LOS EVAPORADORES

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EVAPORADORES
Funciones
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• Intercambiador a baja presión (temperatura), en el que se
produce la ebullición del fluido frigorígeno mediante la
absorción de calor de la carga.
LOS EVAPORADORES
E. TORRELLA
E. TORRELLA
Pag. 3
CLASIFICACION
Pag. 4
EVAPORADORES SECOS
• En función del estado del fluido a la salida:
– Secos; el refrigerante abandona el equipo en estado de
vapor recalentado.
– Inundados; el compresor se conecta en la parte superior,
tomando el vapor a saturación, dada su coexistencia con
fase liquida.
• En función del fluido a enfriar
– De aire
• Convección natural (estáticos)
• Convección forzada
– De liquido
E. TORRELLA
E. TORRELLA
1
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EVAPORADORES INUNDADOS
Recirculación de liquido a baja presión
Pag. 6
EVAPORADORES INUNDADOS
• La base del sistema la constituye el hecho de
mandar, hacia el conjunto de los evaporadores, una
mayor cantidad de líquido que la que se evapora, es
decir, la cantidad enviada es superior a la necesaria
para producir el enfriamiento requerido. Por lo tanto,
la porción de líquido que no cambia de estado en el
evaporador
d
d b ser acumulada,
debe
l d
j t all vapor
junto
formado, en un recipiente separador, del cual se
extrae el vapor saturado que se dirige al compresor,
volviendo nuevamente el liquido restante, junto al de
alimentación, hacia los evaporadores.
E. TORRELLA
E. TORRELLA
Pag. 7
EVAPORADORES INUNDADOS
Sistemas de Recirculación
• La recirculación de liquido en
instalaciones puede ser debida a:
este
tipo
EVAPORADORES INUNDADOS
Recirculación por bomba
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de
– Un proceso de circulación natural, debido a diferencia de
densidades.
– Un agente que produzca artificialmente esta recirculación,
la cual puede ser a su vez:
• En proceso continuo:
– Por Bomba.
– Por Inyector.
• Funcionamiento periódico.
E. TORRELLA
E. TORRELLA
2
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EVAPORADORES INUNDADOS
Recirculación por gravedad
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EVAPORADORES INUNDADOS
Separador de baja presión
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• La fuerza motriz (producto de densidad del liquido y
altura) debe ser mayor, para que se produzca la
circulación, a la carga resistente (altura por densidad
media
en
evaporador).
Los
evaporadores
funcionando de esta manera deben poseer cortos
recorridos y tubos de elevados diámetros, ya que el
efecto
f t que produce
d
ell movimiento
i i t es débil.
débil Otra
Ot
faceta que debe resaltarse es que en la entrada del
evaporador, la presión es mayor que la del liquido
en el separador, lo que obliga a expansionar en la
válvula, hasta un nivel inferior al requerido. De todo
lo anterior se desprende la ineficiencia de este
sistema.
E. TORRELLA
SEPARADOR BAJA PRESION
Actuadores de nivel
E. TORRELLA
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EVAPORADORES DE AIRE
E. TORRELLA
E. TORRELLA
3
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EVAPORADORES DE AIRE
Convección natural. Domésticos (Roll-Bond)
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E. TORRELLA
EVAPORADORES DE AIRE
Convección forzada
E. TORRELLA
EVAPORADORES DE AIRE
Convección natural. Estáticos
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E. TORRELLA
Pag. 15
EVAPORADORES DE AIRE
Convección forzada. Aletas
Pag. 16
E. TORRELLA
4
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EVAPORADORES DE AIRE
Configuración tubos
Pag. 17
E. TORRELLA
EVAPORADORES DE AIRE
Tipo seco. Esquema de principio
E. TORRELLA
EVAPORADORES DE AIRE
Convección forzada. “Frigoríferos”
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E. TORRELLA
Pag. 19
EVAPORADORES DE AIRE
Tipo seco
Pag. 20
E. TORRELLA
5
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Pag. 21
E. TORRELLA
Pag. 22
E. TORRELLA
Pag. 23
Principio de diseño
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Representación gráfica DTML
• La
superficie
de
transferencia es el factor de
mayor importancia en la
mayoría de los casos,
aunque
no
el
único,
calculándose mediante la
expresión:
– Q0 = potencia
– DTML = salto medio entre
el aire y el fluido frío,
atención
tanto
a
las
pérdidas de carga en
expansión directa, como al
recalentamiento útil.
