MEMORIAS DEL XVI CONGRESO INTERNACIONAL ANUAL DE LA SOMIM

22 al 24 DE SEPTIEMBRE, 2010 MONTERREY, NUEVO LEÓN, MÉXICO

Derechos Reservados © 2010, SOMIM

ANÁLISIS TERMODINÁMICO DE LOS CICLOS DE REFRIGERACIÓN CON

HF-134a Y DE UNA ETAPA CON CO2

Martín Salazar Pereyra(1), Raúl Lugo Leyte(2), Federico Méndez Levielle(3), Omar Ruíz Ramírez(2), Juan M.

Zamora Mata(2).

1 Tecnológico de Estudios Superiores de Ecatepec. División de Ingeniería Mecatrónica e Industrial.

Av. Tecnológico. Esq. Av. Hank González. Col. Valle de Anáhuac C.P. 55210. Ecatepec, Edo. de México, México.

2 Universidad Autónoma Metropolitana Unidad Iztapalapa. Departamento de Ingeniería de Procesos e Hidráulica.

Av. San Rafael Atlixco No. 186, Col. Vicentina, C.P. 09340, Iztapalapa, México, D.F., México.

3 Universidad Nacional Autónoma de México. Departamento de Termofluidos. División de Ingeniería Mecánica e

Industrial. Facultad de Ingeniería.

Delegación Coyoacan, 04510, México, D.F.

msalazar@tese.edu.mx, lulr@xanum.uam.mx, mendezlavielle@gmail.com, omarolon@gmail.com,

jmzm@xanum.uam.mx

RESUMEN Se hace el análisis termodinámico a los ciclos de

refrigeración por compresión de vapor de HF-

134a de una, dos y tres etapas de compresión y a

un ciclo simple de refrigeración por compresión

de vapor de CO2 operando a condiciones

subcríticas y supercríticas. En el análisis se

obtiene el coeficiente de operación, la potencia

suministrada al compresor, la eficiencia

exergética y las irreversibilidades para cada una

de los ciclos de refrigeración. Al comparar los

coeficientes de operación de los ciclos simples, se

encuentra que, el que opera con CO2 a

condiciones subcríticas y transcríticas es 30% y

34% menor que el que opera con HF-134a,

respectivamente. Por otro lado, al comparar los

ciclos que operan con HF-134a a temperaturas de

condensación mayores a 40o C, se encuentra que

el ciclo de tres etapas tiene una mejora del 20%

en el coeficiente de operación y del 8.8% en la

eficiencia exergética con respecto al de una etapa;

y el de dos etapas del 12% y 4.3% con respecto al

de una etapa.

ABSTRACT

This paper presents the thermodynamic study of

the vapour compression refrigeration cycles with

one, two and three stages of compression with

refrigerant-134a as working fluid and a simple

refrigeration cycle with CO2 operating to

subcritical and supercritical conditions. In this

analysis, the coefficient of performance, power

input, exergetic efficiency and irreversibities is

obtained for each one of the cycles of

refrigeration. When comparing the coefficients of

performance the simple compression cycles, the

CO2 cycle operating to subcritical and

supercritical conditions is less than HF-134a

compression cycle, 30% and 34% respectively.

The comparative amount refrigeration cycles with

HF-134a to temperatures of condensation

superior to 40ºC, the three stages improves in

20% the operation coefficient and 8.8% the

exergetic efficiency with respect to one stage, and

of 12% and 4,3% the cycle of two stages with

respect to the one stage.

NOMENCLATURA

COP coeficiente de operación; (-),

h entalpía por unidad de masa; (kJ/kg),

m fracción masa; (-), .

m flujo másico; (kg/min),

p presión; (bar),

Pc potencia del compresor; (kW),

qfr efecto refrigerante; (kJ/kg), .

frQ carga térmica; (kW o TR),

T temperatura; (K, °C),

TR tonelada de refrigeración; ( = 3.516kW),

w trabajo por unidad de masa; (kJ/kg).

