PEGA HRNJAK, PRESIDENTE, CTS RES. PROFESOR Y CODIRECTOR, DEL CENTRO DE ACONDICIONAMIENTO DE AIRE Y REFRIGERACIÓN LA UNIVERSIDAD DE ILLINOIS, AAMPAÑA URBANA. PEGA@ILLINOIS.EDU

Traducido por Félix Sanz AEFYT

RESUMEN

Este documento presenta una descripción general de las razones para la reducción de carga en los sistemas de refrigeración y acondicionamiento de aire y analiza las estrategias para la reducción de carga: en compresores (aceite), recipientes, tuberías e intercambiadores de calor. El enfoque se centra en los intercambiadores de calor, en particular los de microcanales. Además de una reducción obvia del volumen interno como estrategia para la reducción de carga, se presenta el efecto del flujo másico en la fracción vacía y la manipulación necesaria de los circuitos. Se proporciona un marco y un ejemplo de comparación entre refrigerantes en función de su potencial para una baja carga del condensador.

1. INTRODUCCIÓN

Este documento presenta los problemas relacionados con la reducción de la carga de refrigerante en los siguientes puntos:

1. Razones para la reducción de carga en general
2. Estrategias, específicamente en el intercambiador de calor, y particularmente en el de microcanales.
3. Evaluación del potencial de reducción de carga con varios refrigerantes
4. Ejemplos de enfriadoras de amoníaco con carga extremadamente baja

2. RAZONES PARA LA REDUCCIÓN DE CARGA:

La reducción de la carga de refrigerante es atractiva para cualquier refrigerante por varias razones:

• La baja carga puede ampliar las posibilidades de algunos refrigerantes muy buenos (basados en ciclos de alta eficiencia, alto rendimiento de transferencia de calor/caída de presión, etc.) en áreas y ubicaciones donde estos fluidos están totalmente restringidos o solo se permiten en cantidades limitadas debido a problemas de inflamabilidad o toxicidad. Esto es particularmente cierto para fluidos como el amoníaco y los hidrocarburos que en algunas aplicaciones y lugares ya se aceptan por debajo de ciertos niveles (típicamente 150 kg para NH3 y 150 o 50 g para HC).
• La eficiencia del sistema podría incrementarse en ciclos donde la migración de refrigerante en los períodos de parada es significativa.
• Se reducen los efectos medioambientales directos (importancia limitada para amoníaco o hidrocarburos): problemas de agotamiento de la capa de ozono, si los hay, problemas de calentamiento global, etc., especialmente en el caso de fugas catastróficas.
• Reducción de los costes iniciales por gastos de refrigerante y lubricante (poco importante para amoníaco o hidrocarburos ya que son muy económicos).

POSIBLES INCONVENIENTES DE LA BAJA CARGA:

La excesiva reducción de la carga podría dar lugar a problemas de funcionamiento como:

• Si el recipiente de líquido es inadecuado, las pequeñas fugas darán como resultado una carga insuficiente, lo que reducirá el rendimiento.
• Si la reducción de la carga se logra al reducir demasiado el diámetro hidráulico de las tuberías, entonces las caídas de presión y el flash gas pueden afectar la eficiencia y quizás a la capacidad.
• Reducción de la fiabilidad de las bombas (si las hay) debido a la posible entrada de vapor y cavitación.

ESTRATEGIAS PARA LA REDUCCIÓN DE CARGA EN LOS SISTEMAS E INTERCAMBIADORES DE CALOR

1. La primera y casi trivial opción para la reducción de carga es agregar un circuito con otro fluido en el sistema de refrigeración y de esa manera reducir la carga de refrigerante principal. Estas opciones pueden ser cascadas o circuitos de refrigerante secundario que en realidad convierten un sistema de refrigeración en una enfriadora con refrigeración secundaria monofásica o bifásica. Estas opciones fueron, y son, muy populares por su sencillez. El refrigerante en el sistema primario (o único) está en cada componente: compresor, recipiente(s), líquido, líneas bifásicas y de aspiración y, finalmente, intercambiadores de calor.
2. La reducción de las cantidades de líquido en los recipientes puede lograrse reduciendo su volumen y niveles de líquido y, a veces, su orientación.
3. Reducir la carga de refrigerante en el compresor a) reduciendo el volumen interno b) reduciendo la cantidad de lubricante y c) reduciendo la solubilidad del refrigerante (si es razonable). Huelga decir que la reducción del volumen en el lado de alta presión produce mejores resultados queen el lado de baja en la aspiración debido a la diferencia de densidad. Una parte de la carga de lubricante en el compresor es función de la carga de refrigerante en el sistema para permitir la retención de aceite en el sistema.
4. La reducción de la carga de refrigerante en las tuberías generalmente se logra al reducir el volumen interno (diámetro y posiblemente incluso la longitud). La reducción del diámetro da como resultado un aumento de las caídas de presión. Las caídas de presión en las líneas de líquido no afectan el rendimiento del sistema, pero pueden causar el indeseado flash gas que afecta a la operación de los controladores de flujo del líquido. Las caídas de presión en las líneas de aspiración afectan a la eficiencia del sistema y, por lo tanto, pueden ser desaconsejables.
5. La estrategia más atractiva e importante es reducir la carga en los intercambiadores de calor y este será el enfoque principal. La reducción de la carga de refrigerante en los intercambiadores de calor siempre está relacionada con una reducción del volumen interno. Se debe tener cuidado para equilibrar los efectos adversos relacionados con el aumento de la caída de presión o la reducción del calor transferido.

