ⋅+⋅=

−⋅ (4.20)

105


4.21) 1·ReCReC

ReC

ke

RAC

nff

ncc

nff

p

pT

+=

−⋅⋅

−

−

− (4.21)

4.22) ncc

nff

ncc

nff

p

pT

·ReC1

·ReC1

ReCReC

ke

RAC

−−−−+=

⋅

−⋅⋅

(4.22)

4.23) ncc

nff

nc

nf

cf

p

pT

·ReC1

·ReC1ReRe

CC

ke

RAC

−−+=⋅

⋅

−⋅⋅

(4.23)

4.24)

+⋅

−⋅

⋅=⋅⋅

−− ncc

nff

p

pT

cfnc

nf

·ReC1

·ReC1

ke

RA

CCReReC (4.24)

Aplicando logaritmos a los distintos términos de esta ecuación se puede llegar a la ecuación 4.25, en la cual, teniendo en cuenta las propiedades de la suma de logaritmos y reorganizándola apropiadamente permite llegar a la ecuación 4.26, que es una ecuación lineal cuya pendiente es el exponente del número de Reynolds y C es el multiplicador para la correlación 4.14.

4.25) ( ) ( ) ( )

++

−⋅

⋅=⋅+⋅+

−− ncc

nff

p

pT

cfcf

·ReC1

·ReC1ln

ke

RA

CClnRelnnRelnnCln (4.25)

4.26) ( ) ( )ClnReRelnnReC1

ReC1ln

ke

RA

CCln fcnff

ncc

p

pT

fc +⋅⋅=

⋅+

⋅+

−⋅

⋅−− (4.26)

Para resolver esta ecuación es necesario tener en cuenta que el exponente de Reynolds aparece en ambos lados de la ecuación, por lo que es necesario recurrir a un proceso iterativo.

En el análisis de este tipo de aletas es necesario tener en cuenta que la sección de paso a lo largo del intercambiador no es constante, por lo que la velocidad de paso también va a ser diferente. En este trabajo la velocidad de paso empleada en la definición del número de Reynolds se ha calculado teniendo en cuenta la sección de paso mínima con cada tipo de aletas, obtenidas mediante las ecuaciones 4.27 y 4.28 para las configuraciones HPD y LPD, respectivamente, siendo (W) el ancho del intercambiador y (l), (s), (a) y (e) las dimensiones de las aletas.

4.27) ( ) ( ) ( ) ( ) laeseaea2

esl2

WS HPDmin, ⋅<−⋅−

−⋅

−⋅

⋅= (4.27)

106


4.28) ( ) ( )

−⋅⋅

−⋅

+= ea2

2es

)es(WS LPDmin, (4.28)

107


4.4. RESULTADOS PROTOTIPO TB-HEL-Ti 5

En este apartado se recogen los resultados obtenidos del análisis del prototipo denominado TB-HEL-Ti 5 con aletas en disposición LPD (Muzychka y Yovanovich (1999)) [9]. Los resultados se han clasificado atendiendo a si fueron obtenidos con fluidos monofásicos o con hielo líquido, diferenciándose por un lado los referentes a la transmisión de calor y por otro los correspondientes al comportamiento fluido-dinámico.

4.4.1. Comportamiento con fluidos monofásicos

Como se indicó con anterioridad, previamente a la realización de los ensayos con hielo líquido, se llevaron a cabo un conjunto de ensayos con fluidos monofásicos que permitieron verificar el correcto comportamiento de la instalación y complementariamente realizar un análisis previo del comportamiento de este tipo de intercambiadores con líquidos, debido a que la información existente a este respecto es reducida. Además, a partir de los datos obtenidos en esta fase previa se obtuvieron correlaciones experimentales, que definen el comportamiento de estos intercambiadores, con fluidos monofásicos y que servirán para la obtención de los coeficientes de convección operando con hielo líquido.

4.4.1.1. Transmisión de calor

En la Figura 4.6 se muestra una comparativa de los valores de potencia térmica intercambiada obtenidos mediante la aplicación de un balance a cada una de las corrientes entre las que se realiza el intercambio térmico, y para las dos combinaciones de fluidos ensayadas. En esta figura se incluyen las incertidumbres típicas asociadas a cada uno de los flujos de calor calculadas tal como se indica en el apartado 2.4.

Figura 4.6. Comparación de los flujos de calor calculados mediante los balances de energía

aplicados a cada uno de los fluidos participantes en el intercambio.

Teniendo en cuenta la buena concordancia entre los valores de flujo de calor obtenido para las dos corrientes y las incertidumbres típicas calculadas, se optó por considerar como valor de la potencia térmica intercambiada el valor medio de los obtenidos para cada una de las corrientes. Teniendo esto en cuenta, la potencia intercambiada osciló entre 0,77 kW y 3,96 kW en los ensayos agua - agua, y entre 0,76 kW y 3,17 kW en los ensayos con las disoluciones de etilenglicol.

108


En la Figura 4.7 se muestra una representación de la potencia intercambiada frente al

caudal del fluido frío, para diferentes caudales de fluido caliente y manteniendo una diferencia entre las temperaturas de entrada de los dos fluidos de 5 ºC. Por su parte, en la Figura 4.8 se muestra la potencia intercambiada con las dos combinaciones de fluidos ensayadas frente al caudal de fluido frío, para un caudal del fluido caliente constante y variando la diferencia entre las temperaturas de entrada de ambos fluidos entre 2,5 y 10 ºC.

Figura 4.7. Valores de potencia térmica intercambiada frente al caudal de fluido frío para tres

caudales distintos del fluido caliente y una diferencia entre las temperaturas de entrada de 5 ºC.

Figura 4.8. Valores de potencia térmica intercambiada frente al caudal del fluido frío para un

caudal de fluido caliente constante y variando el salto entre las temperaturas de entrada.

En la Figura 4.7 y Figura 4.8 se puede ver como la potencia intercambiada aumenta al incrementar los caudales de cualquiera de los dos fluidos y el salto térmico. En el caso del efecto de los caudales se puede observar como la relación entre la potencia intercambiada y el caudal es de tipo logarítmico. Se puede observar además, como los valores obtenidos para la combinación de fluidos agua-agua son notablemente superiores a los obtenidos con la combinación de disoluciones (etilenglicol 10% - etilenglicol 30 %) para las mismas condiciones.

En base a los datos de potencia mostrados en la Figura 4.7 y Figura 4.8 se han calculado los valores correspondientes del coeficiente global de transmisión de calor mediante la

109


aplicación del método de la media logarítmica que se muestran en la Figura 4.9 para los distintos caudales del fluido caliente y en la Figura 4.10 para diferentes saltos térmicos.

Figura 4.9. Coeficiente global de transmisión de calor frente al caudal de fluido frío para tres

caudales distintos del fluido caliente y una diferencia entre las temperaturas de entrada de 5 ºC.

Figura 4.10. Coeficiente global de transmisión de calor frente al caudal de fluido frío para

diferentes saltos entre las temperaturas de entrada de los dos fluidos.

En el caso de los valores del coeficiente global se observa que estos aumentan con los caudales, mientras que son prácticamente independientes del salto térmico entre las temperaturas de entrada de los dos fluidos.

Para llevar a cabo un análisis más detallado de la transmisión de calor, identificando los coeficientes de convección, se han aplicado diferentes modificaciones del método original de Wilson, tal y como se explica en el apartado 4.3.4. El análisis mediante la metodología descrita se ha aplicado individualmente a cada una de las combinaciones de fluidos ensayadas y a la totalidad de los datos experimentales en conjunto. Además, se han obtenido correlaciones diferenciando los datos correspondientes a régimen laminar y régimen turbulento por un lado, y considerando todos los datos, sin tener en cuenta el tipo de régimen, por otro. A la vista de las correlaciones obtenidas, y tras la validación de las mismas, se observó que la pérdida de precisión por incluir todas las combinaciones de fluidos y los dos tipos de régimen en una única

110


correlación no es muy importante. Por lo cual, teniendo como objetivo una mayor sencillez y generalidad, sólo se muestran en esta tesis los datos obtenidos para este último caso.

En la Figura 4.11 se muestra la gráfica de Wilson obtenida bajo la hipótesis de que los coeficientes de convección en los dos circuitos del intercambiador se rigen por la misma forma funcional. En esta figura se puede ver como los datos experimentales se ajustan con una constante de ajuste del 98% a una ecuación lineal con una pendiente de -0,436 y un punto de corte en el eje de ordenadas de -1,03, respectivamente.

Figura 4.11. Gráfico de Wilson.

En base a estos valores se han calculado el exponente del número de Reynolds n y la constante de ajuste C en la ecuación 4.1, obteniéndose la ecuación 4.29 que modeliza el proceso de transmisión de calor en el interior de los canales del intercambiador.

4.29) 436,0·Re357,0j −= (4.29)

Para la validación de los coeficientes de convección proporcionados por la ecuación 4.29 se

han comparado los valores experimentales del coeficiente global de transmisión de calor con los obtenidos numéricamente empleando la correlación experimental. En la Figura 4.12 se puede ver que la ecuación 4.29 predice los valores experimentales con una desviación máxima de ± 15% y con un error medio de +5,53% para todas las condiciones ensayadas.

111


Figura 4.12. Comparativa de los valores del coeficiente global obtenidos experimentalmente y mediante la correlación experimental.

Además de con nuestros propios datos experimentales, la validez de correlación 4.29 se ha contrastado con una serie de datos experimentales facilitados por el fabricante del intercambiador, los cuales fueron obtenidos con intercambiadores de la misma serie que el prototipo testado pero con un mayor número de placas. Las características de los intercambiadores utilizados para esta segunda validación se muestran en la Tabla 4.9.

Modelo Canales (caliente / frío) Superficie (m2)

TB-HEL-Ti-41 20/21 2,710 TB-HEL-Ti-21 10/11 1,355 TB-HEL-Ti-11 5/6 0,677

Tabla 4.9. Características de los intercambiadores empleados para validar la correlación experimental.

La comparativa entre los valores del coeficiente global de transmisión de calor obtenidos de

los datos experimentales facilitados por el fabricante y los obtenidos mediante la correlación 4.29 se muestran en la Figura 4.13. En esta figura se puede ver como la correlación experimental permite predecir el valor del coeficiente global de transmisión de calor dentro de una banda de error ± 18%.

112


Figura 4.13. Comparativa de los valores del coeficiente global obtenidos de los datos

experimentales facilitados por el fabricante y mediante la correlación experimental.

Por último, los valores del Colburn j-factor obtenidos mediante la correlación 4.29 han sido comparados con los obtenidos de diferentes correlaciones propuestas en la literatura, tal y como se puede ver en la Figura 4.14.

Figura 4.14. Comparativa de los valores del Colburn j-factor obtenidas con la correlación 4.29 y

los obtenidos mediante otras correlaciones disponibles en la bibliografía.

Las correlaciones experimentales predicen los valores experimentales del Colburn j-factor dentro de una banda de error de ±40%, siendo la correlación propuesta por Joshi y Webb (1987) [8] la que ofrece un mejor ajuste, con una desviación media en valor absoluto de 2,61% y un error máximo del 4,45%.

113



Las pérdidas de carga entre la entrada y salida de los dos circuitos fueron recogidas, para los distintos fluidos ensayados, con un sensor de presión diferencial para un amplio rango de caudales, obteniéndose en todos los casos una relación cuadrática entre las pérdidas de carga y el caudal que circula por el intercambiador. La representación de estos resultados se ha realizado frente al caudal que circula por cada canal, en lugar del caudal total que circula por el intercambiador, debido al distinto número de canales en los dos circuitos, tal y como se muestra en la Figura 4.15.

Figura 4.15. Valores de la caída de presión frente a la velocidad de circulación del fluido a

través de los dos circuitos del intercambiador y las dos combinaciones de fluidos ensayadas.

En esta figura se puede ver como los valores obtenidos con agua son ligeramente inferiores a los obtenidos con las disoluciones de etilenglicol, siendo mayor la diferencia cuanto mayor es la concentración de anticongelante, y como las pérdidas de carga aumentan cuanto menor es la temperatura de circulación del glicol.

Los valores obtenidos para los dos circuitos son bastante similares como era de esperar, ya que en ambos circuitos se usa el mismo tipo de aletas y la única diferencia se debe a las pérdidas de carga en los cabezales y distribuidores. Teniendo en cuenta la imposibilidad de independizar estás últimas pérdidas no fue posible realizar un análisis más en profundidad del comportamiento dinámico.

4.4.2. Comportamiento con hielo líquido

Una vez caracterizado el comportamiento del prototipo con fluidos monofásicos se procedió al estudio de su comportamiento con hielo líquido, para lo que se mantuvo la disolución de etilenglicol al 10% como fluido para la preparación del hielo líquido, y la disolución de etilenglicol al 30% como fluido secundario.


Como se explicó anteriormente, los ensayos fueron realizados estableciendo los mismos saltos de temperatura entre las dos corrientes que en los ensayos realizados con fluidos monofásicos.

En la Figura 4.16 se presentan los valores de la potencia térmica intercambiada y el coeficiente global de transmisión de calor frente a la concentración de hielo a la entrada del

114


intercambiador en un conjunto de ensayos realizados manteniendo contantes el caudal de hielo líquido y de fluido secundario en 600 kg/h, e incluyendo datos para diferencias de temperatura entre los dos fluidos entre 5 y 10 ºC. En esta figura se puede ver como la potencia intercambiada aumenta cuanto mayor es la diferencia de temperaturas entre los dos fluidos, pasando de valores en torno a 1,4 ºC, para un salto de 5 ºC entre los dos fluidos, hasta casi 3 para un salto de temperaturas de 10 ºC, mientras que el efecto de la concentración de hielo es casi despreciable. En cuanto al coeficiente global se aprecia un ligero aumento al aumentar, tanto la concentración de hielo, como la diferencia de temperaturas.

En cuanto al efecto del caudal de hielo líquido, se muestran en la Figura 4.17, los valores de la potencia térmica intercambiada y el coeficiente global de transmisión de calor frente a la concentración de hielo a la entrada del intercambiador en un conjunto de ensayos realizados manteniendo contantes la diferencia entre las temperaturas de entrada de los dos fluidos y el caudal de fluido secundario en 5 ºC y 1200 kg/h, respectivamente, e incluyendo datos para caudales de hielo líquido de 600, 800 y 1000 kg/h.

Figura 4.16. Potencia intercambiada y coeficiente global de transmisión de calor frente a la concentración de hielo a la entrada del intercambiador para diferentes saltos térmicos entre las

temperaturas de entrada de los dos fluidos.

Figura 4.17. Potencia intercambiada y coeficiente global de transmisión de calor frente a la

concentración de hielo para los distintos caudales de hielo líquido ensayados.

115


Un fenómeno característico del comportamiento del hielo líquido en los procesos de

intercambio es que la temperatura de salida es superior a la temperatura de equilibrio correspondiente a la cantidad de hielo existente en el hielo líquido. En la Figura 4.18 se muestra el valor de esta diferencia de temperatura en función de la temperatura de la concentración de hielo a la entrada del intercambiador, y para diferentes caudales de hielo líquido. En este caso se puede ver como el “superheating” es mayor cuanto menor es la concentración de hielo líquido a la entrada y menor es el caudal de hielo líquido.

Figura 4.18. Valores de “superheating” frente a la concentración de hielo a la entrada del

intercambiador para los distintos caudales de hielo líquido ensayados.

Teniendo en cuenta los valores experimentales del coeficiente global de transmisión de calor y la correlación obtenida para el cálculo de la transferencia de calor con fluidos monofásicos (ecuación 4.29), se ha podido independizar la resistencia térmica correspondiente al proceso de convección en el lado del hielo líquido.

En la Figura 4.19 se muestran los valores experimentales del Colburn j-factor correspondientes al proceso de convección en el lado del hielo líquido, siendo ligeramente superiores a los obtenidos mediante la correlación 4.29 para el circuito del glicol y el mismo valor del número de Reynolds.

Figura 4.19. Valores del Colburn j-factor correspondientes a los ensayos con hielo líquido.

116


Realizando un ajuste mediante mínimos cuadrados a la nube de puntos experimentales se

obtiene la ecuación 4.30 que define el Colburn j-factor en función del número de Reynolds, con una constante de ajuste R2 de 89,7%.

4.30) 516,0·Re628,0j −= (4.30)

Para evaluar la validez de las correlaciones obtenidas (ecuaciones 4.29 y 4.30) se han

comparado los valores experimentales del coeficiente global de transmisión de calor para todas las condiciones ensayadas, con los obtenidos empleando dichas correlaciones. En la Figura 4.20 se muestra el resultado de dicha comparativa, en la que se puede ver como las correlaciones experimentales permiten predecir el valor experimental del coeficiente global de transmisión de calor con una desviación máxima del 5.48 %.

Figura 4.20. Comparativa de los valores experimentales del coeficiente global en todos los

ensayos realizados con los calculados a partir de las correlaciones obtenidas.

La correlación 4.30 ha sido comparada con las correlaciones propuestas en Kauffeld et al. (2005) [29] y que se recogen en el apartado 1.2.3. para tres modelos de intercambiadores de placas con distinta geometría. Estas correlaciones predicen los valores experimentales con unos errores medios de 20.27%, 13.83% y 19.68%.

Continuando con el análisis de la transmisión de calor, se comparan en la Figura 5.20 los resultados obtenidos con hielo líquido y con los fluidos monofásicos ensayados, para unos caudales en los dos circuitos de 600 kg/h y unas diferencias entre las temperaturas de entrada de los dos fluidos entre 5 y 10 ºC.

En esta figura se puede ver como para el mismo salto térmico entre las temperaturas de entrada de los fluidos y los mismos caudales, la potencia intercambiada con hielo líquido es notablemente inferior a la obtenida con agua, mientras que es superior a la obtenida con las disoluciones de etilenglicol a través de los dos circuitos del intercambiador. En cuanto al efecto de la concentración de hielo, se puede ver como la potencia térmica intercambiada aumenta al incrementar el porcentaje de hielo, incrementándose entre un 5,9% y un 8,6% cuando la concentración de hielo pasa del 6% al 26%.

117


Figura 4.21. Comparativa de los valores de potencia intercambiada con fluidos monofásicos y con hielo líquido con unos caudales de 600 kg/h y las mismas diferencias entre las

temperaturas de entrada de los dos fluidos.

En la Figura 4.22 se muestra la comparativa de los valores del coeficiente global de transmisión de calor para las mismas condiciones.

Figura 4.22. Comparativa de los valores del coeficiente global de transmisión de calor con

fluidos monofásicos y con hielo líquido con unos caudales de 600 kg/h y las mismas diferencias entre las temperaturas de entrada de los dos fluidos.

Los valores correspondientes a los ensayos con hielo líquido son inferiores a los alcanzados con las dos combinaciones de fluidos monofásicos, especialmente a los obtenidos circulando agua a través de los dos circuitos del intercambiador. Dentro de los ensayos con hielo líquido se apreció un muy ligero aumento en el coeficiente de transmisión de calor al incrementar el porcentaje de hielo existente. El incremento en el coeficiente global de transmisión de calor al incrementar la cantidad de hielo desde el 6% hasta el 26%, aproximadamente, oscila entre el 5,6% y el 6,4%, para los distintos saltos térmicos ensayados.

El hecho de que con hielo líquido se intercambie más potencia con menores coeficientes globales que con la disolución de partida en estado monofásico, se debe a que el hielo líquido permite mantener un mayor salto térmico entre los dos fluidos, tal y como se puede ver en la

118


Figura 4.23, en la se muestran los valores de la diferencia de temperaturas media logarítmica correspondientes a las mismas condiciones que las gráficas anteriores. Además de la diferencia entre los datos correspondientes a hielo líquido y fluidos monofásicos, en esta figura se puede apreciar como casi no existen variaciones en los valores de la media logarítmica al variar la concentración de hielo.

Figura 4.23. Comparativa de los valores de la media logarítmica de la diferencia de

temperaturas con fluidos monofásicos y con hielo líquido con unos caudales de 600 kg/h y las mismas diferencias entre las temperaturas de entrada de los dos fluidos.

Para finalizar con la transmisión de calor, se muestra en la Figura 4.24 una comparativa de la potencia intercambiada y del coeficiente global de transmisión de calor para unas mismas condiciones de funcionamiento al variar la configuración del intercambiador de contracorriente a equicorriente.

Figura 4.24. Comparativa de los valores de potencia térmica intercambiada y del coeficiente

global de transferencia de calor en contracorriente y equicorriente para las mismas condiciones de funcionamiento.