Letras griegas

exergía específica; (kJ/kg),

sic eficiencia isoentrópica del compresor;(-),

ELE eficiencia eléctrica; (-),

eficiencia exergética; (-),

ME eficiencia mecánica; (-).

Subíndices

0 estado muerto,

amb ambiental,

AP alta presión,

BP baja presión,

c compresor,

C1 ciclo de una etapa con HF-134 a,

C2 ciclo de dos etapas con Hf-134 a,

ISBN: 978-607-95309-3-8

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C3 ciclo de tres etapas con HF-134 a,

cond condensador o enfriador,

C-ME compresor motor eléctrico,

enf enfriamiento,

eva evaporador,

int intermedia,

f fricción del pistón y cilindro,

m-elec electromecánicas,

VAL válvula,

t total.

INTRODUCCIÓN

En la industria frigorífica, los sistemas de

refrigeración por compresión de vapor son los más

utilizados. Estos sistemas operan con refrigerantes

sintéticos hidrofluorocarbonados y en algunos

países en vías de desarrollo todavía usan

clorofluorocarbonados (freones), que en gran

porcentaje contribuyen a la degradación de la capa

de ozono y al calentamiento global. Bajo este

contexto en los protocolos de Kyoto y Montreal y

actualmente por el de Copenhague se planteó la

necesidad de retornar al uso de refrigerantes

naturales, como el CO2, debido a sus

características estables y bajo potencial de

calentamiento global [1].

Asimismo, en los procesos industriales, los

sistemas que más consumen energía son

generalmente, los que enfrían o refrigeran, lo que

da la pauta para realizar estudios paramétricos que

evalúen su desempeño.

Recept Yumrutas et al, realiza este tipo de

estudios energéticos al ciclo de refrigeración por

compresión de vapor de amoniaco con una sola

etapa, con la finalidad de cuantificar las pérdidas

de la disponibilidad de la energía; encontrando,

que las pérdidas de temperatura y presión en los

intercambiadores de calor incrementan las

pérdidas de exergía [2]. Asimismo, Hongsheng

Liu et al, diseñan y construyen un sistema de aire

acondicionado automotriz utilizando al CO2 como

fluido de trabajo, y presentan el comportamiento

del ciclo de refrigeración variando las

revoluciones por minuto del motor, que suministra

la potencia al compresor, sin embargo, no

encuentran los condiciones óptimas de operación

[3]. K. Srinivasan presenta un análisis del ciclo de

refrigeración con CO2 que opera a condiciones

supercríticas, y muestra el COP y la eficiencia

exergética del ciclo simple, también obtiene la

presión de descarga del compresor, sin embargo,

estas presiones son muy altas en comparación a

las que se obtienen en este trabajo [4].

En este trabajo se realiza el análisis

termodinámico a los ciclos de refrigeración por

compresión mecánica con una, dos y tres etapas,

utilizando como fluidos de trabajo al HF-134a y el

CO2, este último en una etapa. Se realiza la

simulación de estos sistemas de refrigeración en

lenguaje Visual Basic, con la finalidad de obtener

el coeficiente de operación, (COP), la potencia

suministrada, la eficiencia exergética () y las

irreversibilidades generadas en los equipos y

accesorios del ciclo, al variar las condiciones en el

condensador, presión y temperatura, manteniendo

la carga térmica de 5 TR.

FLUIDOS REFRIGERANTES

Los pioneros de la industria frigorífica se basaron

en la compresión mecánica del éter para obtener la

producción del frío, pero ante el peligro, que

presentaba el éter, lo sustituyeron por amoniaco,

hasta que a finales de los años 60s se utilizaron los

clorofluorocarbonados, tales como, los freones 12

y 22, que contribuyen al agotamiento de la capa de

ozono y calentamiento global [5,6].

