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D'SENO DE CONDEA'SADOR POR AIRE FORZADO
ALEXAN D ER TO RR ES AG U D ELO
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CALI,CORPORACION UNIVERSITARIA AUTONOMA DE OCCIDENTE
PROGRAMA DE INGENIERIA MECANICAJUNTO 1996
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L'nívarsida¡i Aullnorn¡ d9 alrriarntr5iClr0¡t 8l6Ll0l tü¡
D'SEAJO DE CONDEA/SADOR POR AIRE FORZADO
ALEX AN D ER TO RRES AG U D ELO
TRABAJO DE GRADO PRESEruTADOCOMO REQUISITO PARCIAL PARAOPTAR AL TITULO DE INGENIERO
MECANICO
DIRECTOR: EDUARDO SOIO
CALI,CORPORACION UMVERS ITARIA AUTONOMA DE OCCIDENTE
DIVISION DE ING ENIERIASPROGRAMA MECANICA
JUNIO 1996
T6¿lt7673
"€./
?APROBADO POR EL COMITE DETRABAJO EN CUMPLIMIENTO DEtOS REQU'S'TOS EXIGIDOS PORLA CORPORACION UNIVERSITARIAAUTONOMA DE OCCIDENTE PARAOPTAR AL TITULO DE INGENIEROMECANICO
DIRECTOR DE TES'SI t-4./¿,@l4H,JURADO
;\
(,
CALI, JUNIO DE 1996
TABLA DE CONTENIDO
INTRODUCCIONRESUMEN
1.1.11.21.2.11 2.21.2 31.2 41.2 51.2 61.31.3 1
1.41.4.11.4.1.11.4.1.21.4 2142.11.42214231.51511.5 21.5 31.5.41.5 51561.5.7
2.212.22.2.12.2.22.32.3.12.3.22.4
MARCO TEORICOEL CICLO DE REFRIGERACIONCOMPONENIES DEL CICLO DE REFRIGERAC/ONCOMPRESORESCONDENSADORESCONTROLES DE FLUJO DE REFRIGERANTEEVAPOFI,lDORESL/NEAS DE REF RI GERACIONREFRIGEP,ANIESD t A G R A tvt A PRES/ON -EN T ALP l ADIAGRAIyÍA DEL CICLOT/POS DE CONDENSADORESCONDEN-SADORES DE AIRE
CONDEN,SADORES DE AGUACONDENSADORES DE I N MERS/O/VCOND. DE DOBLE TUBO A CONTRACORRIENTEC ON DENSADORES M U LTITUEULARESLOS NUEYOS REFRIGERANTES Y EL OZONOCAMBIO DEL REFRIGERANTE EN UN EQUIPOEL REEMPLAZO DEL CFC-I2MISCIBILIDADESTABILIDAD TERMICACOMPATIBILIDAD CON ELASTOMEROS Y PLASI/COSHUMEDADINFLAMABILIDAD
FUNDAMENTOS TEOR'COSZONAS DE FUNCIONAMIENTO DEL CONDE,VSADORTRANSMIS/ON TERMICACONVECCIONCONDUCCIONCOEF I CIENTE GLOBAL DE TRANSI M/S/ONCOEFICIENTE GLOBAL POR ZONACOEF I CIENTE GLOBAL PRACTICOCANTIDAD DE CALOR A EVACUAR
1
1
3457
CONDENSADORES CON CIRCULACION DE AIRE NATURAL 17CONDENSADORES CON CIRCULACION FORZADA DE AIRE 18
I1011
12121516
192021222324252627282930
313133363738384041
2.52.5.12522.5 32.5.42.62.72.7.12.7.22.7.32.8292912.9 22.10
3.3.13.23.2.13 2.23.2.3
3 2.4
3 2.53.2 63.2.73.2.83.2 93.2.103.2.113.2 123 2133.33.4
4.
SU PERF I C I E DE CONDEA/S ACI ONSU PERF ICIE DE CONDENS ACION TEORI CASUPERFICIE REAL Y COEFICIENTE DE SEGURIDADCALCULO DE DIMENS/ONESPROFUNDIDAD DE LA BATERIA Y SUPERFICIE REALCAUDAL DE MASA DEL FLUIDO DE CONDENSAC/ONDETERMINACION DE LA TEMPERATURA MEDIADETERMINACION DE LA DIF. DE TEMPERATURA MEDIADI F EREN C I A MEDI A LOG ARITM I C AYALORES PRACTICOS DE LAS DIFERENC/ASVENTILACIONSENI/DO DE LA CIRCULACION DEL AIREVENTILADOR IMPULSORVENTILADOR ASP/RANTEC ANTI D AD DE VENTILADORES
CALCULO DEL CONDEA/SADORVARIABLES DE CALCULOMETODOLOGI A DEL CALCULOCARGA A EVACUAR EN EL CONDENSADORDETERMINACION DE LA DIFERENCIA DE TEMPERATURADETERMINACION DEL COEFICIENTE GLOBAL DEIRANSFERENCIA DE CALORCALCULO DE LA SUPERFTCTE TOTAL DE TRANSM/S/O/VTEORICACALCULO DEL CAUDAL DE AIRECALCULO DE LAS DIMENSIONES Y SUPERFICIE REALCALCULO DE LA SUPERFICIE FRONTALCALCULO DE LA LONGITUD HORIZONTAL DE LA BATERIACALCULO DEL NUMERO DE ALETASCALCULO DEL NUMERO DE TUBOSCALCULO DE LA SUP. PRIMARIA DE TRANSA/IIS/ONCALCULO DE LA SUPERFICIE EXTENDIDACALCULO DE LA SUPERFICIE REAL DE TRANSM/S/ONCALCULO DEL COEFICIENTE DE SEGURIDADRESIJIIÍEN DEL D/SEÑO
PROCESO DE FABRICACION
424243444546484850515153545456
6060606161
626363646464656667676868
70
72BIBLIOGRAFIA
TABLA DE FIGURAS
FIG 1 DIAGRAMA ESQUEMATICO DEL CICLO DEREFRIGERACION
FIG 2 COMPRESORFIG 3 FINALIDAD DEL COIVDEiVSADORFIG 4 VALVULA DE EXPANS/O/V TERMOSTATICAFIG 5 EVAPORADORFIG 6 DIAGRAMA DE MOLLIER DEL REFRIGERANTE 22FIG 7 CICLO DE REFRIGERACION BAS/CO EXPRESADO EN EL
DI AGRAM A PRESI ON_ENTALPI A DEL AMON I ACOFIG 8 CONDENSADOR CON CIRCULACICN DE AIRE NATURALFIG 9 CONDENSADOR CON CIRCULACION FORZADA DE AIREFIG 1O CONDENSADOR DE AGUA POR INMERS/O/VFIG 11 CONDEIVSADOR DE AGUA DE DOBLE TUBO A
CONTRACORRIENTEFIG 12 CONDENSADOR DE AGUA MULTITUBULAR HORIZONTALFIG 13 DIAGRAMA PRESION-ENTALPIA DEL REFRIGERANTE SUVA
1 34aFIG 14 ZONAS DE FUNCIONAMIENTO DEL CONDEIVSADORFIG 15 TRANSMIS/O/V TERMICA IDEAL EN EL CONDENSADORFIG 1 6 TRANSMIS/O/V TERMICA REAL EN EL COIVDE/VS ADORFIG 17 DIFERENCIA DE TEMPERATURA MEDIAFIG 1B VENTILADCR IMPULSORFIG 19 VENTILADOR ASP/RANTEFIG 20 VENTILADOR ASP/R ANTE CCN CALANDRIA O ENFOCADORFIG 21 VENTILADOR IMPULSOR CC,ry CALANDP,IA O ENFOCADORFIG 22 VENTILADOR COIV CALANDRIA O ENFOCADOR MEJORADOFIG 23 CONDENSADOR DE AIRE CAN CALANDRIA PARA EL
REPARTO DE AIREFIG 24 CANTIDAD DE VENTILADORESFIG 25 CANTIDAD DE VENTILADORESFIG 26 CANTIDAD DE VENTILADORESFIG 27 Y/SIAS DEL CONDEIVSADOR POR AIRE FORZADOFIG 28 DESPIECE DEL CO/VDE/VSADOR POR AIRE FORZADO
INDICE DE TABLAS
TABLA 1 CLASIFICACION DE LOS COIVDE/VSADORESTABLA 2 EFECTOS SOERF EL MEDIO AMBIENTETABLA 3 REFRIGERA¡VIES ALTERNATi YOSTABLA 4 DATOS COMPARATIVOS DEL CICLO DE REFRIGERACIONTABLA 5 PROPIEDADES DE SATURACTON DEL SUVA 134aTABLA 6 PROPIEDADES DEL VAPOR SOBRECALENTADO DEL SUVA
1 34aTABLAT PROPIEDADES DEL VAPOR SOBRECALENTADO DEL SUVA
i 34aTABLA 8 PROPIEDADES COMPARATI\iAS DEL SUVA 134a CON EL
CFC-12TABLA 9 COEFICIEIVTES GLOBALES DE IRAIVSFFRENCIA DE CALOR
PARA CONDENSADORES
RESUMEN
El ciclo de refrigeración es uno más de los ciclos térmicos, el cual está
basado en la compresión del gas refrigerante, la condensación, la
evaporación y la absorción del calor que lo rodea.
Este ciclo está compuesto por cuatro elementos principales: El compresor, el
condensador, el control de flujo y el evaporador.
El condensador, el cual es el aparato de estudio en nuestro trabajo tiene tres
zonas de funcionamiento: Una zona de enfriamiento, otra de condensación y
la última de subenfriamiento, lo cual nos lleva a deducir que el condensador
es un intercambiador de calor cuya finalidad es el traspaso del flujo calorífico
del fluido frigorígeno al medio ambiente exterior.
Existen diferentes tipos de condensadores como son los de aire, los cuales
los encontramos en dos formas: De circulación de aire natural y circulación
de aire forzado', otro tipo son los de agua, los cuales los encontramos en
diferentes formas: De inmersión, de doble tubo y multitubulares.
En un eondensador, cuya fórmula general de capacidad es: Q=I(ADT, en
donde Q es la capacidad, K el coeficiente de transferencia, DT la diferencia
de temperatura entre el medio ambiente y el refrigerante y A el área total de
transferencia, se busca que el coeficiente de transferencia K sea lo más alto
posible logrando así áreas de transferencia menores, lo que hace que el
tamaño del condensador y su costo sea más reducido.
En la transferencia de calor efectuada por el condensador existen varios
procesos: El de conducción a través de sus paredes sólidas y la convección
entre el refrigerante y la tubería y el intercambiador con el medio
condensante.
En ef condensador por aire forzado se utiliza como medio condensante el
aire, movido por un motor-ventilador, logrando aumentar su eficiencia con la
instalación de aletas de aluminio sobre la tubería.