– U = coeficiente global de
transmisión.
E. TORRELLA
DTML=
Entrada aire
ΔT1 − ΔT2
ΔT
ln 1
ΔT2
ΔTaire
Salida aire
ΔT1
DTML
ΔTrec.
Q0
S=
DTML U
ΔT2
ΔTp.c.
• La presencia de recalentamiento (únicamente para expansión
directa), no se contempla en el cálculo del “DTML”,
adjudicándosele un factor de mayoración sobre la superficie de
transferencia.
• La diferencia de temperatura debida a pérdidas de carga puede
ser aproximada a unos valores de 0,2ºC para amoníaco, y de
0,75ºC para derivados halogenados.
E. TORRELLA
6
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Consideraciones sobre temperatura de
entrada del aire en una cámara
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INCREMENTOS TÉRMICOS MEDIOS
Entre ambiente y evaporación
T0 = -28 ºC ; U = 20 W/m2K
70
HUMEDAD RELATIVA [%]
CIRCULACIÓN
FORZADA
NATURAL
75
80
85
90
95
4
DTML = 5,77 ºC
DTML =7,85 ºC
DTML =9,86 ºC
S = 3.46 m2
S = 2.55 m2
S = 2.03 m2
E. TORRELLA
5
6
7
8
9
10
TC - T0 [°C]
11
12
13
E. TORRELLA
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Simil eléctrico de un conjunto aleteado
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Coeficiente “U”
• De cálculo complicado, su valor es función principalmente de:
–
–
–
–
–
–
–
S. aleteada
Raleta
Convección
C d ió
Conducción
Convección
Rconv, interna Rconductiva
–
–
–
Convección
–
Convección
Convección
Rlibre
Morfología, material, espesor y diámetro de los tubos.
Configuración del banco de tubos (en línea o tresbolillo).
Espesor y material de las aletas.
Geometría de las aletas.
Contacto entre tubo y aletas.
Pitch o distancia entre aletas.
Velocidad del aire a lo largo de las aletas (corrección respecto a la
velocidad frontal de ataque).
Coeficiente de película interno.
El SHR, relación de calor sensible.
Factor de ensuciamiento interno (p.e. Por aceite en expansión
directa).
Factor de ensuciamiento externo junto a escarchado o
condensación.
Se desprecia la radiación externa
E. TORRELLA
E. TORRELLA
7
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Factores que afectan al coeficiente “U”
Geometría de los tubos
• Los tubos son normalmente de sección circular.
• A mayor diámetro de tubos mayor valor de “U”
(atención al coeficiente interno en caso de
circulación de agua fría).
• El valor de “U” será tanto mayor cuanto mayor sea la
relación entre la superficie
p
de aletas y la del tubo.
• La pared del tubo actúa como una resistencia al
paso de calor entre fluidos.
E. TORRELLA
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Factores que afectan al coeficiente “U”
Configuración del banco de tubos
• En la figura se muestra la
variación del “U” con el pitch
o distancia entre tubos.
E. TORRELLA
Pag. 31
Bancos de tubos. Disposición en línea
Pag. 32
Bancos de tubos. Disposición en tresbolillo
x2
x2
x1
x1
x3
x3
E. TORRELLA
E. TORRELLA
8
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Bancos de tubos. Número de Reynolds
Re
D
=
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Bancos de tubos. Ecuación semejanza
⎡μ ⎤
Nu D = C . A Re D0 , 6 Pr 1/ 3 ⎢ ⎥
⎢⎣ μ p ⎥⎦
D G max D u max ρ
=
μ
μ
En línea
Al tresbolillo
u max (linea ) = u ∞ ⋅
u max ( tresbolillo) = u ∞ ⋅
x1
x1 − D
El coeficiente “A” depende del número de filas del haz tubular.
1
x1
2 ⋅ ( x 3 − D)
3
4
5
6
7
8
>9
1
Al tresbolillo 0,68 0,75 0,83 0,89 0,93 0,96 0,98 0,99
1
E. TORRELLA
Pag. 35
Ecuación de Chi-Chuan Wang (2000)
2
j = C1 ReC
Dc → j =
P1
⎡ P ⎤ ⎡ Fp ⎤
j = 0.108Re−Dc0.29 ⎢ t ⎥ ⎢ ⎥
⎣ Pl ⎦ ⎣ Dc ⎦
P5
Factores que afectan al coeficiente “U”
Espesor y material de aletas
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• Estos
valores
están
relacionados
con
la
eficiencia de las aletas. Su
incidencia se refleja en la
figura adjunta.