De acuerdo a los protocolos de Kyoto y Montreal,

se estableció sustituir este tipo de refrigerantes por

fluorocarbonados, HFC´s. El HF-134a es uno de

los refrigerantes que sustituyen en el uso

comercial e industrial al freón 12 y 22, aunque

continúa contribuyendo al deterioro del medio

ambiente, pero en menor grado. Como fluido de

trabajo presenta mejor funcionalidad que el freón

12, debido a que su calor latente es mayor [7, 8].

Sin embargo, las tendencias tecnológicas,

ambientales y de sustentabilidad tienden a

establecer tecnologías limpias, utilizando

refrigerantes naturales, como el CO2. Las

investigaciones sobre el CO2 como refrigerante

son orientadas a los sistemas de aire

acondicionado automotriz, bombas de calor y

sistemas de refrigeración a baja carga térmica, [3,

9, 10, 11].

El problema de utilizar el CO2 como refrigerante

en un ciclo de refrigeración, es que la presión y

temperatura crítica es de 73.773 bar y 31°C,

respectivamente. La Fig. 1 muestra el ciclo de

refrigeración por compresión mecánica de CO2 a

condiciones supercríticas.

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Figura 1. Ciclo de refrigeración utilizando CO2 a

condiciones supercríticas.

Las limitaciones de todo sistema energético se

encuentran determinadas por las condiciones

ambientales y de diseño. En los sistemas de

refrigeración, las condiciones ambientales juegan

un papel muy importante, ya que determinan las

condiciones de operación del condensador-

enfriador.

CICLO DE REFRIGERACIÓN

Los ciclos de refrigeración por compresión de

vapor, generalmente son de una etapa de

compresión, cuando opera a bajas cargas de

enfriamiento, sin embargo, cuando se incrementan

se requiere incrementar las etapas de compresión

para mejorar el desempeño del refrigerador. La

opción de realizar la compresión por medio de dos

o tres etapas, depende en gran medida de la carga

frigorífica, temperatura ambiente y del fluido

refrigerante.

La Fig. 2 muestra el ciclo simple de refrigeración

por compresión de vapor de HF-134a. El ciclo

está compuesto de los siguientes procesos:

compresión, (1-2); condensación (2-3),

estrangulamiento (3-4) y evaporación (4-1), en

éste se retira la carga térmica de la cámara

frigorífica. La temperatura de condensación está

en función de la temperatura ambiente, es decir,

T3=Tamb+10…20°C.

La Fig. 3 muestra el diagrama esquemático del

ciclo de refrigeración por compresión de vapor de

dos etapas, y está constituido por dos compresores

y dos cámaras, una separadora y una de mezclado.

Figura 2. Ciclo simple de refrigeración con HF-

134a.

El ciclo de tres etapas presenta dos cámaras de

mezclado, dos cámaras separadoras y tres

compresores, tal como se muestra en la Fig. 4.

Figura 3. Refrigerador con dos etapas de

compresión.

Las Fig. 5 y 6 muestran los ciclos de refrigeración

por compresión de vapor con dos y tres etapas en

el diagrama entalpía-exergía. En la cámara

mezcladora se mezcla el vapor sobrecalentado que

sale del compresor de baja presión (estado 2) con

el vapor saturado seco que sale de la cámara

separadora (estado 7), disminuyendo la

temperatura del fluido frigorífico en la admisión

del compresor de alta presión (estado 3);

asimismo, de la cámara separadora también sale

líquido saturado (estado 8), lo que incrementa el

efecto refrigerante. Para la compresión en tres

etapas se incluyen dos interenfriamientos que

enfría el fluido de trabajo en la admisión del

segundo y tercer compresor, y se incrementa el

0.5 0.75 1 1.25 1.5 1.75 2 2.25 2.5

Entropía (kJ/kg K)

0

25

50

75

100

125

150

-25

-50

-75

-100

Te

mp

era

tura

(°C

)

125

90

50

10

25

0.50.1 0.3 0.64

70

0.8

3

2

14

15

0.3 0.55 0.8 1.05 1.3 1.55 1.8 2.05

Entropía (kJ/kg K)

0

25

50

75

100

125

150

-25

-50

-75

-100

Te

mp

era

tura

(°C

)

