diseño aire acondicionado solar
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DISEÑO DE UN EQUIPO DE AIRE ACONDICIONADO SOLAR DE USO DOMICILIARIO
RUBÉN VALDERRAMA ZAPATA 0433338
UNIVERSIDAD DEL VALLE ESCUELA DE INGENIERÍA MECÁNICA
SANTIAGO DE CALI 2010
II
DISEÑO DE UN EQUIPO DE AIRE ACONDICIONADO SOLAR DE USO DOMICILIARIO
RUBÉN VALDERRAMA ZAPATA 0433338
Proyecto de Grado presentado para optar al título de Ingeniero Mecánico
Director: Gerardo Cabrera, M.Sc.
UNIVERSIDAD DEL VALLE ESCUELA DE INGENIERÍA MECÁNICA
SANTIAGO DE CALI 2010
III
Nota de Aceptación
Ing. Gerardo Cabrera Cifuentes, M.Sc. Director
Rubén Valderrama Zapata Estudiante
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TABLA DE CONTENIDO
CAPITULO 1: INTRODUCCIÓN 8
1.1. JUSTIFICACIÓN DEL PROYECTO 8 1.2. OBJETIVO GENERAL DEL PROYECTO 8 1.3. OBJETIVOS ESPECÍFICOS DEL PROYECTO 8 1.4. ANTECEDENTES 9
CAPITULO 2: MARCO TEÓRICO 13
2.1. REFRIGERACIÓN POR ABSORCIÓN 13 2.2. ETAPAS BÁSICAS DEL CICLO DE ABSORCIÓN 14 2.3. EQUIPOS NECESARIOS PARA SISTEMA DE REFRIGERACIÓN POR ABSORCIÓN 14
2.3.1. Generador 14 2.3.2. Absorbedor 15 2.3.3. Condensador 16 2.3.4. Evaporador 16
2.4. BASES TEÓRICAS ENERGÍA SOLAR 17 2.4.1. CONSTANTE SOLAR 17 2.4.2. RADIACIÓN NORMAL EXTRATERRESTRE 17 2.4.3. RADIACIÓN SOLAR SOBRE LA SUPERFICIE TERRESTRE 18 2.4.4. CALCULO DE LA RADIACIÓN DIRECTA SOBRE UNA SUPERFICIE HORIZONTAL 21 2.4.5. ESTIMACIÓN DE LA RADIACIÓN DE UN DÍA DESPEJADO 21 2.4.6. MEDICIÓN DE LA RADIACIÓN SOLAR 23 2.4.7. CAPTACIÓN DE ENERGÍA SOLAR 24 2.4.8. RAZÓN DE CONCENTRACIÓN 24 2.4.9. CONCENTRADOR PARABÓLICO COMPUESTO (CPC) 25
CAPITULO 3: DISEÑO 27
3.1. PARÁMETROS DE DISEÑO 27 3.2. PERDIDAS EN LAS TUBERÍAS DE ALIMENTACIÓN DE FANCOIL 29
3.2.1. Calculo de la carga térmica del evaporador 30 3.3. DISEÑO DEL CICLO TERMODINÁMICO 30
3.3.1. Calculo de flujos másicos en el ciclo 32 3.3.2. Calculo de flujos de calor en el ciclo 33
3.4. DISEÑO DE EQUIPOS COMPONENTES DEL SISTEMA DE ABSORCIÓN 34 3.4.1. Evaporador: 34 3.4.2. Absorbedor: 35 3.4.3. Generador. 35 3.4.4. Condensador. 37 3.4.5. Bomba. 38
3.5. DISEÑO DEL CAMPO DE CAPTACIÓN 38 3.5.1. Diseño del colector: 39 3.5.2. Calculo Sistema de Bombeo 42
3.6. CALCULO SISTEMA AUXILIAR DE ENERGÍA 43 3.6.1. Sistema térmico auxiliar 43
V
3.6.2. Calculo Sistema fotovoltaico 43 3.7. SISTEMA DE CONTROL. 47
CAPITULO 4: ANÁLISIS AMBIENTAL - ECONÓMICO Y TÉCNICO 48
4.1. ANÁLISIS AMBIENTAL 48 4.1.1. Generación de energía eléctrica en termoeléctricas 48 4.1.2. Impacto de los refrigerantes en el ambiente 48
4.2. ANÁLISIS ECONÓMICO 50 4.2.1. Costos de funcionamiento 52 4.2.2. Costos de adquisición 52
4.3. ANÁLISIS TÉCNICO 54
CONCLUSIONES 55
TRABAJOS FUTUROS 57
REFERENCIAS BIBLIOGRÁFICAS 58
APÉNDICE A: TABLAS Y GRAFICO 61
APÉNDICE B: PLANOS DE CONSTRUCCIÓN 66
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ÍNDICE DE FIGURAS
Figura Nº 2.1: Esquema simplificado de una maquina de absorción. 13
Figura Nº 2.2: Esquema simplificado de generador. 15
Figura Nº 2.3: Esquema del absorbedor. 16
Figura Nº 2.4: Esquema de condensador. 16
Figura Nº 2.5: Esquema de evaporador de carcasa y serpentín. 17
Figura Nº 2.6: Esquema de las diferentes coordenadas de ubicación 20
Figura Nº 2.7: Foto de un piranómetro. 23
Figura Nº 2.8: Colector solar cilíndrico parabólico compuesto. 25
Figura Nº 3.1: Fancoil HITECSA FPW1 27
Figura Nº 3.2: Esquema Fancoil Evaporador 27
Figura Nº 3.3: Configuración del ciclo de absorción 28
Figura Nº 3.4: Balance Masa Absorbedor 32
Figura Nº 3.5: Balance Masa y Energía Generador 33
Figura Nº 3.6: Balance Masa Absorbedor 34
Figura Nº 3.7: Esquema del absorbedor 35
Figura Nº 3.8: Esquema del generador 37
Figura Nº 3.9: Grundfos modelo DME 38
Figura Nº 3.10: Balance de energía receptor del colector 39
Figura Nº 3.11: Colector Solar 40
Figura Nº 3.12: Rosa de Vientos para Cali 40
Figura Nº 3.13: Esfuerzo Von Mises base colector 41
Figura Nº 3.14: Quemador Krom Schroder Modelo ZKIH 43
Figura Nº 3.15 Curva Consumo Eléctrico 44
Figura Nº 3.16: Panel solar 46
Figura Nº 3.17: Regulador ISOLER D10 46
Figura Nº 3.18: Inversor ISOVERTER 250/12 47
Figura Nº 3.19: Regulador de temperatura OSAKA OK31 47
Figura Nº 4.1: Tiempo de amortización distintos estratos sociales en Cali. 53
Figura Nº A1: Grafico entalpía vs. Concentración de amoniaco en solución. 65
VII
ÍNDICE DE TABLAS
Tabla Nº 2.1: Factores de corrección para algunos climas 22
Tabla Nº 3.1: Características Fancoil 27
Tabla Nº 3.2: Estados del ciclo termodinámico 32
Tabla Nº 3.3: Características Evaporador 34
Tabla Nº 3.4: Tabla de consumo eléctrico 43
Tabla Nº 3.5: Especificaciones del panel 46
Tabla Nº 4.1: Propiedades relevantes del amoniaco 50
Tabla Nº 4.2: Lista de precios 53
Tabla Nº A1: Superficie de calefacción y Refrigeración de las maquinas de absorción por cada 1000 kCal/h 61
Tabla Nº A2: Toneladas métricas de refrigeración máximas para tuberías conductoras de amoniaco. 61
Tabla Nº A3: Propiedades solución agua-amoniaco a presión 3.412 Bar 62
Tabla Nº A4: Propiedades solución agua-amoniaco a presión 15.553 Bar 62
Tabla Nº A5: Propiedades del liquido y vapor saturados para el amoniaco 64
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CAPITULO 1: INTRODUCCIÓN 1.1. Justificación del proyecto La refrigeración y el acondicionamiento de espacios es una labor muy importante en la conservación de alimentos, confortabilidad de las personas y procesos bioquímicos; los sistemas de acondicionamiento de aire, conllevan consumo energético cuyas fuentes tradicionales escasean. El inminente agotamiento de los combustibles fósiles, que son la más importante fuente de energía en el mundo, obliga a la ciencia y a la ingeniería aprovechar al máximo aquellos recursos que puedan producir energías más amigables con el ambiente, como lo es el Sol. El confort y la calidad de vida son importantes tanto para el bienestar como para la producción, y por eso es importante aplicar nuevas tecnologías en el acondicionamiento de espacios, que permitan de una manera eficiente y limpia tener un confort sin hacerle daño al ambiente. El consumo de energía eléctrica para el confort se eleva en temporadas de calor, lo que conlleva a altos costos económicos e influye en el agotamiento de recursos de energía. El uso del Sol como fuente de energía en acondicionamiento de aire, produce grandes beneficios en la economía y el ambiente. Además de tener la disponibilidad de radiación térmica solar, precisamente en épocas calurosas. Por todo lo anterior se ha pensado en diseñar un aire acondicionado que trabaje con un ciclo de absorción y como fuente primordial de energía, sea el Sol para uso domestico con 2 kW de carga de enfriamiento. El principio en que se basará el diseño, tiene una base teórica bien cimentada, y su técnica tiene desarrollo suficiente para este proyecto. El proyecto se desarrolla dentro del grupo de desarrollo y difusión de tecnologías alternativas de la Universidad del Valle.