ESTRATEGIAS PARA LA REDUCCIÓN DE CARGA EN INTERCAMBIADORES DE CALOR

Casi todas las estrategias de reducción de la cantidad de refrigerante están relacionadas con la reducción del volumen interno. No se debe olvidar que el volumen interno de los intercambiadores de calor generalmente se determina en la fase de diseño en función del área de transferencia de calor necesaria para el propósito principal: transferencia de calor, tamaño de la tubería y circuito basados el objetivo de la caída de presión. Es una gran ventaja que la reducción del volumen sea proporcional al cuadrado del diámetro del canal (tubería), mientras que el área de transferencia de calor es una función lineal del diámetro. Por lo general, la consecuencia de la reducción del diámetro es un aumento de pérdida de presión que puede mitigarse aumentando el número de circuitos paralelos. Con todo ello, la reducción del volumen interno es solo un camino, relativamente trivial, para alcanzar el objetivo.

En los casos de los evaporadores por aspersión, se han logrado reducciones de carga significativas en comparación con los evaporadores de carcasa y tubos, incluso para el mismo volumen.

Para proporcionar suficiente capacidad con intercambiadores de calor de flujo en tubo, es necesario proporcionar un flujo de refrigerante que esté inversamente relacionado con el calor latente de vaporización. Por lo tanto, los refrigerantes con valores más altos de calor latente tendrán tasas de flujo másico más bajas para la misma capacidad y, en igualdad de condiciones, la consecuencia es una caída de presión más baja en comparación con aquellos que requieren una tasa de flujo más alta. Estas caídas de presión más bajas pueden permitir que se utilicen tubos de menor diámetro. No debe olvidarse que el amoníaco tiene un calor latente de vaporización muy alto en comparación con otros refrigerantes, pero también un vapor muy ligero que aumenta la velocidad del tubo para el mismo caudal másico.

Los efectos de transferencia de calor en las estrategias de reducción de carga están relacionados con la transferencia de calor del lado del refrigerante. Coeficientes de transferencia de calor mayores significan que se requieren superficies más pequeñas para una transferencia de calor determinada. El efecto del coeficiente de transferencia de calor del refrigerante es mayor para los intercambiadores de calor donde el lado del refrigerante presenta una resistencia relativamente grande de la total de transferencia de calor. Por ejemplo, es más fácil minimizar la carga en intercambiadores de calor con agua como los condensadores enfriados por agua o enfriadoras de agua, donde se calienta o enfría agua, en lugar de aire.

Esto es porque se requiere una mayor área de transferencia de calor para una capacidad dada en el caso de un intercambiador de calor con aire debido a su menor coeficiente global de transferencia de calor. Además, aquellos refrigerantes que permitan regímenes de flujo que sean mejores para la transferencia de calor (anular o intermitente en la evaporación o niebla en la condensación) o geometrías que estimulan tales regímenes de flujo (es decir, microaletas) proporcionarán mejores oportunidades para la reducción de carga. Que estas oportunidades se realicen, depende de la flexibilidad del diseño.

Como ya se ha dicho, cada reducción del diámetro interno, manteniendo todo lo demás igual, aumentará la caída de presión. La opción para reducir la caída de presión en el mismo diámetro de tubo con el mismo fluido es reducir la longitud del tubo o disminuir el flujo a través del tubo. Esto impulsa el diseño del intercambiador de calor con flujos paralelos de tubos de pequeño diámetro con los circuitos más cortos posibles. Eso indica un diseño de intercambiador de calor en paralelo con un solo paso de forma asintótica.

Sin embargo, la realidad es más compleja que este enfoque directo. El objetivo principal debería ser optimizar el COP del sistema para un caudal másico determinado alcanzando un equilibrio entre la transferencia de calor y la caída de presión. Cavallini, 2011, brindó una excelente discusión sobre este tema.

Al calcular la carga de refrigerante en un intercambiador de calor, los ingenieros suelen utilizar la fracción vacía, c (c=Volumen de vapor/ (Volumen de vapor+líquido)) como variable principal. La figura 1 presenta la relación entre el R134a y la fracción vacía en un tubo del microcanales (Nino et. al. 2002).

Fracción vacía es un nombre inapropiado. No hay vacíos en ningún intercambiador de calor. Mejor nombre sería “fracción de volumen de vapor”. Más aún, no estamos interesados en el vapor sino en el líquido porque es el líquido quien lleva la masa de refrigerante que estamos tratando de reducir:

Es muy importante tener en cuenta que la fracción vacía es una función del caudal o flujo másico (este hecho se descuida incluso en algunas correlaciones de fracción vacía). Esta relación es una herramienta muy importante cuando se diseña para reducir la carga de refrigerante. La tendencia es la misma que se discutió anteriormente: la reducción en el diámetro aumenta el flujo másico y aumenta la fracción vacía, por lo que reduce la carga. Esta tendencia se mostró en el gráfico que se muestra en la Figura 1.