INTRODUCCION
El condensador por aire forzado es hoy en día uno de los condensadores
más utilizados en los sisfemas de refrigeración que demanda nuestra
industria colombiana, debido a /os bajos cosfos de producción y de
mantenimiento en su funcionamiento, comparado con otro tipo de
condensadores como el condensador de agua multitubular, el cual requiere
un consumo constante de agua lo que genera un aumento en e/ cosfo de su
funcionamiento; por el contrario el condensador de aire forzado utiliza un
medio condensante (el aire) que no tiene ningún cosfo de consumo.
Es por esto que hoy en día la naciente industria de /os condensadores por
aire forzado se ve abocada a copiar /os diseños y tecnologías más sencl//as
de otros países, especialmente la de Estados Unrddos . Debido a que las
condiciones de diseño utilizadas en el exterior no son las mismas para
nuestro país es necesario ir dando los primeros pasos en busqueda de
diseños que saflsfagan nuestras necesrdades.
He aquí entonces este trabajo, el cual busca dar un procedimiento sencillo
y acertado para el diseño de /os condensadqres por aire fonado, para lo cual
daré un marco teórico consisfenfe en la definición y componenfes del ciclo
de refrigeración, como también la clasificación de todos /os frpos de
condensadores, y además, una amplia documentación acerca de los nuevos
refrigeranfes HFCs sustituyenfes de /os CFCs.
He incluido además fodos /os parámetros teóricos pimordiales que
determinan el dimensionamiento del condensador por aire forzado y un
capítulo exclusivo para los cálculos de un condensador determinado.
Por último haré un relato del proceso más comúnmenle utilizado en nuestro
país para su fabricación.
Espero pués este trabajo sea de gran utilidad para las nacienfes empresas
donde se manufacturan estos equipos y que aún no diseñan, a estudiantes,
ingenieros e interesados en el área del diseño en refrigeración.
t. MARco reónrco
1.1. EL ctcLo DE REFRtGennctóu:
Elciclo de refrigeración está basado en /as fres /eyes srguienfes :
a) Todos los líquidos al evaporarse absorben calor de cuanto los rodea.
Está ley hace posible la producción de frío tal como se efectúa hoy en día
Para enfriar un cuerpo se aplica esta ley, haciendo evaporar un determinado
líquido en un aparato adecuado, a fin que el calor latente necesario para la
evaporación se extraiga de /as susfancias que deseamos enfriar.
b) La temperatura a que hierve o se evapora un liquido depende de la
presión gue se ejerce soóre dicho liquido.
La importancia de esta ley reside en que si podemos disponer de una
presión distinta sobre el líquido que está evaporando y produciendo frío,
se alterará la temperatura a gue se evapora y, por consiguiente, podrá
variarse también el grado de frío producido.
c) Todo vapor puede volver a condensarse, convirtiéndose en líquido. si se
comprime y enfría debidamente.
Esta ley permite recoger el vapor formado por la evaporación del líquido,
comprimirlo en un compresor adecuado, enfriarlo en un condensador y
convertirlo nuevamente en líquido, que pude evaporarse otra vez y producir
mas frío.
Para realizar el trabaio en un sisfema o ciclo de refrigeración, cada unidad de
mtása de iefilgérante ei óirculación en etsisféma debe hacer su porción Aé} -
trabaio. Debe absorber una cantidad de calor en el evaporador o serpentín
de enfriamiento y disiparlo, mas el calor gue es añadido en el compresor.
Esfa sumatoria de calor debe ser desalojada del sisfema, mediante el
condensador, ya sea enfriado por aire, agua o evaporación. El trabajo hecho
por cada unidad de masa de refrigerante cuando viaja por el evaporador se
refleia en la cantidad de calor que recoge de la carga de refrigeración,
2
principalmente cuando el refrigerante sufre un cambio de estado de tíquido a
vapor.
Para que un líquido cambie a vapor debe añadírsele calor, esfo es to que
sucede en el serpentín de enfriamiento. El refrigerante entra en el aparato de
medición como líquido y pasa através del aparato al evaporador en donde
absorbe calor tornándose a vapor. Como vapor hace su recorrido por la tínea
de succión hacia el compresor. Aquí es comprimido desde la condición de
vapor a baja presión y baja temperatura a vapor con alta presión y atta
temperatura, luego pasa por la tuberia de alta presion al condensador, en
donde sufre otro cambio de vapor a líquido, en talesfado fluye a la tubería
de líquido y de nuevo va al equipo de medición para otro viaje a través del
sisfema.
En la figura I se muestra un esquema de un ciclo de refrigeración simple
de sc ri b ie ndo esfos procesos.
1.2 COMPONENTES DEL CICLO DE REFRIGERACIÓN
Hay cuatro elementos principales en el ciclo de compresión :
Evaporador, compresor, condensador y aparato de control o medición
flujo de refrigerante. otros elementos importantes son /as lineas
refrigeración y el refrigerante.
de
de
3
1.2.1 Compresores
Después de que el refrigeranfe se ha vaporizado en er serpentín de
enfriamiento o evaporador ganando calor, pasa através de ta línea de
succión al siguiente componente mayor en el circuito de refrigeración et
COMPRESOR . Esta unidad que tiene dos funciones principales dentro del
ciclo, se califica frecuentemente como el corazón delsisfema, porque hace
circular el refrigerante através del sisfema. Las funciones que realiza soni
a) Recibir o remover el vapor refrigerante desde el evaporador, de tal
manera que la presión y temperatura deseada se puedan mantener.
b) lncrementar la presión del vapor refrigerante a través del proceso de
compresión y simultáneamente incrementar la temperatura del vapor, de tal
manera que pueda ceder su calor al medio refrigerante en el condensador.
Los compresores se clasifican en tres tipos principales alternativos, rotatorios
y centrifugos.
4
Fig.2. Compresor
1.2.2 Condensadores
El condensador de una maquina frigorífica es esencralmente un cambiador
de temperatura; se asemeja en esfe aspecto al evaporador, además en el
fu ncionamiento y cálculo.
El fin esencial consr'ste en e/ fraspaso de flujo calorífico delfluido frigorigeno
al medio ambiente exterior, es decir, elfluido frigorígeno cede elflujo
calorífico al medio condensante, generalmente agua o aire.
Por consiguiente, es primordial que este aparafo posea un buen coeficiente
global de transmisión térmica K, a fin de que el paso del flujo de calor del
fluido frigorígeno al medio exterior se obtenga bajo una determinada
superficie del aparato, con una diferencia de temperatura lo más reducida
posible.
Finalidad: La finalidad global del condensador ya ha quedado definida, pero
a fin de precisar las funciones particulares que entran en su trabajo general,
examinaremos en que estado físico el fluido frigorigeno entra, recorre y,
luego, abandona el conden,sador. A la entrada de este elemento tenemos
los vapores comprimidos a una presión Pk y a una temperatura 02 . Esfos
vapores están sobrecalentados, ya que su temperatura 02 es supenbr a la
temperatura 03 para la cual su presión de vapor saturante es Pk. A ta salida
del condensador tenemos liquido a la presión Pk. y a la temperatura 03 , y
5
algunas veces esfa misma temperatura puede alcanzar el valor 04 , inferior
affi.
Esfas consideraciones nos permiten precisar las funciones internas del
condensador, que son en número de tres a saber.
- Enfriar (o mejor dicho Qesobrecalentar) los vapores comprimidos de la
temperatura 02 a la temperatura 03 de condensación.
- Condensar /os vapores enfriados a la temperatura 03.
- Subenfiar eventualmente el liquido condensado desde la temperatura
03 a la temperatura 04.
Por consiguiente el condensador puede separarse en fres zonas que
respectivamente son:
a. Zona de enfriamiento
b. Zona de condensación
c. Zona de subenfriamiento
Como el condensador constituye un sólo aparato, esta discriminación es una
pura concepción que permite examinar el proceso de cambio termico para
6
/os diferentes esfados físrbos del fluido entre esfe y el medio de
condensación.
ez Pr 9¡pk
9c
Fig. 3 Finalidad delcondensador
1.2.3 Controles de flujo de refrigerante
Es un componente fundamental e indispensable de cualquier sisfema de
refrigeración. Sus principales propósifos son:
. Permitir elflujo de refrigerante al evaporador a la rata necesaria
para remover el calor de la carga.
. Mantener el diferencial de presión apropiado entre /os /ados de alta y
baja presión en elsisfema de refrigeración.
El aparato de medición es uno de /os puntos divrsores del gsfema.
El principal medio de control de flujo dél refrigerante en /as primeras etapas
de la refrigeración fue una válvula manual.
Conociendo su trabajo y su equipo /os operarios antiguos de unidades en
plantas de hielo y similares gue tenían cargas constantes, sabían como abrir
la válvula manual para el trabajo gue se iba a realizar. Sin embargo en
aplicaciones modernas que tienen frecuentemente cargas variables, esfo es
impráctico a causa de que la ubicación de la válvula manual debe
modificarse al cambiar la carga.
Los cinco principales trpos de aparatos de medición usados en refngeración
son;
Válvula de expansión automática
Válvula de expansión termostática
Tubo Capilar
Flotador en el lado de baja
Flotador en el lado de alta
Iodos se utilizan para disminuir la presión del refrigerante.
Válvula de exoansióntermostática con equilibrado internode presión; l. Cuerpo de la válvula;2. Racor de enlrada: 3. Bacor de sa-hda: 4. Filtro de liqurdo: 5. Punzón¡6 Membrana: 7. Vástago deslizante:8. Flesorte de regulación; 9. Tornillode regulación: 10. Asrento del pun-zon: ll. Bulbo: t2. Tubo capilar deun¡on a la válvula; 13. Con¡unto de
punzón y asrenlo del punzón.
Fig. 4. Válvula de expansión termostática
I
ll
5
1.2.4 Evaporadores:
Son cambiadores térmicos al iguat que los condensadores. Aseguran la
transmisión de flujo calorífico del medio que se enfría hacia et ftuido
frigorigeno. esfe flujo calorífico tiene por finalidad ta evaporación det ftuido
frigorigeno tiquido contenido en el interior det evaporador.
Por consiguiente, es primordial que este aparato posea un buen coeficiente
global de transmisión térmica (K) a fin de que el paso de flujo calorífico al
fluido frigorigeno se consiga en determinada superficie del aparato, con una
diferencia de temperatura lo más reducida posible entre la temperatura del
medio exterior a enfriar y la temperatura de evaporación del fluido
frigorigeno.
Finalidad: El evaporador debe obtener la transmisión de flujo calorífico que
procede del medio que se enfría alfluido frigorigeno, absorbiendo este dicho
flujo a temperatura constante por liberación de su calor latente de
evaporación. La absorción de esfe flujo calorífico (contrariamente a lo que
hemos comprobado en los condensadores) no tiene necesidad de fres zonas
funcionales, puesfo gue se trata únicamente del fluido ya expansionado a la
temperatura de evaporación que va a inyecfarse por medio del elemento de
expansión.