1.2. Objetivo General del proyecto Diseñar un sistema de aire acondicionado solar de uso domiciliario de 2 KW de carga de enfriamiento
1.3. Objetivos Específicos del proyecto
Determinar la configuración básica del sistema de acondicionamiento de aire.
Determinar y calcular los sistemas componentes de la máquina de absorción de simple efecto que funcione con amoniaco.
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Diseñar el sistema de captación solar.
Determinar los sistemas restantes identificados.
1.4. Antecedentes Son varios los trabajos realizados previamente sobre diseño de aire acondicionados solares, se presentan a continuación los que a juicio son más pertinentes:
―Diseño de una instalación de refrigeración solar por absorción.‖ Carmen Granados y Marcos Lucena. Instituto Nacional de Técnica Aeroespacial Mazagón, Huelva, España. Área de Energía Renovables. Se trata del diseño de la instalación de aire acondicionado solar, ubicada en las instalaciones del Departamento de Energías Renovables del Instituto Nacional de Técnica Aeroespacial en el Centro Experimental de ―El Arenosillo‖, en Mazagón, provincia de Huelva en España. El sistema básicamente consta de una máquina de absorción, con una potencia frigorífica de 10 kW, junto con un sistema de aporte de energía térmica necesario para el funcionamiento del ciclo de absorción. Esta fuente de calor está formada por un conjunto de captadores solares térmicos que transforman la energía incidente en forma de radiación en energía interna del fluido caloportador que, en este caso, es agua. Bajo condiciones de diseño la energía suministrada por el sol a través de este campo de captación es de 27 kW. También tiene un sistema auxiliar de energía para usar en aquellos momentos en los que la oferta de sol no sea suficiente o no coincida con la demanda de frío, la cual es una caldera que produce 45 kW. [1]
―Sistema de climatización solar por absorción del edificio de CARTIF.‖ Marta Poncela Blanco, José Ignacio Díaz García, Luís Ángel Bujedo Nieto y Pedro Caballero Lozano. Parque Tecnológico de Boecillo CARTIF, Valladolid España. Se describe la solución empleada para el diseño y puesta en marcha del sistema de refrigeración solar por absorción del Edificio del CARTIF, así como la solución para la realización del control y supervisión del sistema. La instalación tiene una maquina de absorción YAZAKI WFC10, de simple efecto, alimentada por agua con una potencia frigorífica de 34.9 kW. El sistema de captación esta formado por dos campos de colectores diferentes, uno de 15 colectores planos y otro de 20 colectores de vació; ambos campos de colectores están ubicados en la azotea del edificio. La energía producida por los campos de colectores se emplea, en el invierno, para alimentar los sistemas de ACS, suelo radiante y bombas de calor. El sistema de refrigeración también dispone de una acumulación de agua fría de 1000 litros. [2]
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―Design and performance of a solar-powered air-conditioning system in a green building.‖ X.Q. Zhai, R.Z. Wang, J.Y. Wu, Y.J. Dai and Q. Ma. Instalación y diseño de un sistema de aire acondicionado solar con sistema de absorción en el edificio Shanghai Research Institute of Building Science. El sistema de captadores consiste de 150 m2 en colectores y dos maquinas de absorción con capacidad nominal de refrigeración de 8.5 kW. El desempeño de operación del sistema bajo las condiciones de trabajo representativas muestran una salida de refrigeración promedio del sistema de refrigeración solar fue de 15.3kW durante 8 horas de operación y el máximo valor excedió los 20kW. La fracción solar para el sistema en verano fue del 71.7%, lo que corresponde a la carga de refrigeración de diseño. Comparada con la temperatura ambiente, fue deducida que la intensidad de radiación solar tuvo una distinta influencia sobre el desempeño del sistema de aire acondicionado solar. [3]
―Solar air conditioning in Europe—an overview.‖ Constantinos A. Balaras, Gershon Grossman, Hans-Martin Henning, Carlos A. Infante Ferreira, Erich Podesser, Lei Wang and Edo Wiemken. Estudio que muestra los principales resultados del proyecto SACE (Solar Air Conditioning in Europe). También muestra el estado del arte, las necesidades en el futuro y los prospectos globales de la refrigeración solar en Europa. Un grupo de investigadores de 5 países han encuestado y analizado cerca de 50 proyectos de refrigeración solar en diferentes zonas climáticas. El artículo presenta un repaso del estado del arte y potencial de la refrigeración solar asistida y de las tecnologías en aire acondicionado. El potencial de ahorro energético y limitaciones del aire acondicionado solar térmico en comparación con las tecnologías convencionales son ilustrados y discutidos. [4]
―Working fluid concentration measurement in solar air conditioning systems.‖ R.J. Romero, M.A. Basurto-Pensado, A.H. Jiménez-Heredia and J.J. Sanchez-Mondragón. Propusieron un sistema de medición por medio de una técnica óptica para determinar la concentración acuosa corrosiva de la solución bromuro de litio en un rango de temperaturas desde 25º C hasta 70º C. El sistema de medición esta basado en el índice de refracción de la solución y la correlación de datos, a varios valores de temperaturas y concentraciones. Este trabajo presenta un método directo para la medición de concentración de líquidos corrosivos y también muestra la correlación entre 3 parámetros: índice refractivo, temperatura y concentración de peso. Estas correlaciones pueden ser usadas para desarrollar un dispositivo óptico para sistemas de control y mejoramiento de la eficiencia de sistemas de aire acondicionado solar. [5]
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―Technology and development in the solar absorption air-conditioning systems.‖ Z.F. Li and K. Sumathy. Articulo donde se comentan sobre las tecnologías existentes de refrigeración por absorción y sus respectivas variaciones y rendimientos comparados con los ciclos de refrigeración tradicionales. También se hace un análisis de los diferentes tipos de colectores solares que hay en el mercado y por ultimo se analizan los inconvenientes y ventajas que tiene estos sistemas de refrigeración solar. El articulo muestra los componentes básicos de los ciclos de absorción, con sus respectivas modificaciones y sus comportamientos de presión y temperatura en diagramas P vs. T. [6]
―Perspectives of solar cooling in view of the developments in the air-conditioning sector.‖ A.M. Papadopoulos, S. Oxizidis and N. Kyriakis. Se comenta el crecimiento de la demanda en el consumo de sistemas de aire acondicionado a nivel global, debido al calentamiento global y el exagerado consumo de energía eléctrica debido al uso de los equipos de acondicionamiento de aire tradicionales. También se hace el análisis de ventajas y desventajas de los equipos de acondicionamiento de aire tradicionales y los impactos ambientales que producen. Por ultimo se muestra las tecnologías existentes de refrigeración solar y se hacen un análisis teórico del funcionamiento de los diferentes ciclos como lo son los de absorción y adsorción, con sus respectivos diagramas esquemáticos y de P vs. T. [7]
―Experimental studies on a solar powered air conditioning system with partitioned hot water storage tank.‖ Z.F. Li and K. Sumathy. Este artículo reporta el funcionamiento de un sistema de aire acondicionado solar por absorción con 2 tanques de almacenamiento partidos de agua caliente. El sistema emplea un colector de plato plano con un área de captación de 38 m2 que llevan LiBr-H2O a una maquina de absorción de 4.7kW de capacidad de refrigeración. El sistema tiene dos tanques de almacenamiento (2.75 m3), los cuales están partidos en 2 partes. La parte mas alta tiene un volumen cercano a un cuarto del tanque entero. El desempeño de este sistema modificado es presentado y comparado con el diseño del sistema convencional. El estudio revelo que el efecto de refrigeración solar puede ser realizado cerca de 2 horas mas rápido por el sistema operando en modo partido. En este sistema el COP es 0.07, el cual es 15% más alto que los sistemas tradicionales de tanque completo. Los resultados experimentales también mostraron que durante días nublados, el sistema no podía proveer el efecto de refrigeración, con el sistema convencional, sin embargo en el sistema partido la maquina de absorción podía ser energizada, usando energía solar como la única fuente de calor. [8]
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―Dynamic modelling and simulation of a new air conditioning prototype by solar energy.‖ Chaouki Alia, Habib Ben Bachaa, Mounir Baccarb, Aref Y. Maalej. Este trabajo presenta un nuevo diseño de un prototipo de aire acondicionado por energía solar desarrollado en el laboratorio de sistemas electromecánicos de National Engineering School of Sfax, Túnez. El nuevo concepto permite la producción de calor y frió con el uso de la energía solar sin contaminar el ambiente. La instalación, compuesto de 4 compartimientos, consiste de 3 modos de funcionamiento de acuerdo a la estación del año y a las condiciones climáticas. Un modelo numérico es desarrollado para estudiar el comportamiento de la unidad. Este modelo utiliza datos meteorológicos reales para predecir el desempeño térmico solar del sistema. El modelamiento dinámico y la simulación de los modos de funcionamiento (modo de invierno y modo de verano sin pre-enfriamiento de aire) son presentados en este artículo. [9]
