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FACULTAD DE ESTUDIOS SUPERIORES ARAGÓN INGENIERÍA MECÁNICA LABORATORIO DE MÁQUINAS TÉRMICAS Práctica no. 1: “Unidad de demostración de refrigeración” Alumno: David Ricardo Fernández Cano Veronico

Practica1 refrigeracion

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FACULTAD DE ESTUDIOS SUPERIORES ARAGÓN

Tabla de datos para graficar la curva de funcionamiento

Concepto Símbolo Unidades 1 2 3

INGENIERÍA MECÁNICA

LABORATORIO DE MÁQUINAS TÉRMICAS

Práctica no. 1: “Unidad de demostración de refrigeración”

Alumno: David Ricardo Fernández Cano Veronico

Fecha de realización:

Fecha de entrega:

Page 2: Practica1 refrigeracion

Temperatura de saturación del refrigerante T e °C 15 14 14Temperatura de entrada del agua al

evaporadorT u °C 19 18.5 19

Temperatura de salida del agua del evaporador

T v °C 17 17 17

Caudal de agua en el evaporador me kg/h 40 50 55Caudal de agua en el condensador mc kg/h 15 28 37

Presión de saturación del refrigerante en el condensador

Pc bar .67 .66 .66

Temperatura de saturación del refrigerante en el condensador

T c °C 28 28 28

Efecto refrigerante Qc W 92.92 87.27 127.92

Tabla de lecturas

Concepto Símbolo Unidades ValorEvaporador Presión de saturación del

refrigerantePe bar -.25

Temperatura de saturación del refrigerante

T e °C 15

Temperatura de entrada del agua T u °C 19Temperatura de salida del agua T v °C 17

Caudal del agua me kg/h 40Condensador Presión de saturación del

refrigerantePc bar .67

Temperatura de saturación del refrigerante

T c °C 28

Temperatura de entrada del agua T w °C 19Temperatura de salida del agua T x °C 24

Caudal del agua mc kg/h 15Temperatura atmosférica T a °C 19

Desarrollo de la práctica

Cálculos de las temperaturas absolutas de saturación del refrigerante en el evaporador y en el condensador.

T e1= (15+273.15 )° C=288.15 ° K

T e2= (14+273.15 ) °C=287.15 ° K ¿T e 3

T c1=(28+273.15 ) °C=301.15 ° K=T c2=T c 3

Page 3: Practica1 refrigeracion

1.- Coeficiente ideal de realización

β i1=1/[(301.15 /288.15)−1]=22.165β i2=1/[(301.15 /287.15)−1]=20.511

β i3=β i2

2.- Coeficiente de realización real

a).- Índice de transferencia de calor real en el evaporador

me 1=(40kg/h)(1h/3600 s )=.0111kg /s

me 2=(50kg /h)(1h/3600 s)=.0139kg /s

me 1=(55kg /h)(1h/3600 s)=.01528 kg /s

Qer 1=( .0111kg /s ) (4186 J / (kg°C ) ) (19−17 ) °C+( .8W /°C ) (19−15 ) °C=96.129W

Qer 2=( .0139 kg /s ) ( 4186 J / (kg°C ) ) (19−17 )° C+ ( .8W /°C ) (19−15 )°C=90.4781W

Qer 3=( .01528 kg /s ) ( 4186 J / (kg°C ) ) (19−17 )° C+( .8W /° C ) (19−15 )° C=131.1242W

b).- índice de transferencia de calor real en el condensador

mc 1=(15kg /h)(1h/3600 s)=4.1667×10−3kg /s

mc 2=(28 kg/h)(1h/3600 s)=7.7778×10−3kg /s

mc 3=(37kg/h)(1h/3600 s)=.01028kg/ s

Qcr 1=(4.1667×10−3 kg /s) ( 4186 J / (kg° C ) ) (24−19 ) °C+( .8W /°C ) (28−19 ) °C=94.409W