9lhlnl¡itad Aul0nom. dc @lm
sioqolt $ltrrTEcA
El evaporador se encuentra lleno de una mezcla heterogénea de liquido y de
vapor; mezcla gue es más rica en vapor cuanto más se aleja del punto de
inyección. La dosis de vapor, cuyo valor es Xt, en el punto de inyección
depende de la naturaleza del fluido frigorigeno, de la temperatura a que llega
el liquido al elemento de expansión y de la temperatura de evaporación,
aumentando constantemente durante la progresión de la mezcla liquido -
vapor en el interior del evaporador para llegar a ser igual a 1 a la salida del
evaporador.
Fig. 5 Evaporador
1.2.5 Líneas de refrigeración:
lndependientemente de qué también han sido seleccionados e/ compresor,
evaporador, condensador y aparato de medición, es de vital importancia el
medio a través del cual se mueve el refrigerante, ya sea como vapor o liquido
de un Componente a otro a través del ciclo.
10
Tal como una autopista debe ser construida, mantenida, guardada y abierta
para uso de /os vehículos, así ta tubería en un slstema de refrigeración debe
ser apropiadamente dimensionada e instalada de tal forma que no hayan
restr¡cciones en elflujo de refrigerante. El aceite refrigerante, necesario para
la lubricación adecuada de partes en movimiento del compresor y en el
aparato de medición, debe ser fácilmente miscible con el refrigerante en el
esfado liquido. El aceite viajará con el líquido siempre y cuando la línea de
liquido sea dimensionada de tal manera que el refrigerante viaje a lo largo de
la longitud total a una velocidad apropiada.
Si el sisfema es autocontenido, el dimensionamiento apropiado y la
instalación de las líneas de refrigeración son responsabilidad del constructor.
1.2.6 Refrigeranfes.'
El fluido frigorífico es e/ utilizado como medio de transporte del calor de un
punto a otro, actúa absorbiendo calor y cediéndolo posteriormente. Los
fluidos frigoríficos se dividen en dos grupos.
. Primarios o fluidos frigorigenos.' La transferencia se realiza en Forma
de calor latente.
. Secundarios o fluido frigoriferos; La transmisión de calor se realiza en
forma de calor sens,b/e.
11
Los fluidos frigorigenos son los utilizados en la transmisión de calor que, en
un sisfema frigorífico, absorbe calor a bajas temperaturas y presión
cediendolo a temperatura y presión más elevadas. Este proceso tiene lugar
con cambros de esfado delfluido.
En términos generales puede actuar como fluido frigorigeno cualquier
sustancla que experimente cambios entre /as fases liquida y vapor en función
de /as condicione.s de pres ión y temperatura; sin embargo para que sea
utilizado como agente de enfriamiento en un sr'sfema de refrigeración por
compresión mecánica debe cumplir cieftas condiciones para que su
utilización sea segura y económicamente aceptable. Por otra parte, las
amplias diferencias en /as condiciones de funcionamiento, a dado origen al
empleo de una gran gama de compuesfos, y no existe un refrigerante ideal y.
de utilización general.
Los refrigerantes se denominan por su fórmula, denominación química o
denominación simbólica numérica, no siendo suficiente en ningún caso, su
nombre comercial.
1.3 DIAGRAMA DE PRESIÓN - ENTALPíA
1.3.1 Diagrama del ciclo:
En la figura 6 se detalla eldiagrama de Mollier o carta p-h del refrigerante 22,
la cual muestra las caracterísficas de presión, calor y temperatura de este
12
refrigerante, pero una carta básica o esqueleto como la mostrada en la figura
7 puede utilizarse como una ilustración preliminar de las varias fases del
circuito refrigerante. Hay 3 áreas básica en la carta, que denotan cambios
de estado entre la línea de liquido saturado y la línea de vapor saturado en el
centro de la carta.
El área de la izquierda de la línea de liquido saturado, es e/ área subenfriada,
donde el refrigerante liquido ha sido enfriado por debajo de la temperatura
correspondiente a su presión. mientras gue el área a la derecha de la línea
de vapor saturado, es el área de supercalentamiento donde el vapor
refrigerante ha sido calentado más allá de la temperatura de evaporización
correspondiente a su presión.
La construcción del diagrama o mas bien un conocimiento o entendimiento
del mismo puede tener una interpretación más clara de lo que le sucede al
refrigerante en srr uai¡ai efapas dentro delcicto de refrigeración.
Si e/ esfado y las propiedades del refrigerante son conocidas y si este punto
puede localizarse en la carta, /as ofras propiedades pueden /eerse fácilmente
en ella.
Si el punto se sif¿Ía en cualquier pafte entre las líneas de liquido y vapor
saturado, el refrigerante estará en una forma de mezcla de liquido y vapor.
Si su localización esfa más cerca a la línea de liquido saturado,'la mezcla
13
tendrá más liquido que vapor y un punto localizado en el centro del área para
una presión en particular indicara una situación de 50% liquido y 50% vapor
Refiriéndose a /a figura 7, los cambios de estado de vapor a liquido, es decir
en el proceso de condensación ocurre cuando el camino del ciclo va de
derecha a izquierda, mientras el cambio de esfado de liquido a vapor gue es
el proceso de vaporización va de izquierda a derecha.
La presión absoluta se indica sobre el eje ve¡tical a la izquierda y el eje
horizontal, indica el contenido de calor o entalpia.
La distancia entre /as dos líneas saturadas a una presión dada, como se
indica sobre ta línea de contenido de calor, es elcalor latente de vaporización
det refrigerante a una presión absoluta dada. La distancia entre /as dos
líneas de saturación no es /a misma para todos /as prestbnes, porque no
siguen curuas paralelas. Por consiguiente hay variaciones en el calor latente
de vaporizació,n det refrigerante, dependiendo de ta presión absoluta. Hay
también variaciones en /as cartas de presión-entalpia de diferentes
refrigerantes y /as variaciones dependen de las disfinfas propiedades del
refrigera nte i n divid u a l.
14
1.4 T'POS DE CONDE,VSADORES
La absorción del flujo de calor debido al enfriamiento, condensación y
subenfriamiento de fluido frigorigeno sólo puede realizarse en el medio de
condensación por:
. Elevación de su temperatura (absorción del calor sensib/e)
. Cambio parcial de estado físico (calor latente de evaporación)
Esfos dos procesos de absorción de calor por un fluido permiten establecer
la siguiente tabla de clasificación de los condensadores:
Tabla 1. Clasificación de los condensadores
CONDENSADORES
DE CALOR
SENS/8LE
DE CALOR
LATENTE
DE AIRE
._--.}Circulación de
aire natural
Circulación por
aire fonado
DE AGUA ATMOSFER
/cos
De inmersion Muftitubulares
De doble tubo vefticales de
contracorriente lluvia
Multitubulares De lluvia
horizontales contraconiente
DE
EVAPORA
ctÓN FoR.
Condensadores
evaporatMos
15
1.4.1 Condensadores de aire:
El aire es un medio de condensación del que se puede disponer
gratuitamente en cantidad ilimitada: por consiguiente, parece que este haya
de ser el primer elegido para obtener de forma económica la condensación
de los vapores del fluido frigorígeno.
Sin embargo, el aire tiene un calor especifico bien bajo (Cp = 0.24 KCal/Kg
de aire seco) y , por otra parte, el coeficiente de transmisión térmica entre un
vapor condensante y un gas es igualmente débil. Esfas dos caracferísficas
obligan a mover grandes volumenes de aire y a que debe tenerse una gran
superficie de intercambio para cantidades de calor relativamente reducidas,
ello implica la necesidad de aparatos muy voluminosos y explica el porque,
como regla general, los condensadores de aire equipan solamente máquinas
frigoríficas de potencia igual o inferior a 5000 Kcal/hora.
De todos modos, dado et precio actual del metro cúbico de agua y las
restricciones en su consumo que dicho cosfo impone, existen cada vez
mayor número de máquinas frigoríficas industriales equipadas con
condensadores de aire. La cantidad de calor intercambiado a nivel de esfos
aparatos, puede alcanzar hasfa 300.000 Kcal/hora.
16
1.4.1.1. Condensadores con Circulación de aire natural:
Se utilizan solamente para las instalaciones de muy reducida potencia
(neveras domesticas o similares). Construidos al pincipio con tubos y
aletas, no se realizan ahora en dicha forma ya que /os fubos con a/efas se
llenan de polvo muy rápidamente y como la disposición del condensador se
halla debajo del mueble, existiendo además, el hecho de que la velocidad del
aire es muy débil, queda favorecida aún más la formación de depósifos de
polvo y suciedad sobre /os a/efas. Actualmenfe esfos condensadores esfán
formados por un tubo en forma de serpentín aplicado sobre una chapa que
forma una aleta única, pertorada para evitar resonancias o bien, soldados
sobre un entramado de hilos metálicos, colocándose entonces el
condensador en sentido vertical detrás del armario. El espacio necesario
para la circulación del aire se obfiene por medio de tampones de materia
plástica.
ffiFig. 8 Condensador con circulación de aire natural
17
1.4.1.2 Condensadores con Circulación Forzada de aire:
Para potencias frigoríficas superiores a /as instaladas en neveras o muebles
domésticos es rndispensable utilizar condensadores de aire con circulación
forzada de aire, a fin de que /os aparatos utilizados tengan un
encumbramiento compatible con /as potencia caloríficas que han de
evacuarse en esfos condensadores. Se utilizan por los grupos frigoríficos
llamados grupos comerciales. Se emplazan sobre ta base det grupo
compresor y la hélice de ventilación se monta sobre la polea del motor de
accionamiento del compresor si se trata de un compresor accionado por
correas. En el caso de los motocompresores herméticos o herméübos
accesrb/es, se obfiene la circulación de aire sobre el conjunto aleteado por
medio de uno o varios electroventiladores independienfes; debe mencionarse
también /os disposrfrvos de ventilación adoptados sobre los condensadores
de aiie de potenicia calorifica elevada instatadas a distancia det conjunto
motor-compresor. Bajo esta forma, la potencia calorifica evacuada por esfos
condensadores, en cuanto al flujo térmico intercambiado, corresponde
generalmente a potencias frigoríficas del orden de 30.000 Fg/h
Por razones económicas de explotación, o de falta total de agua de
condensaciÓn, pueden llegarse a desarrollar condensadores de aire hasta de
una potencia unitaria de 300.000 Kcal/h.
18
.'i.\. É\.1
o.o.o.É.€ t,j eÉe2É
oo¿.
dolr
VtúE.
úoo¿.rÍ,eIa5(-t¿,=t-¡¡.10-.fit
l¡¡o-
1.4.2 Condensadores de agua:
La finalidad que se prde a un condensador de agua es idéntica a la que se
consigue con el condensador de aire; deberá cumplir igualmenfe /as fres
fu nciones ya definidas.