Memorias: Primer seminario de agroindustria no alimentaría.‖, G. Cabrera. Exposición realizada por el profesor Gerardo Cabrera de la escuela de Ingeniería Mecánica de la Universidad del Valle en el seminario de agroindustria no alimentaría realizado en la Universidad del Cauca en la ciudad de Popayán. En la exposición realizada se dejaron claros conceptos básicos sobre refrigeración solar y las posibilidades de desarrollo que tiene Colombia en este campo por sus condiciones climáticas y de radiación solar. Entre los conceptos están los ciclos de refrigeración tradicionales y los de refrigeración solar diferenciándolos en su funcionamiento y configuración. También se dio una inducción de la tecnología de concentradores solares y celdas fotovoltaicas. [10]
―Enfriadora solar por absorción de expansión directa y condensación por aire.‖ Mahmoud Bourouis, Alberto Coronas. En este artículo se presenta un nuevo diseño de una enfriadora de agua de absorción de simple efecto accionada con energía solar térmica, utilizando la nueva mezcla de trabajo agua+ LiBr+LiI+LiNO3+Lic. (5:1:1:2 molar). Esta solución acuosa con cuatro sales presenta propiedades termofísicas interesantes para los sistemas de absorción: menor corrosividad, mayor solubilidad al ser su temperatura de cristalización 35º K más baja que la del agua-LiBr. Por ello esta mezcla de trabajo es adecuada para el desarrollo de equipos de absorción enfriados por aire. Los estudios previos han permitido diseñar un absorbedor de 6.5 kW de potencia para su implementación en un climatizador solar por absorción y enfriado por aire, de 5 kW de potencia frigorífica. [13]
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CAPITULO 2: MARCO TEÓRICO 2.1. Refrigeración por absorción La primera máquina de refrigeración por absorción fue patentada en 1834 por J. Perkins, y consistía en una máquina que utilizaba éter. La idea básica de la refrigeración por absorción consiste en sustituir la compresión mecánica del vapor por una absorción de éste en una disolución. Una de las ventajas de éste método es que el coste energético es mucho menor. Para liberar el vapor de la disolución comprimida debe suministrarse calor. En cambio, el rendimiento es inferior al conseguido mediante el método de compresión. [11] Desde el punto de vista práctico, el conjunto formado por el evaporador, el condensador y la válvula de expansión se mantiene igual que en la máquina de compresión. La única diferencia está en la sustitución del compresor por un sistema absorbedor-generador. Los componentes básicos del ciclo de absorción se muestran en la figura N° 2.1. En el generador, que suele ser una columna de destilación, existe una mezcla líquida formada por un líquido absorbente y un vapor refrigerante disuelto en él. Preferiblemente dichos fluidos deben tener temperaturas de ebullición diferentes. Como mezclas de trabajo refrigerante-absorbente se suele utilizar comercialmente amoniaco-agua o bromuro de litio-agua. La primera mezcla se utiliza para temperaturas de evaporación inferiores a 0 ºC, y la segunda para temperaturas superiores.
Figura Nº 2.1: Esquema simplificado de una maquina de absorción. [11]
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Cuando se suministra calor en el generador se producen vapores de ambos fluidos (destilación). Dichos vapores son adecuadamente separados. Así el vapor refrigerante, a alta presión y temperatura, pasa al condensador donde se enfría y pasa a estado líquido. Mediante una válvula se disminuye su presión, y pasa al evaporador donde se vaporiza y extrae calor del medio a refrigerar. El vapor pasa al absorbedor, donde es absorbido por una gran cantidad de líquido absorbente existente en el mismo, que procede del generador mediante una válvula que disminuye su presión. Este aporte de vapor hace que la mezcla líquido-vapor se caliente, y debe ser refrigerada mediante una corriente de agua fría. La mezcla enfriada es enviada de nuevo al generador mediante una bomba, donde vuelve a ser destilada. [11]
2.2. Etapas básicas del ciclo de absorción Generación: Se produce el vapor refrigerante y la solución concentrada, por calentamiento y evaporación de la solución diluida en el generador. Condensación: El vapor refrigerante se condensa en el condensador transfiriendo calor al medio de condensación. Evaporación: El líquido refrigerante, producido en la segunda etapa, entra en el evaporador donde es expuesto a un nivel bajo de presión y se vaporiza, robando el calor latente de vaporización y produciendo así el efecto frío. Absorción: La solución concentrada, formada en la primera etapa, se dispersa sobre el intercambiador por donde circula el agua de condensación produciéndose una baja presión y absorbiendo finalmente el vapor refrigerante producido en la tercera etapa.
2.3. Equipos necesarios para sistema de refrigeración por absorción Los elementos necesarios en un sistema de refrigeración por absorción serán brevemente descritos en esta sección para que posteriormente se detalle el diseño preliminar de cada uno. Con esta corta explicación se pretende caracterizar de manera general la tarea que deberá desempeñar cada uno de los dispositivos que se requieren.
2.3.1. Generador En este componente se aplica la energía térmica para restablecer la concentración de la solución al hacer evaporar al amoniaco y recuperar el agua. Para lograr una separación eficiente es necesario utilizar una columna de rectificación o generador (figura Nº 2.2). Éste consta de una serie de platos perforados o un empaque que se utiliza para separar los componentes de una
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mezcla entre las fases líquido y vapor. Generalmente la destilación se utiliza cuando todos los componentes de la mezcla a separar son relativamente volátiles, por ejemplo soluciones de amoniaco, alcohol etílico, etc. La columna consiste en una estructura cilíndrica dividida en secciones por una serie de platos perforados que permiten el flujo ascendente de vapor. El flujo líquido gotea a través de cada plato descendiendo por un vertedero y un rebosadero al plato inferior. El vapor procedente del plato más alto pasa a un condensador, y el líquido resultante va a un acumulador, donde se retira parte como producto o destilado y otra porción se bombea a la parte superior de la columna como reflujo. El líquido de la parte inferior de la columna se transforma a la fase vapor utilizando un intercambiador. El líquido procedente de la columna sale como producto de los fondos o residuo y la mayor parte del componente volátil vuelve a la columna en forma de vapor.
Figura Nº 2.2: Esquema simplificado de generador. [36]
2.3.2. Absorbedor Este dispositivo tiene como objetivo poner en contacto dos corrientes para fusionarlas. Este proceso se conduce por medio de un tanque de mezclado. La alimentación de la corriente rica en amoniaco debe de realizarse por la parte baja del tanque mientras que la solución pobre de amoniaco es alimentada por la parte superior (figura Nº 2.3). Esto es para evitar que el amoniaco escape en forma de gas sin disolverse en la solución pobre.
16
Figura Nº 2.3: Esquema del absorbedor. [36]
2.3.3. Condensador Se trata de un elemento en el cual el vapor de amoniaco que se obtuvo del generador se condensa por medio de un intercambiador de calor, pasa a la válvula de expansión y posteriormente se descarga en el evaporador. Se recomienda un intercambiador de tubos con aletas (figura Nº 2.4) expuesto al medio ambiente para retirar el calor con el flujo natural de aire.
Figura Nº 2.4: Esquema de condensador. [36]
2.3.4. Evaporador Este equipo es un intercambiador de calor en el cual el refrigerante cambia de fase y enfría el espacio a refrigerar. Los evaporadores para refrigeración pueden ser clasificados de acuerdo al método de alimentación como expansión directa o por inundación. En el primer caso, la salida del evaporador es un vapor ligeramente sobrecalentado que se alimenta en cantidades pequeñas para asegurar la vaporización completa al final del equipo. En el caso del evaporador por inundación, la cantidad de refrigerante excede la cantidad evaporada. La decisión depende del diseño. Un evaporador de expansión directa generalmente se utiliza en sistemas pequeños con diseños compactos y requiere de equipo de control de flujo con una válvula de termo expansión o un tubo capilar. La figura Nº 2.8 se ilustra el funcionamiento de un evaporador de carcasa y serpentín.
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Figura Nº 2.5: Esquema de evaporador de carcasa y serpentín. [26]
2.4. Bases Teóricas Energía Solar
2.4.1. Constante solar Se estima que la temperatura en el interior del Sol debe ser del orden de 107 K, pero en la fotosfera, es decir, en la superficie externa del Sol, la temperatura "efectiva de cuerpo negro" esta entre 5762 K y alrededor de 6300 K. En el campo de la ingeniería, la emisión de energía del Sol puede considerarse constante. La radiación que alcanza el límite de la atmósfera varia, al variar la distancia tierra –Sol, su promedio se llama constante solar (Gsc).
Gsc = 1353 W/m2
Este valor fue aceptado por la NASA (1971) y por la ASTM.
2.4.2. Radiación normal extraterrestre Como la órbita que describe la Tierra alrededor del Sol no es circular, sino cuasi elíptica. La pequeña excentricidad de la órbita hace que, alrededor del 4 de enero, cuando la Tierra se encuentra en el perihelio (mínima distancia al Sol) la radiación solar extraterrestre sea máxima. Por otro lado, alrededor del 1 de julio la Tierra se encuentra en el afelio (máxima distancia al Sol) y entonces la radiación solar extraterrestre es mínima. La ecuación 2.1, describe el flujo de energía sobre un plano normal a la radiación solar extraterrestre, a lo largo de un año.