3

2

14

Tcond=35ºC

Teva=-10ºC

wCAP

wCBP

1

2

3

4 5

6

7

8

9

condensador

cámara de

mezclado

evaporador

cámara separadora

Cámara frigorífica

CAP

CBP

1-m1

1 kg m1

1

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efecto refrigerante (proceso 14-1), debido a las

cámaras separadoras. También se muestra que el

proceso de estrangulamiento, al incrementar el

número de etapas decrece la generación de las

irreversibilidades, es decir, el estrangulamiento

del ciclo en una etapa genera más

irreversibilidades, que si se secciona en dos y tres

etapas.

Figura 4. Refrigerador con tres etapas de

compresión.

Figura 5. Ciclo de refrigeración con 2 etapas con

HF-134a.

La Fig. 7 muestra los ciclos simples de

refrigeración por compresión de CO2 que opera a

condiciones subcríticas y de HF-134a. Para las

condiciones de temperatura de evaporación de -10

ºC y de condensación de 30ºC; las presiones de

evaporación y de condensación para el CO2 son de

28 y 72 bar, respectivamente, y para el HF-134a

son de 2 y 7.1 bar, lo que representa suministrar

menor trabajo en el compresor.

Figura 6. Ciclo de refrigeración con 3 etapas con

HF-134a.

Figura 7. Presión entalpía del ciclo simple de

refrigeración a condiciones subcríticas con CO2 y

HF-134a.

La temperatura de condensación que se considera

para este estudio es T3=35ºC, lo que implica

trabajar en la región transcrítica, cuando se utiliza

el CO2, por consiguiente, existe la posibilidad de

operar a diferentes presiones en el enfriador, tal

como lo muestra la Fig. 8. Para encontrar la

presión de enfriamiento se debe de cuantificar el

efecto refrigerante y el trabajo mecánico

suministrado manteniendo fija la T3 que

proporcione el COP máximo.

Figura 8. Presión entalpía del ciclo de

refrigeración a condiciones supercríticas con CO2

y HF-134a.

100 200 300 400 500

Entalpía (kJ/kg)

0

20

40

60

80

Exerg

ía (

kJ/k

g)

1

25

9

3

4

6

87

100 200 300 400 500

Entalpía (kJ/kg)

0

20

40

60

80

Exerg

ía (

kJ/k

g)

1

2

513

3

4

6

8

7 910

1114

50 150 250 350 450

Entalpía (kJ/kg)

0

20

40

60

80

Pre

sió

n (

ba

r)

Tcond= 30ºC

Teva= -10ºC

Tcond= 25ºC

Tcond= 30ºC

Teva= -10ºC

CO 2

HF-134a

60 160 260 360 460

Entalpía (kJ/kg)

0

20

40

60

80

100

120

Pre

sió

n (

ba

r)

14' 44"

3'

3

3"

2'

2

2"

Tenf=35°C

1

23

4

Tenf=35°C

1

2

3

10 11

13

14

cámaras de

mezclado

evaporador

cámara

separadora

Cámara frigorífica

CPM

CBP

1-m1-m2

m2

wCAP

4

6 7

8 9

condensador

CAP

1 kg m1

5

12

cámara

separadora

1-m1

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La Fig. 9 muestra el diagrama presión-volumen

para el ciclo de refrigeración con CO2 a T3=35ºC.

El ciclo de refrigeración se encuentra limitado por

la temperatura ambiental, ya que, aunque se

aumente la presión de descarga del compresor por

encima de 90 bar, el incremento del efecto

refrigerante ya no es significativo; sin embargo, el

incremento en el trabajo de compresión sí se

incrementa considerablemente.

Figura 9. Presión volumen del ciclo de

refrigeración con CO2 a condiciones supercríticas

a Tenf=35ºC.

Para una T3=40ºC, el COP máximo se obtiene

para una presión de descarga del compresor de

104 bar, tal como se muestra en la Fig. 10. Este

comportamiento se debe a que las isotermas en la

región supercrítica tienden a ser pendientes

verticales a partir de los 80 bar para una Tenf=35ºC

y a 90 bar para una Tenf=40ºC.