Existe una dificultad práctica al seguir la estrategia descrita anteriormente. Cuando se desea una mayor capacidad de un intercambiador de calor, se aumenta el número de pasos paralelos; en consecuencia, los colectores donde se fusionarán los flujos de los canales son cada vez más grandes. Los regímenes de flujo en los colectores están menos descritos y son mucho menos predecibles, y normalmente las fracciones vacías son más bajas en los colectores que en los tubos.

Probablemente los intercambiadores de calor de baja carga más conocidos basados en la reducción del volumen interno son los de microcanales. A no ser que los colectores estén diseñados incorrectamente, ofrecen una carga extremadamente baja (menos de 10 g/kW incluso para el aire del otro lado). Hrnjak y Litch (2001) reportaron cargas de 18 g/kW para una enfriadora de amoníaco de microcanales enfriado por aire de 15 kW con una carga de condensador de 6 g/kW. Traeger y Hrnjak (2005) sobre un sistema R290 reportaron 8-10 g de carga en un evaporador con un serpentín de microcanales de 1kW. Hay algunos diseños de intercambiadores de calor de microcanales con agua como fluido en el otro lado (véase Palm, 2009).

Otros intercambiadores de calor efectivos de baja carga son los de placas. Son más conocidos en aplicaciones de enfriadoras y normalmente están hechos de acero inoxidable soldados con cobre o níquel o bien tienen juntas. Variaciones similares son cada vez más comunes en los diseños de carcasa y placas.

Los intercambiadores de calor de placas con aire en el otro lado se utilizan predominantemente en sistemas de acondicionamiento de aire de automóviles como evaporadores. Las cargas típicas de refrigerante en intercambiadores de calor más grandes (Pearson, 2003) son 1 kg/ kW, 0,5 kg/kW y 0,25 kg/kW para intercambiadores de calor de carcasa y tubos, placas y placas alimentadas por gravedad, respectivamente.

Z. Ayub, (1996) reporta bajas cargas (54 g/kW) en grandes evaporadores spray para amoníaco (4MW).

EFECTOS DEL CAUDAL O FLUJO MÁSICO EN LA REDUCCIÓN DE CARGA EN INTERCAMBIADORES DE CALOR

Aunque la fracción vacía se ha estudiado extensamente [véase Zivi, (1964), Butterworth, (1975), Newell, (1999), Adams et al., (2003) y (2006), etc.] los efectos del flujo másico no se han considerado siempre. Por lo general, para un fluido y una calidad o título local dados, el aumento de la masa o el flujo de calor afecta los regímenes de circulación de manera que aumenta la fracción vacía y así, reduce la carga.

Nino, Hrnjak y Newell, (2002) mostraron el efecto del caudal o flujo másico en la fracción vacía para R134a en tubos de microcanales (Figura 1), mientras que Adams, Hrnjak y Newell, (2003) arrojaron algo de luz sobre la fracción vacía para amoníaco (mostradas en las Figuras 2 y 3), dióxido de carbono y R245fa en microcanales. Las Figuras 2 y 3 presentan la fracción vacía en función de la calidad o título para tres flujos másicos, junto con las predicciones de correlación de los modelos homogéneos y Nino et al., (2002).

Es obvio, a pesar de cierta dispersión de datos experimentales, que los flujos másico más altos dan como resultado fracciones vacías más altas (cargas de refrigerante reducidas). Las fotografías de las Figuras 4, 5 y 6 [de Niño, Hrnjak y Newell, (2002)] muestran una evidencia visual de la misma tendencia, en microcanales transparentes, para R134a, R410A, y aire-agua (cuyo flujo de fluido se asemeja al amoníaco). La misma conclusión es válida para tubos de mayor diámetro que no se presentan aquí.

Está claro a partir de los datos experimentales y las fotografías que el aumento en el flujo másico reduce la carga (aumento de la fracción vacía).

EL ANÁLISIS DE LA CARGA EN ALGUNOS REFRIGERANTES INDICA QUE EL AMONÍACO TIENE EXCELENTE POTENCIAL DE REDUCCIÓN

Como se ha discutido anteriormente, está claro que una carga baja es beneficiosa para todos los refrigerantes en todas las aplicaciones.

Las comparaciones de refrigerantes basadas en su eficiencia son comunes. La base para la comparación de la eficiencia es el análisis de ciclos (típicamente Rankine o EvansPerkins) usando propiedades termofísicas. El análisis de ciclos implica una simplificación significativa que podría ser incluso engañosa en algunos casos. No incluye las realidades del intercambiador de calor (transferencia de calor, caídas de presión, potencia para motores de aire o agua, etc.). Ese enfoque se basa en la termodinámica y se acepta como una primera aproximación en el análisis comparativo.