365
360cos033.01
nGG scon
Ec. 2.1
18
en donde Gon es el flujo de radiación extraterrestre, medida en un plano normal a la radiación, y n es el número de día del año. [27]
2.4.3. Radiación solar sobre la superficie terrestre La radiación solar sufre ciertas transformaciones al incidir sobre la atmósfera; se conoce como radiación directa, la que llega directamente del Sol, sin sufrir ninguna dispersión atmosférica. La radiación extraterrestre es, por tanto, radiación directa. Generalmente se usa el subíndice "b" para indicar radiación directa, por el término que se utiliza en inglés: beam (haz, rayo). La radiación difusa es la que llega del Sol, después de ser desviada por dispersión atmosférica. Suele utilizarse el subíndice "d" para la radiación difusa. Por otro lado, se conoce como radiación terrestre la que proviene de objetos terrestres, por ejemplo, la que refleja una pared blanca, un charco o un lago, etc. La radiación total, es la suma de las radiaciones directa, difusa y terrestre que llega a una superficie. Para expresar la potencia solar y en general, de cualquier radiación se utiliza el término irradiancia. La irradiancia, W/m2, es la rapidez de incidencia de energía radiante sobre una superficie, por unidad de área. Generalmente se usa el símbolo G para la irradiancia, junto con los subíndices adecuados: Go, Gb, Gd, para la irradiancia extraterrestre, directa, difusa, etc. Cuando incide la radiación sobre un plano, durante un tiempo determinado, puede hablarse entonces de que incidió una cierta cantidad de energía. La cantidad de energía, por unidad de área, que incide durante un período de tiempo dado, recibe el nombre de irradiación, J/m2, y no es otra cosa que la integral de la irradiancia durante el período en cuestión. De acuerdo con lo anterior, la relación entre la irradiación y la irradiancia está dada por la expresión:
2
1
)(
t
t
dttGI Ec. 2.2
en donde la irradiación se está calculando desde el tiempo t1 hasta el tiempo t2 y la irradiancia se considera función del tiempo. El flujo de energía sobre una superficie determinada depende no sólo de la irradiancia que exista, sino también de la orientación que tenga la superficie respecto de la dirección de propagación de la radiación. La irradiancia será máxima sobre un plano que esté en posición normal a la dirección de propagación de la radiación. La intensidad de radiación sobre la superficie dependerá pues, del ángulo θ que forme la normal de la superficie, respecto de la dirección de propagación de la radiación. Este ángulo θ se conoce con el nombre de ángulo de incidencia. Entonces, la irradiancia incidente sobre la superficie será:
19
cosnT GG Ec. 2.3
en donde GT se refiere a la irradiancia sobre un plano con cualquier inclinación (de "tilted") y Gn se refiere a la irradiancia medida sobre un plano normal a la dirección de propagación de la radiación. Si se conoce la irradiancia normal, por ejemplo, la constante solar Gsc es una irradiancia normal y se conoce el ángulo , mediante la ecuación anterior se puede calcular la irradiancia sobre un plano con cualquier inclinación. Como el Sol describe un movimiento aparente a lo largo del día, y otro a lo largo del año, el valor del ángulo θ varía con la fecha y la hora, además de hacerlo con la orientación del plano, su inclinación respecto de la horizontal y la latitud geográfica del lugar donde se encuentre el plano en cuestión. Por lo anterior se empleará la siguiente nomenclatura: φ Simboliza la latitud geográfica, esto es, la posición angular del lugar en donde se encuentre el plano en cuestión, respecto del ecuador terrestre, positivo en el hemisferio norte. -90º < φ <90º. δ es la declinación solar, la posición angular del Sol al mediodía solar, respecto del plano del ecuador. La declinación solar es cero el día que comienza la primavera y el día que comienza el otoño. La declinación es máxima en el solsticio de verano (23º27') y mínima en el solsticio de invierno (-23º27'). La declinación solar puede calcularse aproximadamente mediante la ecuación:
n
diassen 284
365
º36045.23 Ec. 2.4
ß (Beta) es la pendiente del plano sobre el cual incide la radiación, esto es, su inclinación respecto de la horizontal. En el intervalo 0 < ß <90°, la superficie "ve" hacia arriba, mientras que en el intervalo 90º < ß <180°, la superficie "ve" hacia abajo. Una azotea horizontal tendría ß = 0, mientras que para una pared vertical, ß = 90º.
Acimut de la superficie, el ángulo que forma la normal a la superficie, respecto
del meridiano local. = 0 corresponde al sur. Hacia el este se consideran
valores negativos y hacia el oeste positivos. ω es el ángulo horario, esto es, el desplazamiento angular del Sol, al este o al oeste del meridiano local, debido a la rotación de la Tierra a la velocidad angular de 15º por hora (360º en 24 horas). Negativo por la mañana y positivo por la tarde. Por ejemplo, si el mediodía solar es a las 12 hrs., a las 10 hrs. Corresponde ω = -30º, mientras que a las 16 hrs. Corresponde ω = 60º. El
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mediodía solar es, por definición, ω = 0. Obsérvese que, debido a los movimientos del Sol hacia el norte (primavera) y hacia el sur (otoño), la salida y la puesta del Sol no corresponden, en general, a ω = -90º y ω = 90º, respectivamente. Esto sucede únicamente en los equinoccios, en cualquier latitud, o en el ecuador, en cualquier fecha. En la figura N° 3.1, se ve un esquema que muestra las diferentes coordenadas mencionadas. [27]
Figura Nº 2.6: Esquema de las diferentes coordenadas de ubicación [29]
La siguiente ecuación relaciona el ángulo con los ángulos anteriores y, su aplicación es bastante simple, como se verá posteriormente:
sensensen
sensen
sensensensen
cos
coscoscoscoscoscoscos
coscoscoscos
Ec. 2.5
En la mayoría de las aplicaciones de esta ecuación, la única variable a lo largo del día es el ángulo horario ω. Todo lo demás suele ser constante en una fecha y lugar determinados. Debido a esto, la ecuación tiene un gran número de constantes que, al aplicarla, simplifican mucho la expresión. Para una superficie horizontal, ß = 0, lo cual implica que sen ß = 0 mientras que cos ß = 1. En estas condiciones, desaparecen el segundo, cuarto y quinto términos de la ecuación, con lo que se obtiene:
coscoscoscos sensenz Ec. 2.6
En donde θz representa el ángulo de la posición del Sol respecto de la vertical (que es la normal al plano en cuestión), que se conoce con el nombre de ángulo cenital. Como δ y φ son constantes en una fecha y lugar determinados, la ecuación anterior puede expresarse en la forma más simplificada.
21
coscos BAz Ec. 2.7
Esta ecuación tiene varias aplicaciones. Puede usarse para calcular la irradiancia en función del tiempo, a lo largo de un día, sobre un plano horizontal: un terreno, un estado, un país, etc. 2.4.4. Calculo de la radiación directa sobre una superficie horizontal Un caso particularmente interesante, para el cálculo de la radiación directa (irradiancia e irradiación), es el que se refiere a una superficie horizontal. Combinando algunas de las ecuaciones anteriores (2.1 y 2.3), tendremos que la irradiancia directa, sobre un plano horizontal es:
zsco
nGG cos
365
360cos033.01
Ec. 2.8
donde Gsc es la constante solar, n es el número de día del año y θz es el ángulo cenital. Combinando esta expresión con la del coseno del ángulo cenital, se obtiene la ecuación para la irradiancia directa sobre un plano horizontal, en cualquier fecha, cualquier lugar y cualquier hora:
)coscoscos(365
360cos033.01
sensen
nGG sco
Ec. 2.9
2.4.5. Estimación de la radiación de un día despejado La atmósfera ejerce un efecto de redistribución de la radiación que llega del Sol. Por ejemplo, en un día muy despejado, una parte relativamente pequeña se convierte en radiación difusa, mientras que la mayor parte permanece como directa. La radiación difusa, en un día despejado, es la que proviene del cielo azul. En cambio, en un día nublado, la redistribución de la radiación es mucho más notable. Las nubes densas tienen un albedo (fracción de energía reflejada) muy alto, lo cual hace que, en un día densamente nublado, una gran parte de la radiación solar se refleje al espacio exterior. Además, la energía que logra pasar a través de las nubes, es únicamente radiación difusa. Existe una diversidad de modelos para estimar la radiación solar para días despejados. Básicamente, estos modelos aplican un factor de transmitancia a la radiación extraterrestre. Así, las ecuaciones para la irradiancia e irradiación en períodos cortos, quedan de la siguiente forma. Para la irradiancia directa (sub b), normal a la superficie de interés (sub n), en una atmósfera clara (sub c), se tiene Gcnb.
boncnb GG Ec. 2.10
22
Por otro lado, para estimar la irradiancia directa sobre una superficie horizontal en una atmósfera clara, se usa Gcb, dado por la ecuación:
bozboncb GGG cos Ec. 2.11
Como puede suponerse ahora, el problema consiste en el cálculo o la estimación de la transmitancia atmosférica para la radiación directa, b y para la
difusa, d. Se utilizará el que se conoce como "modelo de Hottel" (1976). Este
modelo expresa la transmitancia atmosférica, en función del ángulo cenital, de la altura sobre el nivel del mar y del tipo de clima. El modelo de Hottel es de la forma
zk
b eaa cos/
10
Ec. 2.12
en donde a0, a1 y k son parámetros ajustados empíricamente. Para el cálculo de estas cantidades, que viene siendo la corrección por altura y tipo de clima, se usan las ecuaciones:
2
00 600821.04237.0 Ara Ec. 2.13
2
11 5.600595.05055.0 Ara Ec. 2.14
25.201858.02711.0 Ark k Ec. 2.15
donde A es la altura sobre el nivel del mar, en kilómetros. Los valores de las diversas r están dados en la tabla Nº 2.1, para diversos tipos de clima.