. Enfriamiento de los vapores comprimidos
. Condensación de /os vapores enfriados
. Subenfriamiento de liquido condensado
La tercera función sólo podrá lograrse si lo permite la temperatura del agua y
si, por otra parte, la superftcie a srdo ampliamente calculada.
El agua, al igual que el aire, absorbe el flujo calorífico del fluido frigorigeno
traduciéndose en un calentamiento del agua, que sr'rve a fines de
condensación. Este calentamiento condiciona el caudal del agua que debe
proporcionarse al condensador y, como su cosfo por metro cubico es
relativamente elevado, puede parecer interesante disminuir el caudal del
agua necesario para la condensación, siempre que se acepte un
calentamiento más alto a fin de reducir /os gasfos de consumo del agua. La
contrapartida de esfa economía será la elevación de la temperatura de
condensación del fluido frigorigeno y correlativamente un descenso del
rendimiento global de la instalación. Por consiguienfe, es necesario adoptar
una solución de compromiso, y de acuerdo con eloosfo del metro cúbico del
agua, debe mantenerse un calentamiento comprendido entre 7o. y 12o.
lh¡wt$dad Autónom¡ de Occid¡rbsioctoN ErBLtoTEcA
19
centígrados. Este problema de limitación del caudal no se presenta en el
caso del condensador del aire, donde podemos disponer gratuitamente de
esfe.
Los condensadores de agua ofrecen en su realización más diversidad que
los condensadores de aire, y teniendo en cuenta la naturaleza de los fluidos
presenfes, los coeficientes globales de transmisión térmica son mucho más
elevados que en los condensadores de aire. Por consiguiente, a capacidad
calorifica igual, serán menos voluminosos gue los condensadores de aire.
Muy raramente empleados en las máquinas de menos de 1000 Fg/h, sirven
para equipar prácticamente fodas las máquinas por encima de /os 5000 Fg/h
1.4.2.1 Condensadores de inmersión:
Son e/ tipo más antiguo de condensador de agua. Se emplearon en las
máquinas de amoniaco, anhídrido sulfuroso en serpentines de acero
arrollados en espirales verticales sumergidos en una cuba de agua cilíndrica.
Un agitador de eje veftical con paletas de madera aseguraba el movimiento
del agua alrededor del serpentín. Esfos condensadores fueron
abandonados para máquinas industriales, de todos modos, se emplean
todavía en las máquinas comerciales bajo una forma que permite combinar
la función de condensador y recipiente de liquido.
20
s+
____{>
E
Fig. 10 Condensador de agua por inmersión
1.4.2.2. Condensadores de doble tubo o contracorriente:
A fin de aumentar la velocidad del agua gue se halla en contacto con la
pared del tubo en el cual circula fluido, se a recurrido a una solución simple
consisfenf e en colocar de forma concéntrica dos fubos. El fluido circula en el
espacio anular y el agua por el tubo interior. De esfa forma resulta posible
hacer circular ambos fluidos a contracorriente.
Esfos condensadores requieren una botella recipiente de liquido en el circuito
el cual acumula cierta cantidad de liquido frigorigeno. Sin la presencia de
este se llenarían las ultimas esplras del condensador disminuyendo por lo
tanto, la superficie libre destinada a la condensación delfluido.
21
Fig. 11 Condensador de agua de doble tubo a contracorriente
1.4.2.3. Condensadores Multitubulares:
Son la superación lógica de /os condensadores de doble tubo a
contracorriente. Con objeto de evitar la colocación en paralelo de
numerosos elemenfos de condensadores de doble tubo, con el natural
inconveniente de tener que multiplicar las uniones se agrupan en paralelo,
en el interior de una virola de gran diámetro, todos /os fuóos destinados a /a
circulación del agua. La condensación del fluido se efectúa en el exterior de
dichos tubos de agua sirviendo la parte inferior de la virola como recipiente
del liquido condensado. Podemos encontrarlos bajo dos formas:
. Condensadores multitubulares horizontales
. Condensadores multitubulares verticales
22
4,tltul
\I
3
Fig 12 Condensador de agua multitubular hoizontal
1.5 tOS 'VUEYOS
REFR'GERAA'IES Y EL OZONO:
Aunque la reducción del ozono en la estratosfera es aun muy pequeña en la
zona intertropical, en especia/ si se compara con los a/fos porcentajes
encontrados en /os polos, el problema es mundial.
Colombia mediante su vinculación al protocolo de Montreal el 6 de mano de
1.993, formuló y presentó un programa en el cual frgura la situación actual
del país en materia de consumo de susfanc,a controladas, de tecnotogías
empleadas, la políticas gubernamentales para la eliminación de esfas
susfanclas, /os mecanismos gue se emplearán para eliminarlas, /os campos
de inversión prioritarios con /os esfimativos económins correspondientes y
finalmente, los cronogramas de ejecución de las aociones gue se adoptaran
23
para la suspensión del uso de /as susfancras. Entre los apaftes de esfe
cronograma se prohibe la importación a pa¡tir del 1o. de enero de 1.996 de
los refrigerantes 11, 12, 113, 114, y 115 al igual que el Halon 1211 y 1301
usados en extinguidores como también susfancr,as empleadas en ta
elaboración de espuma aislante térmica de poliuretano, etc.
En la tabla número 2 se aprecian /os efecfos sobre el medio ambiente de
esfos refrigerantes, donde se tabula el potencial de destrucción de Ozono
(oDP), el potencial de calentamiento global de halocarbono (HGWp) ta
toxicid ad, s u fl a m a bil idad.
Esfos refrigerantes a/fernos como el MP66, MP39, 134a, HpBl, Hp 80, Hp
62, pueden ser reacondicionados en equipos gue se encuentran operando
actualmente.
1.5.1 Cambio del refrigerante en un equipo:
Los pasos a seguir para el reacondicionamiento de un equipo que trabaja
con los refrigerantes descontinuados a /os nuevos refrigerantes son /os
srgurbnfes;
1. Remoción del CFC delsisfema.
2. Drenar el aceite mineraldel slsfema ya que este no es mr.scó/e con los
nuevos refrigerantes y añadir un lubricante sintético recomendado por el
fabricante.
24
3.
4.
5.
6.
Reemplazar elfiltro deshidratador por un fittro adecuado
Hacer vacío profundo en elsisfema.
Cargar e/ sisfema con el nuevo refrigerante.
Arrancar e/ sisfema y optimizar la carga.
Iodos /os pasos que incluyen la metodología de reacondicionar un equipo a
un refrigerante alternativo se denomina: RETROFIT
En la tabla #3 se pueden apreciar los refrigerantes alternativos para el
reacondicionamiento de equipos y en la tabla # 4 algunos dafos
comparativos del ciclo de refrigeración operando con CFC - 12, MP 39 y MP
66, todos estos bajo la marca comercial SUVA de la compañía DU - POINT
1.5.2. El reemplazo delCFC -12
La refrigeración y el aire acondicionado son necesrdades que se han
convertido en elementos esenciales de la vida moderna. Durante varias
décadas esfos serurbios han dependido de /os refrigeranfes fipo CFCs y
análogos. Sin embargo, actualmenfe se a establecido que los refrigerantes
de CFC son en parte responsables por el deterioro de la capa de ozono en la
estratosfera. Por esta razón /os CFCs deben reemplazarse por refrigerantes
que sean menos dañinos para el medio ambiente.
25
El HFC - 134a, que no contiene cloro, tiene escaso efecto soóre el medio
ambiente y posee propiedades químicas simlares a las del CFC - 12. Es e/
reemplazo más ventajoso que se a propuesto hasta ahora.
1.5.3 Miscibilidad:
Los aceites minerales previamente usados, ya sean nafténicos o parafinicos
no son so/ubles con HFC - 134a a ninguna temperatura, es por esto que
desde hace unos'años el trabajo de investigación a apuntado a buscar
nuevos lubricantes so/ubles en HFC - 134a dentro del rango de /as
temperaturas de trabajo comúnmente usadas. Los resu/fados muestran dos
familias de lubricanfes srnféfrbos; los polialquilenglicoles (PAGs) y los ésferes
de Poliol; tienen relaciones de lubricación y solubilidad HFC - 134a que son
muy similares a aquellas de /os aceite minerales parafinicos con CFC - 12.
La tabla # SAcompara la miscibilidad del HFC - 134a y del CFC -12 con
diferentes aceifes, nuevos y tradicionales.
26
TIPO DE ACEITE HFC - 134a cFc - 12Nafténico Mineral +
Parafinico Mineral +
Alquil BencenoSintético
+
PolialquilenglicolSintético (PAG)
+
Poliol Esfer (PO)Sintético
+ +
Tabla # 5A
*+=Buenamiscibilidad - = Miscibilidad pobre o nula
1.5.4 Estabilidad térmica:
En un sisfema de refrigeración, la mezcla aceite/refrigerante debe ser esfab/e
a través de todo el rango de temperaturas de operación, en presencia de
metales y otros mateiales de construcción para evitar los problemas de
corrosión, escamado de la superficie de cobre o ataque de resrnas epoxy que
se usan generalmente como aislante de los bobinados de /os motores
eléctricos de los compresores herméticos y semihérmeübos.
La estabilidad térmica en esfas condiciones prácticas no es igual a la
estabilidad propia del refrigerante aislado , tal como podría probarse, por
ejemplo, en un tubo sellado, extrayendo el aire. El ensayo del refrigerante
no se puede completar hasfa no decidir que aceite se ya a usar, por que el
sisfema mas importante de inestabilidades /a formación de ácido provocado
por la reacción entre el aceite y el refrigerante. Hasta ahora, /os ensayos de
27
estabilidad térmica sin aceite pero en presencia de acero, cobre y aluminio,
en tubo se//ados a 175 grados Centígrados durante 14 días, han mostrado
que el HFC - 134a es más esfable que el CFC - 12 en las mismas
condiciones
1.5.5 Compatibilidad con elástomeros y plásticos :
En un sisfema de refrigeración, la mezcla de aceite refrigerante está en
contacto directo con plásticos y e/asfómeros. esfos productos se usan en
se//os "O" rings, se//os en ejes y para conexiones f/exibles en sistemas de
aire acondicionado automotor. Las mangueras usadas en sisfemas de aire
acondicionado de automóviles gue contienen una protección interna de nylón
han mostrado buenas resisfencras a /as mezclas de HFC-134a con
lubricantes.
La estabilidad química y la resistencia física de /os p/ásficos y elastómeros
son muy importantes. E/ uso de materiales incorrectos tienen la probabilidad
de ocasionar alargamiento excesivo, hinchazón o encogimiento, extracción
de plástificanfes o cargas. Esto tiene como resultado la degradación de las
propiedades mecánicas de fales materiales cuando esfan en contacto con el
refrigerante.
28
1.5.6 Humedad :
Como /os refrigerantes CFC, el exceso de agua en un sisfema de
refrigeración cargado con HFC-134a puede conducir a esfos efecfos:
. Formación de hielo o hidrátos en la válvula de expansión o tubo capilar
que puede restingir el flujo de refrigerante o aún bloquearlo
completamente.