En las gráficas de la Figura 4.24 se puede ver que el valor de ambos parámetros es superior con la configuración contracorriente, con una reducción media del 1,85% y una reducción máxima del 4,42% para la potencia, y una reducción media del 1,58% y una desviación máxima

119


del 4,42% para el coeficiente global. Con el objetivo de valorar estos resultados, indicar que las reducciones en la potencia intercambiada y en el coeficiente global debidas al cambio de disposición con fluidos monofásicos obtenidas en estos ensayos fueron del 2,76% y del 4,29%, respectivamente.


Los ensayos de pérdidas de carga con hielo líquido han mostrado la existencia de pequeñas fluctuaciones que han sido más o menos evidentes según las condiciones de funcionamiento, las cuales son causadas por pequeñas obturaciones temporales debidas a los cristales de hielo. Con el objetivo de caracterizar este comportamiento, se ha representado en la Figura 4.25 un mapa de las condiciones de funcionamiento estable de la instalación, en función del caudal de hielo líquido y de la concentración de hielo, considerándose como funcionamiento estable aquel en el cual el caudal de hielo líquido permanece constante a lo largo de los ensayos, con una desviación máxima de ± 3%, mientras que en los casos en los que la desviación supera el ± 3% se considera funcionamiento inestable. La desviación máxima observada se mantuvo dentro de un rango de desviación de ± 18%, sin que en ningún caso se produjese una interrupción del flujo completo debido al bloqueo de los canales.

Figura 4.25. Mapa de zonas de funcionamiento dinámico del intercambiador en función del caudal de hielo líquido y de la concentración de hielo.

Teniendo en cuenta que en algunos casos el funcionamiento del sistema sin intercambio térmico mostraba una oscilación, tanto del caudal de hielo líquido, como de las pérdidas de carga, se muestran en la Figura 4.26 los valores obtenidos en ensayos con intercambio térmico. Al existir intercambio térmico se produce una reducción en la cantidad de hielo entre la entrada y salida del intercambiador, por lo que se ha optado por definir las pérdidas de carga frente al caudal medio de hielo líquido entre la entrada y salida.

En la Figura 4.26 se puede ver como la caída de presión aumenta notablemente con el caudal de hielo líquido y con la concentración, apreciándose un incremento más notable cuanto mayor es la concentración de hielo media.

120


Figura 4.26. Pérdidas de carga experimentales frente a la concentración de hielo media.

121


4.5. RESULTADOS PROTOTIPO TiM


En este apartado se recogen los resultados más importantes obtenidos del análisis del prototipo denominado TB-HEM-Ti 7 con aletas en disposición HPD (Muzychka y Yovanovich (1999)) [9]. Los resultados se han clasificado atendiendo a si fueron obtenidos con fluidos monofásicos o con hielo líquido, diferenciándose los referentes a la transmisión de calor y los correspondientes al comportamiento dinámico.


En la Figura 4.27 se muestra la comparativa de los flujos de calor obtenidos mediante la aplicación de un balance de energía a cada uno de los circuitos del intercambiador y las tres combinaciones de fluidos ensayadas. En esta figura se incluyen las incertidumbres típicas asociadas a cada uno de los flujos de calor calculadas tal como se indica en el apartado 2.5. Al igual que para el primero de los prototipos ensayados, se obtuvo una concordancia satisfactoria entre los flujos de calor obtenidos mediante los balances de energía aplicados a cada uno de los circuitos. Por esto, y teniendo en cuenta las incertidumbres asociadas se optó por considerar como valor de la potencia térmica intercambiada el valor medio de los obtenidos para cada una de las corrientes. Los valores medios de los flujos de calor obtenidos oscilan entre 0,66 y 4,41 kW.

Figura 4.27. Comparativa entre los valores de la potencia intercambiada obtenidos mediante la

aplicación de un balance de energía a cada circuito y para las tres combinaciones de fluidos ensayadas.

En la Figura 4.28 se muestran los valores medios del flujo de calor intercambiado frente al caudal del fluido frío para los distintos saltos térmicos establecidos y las tres combinaciones de fluidos ensayadas. En esta figura se puede ver como la potencia térmica intercambiada aumenta al incrementar el salto térmico entre las temperaturas de entrada de los dos fluidos y el caudal del fluido frío. Estos resultados son análogos a los obtenidos variando el caudal del fluido caliente.

122


Figura 4.28. Valores de la potencia intercambiada frente al caudal de fluido frío para diferentes saltos entre las temperaturas de entrada de los dos fluidos y diferentes fluidos.

En base a los valores del flujo de calor mostrados en la Figura 4.28 y de la media logarítmica de la diferencia de temperaturas se ha calculado el valor del coeficiente global de transmisión de calor, mostrándose en la Figura 4.29 los valores obtenidos. En esta figura se puede ver como los valores dependen fundamentalmente del caudal de circulación, siendo mucho menor el efecto del salto térmico. En cuanto a los valores, para el caso agua-agua oscilan entre 3235 y 4533 W/m2·K; para el caso agua-glicol entre 2830 y 3812 W/m2·K y para el caso etilenglicol-etilenglicol entre 2668 y 3644 W/m2·K.

Figura 4.29. Valores del coeficiente global de transmisión de calor frente al caudal de fluido frío para diferentes saltos entre las temperaturas de entrada de los dos fluidos y diferentes fluidos.

A fin de profundizar en el análisis térmico se ha aplicado una modificación del método de Wilson para el cálculo de los coeficientes de convección con fluidos monofásicos. Al igual que en el caso anterior, se ha obtenido una única correlación en función del Colburn j-factor, que aglutina todos los datos experimentales independientemente del tipo de régimen.

123


En la Figura 4.30 se muestra la gráfica de Wilson obtenida bajo la hipótesis de que los

coeficientes de convección en los dos circuitos del intercambiador se rigen por la misma forma funcional.

Figura 4.30. Representación gráfica de la metodología para la determinación del exponente y

multiplicador del número de Reynolds de la ecuación 4.14.

Los datos experimentales se ajustan a una ecuación lineal con una pendiente de -0,451 y un punto de corte en el eje de ordenadas de -0,367. En base a estos valores se han calculado el exponente del número de Reynolds n y la constante de ajuste C, obteniéndose la ecuación 4.31 que modeliza el proceso de transmisión de calor en este intercambiador.

4.31) 451,0·Re693,0j −= (4.31)

Para la validación de los coeficientes de convección proporcionados por la ecuación 4.31 se han comparado los valores experimentales del coeficiente global de transmisión de calor obtenido mediante el método de la media logarítmica, con los obtenidos numéricamente empleando la correlación experimental. En la Figura 4.31 se puede ver que la ecuación 4.31 predice los valores experimentales con una desviación máxima de ± 12,2% y con un desviación media del 2,46% para todas las condiciones ensayadas.

124


Figura 4.31. Comparativa de los valores del coeficiente global obtenidos experimentalmente y

mediante la correlación 4.31.

Además de con nuestros propios datos experimentales, la validez de correlación experimental obtenida se ha contrastado con una serie de datos, experimentales facilitados por el fabricante del prototipo, los cuales fueron obtenidos con intercambiadores de la misma serie que el prototipo testado pero con un mayor número de placas. Las características de estos intercambiadores se indican en la Tabla 4.9.

Modelo Nº de placas activas Canales (cal./frío) Superficie [m2] TB-HE-TiM-21 20 10/11 0,41 TB-HE-TiM-11 10 5/6 0,205

Tabla 4.10. Características de los intercambiadores empleados para validar la correlación experimental.

En la Figura 4.32 se han representado los valores del coeficiente global de transmisión de

calor calculados a partir de los datos facilitados por el fabricante y obtenidos con dos intercambiadores con el mismo tipo de placa que el ensayado, pero con un mayor número de ellas. La correlación experimental, en general, subestima los valores experimentales con un error medio del 5,18% y del 3,68% para los intercambiadores con 10 y 20 placas, respectivamente, y con una desviación máxima del 7,5%.

125


Figura 4.32. Comparativa de los valores del coeficiente global obtenidos de los datos

experimentales facilitados por el fabricante y mediante la correlación 4.31.

Finalmente, se ha procedido a comparar la correlación experimental con la escasa información existente en la bibliografía para este tipo de intercambiadores, con aletas en disposición HPD (Figura 4.33).

Figura 4.33. Comparativa de los valores del Colburn j-factor obtenidas con la correlación 4.31 y los obtenidos mediante otras correlaciones disponibles en la bibliografía para intercambiadores

con configuración HPD.

El mejor ajuste de entre las dos correlaciones comparadas se obtuvo con la correlación 4.7 (Guo et al. (2008)) [19] en la cual se tiene en cuenta el ángulo β formado entre la dirección del flujo y la dirección de las aletas, y que en este caso es igual a 90º. Mediante esta correlación se obtienen valores ligeramente superiores a los obtenidos de forma experimental, con una desviación media en valor absoluto del 4,6% y una desviación máxima del 15,6%.

126


La segunda de las correlaciones empleadas en esta comparación es la ecuación 4.5

propuesta también por Guo et al. (2008) [18] obtenida únicamente a partir de datos con aletas de tipo HPD (Muzychka y Yovanovich (1999)) [9], la cual subestima los valores experimentales con una desviación media en valor absoluto del 19,7%.


Al igual que para el caso del intercambiador de mayores dimensiones, se muestra en la Figura 4.34 los valores de las pérdidas de carga experimentales frente a la velocidad de circulación de los fluidos por el interior de los intercambiadores.

Figura 4.34. Pérdidas de carga experimentales obtenidas con fluidos monofásicos.


Finalizados los ensayos con fluidos monofásicos se procedió a la realización de ensayos con hielo líquido; el cual fue producido a partir de la disolución de etilenglicol al 10% en peso y manteniendo la disolución de etilenglicol al 30% como fluido secundario.


En lo que respecta al comportamiento térmico del prototipo TiM trabajando con hielo líquido se muestran en la Figura 4.35 los valores de la potencia térmica transferida por el intercambiador de placas, con tres caudales de hielo líquido y tres saltos térmicos entre las temperaturas de entrada de los dos fluidos diferentes, y variando la concentración de hielo.

En esta figura se puede ver como la potencia intercambiada aumenta al aumentar la concentración de hielo para concentraciones de hielo bajas, siendo más importante este efecto cuanto menor es el caudal de hielo líquido; mientras que para concentraciones de hielo altas la transmisión de calor apenas aumenta con el incremento de dicha concentración. El hecho de que para concentraciones bajas de hielo a la entrada del intercambiador y caudales bajos se intercambie una menor potencia se debe a que, en estas condiciones, se consigue fundir todo o prácticamente todo el hielo en el interior del intercambiador, por lo que en la última parte del mismo la temperatura del hielo líquido aumenta notablemente, reduciéndose el salto térmico entre ambos fluidos, y consecuentemente el intercambio térmico.

127


Figura 4.35. Potencia intercambiada para distintos caudales de hielo líquido y distintos saltos térmicos entre las temperaturas de entrada frente a la concentración de hielo, para un caudal

de fluido secundario constante.

En la Figura 4.36 se muestran los valores del coeficiente global obtenidos para los mismos ensayos. En ella se puede ver como el coeficiente global aumenta cuanto mayor es el caudal de hielo líquido y cuanto mayor es la diferencia entre las temperaturas de entrada de los dos fluidos, siendo este segundo efecto más reducido.

Figura 4.36. Valores del coeficiente global de transmisión de calor para distintos caudales de hielo líquido y distintos saltos térmicos entre las temperaturas de entrada frente a la

concentración de hielo, para un caudal de fluido secundario constante.

En esta figura se puede ver además como en general el coeficiente global de transmisión de calor permanece prácticamente constante al incrementar la cantidad de hielo.

Una característica observada en estos ensayos es el recalentamiento con el que el hielo líquido sale del intercambiador, es decir, la temperatura de salida es muy superior a la temperatura de equilibrio correspondiente a la cantidad de hielo presente en dicho punto. En la Figura 4.37 se muestran los valores de este recalentamiento obtenido en ensayos es mayor cuanto menor es el caudal de hielo, menor es la concentración de hielo a la entrada del

128


intercambiador y mayor es el salto entre las temperaturas de entrada de los dos fluidos, es decir, en aquellos casos en los que la concentración de hielo líquido a la salida es menor o nula.

En estos ensayos es necesario puntualizar que la presencia de cristales de hielo a la salida del intercambiador a temperaturas muy superiores a la de fusión no sólo se detectó a partir de las mediciones de densidad del hielo líquido, sino que fue confirmada por la observación directa del caudal de salida recogido en un recipiente transparente.

Figura 4.37. Superheating obtenido para distintos caudales de hielo líquido y distintos saltos térmicos entre las temperaturas de entrada frente a la concentración de hielo, para un caudal

de fluido secundario constante.

Al igual que para el otro modelo de intercambiador de placas con aletas, se han obtenido los valores del Colburn j-factor que definen la transmisión de calor, para lo cual se empleó la ecuación 4.31 obtenida previamente para definir el coeficiente de convección en el lado del fluido secundario.

Los valores de este parámetro correspondientes a los datos experimentales se muestran en la Figura 4.38. En esta figura también se recoge la curva de tipo potencial que mejor se ajusta a la nube de puntos, mostrándose la ecuación de dicha curva (ecuación 4.32) y el valor de la constante de ajuste (93,12%).

4.32) 409,0·Re577,0j −= (4.32)

Por último, en la Figura 4.38 se muestra también los valores del Colburn j-factor obtenidos mediante la ecuación 4.31, válida para fluidos monofásicos para los mismos valores del número de Reynolds. En esta figura se aprecia que los valores obtenidos para el caso del hielo líquido son ligeramente superiores a los calculados con la ecuación para fluidos monofásicos.

Para el rango del número de Reynolds entre 150 y 500 la correlación experimental devuelve valores del Colburn j-factor entre un 2,8% y un 8,1% superiores a los obtenidos mediante la correlación para fluidos monofásicos.

129


y = 0.5771x-0.409

R² = 0.9312

0

0.02

0.04

0.06

0.08

0.1

100 150 200 250 300 350 400 450 500

Col

burn

j-fa

ctor

[···]

Reynolds [···]

Figura 4.38. Comparativa de los valores experimentales del Colburn j-factor y los obtenidos con las correlaciones 4.31 y 4.32.

Los valores del coeficiente de convección en el lado del hielo líquido oscilan entre los 5000 y 10000 W/m2·K, aumentando con el caudal de hielo líquido y manteniéndose prácticamente constantes con el salto entre las temperaturas de entrada y la concentración de hielo.

Teniendo en cuenta los valores obtenidos con las correlaciones experimentales 4.31 y 4.32 para los coeficientes de convección en el circuito del hielo líquido y en el del fluido secundario, respectivamente, se ha obtenido un valor del coeficiente global de transmisión de calor que se ha comparado con el valor experimental resultante de la aplicación del método de la media logarítmica, tal y como se puede ver en la Figura 4.39. En esta figura se puede ver como la desviación entre ambos valores es inferior al 5% en casi todas las condiciones ensayadas con una desviación media en valor absoluto del 1,24%.

Figura 4.39. Comparativa de los valores del coeficiente global obtenido por la aplicación del método de la media logarítmica y mediante el empleo de las correlaciones experimentales.

130


A continuación se comparan los resultados obtenidos con diferentes concentraciones de

hielo líquido con los obtenidos de las dos combinaciones de fluidos monofásicas ensayadas. En la Figura 4.40 se han representado los valores de la potencia intercambiada para los tres saltos de temperatura ensayados y unos caudales a través de los dos circuitos del intercambiador de 600 kg/h. En la Figura 4.41 se muestran los valores del coeficiente global de transmisión de calor correspondientes a los mismos datos.

Figura 4.40. Comparativa de la potencia intercambiada con diferentes concentraciones de hielo líquido y fluidos monofásicos para la misma diferencia entre las temperaturas de entrada de los

fluidos y los mismos caudales.

Figura 4.41. Comparativa de los valores del coeficiente global de transmisión de calor

obtenidos con diferentes concentraciones de hielo líquido y fluidos monofásicos para la misma diferencia entre las temperaturas de entrada de los fluidos y los mismos caudales.

Finalmente, en lo que respecta a la comparativa del comportamiento con hielo líquido y con fluidos monofásicos, se muestra en la Figura 4.42 los valores de la media logarítmica de temperaturas establecida en cada caso.

131


0123456789

10

0 5 10 15 20

∆Tm

l[ºC

]

Diferencia de temperaturas [ºC]

4,58% TiM

8,82% TiM

13,50% TiM

22,72% TiM

20,38% TiM

16,59% TiM

Figura 4.42. Valores obtenidos de la media logarítmica frente al salto térmico entre las

temperaturas de entrada para distintas concentraciones de hielo.

En esta figura se puede ver como para las concentraciones de hielo a la entrada por encima del 10%, la media logarítmica de la diferencia de temperaturas no depende de la concentración de hielo. Para las concentraciones de hielo menores y especialmente para los casos con una mayor diferencia de temperaturas, o lo que es lo mismo un mayor intercambio térmico, los valores de la media logarítmica disminuyen apreciablemente debido a que en esas condiciones se produce un importante “superheating” a la salida del intercambiador.


En la Figura 4.43 se muestran las medidas directas de pérdidas de carga registradas durante los ensayos realizados con un salto térmico entre las temperaturas de entrada de los dos fluidos de 10 ºC, para distintos caudales de hielo líquido.

0

100

200

300

400

500

0% 5% 10% 15% 20% 25% 30%

Pérd

idas

de

carg

a [m

bar]

Concentración de hielo de entrada [ºC]

Qhl 450 kg/h Qhl 375 kg/hQhl 300 kg/h Qhl 225 kg/h

Figura 4.43. Perdidas de carga experimentales frente a la concentración de hielo para distintos

caudales.

132


4.6. COMPARATIVA INTERCAMBIADORES

Por último, en lo que respecta al análisis de los intercambiadores de placas, se han comparado los comportamientos obtenidos para cada uno de los intercambiadores a fin de identificar el efecto de la configuración de las aletas. Teniendo en cuenta que los dos intercambiadores estudiados son muy diferentes, la comparación de los mismos se realiza mayoritariamente en base a parámetros adimensionales.


El análisis de los resultados experimentales ha mostrado que, si bien el intercambio térmico total es superior para el prototipo de mayores dimensiones y configuración LPD, por tener una mayor superficie de intercambio, los valores del coeficiente global de transmisión de calor son notablemente inferiores. A fin de cuantificar la mejora en la transmisión de calor obtenida al usar la configuración de las aletas HPD en lugar de la LPD se han comparado las correlaciones obtenidas para el cálculo del Colburn j-factor con fluidos monofásicos, ecuaciones 4.29 y 4.31, para las configuraciones LPD y HPD respectivamente.

En la Figura 4.44 se muestra la comparativa de las correlaciones para el cálculo del Colburn j-factor con fluidos monofásicos para cada uno de los intercambiadores estudiados en un rango del número de Reynolds entre 100 y 1100. Se aprecia claramente como los valores obtenidos para el intercambiador con la configuración HPD son notablemente superiores, cuantificándose ese aumento entre un 72,3% y un 76,6% en el rango ensayado.

Figura 4.44. Comparativa de los valores del Colburn j-factor calculados con las correlaciones obtenidas para cada uno de los intercambiadores con fluidos monofásicos (eqs 4.29 y 4.31).

Teniendo en cuenta que los exponentes del número de Reynolds obtenidos para ambos intercambiadores son similares, se han recalculado los multiplicadores del número de Reynolds en la ecuación 4.14 para que dicho sea el mismo para ambos intercambiadores, e igual al valor promedio de los obtenidos para cada uno de ellos individualmente. Las expresiones obtenidas vienen dadas por la ecuación 4.33 y la ecuación 4.34, para el intercambiador con configuración LPD y HPD respectivamente.

4.33) 442,0LPD ·Re365,0j −= (4.33)

4.34) 442,0HPD ·Re654,0j −= (4.34)

133


Las ecuaciones 4.33 y 4.34 permiten predecir los valores experimentales del coeficiente

global, con una desviación media en valor absoluto del 8,74% para los datos del intercambiador con configuración LPD y un 6,52% para el intercambiador con una configuración HPD, situándose en todos los casos dentro de unas bandas de error ±20%. Para el caso de los datos facilitados por el fabricante, los valores coeficiente global se sitúan dentro de una banda de error de ± 15%, tal y como se puede ver en la Figura 4.45.

Figura 4.45. Comparativa de los valores experimentales del coeficiente global obtenidos para

los dos intercambiadores y los predichos con la ecuación 4.34.