Tipo de clima r0 r1 rk
Tropical 0,95 0,98 1,02
Verano, latitud media 0,97 0,99 1,02
Verano, sub-ártico 0,99 0,99 1,01
Invierno, latitud media 1,03 1,01 1 Tabla Nº 2.1: Factores de corrección para algunos climas
Entonces, el procedimiento para la utilización de este modelo atmosférico sería: dadas la latitud geográfica, la fecha y la hora, se calcula el coseno del ángulo cenital, según lo expuesto anteriormente. Entonces a. Escoger un tipo de clima de la tabla Nº 2.1. b. Sabiendo la altura sobre el nivel del mar, sustituir estos valores en la ecuación para a0, a1 y k. c. Calcular la transmitancia atmosférica a la radiación directa, según el cosθz calculado.
23
d. Aplicar este valor a la irradiancia directa, o a la irradiación directa en el período de una hora. Faltaría entonces estimar la irradiación difusa, para tener el modelo atmosférico completo. Para una superficie horizontal, la transmitancia a la radiación difusa está dada por:
bd 2939.02710.0 Ec. 2.16
Entonces, la transmitancia a la radiación directa, obtenida anteriormente, se substituye en ésta, para obtener d. La irradiancia difusa estará dada por la ecuación:
zondcb GG cos Ec. 2.17
y la irradiancia total estará dada por la ecuación
cdcbc GGG Ec. 2.18
2.4.6. Medición de la radiación solar Para muchas aplicaciones prácticas, no basta con calcular la radiación teórica que incide sobre un lugar o sobre un equipo solar determinado. Es necesario hacer las mediciones, para tener los valores efectivos de energía disponible o incidente sobre un colector. Existen varios métodos para medir la radiación solar, ya sea en forma de irradiancia o de irradiación. El método más aceptado comúnmente, es el uso de un piranómetro. Un piranómetro (figura Nº 2.7), es un instrumento para medir la irradiancia global (directa más difusa), usualmente sobre una superficie horizontal. El tipo más común de piranómetros, consiste en dos sensores de temperatura, uno de ellos expuesto a la radiación solar y ennegrecido, y el otro, protegido de la radiación. [27]
Figura Nº 2.7: Foto de un piranómetro. [27]
24
Otro instrumento para medir radiación solar es el piroheliómetro. El piroheliómetro es un instrumento que se enfoca directamente al Sol para medir exclusivamente la radiación que proviene de él y de sus alrededores cercanos. Es decir, es un instrumento que mide radiación directa. A diferencia del piranómetro, que suele instalarse fijo, el piroheliómetro debe contar con un sistema de movimiento de relojería para seguir el Sol con gran precisión. En el Valle del Cauca existe una red meteorológica automatizada (RMA) perteneciente a CENICAÑA (Centro de investigación de la Caña de Azúcar de Colombia), la cual tienen los equipos necesarios para registrar variables meteorológicas en el Valle, entre ellas la radiación solar. Así que se ha recopilado las medidas de la radiación solar (ver tablas anexos) durante los meses más calurosos del año para así poder diseñar los equipos.
2.4.7. Captación de energía solar Un colector solar es un dispositivo que transforma la energía radiante en calor. La transferencia de energía se hace desde una fuente radiante (Sol), hacia un fluido que circula por los tubos del colector. El flujo de energía radiante que finalmente intercepta el colector, proviene básicamente del rango visible del espectro solar (longitudes de onda entre 0.29 y 2.5 µm) y es por naturaleza variable con el tiempo. En condiciones óptimas podemos esperar como máximo, flujos de 1100 W/m2. Dentro de los diversos tipos de colectores solares, los colectores solares planos son los más comunes. Estos pueden ser diseñados y utilizados en aplicaciones donde se requiere que la energía sea liberada a bajas temperaturas, debido a que la temperatura de operación de este tipo de colectores, difícilmente pasa los 100 ºC. [27] Para obtener temperaturas altas (arriba de los 100 ºC), se hace necesario incrementar la intensidad de la energía solar. Esto se puede lograr disminuyendo el área por donde ocurren las pérdidas de calor, e interponiendo un dispositivo óptico entre la fuente de radiación (Sol) y la superficie absorbedora, que debe ser pequeña comparada con la del dispositivo óptico. Con los colectores concentradores de energía solar, se pueden obtener temperaturas entre 100° C y 500 ºC si se usan colectores focales rudimentarios, entre 500 y 1500 ºC si el sistema óptico de los colectores tiene un buen acabado y entre 1500 y 3500 ºC si el sistema óptico tiene un acabado perfecto.
2.4.8. Razón de concentración
Una manera de saber que temperaturas se pueden obtener en colectores concentradores, es a través de la razón de concentración, C. Esta se define
25
como la relación entre el área efectiva de apertura Aa, y el área del receptor Ar. El área efectiva de apertura se refiere al área proyectada no sombreada del sistema óptico. Así
r
a
A
AC Ec. 2.19
Esta razón de concentración tiene un límite máximo que depende de si la concentración se hace en un concentrador circular como un paraboloide o en uno lineal como un concentrador cilíndrico parabólico. Entre más alta es la temperatura a la cual la energía necesita ser liberada, más alta debe ser la razón de concentración y también más precisos deben ser los componentes ópticos del concentrador y receptor y del mecanismo de seguimiento del sol.
2.4.9. Concentrador parabólico compuesto (CPC) Este tipo de colectores concentradores también es conocido como colector de Winston. En la figura 2.8 muestra el concepto básico de concentrador parabólico compuesto, CPC. Este tipo de colectores concentradores pueden ser lineales o circulares, aunque son potencialmente más útiles los lineales.
Figura Nº 2.8: Colector solar cilíndrico parabólico compuesto. [27]
En un concentrador parabólico compuesto, la razón de concentración está en función del ángulo de aceptación.
c
csen
C
1max, Ec. 2.20
26
Esta ecuación nos indica que entre más pequeño sea el ángulo de aceptación, mayor será la concentración y viceversa. Por razones de diseño propias de este tipo de colectores fijos, los ángulos de aceptación en la práctica deben ser amplios. A medida que el ángulo de aceptación se va haciendo pequeño, se hace necesario darle orientación al CPC, además de que la altura que debería tener es demasiado grande y por lo tanto impráctica. Por otro lado, el que el ángulo de aceptación sea grande, ofrece tres ventajas muy importantes:
Permite la operación del concentrador por períodos de tiempo extensos sin necesidad de ajustar su orientación.
Permite el empleo de superficies reflectoras no muy precisas.
Permite la captación y concentración de una porción de la radiación difusa.
El número de veces que un CPC debe orientarse depende de la razón de concentración y por lo tanto del ángulo de aceptación.
27
CAPITULO 3: DISEÑO
3.1. Parámetros de diseño
La carga de refrigeración para el sistema de acondicionamiento de aire solar es 2kW, con una temperatura exterior del proyecto 28º C y la temperatura interna del proyecto de 23º C, con una humedad relativa del 50%. El sistema se diseñara para que trabaje 6 horas al día, las cuales son las horas donde la radiación solar y la temperatura interna del recinto son más altas (10 a.m. hasta 4 p.m.). Según los parámetros del proyecto se escogió un fancoil HITECSA modelo FPW1 con las características mostradas en la tabla Nº 3.1:
HITECSA FPW1
Carga Refrigeración (kW) 2
Temp. H2O Ent. (ºC) 7
Temp. H2O Sal. (ºC) 12
Caudal H2O (Lt/s) 0.1
Tubería H2O (In) 0.5
Consumo (W) 29 Tabla Nº 3.1: Características Fancoil
La figura Nº 3.1 muestra el fancoil y la figura Nº 3.2 muestra el esquema fancoil - evaporador.
Figura Nº 3.1: Fancoil HITECSA FPW1
Figura Nº 3.2: Esquema Fancoil Evaporador
La figura Nº 3.3, muestra la configuración del ciclo de absorción:
28
Figura Nº 3.3: Configuración del ciclo de absorción
Se debe aplicar una metodología para el análisis de este tipo de ciclos, se utiliza valores de tablas [19] para obtener las propiedades termodinámicas de las mezcla amoniaco agua y tablas de propiedades del refrigerante 717 (amoniaco) [17] en el equilibrio liquido vapor, para obtener los parámetros de funcionamiento. Las temperaturas en el evaporador T6 y el condensador T8 dependen de la presión en el evaporador y en el condensador P1 y P2, respectivamente. El calor suministrado en el generador Qg, es por medio de vapor de agua a una presión Ps = 143.26kPa, de tal forma que su temperatura de saturación sea Ts = 110°C y permita tener una temperatura en el generador de Tg= 100°C. La presión en el evaporador (P1) es 341.2kPa, lo que indica que la temperatura de saturación del amoniaco T7=T8= -6º C. Lo anterior implica que la diferencia de temperaturas entre el amoniaco y el agua a enfriar es 12º C, asegurando así la transferencia de calor. [26] La presión en el condensador (P2) es 1555.3kPa y por lo tanto su temperatura de saturación T6=40º C, lo que asegura la transferencia de calor puesto que el ambiente se encuentra a 28º C. [26] Para el diseño del campo de captación del sistema se ha considerado tomar la radiación térmica del Sol que coincida con los momentos donde justamente sea necesaria la refrigeración del sitio. Teniendo en cuenta lo anterior, se considera que a partir de una temperatura interna de 26º C, el sistema deberá funcionar, y por consiguiente, el dato de radiación solar para el diseño es G= 650W/m2, según mediciones de radiación solar del IDEAM [37]. Por otro lado se toma una
29
razón de concentración para el colector solar de 30, teniendo en cuenta que no se quiere ajustar la posición del colector durante el día.