Nu
Re Pr 1 / 3
4
f = C 3 ReC
Dc
• N >= 2;
2
0,64 0,8 0,87 0,91 0,94 0,96 0,98 0,99
En línea
E. TORRELLA
• N = 1;
1
C
0,26
0
26
0,33
En li
E
linea
Al tresbolillo
umax
0 , 14
−1.084
⎡ Fp ⎤
⎢ ⎥
⎣ Dh ⎦
P6
−0.786
⎡F ⎤ ⎡F ⎤ ⎡F ⎤
j = 0.086 Re PDc3 N P 4 ⎢ p ⎥ ⎢ p ⎥ ⎢ p ⎥
⎣ Dc ⎦ ⎣ Dh ⎦ ⎣ Pt ⎦
⎡ Fp ⎤
⎢ ⎥
⎣ Pt ⎦
P2
−0.93
N = nº de filas
E. TORRELLA
E. TORRELLA
9
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Factores que afectan al coeficiente “U”
Geometría de aletas
• La utilización de aletas corrugadas con generadores
de turbulencia puede aumentar los valores del
coeficiente global hasta en un 15%.
• Ahora bien, esta configuración sólo es aceptable en
baterías con condensación, no en el caso de
trabajar por debajo de 0ºC, ya que favorecen la
formación de hielo y dificultan el proceso de
desescarche.
• Además debe considerarse el aumento de pérdidas
de carga en el lado del aire.
E. TORRELLA
Factores que afectan al coeficiente “U”
Unión entre aletas y tubo
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• Evidentemente depende de la calidad en la
fabricación de las baterías.
• El problema puede estar en caso de unión entre
diferentes materiales, como es el caso de aletas de
aluminio unidas a tubos de acero.
E. TORRELLA
Pag. 39
Aleta anular. Sujección
A presión
Pag. 40
Aletas. Fijación por presión
Embebidas
Soldadas
Aumento de transmisión de calor
Nivel térmico de utilización
E. TORRELLA
E. TORRELLA
10
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Factores que afectan al coeficiente “U”
Pitch o distancia entre aletas.
Pag. 41
• El
valor
de
“U”
se
eincrementa al aumentar la
distancia .
E. TORRELLA
Pag. 43
• Este coeficiente no es una constante dependiendo
básicamente de la carga a que este sometida la batería (W/m2)
y a la velocidad de paso, cuanto mayor sea esta última mayor
es el coeficiente, pero en contrapartida mayor es la pérdida de
carga .
Factores que afectan al coeficiente “U”
Relación SHR.
•
•
E. TORRELLA
Pag. 42
• En la figura de la incidencia de la distancia entre
aletas se ha puesto de manifiesto la importancia de
la velocidad del aire.
• La velocidad base considerada para el aire es la
correspondiente a la frontal de ataque.
E. TORRELLA
Factores que afectan al coeficiente “U”
Coeficiente de película interno.
Factores que afectan al coeficiente “U”
Velocidad del aire.
La potencia total intercambiada
en una batería cuya superficie
se encuentre por debajo del
punto de rocío del aire, se
constituye de una componente
sensible (de variación de
temperatura) y otra latente de
cambio de estado del agua
presente en el aire.
aire La relación
entre la parte sensible y la total
es el denominado “SHR”.
El coeficiente de película en la
zona de condensación es
mucho mayor que el de la parte
de transferencia solo sensible,
por lo que para considerar este
efecto se puede considerar la
aproximación:
Pag. 44
hext,medio 1
=
hext, sensible SHR
E. TORRELLA
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Factores que afectan al coeficiente “U”
Relación SHR. Efecto en aletas
Pag. 45
Pag. 46
Eficiencia de aletas
• En caso de incremento del coeficiente externo
debido a cambio de estado, la eficiencia de las
aletas desciende, de tal manera que habrá que tener
en cuenta ambos efectos, lo cual puede tenerse en
consideración mediante un factor “E”, tal que:
• Se define la eficiencia de la aleta como la potencia realmente
transmitida por una aleta y la que se propagaría si la superficie
total de la aleta se mantuviese a la temperatura de su base,
esto es:
Ealeta =
qreal
qideal
– La potencia ideal que transmitiría la aleta (a la temperatura de la
b
base)
) se calcula
l l como:
qideal = aa h θ 0
E = F (SHR; Nr )
– De la definición de eficiencia, es posible calcular la potencia
emitida por una aleta como:
qreal = Ehaaθ 0
Nr = factor de corrección sobre eficiencia de la aleta.