Sería interesante saber si los refrigerantes pueden compararse en función de su potencial de reducción de carga. Intentaremos presentar aquí el concepto para comparar refrigerantes en función de su potencial de reducción de carga en los intercambiadores de calor e ilustrarlo con un ejemplo. El concepto se basa en principio en la suposición de que el refrigerante que es menos sensible a la reducción del volumen interno y tiene menos líquido (alta fracción vacía) y más liviano (menor densidad) tiene un mayor potencial para la reducción de la carga. La sensibilidad a la reducción del volumen interno se define por la reducción del COP debido a la caída de presión. La caída de presión es una función principalmente del caudal másico determinado por la porción (disponible) de calor latente, el volumen específico del vapor y la viscosidad del líquido.

ENFOQUE

Como se ha dicho anteriormente, el punto de partida más lógico para reducir la carga en los intercambiadores de calor comienza con la reducción del volumen interno. Un resultado de la reducción del diámetro de la tubería es una mayor caída de presión. La comparación justa de refrigerantes debe basarse no en la misma caída de presión sino en el efecto que tiene la caída de presión sobre la eficiencia (COP) mientras se mantiene la misma capacidad.

La transferencia de calor en ambos lados (no solo en el refrigerante que se ve más afectado cuando se varían las opciones de diseño para la reducción de carga) es importante y afecta el resultado. Esa es la razón por la que mantener el lado del aire idéntico es importante. Para mantener condiciones externas (lado del aire) idénticas para cada refrigerante, el tipo de intercambiador de calor seleccionado es el serpentín de microcanales (dos circuitos) que se muestra en la Figura 7 y con las dimensiones que se indican en la Tabla 1. La selección del tipo de microcanales se debe a su relevancia actual y a su anticipada aceptación por más fabricantes. Además, los altos coeficientes de transferencia de calor y la mejora de las aletas colocan este tipo de intercambiador de calor entre los tipos de aletas de placa de tubo redondo convencionales y los tipos enfriados por agua, proporcionando una conclusión con una base más universal. Se seleccionó un diseño en serpentín para evitar incertidumbres al predecir la carga en los colectores para varios refrigerantes. El diseño del serpentín no reduce la generalidad de las conclusiones ni limita el aumento del caudal másico. Figura 7: Línea base para diseño de condensador de serpentín.

Para el ejemplo presentado aquí, el diámetro interno del canal fue la única variable en el modelo utilizado para ajustar la caída de presión del refrigerante. En los experimentos fue más fácil variar el número de canales activos y se ajustó el modelo para facilitar la validación.

Para estimar la carga del condensador requerida para diferentes refrigerantes de intercambiadores de calor de referencia idénticos, los volúmenes internos (diámetros) se reducen para crear una caída de presión que provoca una reducción igual en el COP (aquí seleccionada del 1%). Ciertamente, el 1% es un valor arbitrario, pero es igual para cada refrigerante. Uno podría cuestionar si una penalización igual es justa, Wujek, (2012). Más información sobre este tema puede encontrarse en Hrnjak (2009) yPadilla y Hrnjak (2012)

El modelo adoptado tiene en cuenta el efecto de la relación entre las áreas de transferencia de calor del lado del aire y del refrigerante al iterar para encontrar la solución.

Las cargas de refrigerante requieren mantener la capacidad del sistema mientras se modelan intercambiadores de calor con la misma área frontal, dimensiones exteriores del tubo, aletas idénticas y las mismas condiciones de operación en el lado del aire (velocidad, temperatura, humedad). Además, el efecto del condensador en el resto del lado del refrigerante del sistema debería ser el mismo. Aquí se define como una diferencia del 1 % entre los COP del sistema con un condensador real y uno sin caída de presión en el lado del refrigerante. El diámetro del canal del condensador se modifica para generar la misma degradación de COP debido a la caída de presión del lado del refrigerante en comparación con un condensador ideal (sin caída de presión) mientras se mantiene la misma capacidad del evaporador. Una opción similar sería variar el número de canales activos manteniendo el diámetro del canal y las dimensiones exteriores del tubo plano. Este enfoque ha sido probado experimentalmente por Hoehne y Hrnjak, (2004).

La Fig. 8 compara el ciclo de referencia “ideal”, en línea continua, con el ciclo “real”, con caída de presión, que se muestra con línea discontinua. La caída de presión en el condensador “real” está configurada para causar una reducción del 1% en el COP en comparación con el ciclo “ideal”. La expansión isentálpica y la compresión isentrópica se asumen en el ciclo ideal para todos los fluidos. Se utilizó el modelo de fracción vacía de Zivi porque es independiente del refrigerante, donde en consecuencia, no se reflejó el efecto del flujo másico. Estos supuestos no afectan a la generalidad de las conclusiones. Las condiciones de funcionamiento del ciclo en este ejemplo son: Tevaporación=0ºC, Taire entrada =20ºC, recalentamiento 5 K. Basado en los modelos de evaporador y condensador, la carga necesaria para lograr una capacidad de enfriamiento de 1 kW para varios refrigerantes se muestra en la Fig. 9. Además, se encuentra el diámetro hidráulico “real” del condensador para minimizar la carga con solo 1% de degradación en COP. El amoníaco requiere la carga más baja pero no el tamaño de tubo más pequeño. El isobutano requiere un diámetro de tubo mucho mayor.