En base a estas correlaciones se puede obtener la ecuación 4.35 que relaciona los valores del Colburn-j factor para ambas configuraciones, en la que se puede ver que los valores obtenidos con la configuración HPD son un 79,2% superiores a los obtenidos con la configuración LPD.

4.35) LPDHPD j792,1j ⋅= (4.35)



Para mostrar la diferencia de comportamiento de los dos intercambiadores con hielo líquido, se muestran en la Figura 4.46 y Figura 4.48 los valores de potencia intercambiada y coeficiente global de transmisión de calor obtenidos con unos saltos entre las temperaturas de entrada con los intercambiadores de 5 ºC, y manteniendo el caudal del fluido secundario en el valor nominal indicado por el fabricante en cada caso, siendo éste de 1200 kg/h y 300 kg/h para el intercambiador con configuración LPD y HPD, respectivamente.

Para cada uno de los intercambiadores se ensayaron tres caudales de hielo líquido; correspondiéndose a unas densidades de flujo másico de 170, 343 y 515 kg/m2·s para el intercambiador LPD y 245, 330 and 410 kg/m2·s para el intercambiador HPD.

La Figura 4.46 muestra que la transferencia de calor aumenta con la densidad de flujo másico de hielo líquido, y permanece casi constante respecto a la concentración de hielo, a excepción de los casos con caudales y concentraciones de hielo a la entrada más bajas. En

134


estos últimos casos se aprecia un descenso en la potencia intercambiada debido a que dichas condiciones se produce la fusión casi total de los cristales de hielo. Los valores obtenidos oscilan entre 1.98 y 2.35 kW, y 0.78 and 1.34 kW para los intercambiadores con configuración LPD y HPD, respectivamente.

La Figura 4.47 muestra los valores del coeficiente global de transmisión de calor para los mismos casos, en la que los valores obtenidos con el intercambiador con configuración HPD o superiores, a pesar de que la potencia intercambiada es aproximadamente la mitad. Como en el caso anterior, los valores del coeficiente global permanecen prácticamente constantes frente a la concentración de hielo, y sólo un ligero descenso se aprecia a bajos caudales y bajas concentraciones de hielo debido al superheating.

Figura 4.46. Comparativa de la potencia intercambiada con los dos intercambiadores frente al

salto térmico entre las temperaturas de entrada en los dos circuitos con agua y con hielo líquido.

0

500

1000

1500

2000

2500

3000

3500

0% 5% 10% 15% 20% 25% 30%

Coe

ficie

nte

glob

al [

W/m

2 ·K]

Concentración de hielo [kgh/kghl]

Ghl 515 kg/m2·s / HPD Ghl 410 kg/m2·s / LPDGhl 343 kg/m2·s / HPD Ghl 330 kg/m2·s / LPDGhl 170 kg/m2·s / HPD Ghl 245 kg/m2·s / LPD

Figura 4.47. Comparativa de la potencia intercambiada con los dos intercambiadores frente al salto térmico entre las temperaturas de entrada en los dos circuitos con agua y con hielo

líquido.

135


La mejora en la transmisión de calor se puede ver más claramente en la Figura 4.48, en la

que se comparan, al igual que en el caso de los fluidos monofásicos, las correlaciones obtenidas para el cálculo del Colburn j-factor con hielo líquido para un rango del número de Reynolds entre 100 y 1100, y para cada uno de los intercambiadores estudiados (ecuaciones 4.30 y 4.32).

Figura 4.48. Comparativa de los valores del Colburn j-factor frente al número de Reynolds

calculados con las correlaciones obtenidas para cada uno de los intercambiadores operando con hielo líquido.

En esta figura se aprecia claramente como los valores obtenidos para el intercambiador con la configuración HPD son notablemente superiores, cuantificándose ese aumento en la transmisión de calor entre un 77% y un 47% en el rango ensayado.


A fin de comparar las pérdidas de carga registradas con los dos intercambiadores se ha representado en la Figura 4.49 los valores de pérdidas de carga en los dos intercambiadores, tanto con agua como hielo líquido, frente a la densidad de flujo de calor calculada considerando la sección mínima de paso con cada configuración (ecuaciones 4.27 y 4.28).

En esta Figura se puede ver, en primer lugar, que las pérdidas de carga con agua con la configuración HPD son en torno a dos veces las obtenidas con la configuración LPD para la misma densidad de flujo másico. En cuanto al hielo líquido, se puede apreciar como las pérdidas de carga también son superiores con la configuración HPD, sin embargo, se puede observar como el efecto de la concentración de hielo es más importante con esta configuración. Especialmente se aprecia un incremento notable en la caída de presión en el caso del intercambiador con configuración LPD con el menor caudal ensayado (300 kg/h) y las mayores concentraciones de hielo.

136


0

5

10

15

20

25

30

35

40

45

0 100 200 300 400 500 600

Pérd

ida

de c

arga

[kP

a]

Densidad de flujo másico [kg/m2·s]

TiL Agua 20ºC TiM Agua 20ºCTiL 7.22% TiM 4.52%TiL 11.14% TiM 9.27%TiL 14.40% TiM 13.59%TiL 18.07% TiM 17.22%TiL 22.42% TiM 20.79%TiL 26.06% TiM 23.72%

Figura 4.49. Comparativa de las pérdidas de carga registradas con los dos intercambiadores

con fluidos monofásicos y con hielo líquido medidas sin intercambio térmico.

Estos mismos valores de pérdidas de carga se muestran en la Figura 4.50 representados frente a la concentración de hielo para los distintos caudales, en la que se puede ver que la pérdida carga aumenta cuando el porcentaje de hielo aumenta, especialmente para las mayores concentraciones de hielo. Si se comparan los valores obtenidos con los dos intercambiadores, se puede ver que la pérdida de carga en el intercambiador con configuración LPD aumentan más rápidamente que con la configuración HPD.

Figura 4.50. Comparativa de las pérdidas de carga registradas con los dos intercambiadores con fluidos monofásicos y con hielo líquido medidas sin intercambio térmico.

137


4.7. CONCLUSIONES

En este capítulo se ha analizado experimentalmente el comportamiento de dos intercambiadores de placas con aletas tipo “offset strip fins”, tanto con fluidos monofásicos, en una primera fase, como con hielo líquido. Con el objetivo de poder comparar los resultados obtenidos con ambos tipos de fluidos se utilizó una metodología específica consistente en mantener la diferencia de temperatura entre las temperaturas de entrada de los dos fluidos en todos los ensayos realizados.

En base a los datos experimentales obtenidos se ha llevado a cabo un análisis paramétrico del comportamiento de los intercambiadores, obteniéndose como principales resultados, por un lado, la potencia intercambiada y el coeficiente global de transmisión de calor en referencia al comportamiento térmico, y por otro, las pérdidas de carga que experimentan los distintos fluidos en referencia al comportamiento dinámico.

En cuanto a los fluidos monofásicos, se obtuvo una relación de tipo logarítmica entre la potencia intercambiada y el caudal de cualquiera de los dos fluidos intervinientes en el intercambio, así como un aumento en la potencia intercambiada al incrementar el salto térmico entre las temperaturas de entrada de los dos fluidos. Para ambos intercambiadores se apreció una reducción media cercana al 15% en la potencia intercambiada al sustituir el agua de los circuitos por las disoluciones de etilenglicol. Las potencias térmicas intercambiadas en estos ensayos oscilaron entre 0,5 y 4,5 kW aproximadamente, limitadas por la capacidad de enfriamiento del equipo de refrigeración utilizado.

Para el coeficiente global también se observó la existencia de una relación de tipo logarítmica entre el valor de dicho coeficiente y los caudales circulantes de cualquiera de los fluidos monofásicos estudiados, obteniéndose además que el valor de dicho coeficiente aumenta muy ligeramente con el salto térmico entre las temperaturas de entrada de los dos fluidos. En cuanto a la comparativa de los distintos fluidos monofásicos ensayados se pudo apreciar una importante pérdida de prestaciones al sustituir el agua por disoluciones de etilenglicol, incluso para las mismas temperaturas de trabajo. La reducción en el coeficiente global al pasar de la combinación agua-agua a la combinación disolución etilenglicol 10% - disolución de etilenglicol 30% en las condiciones ensayadas oscila entre un 20 y un 25%, aproximadamente, para los dos intercambiadores, si bien en general es ligeramente superior para el intercambiador con configuración LPD. Finalmente, en lo que se refiere al coeficiente global y fluidos monofásicos, destacar que los valores obtenidos con el intercambiador con configuración HPD son, en general, en torno al doble de los obtenidos con el intercambiador con configuración LPD; si bien es necesario puntualizar que las condiciones de funcionamiento no son exactamente las mismas.

Para profundizar más en el análisis térmico, se ha desarrollado una metodología de cálculo basada en el método de Wilson, consistente en asumir la hipótesis de que los coeficientes de convección para ambos fluidos se rigen por la misma forma funcional, lo cual ha permitido obtener una expresión que define los coeficientes de convección con fluidos monofásicos para cada una de las configuraciones de intercambiador.

436,0

LPD ·Re357,0j −= 451,0

HPD ·Re693,0j −=

Las correlaciones obtenidas para los dos intercambiadores fueron validadas, tanto con los datos experimentales propios, como con los datos facilitados por el fabricante para intercambiadores de calor con la misma geometría pero distinto número de placas. Las correlaciones obtenidas permiten predecir los valores del coeficiente global de transmisión de calor obtenidos a partir de los datos experimentales propios con unos errores medios de 5,33% y 2,46%, para las configuraciones LPD y HPD, respectivamente. Para el caso de los datos facilitados por el fabricante, los errores obtenidos al calcular los valores del coeficiente global con las correlaciones experimentales se sitúan dentro de unas bandas de error de ±18% y ±12% para las configuraciones LPD y HPD, respectivamente. Finalmente, las correlaciones obtenidas se han comparado con otras existentes en la bibliografía, obteniendo resultados

138


dispares según el caso, lo que pone de manifiesto la falta de unanimidad sobre el comportamiento de estos sistemas, y la necesidad de seguir investigando al respecto. Para el intercambiador con configuración LPD, la expresion que mejor se ajusta a los datos experimentales es la correlación propuesta por Joshi y Webb (1987) [8], con una desviación media en valor absoluto de 2,61% y un error máximo del 4,45%. En el caso del intercambiador con disposición de las aletas HPD el mejor ajuste se obtiene con la correlación propuesta por Guo et al. (2008) [19], con una desviación media en valor absoluto del 4,6% y una desviación máxima del 15,6%.

Realizando la comparativa de las correlaciones obtenidas con ambos refrigerantes se pudo obtener un incremento en valor del Colburn j-factor al pasar de la configuración LPD a la configuración HPD, para el mismo rango de valores del número de Reynolds de entre un 72,3% y un 76,6%.

En cuanto a las pérdidas de carga, estas mantienen una relación polinómica de segundo orden frente al caudal en todos los casos, apreciándose que los valores obtenidos para el intercambiador con disposición de las aletas tipo HPD son de aproximadamente dos veces las obtenidas con el de aletas tipo LPD.

Combinando estos resultados se aprecia claramente la existencia de incrementos en la transferencia de calor y la caída de presión muy notables al reemplazar las aletas tipo LPD por aletas tipo HPD, por lo que se debe analizar su utilización para cada caso particular, teniendo en cuenta aspectos como el tamaño, compacidad, coste o consumo de los equipos de bombeo.

Tras llevar a cabo el análisis del comportamiento con fluidos monofásicos se procedió a la realización de los ensayos con hielo líquido. Con los dos intercambiadores se puedo observar como la transferencia de calor mejora muy ligeramente al incrementar la cantidad de hielo presente, siempre y cuando se garantice que no se produzca la fusión de los cristales de hielo antes de abandonar el intercambiador. Este incremento muy ligero en la transmisión de calor lleva aparejado un incremento en la caída de presión, el cual es relativamente moderado a bajas concentraciones de hielo, haciéndose más notable dicho incremento a mayores concentraciones de hielo.

Otra característica observada en estos ensayos es la existencia de un sobrecalentamiento de la fase líquida del hielo líquido a la salida de los intercambiadores. La principal aportación de este trabajo a este respecto es la conclusión de que este sobrecalentamiento es mucho más importante en el intercambiador de menores dimensiones, favorecido principalmente por los menores caudales de trabajo y las mayores velocidades de circulación. Teniendo en cuenta que este sobrecalentamiento causa una reducción en la potencia intercambiada y del coeficiente global se concluye que en intercambidores en general, y en particular en intercambiadores con altas velocidades de intercambio, se deben evitar condiciones que provoquen concentraciones de hielo a la salida de los intercambiadores próximas a cero.

Las correlaciones obtenidas para fluidos monofásicos han permitido en una segunda fase la obtención de los valores de los coeficientes de convección con hielo líquido. Estos nuevos coeficientes han sido correlacionados en función del Colburn j-factor para cada uno de los intercambiadores.

516,0

LPD ·Re628,0j −= 409,0

HPD ·Re577,0j −=

Las correlaciones obtenidas para el cálculo del Colburn j-factor devuelven valores ligeramente superiores con hielo líquido que con fluidos monofásicos, situándose el rango de mejora en torno a un 5-10%.

En cuanto a las pérdidas de carga, como ya se dijo con anterioridad, estás aumentan con la concentración de hielo con una tendencia exponencial, y son considerablemente más altas en el intercambiador con aletas tipo HPD que el de aletas LPD. Sin embargo, en contra de lo que cabría esperar, se obtuvieron mayores fluctuaciones de caudal en el segundo de los casos que en el primero. Desafortunadamente, no fue posible profundizar como fuera deseable en el

139


comportamiento de las pérdidas de carga, por la imposibilidad de independizar las pérdidas de carga en los distribuidores de los intercambiadores de las pérdidas en las placas y aletas.

Como resumen final indicar que los pequeños canales y las complejas geometrías de este tipo de intercambiadores no son impedimento para su empleo con hielo líquido, si bien su uso debe ser valorado teniendo en cuenta las particularidades de cada caso, teniendo en cuenta aspectos como el coste o la compacidad necesaria.

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142

Capítulo 5

Análisis del comportamiento de serpentines helicoidales

con hielo líquido

Este capítulo trata sobre el comportamiento térmico e hidráulico de serpentines helicoidales para la producción de agua fría en el interior de acumuladores térmicos mediante la circulación de hielo líquido a través de los mismos. Este trabajo da continuidad a la línea de investigación sobre el comportamiento de serpentines helicoidales en acumuladores térmicos en la que se han realizado varias publicaciones (Diz et al. (2007) [1] en el 4º Encuentro Ibérico IBERAVACR. Aire acondicionado y refrigeración en las escuelas de ingeniería de España y Portugal celebrado en Faro (Portugal), Fernández-Seara et al. (2007) [2] en el IX Congreso Iberoamericano de Aire Acondicionado y Refrigeración (CIAR 2007) celebrado en Lima (Perú), y Fernández-Seara et al. [3] (2007) en el 5th International Conference on Heat Transfer, Fluid Mechanics and Thermodynamics (HEFAT 2007) celebrado en Sun City (Sudáfrica)).

El objetivo final de este análisis es la obtención de correlaciones adimensionales que permitan predecir los coeficientes de convección en el interior de los serpentines y los factores de fricción en función de las características del hielo líquido y de las dimensiones de los mismos. La consecución de este objetivo tan ambicioso requiere de la experimentación con serpentines con diferentes geometrías y en un amplio rango de condiciones a fin de obtener la mayor generalidad posible.

En este capítulo se describen los serpentines utilizados en este trabajo, el montaje experimental realizado y el procedimiento experimental seguido, así como los resultados obtenidos. Los resultados obtenidos con el primero de los serpentines estudiados han sido publicados en el libro de actas del VII Congreso Ibérico y V Congreso Nacional de Ciencias y Técnicas del Frío (CYTEF 2014) celebrado en Tarragona (Diz et al. (2014) [4]).

143

Capítulo 5 Análisis del comportamiento de serpentines helicoidales con hielo líquido

5.1. INTRODUCCIÓN

Los serpentines helicoidales son utilizados para el intercambio térmico en aplicaciones tan variadas como generadores de vapor, sistemas de refrigeración, sistemas de calentamiento de agua, recuperadores de calor, procesado de alimentos, etc…, debido a que su fabricación es sencilla, su estructura es compacta, su buena resistencia mecánica a las dilataciones térmicas y porque presentan mayor transferencia de calor por unidad de volumen que los intercambiadores de tubo recto.

El principal factor de mejora en la transferencia de calor interior frente a tubos rectos se produce por la aparición de una corriente secundaria debido a la curvatura del serpentín y que provoca un aumento de la turbulencia, y consecuentemente, un incremento importante en los coeficientes de convección. Otra importante línea de mejora en este tipo de intercambiadores pasa por el uso serpentines fabricados a partir de tubos corrugados, tanto interior como exteriormente, habiéndose analizado hasta la fecha gran variedad de geometrías (Kareem et al. (2015)) [5].

Como se pone de manifiesto en Piñeiro-Pontevedra (2014) [6], la mayoría de los trabajos publicados sobre la mejora de la transferencia de calor se centran en la determinación de los coeficientes de convección interior y fluidos monofásicos, siendo mucho menor el número de trabajos sobre el comportamiento con flujos bifásicos (evaporación y condensación), y sobre la determinación de los coeficientes de convección sobre la superficie exterior. En el caso del comportamiento con hielo líquido, la información es aún más escasa, destacándose los trabajos publicados por Thongwik et al. (2008) [7] sobre transferencia de calor con serpentines sumergidos en hielo líquido y Haruki y Horibe (2013) [8] con hielo líquido por el interior de los mismos.

En muchos de estos trabajos se proponen diferentes correlaciones para definir el comportamiento térmico e hidráulico de este tipo de intercambiadores, las cuales han sido recopiladas por diferentes autores como Ali (2001) [9], Naphon y Wongwises (2006) [10], Vashisth et al. (2008) [11], Piñeiro-Pontevedra (2014) [6] o Hardik et al. (2015) [12]. En el análisis del comportamiento térmico e hidráulico de los serpentines helicoidales es común el encontrar correlaciones que tienen en cuenta la relación entre el diámetro del serpentín (D) y el diámetro del tubo (d), empleándose habitualmente para definir el comportamiento de estos intercambiadores el número de Dean, el cual se relaciona con el número de Reynolds según la ecuación 5.1., si bien también es posible encontrar correlaciones que tienen en cuenta otros parámetros geométricos como el número de espiras, la longitud del serpentín o el paso.

5.1) DdReDe ⋅= (5.1)

Otra característica habitual en las correlaciones empleadas para definir la transmisión de calor y la caída de presión en serpentines helicoidales, es el hecho de proponer correlaciones comparativas tomando como referencia el tubo recto, de modo que lo que se proponen son expresiones que relacionan el número de Nusselt para serpentines con los obtenidos con tubo recto para la transmisión de calor, y relaciones entre los factores de fricción con serpentines y tubo recto para definir la caída de presión.

Dentro del análisis de las correlaciones disponibles indicar también que, dependiendo del caso, se pueden encontrar correlaciones genéricas y correlaciones cuya aplicación se restringe a unas determinadas condiciones, delimitadas generalmente por un determinado rango del número de Reynolds o del número de Prandtl.

144




Como se indica en el apartado 2.1.2.3. se han fabricado siete serpentines en acero inoxidable AISI 316L diseñados específicamente para poder evaluar el efecto de diferentes parámetros que caracterizan el comportamiento de este tipo de intercambiadores. Estos parámetros son el diámetro del serpentín, el diámetro del tubo y el número de espiras. Las características geométricas de dichos serpentines se resumen en la Tabla 2.4.

Para la instalación de los serpentines en el depósito, éstos se han construido con dos tramos de tubo recto en sus extremos de 15 mm de diámetro exterior y con una separación entre ambos de 200 mm. Los serpentines fueron instalados sujetos a la tapa superior del depósito mediante racores de compresión que garantizaron además de la sujeción del serpentín, la estanqueidad entre éste y el depósito, tal y como se muestra en la Figura 5.1. El tipo de sujeción empleado permite además la regulación de la altura del depósito a la que se sitúan los serpentines, si bien, a fin de limitar el efecto de los tramos rectos en el intercambio térmico, los serpentines se colocaron lo más próximos posible a la parte superior del depósito.

Figura 5.1. Detalle de la colocación de uno de los serpentines en la tapa del depósito.