E. TORRELLA
E. TORRELLA
Pag. 47
Efectividad de una aleta
Pag. 48
Multialetas. Configuraciones complejas
Evalúa la conveniencia de utilización de aletas
e=
qaleta
e S
⎯
⎯→ = convectiva
S 0θ 0 h
E
S base
Se justifica la utilización de aleta, si ealeta ≥ 2
E. TORRELLA
E. TORRELLA
12
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Pag. 49
Configuraciones complejas .ASHRAE
Th m r i φ
η
m ri
m
2. h
k. e
φ
(α
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SHR sobre diagrama Carrier (F.B.)
1). ( 1
0.35. ln (α ) )
SHR=
α f_( a , b)
qS
qS
=
qT qS + qL
b
a
ri
a
b
"Configuración rectangular”
Disposición en línea
"Configuración hexagonal”
Disposición al tresbolillo
E. TORRELLA
E. TORRELLA
Pag. 51
Factores que inciden sobre el FB
Pag. 52
Estimación del SHR
• Superficie transversal del intercambiador; un
incremento supone un mayor intercambio.
• Número de filas de tubos, un aumento reduce la
temperatura y humedad del aire en salida.
• Espaciado de aletas, un descenso de este valor
supone una mayor superficie de intercambio.
• Caudal de aire,
aire a mayores valores se corresponden
tratamientos mas acusados.
• Temperatura del fluido frío, un valor alto supone un
menor grado de tratamiento.
E. TORRELLA
dt = Taire – T0
E. TORRELLA
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Pag. 53
Dependencia del SHR
Pag. 54
Paso a régimen seco aparente
•
• Esta relación es función de:
– La diferencia entre las
temperaturas del local y de
evaporación, cuanto mayor
sea mas vapor de agua
cambiará de estado, y por
tanto menor será el valor
del SHR.
– La
temperatura
de
evaporación, cuanto mas
baja sea esta menor será el
contenido de humedad en
el aire del local. Mayor
SHR.
El análisis del evaporador, es
similar al de condensador, con
las
consideraciones
de
condensación de agua sobre su
superficie durante el proceso
de
deshumectación.
Una
posible simplificación inicial
consiste en suponerlo seco con
la potencia transferida del
proceso real. Esta potencia es
la suma de las componentes
latente y sensible, por lo que
por unida de masa se tendrá:
ΔhT ΔhS ΔhL
=
+
ΔT ΔT ΔT
E. TORRELLA
Factores que afectan al coeficiente “U”
Factor de ensuciamiento interno.
Δh L
ΔT
E. TORRELLA
Pag. 55
• La presencia del aceite, que acompaña al
refrigerante por la instalación, puede provocar una
resistencia al paso de calor, cuyo valor medio puede
ser estimado en una cantidad de 0,0002 m2ºC/W.
E. TORRELLA
c p ,efec = c p +
Factores que afectan al coeficiente “U”
Factor de ensuciamiento externo.
Pag. 56
• El vapor de agua presente
en el aire puede, si se
producen las condiciones
requeridas condensar o
congelarse
sobre
la
superficie externa de la
batería, asimilándose este
proceso a una resistencia de
ensuciamiento. La presencia
de hielo afecta pues al valor
del coeficiente “U”, tal como
se muestra en la figura
adjunta.
E. TORRELLA
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Pag. 57
Cilindro aleteado. Coeficiente “U”
•
•
•
•
•
•
1
1
=
+
U E.hext, sensible
+ Rsucio,ext +
Ti
Q
ln
1
2. π . r i. L. h i
j
Te
rj 1
rj
2. π . L. kj
+
2Sext,total etubo
+
Sint,tubo + Sext,tubo Ktubo
+
Sext,total
Rsucio,int +
Sint,tubo
+
Sext,total 1
Sint,tubo hint
1
η pond . h e. A total
E. TORRELLA
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Expresión final para “U”
Referido a la superficie externa
Transmisión lado aire.