Aunque por razones diferentes, el R717 y R744 muestran el mejor potencial para sistemas de carga baja. Se sabe que el R717 tiene una caída de presión muy alta para un flujo másico dado debido a una densidad de vapor muy baja (consúltese la penúltima columna en la Tabla 2), lo que provoca una velocidad más alta para un caudal másico dado en comparación con otros fluidos. Sin embargo, debido a su calor latente muy alto (Calor latente = 1167 kJ/ kg), el flujo másico necesario para la misma capacidad es significativamente menor para el R717 que para cualquier otro fluido. La sensibilidad del amoníaco a la caída de presión no es excepcionalmente ni baja ni alta en comparación con otros fluidos que se muestran en la Tabla 2 (columna 5, ∆P). Dado que la densidad de vapor es muy baja para el amoníaco, la masa total es la más baja para una fracción vacía dada. El vapor ligero es útil para construir un sistema de carga baja.

El dióxido de carbono (R744) tiene características diferentes al amoníaco. R744 tiene una baja sensibilidad a la caída de presión, lo que significa que una caída de presión alta no provocará una caída de temperatura alta. La sensibilidad a la caída de presión se proporciona en la Tabla 2, Columna 5. El potencial para construir un sistema R744 de baja carga proviene de tener una baja caída de presión (debido al vapor denso) y muy baja sensibilidad a la caída de presión. Los tamaños de canal pequeños, el vapor denso y la baja sensibilidad a la caída de presión indicaron que los intercambiadores de calor de microcanales son ideales para R744. Debido a que el R744 tiene un vapor denso, tendrá más masa de refrigerante en una fracción vacía y un volumen interno determinados.

El diámetro hidráulico más grande se requiere para el R600a (isobutano) principalmente debido al vapor más liviano (después del amoníaco). La combinación de vapor ligero y líquido mantiene la carga razonablemente baja incluso con el diámetro más grande.

Los dos refrigerantes que requieren la carga más alta son el R1234yf y el R134a, aunque sus propiedades termofísicas individuales están equilibradas. La alta densidad del líquido combinada con la alta sensibilidad a la caída de presión requiere una carga significativamente mayor que otros fluidos presentados aquí.

5. ALGUNOS EJEMPLOS DE SISTEMAS DE AMONIACO DE CARGA EXTREMADAMENTE BAJA

Avances recientes en tecnologías de fabricación de tubos de microcanal y en los intercambiadores de calor han dado como resultado la expansión de algunos mercados importantes de producción en masa y, en consecuencia, se ha abierto la oportunidad para una mayor reducción de costes. Esa situación genera las posibilidades de aplicación de intercambiadores de calor de microcanales en áreas con volúmenes de producción tradicionalmente menores, siendo el amoníaco uno de ellos.

Litch y Hrnjak [9] presentaron datos para una enfriadora de amoníaco con un condensador de microcanales enfriado por aire. Esto resultó en la enfriadora condensada por aire con carga específica más baja para amoníaco reportado en la literatura hasta el momento. Se evaluaron dos condensadores de aluminio: uno con un serpentín de un solo tubos y otro con disposición de tubos paralelos entre colectores con 24 tubos en el primer paso y 14 pulg. el segundo. Cada tubo tiene 19 puertos triangulares de iguales dimensiones con un diámetro hidráulico inferior a 1 mm. Las aletas son de múltiples persianas. El condensador de serpentín tiene un solo tubo que pasa 16 veces a través de aletas de persianas múltiples. Hay cinco puertos cuadrados mejorados en el tubo. Se pueden encontrar detalles adicionales de estos condensadores en Litch & Hrnjak [9].

Se tomaron medidas de desempeño de transferencia de calor y carga para cada condensador y para el sistema como un todo. El intercambiador de calor de microcanales con flujo paralelo funcionó mejor en todos los aspectos. En general, como se representa en la figura 10, el rendimiento del condensador se cuantificó en términos de valores U para diferentes caudales de aire, condiciones de recalentamiento y subenfriamiento.

Las mediciones de cantidades de refrigerante del condensador se tomaron en diferentes condiciones de operación. Se comparan las mediciones de cantidades de refrigerante para modelar resultados usando diferentes predicciones de modelos de fracciones vacías. Todas las correlaciones de fracciones vacías funcionan de manera similar para ayudar a predecir la carga total. El uso de la correlación de Newell (Newell et al. [10]) para el condensador con serpentín arroja el error promedio más pequeño de 9,3 %, con un máximo de 15,7 %. Con las correlaciones de Butterworth [5] y Zivi [14], los errores promedio y máximo son 10.1/22.8% y 12.3/24.9%, respectivamente. El ligero exceso de predicción da como resultado una región subenfriada simulada que es más grande que la región real, aumentando la carga predicha. Los datos de Adams, Hrnjak y Newell [1] encajan bien en la predicción. Estos resultados se presentan en la Figura 11.