3.2. Perdidas en las tuberías de alimentación de fancoil Según las normas ASTM D-2241 [15], para un tubo de PVC con diámetro interno 12.7mm, se tiene que su diámetro externo es 21.34mm. El flujo másico de agua que circula a través de las tuberías de alimentación del fancoil es:
skgmkgsmVm /099.0)/8.999(*/10*1 334..
Ec. 3.1
Con este se puede hallar la velocidad promedio del fluido dentro del tubo:
sm
D
VAVv /789.0
)10*7.12(
10*144/
23
4
2
..
Ec. 3.2
Se procede a hallar el número del Reynolds:
2.6680
)10*5.1(
10*7.12*769.0Re
6
3
vD Ec. 3.3
Para hallar el coeficiente de transferencia de calor por convección se tiene la siguiente relación teniendo en cuenta que la temperatura de la pared es 10º C:
24.7052.9
04.1104.112.6680021.0
Pr
PrPrRe021.0
25.0
43.08.0
25.0
43.08.0
k
hDNu
k
hDNu
p
fl
fl
Ec. 3.4
Cm
Wh
º26.3155
10*7.12
5705.0*24.7023
Ec. 3.5
Para hallar las perdidas de calor en las tuberías que alimentan el fancoil, se tiene que la tubería de PVC tiene una conductivita térmica k de 0.0569W/ºKm [14] y una longitud de 4 metros; además se toma como coeficiente de transferencia de calor en el exterior del tubo un valor de h2=8W/m2 ºC.
30
WLn
Q
hLDkL
DDLn
hLD
TTQ
ext
ext
ext
69.27
8*)10*34.21(*4*
1
4*)057.0(2
))10*7.12/()10*34.21((
26.3155*)10*7.12(*4*
1
730
1
2
)/(1
3
33
3
.
2
int
1int
int.
Ec. 3.6
Al encontrar el calor que gana el fluido a las condiciones dadas se puede encontrar el aumento en la temperatura del agua:
CT
T
TcmQ p
º10*65.6
4200*099.069.27
2
..
Ec. 3.7
El resultado anterior indica que las temperaturas de salida y de entrada del agua del evaporador son 7º C y 12º C respectivamente.
3.2.1. Calculo de la carga térmica del evaporador Para calcular la carga térmica que tiene el evaporador se tiene que saber cuanto calor tiene que remover el evaporador del agua y cuanto de los alrededores. Se supone que el calor de los alrededores no debe sobrepasar un 8% del calor que tiene que remover el evaporador del agua; según lo anterior se tiene que:
kWQ
CQ
TcmQ p
46.2
08.1*)º5(4200*099.0
08.01
.
.
..
Ec. 3.8
3.3. Diseño del ciclo termodinámico
Se calculo anteriormente que la carga de refrigeración para la máquina de absorción es 2.46kW. Ahora se proceda a hallar los distintos estados termodinámicos del ciclo Estado 1: En la salida del absorbedor la mezcla agua amoniaco se encuentra en estado liquido, a presión P1 y temperatura T1=20º C. Con las condiciones anteriores se tiene que la concentración y entalpía del amoniaco en la mezcla es X1= 56.2% y h1=-147.8kJ/kg.
31
El volumen en el estado 1 se calcula
1
2
135.01 x
VV OH
Ec. 3.9
Según las condiciones del estado 1, el volumen específico de la mezcla es
kgmV /10*244.1 33
1
. Para calcular el trabajo en la bomba, necesario para
elevar la presión de la mezcla del estado 1 al estado 2 se tiene la siguiente
formula, donde BI es la eficiencia de la bomba.
BI
m
PPVW
121
Ec. 3.10
Según lo anterior y suponiendo una eficiencia en la bomba del 80% se tiene que
el trabajo en la bomba es kgkJWm /88.1 .
Estado 2: La mezcla en este estado se encuentra en estado líquido a presión P2, a la misma temperatura y concentración que la mezcla del estado 1. La entalpía del estado 2 es la entalpía del estado 1 mas el trabajo suministrado a la bomba
mWhh 12 Ec. 3.11
Estado 3: Si el calor suministrado al generador es por medio de vapor de agua a una presión Ps=143.26kPa ligeramente mayor a la atmosférica de tal forma que la temperatura del vapor sea alrededor de Ts = 110º C y pueda calentar la mezcla en el generador a una temperatura Tg=100º C. Entonces para una temperatura T3=Tg=100º C y una presión P2 = 1555.3kPa, se obtienen los valores; X3=41.2% y h3=221.12kJ/kg. Estado 4: El proceso 3-4 es una expansión isoentálpica, además la concentración de la mezcla no cambia, entonces se tiene que X3=X4, h3=h4 y P1=341.2kPa. Estado 5: El amoniaco se encuentra puro en estado de saturación. La presión es P2, lo que implica que su temperatura es T5=40º C y su entalpía es h5=1489.9 kJ/kg. Estado 6: En la salida del condensador se encuentra el amoniaco en saturación a temperatura y presión iguales que la del estado 5, T6=T5=40º C y P2. La entalpía en este estado es h6=390.6kJ/kg. Estado 7: La temperatura de entrada del amoniaco en el evaporador es T7=-6º C y su presión es P1, como el proceso 6-7 es una expansión isoentalpica, la entalpía h7=h6=390.6kJ/kg.
32
Estado 8: El amoniaco a la salida del evaporador esta en saturación, la temperatura de entrada y salida del evaporador permanece constante (T7=T8= -6º C), pero tiene un cambio de fase lo que implica un cambio en su entalpía la cual será h8=1455.5kJ/kg. En la tabla Nº 3.2 se enlistan los estados y sus correspondientes propiedades
Estado Presión
(kPa) Temperatura
(ºC) Entalpía (kJ/kg)
Concentración X (%)
1 341,2 20 -147,80 56,2
2 1555,3 20 -145,12 56,2
3 1555,3 100 221,12 41,2
4 341,2 221,20 41,2
5 1555,3 40 1489,90 100
6 1555,3 40 390,60 100
7 341,2 -6 390,60 100
8 341,2 -6 1455,50 100 Tabla Nº 3.2: Estados del ciclo termodinámico
3.3.1. Calculo de flujos másicos en el ciclo El flujo de amoniaco que atraviesa el evaporador y el condensador puede ser calculado a partir de la carga térmica (2.46kW) que fue calculada anteriormente:
783
..
hhmQ NHe Ec. 3.12
Al despejar de la anterior expresión el flujo másico, se tiene que
skgmNH /10*31.2 33
. .
Al hacer un balance de masa en el absorbedor (figura Nº 3.4), se obtuvo el siguiente sistema de ecuaciones.
Figura Nº 3.4: Balance Masa Absorbedor
33
83
.
44
.
11
.
3
.
4
.
1
.
xmxmxm
mmm
NH
NH
Ec. 3.13
Al reemplazar los respectivos valores se obtiene:
3
.
4
.
1
.
3
.
4
.
1
.
412.0562.0 NH
NH
mmm
mmm
Ec. 3.14
Al resolver el anterior sistema de ecuaciones se tiene como resultado los flujos
másicos respectivos skgmm /10*04.9 32
.
1
. , skgmm /10*73.6 3
3
.
4
. .
3.3.2. Calculo de flujos de calor en el ciclo El calor removido en el condensador se calcula:
653
..
hhmQ NHc Ec. 3.15
Al reemplazar los valores respectivos, se halla que el calor disipado en el
condensador es kWQc 54.2.
. El calor disipado en el absorbedor se calcula
haciendo un balance de energía; de donde se obtiene:
11
.
44
.
83
..
hmhmhmQ NHa
Ec. 3.16
Reemplazando los valores en la ecuación se tiene que kWQa 18.6.
. En el
generador (figura Nº 3.5), el calor necesario se calcula con un balance de energía hecho sobre este, suponiendo una pérdida total de calor de un 8%.
Figura Nº 3.5: Balance Masa y Energía Generador
08.01*22
.
33
.
53
..
hmhmhmQ NHg Ec. 3.17
34
Según la ecuación, el calor que debe suministrar el vapor de agua que proviene
del concentrador solar es kWQg
74.6.
. El coeficiente de operación de la
máquina de absorción se calcula
%41.36
10*04.9*88.174.6
46.2
*3
1
..