Ensuciamiento externo.
Transmisión a través tubo.
Ensuciamiento interno
Transmisión lado fluido frío.
No se considera radiación
externa
E. TORRELLA
Pag. 59
EVAPORADORES DE AIRE
Coeficiente global [W/m2°C]
Pag. 60
EVAPORADORES DE AIRE
FLECHA
C
MEDIO A ENFRIAR
Máximo
Mínimo
AIRE
CONVECCIÓN NATURAL
14
93
9,3
17,5
23
25
35
C
A
AIRE
CONVECCIÓN
FORZADA*:
Formación hielo
Sólo condensación
A
D
D
* Velocidad frontal del aire en el rango de 2,5 a 3 m/s
E. TORRELLA
A
Evaporador de doble flujo
B
Evaporador de simple flujo
E. TORRELLA
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Pag. 61
DESESCARCHE
Evaporadores Aire
Pag. 62
DESESCARCHE
Evaporadores Aire
E. TORRELLA
E. TORRELLA
Pag. 63
SISTEMAS DE
DESESCARCHE
• El aire húmedo interno a una cámara es una mezcla
de aire seco más humedad. Por tanto, a su paso por
evaporador depositara sobre éste parte de su
humedad en forma de hielo si:
RESIST.
ELECTRICA
INCIDENCIA SOBRE
TRANSMISION CALOR
Pag. 64
INTRODUCCIÓN
MÉTODO
MANUAL
– La temperatura de la superficie se encuentra por debajo de
0°C.
– La temperatura es inferior a la de rocío del aire húmedo
circulante.
AIRE
CÁMARA
CALENTAM.
EXTERNO
FLUIDO
EXTERNO
DUCHA
LIQUIDO
DESRECAL.
VAPOR
“GAS”
CALIENTE
•
ACUMULACIÓN
En resumen, la formación de hielo se producirá
tanto más rápidamente cuanto menor sea la temp.
del refrigerante y cuanto mayor sea la humedad
especifica.
TOTAL
INVERSIÓN
CICLO
E. TORRELLA
PARCIAL
E. TORRELLA
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EFECTO DEL HIELO SOBRE LA TRANSMISIÓN
DE CALOR
Pag. 65
Pag. 66
CARACTERÍSTICAS DEL HIELO
• Al aumentar la capa de hielo, la temp. en superficie
externa aumenta (adición de resistencia térmica); la
temp. del refrigerante deberá bajar, pudiéndo llegar
a corte por presostato de baja.
• El hielo trae consigo dos efectos contrapuestos:
– Por un lado, un aumento de la superficie de transmisión.
– Por otro, la ya comentada adición de una resistencia
térmica.
• La resistencia térmica de la capa de hielo depende
de su estructura, en concreto del contenido de aire
disuelto en su interior. Así, a una mayor proporción
de gases disueltos la conductividad resultante es
menor; por tanto a mayor valor de la densidad del
hielo se corresponde una conductividad mayor y una
menor oposición
i ió all paso del
d l calor.
l
• El primer efecto no es preponderante frente al
segundo más que en una primera etapa;
rápidamente el segundo toma una mayor proporción
con la consiguiente pérdida de eficacia.
E. TORRELLA
E. TORRELLA
Pag. 67
NECESIDAD DEL DESESCARCHE
• En cuanto a la presencia de hielo sobre un
evaporador, puede concluirse que su influencia es la
de reducir la eficacia de la instalación frigorífica, lo
que conlleva a la necesidad de regulares periodos
de desescarche. Las fases de desescarche se
presenta sobre la figura adjunta.
E. TORRELLA
Pag. 68
TIPOS DE DESESCARCHE
• Desescarche manual, con cepillos especiales,
operación costosa y difícil de realizar con la
periodicidad deseada.
• Desescarche por circulación del aire de la propia
cámara.
• Desescarche p
por resistencias eléctricas.
• Desescarche por agua liquida.
• Desescarche por "gas" (vapor) caliente.
E. TORRELLA
17
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DESESCARCHE POR CIRCULACIÓN DEL AIRE
DE LA PROPIA CÁMARA.