Obviamente, las predicciones para un condensador de serpentín son mucho más precisas que para un microcanales cuando se usa la misma correlación y datos experimentales. Esto mostró una clara inexactitud significativa en la predicción de carga en los colectores (véase Figura 12). Otra perspectiva de la Figura 7 (serpentín) es que el subenfriamiento del líquido es un gran contribuyente a la carga total. Las contribuciones de carga previstas relativas en las zonas de fases del refrigerante para los puntos de datos con el mayor subenfriamiento de líquido probado son 0,5 % en la zona recalentada, 29,2 % en la región de dos fases y 70,3 % en la región de subenfriamiento. Para el caso de datos con el menor subenfriamiento de líquido, las contribuciones son 0.5%, 60.1% y 39,4% en subenfriamiento. Aunque la región de subenfriamiento es solo el 26 % de la longitud total del tubo, comprende el 70 % de la carga total. Por lo tanto, es ventajoso reducir el subenfriamiento no solo para aumentar la transferencia de calor, sino también para reducir la carga de refrigerante.

A partir de los datos experimentales tomados, el flujo paralelo de condensadores de microcanales parece superar al condensador de serpentín de macrocanal. El coeficiente global de transferencia de calor para una velocidad superficial dada es entre un 60 y un 80 % mayor que para el condensador de serpentín; y la carga es un promedio de 53% inferior. El condensador de microcanales tiene un volumen más pequeño para aproximadamente la misma área superficial. Además, tiene menos carga y mejor transferencia de calor que los típicos condensadores de serpentín.

6. NUEVOS DESARROLLOS EN COMPRESORES E INTERCAMBIADORES DE CALOR DE MICROCANALES COMO CONDENSADORES EN PEQUEÑOS SISTEMAS

Probablemente, el desarrollo reciente más importante es el nuevo compresor hermético Mycom que se utiliza tanto para refrigeración como para bomba de calor. La carcasa está diseñada específicamente para utilizar con amoníaco. La capacidad nominal en refrigeración (a -5oC/50oC) es de 45 kW mientras que en bomba de calor es de 47 kW. El motor es de tipo IPM con devanados de aluminio. Hay dos modelos: para baja y alta temperatura. El peso de la versión hermética es de unos 100 kg. Este compresor está equipado con una bomba de aceite. La carga de amoníaco de la unidad es de 6 kg (véase Tabla 3 y Figuras 13 y 14).

El desarrollo de condensadores de microcanales para amoníaco se ha trasladado del Centro de Refrigeración y Acondicionamiento de Aire de la Universidad de Illinois a la empresa de alta tecnología especializa en la investigación y el desarrollo de nuevos enfoques de refrigeración y acondicionamiento de aire Creative Thermal Solutions (CTS). La Figura 15 presenta una foto de una unidad condensadora con intercambiador de calor de microcanales utilizada en una instalación experimental para la evaluación de evaporadores de amoníaco, mientras que la Figura 16 muestra una unidad de la Figura 9, CTS instrumentada para la implementación de condensadores MC. Los condensadores MC utilizaron un rendimiento mejorado con un área frontal del 87 % del condensador de tubo redondo original, con solo un 19 % del volumen del núcleo y solo el 7 % del peso original y el 27 % del volumencarga de refrigerante original. Hace solo unas semanas M. Tomooka de Mycom presentó estos resultados en el documento en la reunión IIAR en Orlando, FL “Aplicación de intercambiadores de calor de microcanales para sistemas de amoníaco compactos”

Otro ejemplo muy bueno es presentado por Cecchinato y otros [23] quienes describieron las características principales del prototipo recién diseñado, incluyendo:

• capacidad frigorífica de 120 kW
• compresor de tornillo inverter abierto con caudal volumétrico nominal igual a 118 m3/h
• temperaturas de evaporación y condensación de 2°C y 50°C respectivamente
• temperatura del refrigerante secundario (agua) en la salida del evaporador fijada a 7 °C y la entrada del evaporador a 12 °C.
• evaporador de placas con 52 placas que tienen un alto ángulo de corrugación con dimensiones totales iguales a 618×191 mm

La enfriadora utiliza intercambiadores de calor de bajo volumen interno y evaporador con expansión directa con una carga de 10,0 kg de amoníaco. Los resultados experimentales mostraron un COP de 5,0 a 2,7 a temperaturas ambiente de 10 a 40°C. Los autores estimaron el potencial para una reducción de carga del 20 % si se utilizara un condensador de microcanales.

ALGUNOS COMENTARIOS ADICIONALES

En este punto del desarrollo del intercambiador de calor, las cargas más bajas se han logrado utilizando un enfoque de microcanales y se presentarán con más detalle más adelante. No obstante, la tecnología de microcanales no es la única manera de reducir la carga. Se han obtenido muy buenos resultados utilizando evaporadores de placas o condensadores con agua u otros fluidos en el otro lado (soldado, con juntas, casete, carcasa y placa soldadas, etc.). La industria del automóvil ha desarrollado evaporadores de placas para la refrigeración del aire, pero la aplicación todavía se limita al acondicionamiento de aire móvil (aeronáutica, automóviles, vehículos todoterreno, etc.). Los evaporadores de aspersión también son conocidos por su baja carga. No debe olvidarse que en los intercambiadores de calor de microcanales se retiene una importante cantidad de líquido en los colectores.