El depósito empleado para la colocación de los serpentines tiene una capacidad de 150 litros y está fabricado con chapa en acero inoxidable AISI 316, siendo sus dimensiones 480 mm de diámetro y 870 mm de altura. La tapa superior se une al cuerpo del depósito mediante una unión embridada con tornillos de 10 mm de diámetro, lo que permite el acceso al interior del depósito para la sustitución de los serpentines. El depósito dispone en su parte inferior de un sistema de resistencias eléctricas con una potencia total instalada de 24 kW, y dotada de un regulador de potencia para ajustar el calor entregado al agua según las necesidades de cada ensayo. Por último, se ha instalado una bomba centrífuga para poder recircular el agua del depósito desde la parte inferior a la parte superior con el objetivo de homogeneizar la temperatura antes de los ensayos.

La generación y almacenamiento del hielo líquido se realizó mediante el equipo de generación y acumulación descrito en detalle en el apartado 2.1.

La instalación fue debidamente instrumentalizada bajo las mismas premisas que en los casos anteriores. A fin de caracterizar el hielo líquido tanto a la entrada como a la salida del serpentín se instalaron dos caudalímetros másicos de efecto Coriolis para medir el caudal y la densidad del hielo líquido, y dos sensores de temperatura tipo Pt100 en el interior de vainas de acero inoxidable de 3 mm de espesor. Para medir la temperatura en el interior del acumulador se emplearon un total de 11 sensores de temperatura Pt100, nueve de los cuales se colocaron en la pared lateral, uno en el fondo del depósito y otro en la tapa superior. Finalmente un sensor de presión diferencial Siemens DS PIII se empleó para registrar la diferencia de presión

145


entre la entrada y salida del hielo líquido en el serpentín. Los rangos de medida y la incertidumbre de los diferentes sensores utilizados se recogen en la Tabla 2.5.

En la Figura 5.2 se muestra un esquema del montaje experimental utilizado, donde se puede ver la posición de los serpentines en el interior del depósito y de los diferentes elementos de medida empleados.

Figura 5.2. Esquema del montaje experimental para el estudio de serpentines helicoidales.


Tal y como se ha indicado anteriormente se han realizado ensayos tanto para determinar las pérdidas de carga como el comportamiento térmico.

Las pérdidas de carga se midieron barriendo todo el rango de caudales que permite la instalación experimental para cada serpentín y para cada concentración de hielo, por lo que el caudal máximo ensayado va a ser diferente según el caso. Estos ensayos se realizaron con el depósito sin agua, con el objetivo de intentar minimizar la transmisión de calor durante los mismos. Además, con el objetivo de identificar las pérdidas de carga en los cabezales, se realizaron los mismos ensayos uniendo los cabezales de medida mediante un tramo de tubo recto de 150 mm de longitud igual al de las conexiones de los serpentines.

Para el análisis del comportamiento térmico se han planificado dos tipos de ensayos claramente diferenciados, dependiendo de si el intercambio térmico entre el hielo líquido que circula por el interior de los serpentines y el agua acumulada en el depósito se realiza manteniendo una temperatura del agua constante (condiciones estacionarias) o variando dicha temperatura (condiciones transitorias).

Los ensayos en régimen transitorio han consistido en enfriar el contenido del acumulador desde una temperatura inicial determinada mediante el bombeo de hielo líquido a través del serpentín, y manteniendo las condiciones de entrada del hielo líquido constantes, tanto de caudal, como de concentración de hielo. Por su parte, en los ensayos en régimen estacionario se han mantenido unas condiciones en el interior del tanque estables mediante el aporte de calor a través de resistencias las eléctricas instaladas en el acumulador, compensando así el calor retirado por el hielo líquido en el serpentín. En este grupo de ensayos es necesario puntualizar que el empleo de resistencias eléctricas en el interior del depósito va a dar lugar a corrientes que pueden favorecer el proceso de convección en el exterior de los serpentines,

Sensor de presión diferencial

Caudalímetro másico

Serpentín

Depósito de hielo líquido

Caudalímetro másico

Tanque agua fría

Recirculación

146


incrementando el intercambio de calor respecto al que se produciría en ausencia de resistencias.

Los parámetros de funcionamiento cuyo efecto se ha evaluado en ambos casos son el caudal y la concentración del hielo líquido a la entrada del serpentín, y la temperatura del agua en el interior del tanque de acumulación. El rango de ensayo de cada uno de estos parámetros se resume en la Tabla 5.1.

Régimen estacionário Régimen transitorio

Caudal de hielo líquido (kg/h) 300, 450, 600, 750 300, 450, 600, 750

Concentración de hielo (%) 5, 10, 15, 20 5, 10, 15, 20

Temperatura depósito (ºC) 50, 40, 30 50, 40, 30 (Inicial) / 10 (Final)

Tabla 5.1. Condiciones ensayadas en régimen estacionario y régimen transitorio.

Cada uno de los ensayos, tanto en régimen estacionario como transitorio, se inició con la generación del hielo líquido hasta alcanzar en el tanque de acumulación la concentración deseada. Simultáneamente a la etapa de generación se estableció en el interior del tanque de ensayo una temperatura homogénea e igual al valor inicial deseado. Una vez alcanzada la concentración de hielo deseada en el tanque de acumulación del sistema de generación, se activó la bomba de alimentación del serpentín de forma que, tras un breve periodo de tiempo, se estableció en la entrada del serpentín la concentración deseada. La diferencia entre los dos grupos de ensayos reside en que, en el caso de los ensayos en régimen transitorio, se dejó que la temperatura del agua en el interior del depósito descendiese libremente, mientras que en los ensayos en régimen estacionario se actuó sobre el regulador de potencia de las resistencias para mantener una temperatura en el interior del tanque constante.

En los ensayos en régimen transitorio se recogieron valores de la evolución de la temperatura en el interior del depósito hasta alcanzar en el punto medio del depósito una temperatura de 10 ºC. En este segundo de los casos se recogieron datos durante 10 minutos una vez se consiguió estabilizar el comportamiento de la instalación.

Además de los ensayos con hielo líquido se realizaron unos ensayos previos con agua, con el doble objetivo de validar el funcionamiento del equipo experimental y establecer una base de comparación para los resultados obtenidos con hielo líquido.

5.2.3. Tratamiento de datos

La potencia térmica intercambiada por el serpentín en cada instante ( q ) se ha obtenido mediante la aplicación de un balance de energía entre la entrada y salida del hielo líquido en el serpentín, según la ecuación 5.2, en donde las entalpías de entrada (he,hl) y salida (hs,hl) del hielo líquido fueron obtenidas en función de la concentración de hielo determinada a partir de las medidas de densidad (ver apartado 2.3. ).

5.2) ( )hl,ehl,s hhmq −⋅= (5.2)

Los valores de potencia térmica obtenidos han sido comparados con los valores de potencia consumida por la resistencia eléctrica en los ensayos con condiciones estacionarias y con la variación de la energía acumulada en el depósito (∆Et) en los ensayos en régimen transitorio (ecuación 5.3). La energía acumulada en el depósito en cada instante (Et) fue obtenida dividiendo el contenido del tanque en 11 partes iguales y asignando a cada una de ellas la temperatura registrada por el sensor situado en esa zona según la ecuación 5.4, donde (ρTi) y (CpTi) son la densidad y calor específico obtenidos para cada capa, y (Vi) y (Ti) el volumen y temperatura de cada capa.

147


5.3) tEE

tEq 1ttt

∆∆∆ −−

== (5.3)

5.4) ∑=

⋅⋅⋅=11

1iiiTTt TVCpE iiρ (5.4)

Una vez conocida la potencia térmica intercambiada y teniendo en cuenta las temperaturas del agua en el depósito y la temperatura de entrada y salida del hielo líquido, se ha obtenido la media logarítmica de la diferencia de temperaturas (∆Tml), para finalmente obtener el coeficiente global de transmisión de calor (U) según la según la ecuación 5.5., siendo (A) la superficie de intercambio.

5.5)mlTA

qU∆⋅

=

(5.5)

Conocido el coeficiente global, es posible la obtención del coeficiente de convección del hielo líquido (his) en el interior de los serpentines según la ecuación 5.6, estimando el valor del coeficiente de convección en la superficie exterior (hext) mediante correlaciones de la bibliografía. Para este caso concreto destacar que se disponen de correlaciones obtenidas con los mismos serpentines y publicadas por Piñeiro-Pontevedra (2014) [6].

5.6)extext

intextintint

inthl hrr

kr

rlnr

U1

h1

⋅−

⋅

−= (5.6)

En cuanto a las pérdidas de carga experimentales (∆Pexp), éstas se pueden relacionar con el factor de fricción (f) según la ecuación 5.7, en función de la geometría del serpentín y de las características del flujo, siendo (L) la longitud del serpentín, (d) el diámetro del tubo del serpentín, (ρ) la densidad del fluido y (v) la velocidad de circulación.

5.7) 2v

dLfP

2

exp⋅

⋅⋅=ρ∆ (5.7)

Los valores del factor de fricción se han correlacionado con parámetros geométricos del serpentín mediante un análisis adimensional, tomando como referencia las expresiones disponibles en la bibliografía. Para el análisis de los datos experimentales se ha estimado el cambio de régimen para un valor de Reynolds crítico (Recrit) obtenido mediante la correlación propuesta por Schmidt (1970) [13], una de las más habituales para definir el cambio de régimen de laminar a turbulento en serpentines helicoidales, y que se calcula en función de la relación entre el diámetro del tubo (d) y el diámetro del serpentín (D) (ecuación 5.8).

5.8)

⋅+⋅=

45.0

cri Dd6.812300Re (5.8)

La determinación de la cantidad de hielo y las propiedades físicas del mismo se obtuvieron según la metodología descrita en el apartado 2.3.

148


5.3. RESULTADOS

5.3.1. Transmisión de calor

Como se explicó en el apartado 5.2. el cálculo de la potencia intercambiada entre el serpentín y el agua del interior del depósito se realizó, en primer lugar, mediante la aplicación de un balance de energía entre la entrada y salida del serpentín, si bien, en el rango de condiciones ensayadas los resultados obtenidos mostraron una dispersión muy elevada debido, entre otras cosas, a los relativamente pequeños saltos térmicos obtenidos y la elevada incertidumbre en el cálculo, y a efectos como la no existencia de equilibrio térmico entre la concentración de hielo y la temperatura, como es habitual a la salida de los procesos de intercambio con hielo líquido (Pronk et al. (2008) [14]), que dificultan la realización de los cálculos. Por este motivo, se optó por calcular la potencia intercambiada como la variación de energía acumulada en el depósito en los ensayos en régimen transitorio, y por la potencia eléctrica aportada por la resistencia de calentamiento en los ensayos en condiciones estacionarias. Para validar este método se realizaron unos ensayos adicionales calentando el depósito con la resistencia desde 7 hasta 12 ºC, en el que se pudieron comparar los métodos de determinación de la energía aportada mediante la resistencia eléctrica con la acumulada en el tanque de ensayo.

En la Figura 5.3 se muestran los resultados obtenidos en los ensayos específicos realizados para validar los dos métodos utilizados para la determinación de la potencia intercambiada, obteniéndose por ambos métodos una desviación máxima del 6%.

Figura 5.3. Comparativa de la potencia intercambiada obtenida por los dos métodos utilizados

en los ensayos de validación.

En la Figura 5.4 se muestran los valores de potencia intercambiada frente al caudal de hielo líquido en los ensayos realizados en condiciones estables y con una concentración de hielo de entrada del 10%. En esta figura se puede ver como la potencia intercambiada es mayor cuanto mayor es la temperatura en el depósito, debido al incremento en el salto térmico, y aumenta ligeramente al incrementar el caudal de hielo líquido.

En cuanto al efecto de la concentración de hielo se ha observado que la potencia intercambiada aumenta muy ligeramente con la concentración de hielo, si bien es necesario destacar que también aumenta ligeramente el salto térmico al mantener una temperatura de agua en el tanque fija. En cuanto al efecto de la concentración de hielo en el coeficiente global de transmisión de calor los resultados obtenidos no son concluyentes.

149


La razón para que todo esto ocurra es que, como era de esperar, la resistencia térmica

limitante del proceso es la resistencia térmica exterior, lo que implica que los efectos provocados en las características del hielo líquido van a ser prácticamente irrelevantes.

0

0.2

0.4

0.6

0.8

1

1.2

1.4

1.6

350 450 550 650 750

Pote

ncia

inte

rcam

biad

a [k

W]

Caudal [kg/h]

Tdep 12ºC Tdep 10ºC Tdep 15ºC Tdep 7ºC

Figura 5.4. Potencia intercambiada frente al caudal de hielo líquido para las distintas

temperaturas de depósito ensayadas, y una concentración de hielo del 10%.

El hecho de que la potencia intercambiada aumente exponencialmente con el salto térmico se debe a que cuanto mayor es la potencia térmica intercambiada, mayor es el efecto de las fuerzas de flotación en la superficie exterior del serpentín, por lo que se incrementa el coeficiente de convección exterior. La reducción en el coeficiente global al disminuir el salto térmico se puede ver más claramente en la Figura 5.5, en la que se muestra la evolución de la potencia intercambiada y el coeficiente global obtenido mediante el método de la media logarítmica, durante uno de los ensayos de enfriamiento desde 12 ºC a 7 ºC realizados.

0

10

20

30

40

50

60

70

0

0.1

0.2

0.3

0.4

0.5

0.6

0.7

0.8

0 20 40 60 80 100

Coef

icie

nte

glob

al [W

/m2 ·K

]

Pote

ncia

inte

rcam

biad

a [k

W]

Tiempo [Minutos]

Potencia intercambiada

Coeficiente global

Figura 5.5. Evolución de la potencia intercambiada y el coeficiente global en un ensayo de enfriamiento desde 12 a 7 ºC, con un caudal de 720 kg/h y un porcentaje de hielo del 15%.

150


5.3.2. Pérdidas de carga

5.3.2.1. Análisis de comportamiento

Como se ha descrito en el apartado correspondiente, los serpentines empleados incluyen dos tramos rectos para su conexión con el depósito, y cuyas pérdidas de carga van a influir en los resultados obtenidos en el análisis dinámico. Además, los cabezales de conexión de los serpentines van a provocar una caída de presión que también ha de ser tenida en cuenta.

A fin de evaluar las pérdidas de carga debidas a los cabezales de conexión, se realizaron unos ensayos en los cuales se conectaron los cabezales de entrada y salida del hielo líquido mediante un tramo de tubo similar al empleado para la fabricación de los tramos rectos de los serpentines (12/15 mm) y de 150 mm de longitud, realizándose estos ensayos en las mismas condiciones que las de ensayo de los serpentines. En función de los datos experimentales obtenidos con este tramo de tubo se pudo obtener una expresión para calcular las pérdidas de carga en los cabezales para cada una de las condiciones de ensayo.

Para verificar la validez de la expresión obtenida se han comparado los valores de pérdidas de carga experimentales con los obtenidos mediante dicha ecuación, en función del caudal de hielo líquido y de la concentración de hielo. En la Figura 5.6 se muestra el resultado de esta comparativa en la que se puede ver que los resultados experimentales se sitúan dentro de una banda de error de ±5% con un error medio en valor absoluto inferior al 2%. Los valores de los errores de las estimaciones para cada una de las condiciones se resumen en la Tabla 5.2.

Figura 5.6. Comparativa pérdidas de carga en cabezales para distintas concentraciones de

hielo y diferentes caudales.

Concentración 700 kg/h 600 kg/h 500 kg/h 400 kg/h 300 kg/h 200 kg/h

2% -0.78% -1.69% -1.71% -0.02% 0.61% -1.93% 6% -3.28% -4.60% -3.53% -2.76% -0.25% -2.12% 10% -3.22% -2.55% -3.38% -0.47% -0.14% -4.00%

15% 0.96% -0.03% -0.82% -0.68% 2.68% -0.68%

20% -2.66% -1.42% -3.20% -2.22% 2.43% -3.32%

Tabla 5.2. Error en la estimación de las pérdidas de carga en los cabezales con la correlación obtenida.

151


Para la obtención de las pérdidas de carga en los tramos rectos de conexión se emplearon

dos métodos diferentes. Por un lado, se utilizaron los serpentines I, IV y VII con la misma geometría y distinto número de espiras para, mediante comparación de los valores de las pérdidas de carga experimentales registradas con dichos serpentines, determinar las pérdidas de carga correspondientes a las espiras, y a partir de éstas y las pérdidas de carga totales obtener las pérdidas correspondientes a los tramos de conexión. El segundo de los métodos ha consistido en el empleo de correlaciones teóricas para el cálculo del factor de fricción y valores tabulados para los coeficientes de pérdidas de carga correspondientes a las singularidades existentes.

Respecto al análisis comparativo de los datos recogidos con los serpentines I, IV y VII, que la diferencia entre las pérdidas de carga registradas con los serpentines I y IV (6 y 8 espiras) y IV y VII (8 y 10 espiras) una vez descontadas las pérdidas de carga en los cabezales, es de tan solo un 2,05% en valor absoluto, con una desviación máxima inferior al 9%. Tomando el valor medio de estas diferencias como valor correspondiente a dos espiras se han podido estimar las pérdidas de carga en los tramos rectos de conexión en los tres casos.

En el caso del segundo de los métodos, la compleja geometría de los tramos conexión con tramos con distintas curvaturas y diferentes ángulos ha dificultado el proceso de cálculo, obteniéndose una discrepancia elevada respecto a los valores obtenidos por el primero de los métodos.

Teniendo todo esto en cuenta se ha optado por realizar dos tipos de análisis diferentes, por un lado, realizar el análisis considerando las pérdidas de carga totales y la longitud total de los serpentines, sin tener en cuenta los tramos rectos de conexión, y por otro descontar las pérdidas de carga en los cabezales empleando los valores obtenidos por el primero de los métodos antes citados para todos los casos. A este respecto indicar que los valores del factor de fricción obtenidos por ambos métodos difieren en un máximo de un 5% para los serpentines fabricados a partir de tubo de 12/15 mm, obteniéndose mayores desviaciones para los dos serpentines fabricados con tubo de mayor diámetro. Este hecho es consecuencia de que los valores de pérdidas de carga en los cabezales supuestos para estos dos casos son superiores a los reales.

A continuación se presentan las pérdidas de carga obtenidos en este trabajo, mostrándose en primer lugar los resultados obtenidos con el primero de los serpentines, y que son representativos del comportamiento general observado en todos los casos, y posteriormente se realiza una comparación entre los resultados obtenidos con los distintos serpentines.

En la Figura 5.7 se muestran los valores experimentales de las pérdidas de carga registradas con el primero de los serpentines con agua a 18 ºC, la disolución de propilenglicol a 18 ºC y 10 ºC, y con hielo líquido con diferentes concentraciones frente al caudal por el interior del serpentín.

Figura 5.7. Pérdidas de carga en el serpentín denominado modelo I frente al caudal de hielo

líquido.

152


En esta Figura se puede ver como las pérdidas de carga aumentan cuanto mayor es el

caudal que circula por el serpentín, y mayor es la concentración de hielo, existiendo una relación polinómica de segundo orden entre el valor de pérdidas de carga y caudal.

Por otra parte, comparando los datos con agua y con propilenglicol a la misma temperatura, se puede observar como los segundos son apreciablemente superiores por la mayor viscosidad del fluido, mientras que si se comparan las dos disoluciones de propilenglicol se muestra también un incremento en las pérdidas de carga cuanto menor es la temperatura, nuevamente motivada por el incremento de la viscosidad por el descenso de la temperatura. Por último, si se comparan los valores obtenidos con hielo líquido y con fluidos monofásicos, se puede ver que los valores con hielo líquido son superiores en todos los casos.

Para evaluar de una forma más clara el efecto de la concentración de hielo se han representado en la Figura 5.8 los valores de pérdidas de carga experimentales frente a la concentración de hielo para los distintos caudales de hielo líquido ensayados con el serpentín denominado modelo I.

Figura 5.8. Pérdidas de carga en el serpentín denominado modelo I frente a la concentración

de hielo.

En esta Figura se puede ver claramente como las pérdidas de carga aumentan más rápidamente cuanto mayor es la concentración de hielo.

Si en lugar de realizar la representación de las pérdidas de carga frente al caudal, se realiza la representación frente al número de Reynolds (Figura 5.9) se puede apreciar, por un lado, como para los mismos caudales la adicción de anticongelante y la reducción de temperatura provocan una reducción muy apreciable en los valores del número de Reynolds obtenidos, y por otro, como esta reducción también se produce al incrementar la concentración de hielo. La principal consecuencia de este comportamiento es la tendencia a trabajar con bajos valores del número de Reynolds y por tanto en régimen laminar, aun manteniendo caudales relativamente elevados.