Pag. 69
• Mediante la acción de un elemento (p. e. reloj de
desescarche), el compresor para y el aire, al
continuar su paso a través del evaporador, va
cediendo calor que toma el hielo para cambiar de
estado. Este sistema presenta como principales
inconvenientes, en caso de circulación forzada, el
rociado
i d con agua liquida
li id sobre
b ell género
é
próximo
ó i
all
intercambiador, y el tiempo elevado de desescarche
en comparación con otros sistemas.
• Este sistema suele estar limitada a cámaras con
temperatura
positiva
(evidentemente
con
temperaturas de evaporación inferiores a 0ºC).
E. TORRELLA
DESESCARCHE POR RESISTENCIAS
ELÉCTRICAS
E. TORRELLA
DESESCARCHE POR RESISTENCIAS
ELÉCTRICAS
Pag. 70
• En este caso se disponen sobre el evaporador una serie de
resistencias (normalmente a 220 V), las cuales, suministran,
durante períodos de tiempo establecidos, una cantidad de calor
suficiente para el desescarche.
• Para evitar el salpicado se suele decalar el arranque del
ventilador al del compresor, lo que ocasiona la nueva
congelación del agua que permanece al final del desescarche
sobre la superficie.
• Hay que añadir que en algunos casos suelen instalarse
resistencias adicionales con destino a calentar la bandeja de
recogida y los conductos de salida del agua resultante.
• El inconveniente principal de este sistema de desescarche lo
constituye el costo energético, lo que desaconseja su
aplicación a instalaciones de gran potencia.
E. TORRELLA
Pag. 71
DESESCARCHE POR RESISTENCIAS
ELÉCTRICAS
Pag. 72
E. TORRELLA
18
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Pag. 73
DESESCARCHE POR DUCHA DE LIQUIDO
Pag. 74
DESESCARCHE POR “GAS” CALIENTE
• Con este sistema se utiliza una corriente,
normalmente de agua, que por rociado sobre la
superficie del intercambiador provoca la fusión del
hielo, arrastrando el agua resultante fuera del
recinto. Como en el caso anterior, debe evitarse la
acumulación de liquido en el interior de la cámara,
ya que all funcionar
f
i
d nuevo la
de
l instalación
i t l ió podrían
dí
reventar la tubería de salida, igualmente el rociado
de agua residual se evita por arranque del
compresor antes del ventilador de evaporador.
E. TORRELLA
• En este sistema la fuente caliente necesaria va a ser
proporcionada por la propia instalación, utilizando
los vapores calientes de la descarga del compresor,
los cuales se derivan hacia el evaporador,
produciendo, mediante su circulación interna, el
efecto buscado.
• Existe una gran diversidad de procedimientos que
utilizan el principio básico de “gas” caliente (no sólo
en evaporador, sino en otros casos como suelos de
cámaras, etc...). No obstante el mas universal se
basa en la inversión de los papeles asignados a los
intercambiadores de la instalación.
E. TORRELLA
Pag. 75
“GAS” CALIENTE
INVERSIÓN DEL CICLO
“GAS” CALIENTE
INVERSIÓN DEL CICLO
Pag. 76
Válvula
piloto
Válvula 4 vías
E. TORRELLA
E. TORRELLA
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“GAS” CALIENTE
VÁLVULA DE 4 VÍAS. MONTAJE
Pag. 77
E. TORRELLA
“GAS” CALIENTE PRODUCCIÓN DE AGUA
CALIENTE
Pag. 78
“GAS” CALIENTE SOBRE SUELO DE CÁMARA
E. TORRELLA
Pag. 79
Pag. 80
EVAPORADORES DE LIQUIDO
E. TORRELLA
E. TORRELLA
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EVAPORADORES DE LIQUIDO
De carcasa - tubos. Esquema
Pag. 81
E. TORRELLA
EVAPORADORES DE LIQUIDO
Vista interna
E. TORRELLA
EVAPORADORES DE LIQUIDO
De carcasa - tubos
Pag. 82
E. TORRELLA
Pag. 83
SERPENTIN PARA REFRIGERACIÓN
INDIRECTA
Pag. 84
E. TORRELLA
21
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Pag. 85
EVAPORADORES DE LIQUIDO
Coeficiente global [Kcal/hm2°C]
700
MEDIO A ENFRIAR
Máximo
Mínimo
700
400
Q0 [kW]
600
500
LÍQUIDO
DOBLE TUBO
400
00
LÍQUIDO
MULTITUBULAR HORIZONTAL:
Amoníaco
Halogenados
700
900
400
700
LÍQUIDO (Amoníaco)
MULTITUBULAR VERTICAL
2000
1000
300
200
100
TWS -T0 = 3,33°C
0
INMERSIÓN:
Serpentín
Rejilla
Pag. 86
EVAPORADORES DE AGUA
Curva catálogo. Potencia frigorífica
250
450
20
150
250
E. TORRELLA
40
3,89°C
60
80
M [kg/h] *1000
4,44°C
5°C
5,56°C
100
120
E. TORRELLA
Pag. 87
Pag. 88
Introducción
Análisis evaporador liquido
(1-2)
Fluidos: R134a y R407C.