Qcr 2=(7.7778×10−3kg /s ) (4186 J / (kg° C ) ) (24−19 )°C+( .8W /° C ) (28−19 )° C=169.9894W

Qcr 3=( .01028 kg /s ) ( 4186 J / (kg°C ) ) (24−19 )° C+ ( .8W /°C ) (28−19 ) °C=222.3604W

c).- Trabajo suministrado al refrigerador

w1=(94.409−96.129 )W=−1.72W

w2=(169.9894−90.4781 )W=79.5113W

w3=(222.3604−131.1242 )W=91.2362W

βR1=96.129−1.72

=−55.889

Page 4: Practica1 refrigeracion

βR2=90.478179.5113

=1.138

βR3=131.124291.2362

=1.4372

3.- Comparación de los coeficientes de realización ideal y real

βR1<β i1=−55.889<22.165

βR2<β i 2=1.138<20.511

βR3<β i3=1.4372<20.511

4.- Efecto refrigerante

Qe 1=( .0111kg /s ) (4186 J / (kg° C ) ) (19−17 ) °C=92.9292W

Qe 2=( .0139 kg /s ) ( 4186 J / (kg°C ) ) (18.5−17 )° C=87.2781W

Qe 3=( .01528 kg /s ) ( 4186 J / (kg°C ) ) (19−17 )°C=127.92416W

5).- Diferencia media geométrica de temperaturas en el evaporador

∆T e 1=( (19−15 )° C−(17−15 )° C ) / ln ( (19−15 ) °C / (17−15 )°C )=2.8854 °C

∆T e 2=( (18.5−14 )° C−(17−14 ) °C )

ln ( (18.5−14 )° C /(17−14 )° C )=3.6995 ° C

∆T e 3=( (19−14 ) °C−(17−14 )° C )

ln ( (19−14 )°C / (17−14 )° C )=3.9152°C

6).- Coeficiente de transferencia de calor en el evaporador

U e 1=( .0111kg /s ) ( 4186 J / (kg° C ) )

(.032m2×15° C )=1006.4627W /(° Cm2 )

U e 2=( .0139 kg/ s) (4186 J /( kg°C ) )

(.032m2×14 ° C )=737.2547W / (° Cm2)

U e 3=( .01528 kg/ s ) (4186 J /( kg°C ) )

(.032m2×14 ° C )=121.0459W / (°C m2)

7).- Diferencia media geométrica de temperaturas en el condensador

Page 5: Practica1 refrigeracion

∆T c 1=( (28−19 )° C−(28−24 ) °C )

ln ( (28−19 )° C / (28−24 ) °C )=6.1658 ° C

∆T c 3=∆T c 2=∆T c 1

8).- Coeficiente de transferencia de calor en el condensador

U c 1=(4.1667×10−3 kg/ s) ( 4186J / (kg°C ) (24−19 )° C )

(.032m2×6.1658 °C )=442.0027W / (° Cm2 )

U c 2=(7.7778×10−3 kg /s ) (4186 J / (kg° C ) (24−19 ) °C )

(.032m2×6.1658° C )=825.0675W / (° Cm2 )

U c 3=( .01028 kg /s ) ( 4186 J / (kg°C ) (24−19 )° C )

(.032m2×6.1658 ° C )=1357.8216W /( °C m2 )

Para poder llenar la tabla de resultados se realizan los siguientes promedios

β i=20.511+20.511+22.165

3=21.0623

βR=1.4372+1.138±55.889

3=−17.7713

Qe=(127.92416+87.2781+92.9292 )W

3=102.7105W

∆T e=(3.9152+3.6995+2.8854 ) °C

3=3.5 °C

U e=(121.0459+737.2547+1006.4627 )W / (° Cm2 )

3=921.5878W / (° Cm2 )

U c=(1357.8216+825.0675+442.0027 )W / (°Cm2 )

3=874.9639W / (°C m2 )