Fig. 10. Presión volumen del ciclo de

refrigeración con CO2 a condiciones supercríticas

a Tenf=40ºC.

METODOLOGÍA

Se hace el análisis termodinámico a los ciclos de

refrigeración por compresión de vapor de HF-

134a de una, dos y tres etapas de compresión y a

un ciclo simple de refrigeración por compresión

de vapor de CO2 operando a condiciones

subcríticas y supercríticas. Las propiedades de los

estados termodinámicos se calculan previamente,

también se hacen los balances de materia y

energía en los equipos y accesorios para obtener

las fracciones y flujos másicos. Para obtener el

estado 3 del ciclo de CO2 que opera a condiciones

supercríticas se obtiene por iteración numérica. Se

parte de una presión ligeramente mayor que la

presión crítica del CO2 y se obtiene su COP

correspondiente; enseguida se va incrementando

el valor de la presión, p3, hasta que el valor del

coeficiente de operación sea máximo; cuando esto

ocurra, se tendrá el valor de la presión, p3,

deseada.

En las Tablas I y II se muestran los balances de

energía y exergía de los equipos y accesorios de

los ciclos de refrigeración, no se incluyen las

cámaras de mezclado y separadoras debido a que

las irreversibilidades generadas no son

significativas, debido a que el flujo de calor es

regenerado al ciclo.

El estado muerto se considera a una temperatura

de 15ºC y una presión de 1 bar para el CO2 y HF-

134a, a estas condiciones el refrigerante es vapor

sobrecalentado. La metodología para calcular las

irreversibilidades de los equipos se realiza con

base a la metodología de Kotas [12].

RESULTADOS Y DISCUSIÓN

El análisis de los ciclos de refrigeración se realiza

para una carga térmica de 5 TR, sic de 0.88,

ME=0.83, ELE=0.9 para los compresores. La

temperatura requerida en la cámara frigorífica es

de -10ºC.

La Fig. 11 muestra el COP del ciclo de

refrigeración con CO2 en función de la presión de

descarga del compresor a diferentes temperaturas

ambiente. Por ejemplo, para la temperatura

T3=35ºC, se obtiene el máximo COP (2.62) a 90

bar, a partir de esta presión, el COP tiene una

pendiente negativa. Asimismo, conforme se

incrementa la T3, la presión de descarga aumenta,

y a partir de que se alcanza el COP máximo, se

presenta una tendencia constante, esto se debe a

que la pendiente de las isotermas tiende a ser

vertical a partir de estas presiones. Por

consiguiente, con base a las presiones donde se

alcanza el máximo COP, línea A, se toman las

condiciones de operación para el comparativo con

el HF-134a.

0 0.005 0.01 0.015 0.02 0.025 0.03

Volumen (m 3̂/kg)

0

20

40

60

80

100

120

Pre

sió

n (

ba

r)

Tenf=35°C

0 0.005 0.01 0.015 0.02 0.025 0.03

Volumen (m 3̂/kg)

0

20

40

60

80

100

120

Pre

sió

n (

ba

r)

Tenf=40°C

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Tabla I. Balances de masa y energía de los ciclos de refrigeración.

Una etapa Dos etapas Tres etapas

Efecto frigorífico

fr1 1 4q h h fr2 1 1 9q 1 m h h fr3 1 2 1 14q 1 m m h h

Flujo másico

. ..

fr freva

fr 1 4

Q Qm

q h h

..

freva

1 1 9

Qm

1 m h h

..

freva

1 2 1 14

Qm

1 m m h h

Trabajo mecánico

2 1w h h 1 2 1 4 3w 1 m h h h h

1 2 2 1

1 4 3 6 5

w 1 m m h h

1 m h h h h

Potencia suministrada al compresor

.

eva 2 1ELE

M ELE

m h -hP =

. .

eva t2 1 4 3ELE

M ELE

m h -h m h -hP =

. . .

eva in t t2 1 4 3 6 5ELE

M ELE

m h -h m h -h m h -hP =

Coeficiente de operación

.