. Oxido, corrosión, barros del aceite y deteioro general del sistema.
c Agravamiento del efecto'dañino de /os ácidos formados por Ia reacción
del aceite-refrige ra nte.
Por esfas razones, aunque la solubilidad del agua en HFC-134a es mucho
mayor que en el CFC-12, se debe tener mucho cuidado para asegurarse que
entre a/ sisfema la mínima cantidad posible de humedad, y se debería
agregar un filtro secador en la línea de líquido.
Comparados con los refrigerantes CFC, se deben tener en cuenta /os
srgluienfes puntos, para los sisfemas de HFC-134a:
, El tamiz molecular (zeolita sintético) es generalmente adecuado pero se
deben usar bolitas de 3 A en vez de 4 A debido a la dimensión molecular
menor comparada con CFC-I2 o HCFC-22.
Son aceptables la alúmina activada y el silicagel.
El proveedor del fittro secador siempre deberá ser informado que et
refrigerante es H FC-1 34a.
lrilnrs¡d.d Aütónom. dc 0ail¡¡b29
1.5.7 lnflamabilidad:
El HFC-134a es no inflamabte en condiciones normales, es dectr, a
temperatura ambiente y presión atmosférica sin embargo, los ensayos bajo
condiciones controladas han demostrado que, a presiones mayores que la
atmosférica y concentraciones de aire mayores que 6o% en volumen det
HFC-I34a puede formar mezclas inflamables en esfe sentido, et HFC-134a
se parece al HCFC-22, que también forma mezclas combustibles a a/fas
presiones con altas concentraciones de aire.
Ninguno de /os dos refigerantes se debe mezclar con aire comprimido para
ensayos de pérdidas o de presión. El nitrógeno es generalmente adecuado,
el oxigeno nunca debe ser usado. Después del ensayo de pérdidas se deóe
aplicar vacío a/ sisfema para quitar el nitrógeno.
A continuación se presenta en la figura # 13 el diagrama presión-entalpia del
refrigerante Suva-l34a. En la tabta # 5 se dan tas propiedades de saturación
del Suva-134a, en las tablas #s 6 y 7 las propiedades del vapor sobre
calentado del Suva-134a y en la tabla # I contiene las propiedades
comparativas del Suva-l34a con el CFC-I2.
30
2. FUNDAMENTOS TEOR'COS
2.1 ZONAS DE FUNCIONAMIENTO DEL CONDENSADOR :
El condensador puede separarse en tres zonas que respectivamente son:
. Una zona de enfriamiento: 21
. Una zona de condensación: 22.
o Una zona de subenfriamiento : 23
Como el condensador constituye un solo aparato, esta discriminación es una
pura concepción que permite examinar el proceso del cambio térmico para
/os diferentes esfados físlcos del fluido entre ésfe y el medio de
condensación ( aire o agua ). En realidad, los cambios de calor se producen
con :
31
Zona 1 :Vapores sobrecalentados por agua (o por aire ), o sea j gas a
líquido(oagas).
Zona 2 : Vapores condensantes por agua ( o por aire ), o sea : vapores
condensanfes a líquido (o a gas ).
. Zona 3 : Líquido condensado por agua (o por aire), o sea: líquido a tíquido
(o a gas ).
Fig. 14 Zonas de Funcionamiento del condensador
Si esguematizamos el proceso de transmisión de calor representado con una
doble línea la pared que separa el fluido del medio de condensación
, ¡lQ:.'.rt¡'; ;
l-. ,! -.r: -,iln¡l- 'ir. -r: r"tr{
Las condiciones de transferencia del flujo calorífrco son, pues, diferentes en
cada zona y el coeficiente parcial de transmisión de calor será diferente y
32
variable en cada una de acuerdo con ta naturaleza det medio de
condensación (aire o agua ).
2.2 TRAwSMTStÓ¡t rÉnmrca
Aunque en cada zona de trabajo el condensador posee un coeficiente de
transmisión propio y los valores de estos coeficientes son muy diferenfes, e/
proceso de transmisión de calor del fluido frigorígeno at medio de
condensación es idéntico en las tres zonas. Consideremos la sección de un
tubo de condensador y tendremos cualquiera que sea la zona de
funcionamiento en que coloquemos esfa sección de tubo:
. En el interior del tubo, el fluido frigórigeno en, circulación que, cuando la
máquina se halla en régimen permanente, tiene en este punto particular
una velocidad de w m/s y una temperatura de 0 grados C;
. En el exterior del tubo, el medio de condensación el cual, en las mismas
condiciones de funcinamiento, tiene una velocidad de w.f m/s y una
temperatura de 0f grados centígrados.
33
r-rzoe¡azNtlE,
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fuJosloJ93É.
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3.táfw=*)
II ls1L
?tucllr.s 0¿ nÉ|IÉ.
Figura 15. Transmisión Térmica ideal. Figura 16 Transmisión Térmica real.
Las dos corrientes de fluidos quedan separadas por una pared metálica cuyo
espesor es de e milímetros, bañada en las dos caras por los fluidos
circulantes que tienen las temperaturas respectivas 0"C y e t'C, de forma que
en todos /os punfos del aparato tenemos:
0'C > e r"C
En ésfas condiciones el problema de transmisión de calor es e/ llamado
"muro homogéneo" y el cambio térmico se hace ;
Por convección del ftuido frigorigeno en la superficie interna det iuOo;
Por conducción a través de la pared metálica deltubo;
0>0t
34
. Por convecc¡ón de la superficie exterior del tubo al medio de
condensación.
En la práctica las condiciones de funcionamiento son fales que, a pesar de
las precauciones gue se tomen, de una parte para separar el aceite que
arrastra el fluido y, por otra parte , para consevar bien limpia la superficie
exterior del condensador, exisfe siempre una cantidad de polvo atmosférico
(condensador de aire ) o de sarro (condensador de agua)que aumenta el
espesor de la pared de separación sobre la cara exterior;sobre la superficie
interior del tubo exisfe la película de aceite, elementos fodos ellos que
reaccionan contra el paso del flujo calórifico en función de su espesor y de su
propia conductibilidad térmica. Tendremos, pues, en realidad un "muro
compuesto" representado por la figura #8 . El cambio térmico se lleva a cabo
realmente:
o Por convección del fluido frigorígeno con la superficie de la película de
aceite en la pared interior deltubo;
. Por conducción entre las diferenfes capas superpuesfas;
o Aceite - espesor del tubo - sarro ( o polvo );
.. Por convección de la superficie exterior del sarro (o de la capa de polvo) al
medio de condensación.
35
NOTA:
El aceite, el sarro o el polvo son conducfores de calor muy inferiores al metal
por lo que deberá procurarse mantener lo mas limpia posible la superficie
bañada por el medio de condensación eliminando de la forma mas eficaz
posible toda señal de sarro o de polvo; en cuanto a la película de aceite, a
pesar de la instalación de un separador de aceite eficaz en la descarga del
com presor, resu lta practica me nte i m posrb/e su elimin ación.
2.2.1. Convección
Es e/ gue se produce en /as superficie interior y exterior del cambiador , con
el refrigerante y el aire respectivamente, para un condensador. La expresión
que rige este fenómeno es muy sencilla, conocida como la ecuación de la
velocidad de enfriamiento ( también aplicable a calentamiento ) de Newton y
proporciona la potencia transmitida como :
q=hc.S(To-Tfluido)
Donde:
hc = coeficiente de convección Kcal/hm2'C )
S = Superficle de intercambio térmico, m2 .
To = temperatura de la superficie, oC
Tfluido = Temperatura det fluido circundante
36
La convección ocurre siempre que una superficie está en contacto con un
fluido que tiene temperatura diferente a la de la superticie en cuestión.
Existen dos frpos de transmisión de calor por convección, lo natural o libre
en la que interuienen fuenas naturales y la convección forzada en la que hay
movimiento de fluido a través de una fuerza externa, como un ventilador. En
la determinación del coeficiente conuectivo de transferencia de calor se
inviefte un gran esfuezo ya que es una función demasiado complicada de la
geometría, flujo de fluidos y propiedades de los fluidos.
2.2.2 Conducción:
Tiene lugar en el material (aletas y tubos) y gracias a é1 se transfiere la
energía de la superficie exterior a la interior.
Este proceso, en régimen permanenfe, se rige por la primera ley de Fourier
que para un caso monodimensionalse expresa como:
Q = -KA dT/dx
Donde:
Q = Razón de flujo de calor, kcal/h
K = Conductividad térmica del material, kcal/mhoC
A = Área normal atftujo de calor, m2
dT/dx = Cambio de temperatura en dirección normal alftujo de calor.
37
Debe notarse que /os materiales pueden tener diferentes valores de
conductividad térmica en las diferentes direcciones de coordenadas, por
ejemplo, la madera exhibe un valor de conductividad térmica en dirección
paralela a sus fibras y un valor diferente de conductividad térmica en
dirección normala sus fibras.
En un gran número de cálculos de ingeniería, se supone que la
conductividad térmica es consfante y no depende de la dirección (materiales
isotrópicos).
2.9 COEFICIENTE GLOBAL DE TRA'VSM'S'ÓA'
2.3.1 Coeficiente global por zona
En el intercambio térmico entre dos fluidos que circulan a uno y otro lado de
una pared, la resistencia global al paso delflujo térmico es igual a la suma de
/as resisfencias parciales ofrecidas por los elementos constitutivos de la
pared, por lo que tendre,mos:
R=n+f2+f3t...fn
El coefrciente global de transmisión K será a la inversa de R, o sea.'
K= 1
R
38
En las condiciones anfes indicadas, si llamamos a:
a: coeficiente de convección detftuido frigorigeno (etn las condiciones de
circulación de esfe fluido);
af: coeficiente de convección del medio de condensación (en las condiciones
de circulación de este fluido);
erj espesor de la película de aceite;
e2j espesor del tubo del condensador;
e3j espesor del sarro (o de polvo):
).t Lz )'s: coeficientes de conductivilidad térmica de /os elementos
correspondiente, tendremos en cada zona:
1 = R= 1 + et + e2 + es + 1
K a )v ).2 ).s af
Fórmula en la que:
K: se expresa en kilocalorias por m2, por hora y por grado de diferencia entre
0y0f.
et.e2, e3j espesor de los elementos que nnstituyen la pared en metros;
)¡, )'2, As: coeficientes de conductibilidad térmica de /os elementos
constituyentes en kcal/m. h. oC ;
uf y a: coeficientes de convección expresados en kcal/m2.h.o
lllüc¡d¡r| Aut0nomr de &ciirtbstccrofi B|SUoIECA
39
Conociendo fodos esfos elementos podremos entonces calcular /os yalores
respectivos de /os coeficientes g/obales de transmisión térmica por zona de
trabajo, Kt, Kz, Ks
2.3.2 Coeficiente global práctico
Teniendo los coeficientes globales de transmisión un valor diferente por cada
zona, en buena lógica hará falta determinar, en cada una de ettas, /as
superticies respecfivas que han de darse para formar un conjunto coherente.