E. TORRELLA
• En este trabajo se analiza el comportamiento de un
evaporador del tipo carcasa-tubos (1-2) con
diferentes regímenes de giro.
• El estudio se realizará aplicando los dos métodos
tradicionales de estudio de intercambiadores: el del
salto logarítmico medio corregido y el de la eficiencia
- número de unidades de transferencia.
• Los fluidos utilizados han sido; R-134a (fluido puro)
y R-407C (mezcla ternaria con glide no
despreciable).
E. TORRELLA
22
12/01/2011
Pag. 89
Dispositivo experimental
Pag. 90
Circuito de carga en evaporador
• Evaporador
• Intercambiador de disipación
con agua glicolada.
• Resistencias de apoyo.
• Regulación de la velocidad
sobre motor de ventiladores
traseros.
A
T6, P6
T5, P5
T1
0
T11
T
T7, P7
T9
B
T8,, P8
T2, P2
T3
T4
T12
P4
P1, T1
P3
T13
C
D
E. TORRELLA
E. TORRELLA
Pag. 91
Características del evaporador
76
φi / φe
8.22·10-3 / 9.52·10-3 (m)
Thickness Inner microfins
0.2·10-3 (m)
Total Length
0.92 (m)
6.5
6.0
External Exchange surface
1.81 m2
Tube Side volume
3.3·10-3 m3
Shell Side volume
8 ·10 -3 m3
compression rrate
Tube
Number
Pag. 92
Condiciones de ensayo con variación del
régimen de giro
5.5
5.0
4.5
R134a
R407C
4.0
350
400
450
R134a_I
R134a_II
R134a_III
R407C_I
R407C_II
R407C_III
500
550
600
r.p.m.
E. TORRELLA
E. TORRELLA
23
12/01/2011
Pag. 93
Variación del subenfriamiento en los ensayos
de variación del régimen giro.
Pag. 94
Variación del recalentamiento en los ensayos
de variación del régimen giro.
19.0
14.0
13.0
18.0
12.0
suction superhating degree
subcooling deg
gree
11.0
10.0
9.0
8.0
7.0
6.0
R134a
R407C
5.0
4.0
350
400
450
R134a_I
R134a_II
R134a_III
R407C_I
R407C_II
R407C_III
500
550
17.0
16 0
16.0
15.0
14.0
13.0
12.0
350
600
R134a
R407C
400
450
R134a_II
R134a_III
R407C_I
R407C_II
R407C_III
500
550
600
r.p.m.
r.p.m.
E. TORRELLA
E. TORRELLA
Pag. 95
Variación del caudal frigorifero en los ensayos
de variación del régimen giro.
0.09
R134a
R407C
R134a
R407C
0.08
0.0008
refrigerant mass flow
w rate (kg/s)
secondary coolant volumetrric flow rate (m3/s)
0.0009
0.0007
0.0006
0.0005
0.0004
0.0003
0.0002
0.0001
0.0000
350
Pag. 96
Variación del caudal frigorígeno en los
ensayos de variación del régimen giro.
0.0010
400
450
R134a_I
R134a_II
R134a_III
R407C_I
R407C_II
R407C_III
500
550
0.07
0.06
0.05
0.04
0.03
350
600
400
450
R134a_I
R134a_II
R134a_III
R407C_I
R407C_II
R407C_III
500
550
600
r.p.m.
r.p.m.