1 4fr

C 2 1

h hQCOP

P h h

.

eva 1 9

. .

eva t2 1 4 3

m h hCOP

m h h m h h

.

eva 1 14

. . .

eva int t2 1 4 3 6 5

m h hCOP

m h h m h h m h h

Tabla II. Balances de exergía de los ciclos de refrigeración.

Una etapa Dos etapas Tres etapas

Compresor y motor eléctrico .

C ME evaELE 1 2I P m ( ) . .

C ME eva tELE 1 2 3 4I P m ( ) m ( ) . .

C ME eva intELE 1 2 3 4

.

t 5 6

I P m ( ) m ( )

m ( )

Pérdidas electromecánicas

.

m,elec ELE ME ELEI P (1 )

Irreversibilidad interna debida a la fricción del pistón y los cilindros . . .

f C ME m,elecI I I

Irreversibilidad en el condensador . .

cond eva 2 3I m ( ) . .

cond eva 4 5I m ( ) . .

cond eva 6 7I m ( )

Irreversibilidad en el evaporador

. . .

evap eva salm4 1 s eI m ( ) m ( )

. . .

evap eva salm9 1 s eI m ( ) m ( )

. . .

evap eva salm14 1 s eI m ( ) m ( )

Válvula de expansión

. .

VAL eva 3 4I m ( ) . . .

VAL eva t8 9 5 6I m ( ) m ( ) . . . .

VAL eva int t13 14 10 11 7 8I m ( ) m ( ) m ( )

Eficiencia exergética del ciclo de refrigeración

.

ELE i

ELE

P I

P

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Figura 11. COP del ciclo de refrigeración con

CO2 para diferentes T3 en función de la presión

de descarga del compresor.

Para una T3=30ºC, el ciclo de refrigeración con

CO2 consume un kW más de potencia en

condiciones subcríticas que un ciclo de

refrigeración de una etapa que opere con HF-

134a; para una T3=45ºC, el ciclo de CO2 requiere

2 kW más que el ciclo con HF-134a.

La Fig. 12 muestra la potencia suministrada a los

ciclos en función de la Tcond. Los ciclos que

operan con HF-134a requieren menor suministro

de potencia para una etapa, sin embargo, con tres

etapas de compresión se requiere menor potencia

en comparación al de dos etapas para el intervalo

analizado.

El comportamiento del COP de los ciclos de

refrigeración se muestra en la Fig. 13. El ciclo

con 3 etapas de compresión presenta un mayor

COP que los demás ciclos, debido a que, se

obtiene mayor efecto refrigerante y menor

suministro de trabajo mecánico.

Al comparar los ciclos con una etapa, se obtiene

una diferencia en la región subcrítica del 30%

menor para el CO2 y del 34% para región

transcrítica en comparación con el HF-134a.

Figura 12. Potencia suministrada a los ciclos en

función de la Tcond.

Figura 13. COP de los ciclos de refrigeración en

función de la Tcond.

El ciclo de refrigeración con CO2 presenta una

mayor variación en el COP y la potencia

suministrada al incrementar la temperatura de

condensación, lo que implica una mayor

sensibilidad al incremento de temperatura

ambiente, debido a que no sólo se modifica la T3,

sino también la presión.

COMPORTAMIENTO EXERGÉTICO DEL

CO2

La Fig. 14 muestra el diagrama exergía entalpía

para el ciclo de refrigeración con CO2. Para una

presión de enfriamiento de 90 bar se tiene una

menor diferencia de exergías entre los estados

del proceso de estrangulamiento, 3’ a 4’, que

implica la posibilidad de disminuir las

irreversibilidades en la válvula, incrementando la

eficiencia exergética. Adicionalmente, se

observan las variaciones en el efecto refrigerante

y en el trabajo suministrado al compresor,

cuando se varían las presiones de enfriamiento.