En realidad, esfa determinación - que obliga a volver a calcular la supeñicie
de transmisión necesaria para evacuar el flujo térmico transportado por el
fluido frigorigeno- se srmplifrca por parte de /os constructores de aparatos
con la adopción de un coeficiente de orden práctico como promedio de
transmisión de calor, teniendo en cuenta que /as cantidades de calor
evacuadas en /as zonas de enfriamiento y de subenfriamiento son reducidas,
en relación con la de la zona de condensación.
Esfos coeficientes son consecuencia de /os dafos experimenfales obtenidos
en la explotación de las máquinas frigoríficas.
Nos indican la cantidad de calor expresádo en kitocalorias que et
condensador pueda evacuar por metro cuadrado de superfrcie, por hora y
40
por grado de diferencia entre la temperatura del fluido figorigeno y Ia
temperatura del medio de condensación.
Esfos coeficientes g/obales de transmisión térmica K, para condensadores
los podemos encontrar en la tabla # 9.
2.4 CANTIDAD DE CALOR A EVACUAR
La cantidad de calor a evacuarse en el condensador es siempre más
elevada que la cantidad de frío producida en elevaporador.
En efecto, en el transcurso de la compresión, el fluido absorbe en forma de
energía calorífica la energía mecánica rendida por el motor de
accionamiento. Debe añadirse a la cantidad de frío producida, el equivalente
calorífico del trabajo de compresión para obtener la cantidad de calor que
debe evacuar el condensador.
Si:
Qo . €s la prociucción f tryorifica bruta del compresor e/? kcalilt,
P : la potencia mecánica necesitada para la compresión delfluido en KW;
J : elequivalente mecánico delcalor;
Qx: la cantidad de calor a evacuar en el condensador en kcal/h,
tendremos:
Q=g+ 3600PJ
41
Esta fórmula se presenta a yeces bajo ta forma:
Q=9+860P
Fórmula en la que elfactor 860 representa,con una aproximación de 2x1O3
en menos, el valor aproximado en kcal/h de la relación 3600/J denominada
"Equivalente calorifico del kilovatio hora"
Normalmente: 1 kwh=860 kcal/h.
2.5 SUPERFICIE DE CONDENSACIÓN
2.5.1 Superficie de condensación teórica:
El coeficiente global K característico del condensador que se calcula, nas
indica la cantidad de calor que podemos transmitir por metro cuadrado de
superficie, por hora y por grado de diferencia entre la temperatura del fluido
0.f y la temperatura media del medio de condensación 0m¡.
Si desrgnamos.
A: la superficie de transmisión del condensador, en m2;
K: el coeficiente global de transmisión del condensador en kcal/m2.h.grado;
A0: la diferencia de temperatura entre la temperatura de condensación y la
temperatura media del medio de condensación, en oC,
la cantidad de calor que podrá transmitir dicho condensador tendrá el
siguiente valor:
Q =K x Ax A0 : kcal/h Formula 1
42
Teniendo que evacuar Q kilocalorias en e/ condensador de la máquina
te nd remos, recí procame nte :
A= Q m'KxA0 formula 2
2.5.2 Superficie real y coeficiente de seguridad:
Partiendo del valor teórico y con /os parámetros característicos det
condensador (paso de aletas, diámetro de tubos, paso de tubos, etc.)
podemos determinar la superticie realde intercambio, que deberá ser igual o
mayor que la teoría para ofrecer un margen respecto al buen rendimiento del
condensador. Dividiendo la superficie real entre la teoríca, obtendremos la
relación unitaria de ambas áreas:
Cseguidad = Se realSe teórica
Este coeficiente representa la fracción de superficie real que excede a la
superficie mínima necesaria o en otros términos, el margen de exceso de
potencia disponible en el nndensador.
Dado que este calor no se impone @mo tal, sino que viene dado como
condiciónante de la geometría, interesa que su valor sea'/os más próximo a
43
la unidad, pues significará un condensador mas ajustado al mínimo teórico y
por tanto, menor y más económico.
2.5.3 Calculo de dimensiones
Superficie frontal, longitud, y altura. Número de aletas.
En primer lugar se determinará la sección frontal como el cociente entre el
caudal volu métrico y velocidad deseada.
Sfrontal=3yV
Si se definen /os pasos entre tubos tal como se muestra:
a. Tubos alineados. b. Tubos altres bolillo.
Si LA¡r y LAr son /as dimensiones de /as a/efas y en fondo respectivamente,
PTU y PTr son /os pasos entre /os fubos, NTu y NIr /os números de tubos
(filas y columnas respectivamente), tenemos /as siguientes relaciones:
LAU = PTnx NTU; LAr = PTrx NTr
Ahora bien puesto que la sección frontalno es sino el producto de la longitud
frontal del panel por la altura de la aleta, si fijamos la altura y, por tanto,
44
según la ecuación anterior también el número de fitas, entonces, de la
ecuación anterior obtenemos ta tongitud del panel del condensador y
viceversa.
L =_Sfronta! = Qy = AVLAn V.LA+ V.PTI NTu
El número de aletas del evaporador es, en consecuencia el resuttado de
dividir la longitud del panel L por el paso entre atetas.
NA = L /PA = Qv4V.PTu.NT+.PA)
2.5.4 Profundidad de la batería y superticie real
Por último queda por determinar el fondo del serpentín; para e//o, se ha de
imp.q4er que la s4n?_ de_supgrticies primaria y de aletas sea igaat O may_e( a
la teoríca dada por la ecuación.
Si llamamos E a/ espesor de las aletas, las superficies primaria y extendida
serán:
So = NL il.L.De. PA - E = (NTn. NTr) II De (pA -E). NAPA
Sf = 2NA. (LAu LAr - NT. n. De2)4
= ZNA (NTn. NTr). (PTn . PTr) - n DeZl4
45
Por lo tanto la superficie total real de transmisión será:
Se real: So + Sf = 2NA (NTh NTh). [ (PTh . Pf\ - il. De2 + IIPA-fl.Del42
Con lo que podemos hallar el número de fubos en el fondo NTr como er
menor número entero que verifique la desigualdad:
Se real > Se feoríca = q
Refrt
2.6 Caudal masa de fluido de condensacion:
En elcaso considerando, actuando el fluido de condensación por absorción
del calor sensrb/e, sólo podrá absorber por kilo en circulación, y por grado de
elevación de temperatura, una cantidad de cator iguat a su calor especifico a
Bresión constante;-Cp kcaUkg-. -
En consecuencia, para una variación d0 entre sus femperaturas gs de salida
y h de entrada en el condensador, podrá absorber por kilogramo en
circulación'
q = Cp X (@s - @) kcal/kg
o seai q = CPXd@ kcahkg
46
Para evacuar Q kilocaloias, el caudal de fluido necesario deberá ser tal que
tengamos:
e = qmxCpx(es-0e)
o sea.
qm = A = _a kg/h
Cpx(fls-le) Cpxd9
Caudal de aire: Siempleamos aire, tendremos así mismo:
qma = Q Ko de aire secoCpxd@
Et aire atmosférico contiene en suspensión vapor de agua (aire "húmedo")
por lo que su volumen especifico varía con la temperatura y la cantidad de
vapor de agua en suspensón. Esta variación es muy pequeña, por lo que
pOdemOS, gn COmeter errores apreCtables, SUpOner que el atre eS Seco para
el calculo de caudales de aire poco considerables, (inferiores a los 5000
m3/tr).
En esfas condiciones, el calor especifico del aire seco fiene valor de Cp =
0,24 kcal/Rg que relacionado al metro cúbico de aire, nos da un valor de:
0,24 X 1,293 = 0,31 kcal/m3
47
El caudal de aire que deberá circular sobre el condensador será:
Qva = O m%h- c[.31-x-d6-
2.7 DETERMINACIÓN DE A DIFERENCIA DE TEIüPERATURA AE
2.7.1 Determinación de la diferencia de temperatura media:
El examen de /as zonas de funcionamiento del condensador nos ha
demostrado que tenemos en.'
Zona 1: Evacuación del calor sensib/e (enfriamiento de los vapores)
Zona 2: Evacuación del calor latente (condensación)
Zona 3: Evacuación del calor sensó/e (subenfriamiento del liquido formado)
Las cantidades de calor evacuadas en /as zonas 1 y 3 son muy pequeñas en
relaciÓn cott la evacuaQa ett E z,utta ¿. lrut tu que no se fre,e en cuenta, ios
coefrcientes de tipo práctico utilizados en el cálculo de la superficie de
intercambio se basan en la hrpófesr's - admitida en el cátcuto de
condensadores - que establece: el intercambio de calor tiene lugar entre un
fluido condensado a temperatura constante que restítuye su calor latente de
evaporación y un fluido (líquido o gas) que absorbe cierta cantidad de calor
baio forma sensró/e, motivando la elevación de la temperatura de este ftuido
48
desde la temperatura k de entrada a la temperatura 0s de salida, lo que
esquemáticamente se puede representar en la forma indicada en la figura
17.
En esfas condiciones yef??os que la 'diferencia media" A0 que figura en la
formula (2) y que permite calcular la superficie del condensador, será igual:
03: Temperatura de condensación
E: Temperatura de entrada del medio de condensación
0s; Temperatura de salida del medio de condensación
a la media de tas diferencias extremas entre la temperatura de condensación
y las temperaturas de entrada y salida del medio de condensación, como se
muestra en la figura 17.
ll@lI
DIF¿R¿NI.ig
DIF¿RL\T\R
flLflRLN
tNTRflofl : AOe = 0¡ -9s3RLIOR '. I9¡ = 0r - ros
49
0¡ = ct"
I Unirrrsid¡d rslririr.¿ :.. Í ^;,t.:rls ¡I stccrüN brlr¡ü¡cü¡r iL. *..-.--..-__.. .-..^J
La diferencia media tendrá por valor:
.1É)=¿1Oe+4@s2
o seai Á3 - Ael + (A3 - AOsl2
lo que puede expresarse asi; .4() = f3 - l@e + @s)
2y sentado que: @e + @s . @m
2
A@=03-@m
La diferencia media d@ es igual a la diferencia entre la temperatura de
condensación y la temperatura media delfluido de condensación.
La diferencia media aritmética de temperatura calculada de esta forma entre
el fluido en condensación y el medio de condensaaón no es
matemáticamente exacta. Exisfe un valor superior a la diferencia realgue es
la diferencia media logarítmica.
2.7.2 Diferencia media logarítmica:
Tomando A@max y A@min como las diferencias máximas y mínimas entre
los fluidos presenfes, la diferencia media logarítmica tiene el valor siguiente:
Am =A@max -A@minL. A@Max
A@min
L A@max = 2,30 log_A@max
A@min A@min
50
El examen de /os términos de esfa fórmula demuestra que, para mejorar el
valor de k, sólo podemos actuar sobre el valor de a", o sea, aumentar la
velocidad del aire sobre el condensador.