Los valores típicos para las cantidades de refrigerante en intercambiadores de calor más grandes, según los da Pearson [13], se muestran en la Tabla 4.

Ayub informa sobre bajas cargas en evaporadores de aspersión y mejoras recientes, que se muestran en la Tabla 5.

Pearson reporta que “la carga óptima” de la enfriadora tenía una carga de 100 g/kW. El valor óptimo tenía un carga adicional no especificada por fuga y operación.

Litch y Hrnjak presentaron datos para algunos sistemas pequeños de amoníaco con cargas publicadas en la Tabla 6.

B. Palm en el resumen de una década de reducción de carga en KTH presentó un pequeño sistema de amoníaco (una configuración de laboratorio que simula una bomba de calor doméstica agua-agua) como parte del proyecto Sherhpa. Su mayor desafío fue retornar el aceite al compresor en el sistema de expansión directa, por lo que se utilizó aceite miscible y un intercambiador de calor con canales estrechos. Los mismos intercambiadores de calor especiales de aluminio se utilizaron como condensador y evaporador. Los intercambiadores de calor de placas también se probaron y funcionaron bien como condensadores, pero no como evaporadores por problemas con el retorno de aceite. El sistema con un compresor abierto tenía una capacidad de 9kW con 100g de carga (un sorprendente 11 g/kW, la mitad de la carga de ILKA MAFA 100.2- 11K45).

RESUMEN Y CONCLUSIONES

Este documento ha presentado razones para la reducción de carga y estrategias de acción:

1. Introducción de otro fluido (secundario)
2. En el compresor:
   • Reducción del volumen interno
   • Reducción de la cantidad en lubricante
3. En recipientes por reducción de volumen y niveles de líquidos.
4. En tuberías al reducir el volumen interno (diámetro y posiblemente longitud)
5. En intercambiadores de calor al reducir el diámetro y la longitud del tubo y, lo que es más importante, equilibrando el flujo másico y el diseño

Por ser la más atractiva, se elabora con más detalle la última estrategia. Obviamente, para reducir la carga es necesario reducir el volumen interno, pero lo más importante es considerar los efectos del balance de transferencia de calor y el flujo másico en la fracción vacía.

Se presta especial atención a explorar y diseñar una metodología para comparar refrigerantes de manera justa en función de su potencial para ser utilizados en condensadores de baja carga.

Este documento también ha presentado un caso para una pequeña enfriadora de amoníaco, de baja carga y enfriada por aire que utiliza condensadores de microcanales y un compresor hermético con aceite miscible. Los condensadores enfriados por aire de microcanales junto con evaporadores de placas con expansión directa DX o similares proporcionaron la base para una carga baja.

Además, el volumen externo de la enfriadora podría reducirse porque el volumen externo de un diseño de microcanales es pequeño. Además de ser compactos, los intercambiadores de calor de microcanales de aluminio también son livianos.

Gracias a la tecnología desarrollada en la industria del automóvil, estos intercambiadores son relativamente económicos.

Si se amplía el uso del aluminio más allá del condensador MC, es posible reducir aún más el peso y el coste, lo que hace que las enfriadoras sean más competitivas que los sistemas convencionales.

El compresor hermético con aceite miscible proporciona un entorno de fugas bajo y mantenimiento reducido, donde en todos los aspectos, es similar a las enfriadoras convencionales.

Dado que el amoníaco es uno de los pocos refrigerantes que tienen un vapor más ligero que el aire, la ubicación de la enfriadora debe estar en el techo. Suponiendo una liberación sin obstrucciones, incluso en el peor de los casos de fugas catastróficas, el vapor de refrigerante no puede aumentar su concentración en zonas específicas más allá del LFL (nivel inferior de inflamabilidad) o valores de concentraciones tóxicas.

Esto representa una gran mejora en la seguridad y pone el amoníaco por debajo del radar de las regulaciones.

Todo lo dicho anteriormente conduce a una excelente oportunidad para el amoníaco como refrigerante en áreas urbanas: enfriadoras herméticas de muy baja carga colocada en las azoteas con liberación de vapor sin obstrucciones.

REFERENCIAS

Adams, D., P. Hrnjak, and T. Newell, 2003, Pressure Drop and Void Fraction in Microchannels Using Carbon Dioxide, Ammonia, and R245FA as Refrigerants, ACRC Report TR221

Adams, D. C., J. D. Burr, P. S.

SUBÍNDICES

l = liquido v = vapor i = cantidad

Hrnjak, and T. A. Newell, 2006, “Void Fraction of CO2 and Ammonia in Multiport Aluminum Microchannel Tubes,” Proceedings of the 11th International Refrigeration and Air Conditioning Conference at Purdue, West Lafayette, IN

Ayub, Z. H., 2004, Industrial Refrigeration and Ammonia Enhanced Heat Transfer, Proc. of the ASME-ZSIS International Thermal Science Seminar II (CD-ROM), Slovenia, pp. 13-23.