.
mWQ
QCOP
mg
e Ec. 3.18
3.4. Diseño de equipos componentes del sistema de absorción Para el diseño del generador y el absorbedor se tiene en cuenta la tabla A1, que se encuentra en los anexos. La tabla A1, da los valores recomendados de área superficial para cada uno de los equipos que manejan amoniaco en función del número de kilocalorías (kCal). El evaporador y el condensador se tendrán en cuenta para su selección las cargas térmicas y el tipo de material, él cual sea apto para manejar amoniaco.
3.4.1. Evaporador: Se tomo la decisión de trabajar con un intercambiador de calor de placas, por su alta eficiencia, seguridad y su menor tamaño. Se seleccionó un intercambiador de calor Alfa Laval modelo CB26H-20H. Las características del evaporador se encuentran en la tabla Nº 3.3.
Potencia de Refrigeración (kW) 3.1
Temperatura de evaporación (ºC) -10
Conexiones de Refrigerante (In) 1+1/8
Conexiones de Agua (In) 1
Peso (kg) 3.8 Tabla Nº 3.3: Características Evaporador
Figura Nº 3.6: Balance Masa Absorbedor
35
3.4.2. Absorbedor: Se determina el volumen necesario para el tanque de absorción por medio de los flujos másicos que ingresan al absorbedor. Se utilizó una base de 1 minuto de almacenamiento para conocer la masa y el respectivo volumen. Según el balance de masa, los flujos entrantes al tanque son 2.31*10-3kg/s y 6.73*10-3kg/s, para el amoniaco y agua respectivamente; como la base es de 1 minuto, se tiene que las masas son mNH3=0.1386kg y mH2O=0.4038kg. Con los datos de volumen especifico a las condiciones dadas de las sustancias, se dimensiona el volumen del tanque de absorción
33 0211.010*1*403.01494.0*138.0 mV
Ec. 3.19
El volumen final del tanque de absorción es de 21100 cm3. Si la longitud del tanque es de un metro se tiene que el radio es:
0819.00211.0
r
Ec. 3.20
Según el radio obtenido de 8.19 cm, se busca en el comercio un tubo de acero
con radio de 4 pulgadas, cedula 40 y con una longitud de 1 metro para hacer el
absorbedor.
Figura Nº 3.7: Esquema del absorbedor
3.4.3. Generador. La superficie por cada 1000 kilocaloría hora en el generador es 0.36m2; el calor que entra al generador es 6.74kW (5795.35kCal/h), por lo tanto la superficie del generador es:
36
2086.21000
35.5795*36.0mSabs Ec. 3.21
Según la tabla A1, el generador tiene una superficie de transferencia de calor igual a 2.086m. De acuerdo al libro de transferencia de calor de Incropera [21] en su tabla Nº 1.1, el coeficiente de transferencia de calor entre fluidos (suponiendo que el tubo sea un excelente conductor), está entre 50 y 20000 w/m2. Si se usa 300 w/m2 que es un valor aceptable, se tiene como área de transferencia de calor 2.26 m2; esto corrobora el cálculo previamente hecho. La velocidad del fluido en el generador debe ser alta, por lo tanto el diámetro de la tubería en el generador debe ser menor que el diámetro de la tubería del absorbedor, según lo anterior el diámetro de la tubería del generador tiene 2 pulgadas, con lo que se encuentra la longitud de la tubería:
mD
SL
tub
evap
tub 07.130508.0*
086.2
Ec. 3.22
Con esta longitud se puede encontrar las dimensiones del tanque, teniendo un serpentín de forma circular con 5 vueltas se tiene que:
mn
Lr 416.0
2**5
07.13
2
Ec. 3.23
Siendo r el radio del serpentín, se da como radio del tanque 0.5m (50cm). Para encontrar la altura del tanque se tiene en cuenta el espacio que ocupa el serpentín y unas bandejas perforadas, que sirven para separar el vapor de amoniaco del agua. El espacio ocupado por el serpentín está dado por:
mDnh tubs 635.05*5.2*0508.05.2**
Ec. 3.24
La altura ocupada por el serpentín será 63.5 cm. La altura ocupada por las 5 bandejas con un espesor de 1/16 de pulgada y con separación uniforme de 1cm entre cada una de ellas es 5.4cm; lo cual lleva a dimensionar el tanque con una altura de 80 cm. Para hallar el espesor de la lámina de acero ASTM/ASME SA-285-C (esfuerzo de fluencia 206.84MPa), con la que se construirá el generador, se calcula según las normas ASME (ASME Boiler and Pressure Code, SEC I Division 1 [39]), donde se tiene en cuenta la eficiencia de soldadura y un factor por temperatura, por lo tanto el espesor de la lamina esta dado por la ecuación 3.25.
PySE
PRt
)1(
Ec. 3.25
37
Donde t es el espesor dado en mm, P la presión interna dada en kPa, S el esfuerzo admisible, y el coeficiente de temperatura tomado como 0.4, D el diámetro interno del tanque dado en mm y E la eficiencia de la soldadura (para este caso 60%, teniendo en cuenta un equipo de soldadura y un soldador calificado). Al reemplazar los valores dados se pude encontrar entonces el espesor del tanque.
mmt 7.12
3.1555*4.016.0*103420
500*3.1555
Ec. 3.26
El calculo anterior fue hecho teniendo en cuenta que se quiere un factor de seguridad de 2, lo que da como resultado una lamina de ½‖ (12.7mm). La figura Nº 3.8 muestra el generador.
Figura Nº 3.8: Esquema del generador
3.4.4. Condensador. La superficie por cada 1000 kilocaloría hora recomendada en el condensador es 1.2m2; el calor que sale del condensador es 2.54kW (2184kCal/h), lo que indica que la superficie del condensador es:
262.21000
2184*2.1mSabs Ec. 3.27
38
Teniendo una longitud de la tubería del evaporador ( tubL ) de 15 m, se puede
calcular el diámetro de la tubería
cmmL
SD
tub
evap
tub 56.50556.015
62.2
Ec. 3.28
Con el resultado anterior se busca en el catalogo de tuberías de aluminio y se encuentra que el diámetro de la tubería es 2.5 pulgadas. El condensador será un intercambiador de calor con aletas, el cual será condensado con aire; puesto que para potencias relativamente bajas, este medio es el adecuado.
3.4.5. Bomba. La bomba tiene la función, de subir la presión de la mezcla agua amoniaco de 341,2 kPa y 1555,3 kPa. En el comercio es difícil encontrar bombas centrifugas que manejen estas presiones a caudales bajos (0,54 Lt/min), por eso se escogió una bomba eléctrica dosificadora de diafragma. La bomba escogida es una Grundfos modelo DME (Figura Nº 3.9), que bombea 940 Lt/h y su presión de trabajo es 16 Bar. La potencia eléctrica es 200 W a 100 VDC.
Figura Nº 3.9: Grundfos modelo DME
El generador se debe llenar hasta el nivel que alcanza el serpentín, y dar tiempo suficiente para que se evapore el amoniaco de la mezcla. El volumen que debería llenar la bomba en el generador es de 115,5 Lt, lo que equivale en tiempo de trabajo de la bomba de 8 minutos, y suspender su trabajo durante unos 15 minutos dando tiempo a que se evapore el amoniaco de la mezcla. La bomba viene equipada con un control electrónico en el que se puede programar su trabajo.
3.5. Diseño del Campo de Captación El tipo de energía que se debe suministrar al ciclo de absorción diseñado debe ser energía térmica. Esta energía térmica es suministrada por los colectores solares, los cuales calientan agua.
39
Para hacer el diseño de los colectores solares se debe tener en cuenta la cantidad de radiación solar que se tiene en el lugar de la instalación. Por estar en una zona tropical y estar cerca de la línea ecuatorial, se dispone de gran riqueza en radiación solar. Es sabido que la potencia térmica que entra al generador es 6.74kW, asumiendo perdidas en el campo de colección de un 8%, se tiene que la potencia que el colector solar debe suministrar es 7.27kW.
3.5.1. Diseño del colector: El balance de energía sobre el receptor del colector solar es, según la figura Nº 3.10:
Figura Nº 3.10: Balance de energía receptor del colector
cutuAlAltusol GAGAQ .
Ec. 3.29
El receptor es un tubo de cobre de color negro mate para tener una gran absortancia (0.99) [24]. El área de reflexión en el colector es de aluminio brillante, el cual tiene una reflectancia de 0.9 [24]. La radiación solar de diseño mencionada en la sección 3.1 es 650W/m2. La relación de concentración del colector es 30, por lo tanto el área de reflexión es 30 veces el área de absorción. Al reemplazar todos los valores en la ecuación 3.29 se obtiene que:
210.12
305.64315.5797270
mA
AA
Al
Al
Al
Ec. 3.30
40
Según el resultado, el área de reflexión proyectada perpendicular a la radiación solar debe tener un ancho de 3m entonces el largo de éste será 4.03m. Por lo anterior el área del receptor es 0.4033m2, lo que indica que si la longitud es 4.03m, el tubo de cobre debe tener un diámetro exterior de 10cm, lo que comercialmente es un tubo de 4 pulgadas de diámetro. La figura Nº 3.11 muestra el esquema del colector solar, los respectivos planos se encuentran en los anexos.