En efecto, siendo a, elevado (fluido condensado), e muy débil (del orden de
milésimas de metro) y A muy elevado (coeficiente de conductibilidad del
metal), la variación de K sólo puede venir de la variación de a"; siendo a" el
coeficiente de convección del lado del aire, depende de la velocidad de
circulación del aire sobre el condensador y varía en el mismo sentido.
La cantidad de calor transmitida, en un condensador de superticie y
características dadas, será pues función de la velocidad de aire sobre el haz
de condensación. Es, pues, primordialobtener una buena ventilación.
De lo que precede se deduce que no siempre será posible obtener
velocidades de aire muy elevadas ya que las consideraciones de orden
práctico limitan rápidamenfe esfe aumento de velocidad, pafticularmente en
función del ruido provocado por el choque del aire sobre las palas del
ventilador y por el clásico silbido del aire al pasar por entre /as a/efas. Si /os
ruidos primeramente mencionados pueden reducirse con el empleo de
ventiladores centrífugos o mixtos, helicocentrifugos, en los condensadores
52
de gran superficie, /os segundos ruidos. que son inherentes a la circulación
del aire, no resultará posible suprimirlos.
Esfas consideraciones se resu/nen en que la velocidad en la sección libre de
la superficie frontal no debe exceder de 7m/s, lo que lleva a una velocidad
media sobre el haz de tubo y aletas comprendida entre 2 y 3 metroils.
2.9 SENTIDO DE LA CIRCULACIÓN DE AIRE
Para una velocidad media w de circulación de aire sobre el haz del
condensador, en condiciones análogas internas del circuito del fluido
frigorígeno, el sentido de circulación de aire parece que haya de ser
indiferente para el valor de K Esta hipótesrs es teóicamente exacta, pero
consideraciones prácticas demuestran que, según sea el senfido de
circulación (hélice aspirante o impulsante), ciertas consrderaciones deberán
Jenero¿ i'n ¿¿eni.¿ ¿t,91 :;tor,.-;je a fin de L-s¿arel .'enJ,'t¡:,.'i:-;Íc ...-.ii¡;;-'Jc'.'
condensador, e//o se traducirá con la obtención de una temperatura de
condensación lo más baja posible, teniendo en cuenta las temperaturas de
entrada y salida del aire que circula sobre el elemento aleteado del
condensador.
53
2.9.1 Ventilador impulsor:
A fin de evitar una fuga importante de filetes de aire en la periferia de /as
palas del ventilador. la hélice se coloca cerca del elemento aleteado.
limitándose dichas fugas por medio de /os laterales del condensador y la
tapa superior (figura 18).
Esfá disposición tiene por efecto la reducción del cono difusor del ventilador,
como veremos a continuación.
Fig. 18 'i,::,lilador !:np-.!sor
2.9.2 Ventilador Aspirante:
No srbmpre es posible colocar la hélice delante del elemento aleteado srn
guías de aire, ya que exisfe el riesgo de que existan aspiraciones parásifas,
más importantes cuanto mayor sea la distancia entre la hélice y el
nndensador (figura 19), que disminuyan el volumen de aire aspirado sobre
aquel. Entonces hace falta disponer delante del elemento aleteado una
54
calandria formando cámara de depresión que sirve de guía para los filetes de
aire, a la vez que permite que la totalidad del volumen aspirado por el
ventilador pase a través del condensador (figura 20).
Nota I
La misma disposición puede adoptarse con un ventilador impulsante,
actuando entonces dicha calandria de cámara de presión, quedando
esquematizada la circulación de aire en la figura 21; en esfa dr'sposición el
total delcaudal de aire atraviesa también elelemento aleteado.
Fig. 20
Nota 2
Fig 21
Si se quiere obtener una guía pertecta de /os /i/efes de aire, debe realizarse
una calandria de chapa que tenga una forma muy estudiada aunque oosfosa.
El dispositivo que se representa en la figura 22 se utiliza en /os
condensadores de aire de gran superficie, separados del grupo formado por
el motor y compresor, independientemente del hecho de que los ventiladores
55
impulsen o aspiren. Las naturales consrderaciones de su cosfo, hacen que,
a menudo se adopten calandrias rectangulares, tal como se representa en la
figura 23.
Fig 22
2.10 CANTIDAD DE VENTILADORES
Fig 23
Consideramos dos condensadores de la misma supeficie de intercambio,
aunque de sección frontal próxima al cuadrado figura 24 en uno y
francamente rectangular en el otro figura 25.
éryI
/IIIt,
56
Teniendo la misma superticie, esfos dos condensadores pueden disipar la
misma cantidad de kilocalorias/hora y necesitan el mismo caudal de aire y,
apare ntemente, el mismo ventilador.
Pongamos /os condensadores en marcha y observemos la circulación de aire
sobre cada uno de ellos con ayuda del anemómetro.
Comprobaremos (independiente de que el ventilador sea aspirante o
soplante) que:
. Las velocidades de aire en el cono de difusión de los ventiladores se
presentan de forma similar en los dos condensadores.
¡ Las velocidades disminuyen rápidamente cuando uno se aleja del eje del
ventilador y que, en /os cuatro rincones del pimer condensador, /as
velocidades son prácticamente nulas: tenemos zonas malventiladas.
. Se obtiene comprobaciones análogas en el segundo condensador, en el
cual las zonas tnal ventiladas son mucho ntás intporlanfes, no limitándose
a los rinanes delcondensador.
57
ffiFig 24 Fig 25
Llegaremos a la conclusión de que las velocidades medias de circulación de
aire sobre /os dos condensadores son diferentes y que, como consecuencia,
los coeficientes globales de transmisión térmica Kl y K2 serán también
diferentes, por lo gue si Wm1 > Wm2 tendremos K1 > K2.
El segundo condensador no podrá asegurar las mismas condiciones de
condensación del fluido figorigeno que el pimero, aunque se halle en un
ambiente idéntico.
Para llegar a las mismas condiciones de trabajo que el primer condensador,
deberá mejorarse la circulación de aire sobre el elemento aleteado, de
forma que tengamos una velocidad w2 de
w2#w1
Esta velocidad se obtendrá colocando dos ventiladores I o más) delante del
elemento aleteado, cuyo caudal total deberá corresponder al necesario con
58
un solo ventilador en condiciones normales. El reparto del aire se representa
en esfe caso la figura 26. En él comprobamos que las zonas mal ventiladas
se mantienen reducidas a un valor muy cercano a /as del primer
condensador de la figura 24.
La figura 23 pone bien en evidencia esfos hechos ya que el condensador
ilustrado incorpora seis venfladores en la caja envolvente.
Fig. 26
Conclusiones:
A igual superficie, un nndensador alargado es menos caro.
El caudal de aire soóre el condensador depende de la cantidad de calor a
evacuar y del calentamiento tolerado para el aire.
o La cantidad de ventiladores que alimentan un condensador depende
únicamente de la estructura de este.
Unlil¡¡drd Auttnom¡ oe 0ccilnbsEoclott SlELloItcA
59
3. CÁLCULO DEL CO'VDE VS ADOR
3.1. VARIABTES DE CALCULO
. Potencia frigorífica horaria: 10,54 Kw
. Temperatura del medio ambiente o condensante (aire): 30oC
. Espesor de la tubería: 0,41 mm
. Diámetro de los tubos: 0,9525 cm
. Disposición de los fubos, al tresbolillo: 2,5 cm
o Paso entre aletas. Aproximadamente 3,5 aletas/cm
o Velocidad frontal del aire: 3 m/s
3.2 METODOLOGIA DEL CALCULO
Muy esquemáticamente, el proceso del cálculo lo podemos descomponer
como srgue;
1. Calcular la carga a evacuar en el condensador
2. Cálculo de la superficie teórica totalde intercambio
60
a. Determinación de la diferencia de temperatura At
b. Determinación del coeficiente globalde transmisión de calor.
3. Cálculo de las dimensiones y superticie real.
a. Superticie frontal, longitud. altura y número de aletas.
b. Profundidad de la batería y numero de tubos.
c. Cálculo de la superticie real y del coeficiente de seguridad.
3.2.1 Carga a evacuar en el condensador
Q = Cantidad de calor a evacuar, kcal/h
Q = Producción frigorífica bruta del compresor, kcal/h
P = Potencia mecánica necesitada para la compresión delfluido, Kw
Q=g+860P
P = 3,73 Kw
q = 9073 kcal/h
Q = 9073 + 860 (3,73) Q = 1228t xcal/h
3.2.2 Determinación de la diferencia de la temperatura At
Para casos prácticos como el nuestro la diferencia de temperatura At se
asumirá con un valor de 15 grados centígrados como lo indica el tema 2.7.3
de esfe texto.
6l
3.2.3 Determinación del coeficiente global de transmisión de calor K
Debido a la gran dificultad que existe para determinar los valores de /as
ecuaciones de convección y conducción vistas en los temas 2.2.1 y 2.2.2
respectivamente. en este texto: se han elaborado tablas en donde se puede
obtener el valor de K, partiendo del grupo, medio de condensación y tipo de
condensador al que pertenecen.
Para la determinación asumiremos un valor de K= 23kcal/m2.h.o C. Extraído
de la tabla 9, el cual corresponde al valor comprendido entre 20 y 25 del
condensador de calor sensió/e de aire de circulación forzada.
3.2.4 Cálculo de la Superficie total de transmisiÓn teórica, utilizando el
coeficiente global de transmisión hallado en el tabla 9
A = Área rctaloe uansmÉtc,tt teorica.m2
Q = Carga total a evacuar. kcal/h.
Q = 12281 kcaUh K = Coeficiente globalde transmisión decalor, kcallhm2.o C.
At = 15'C
K = 23kcal/h.m2.'C.
A = 12281 = 35,6 m223X15
At = Diferencia de temperatura,o C
A =-QK x&t
62
3.2.5 Cálculo del caudal de aire :
qva = Q qva = Caudalde aire en volumen, m3/h0,31 X d0 Q = Carga total a evacuar, kcal/h
Q = 12281 kcal/h d0 = Diferencia de temperatura del aire
entre la entrada y a la salida del
condensador, oC
69 = (0s - h ) aire= 6o C, este valor lo extraemos del tema 2.7.3 de este
texto
qva = 12281 = 6603 m3/h0,31 X 6
3.2.6 Cálculo de las dimensiones y superficie real
Para el cálculo y dimensionamiento del condensador es aconseT'able seguir
algunas normas referente aldiseño de esfe equipo, como son:
. La separación entre a/efas es de : 2,8 mm
o Paso entre /as a/efas . 3,54 aletas/cm o 9 aletas/ pulgadas
. Disposición de /os fubos: Al tresbolillo (Mayor eficiencia) con una
separación de 25mm entre ejes.
. Relación costo-eficiencia: la mas acertada
o Dimensiones de la aleta: 13 cm de ancho X 75,5 cm de alto.