153


Figura 5.9. Pérdidas de carga en el serpentín denominado modelo I frente al número de

Reynolds.

En función de los valores mostrados en estas figuras se han calculado los valores del factor de fricción que se han representado en la Figura 5.11 para los distintos fluidos y distintas concentraciones de hielo ensayadas frente al caudal circulante.

Figura 5.10. Factor de fricción obtenido en el serpentín denominado modelo I frente al caudal de fluido para fluidos monofásicos y hielo líquido con distintas concentraciones.

En esta Figura se puede ver que el factor de fricción aumenta cuanto mayor es la cantidad de hielo, haciéndose más evidente este aumento cuanto menor es el caudal de hielo líquido.

Estos mismos valores se muestran en la Figura 5.11 frente al número de Reynolds. En este caso se puede apreciar, en primer lugar, la existencia de una relación clara entre el factor de fricción y el valor del número de Reynolds para todo el rango de condiciones ensayadas, incluyendo todas las combinaciones de fluidos y todas las concentraciones de hielo. Otra concusión que es posible extraer a la vista de estos resultados es que el cambio de régimen se produce en torno al valor predicho por la ecuación 5.8 propuesta por Schmidt (1970) [13].

154


Figura 5.11. Factor de fricción frente al número de Reynolds en los ensayos realizados con el

serpentín denominado modelo I.

Tomando como base los valores obtenidos con fluidos monofásicos se obtuvieron las ecuaciones 5.9 y 5.10 para la obtención del factor de fricción, tanto en régimen laminar, como en turbulento, con una constante de ajuste respecto a los datos experimentales superior al 92% en ambos casos.

5.9) 479,0·Re988,2f −= (5.9)

5.10) 206,0·Re25,0f −= (5.10)

Si se comparan los datos obtenidos para fluidos monofásicos y para hielo líquido se puede ver como se obtiene una correspondencia casi absoluta entre ambos conjuntos de datos, de modo que se puede concluir que las correlaciones obtenidas para fluidos monofásicos son aplicables también a hielo líquido, teniendo en cuenta la metodología de cálculo indicada en el apartado 2.3.

Por último, en lo que respecta al factor de fricción, destacar que en la Figura 5.11 se puede apreciar como los valores obtenidos con hielo líquido se encuentran todos dentro de la zona de régimen laminar, teniendo en cuenta los menores valores del número de Reynolds obtenidos por el incremento de viscosidad asociado al empleo del hielo líquido.

Este mismo análisis se ha realizado con los restantes serpentines, mostrándose en la Figura 5.12 y Figura 5.13 los valores del factor de fricción correspondientes a los ensayos realizados con los modelos II, III y IV, y V, VI y VII, respectivamente. Destacar que en estos casos no se realizaron ensayos con agua, por lo que los valores máximos del número de Reynolds son apreciablemente menores, teniendo en cuenta ya los valores menores de por si en los casos de serpentines de mayor diámetro (serpentines V y VI).

En estas Figuras se puede observar que el comportamiento es similar al observado con el primero de los serpentines ensayados. Respecto a la correspondencia entre los datos con hielo líquido y con fluidos monofásicos se puede ver como las mayores dispersiones se obtienen con los serpentines V y VI, los cuales están fabricados a partir de tubo de mayor diámetro.

155


Figura 5.12. Factor de fricción frente al número de Reynolds en los ensayos realizados con los serpentines denominados modelo II, modelo III y modelo IV.

y = 2.9037x-0.482

R² = 0.998

y = 0.4264x-0.264

R² = 0.9515

0

0.05

0.1

0.15

0.2

0.25

0.3

0.35

0 2000 4000 6000 8000 10000 12000 14000 16000

Fact

or d

e fri

cció

n [··

·]

Número de Reynolds [···]

SERPENTÍN Øt = 12/15 mm ; Øs = 400 mm , N = 6

y = 4.6474x-0.544

R² = 0.9954

y = 0.156x-0.154

R² = 0.8538

0

0.05

0.1

0.15

0.2

0.25

0 2000 4000 6000 8000 10000 12000 14000

Fact

or d

e fri

cció

n [··

·]



y = 2.7732x-0.472

R² = 0.996

y = 0.4886x-0.278

R² = 0.9918

0

0.05

0.1

0.15

0.2

0.25

0 2000 4000 6000 8000 10000 12000 14000 16000

Fact

or d

e fri

cció

n [··

·]



156


Figura 5.13. Factor de fricción frente al número de Reynolds en los ensayos realizados con los serpentines denominados modelo V, modelo VI y modelo VII.

La principal causa de este comportamiento puede ser la menor velocidad de circulación debido al incremento de la sección de paso, siendo los rangos de velocidades ensayados 0,5 a 2 m/s para serpentines de tubo de 12/15 mm, 0,3 a 1,2 m/s para el serpentín de tubo de 15/18 mm y 0,18 a 0,7 m/s para el serpentín de tubo 20/23 mm. Teniendo en cuenta el

y = 2.1693x-0.367

R² = 0.9918

y = 1.4054x-0.315

R² = 0.9918

0

0.05

0.1

0.15

0.2

0.25

0.3

0.35

0.4

0.45

0 2000 4000 6000 8000 10000

Fact

or d

e fri

cció

n [··

·]



y = 2.6378x-0.458

R² = 0.9925

y = 0.2907x-0.206

R² = 0.9741

0

0.05

0.1

0.15

0.2

0.25

0 2000 4000 6000 8000 10000 12000

Fact

or d

e fri

cció

n [··

·]



y = 2.3441x-0.455

R² = 0.9652

y = 0.3549x-0.244

R² = 0.9894

0

0.05

0.1

0.15

0.2

0.25

0 2000 4000 6000 8000 10000 12000 14000 16000

Fact

or d

e fri

cció

n [··

·]



157


comportamiento mostrado en las gráficas de la Figura 5.13 se puede concluir que es necesario mantener velocidades de flujo superiores a 1 m/s, aproximadamente, para conseguir un comportamiento estable. En la bibliografía se pueden encontrar trabajos que tienen como objetivo el obtener el límite de velocidad por debajo del cual se produce el bloqueo total del flujo, dependiendo este del diámetro del conducto y de la concentración de hielo (Rached et al. (2007)) [15].

En la Figura 5.11, Figura 5.12 y Figura 5.13 se muestran correlaciones para el cálculo factor de fricción en función del número de Reynolds, tanto para régimen laminar, como para régimen turbulento, obtenidos con los datos correspondientes a fluidos monofásicos. Las ecuaciones obtenidas para cada caso se resumen en la Tabla 5.3. junto con la constante de ajuste correspondiente. En esta tabla se puede comprobar que la constante de ajuste se sitúa por encima de 94% en todos los casos y del 98% en la mayoría de ellos. Destacar que la correlación obtenida para el primero de los serpentines es diferente de la mostrada en la Figura 5.11, debido a que para la ecuación mostrada en la tabla se han descartado los datos obtenidos con agua por coherencia con los demás serpentines, si bien como se puede ver en dicha Figura la diferencia de comportamientos entre los distintos fluidos es despreciable.

Laminar Turbulento R2 (lam. / turb.)

Serpentín 1 479.0·Re988,2f −= 296.0·Re581,0f −= 99,37% / 99,71%

Serpentín 2 482.0Re904,2f −= 264.0·Re426,0f −= 99,80% / 95,15%



Serpentín 5 367.0·Re169,2f −= 315.0·Re405,1f −= 99,18% / 99,18 %



Tabla 5.3. Correlaciones obtenidas para el cálculo del factor de fricción para cada uno de los serpentines en base a datos con fluidos monofásicos y coeficientes de ajuste correspondientes.

5.3.2.2. Análisis paramétrico

Descrito el comportamiento observado para cada uno de los serpentines se ha procedido a la comparación de los resultados obtenidos con los diferentes serpentines a fin de establecer la influencia de diferentes parámetros geométricos.

Teniendo en cuenta que la dispersión de las medidas es mucho menor con fluidos monofásicos, se muestran en primer lugar los datos correspondientes a los ensayos con etilenglicol al 10%, tanto a 18 ºC como a 10 ºC.

En la Figura 5.14 se muestra una comparativa de los valores de factor de fricción obtenidos con fluidos monofásicos con los serpentines con la misma geometría y distinto número de espiras. En esta Figura se puede ver que los valores obtenidos son similares con los tres serpentines dentro de todo el rango de valores del número de Reynolds.

158


Figura 5.14. Factor de fricción frente al número de Reynolds en los ensayos realizados con los

serpentines con distinto número de espiras y el mismo diámetro del tubo y diámetro de serpentín.

En la Figura 5.15 se muestran los valores del factor de fricción obtenidos con fluidos monofásicos y los serpentines con el mismo diámetro de tubo, el mismo número de espiras y distinto diámetro de espira. En este caso se puede ver un ligero descenso en los valores del factor de fricción cuanto mayor es el diámetro del serpentín, de modo que el radio de curvatura si tiene influencia en las pérdidas de carga.

Figura 5.15. Factor de fricción frente al número de Reynolds en los ensayos realizados con los serpentines con distinto diámetro de serpentín y el mismo diámetro del tubo y número de

espiras.

El último parámetro analizado ha sido el diámetro de tubo, mostrándose en la Figura 5.22 los valores del factor de fricción obtenidos en los ensayos realizados con los serpentines con diferente diámetro de tubo y fluidos monofásicos, habiéndose en este caso descontado las pérdidas de carga en los tramos rectos de conexión. De esta Figura no se puede extraer un comportamiento tan claro sobre el efecto de este parámetro, especialmente por la mayor dispersión de los datos, si bien se puede concluir que el factor de fricción disminuye con el aumento en el diámetro de tubo. Además, es necesario tener en cuenta que para los

159


serpentines con diámetro interior distinto de 12 mm el error en la estimación de las pérdidas de carga en los tramos rectos va a ser mayor por la metodología empleada.

Figura 5.16. Factor de fricción frente al número de Reynolds en los ensayos realizados con los

serpentines con distinto diámetro de tubo y el mismo diámetro de serpentín y número de espiras.

En los ensayos con hielo líquido por su parte se muestran dos zonas diferenciadas, una zona correspondiente a los casos con menores concentraciones de hielo y mayores caudales, en la cual el factor de fricción no depende de la concentración de hielo para un mismo valor del número de Reynolds, y una segunda correspondiente a los menores caudales y mayores concentraciones de hielo en la que se puede apreciar una mayor dispersión de los datos.

En la primera zona los valores del factor de fricción coinciden con los obtenidos con fluidos monofásicos, mientras que en la segunda los valores del factor de fricción obtenidos aumentan con la concentración de hielo, especialmente a bajas velocidades de circulación.

Como caso representativo de este comportamiento se muestran en la Figura 5.17 los valores del factor de fricción obtenidos con el tercero de los serpentines (6 espiras / Tubo 15/12mm / Diámetro serpentín 400 mm).

Figura 5.17. Factor de fricción frente al número de Reynolds en los ensayos realizados con

hielo líquido y el serpentín III.

160


El efecto de incremento del factor de fricción a bajos caudales, y especialmente a altas

concentraciones de hielo se puede ver de una forma más evidente en la Figura 5.18 correspondiente al serpentín V, construido con el mayor diámetro de tubo de todos.

Figura 5.18. Factor de fricción frente al número de Reynolds en los ensayos realizados con

hielo líquido y el serpentín V.

Si se comparan los resultados mostrados en estas dos últimas Figuras (Figura 5.17 y Figura 5.18), se puede observar que el efecto de la concentración de hielo se hace más evidente en el serpentín de mayor diámetro de tubo, lo que puede estar justificado, como han puesto de manifiesto varios autores, en que el efecto de la concentración de hielo es más importante en régimen laminar en general, y a números de Reynolds más bajos en particular.

5.3.2.3. Obtención correlaciones

Para finalizar el análisis de la caída de presión se han obtenido expresiones para intentar reproducir el comportamiento de los serpentines en las que se tenga en cuenta la geometría de los mismos. Debido a la buena correspondencia de los datos obtenidos con hielo líquido y con fluidos monofásicos se ha optado por la determinacion de las correlaciones en función de los datos obtenidos en el segundo de los casos.

Teniendo en cuenta la dificultad para determinar las pérdidas de carga en los cabezales de los serpentines fabricados con tubo de mayor diámetro, se ha realizado en primer lugar un análisis de los datos obtenidos con los restantes cinco serpentines. Aplicando a estos datos un análisis de regresión lineal se ha obtenido la ecuación 5.11 que predice los valores experimentales con una constante R2 del 97,1% con un error medio en valor absoluto en el cálculo del factor de fricción del 3,03%, siendo (d) el diámetro del tubo, (D) el diámetro del serpentín, (H) la altura del serpentín y (L) la longitud del serpentín.

5.11) 230,0256,0

412,0LH

DdRe71,1f

−−

⋅

⋅⋅= (5.11)

En la Figura 5.19 se muestra una comparativa de los resultados obtenidos mediante la ecuación 5.11 y los valores experimentales, donde se puede ver que en la mayor parte de los casos la desviación es inferior a ±5%, siendo la desviación máxima del orden del 8%.

161


Figura 5.19. Comparativa valores experimentales del factor de fricción para fluidos monofásicos frente a los predichos con la ecuación 5.11.

Para comprobar la validez de la ecuación 5.11 para predecir los resultados obtenidos con hielo líquido se han comparado los valores experimentales del factor de fricción obtenidos en los ensayos con hielo líquido y los predichos por dicha ecuación para los serpentines de tubo de 12 mm de diámetro interior.

Figura 5.20. Comparativa valores experimentales del factor de fricción para los ensayos con

hielo líquido frente a los predichos con la ecuación 5.11.

En esta Figura se puede ver como para los casos correspondientes a menores concentraciones de hielo y mayores caudales (menores valores del factor de fricción) se consiguen una aceptable concordancia entre los valores experimentales y calculados, si bien para pequeños caudales y especialmente, para mayores concentraciones la desviación entre ambos valores aumenta notablemente alcanzando desviaciones de hasta el 50%.

162


Si el mismo análisis de regresión lineal se aplica al conjunto de 7 serpentines ensayados se

obtiene la ecuación 5.12, la cual predice los datos obtenidos con un error medio en valor absoluto del 6,73%, siendo (d) el diámetro del tubo, (D) el diámetro del serpentín, (H) la altura del serpentín y (L) la longitud del serpentín.

5.12) 145,2987,1

i414,0LH

DdRe836,0f

−−

⋅

⋅⋅= (5.12)

En el caso de ser aplicada a los resultados con hielo líquido se obtiene un comportamiento similar al mostrado en la Figura 5.20, si bien la desviación media en valor absoluto es de un 6,73%, ligeramente superior al caso anterior, y llegando a una desviación máxima del 18,27 %.

Estos resultados reafirman por un lado la necesidad de identificar con precisión las pérdidas de carga en los cabezales y por otro el importante aumento del factor de fricción obtenido a bajos caudales de hielo líquido y, principalmente, con elevadas concentraciones. Teniendo en cuenta estos resultados se plantea realizar un nuevo estudio reemplazando los serpentines por otros sin tramos rectos de conexión que aumenten la precisión de los resultados y permitan una validación fiable con la información existente en la bibliografía.

Figura 5.21. Comparativa valores experimentales del factor de fricción para fluidos

monofásicos frente a los predichos con la ecuación 5.12.

163


5.4. REDISEÑO DEL BANCO DE ENSAYO

Debido a las limitaciones en el sistema original empleado para el estudio de serpentines helicoidales se diseñó un segundo equipo de ensayo con el objetivo de poder aplicar un flujo de calor contante al hielo líquido en toda la longitud del serpentín mediante una resistencia calefactora.

En este segundo caso se van a enrollar diferentes tramos de una resistencia calefactora con una capacidad de calentamiento máxima de 50 W/m, lo que permitirá aportar al hielo líquido un flujo de calor uniforme. La longitud de los tramos se ha seleccionado para que la cantidad de potencia disipada se mantenga dentro de los rangos de trabajo de la resistencia empleada cuando se le aplica la máxima tensión. Entre cada tramo de resistencias se instalarán sensores de temperatura tipo Pt100 para obtener la temperatura en la superficie del serpentín en diferentes puntos. En la Figura 5.22 se muestra una fotografía del primero de los serpentines que será utilizado en la nueva etapa de este estudio.

Figura 5.22. Fotografía del nuevo montaje para el estudio de coeficientes de convección en el

interior de serpentines con hielo líquido.

El hecho de aplicar un flujo de calor constante y medir la temperatura superficial del tubo solventa el problema de que la resistencia térmica exterior sea la limitante del proceso de intercambio, y además, en este segundo caso no existe efecto de los tramos rectos debido a las nuevas características de los serpentines empleados.

El primer serpentín seleccionado para este estudio consta de tres espiras de 335 mm de diámetro y está fabricado de tubo de acero de 18,4 mm de diámetro interior y 1 mm de espesor. En cuanto a la resistencia calefactora seleccionada, ésta consiste en un hilo de cobre recubierto de un material aislante eléctrico, con un diámetro exterior de 3 mm, tiene una resistencia de 1,9 Ω/m y una capacidad de disipación máxima de 50 W/m.

Entre las condiciones de diseño se han establecido, además de las limitaciones de la resistencia calefactora, que se garantice un flujo turbulento en el fluido interior y un salto mínimo entre las temperaturas de entrada y salida del fluido interior cuando se opere con agua para reducir la incertidumbre en los cálculos. Teniendo en cuenta estas restricciones se obtuvo que la mejor solución consiste en el empleo de tres tramos de resistencia de 25,87 metros de longitud, que supone una capacidad de disipación cuando se alimentan a 230 V de 1076 W cada uno.

Partiendo del consumo máximo de los tres tramos operando simultáneamente, se ha seleccionado un regulador de potencia apropiado para el control del calor aportado durante los ensayos. Finalmente, el serpentín con la resistencia instalada se recubrirá por una espuma aislante para minimizar las pérdidas térmicas al ambiente, y se dotará de un termostato de seguridad como medida de precaución.

164


En la Tabla 5.4 se muestra un resumen de las características del montaje experimental

utilizado.

Parámetro Valor

Número de tramos 3

Longitud de tramo 25,87 metros

Capacidad disipación (Tramo / Total) 1076 W / 3228 W

Intensidad máxima (Tramo / Total) 4,68 A / 14,04 A

Tabla 5.4. Características de los intercambiadores estudiados.

Los ensayos a realizar consistirán en hacer circular hielo líquido con diferentes caudales y

diferentes concentraciones de hielo, y variando el flujo de calor aportado por las resistencias calefactoras.

Para determinar las condiciones de entrada y salida del fluido interior se instalarán sensores de temperatura y caudalímetros másicos, tanto a la entrada como a la salida del serpentín, además se instalarán sensores tipo Pt100 sin vaina directamente sobre la pared del serpentín para determinar la temperatura superficial. Se ha planificado la instalación de tres sensores de temperatura en la pared del serpentín por cada espira, por lo que durante la colocación de la resistencia calefactora se dejarán espacios con la longitud mínima imprescindible para la colocación de estos sensores que se estima del orden de entre 3 y 5 mm, por lo que se espera no tengan un efecto determinante en la distribución del flujo de calor. Finalmente, en lo que respecta a los elementos de medida se instalará un medidor de parámetros eléctricos para determinar el consumo de las resistencias eléctricas.

En cuanto a la determinación de las pérdidas de carga se soldarán unos casquillos a la entrada y salida del serpentín con el objetivo de realizar las mediciones de las pérdidas de carga con la mayor precisión posible.

En la Figura 5.23 se muestra un esquema con el diseño del nuevo equipo para el estudio del comportamiento de serpentines helicoidales con hielo líquido.

Figura 5.23. Esquema diseño del nuevo banco de ensayos para serpentines helicoidales.

Entrada hielo líquido

Salida hielo líquido

230Vac + -

T1 T2 T3 T4 T5 T6 T7 T8 T9 T10 Tsalida hl Tentrada hl

165


5.5. CONCLUSIONES

Se ha construido un banco de ensayos para analizar el uso con hielo líquido como medio de enfriamiento por el interior de serpentines helicoidales en acumuladores térmicos.