Ayub, Z. Chyu, M.C., 1996, Application of Passive Enhancement to a 400 Ton PG/ NH3 Spray Evap., Process Enhanced and Multi-Phase Heat Transfer, New York, pp. 333-338.

Ayub, Z.H., 2008, Personal communication – Spray chiller designed, fabricated and installed at a food plant in Gastonia, North Carolina, 1995.

Butterworth, D. 1975. A Comparison of Some Void-Fraction Relationships for Co-Current Gas-Liquid Flow” International Journal of Multiphase Flow, 1: 845-850.

Cavallini, A. 2012. IIR Gustav Lo- rentzen conference on natural refriger- ants, Delft

Cecchinato, L. 2010, Design and Ex- perimental Analysis of a Water Chiller Using Ammonia as Refrigerant, 2nd IIR Workshop on Refrigerant Charge Reduction, KTH, Stockholm

Hoehne M.R., Hrnjak P.S., 2004, Charge minimization in systems and components using hydrocarbons as a refrigerant, Air Condition and Refrigeration Center, University of Illinois, Technical Report 224

Hrnjak P.S. 2010, Developments in charge reduction and microchan- nel technology: Mass flux as a way to affect void fraction – charge, 2ndIIR Workshop on Refrigerant Charge Reduction, KTH, Stockholm

Hrnjak P.S. 2009, Refrigerant charge reduction: strategies and experience, 1st IIR Workshop on Refrigerant Charge Reduction, Cemagref Antony, France

Hrnjak, P., 2012, Technologies needed to advance the position of major natural refrigerants: HC, NH3 or CO2, IIR Gustav Lorentzen conference on natural refrigerants, Delft

Litch A.D., Hrnjak P.S., 1999, Condensation of ammonia in microchannel heat exchangers, Air Condition and Refrigeration Center, University of Illinois, Contract Report 22

Hrnjak, P. A. Litch, 2001. Charge Reduction in Ammonia Chiller Using Air-Cooled Condensers with Aluminum Microchannel Tubes, Proceedings of International Institute of Ammonia Refrigeration Conference Long Beach, CA, 235-267

Hrnjak, P. 2002, “Microchannel Heat Exchangers as a Design Option for Charge Minimization on NH3 and HC Systems,” Proceedings of IIR Conference Zero Leakage – Minimal Charge, Stockholm, 111-118,

Hrnjak, P., 2005. Charge Minimiza- tion in Ammonia Refrigeration Systems, Proceedings of the International Institute of Refrigeration Conference on Ammonia Refrigerating Systems, Renewal and Improvement, Ohrid, Macedonia

Hrnjak, P. 2010, Developments in charge reduction and microchannel technology – mass flux as a way to affect void fraction, 2nd IIR Workshop on Refrig. Charge Reduction, KTH, Stockholm

Hughmark, G.A. Holdup in GasLiquid Flow, Chemical Engineering Progress. 58(4): 62-65

Newell, T.A. et al. 1999. An Investigation of Void Fraction in the Stratified/Annular Flow Regions in Smooth, Horizontal Tubes In Review for International Journal of Multiphase Flow

Niño V., P.Hrnjak, T. Newell, 2002, Characterization of Two-Phase Flow in Microchannels ACRC TR202

Nino V., P. Hrnjak, T. Newell, 2002, Analysis of Void Fraction in Microchannels Purdue University Conference, West Lafayette, IN

Oku, T., N. Ishii, K. Anami, C.W. Knisely, A. Matsui, H.Sato and N. Yoshirio, 2008, Optimal Performance Development of High-Pressure Type Ammonia Scroll Compressors for Maximum Efficiency, Proceedings of the Purdue Refrigeration Conference, paper 1425

Palm, B. 2009. Summarizing a Decade of Experience on Charge Reduction for Small HC, Ammonia and HFC Systems, 1st IIR Workshop on Refrigerant Charge Reduction, Paris

Padilla Y, P. Hrnjak, 2012 Experimentally Validated Microchanel Heat Exchanger Performance And Charge Predictions Used To Compare Charge Reduction Potentials Of Some Refrigerants, 10th IIR Gustav Lorentzen Conference on Natural Refrigerants, Delft, The NetherlandsTraeger K.M., Hrnjak P.S., 2005, Charge minimization of microchannel heat exchangers, Air Condition and Refrigeration Center, University of Illinois, Technical Report 251

Pearson, A. 2003, Low charge ammonia plants: Why bother? Technical paper#5, pp 153-176, IIAR Ammonia Refrigeration Conference, Albuquerque, NM March 16-19

Wujek, S. 2012, Personal communication

Zivi S.M., 1964, Estimation of steady-state steam void fraction by means of the principle of minimum entropy production, J. Heat Transfer, 86 Trans. Am. Soc. Mech. Engrs, Series C (1964), 247–252.