. Elespesorde /as a/efas: Entre 0,4 y 0,7 mm
63
3.2.7 Cálculo de la superficie frontal (Sf):
Sf = ova qva = Caudal de aire en volumen. m3/h3600 V V = Velocidad del aire. m/s
qva = 6603 m3/h Sf = Superticie frontal. m2
V = 3m/s
Sf = 6603 = 0,611 m23600 (3)
3.2.8 Cálculo de la longitud horizontal de la batería:
Debido a que el área de la superficie frontal (50 no da capacidad para más
de una hélice proporcional al cuerpo de la batería, entonces:
!- = J-si L = Longitud del panel aleteado, m.
Sf = Superficie frontal, m2
| = Joótt = 0,78 m
3.2.9 Cálculo del número de aletas (NA):
NA= Lx PA L = Longitud del panel aleteado, cm
PA = Paso de /as a/efas, aletas/cm
NA = Número de aletas
L=78cm
64
PA = 3,54 aletas/cm
NA = 78 X 3.54 = 276 aletas
3.2.10 Cálculo del número de fubos;
a. Cálculo de números de tubos en filas (NTx ):
LAU = PTu.NTn LAU = Altura de la aleta, mm
LAU = 780 mm PTu = Paso entre los tubos, mm
PTn = 25 mm NTU = Número de tubos en fila
NTn=780/25=31.2
Debido a que el circulto del recorrido del refngerante generalmenfe se debe
hacer en parejas de file:. nues!:c serpen!!,": != t;:roxinarenos a ?0 tubcs en
fila. Entonces el alto real será: 75,5 cm
65
b. Cálculo del número de fubos en columnas
LAr=PTr.NTr
PTr = 21,65 mm
LAr = 130 mm
LAr = Ancho de la aleta, mm
PTr = Paso entre tubos. mm
NTr = Numero de fubos en
columnas
NTr = = LArPTr
NTr = 130 = 6 tubos en columna21 65
3.2.11 Calculo de la superticie primaria de la transmisión. Tubos (So).
So = NL¡r. L.De. PA - EPA
Donde:
Sr,. Superficie de transmisión primatio, ¡it2
NT : Número de tubos
L: Longitud del panelaleteado, m
De. Diámetro exterior de los tubos, m
PA. Paso entre aletas, m
E: Espesor de las aletas, m
66
Entonces.
So = 780 x x x 0,78 x 0,009525 x 0.002822 - 0.000230.002822
So: 3.86 m2
3.2.12 Cálculo de la superticie extendida aletas (Sf)
Sf = 2NA I LAn . LAr - úe2 NT]4
Donde:
Sf. Superfbie extendida, m2
NA: Número de a/efas
LAn: Altura de la aleta, m
LAr = Ancho de la aleta. m
De: Diámetro exterior de los tubos, m
NT: Número de fubos
Sf= 2 x 276 [0,755 x 0,13 - tt x 0.009525t2 x 180]4
Sf = 47.1 m2
3.2.13 Cálculo de la superticie real de transmisión (An)
An=So+Sf
Aa=3,86 +47,1 =50,96m2
67
g.3 CÁtCUtO DEL COEFICIENTE DE SEGURIDAD:
Cs=4¡A
An = 50,96 m2
A = 35,6 m2
3.4 RESUMEN DEL DISEÑO:
Carga total a evacuar:
Area total de transmisión teórica:
Caudai de aire:
Superficie frontal, Sf . :
Longitud horizontal del serpentí n :
Número de aletas:
Número de fubos Por filas:
A = Área totat de transmisiÓn, m2
An = Área reat total de transmisión,
m2
Cs = Coeficiente de seguidad
Cs=_@_9.6 = 1,4335,6
12281 Kcalh.
35 6 m2.
6603 m3/h.
0.611 m2.
0.78 m.
27 aletas.
30 fubos.
68
Número de tubos por columnas:
Área total de transmisión real.
Coeficiente de seg uridad:
6 tubos.
50.96 m2.
1.43.
[-'üññ¡¿'l];iñ;;;'-:r'":';^ iL__ . iiüviüt'l Sltiiicrri¡..
-,j
69
4. PROCESO DE FABRICACION
La fabricación de un condensador de aire forzado se inicia cuando la cinta de
aluminio pasa a través de la máquina troqueladora la cual se encarga de
abrir las pertoraciones en ella, la que posteriormente es cortada a la medida
según el diseño del condensador; por otro lado, la tubería que hará parte del
serpentín es enderezada y cortada a la medida según la longitud frontal
arrojada por el dieño, paralelamente a esfos procesos se manufacturan los
laterales del serpentín /os cuales son de lámina resisfenfe que pueda
sopc;1;r' e/ peso Ce tadc el ccn.j:tnta y que adenás asegure != tuber!:. Ce!
serpentín; estos laterales son pasados a través de una máquina
torqueladora especial para esfe fipo de lámina la cual hará las pertoraciones
necesarias (según la cantidad de tubos) para cada serpentín.
Después de tener esfos componenfes /isfos se continúa con el ensamble de
fodos los elementos anteriormente mencionados; es decir, la tubería es
70
introducida por los orificios de /as aletas hasta completar la cantidad de tubos
dispuestos. Seguidamenfe se instalan los laterales del serpentín para ser
expandido por la maquina expandidora, la cual se encarga de introducirte a ta
tuberia del serpentin un balin que va sujeto a una varilla, por medio de un
proceso mecanico. Posteriormenfe es pasado a la sección de soldadura en
la cual se instalarán todas las curuas necesarias para un buen recorrido del
refrigerante a través de condensador; esfas curuas son hechas con una
curuadora especial para tubería de cobre y soldadas por medio de soldadura
autogena.
Después de hecho el serpentín condensador se le instala el enfocador para
el aire hecho en lámina, el cual logrará una buena circulación de este a
través del serpentín. Ya para terminar se /e rnsfalan los motores ventiladores
necesarios para lograr el caudal de aire drspuesfo en el diseño.
7l
B'BUCTGRAF,,
INSTALACTOTVES FRIGORIFICAS. P. J. Rapin. Marcombo, S.A., 1984.Gapítulo 5.
TRATADO PRAC7ICO DE REFRIGERACION AWOüAflCA. José AlarcónCreus. Marcombo, S.A., 1987. Páginas13,14y 15.
NUWO CURSO DE INGEN,ERIA DEL FR O. Colegio Oficial de IngenierosAgrónomos de Murcia. A. Madrid Mcente, Ediciones, 1993. Tema 7.
72
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Flg. 5. 10. Clclo de refrlgeraclón báslco expresado en
el diagrama p - h deamonlaco
Prcsión p kfúrqn2
PRESION (MPa)
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Tabla 2
EFECTOS SOBRE MEDIO AMBIENTE
PRODUCTO ODP HGWP TOXICIDADfppml
FLAiIABILIDAD
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MP39 0.03 o.22 800 NOtr,tP66 0.035 o.24 840 NO
cFc - l1 1.0 1.0 1000 NOHFC - 123 0.02 0.02 30 NOcFc-114 o.7 4.O 1000 NO
HCFC-í24 o.o2 0.1 500 NOR-502 0.33 3.75 1000 NOHP62 0.0 0.94 1000 NOHPSO o.o2 0.63 1000 NOHP81 0.03 0.52 1000 NO
HCFC.22 0.055 0.34 1000 NOAC9000 0.00 o.28 1000 NO
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REFRIGEMNTES SUUA@ PARA EL REACqNDIC|)NAMIENT0 DE EUArc0S
REFfIIGERANI'EACTUAL
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NUEvOREFRIGERANTE
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Tabla 4
DATOS COMPARATIVOS DEL CICLO DE REFRIGERACóN OPERANDOCON CFC-I2, SUVA MP39 Y SUVA MP66
cFc-12 MP39 MP66CAPACIDAD 1.00 1,08 1.16
c.o.P. 1.46 1,48 1.48
RAZON DECOMPRESION
10,2O 11,73 11,48
TEMPERATURADESCARGA f.c}
156 169 174
PRESION DEDESCARGA fbarl
13,36 15,29 16,18
Prcpiedades de saturación del suvA'134a
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CALOR ESPEClFICO
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_:_TEMP.t
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ENIROPIA
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Propiedades comparativasdel SUVA-134a con el GFG-72
Unided HFGl34a cFc-l2
Fórmula Oufmica cH2F CF3 cclzF2
Peso molecular grmol r02.0 r20.9
Puno de ebullicith (a 1.013 barl .c -26.r .29.8
Punto do congelamiento "c -t0t.0 .r58
Temperatura cridca .c lol.ltrt tl2
Presión critica bar 40.6d,1 ¿11.f5
Volumen crfüco mlkg 1.954. f0¡ol t.z9-too
Densidad crltica kgtnt 5t t.7'r 558
Oensidad del lQuido (a 25"C) kgfmt r206 t3ro.9
Prcsión de vapor (a 25"C) b¡r 6.661 6.5r6
Densidad del vapor satrrado (en el puno de ebullición) l€rm' 5.26 6.31
Calor especflico.Uquido (a 25'C) kl4ls.kl t.131 0.9809
Calor especilico.Vepor (a 25cCl k(lg.k) . 0.852 0.6755
Calor de vaporiración (en el punto de ebullición) k,l€ 217.lr¡t 165.25
Conductiüdad tórmica (a 25"C| Lfquido
Vapor
W/(m.k)
W(m.k)
82.¡05.l0r
f ¿1.5.t0o
70.19.10'r
8.70.t0¡
Visosiiad (a 25"G y 1.013 bar) Uquido
Vapor
Nsfmr
Nlntt
0.204.t0€
o.ol20.t0'r
0.258.f0.'
0.0125.t0'¡
Tensitn superliSal (a 25cOl lün 8.3.t0q¡ 9.O.tO.
Solubilidad eo agua (a 25oC y 1.013 bar) 96 en peso 0.t5 0.028
Solubilidad de aguaen relrigerante (a 25'G) % en pe¡o 0.1r 0.@9
Llmite de inllamabilidad en aire ninguno nmguno
(rl NisT - l{aüsl¡l lr¡¡üür¡. .ú St ndardl and T.crdogy ruSA,(2) Cdadarb
TASU 8
Tabla f 9. CONDENSADORES COEFICIENTES DE TRANSMISIÓNtÉnm¡cR: x
Grupo Medio decondensación
Tipo K:kcal/mzh"-.
Aire Girculaciónnatural
8a10
De calorsensible
Circulaciónforzada
2Oa25
Agua lnmersión 2OO a 25ODoble tubo en
contracorriente600 a 800
Multitubularesfhorizontalesl
600 a 1000
De calor latente Atmosféricos Multitubularesfverticalesl
700 a 12OO
De lluvia simple 200 a 250De lluvia
contracorriente(Block y
similaresl
700 a 1000
De evaporaciónforzada
De tubos lisos 200 a 300
De tubosaleteados
100 a 150