El análisis del comportamiento térmico mostró que el equipo experimental y la metodología inicialmente planteados no resultan apropiados para dicho análisis, debido a que la resistencia térmica exterior es la limitante del proceso de intercambio. A pesar de ello se pudieron realizar ensayos en los que se concluyó que el coeficiente global de transferencia de calor para los casos ensayados oscila entre 40 W/m2·K y 100 W/m2·K, dependiendo principalmente del salto térmico entre los fluidos, lo que puede estar justificado en que una mayor potencia de intercambio provoca mayores corrientes de convección en el fluido exterior y un aumento en el valor del coeficiente global de transmisión de calor.

En el caso del análisis de las pérdidas de carga el equipo experimental utilizado permitió llevar a cabo un análisis más pormenorizado, si bien la geometría de los serpentines con tramos rectos para su conexión al depósito también supuso un importante inconveniente.

El análisis realizado permitió por un lado comprobar como la caída de presión aumenta notablemente con la concentración de hielo y en mayor medida cuanto mayor es esta última, además de evidenciarse un aumento en la caída de presión cuanto mayor es el caudal de fluido y mayor es la viscosidad del mismo. Otra característica observada es que el factor de fricción obtenido para un mismo valor del número de Reynolds es similar con fluidos monofásicos y con hielo líquido con concentraciones de hielo moderadas y velocidades de circulación por encima de 1 m/s. Para las mayores concentraciones de hielo y menores valores se observa un aumento notable en el factor de fricción que en las condiciones ensayadas alcanzó un 50%. Teniendo esto en cuenta se han obtenido correlaciones experimentales para el cálculo del factor de fricción con cada uno de los serpentines y que pueden ser aplicadas al hielo líquido en las condiciones antes mencionadas.

En cuanto al efecto de la geometría de los serpentines se ha podido comprobar como el factor de fricción no depende del número de espiras y aumenta ligeramente cuanto menor es el diámetro del serpentín, mientras que el efecto del diámetro de tubo no se ha podido evaluar convenientemente por la dificultad para determinar las pérdidas de carga en los cabezales.

A pesar de las dificultades observadas, se han obtenido correlaciones para la estimación del factor de fricción en función de la geometría de los serpentines, mostrándose una aceptable concordancia con los datos obtenidos con fluidos monofásicos y con hielo líquido en concentraciones moderadas.

145,2987,1i414,0

LH

DdRe836,0f

−−

⋅

⋅⋅=

Teniendo en cuenta las limitaciones del equipo experimental diseñado y el procedimiento de ensayo empleado se ha realizado el diseño de un nuevo equipo experimental, con el objetivo de continuar con esta línea de investigación, a fin de lograr correlaciones para definir el comportamiento térmico de serpentines helicoidales con hielo líquido como fluido interior.

166


REFERENCIAS

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[2] Fernández-Seara J., Diz R., Uhía F.J., Dopazo J.A. Análisis experimental del comportamiento térmico de un acumulador de A.C.S. durante el proceso de calentamiento mediante un serpentín helicoidal. IX Congreso iberoamericano de aire acondicionado y refrigeración. Lima – Perú (2007).

[3] Fernández-Seara J., Diz R., Sieres J., Dopazo J.A., Thermal Analysis Of A Helically Coiled Tube In A Domestic Hot Water Storage Tank. 5th International Conference on Heat Transfer, Fluid Mechanics and Thermodynamics, HEFAT 2007. Sun City, South Africa (2007).

[4] Diz R., Fernández-Seara J., Piñeiro-Pontevedra C., Pardiñas A.A., Comportamiento de un serpentín helicoidal con hielo líquido. VII Congreso Ibérico y V Congreso Iberoamericano de Ciencias y Técnicas del Frío (CYTEF 2014). Tarragona (España) 18-20 Junio (2014).

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[6] Piñeiro-Pontevedra C. Tesis doctoral. Aportaciones al estudio del comportamiento térmico de serpentines helicoidales en el interior de depósitos. Universidad de Vigo (2014).

[7] Thongwik S., Kiatsiriroat T. and Nuntaphan A., Heat transfer model of slurry ice melting on external surface of helical coil. International Communications in Heat and Mass Transfer, 35 1335 -1339 (2008).

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[15] Rached W., Sicard F., Lafargue A., Thorel D. Ice slurry: Pressure drop and deposition velocity. International Journal of Refrigeration 30 1393-1400 (2007).

167

Capítulo 6

Análisis del sistema de generación

En este capítulo se recogen los resultados experimentales obtenidos del estudio del sistema de generación, el cual fue llevado a cabo de forma complementaria al estudio del comportamiento de diferentes tipos de intercambiadores con hielo líquido.

En este apartado se analiza el sistema de generación en su conjunto, pero poniendo especial énfasis en el comportamiento del generador de hielo líquido. A continuación se presenta un análisis paramétrico del sistema de generación en el que se incluyen como variables el caudal de hielo líquido, el grado de recalentamiento a la salida del generador y la temperatura de condensación, y se evalúan en procesos de formación de hielo líquido hasta obtener una concentración de al menos el 20% a la salida del generador. En este apartado se incluye además una comparativa entre el comportamiento de la instalación para las mismas condiciones de funcionamiento con dos refrigerantes; el R22, usado originalmente por el equipo, y el R417A, uno de los sustitutos propuestos debido a las restricciones de uso del R22 por motivos medioambientales.

Parte los resultados obtenidos con R22 que se exponen en este capítulo han sido publicados en el libro de actas del V Congreso Ibérico y III Congreso Nacional de Ciencias y Técnicas del Frío (CYTEF 2009) celebrado en Castellón en 2009 (Diz et al., 2009 [1]), mientras que los resultados referentes a la comparativa del comportamiento con los dos refrigerantes han sido publicadas en el libro de actas del IX Congreso Nacional de Ingeniería Termodinámica (CNIT9) celebrado en Cartagena en 2015 (Diz et al., 2015 [2]).

169

Capítulo 6 Análisis del sistema de generación

6.1. INTRODUCCIÓN

6.1.1. Sistemas con rascador

Como ya se ha explicado en el capítulo 1, la producción de hielo líquido mediante generadores de tipo rascador es el sistema más extendido hasta la fecha. Este sistema se basa en la formación de una película de hielo sobre una superficie a baja temperatura, desde donde es retirada por un elemento rascador.

Dentro de los sistemas de superficie rascada existen diferentes posibilidades, siendo los sistemas de tipo tubular, en los que la formación de hielo tiene lugar sobre la cara interior de un cilindro enfriado desde la superficie exterior mediante la evaporación de un refrigerante, los más extendidos, si bien existen otras alternativas como los generadores de disco (Kauffeld et al. (2005)) [3]. Atendiendo al sistema de extracción de los cristales de hielo, el sistema más habitual es el de cuchillas planas, si bien existen otras posibilidades como los generadores de tornillo o de varilla orbital (Kauffeld et al. (2005)) [3].

En Kauffeld et al. (2005) [3] se recogen como principales desventajas de este tipo de sistemas de generación, el elevado coste de los generadores de hielo líquido frente a los evaporadores tradicionales, y el consumo adicional debido al sistema de rascado, cifrándose dichos valores en unos rangos de 160 a 600 $/kW de potencia del equipo para el coste de los generadores, y de 1 a 2 kW/m2 de superficie del generador para el consumo del sistema de rascado.

La formación de hielo en estos intercambiadores se compone de tres etapas; enfriamiento, nucleación y crecimiento. La primera de las etapas se caracteriza por un descenso de la temperatura por debajo de la temperatura de congelación para conseguir un salto térmico que actúe como energía de activación; una etapa de nucleación caracterizada por un incremento de temperaturas brusco hasta la temperatura de congelación de la disolución y finalmente, la etapa de formación de hielo en la que tiene lugar el incremento de la cantidad de hielo con un descenso moderado en la temperatura proporcional a la cantidad de hielo.

En Qin et al. (2003) [4] se obtiene que para un generador de disco los valores del coeficiente global de transmisión de calor obtenidos en la tercera de las etapas son 1,5 veces superiores a los obtenidos en la primera etapa, situándose los valores entre 415 W/m2·K y 275 W/m2·K, respectivamente. En este trabajo se destaca este incremento en la transmisión de calor pese a la existencia de una resistencia térmica adicional en la tercera de las etapas por la existencia de una película de hielo en el generador. La segunda de las zonas se caracteriza por la existencia de un cambio brusco de las condiciones y carente de equilibrio por lo que no resulta posible obtener valores para dicha zona. En 2006, Qin et al. [5] publican un estudio similar realizado en este caso con un generador tubular, en el que se obtienen incrementos en el coeficiente global al pasar de la etapa I a la etapa III, notablemente superiores.

Por otra parte, se han realizado numerosos trabajos con el objetivo de caracterizar y optimizar este tipo de sistemas. En Matsumoto et al. (2010) [6] se presenta un estudio focalizado en el efecto de diferentes parámetros en la fuerza de rascado necesaria, en el que se concluye que la fuerza de rascado aumenta con el número de rascadores y con la rugosidad de la superficie y disminuye cuanto mayor es la diferencia de temperaturas entre la superficie y el fluido y mayor es la concentración de anticongelante. En Ben Lakhdar et al. (2005) [7] se destacan como parámetros más influyentes en la transmisión de calor en este tipo de generadores a la velocidad de rotación de las cuchillas y la concentración de anticongelante. Otro parámetro importante en este tipo de generadores es la separación entre el elemento rascador y la superficie sobre la cual tiene lugar la formación de los cristales de hielo, indicándose que para separaciones superiores a 1 mm se da lugar a la formación de capas de hielo continuas. En Martínez et al. (2014) [8] se plantea como solución la utilización de sistemas que fuercen el elemento rascador contra la superficie fría, permite incrementar los coeficientes de transmisión de calor entre 2 y 4 veces respecto a los tradicionales sistemas de configuración rígida.

En Ben Lakhdar et al. (2005) [7] se presentan además correlaciones para el cálculo de la transferencia de calor en términos del número de Nusselt (Nu) para disoluciones de etanol (ecuación 6.1) y sacarosa (ecuación 6.2) en función de los números de Reynolds axial (Reaxi) y rotacional (Rerot) y de la concentración de anticongelante ( )φ .

170


6.1) 80,038,0rot

27,0axi ReRe47,4Nu φ⋅= (6.1)

6.2) 34,038.0rot

61,0axi ReRe63,0Nu φ⋅= (6.2)

Además de éstas, en Stamatiou et al. (2005) [9] se recoge una recopilación de correlaciones aplicables a intercambiadores de superficie rascada, sin bien en la mayoría de los casos se indican restricciones respecto a la inclusión de algunos de los parámetros que definen estos sistemas.

6.1.2. Refrigerantes

6.1.2.1. Evolución histórica

Como se recoge en Llopis et al. (2015)) [10], desde el inicio de la historia de los sistemas de refrigeración por compresión de vapor en la primera mitad del siglo XIX la búsqueda de refrigerantes con mejores propiedades ha sido uno de los retos más importantes dentro de esta industria. La primera generación de refrigerantes estaba compuesta principalmente por disolventes y compuestos volátiles que se caracterizaban mayoritariamente por ser fluidos inflamables, tóxicos y en algún caso reactivos.

Con el descubrimiento de los refrigerantes sintéticos halogenados (CFCs y HCFCs) por parte de Midgley en 1930, nace una segunda generación de refrigerantes que se caracterizan por ser muy estables químicamente, no ser tóxicos, y no ser inflamables, por lo que reemplazaron casi por completo a los refrigerantes utilizados hasta dicho momento. Estos refrigerantes fueron utilizados casi en exclusiva durante más de 50 años hasta el descubrimiento del agujero de la capa de ozono, que provocó la firma del Protocolo de Montreal en 1987, que supuso la eliminación progresiva de las sustancias con cloro en su composición, lo que incluía a la mayoría de los refrigerantes utilizados en ese momento.

La eliminación de los compuestos con cloro no supuso el fin de los problemas medioambientales, ya que los refrigerantes surgidos (HFCs) contribuyen al efecto invernadero, por lo que éstos también están viendo cómo se restringe su uso con normativas surgidas a partir de protocolo de Kioto, entre las que destacan actualmente la norma europea F-gas [15] que limita el uso de refrigerantes fluorados en instalaciones en función de su GWP (Global Warming Potential) y la “Tasa verde” que establece un impuesto sobre los gases fluorados de efecto invernadero en función del GWP.

Por este motivo, hoy en día se sigue trabajando en el desarrollo de nuevos refrigerantes a la vez que se están volviendo a implantar algunos de los refrigerantes descartados más de 150 años atrás.

6.1.2.2. Propiedades

Un refrigerante utilizado en un sistema de refrigeración por compresión de vapor debe ser estable, inerte, seguro, respetuoso con el medio ambiente y debe presentar una buena interacción con el resto de fluidos y materiales de la instalación frigorífica. Además, las propiedades del fluido deben ser apropiadas para la aplicación y las condiciones de operación, ofreciendo las mejores prestaciones energéticas posibles y a un mínimo coste.

Respecto a las propiedades medioambientales, existen dos parámetros fundamentales que son el ODP (Ozone depletion potential) y el GWP (Global warming potential), que evalúan el efecto sobre la capa de ozono y el efecto invernadero respectivamente.

En función de los criterios de seguridad de los refrigerantes, éstos se clasifican dentro de diferentes grupos atendiendo a sus características de toxicidad e inflamabilidad, según se muestra en la Tabla 6.1, en la que se incluyen algunos de los refrigerantes más habituales (Llopis et al. (2015)).

171


GRUPO DE SEGURIDAD Altamente inflamable A3 (R600, R290) B3

Ligeramente inflamable

A2 (R143a, R152a) B2 (R717, R30, R40)

A2L (R1234yf) B2L

No inflamable A1 (R134a, R507A, R410A) B1 (R21, R123)

Baja toxicidad Alta toxicidad

Tabla 6.1. Clasificación de seguridad de los refrigerantes.

Centrándonos en el equipo que nos ocupa, el refrigerante empleado inicialmente era el R22,

el cual ha sido muy utilizado, tanto en aplicaciones de refrigeración como de aire acondicionado, por sus excelentes propiedades. El descubrimiento de la relación entre este tipo de refrigerantes y la destrucción de la capa de ozono ha provocado la aparición en la Unión Europea del Reglamento 1005/2009 sobre las sustancias que agotan la capa de ozono, y que ha fijado eliminación total de este refrigerante R22 en 2015. Desde entonces diferentes refrigerantes se han propuesto para su sustitución.

El R417A es un refrigerante obtenido mediante la mezcla de R125, R134a and R600 y se ha propuesto como sustituto del R22, principalmente en equipos de aire acondicionado, y además se está planteando su uso en aplicaciones de refrigeración. La principal ventaja de la elección de este refrigerante es que permite la sustitución directa del R22 sin necesidad de modificaciones sustanciales en los equipos, ya que es compatible con los materiales utilizados, tipos de juntas, aceites, etc… De las características de este refrigerante destacar que tiene un GWP de 2346, es no tóxico y no inflamable, y está calificado como un refrigerante de clase A1 según la clasificación de ASHRAE (1997) [14].

En la Bibliografía se pueden encontrar diferentes trabajos que han evaluado la sustitución del R22 en diferentes tipos de sistemas, obteniéndose como característica común una reducción en las prestaciones de los equipos. En Aprea y Renno (2004) [2] se observan reducciones del COP en torno al 15% con la sustitución del R22 por R417A en una planta de refrigeración. Rocca y Panno (2011) [3] también describen una reducción importante al sustituir R22 por R417A, que se hacen extensible a la sustitución por otras alternativas como R422A o R422D.

A pesar de que el R417A pudiera ser un refrigerante válido a corto plazo, su elevado GWP hace que no sea una alternativa viable a largo plazo, por lo que es necesario continuar investigando en esta línea.

Además de la búsqueda de refrigerantes con mejores propiedades, existe otra posibilidad de minimizar sus efectos adversos que pasa por la reducción de la carga de las instalaciones. Esta característica provoca la necesidad de dar un impulso al uso de refrigerantes secundarios, que actúen como medios de transporte térmico entre el sistema de producción y el consumo, o al uso de sistemas de acumulación que permitan reducir el tamaño de los equipos al independizar el consumo de la demanda, de forma que no sea necesario el diseño de los equipos para picos de demanda puntuales. Desde ambos puntos de vista, el hielo líquido se plantea como una opción altamente interesante.

172


6.2. EQUIPO EXPERIMENTAL

El sistema de producción de hielo líquido es un equipo fabricado por la empresa KINARCA S.A.u que opera según un ciclo de compresión de vapor de simple etapa en el cual el generador de hielo líquido actúa como evaporador, y cuyas principales características se resumen en la sección 2.1.1.1.

La instalación experimental original fue debidamente instrumentalizada para poder caracterizar su comportamiento. En el circuito frigorífico se instalaron 7 sensores de temperatura Pt100 clase A en el interior de vainas de acero de 3 mm de espesor y diferentes longitudes en diferentes puntos del circuito, y dos sensores de presión, uno a la salida del generador (baja presión) y otro en el depósito de líquido (alta presión). Además, se instalaron sensores de temperatura del mismo tipo en las entradas y salidas de la disolución para la producción de hielo líquido, que actúa como medio de evaporación, y del medio de condensación. En el circuito del hielo líquido se instaló un caudalímetro de efecto Coriolis para determinar el caudal y la densidad del mismo, utilizada para la obtención de la concentración de hielo, mientras que en el circuito del medio de condensación se instaló un caudalímetro volumétrico. Por último, se empleó un analizador de redes de la marca Gossen Metrawatt para la obtención de los parámetros eléctricos del compresor.

Durante el transcurso de la Tesis se ha considerado conveniente realizar algunas modificaciones en la instrumentalización original con el objetivo de lograr una mayor precisión a la hora de caracterizar su comportamiento. De este modo, se añadió un sensor adicional de temperatura en el circuito frigorífico, dos sensores de presión en la aspiración y descarga del compresor, un caudalímetro másico de efecto Coriolis para medir el caudal de refrigerante en la línea de líquido y un sensor de presión diferencial para determinar la caída de presión del hielo líquido entre la entrada y salida del generador.

Como ya se ha indicado en la sección 2.1.1.1. otra modificación importante llevada a cabo en la instalación a lo largo de esta Tesis fue la sustitución directa del refrigerante R22 por R417A, sin más modificación que la sustitución del filtro de refrigerante.

173


6.3. PROCEDIMIENTO EXPERIMENTAL


Este trabajo se basa en el análisis de los valores experimentales registrados durante procesos de producción de hielo líquido hasta una concentración de hielo de en torno al 20% con la máquina trabajando en diferentes condiciones. La concentración final del 20% fue elegida debido a que por encima de este valor se detectaron inestabilidades en el funcionamiento. El primer paso realizado ha consistido en fijar unas condiciones de referencia para los parámetros a analizar, de modo que en cada uno de los ensayos se ha ido modificando alguno de estos parámetros manteniendo el resto en dichas condiciones de referencia.

Los parámetros de la instalación que se pueden modificar son: la temperatura de condensación, ya sea regulando la temperatura de entrada o el caudal del medio condensante, el caudal de hielo líquido que circula por el generador y el grado de recalentamiento, regulando la posición de la válvula de expansión termostática. Los valores elegidos como condiciones de referencia son: una temperatura de condensación de 30 ºC, un caudal de hielo líquido de 1100 kg/h, correspondiéndose este valor al máximo del rango de trabajo dado por el fabricante, y un grado de recalentamiento de 0,5 ºC, ya que por la disposición del generador y la presencia de un intercambiador líquido-vapor no hay riesgo de que llegue vapor a la aspiración del compresor. Se han ensayado 5 caudales de hielo líquido diferentes; 550, 700, 900, 1100 y 1300 kg/h, tres temperaturas de condensación, 23, 30 y 35 ºC, y cuatro grados de recalentamiento, 0,5, 2, 3 y 5,5 ºC.

Las condiciones de referencia, así como los rangos de ensayo, se resumen en la Tabla 6.2.

Referencia Régimen transitorio

Caudal de hielo líquido (kg/h) 1100 550, 700, 900, 1300

Recalentamiento (ºC) 0,5 2, 3, 5,5

Temperatura de condensación (ºC) 30 23, 35

Tabla 6.2. Condiciones de ensayo del sistema de generación.

6.3.2. Análisis experimental

La instrumentalización de la instalación ha permitido la determinación de las potencias térmicas intercambiadas, tanto en el generador como en el condensador del equipo de refrigeración, así como otros parámetros que caracterizan el funcionamiento de la instalación.

Para los ensayos con R22 las potencias frigorífica y de condensación se han obtenido únicamente mediante la aplicación de un balance de energía en el hielo líquido y en el medio condensante, respectivamente, debido al desconocimiento del caudal de refrigerante por la falta del elemento de medida apropiado.