Cálculo de las presiones absolutas

Para la Ciudad de México se tiene la presión atmosférica de 1atm=.78×105Pa=.078MPa

Conversión de unidades para las presiones

1 ¿̄100 kPa

Pe=¿

Page 6: Practica1 refrigeracion

Pc=¿

Por lo tanto las presiones absolutas son

Pe=(−.025+.078 )MPa=.053MPa

Pc=( .067+.078 )MPa=.145MPa

Tabla de resultados

Concepto Símbolo Unidades Valor

Coeficiente ideal de realización β i 21.0623

Coeficiente real de realización βR −17.7713

Comparación de los coeficientes de realización real e ideal

β i>βR 21.0623>−17.7713

Efecto refrigerante Qe W 102.7105

Diferencia media geométrica de temperaturas en el evaporador

∆T e °C 3.5

Coeficiente de transferencia de calor en el evaporador

U e W /(° Cm2 ) 921.5878

Diferencia media geométrica de temperaturas en el condensador

∆T c °C 6.1658

Coeficiente de transferencia de calor en el condensador

U c W /(° Cm2 ) 874.9639

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Gráfica

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Conclusiones y recomendaciones

En los cálculos se puede observar que el dato obtenido en el trabajo suministrado al refrigerador (w), es un valor negativo, esto se debe a que al sustituir en la fórmula w=Qcr−Qer se tiene la relación de Qer>Qcr; es decir, la transferencia de calor en el evaporador es mayor que en el condensador entre el agua y la atmosfera. Esto significa que se tiene una relación equivalente entre el agua y el refrigerante: el refrigerante absorbe más calor en el evaporador que el calor transmitido del refrigerante al agua en el condensador, por lo cual no todo el refrigerante puede pasar al estado líquido en este último elemento. De igual forma este cálculo genera un valor de βR negativo; sin embargo, si se utilizan las formulas para calcular el coeficiente de realización ideal se obtiene un valor positivo, por lo que se cumple que βR< βi.

Observando los cálculos de los coeficientes de transferencia de calor en el condensador y en el evaporador, también se concluye que la transferencia de energía será mayor en el evaporador, ya que su coeficiente de transferencia es más del doble que para el caso del condensador, es decir se tiene la relación U e<U c.

Por otro lado al obtener la gráfica del ciclo en el diagrama de presión contra entalpía se obtiene una entropía constante de aproximadamente 1.86kJ/(kg°K), las entalpias a la entrada y a la salida del evaporador son de aproximadamente 230kJ/kg y 450kJ/kg respectivamente, mientras que las entalpías de entrada y salida del condensador son aprox. de 475kJ/kg y 230kJ/kg, lo que quiere decir que en el compresor aumenta la temperatura del refrigerante en aproximadamente 25kJ/kg.

Los enunciados de Kelvin-Plank y de Claussius son equivalentes y la demostración es evidente cuando se contradice el enunciado de Kelvin-Plank de lo cual se obtiene una contradicción con el enunciado de Claussius y viceversa: suponiendo la falsedad del enunciado de Claussius entonces existe un refrigerador que funciona sin consumo de trabajo, por lo tanto existe una maquina térmica que extrae calor de un deposito caliente convirtiéndolo íntegramente en trabajo, lo cual estaría violando el enunciado de Kelvin-Plank. De igual forma si el enunciado de Kelvin-Plank fuera incorrecto, es decir, existiera una maquina térmica que extrae calor de una fuente y lo convierte totalmente en trabajo; implicaría que un refrigerador pudiera trabajar transmitiendo calor de un cuerpo frio a uno caliente sin gasto de trabajo, lo cual está en contradicción con el enunciado de Claussius.

Para trazar las curvas de funcionamiento del compresor se requiere variar las temperaturas de saturación en el condensador, ya que al mantenerlas constantes y graficarlas contra el efecto refrigerante no se aprecia la variación de éste en forma de curvas.