Al evaluar los estados termodinámicos en las

ecuaciones de la Tabla I, se obtiene que el COP

máximo para las condiciones establecidas, se

tiene para la presión de 90 bar, en el enfriador.

Figura 14. Exergía entalpía para el ciclo de

refrigeración por compresión de vapor de CO2 a

diferentes presiones en el enfriador.

30 35 40 45

Tcond (ºC)

3

5

7

9

Po

ten

cia

(kW

)

3 etapas

2 etapas

1 etapa

CO2

30 35 40 45

Tcond (ºC)

1.5

2.5

3.5

4.5

5.5

6.5

7.5

CO

P (

-)

3 etapas

2 etapas

1 etapa

CO2

línea A

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La Fig. 15 muestra la eficiencia exergética a

diferentes presiones de enfriamiento para las

temperaturas a la salida del enfriador de 30 y

40ºC. Para la T3=35ºC, la eficiencia exergética

alcanza su máximo valor a 90 bar, mientras que

para T3=40ºC, el valor máximo se alcanza a 104

bar, que coinciden con los puntos de la línea A

de la Fig. 11.

Figura 15. Eficiencia exergética a diferentes

presiones de enfriamiento.

Los valores del COP y de la eficiencia exergética

del ciclo de refrigeración con CO2 presentan una

variación menor al 0.5% con los reportados por

K. Srinivasan, aunque las presiones óptimas

obtenidas en este trabajo son menores en un 30%

[4].

En el diagrama de Grassmann de la Fig. 16 se

muestran las pérdida de exergía en el ciclo de

refrigeración con CO2 a p3 = 90 bar y T3=35°C.

Las mayores pérdidas de exergía se tienen en el

compresor-motor eléctrico, 32.5%; en el

condensador se tiene el 27.6%, debido a las

condiciones supercríticas de operación, y en

tercer lugar, la válvula de estrangulamiento con

el 23.52%, a consecuencia del estrangulamiento

desde una presión de 90 bar hasta 26.37 bar, lo

que ocasiona un gran pérdida inherente al

sistema. En el evaporador no se tienen pérdidas,

a causa de la baja cantidad de exergía a la cual

opera, resultando que el 16.347% de la exergía

suministrada por el compresor es aprovechada en

la cámara frigorífica.

La Fig. 17 muestra las pérdidas de exergía en el

ciclo de refrigeración con CO2 a diferentes

presiones de condensación para una T3= 35ºC.

Para presiones menores a 80 bar en el enfriador

en régimen supercrítico, las mayores pérdidas de

exergía se ocasionan en la válvula. Al seguir

incrementando la p3, se tiene que las mayores

pérdidas se localizan en el compresor – motor

eléctrico, aunque las irreversibilidades en el

enfriador se incrementan en mayor porcentaje. A

una p3=105 bar, las mayores pérdidas se

encuentran en el condensador, generado por la

gran cantidad de exergía que se pierde al enfriar

el CO2.

Figura 16. Diagrama de Grassmann para el ciclo

de refrigeración con CO2 a p3 = 90 bar y

T3=35°C.

Figura 17. Irreversibilidad en el ciclo de

refrigeración con CO2 a diferentes presiones de

condensación para una T3=35ºC.

COMPORTAMIENTO EXERGÉTICO DEL

HF-134a

La Fig. 18 muestra las irreversibilidades de los

equipos y accesorios de los ciclos de

refrigeración. Las irreversibilidades disminuyen

en un 56% en la válvula de estrangulamiento

para un refrigerador de 3 etapas con respecto al

de una etapa, debido a que el proceso se realiza

en forma escalonada, lo que influye en una

Pérdidas 0 %

Evaporador

Flujo de Exergía para

la cámara fría

16.347 %

Compresor

R

Válvula de

estrangulamiento

Condensador

Potencia

Suministrada

100 %

67.5 %

16.347 % 40 %

Pérdidas

mecánicas y eléctricas

25.3% Pérdidas internas

7.237 %

Pérdidas 27.59 %

Enfriador

(condensador)

Pér

did

as

23.5

2 %

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mayor la eficiencia exergética, aunque la

compresión seccionada en etapas disminuye la

temperatura de descarga, las irreversibilidades no

disminuyen, debido al flujo de refrigerante

requerido para el enfriamiento intermedio que

incrementa la potencia. Las pérdidas de

disponibilidad de la energía en el evaporador no

son significativas con respecto a los demás

equipos, debido a que el sistema considera la

eficiencia del evaporador del cien por ciento.