Los valores de potencia obtenidos se han empleado además, para la estimación del caudal de refrigerante en cada uno de los casos bajo la hipótesis de despreciar la transmisión de calor con el ambiente en los intercambiadores. Complementariamente, se ha empleado un tercer método para la estimación del caudal de refrigerante, para el cual se ha empleado un software gratuito distribuido por el fabricante del compresor, el cual ha permitido obtener una curva que relaciona el rendimiento volumétrico y la relación de compresión en el rango de funcionamiento de la instalación experimental. De este modo, conocida la relación de compresión con la que trabaja el compresor se ha podido estimar el rendimiento volumétrico del mismo y, teniendo en cuenta el desplazamiento del compresor, calcular el caudal de refrigerante.

174


La buena concordancia de los valores obtenidos con los tres métodos, con una desviación

máxima para todos los ensayos del 10%, ha servido de validación para los resultados obtenidos.

Para el caso de los ensayos realizados con R417A, la instalación de un caudalímetro de refrigerante ha permitido calcular las potencias intercambiadas en el generador y el condensador mediante balances en ambos fluidos, obteniéndose una correcta concordancia entre los mismos, si bien teniendo en cuenta el análisis de incertidumbres realizado (apartado 2.4. ) se han considerado como valores reales los obtenidos por el balance en el refrigerante, tanto en el condensador como en el evaporador.

Una vez determinada la potencia intercambiada se han obtenido los valores del coeficiente global de transmisión de calor aplicando el método de la media logarítmica, tal y como se explicó en apartado 2.3.4.

Para la evaluación de la eficiencia de la instalación en su conjunto se ha calculado el EER según la ecuación 6.3, donde (qfrig) es el calor absorbido en el generador de hielo líquido y (Pot) el consumo el consumo eléctrico del compresor, por lo que no se han tenido en cuenta otros consumos como el rascador, bombas o sistema de agitación.

6.3) Potq

EER frig= (6.3)

La obtención de la concentración del hielo líquido se ha realizado siguiendo la metodología descrita de modo general en el apartado 2.3.1. Una vez conocida la cantidad de hielo presente se obtuvieron las propiedades físicas del mismo teniendo en cuenta las propiedades del hielo puro y de la disolución acuosa, tal y como se indica en el apartado 2.3.2. Para las propiedades del agua usada como medio condensante y los refrigerantes R22 y R417A se empleó el software REFPROP 8.0 (Lemmon et al. (2008)) [11].

175


6.4. RESULTADOS

6.4.1. Análisis paramétrico

Como ya se ha indicado previamente, en este trabajo se han analizado los procesos de producción de hielo líquido partiendo de la disolución líquida, y hasta alcanzar una concentración de hielo de en torno al 20% con la máquina trabajando en diferentes condiciones, y con dos refrigerantes. Los resultados mostrados en este apartado se corresponden a los ensayos realizados con R22 ya que es el fluido con el que se disponen una mayor cantidad de datos, si bien los resultados obtenidos con R417A confirman los comportamientos aquí indicados.

Para caracterizar el funcionamiento de la instalación se muestra, en primer lugar, la evolución de la temperatura a la salida del generador a lo largo de un proceso de formación de hielo para diferentes caudales de hielo líquido en la Figura 6.1.

-5

-4

-3

-2

-1

0

0 20 40 60 80 100 120Tiempo transcurrido [minutos]

Tem

pera

tura

de

salid

a ge

nera

dor [

ºC]

550 kg/h 700 kg/h 900 kg/h1100 kg/h1300 kg/h

Figura 6.1. Evolución de la temperatura de salida del generador durante los procesos de

generación de hielo líquido con distintos caudales de disolución.

En una primera fase tiene lugar el enfriamiento progresivo de la disolución hasta que comienzan a formarse los primeros cristales de hielo. Los datos experimentales han puesto de manifiesto que para iniciar la formación de hielo es necesario reducir la temperatura de la disolución varias décimas por debajo de la temperatura de congelación. El valor del subenfriamiento necesario de la disolución para iniciar la formación del hielo líquido varió entre 0,96 ºC para el mínimo caudal ensayado y 0,33 ºC para el máximo.

Indicar que los caudales de hielo líquido utilizados en los ensayos se fijaron al inicio de los mismos, de forma que el caudal real circulante fue descendiendo progresivamente al incrementar la concentración de hielo. La evolución de los caudales circulantes en los ensayos con diferentes caudales iniciales al incrementar la concentración de hielo se muestra en la Figura 6.2., en la que se pueden apreciar reducciones del caudal de entre el 20 y el 40% dependiendo del caudal inicial.

Esta reducción no es debida únicamente al sistema de generación, sino que incluye las pérdidas de carga en todo el circuito, entre las que se encuentran para este caso particular las debidos a los caudalímetros de medida para la obtención de la densidad. A pesar de esto, los resultados obtenidos recomiendan prestar atención especial a este parámetro para un correcto funcionamiento de la instalación.

176


0

200

400

600

800

1000

1200

1400

0 0.05 0.1 0.15 0.2 0.25

Cau

dal h

ielo

líqu

ido

[kg/

h]

Concentración de hielo [%]

Qe=1300kg/h Qe=1100kg/h Qe=900kg/hQe=700kg/h Qe=550kg/h

Figura 6.2. Evolución del caudal de disolución frente al tiempo durante los procesos de

generación de hielo con distintos caudales de disolución al inicio de los ensayos.

A pesar de la variación de los caudales a lo largo de los ensayos, y el amplio rango de caudales ensayados, el análisis realizado ha mostrado que el efecto del caudal de hielo líquido tiene un efecto muy moderado en el comportamiento de la instalación, tal y como se puede ver en la Figura 6.3, en la que se muestran los valores de potencia frigorífica y eficiencia frente a la concentración de hielo a la salida del generador para diferentes caudales entre 550 y 1300 kg/h, y manteniendo el grado de recalentamiento y la temperatura de condensación en los valores de referencia. Para ambos parámetros se aprecia que la dependencia de la concentración de hielo es muy pequeña, al igual que del caudal de hielo líquido. En estas condiciones, los valores de eficiencia y potencia frigorífica fueron de 1,8 y 5,5 kW, respectivamente.

0

0.2

0.4

0.6

0.8

1

1.2

1.4

1.6

1.8

2

4

4.2

4.4

4.6

4.8

5

5.2

5.4

5.6

5.8

6

0 0.05 0.1 0.15 0.2 0.25

EER

Pote

ncia

frig

orífi

ca [k

W]


Potencia / Qe=1300kg/h Potencia / Qe=1100kg/hPotencia / Qe=900kg/h Potencia / Qe=700kg/hPotencia / Qe=550kg/h EER / Qe=1300kg/hEER / Qe=1100kg/h EER / Qe=900kg/hEER / Qe=700kg/h EER / Qe=550kg/h

Figura 6.3. Potencia frigorífica producida por el equipo de refrigeración frente a la

concentración de hielo a la salida del generador para distintas temperaturas de condensación y diferentes grados de recalentamiento.

El reducido efecto de la concentración de hielo se hace extensible a los demás parámetros de funcionamiento, tal y como se puede ver en la Tabla 6.3, en la que se muestra la variación de los principales parámetros que caracterizan el sistema para el ensayo realizado en condiciones de referencia al pasar de una concentración de hielo de salida del 0% al 20%. Esta

177


tabla incluye además la variación porcentual tomando como referencia los valores registrados al inicio de la fase de formación de hielo. En esta Tabla se puede ver como la variación máxima se registró para la potencia frigorífica con una reducción en la misma inferior al 2%.

PARÁMETRO Inicial Final Porcentaje

Presión evaporación (Bar) 3,35 3,30 -1.49%

Caudal refrigerante (kg/h) 122,48 120,63 -1.51%

Temperatura descarga (ºC) 96,52 97,95 1.48%

Potencia frigorífica (kW) 5,41 5,31 -1.85%

EER= Q frigorífica / Paparente 1,744 1,736 -0.46%

Tabla 6.3. Variación de las condiciones de los parámetros de funcionamiento al variar la concentración de entrada desde el 0% al 20%.

Para finalizar con el efecto del caudal de hielo líquido, se muestran en la Figura 6.4 los

valores del coeficiente global de transmisión de calor obtenidos durante los procesos de producción de hielo líquido con distintos caudales de disolución anticongelante.

0

400

800

1200

1600

2000

0 25 50 75 100 125

Coe

ficie

nte

glob

al [W

/m2 ·

K]

Tiempo transcurrido [Minutos]

Qhl=1300 kg/hQhl=1100 kg/hQhl= 900 kg/hQhl= 700 kg/hQhl= 550 kg/h

Figura 6.4. Evolución del coeficiente global de transmisión e calor durante los procesos de

generación de hielo con distintos caudales de disolución anticongelante.

En esta figura se puede ver, por un lado, que los valores de este coeficiente dependen del caudal de disolución mientras no tiene lugar la formación de cristales de hielo, y por otro, que mientras tiene lugar la formación de los cristales de hielo el valor de este coeficiente no depende del caudal. Además, se muestra en esta figura como en esta segunda zona el valor del coeficiente global de transmisión de calor no depende apreciablemente de la concentración de hielo. En cuanto a los valores se puede ver como en la primera de las etapas los valores obtenidos oscilan entre 1150 y 1300 W/m2·K, mientras que en la zona de producción de hielo líquido se sitúan en torno a los 1530 W/m2·K, es decir, el valor del coeficiente global de transmisión de calor aumenta entre un 15% y un 40%, siendo mayor el incremento cuanto menor es el caudal de la disolución anticongelante.

178


En la Figura 6.4 no se han mostrado los primeros 20 minutos de cada ensayo debido a que

se corresponden con el periodo necesario para estabilizar todas las condiciones de funcionamiento.

Además del caudal de hielo líquido se han realizado ensayos variando el grado de recalentamiento y la temperatura de condensación de la instalación. En la Figura 6.5 se muestran los valores de la potencia frigorífica producida por el sistema de refrigeración frente a la concentración de hielo a la salida del generador, para diferentes grados de recalentamiento y diferentes temperaturas de condensación. En esta Figura se puede ver como la potencia frigorífica aumenta notablemente al reducir la temperatura de condensación y el grado de recalentamiento. Como ejemplo, al incrementar la temperatura de condensación desde los 23 ºC a los 35 ºC se produce una reducción en la potencia frigorífica media de 5,85 kW a 5,05 kW, lo que supone un 13,68%. Para el caso del efecto del grado de recalentamiento, la potencia frigorífica media se reduce de 5,38 kW a 4,46 kW al incrementar el grado de recalentamiento de 0,5 ºC a 5,5 ºC.

0

1

2

3

4

5

6

7

0% 5% 10% 15% 20% 25%

Pote

ncia

frig

orífi

ca [k

W]


GR 0,5 ºC / Tc 30 ºC GR 2 ºC / Tc 30 ºC GR 3 ºC / Tc 30 ºCGR 5,5 ºC / Tc 30 ºC GR 0,5 ºC / Tc 23 ºC GR 0,5 ºC / Tc 35 ºC

Figura 6.5. Potencia frigorífica producida por el equipo de refrigeración frente a la

concentración de hielo a la salida del generador para distintas temperaturas de condensación y diferentes grados de recalentamiento.

Continuando con el efecto de estos dos parámetros, en la Figura 6.6 se muestran los

valores del EER del sistema de refrigeración frente a la concentración de hielo a la salida del generador, para diferentes grados de recalentamiento y diferentes temperaturas de condensación.

En la Figura 6.6 se puede ver como para todos los casos el valor de la eficiencia es prácticamente independiente de la concentración de hielo que se esté generando, aumentando cuanto menor es la temperatura de condensación y menor es el grado de recalentamiento. La reducción porcentual media en el EER al incrementar el grado de recalentamiento de 0,5 ºC a 5,5 ºC es de un 13,2%, pasando de 1,74 a 1,51, mientras que la reducción porcentual debida al incremento de la temperatura de condensación de 23 ºC a 35 ºC fue de un 23,27%, pasando de 2,02 a 1,55.

179


0

0.5

1

1.5

2

2.5

0% 5% 10% 15% 20% 25%

EER

[···]



Figura 6.6. Eficiencia del equipo de refrigeración frente a la concentración de hielo a la salida

del generador para distintas temperaturas de condensación y diferentes grados de recalentamiento.

Finalmente, en lo que se refiere al efecto de estos dos parámetros, se muestra en la Figura 6.7 la evolución del coeficiente global de transmisión de calor en el generador durante el proceso de incremento de la concentración de hielo a la salida del generador desde el 0% hasta el 20%.

0

200

400

600

800

1000

1200

1400

1600

1800

0% 5% 10% 15% 20% 25%

Coe

ficie

nte

glob

al [

W/m

2 ·K]



Figura 6.7. Coeficiente global de transmisión de calor frente a la concentración de hielo a la

salida del generador para distintas temperaturas de condensación y diferentes grados de recalentamiento.

En esta Figura se puede ver, en primer lugar, la existencia de una primera zona en la que el valor del coeficiente global de transmisión de calor aumenta según se incrementa la concentración de hielo a la salida, lo cual es debido a que en estas condiciones la concentración de hielo a la entrada es del 0% y el inicio del proceso de formación de cristales tiene lugar a lo largo de la longitud del generador. A partir del instante en el que la concentración de hielo a la entrada deja de ser del 0% se produce la estabilización de los valores del coeficiente global hasta el final del proceso.

180


En cuanto a los efectos del grado de recalentamiento y la temperatura de condensación se

puede ver que en el primero de los casos el coeficiente global de transmisión de calor se reduce notablemente al incrementar el grado de recalentamiento, mientras que el efecto de la temperatura de condensación es proporcionalmente mucho más moderado. Los valores del coeficiente global obtenidos para la zona de incremento de la concentración de hielo en estos ensayos oscilaron entre los 1000 W/m2·K y los 1550 W/m2·K.

Tal y como se indicó al inicio de este apartado, los comportamientos y las tendencias aquí indicadas para el R22 son extrapolables al comportamiento con R417A, si bien los valores obtenidos para los diferentes parámetros son diferentes.

6.4.2. Cambio de refrigerante

Como ya se ha indicado con anterioridad, a lo largo del desarrollo de esta tesis se ha reemplazado el refrigerante R22 original por R417A, mostrándose a continuación una comparativa de los resultados obtenidos con ambos refrigerantes para unas mismas condiciones de funcionamiento.

En la Figura 6.8 se muestra una comparativa de los ciclos de funcionamiento de la instalación en condiciones de referencia establecidas para el ensayo del sistema de generación con los dos refrigerantes, donde se pueden ver las principales diferencias entre los mismos. En esta Figura se puede ver además las curvas de saturación correspondientes a cada caso.

Los diagramas mostrados en esta Figura fueron obtenidos para el instante en el que la concentración de hielo a la salida del generador era del 10%.

0.1

1

10

100 200 300 400 500

Pres

ión

[MPa

]

Entalpía [kJ/kg]

Campana R22Campana R417ACiclo R22Ciclo R417A

Figura 6.8. Comparativa de los ciclos de funcionamiento con ambos refrigerantes en

condiciones de referencia

Mediante un simple análisis de esta Figura se puede observar la apreciable reducción en el efecto refrigerante obtenida. Un análisis más detallado de los resultados experimentales muestra como esta pérdida de prestaciones es extensible a la mayoría de los parámetros que caracterizan el ciclo.

Para cuantificar esta pérdida de prestaciones, se muestran en la Tabla 6.4 los valores medios durante la fase de incremento de la concentración de hielo de los principales parámetros que caracterizan el funcionamiento de la instalación, y la valoración porcentual de los mismos tomando como base los datos obtenidos con R22.

En esta tabla se puede ver como las prestaciones del sistema de generación al sustituir el R22 por el R417A se reducen drásticamente, destacando la reducción en la potencia frigorífica del 40,5% y en la eficiencia del 31,76%. Otras diferencias son la reducción en la presión de

181


aspiración, el caudal de refrigerante, y la temperatura de descarga, resultando este último un efecto positivo.

ZONA DE PRODUCCIÓN DE HIELO R22 R417A Porcentaje

Presión aspiración (bar) 3,22 2,48 -22,98%

Caudal refrigerante (kg/h) 115-118 90-93 -21,45%

Temperatura descarga (ºC) 100 82 -18%

Potencia frigorífica (kW) 5,3 3,15 -40,5%

EER= Q frigorífica / Paparente 1,7 1,16 -31,76%

Tabla 6.4. Porcentaje de reducción en los parámetros principales del ciclo al sustituir el R22 por R417A.

Teniendo en cuenta la importante pérdida de prestaciones, y además las limitaciones de uso a las que está sometido este refrigerante de cara al furo por su elevado GWP (2346), es necesaria la búsqueda de otras alternativas tanto desde el punto de vista de la eficiencia como desde el punto de vista medioambiental.

182


6.4.3. CONCLUSIONES

En este apartado se ha analizado el comportamiento del sistema de generación de hielo líquido, evaluando el efecto de su caudal, de la temperatura de condensación y del grado de recalentamiento, teniendo en cuenta que las condiciones de evaporación están fijadas principalmente por la temperatura de congelación de la disolución empleada para la generación del hielo. Los ensayos han consistido en realizar procesos de formación de hielo líquido partiendo de la disolución líquida hasta concentraciones de hielo de al menos el 20%. La concentración final de los procesos ha estado limitada por la separación de las dos fases del hielo líquido en el tanque de acumulación, lo cual provocó una reducción brusca en la concentración de hielo aspirada por la bomba circuladora, hecho que en general se producía mayoritariamente para concentraciones de hielo de salida entre el 25% y el 30%.

El análisis del comportamiento durante los procesos de formación de hielo líquido ha mostrado que el efecto del caudal de hielo líquido y la concentración de hielo es muy pequeño, en comparación con los otros dos parámetros analizados. Como muestra, en el ensayo en las condiciones establecidas como referencia, la variación de los principales parámetros de funcionamiento al incrementar la concentración de hielo desde el 0% y hasta el 20% es inferior al 2% en todos los casos. Otra característica puesta de manifiesto en estos ensayos es que los valores del coeficiente global de transmisión de calor durante los procesos de formación de hielo líquido son superiores a los obtenidos durante la fase de enfriamiento sin cambio de fase, con unos incrementos entre el 15% y el 45% en función del caudal de hielo líquido. Dentro de la zona de generación de hielo líquido los valores de este coeficiente son prácticamente independientes del caudal de circulante.

En cuanto al efecto de la temperatura de condensación y el grado de recalentamiento, tanto la potencia intercambiada, como el el EER y el coeficiente global de transmisión de calor aumentan cuanto menor es el grado de recalentamiento y menor es la temperatura de condensación. Para el rango de condiciones ensayadas los valores del coeficiente global de transmisión de calor en la zona de generación de hielo se sitúan entre los 1000 W/m2·K y los 1550 W/m2·K.

Con respecto al efecto del cambio de refrigerante se ha observado una importante reducción en las prestaciones del equipo de generación tras la sustitución del refrigerante R22 original de la máquina por la mezcla R417A, que para el caso de la potencia frigorífica y el EER superan el 40% y el 30%, respectivamente. Esta pérdida de prestaciones, y sobre todo, las restricciones legales a las que está sometido el R417A por su elevado GWP hacen necesario continuar con la búsqueda de otras alternativas más viables.

183


REFERENCIAS

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[2] Diz R., Fernández-Seara J., Pardiñas A.A., Efecto del cambio de Refrigerante en un sistema de producción de hielo líquido con generador de tipo rascador. Libro de Actas del 9º Congreso Nacional de Ingeniería Termodinámica (9CNIT), Cartagena, España, 03-05/06/2015.


[4] Qin F.G.F., Chen X.D., Russell A.B. Heat Transfer at the Subcooled-Scraped Surface with/without Phase Change. AIChE Journal 49 (2003).

[5] Qin F., Chen X.D., Ramachandra S., Free K. Heat transfer and power consumption in a scraped-surface heat exchanger while freezing aqueous solutions. Separation and Purification Technology 48 150–158 (2006).

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[10] Llopis R., García-Vacas D.S., Cabello R., Torrella E., Comparativa energética y medioambiental de sistemas de refrigeración de doble etapa. Libro de Actas del 9º Congreso Nacional de Ingeniería Termodinámica (9CNIT), Cartagena, España, 03-05/06/2015.