E. TORRELLA
R134a_I
E. TORRELLA
24
12/01/2011
Pag. 97
Comprobación potencia frigorífica
Pag. 98
Error debido al recalentamiento
cooling capacity comparisson
14
13
13
12
12
11
11
with superheating
g (kW)
refrigerant side ((kW)
cooling capacity comparisson
14
10
10
9
8
R134a
7
R407C
9
8
R134a
7
6
6
5
5
R407C
4
4
4
5
6
7
8
9
10
11
12
13
4
14
5
6
7
8
9
10
11
12
13
14
without superheating (kW)
secondary coolan side (kW)
E. TORRELLA
E. TORRELLA
Pag. 99
Condiciones de salida en evaporador
Pag. 100
Método e - NTU
• Las
condiciones
del
refrigerante, con pérdidas de
carga (punto “s’o”). Se
toman como condiciones de
salida las correspondientes
al vapor saturado a la
presión medida a la salida
del evaporador.
evaporador
• Para el glicol:
ε=
Q0
; Qmax = Cmin (Thi − Tci )
Qmax
• Se hace necesario comprobar las capacidades caloríficas en
ambos fluidos, ya que el valor de la eficiencia para disposición
“1-2” será:
(
)
'
= mbrine ⋅ Cp _ brine ⋅ (Teo −T ′)
QO′ = mref ⋅ heo − hso
E. TORRELLA
⇒ T ′ = Teo −
′ )
mref ⋅ (heo − hso
Cglicol ≤ Crefrig ε =
mbrine ⋅ Cp _ brine
(Te − Ts ) glicol
Te _ glicol − Te _ refrig
Cglicol ≥ Crefrig ε =
(Te − Ts )refrig.
Te _ glicol − Te _ refrig
E. TORRELLA
25
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Pag. 101
Calor específico aparente del frigorígeno
C p _ refrig =
Pag. 102
Glide R-407C
hso' − heo
Tso' − Teo
• Consideración corregida de Bansal
• Por lo que la capacidad térmica puede no ser infinita, debido a
las pérdidas de carga para un fluido puro, y al estas y el glide
para una mezcla.
E. TORRELLA
E. TORRELLA
Pag. 103
Capacidades térmicas. R-134a
Pag. 104
Capacidades térmicas. R-407C
25.25
4.00
R134a
t = 5.5
t = 4.5
20.25
R407C
considerando ΔP
t = 4.9
3.50
Refrig
t = 4.7
Capacidad Térrmica
Capacidad Térrmica
Glicol
15.25
10.25
5.25
t = 4.5
t = 4.9
3.00
2.50
2.00
Refrig
Glicol
0.25
350
400
450
500
550
1.50
350
600
compressor rotational speed
E. TORRELLA
400
450
500
550
600
compressor rotational speed
E. TORRELLA
26
12/01/2011
Pag. 105
Cálculo del NTU
Pag. 106
Comparación NTU ideal y real
• Caso real
NTU =
2
− (1+ CR )
−1
C
⎛ E −1 ⎞
⋅ ln⎜
; CR = min
⎟ ; E= ε
2
Cmax.
1 + CR ⎝ E + 1 ⎠
1+ CR
• Caso ideal (cp ≅ ∞)
NTU = − ln(1 − ε )
E. TORRELLA
E. TORRELLA
Pag. 107
Pag. 108
Método DMLT
F=
⎛ 1− P ⎞
ln⎜
⎟
R2 + 1
⎝ 1− P ⋅ ⎠
⋅
R −1
⎛ 2 − P ⋅ R + 1 − R2 + 1
ln⎜
⎜ 2 − P ⋅ R + 1 + R2 + 1
⎝
(
(
)⎞⎟
)⎟⎠
; R=
ΔTglicol
ΔTrefrig
; P=
ΔTrefrig
Te _ glicol − Te _ refrig.
APLICACIONES ESPECIALES
• Factor de corrección para disposición “1-2”
E. TORRELLA
E. TORRELLA
27
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Pag. 109
PISTAS DE HIELO
E. TORRELLA
ALMACENAMIENTO DE HIELO
Intercambiador de enfriamiento
E. TORRELLA
MÁQUINAS DE HIELO
Pag. 110
E. TORRELLA
Pag. 111
Pag. 112
PLACAS EUTECTICAS
E. TORRELLA
28