Figura 18. Irreversibilidades en los equipos.

Al comparar el ciclo de CO2 con los ciclos con

HF-134a se tiene, que debido a las altas

presiones a la que se realiza el enfriamiento, las

pérdidas de la disponibilidad de la energía son

más significativas en el proceso de compresión y

estrangulamiento, resultando con una eficiencia

exergética menor al 65% que el ciclo de una

etapa con HF-134a.

Las Figuras 19, 20 y 21 muestran el

comportamiento termodinámico de los ciclos de

refrigeración en función de las temperaturas de

condensación y evaporación. Al comparar las

figuras se observa, que conforme aumenta el

tirante térmico de los ciclos, el COP y la

eficiencia exergética son mayores para los ciclos

con más de una etapa de compresión.

Figura 19. Comportamiento termodinámico del

CRC1.

Figura 20. Comportamiento termodinámico del

CRC2.

Por ejemplo, para las condiciones de operación

planteadas en este trabajo, punto a, (Figuras 19,

20 y 21), se tiene que el comportamiento

termodinámico de los ciclos de refrigeración, es

de COPC1= 3.6, COPC2= 4.0 y COPC3= 4.3, y con

respecto a las eficiencias exergéticas, se tiene

que; C1=0.523, C2=0.58% y C3=0.53%. Para

el ciclo de una etapa, el comportamiento

termodinámico es muy similar al mostrado por

Filippo de Rossi, teniendo una variación menor

al 1% [9].

Para los ciclos de refrigeración, se tiene una

mayor variación de la eficiencia exergética al

variar la temperatura de condensación, por cada

1º C, la eficiencia exergética varía en 0.94%,

mientras que, por cada grado centígrado que

varía la temperatura en el evaporador, la varía

en 0.11 %, lo que hace más sensible la operación

del ciclo de refrigeración a los cambios de

temperatura ambiental que delimitan la

temperatura de condensación (Tcond =Tamb+10ºC).

Figura 21. Comportamiento termodinámico del

CRC3.

CONCLUSIONES

Los ciclos de refrigeración con refrigerante HF-

134a, cuando operan a temperaturas de

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condensación superiores a 40ºC, el

comportamiento termodinámico del ciclo de

refrigeración de tres etapas mejora en un 20% el

COP y en 8.8% la con respecto al de una

etapa, y del 12% y 4.3% el ciclo de dos etapas

con respecto al de una etapa.

El ciclo de refrigeración de una etapa con CO2

muestra un comportamiento similar al que opera

con HF-134a, aunque la dificultad de operar con

CO2, es que la presión de descarga del compresor

es mayor a 80 bar, aunque la relación de

presiones para este tipo de condiciones es de

3.46, considerando temperaturas, Teva=-10ºC y

T3=35ºC, mientras que para el HF-134a la

relación es de 4.45 y una presión de descarga de

8.8 bar a las mismas temperaturas.

En general, el ciclo de refrigeración con CO2

muestra un comportamiento aceptable cuando las

condiciones ambientales permiten que el ciclo

opere a condiciones cercanas al punto crítico o

por debajo de éste, sin embargo, cuando las

condiciones de operación del enfriador se

incrementan, el estrangulamiento reduce en gran

medida el efecto refrigerante, al mismo tiempo

que se debe suministrar más trabajo mecánico;

asimismo, disminuye la eficiencia exergética

debido a que las irreversibilidades en la válvula

de estrangulamiento son inherentes al sistema.

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