[11] Lemmon E.W., McLinden M.O., Huber M.L. NIST Reference Fluid Thermodynamic and Transport Properties Database (REFPROP), version 8.0. National Institute of Standards and Technology (NIST) (2008).

[12] Aprea C., Renno C., Experimental comparison of R22 with R417A performance in a vapour compression refrigeration plant subjected to a cold store. Energy Conversion and Management 45 1807-1819 (2004).

[13] La Rocca V., Panno V. Experimental performance evaluation of a vapor compression refrigerating plant when replacing R22 with alternative refrigerants. Applied Thermal Engineering 88 2809-2815 (2004).

[14] ASHRAE Inc. ANSI/ASHRAE Standard 34-2010 Designation and Safety Classification of Refrigerants (2010).

[15] European Commission, Regulation (EU) No 517/2014 of the European Parliament and of the Council of 16 April 2014 on fluorinated greenhouse gases and repealing Regulation (EC) No 842/2006. (2014).

184

Capítulo 7

Conclusiones generales y trabajos futuros

En este último capítulo se lleva a cabo la presentación de las conclusiones que con carácter más general se han obteniendo sobre el comportamiento de intercambiadores de calor con hielo líquido, para a continuación realizar un resumen de las conclusiones específicas obtenidas con cada uno de los intercambiadores. Este resumen incluye además los principales resultados obtenidos del análisis del sistema de generación.

Por último, se presentan los trabajos con los que se pretende dar continuidad a la línea de investigación iniciada con esta Tesis.

185

Capítulo 7 Conclusiones generales y trabajos futuros

7.1. CONCLUSIONES GENERALES

La revisión bibliográfica realizada sobre el uso de hielo líquido en intercambiadores de calor ha puesto de manifiesto, por un lado, la elevada potencialidad del hielo líquido como fluido secundario, favorecido por la necesidad imperiosa de obtener sistemas cada vez más eficientes, y por otro lado la falta de información suficiente para la caracterización de este tipo de sistemas.

Por este motivo se ha considerado oportuno la realización de este trabajo, con el objetivo de realizar aportaciones que ayuden a clarificar el comportamiento de este tipo de sistemas, y que permitan la optimización de los sistemas de intercambio de calor con hielo líquido.

Para poder alcanzar estos objetivos se ha realizado en primer lugar una selección de los intercambiadores a estudiar, teniendo en cuenta el conocimiento adquirido tras la revisión bibliográfica y los trabajos realizados en colaboración con la empresa KINARCA S.A.u. Teniendo en cuenta las particularidades de cada intercambiador, se han realizado los montajes experimentales oportunos dotándolos de los medios necesarios para el control de las condiciones de funcionamiento y la obtención de los valores experimentales necesarios para su posterior análisis.

Respecto al análisis de los montajes realizados se considera oportuno destacar la importancia del sistema de agitación para poder mantener el contenido del tanque homogéneo y poder incrementar la concentración de hielo, y por otro las dificultades que representa la determinación de forma precisa de la cantidad de hielo presente en el hielo líquido. Sobre la importancia del sistema de agitación indicar que la concentración de hielo máxima utilizada en esta tesis estuvo limitada en torno al 25%, ya que a concentraciones superiores en el tanque de acumulación se producía la separación entre la fase líquida y los cristales de hielo.

Del análisis de los datos experimentales obtenidos se han podido extraer conclusiones comunes a todos los casos y otras particulares a cada intercambiador. A la hora de interpretar estas conclusiones es necesario tener en cuenta que siempre fueron obtenidas para concentraciones de hielo inferiores a un 20-25%, y pueden no ser extrapolables para concentraciones mayores. De entre las conclusiones comunes se destaca:

1. Todos los tipos de intercambiadores pueden ser utilizados con hielo líquido con concentraciones moderadas (hasta 20-25 %) independientemente de la complejidad de la geometría del intercambiador, siempre y cuando se mantengan unas velocidades de circulación suficientes, y que van a depender del tipo de intercambiador y de la cantidad de hielo. Para bajas velocidades de circulación y elevadas concentraciones de hielo, el flujo comienza a ser altamente inestable, si bien en ningún caso se llegó al taponamiento total de los intercambiadores.

2. El efecto de la concentración de hielo en el comportamiento térmico no es muy importante, apreciándose casos en los que la tendencia es positiva y otros casos en los que es negativa.

3. En general, las pérdidas de carga en régimen turbulento pueden ser predichas con los modelos clásicos para la determinación de las pérdidas de carga con fluidos monofásicos mediante una definición apropiada de las propiedades físicas y de los números adimensionales. En el caso de régimen laminar esta correspondencia desaparece, aumentando apreciablemente los valores del factor de fricción con hielo líquido frente a los obtenidos con fluidos monofásicos para un mismo número de Reynolds.

4. Una característica de todos los intercambiadores estudiados es la falta de equilibrio entre la temperatura del hielo líquido y la cantidad de hielo, fenómeno conocido como “superheating”. La importancia de este efecto aumenta cuanto menor es el caudal de fluido y menor es la concentración de hielo a la salida de los intercambiadores.

Como resumen del análisis general del comportamiento del intercambio térmico con hielo líquido se puede concluir que, a priori, el hielo líquido puede ser utilizado en los tipos de intercambiadores más habituales de forma estable y controlada siempre que se mantenga en régimen suficientemente turbulento, con coeficientes de transmisión de calor comparables a los obtenidos con fluidos monofásicos. Este comportamiento térmico comparable, junto con el

186


aprovechamiento de otras ventajas particulares del hielo líquido asociadas principalmente al aprovechamiento de su elevada densidad de energía, y que le confiere ventajas para el transporte y la acumulación, hace del hielo líquido una tecnología con un elevado potencial de cara al futuro.

Respecto a las conclusiones específicas de cada uno de los intercambiadores en particular se realiza a continuación un breve resumen de las más importantes.

Para el caso particular del análisis del comportamiento de los fancoils, se destacan las siguientes conclusiones:

1. El uso el hielo líquido en fancoils como alternativa a otros fluidos de trabajo tiene como principales limitaciones las asociadas menores temperaturas de trabajo, como son la pérdida de eficiencia de los sistemas de enfriamiento y los problemas relativos a la acumulación de escarcha en las baterías. Estas limitaciones deben ser minimizadas para que en conjunto con ventajas como la mayor capacidad de enfriamiento que permite reducción de costes de acumulación y transporte, justifiquen su uso.

2. La potencia intercambiada con hielo líquido es entre 3,7 y 4,1 veces superior a la obtenida con agua en condiciones habituales, si bien es necesario indicar que los caudales de trabajo con hielo líquido deben ser superiores a los usados habitualmente con agua para garantizar un flujo homogéneo.

3. La potencia intercambiada y los coeficientes de transmisión de calor mejoran cuanto mayor es la temperatura, humedad y caudal de aire, siendo mucho más moderado el efecto del caudal y concentración del hielo líquido.

4. La resistencia térmica dominante del proceso de intercambio térmico es la de la convección en el lado del aire (entre un 80-90% de la total), por lo que los parámetros relacionados con el lado aire son los que un mayor margen de mejora ofrecen. A la vista de los resultados obtenidos se puede concluir que el análisis de la distribución del aire a través de la batería puede ser una de las líneas de trabajo más importantes.

5. La velocidad de circulación del aire influye notablemente en la formación de escarcha sobre la batería, siendo ésta más importante cuanto menor es la velocidad del aire. Para velocidad mínima del ventilador del fancoil estudiado, tras 8 horas de funcionamiento el coeficiente global de transmisión de calor y el coeficiente de convección en el lado del aire se reducen de 700 W/m2·K a 250 W/m2·K, y de 45 W/m2·K a 15 W/m2·K, respectivamente. En el caso de velocidad máxima del aire, esta reducción es de 895 W/m2·K a 670 W/m2·K para el coeficiente global, y de 59 W/m2·K a 42 W/m2·K para el coeficiente de convección en el lado del aire.

6. Se ha analizado la validez de las correlaciones existentes en la bibliografía para predecir el comportamiento dinámico del hielo líquido a través de los tubos. Teniendo en cuenta el peor ajuste obtenido en régimen laminar se ha obtenido una correlación para la estimación de las pérdidas de carga específicas para el fancoil estudiado.

838,0Re7,35f −⋅=

7. Se ha analizado la distribución de velocidades que se establecen en un fancoil comercial para diferentes velocidades de aire, para poder caracterizar su efecto en el comportamiento del mismo. Del mismo modo, se ha podido determinar la longitud equivalente de los distribuidores y codos de la batería para el modelo utilizado.

Para poder profundizar en mayor medida en el comportamiento del hielo líquido como medio de enfriamiento en unidades de tratamiento de aire, se ha desarrollado un modelo matemático que permite reproducir el comportamiento de este tipo de sistemas, permitiendo un análisis más exhaustivo del que es posible realizar de modo experimental. Dicho modelo ha sido validado con los datos experimentales obtenidos con un resultado satisfactorio.

187


El análisis del comportamiento de los intercambiadores de placas se ha realizado en base a

dos intercambiadores de placas con aletas tipo “Offset strip-fins” con diferente orientación relativa entre las aletas y el flujo. Teniendo en cuenta la complejidad de la geometría seleccionada la información disponible en la bibliografía con hielo líquido es nula, siendo incluso relativamente escasa la relativa al comportamiento con líquidos. Respecto al análisis de estos intercambiadores se han obtenido las siguientes conclusiones:

1. El intercambiador de calor con configuración HPD “High pressure direction” permite un mayor intercambio térmico y obtener unos mayores coeficientes de transmisión de calor que el intercambiador con configuración LPD “Low pressure direction” para las unas condiciones de funcionamiento similares, si bien también lleva asociado un importante incremento en la caída de presión.

2. Para el intercambiador con configuración LPD y utizando agua como fluido de trabajo, los valores del coeficiente global de transmisión de calor oscilan entre 1375 W/m2·K y 4063 W/m2·K., mientras que para el intercambiador con configuración HPD lo hacen entre 1775 W/m2·K y 6069 W/m2·K.

3. Se ha obtenido una relación logarítmica entre la potencia intercambiada y el coeficiente global de transmisión de calor frente al caudal de cualquiera de los fluidos de trabajo, cuando se mantienen constantes las demás condiciones de funcionamiento.

4. La potencia intercambiada aumenta notablemente al incrementar la diferencia entre las temperaturas de entrada de los dos fluidos que participan en el intercambio, mientras que el efecto en el coeficiente global de transmisión de calor es mucho mas moderado.

5. El empleo de disoluciones de anticongelante como fluido de trabajo empeora las características del intercambio térmico. La reducción en el coeficiente global al pasar de la combinación agua-agua a la combinación disolución etilenglicol 10% - disolución de etilenglicol 30% en las condiciones ensayadas oscila entre un 20 y un 25%, aproximadamente, para los dos intercambiadores y todas las condiciones ensayadas, si bien en general es ligeramente superior para el intercambiador con configuración LPD.

6. Se ha desarrollado una metodología de cálculo para la determinación de los coeficientes de convección con hielo líquido, basado en la obtención previa de los coeficientes de convección con fluidos monofásicos mediante una técnica basada en una modificación del método de Wilson.

7. La aplicación del método de Wilson, considerando que los coeficientes de convección en ambos circuitos del intercambiador cumplen una misma expresión, ha permitido la obtención de correlaciones para definir el comportamiento térmico de estos intercambiadores con fluidos monofásicos. Las correlaciones obtenidas fueron validadas, además de con los datos experimentales propios, con datos experimentales facilitados por el fabricante para intercambiadores similares, obteniendo una correspondencia satisfactoria en todos los casos.

436,0

LPD ·Re357,0j −= 451,0

HPD ·Re693,0j −=

8. Las correlaciones obtenidas permiten predecir los valores experimentales propios

del coeficiente global de transmisión de calor dentro de una banda de error de ±15% para cada uno de los intercambiadores.

9. Las correlaciones obtenidas para fluidos monofásicos permiten predecir los valores experimentales del coeficiente global de transmisión de calor obtenidos a partir de los datos facilitados por el fabricante para otros intercambiadores con la misma geometría y distinto número de placas. El ajuste entre los valores experimentales y

188


los predichos con las correlaciones se sitúan dentro de unas bandas de error de ±18% para el intercambiador con configuración LPD, y de ±7,5% en el intercambiador con configuración HPD.

10. En base a las correlaciones obtenidas con fluidos monofásicos se han comparado los valores del Colburn j-factor con ambos intercambiadores para el mismo rango del número de Reynolds, obteniendose para el intercambiador con configuración HPD valores entre un 72,3 y 76,6%, superiores.

11. Los intercambiadores de placas con aletas tipo OSFs (offset strip fins) pueden ser utilizados con hielo líquido en moderadas concentraciones, tanto con configuración HPD “High pressure direction” como LPD “Low pressure direction”, apreciándose un mayor efecto del incremento de la concentración de hielo en el segundo de los casos.

12. En los ensayos con hielo líquido no se aprecia una relación clara entre los valores de la potencia térmica intercambiada y del coeficiente global de transmisión de calor, con la concentración de hielo.

13. En base a las correlaciones obtenidas con fluidos monofásicos se han obtenido valores del coeficiente de convección con hielo líquido. Los valores obtenidos con ambos intercambiadores han sido correlacionados en términos del Colburn j-factor.

516,0

LPD ·Re628,0j −= 409,0

HPD ·Re577,0j −=

14. Las correlaciones obtenidas para el cálculo del Colburn j-factor devuelven valores ligeramente superiores con hielo líquido que con fluidos monofásicos, situándose el rango de mejora en torno a un 5-10%.

15. Las pérdidas de carga aumentan con la concentración de hielo con una tendencia exponencial, y son considerablemente más altas en el intercambiador con aletas tipo HPD que el de aletas LPD. Sin embargo, en contra de lo que cabría esperar se obtuvieron mayores fluctuaciones de caudal en el segundo de los casos que en el primero.

16. No se han podido obtener los valores del factor de fricción por la imposibilidad de identificar las pérdidas de carga en los cdistribuidores de los intercambiadores.

En el caso de los serpentines helicoidales el montaje experimental diseñado mostró varias limitaciones, por lo que los resultados obtenidos se centran principalmente en el comportamiento dinámico.

1. La resistencia térmica del proceso de transmisión de calor en un serpentín sumergido en un acumulador sin recirculación es el proceso de convección en la superficie exterior del serpentín, por lo que no es una técnica apropiada para la determinación de los coeficientes de convección con hielo líquido en el interior de serpentines. Los ensayos realizados mostraron un incremento notable en los coeficientes de transmisión de calor cuanto mayor es el salto térmico entre los fluidos, al contrario de lo que ocurre con otros intercambiadores, lo que se puede justificar en el incremento de las corrientes de convección exterior cuanto mayor es el intercambio térmico.

2. En los ensayos realizados el coeficiente global de transmisión de calor oscila entre 40 W/m2·K y 100 W/m2·K.

3. Se han obtenido correlaciones particulares para el cálculo del factor de fricción en cada uno de los serpentines, tanto en régimen laminar como en régimen turbulento, con fluidos monofásicos, mostrándose que los resultados en régimen turbulento son extrapolables a hielo líquido.

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4. Se han obtenido los valores del número de Reynolds para el cual tiene lugar la

transición entre los regímenes laminar y turbulento en base a los valores del factor de fricción, obteniéndose una aceptable correspondencia con los predichos con la correlación propuesta por Schmidt en 1970.

5. Se han obtenido correlaciones genéricas para definir el factor de fricción en todos los casos con una única correlación independientemente de las condiciones de funcionamiento y de la geometría del serpentín empleado.

145,2987,1i414,0

LH

DdRe836,0f

−−

⋅

⋅⋅=

6. En cuanto a la geometría de los serpentines se ha comprobado que el factor de fricción no depende del número de espiras y aumenta ligeramente con el diámetro del serpentín. Por las limitaciones del equipo experimental el efecto del diámetro de tubo no se ha podido evaluar convenientemente.

De forma complementaria al análisis de los intercambiadores de calor se ha evaluado el efecto del cambio de refrigerante en el sistema de generación, sustituyendo el refrigerante R22 original del equipo por R417A, teniendo en cuenta la normativa vigente sobre el uso de refrigerantes halogenados y protección medioambiental.

El estudio del sistema de generación ha incluido un análisis paramétrico realizado con R22 en el que se ha cuantificado el efecto de la temperatura de condensación, el caudal de hielo líquido y el grado de recalentamiento del sistema frigorífico, el cual puede aportar información que ayuden a optimizar el comportamiento de estos sistemas. De las conclusiones obtenidas en esta parte del trabajo se destaca:

1. La potencia frigorífica y la eficiencia de la instalación aumentan cuanto mayor es la temperatura de evaporación, menor es la temperatura de condensación y menor es el grado de recalentamiento.

2. El caudal de hielo líquido que circula a través del generador de hielo no tiene un efecto apreciable en el comportamiento del sistema, si bien es necesario matizar que el caudal circulante por el generador se va reduciendo de forma proporcional al incremento de las pérdidas de carga debido al aumento de la concentración de hielo.

3. El proceso de formación de hielo líquido se realiza de acuerdo en lo descrito en la bibliografía para este tipo de generadores, siendo necesario un subenfriamiento de la disolución para iniciar el proceso de nucleación.

4. El subenfriamiento necesario para iniciar la formación de los cristales de hielo depende del caudal de hielo líquido, oscilando entre 0,33 ºC para el máximo caudal ensayado (1300 kg/h) y 0,96 ºC para el mínimo caudal (550 kg/h) en los ensayos con R22.

5. La temperatura de evaporación durante toda la etapa de generación de hielo líquido es prácticamente independiente de la cantidad de hielo, por lo que la eficiencia del sistema de generación es independiente de la concentración de hielo que se esté generando. El hecho de trabajar la mayor parte del tiempo en unas condiciones casi fijas puede ser una característica importante para la optimización de este tipo de sistemas.

6. Analizando el generador de hielo líquido en particular se ha obtenido que los valores del coeficiente global de transmisión de calor obtenidos con hielo líquido son superiores a los obtenidos con fluidos monofásicos. Dentro de la etapa de generación de hielo el coeficiente global de transmisión de calor oscila entre 1000 W/m2·K y 1550 W/m2·K.

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7. La sustitución de R22 por R417A provoca una reducción de la presión de

aspiración, caudal de refrigerante, temperatura de descarga, potencia frigorífica y eficiencia.

8. La reducción de la presión de aspiración al sustituir R22 por R417A en la etapa de generación de hielo es de un 22,98%.

9. La reducción del caudal de refrigerante al sustituir R22 por R417A en la etapa de generación de hielo es de media de un 21,45%.

10. La reducción de la temperatura de descarga al sustituir R22 por R417A en la etapa de generación de hielo es de un 18%.

11. La reducción de la potencia frigorífica al sustituir R22 por R417A en la etapa de generación de hielo es de un 40,5%.

12. La reducción de la eficiencia de la instalación al sustituir R22 por R417A en la etapa de generación de hielo es de un 31,76%. Este valor es ligeramente superior al obtenido en otros trabajos similares existentes en la bibliografía.

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7.2. TRABAJOS FUTUROS

La realización de este trabajo ha permitido dotarnos de un equipo experimental para la producción, acumulación y distribución de hielo líquido, así como de los equipos necesarios para su correcta caracterización y manipulación. Además de medios físicos, este trabajo a supuesto para el grupo de investigación una importante base de conocimiento sobre esta tecnología por lo que se plantea de cara al futuro el desarrollo de nuevos trabajos de investigación.

7.2.1. Continuación con las líneas de trabajo abiertas

Como continuidad a la línea de investigación abierta se plantea como trabajos a corto plazo el complementar los resultados mostrados en esta tesis en dos aspectos particulares, como son, por un lado, la optimización del software de simulación de fan coils y la realización de un análisis paramétrico más exhaustivo, y por otro, la realización de ensayos con serpentines helicoidales con el nuevo montaje a fin de realizar un análisis térmico más completo. Teniendo en cuenta los satisfactorios resultados obtenidos hasta la fecha se plantea además la realización de modelos para los demás tipos de intercambiadores.

7.2.2. Estudio de nuevos tipos de intercambiadores

Una vez completados estos trabajos se realizará un nuevo análisis de la situación para valorar la posibilidad de extender esta investigación a otros tipos de intercambiadores de calor. Dentro de las posibilidades que se están planteando cabe destacar el análisis del comportamiento de baterías de tubos y aletas con microcanales, aprovechando la experiencia del grupo de investigación en este campo.

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estudios sobre el comportamiento fluido-dinámico y térmico

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