Figura Nº 3.11: Colector Solar
Las bases del colector, se calcula teniendo en cuenta la carga de viento para la ciudad de Cali, la posición del colector y el peso. La posición del colector donde se tiene mayor número de horas de luz solar es en dirección este – oeste. Según los datos meteorológicos se tiene que la velocidad máxima de viento histórico en Cali no sobrepasan los 40 Km/h (11.1 m/s), (Ver Rosa de vientos figura Nº 3.12) [37]. Para efectos del análisis se toma como velocidad máxima de viento 18m/s (ráfagas de viento), lo cual nos dará un buen factor de seguridad para el diseño.
Figura Nº 3.12: Rosa de Vientos para Cali [37]
41
La fuerza que ejerce el viento sobre el colector, genera un momento y un esfuerzo cortante sobre la base. La fuerza del viento, se calcula hallando la presión que éste ejerce sobre el área proyectada.
NF
Av
F
APF
v
tv
tvv
29.12786439.1*4*2
18*2.1
*2
*
2
2
Ec. 3.31
Otra fuerza a la que esta sometida la base es el peso propio del colector, más el peso del agua que circula a través de éste.
NF
F
gVgMF
y
y
Hcoly
53.3277
8.9*05008.0*410008.9*98.302
**
2
20
Ec. 3.32
Con los anteriores cálculos de cargas a las que están sometidas las bases, la cuales irán atornilladas a platinas en el techo. Las bases se encuentran conformadas con ángulos en acero estructural ASTM A36, de 25mm X 25mm con espesor de 3.2mm y 40cm de altura; los cuales irán soldados a varillas de 1/4 de pulgada. Se realizo un análisis de elementos finitos y los resultados se encuentran en el gráfico Nº 3.13.
Figura Nº 3.13: Esfuerzo Von Mises base colector
El desplazamiento máximo en las bases son de 1.5 mm, con un esfuerzo máximo de 157 MPa y un factor de seguridad mínimo de 1.59; lo que muestra que el diseño trabajará para las condiciones de carga estimadas. Los tornillos que sujetaran el soporte se calculan teniendo en cuenta el estado de esfuerzos al cual están sometidos. Estos son de acero grado 8 y tienen un
42
diámetro de ½‖, con un límite de esfuerzo admisible a tracción de 800 MPa y a cortante de 528 MPa. Se calculan los esfuerzos teniendo en cuenta que son 4 tornillos en cada una de las dos bases, lo esfuerzos son:
MPaI
Mc55.516
10*276.1
10*35.6*8.1039
3
1
Ec. 3.33
MPaA
Fxy 26.1
10*26.1
77.1594
Ec. 3.34
Como los tornillos se encuentran bajo cargas combinadas se procede a determinar los esfuerzos principales y el respectivo factor de seguridad.
MPaxy 55.51626.12
55.516
2
55.516
22
2
2
2
2
11
max
Ec. 3.35
MPaxy 27.25826.12
55.516
2
2
2
2
2
1
max
Ec. 3.36
54.155.516
800. SF Ec. 3.37
El esfuerzo a tracción y cortante que van ser soportado por los tornillos no presentan ningún problema, puesto que el factor de seguridad mínimo es 1.54, lo que indica que es seguro el diseño.
3.5.2. Calculo Sistema de Bombeo Se calcula el flujo másico de agua que circula por el campo de colección
skgTc
Qm
p
SolOH /0217.0
80*4180
7270.
2
.
Ec. 3.38
Se tiene en cuenta que la temperatura a la entrada al colector es de 30°C y la temperatura respectiva de salida es 110°C a una presión de 143.26kPa. Con los datos anteriores se selecciona una bomba para que impulse el agua; que por fuente de energía tenga un panel fotovoltaico. Para la selección de la bomba se halla la carga y caudal a bombear, asumiendo las perdidas en las tuberías y accesorios. La carga de la bomba es:
mPePs
H 49.481.9*6.950
101325143260
Ec. 3.39
43
En el anterior calculo no se toman las perdidas primarias ni secundarias, puesto que la velocidad con que circula el fluido es bajo, además que hay muy poca rugosidad en las tuberías. Según el caudal y la carga, se seleccionó una bomba Flojet modelo LF122-002, que se alimenta con 12 V corriente directa con una corriente máxima de 2,5 Amp y bombea un caudal máximo 1 GPM con presión de 1,7 Bar.
3.6. Calculo Sistema Auxiliar de Energía
3.6.1. Sistema térmico auxiliar Teniendo en cuenta los momentos donde la oferta de radiación solar no sea la suficiente para dar la energía térmica necesaria para el sistema, se ha pensado en suplir esa demanda con un quemador a gas; es sabido que la cantidad de
calor, que se debe suministrar al agua que va al generador es SolQ
.
=6.74kW.
Para tal objetivo se seleccionó un quemador a gas marca Krom Schroder modelo ZKIH (figura Nº 3.14) que proporciona una potencia calórica de 7kW, lo que suplirá la demanda.
Figura Nº 3.14: Quemador Krom Schroder Modelo ZKIH
3.6.2. Calculo Sistema fotovoltaico Se calcula un sistema fotovoltaico para suplir la energía eléctrica necesaria que demandan las bombas y el fancoil. La tabla Nº 3.4 muestra el consumo y el tiempo de trabajo de las partes del sistema que necesitan energía eléctrica.
Elemento Consumo (W) Tiempo de Trabajo (h)
Bomba 30 6
Bomba 200 6
Fancoil 29 6
Total consumo 259 Tabla Nº 3.4: Tabla de consumo eléctrico
44
Curva Consumo Electrico
0
50
100
150
200
250
0 5 10 15 20
Tiempo (h)
Co
ns
um
o (
W)
Serie1
Figura Nº 3.15 Curva Consumo Eléctrico
La carga que debe suplir por día el sistema fotovoltaico, es el área bajo la curva de consumo eléctrico (figura Nº 3.15), y ese valor es 1554 W-h. Para el cálculo del sistema de acumulación, primero se calcula el rendimiento del sistema a partir de los parámetros estipulados por la norma europea. Tal rendimiento esta dado por la siguiente expresión:
vcb
d
a
vcb KKKP
NKKKKR
11 Ec. 3.40
Donde: Kb: Perdidas en el sistema de acumulación. Kc: Perdidas en el convertidor. Ka: Auto descarga de la batería. Kv: perdidas en la acometida. N: Días de autonomía. Pd: Profundidad de descarga. Para los parámetros anteriores se estipularon datos basados en normas, recomendaciones y datos del fabricante, éstos se muestran a continuación: Kb: 0.1 Para sistemas con descargas profundas. Kc: 0.05 Valor recomendado para onda senosoidal. Ka: 0.005 Baterías de baja estacionarias de Pb-acido. Kv: 0.1 Valor medio global.
45
N: 2 Valor recomendado para Cali [29]. Pd: 70% De los anteriores datos se obtiene un rendimiento de R= 73.9 %. La energía que debe proporcionar el acumulador es entonces, la energía de la demanda sobre la eficiencia del sistema de acumulación.
E=1554/0.739=2102.84 W-h por dia. Ec. 3.41 La capacidad teórica a un voltaje nominal son 12 v, y teniendo en cuenta 2 días de autonomía.
Cu = (E*N)/12 v = 350.47 A-h por dia. Ec. 3.42 Se debe corregir este valor para considerar la energía permanente por la profundidad de descarga, por lo tanto la capacidad nominal es:
C=Cu/Pd= 500.67 A-h Ec. 3.43 Según lo anterior, se escogió una batería (Hoppecke 50 PzS) con capacidad nominal de 525 A-h, lo cual será suficiente. Teniendo en cuenta que se va a acumular energía en baterías de 12 V se procede a calcular el número de paneles solares se tiene la ecuación 3.44:
wsp Wph
EpNp
** Ec. 3.44
Donde: Ep=E/ηregulador=2149.37/0.9=2336.48
w =0.9 variación con respecto a la potencia pico. hsp : hora solar pico definida como 4.9 horas. Wp= Potencia del panel solar 200W
64.29.0*200*9.4
48.2336
**
wsp Wph
EpNp
Ec. 3.45
El número de paneles a instalar es 3. Las especificaciones del panel, se muestran a continuación en la tabla Nº 3.5
Wuhan Rixin Technology Co. Ltd
Modelo MBM200
Máxima Potencia 200 W
I @ Máxima Potencia 6.93 A
V @ Máxima Potencia 29.6 V
46
Icc 7.27ª
Voc 36.6 V
Longitud 1.644 m
Ancho 0.986 m Tabla Nº 3.5: Especificaciones del panel
Figura Nº 3.16: Panel solar
Cada panel ocupara un total de 1.62 m2, ósea que en total serán 4.86 m2 instalados en el techo. Dado que se tiene una corriente máxima (Imax) de 6.93 A se escogió un regulador de carga ISOLER D10 (Figura Nº 3.17) con los siguientes parámetros:
Tensión Nominal de entrada : 12 - 24 V
I Máx. 10 A
Figura Nº 3.17: Regulador ISOLER D10
Para los dispositivos que manejan corriente alterna se le adiciona a la instalación un inversor ISOVERTER 250/12 (figura Nº 3.18), este dispositivo tiene una potencia de 250 W y puede alimentar la bomba y el fancoil a 110 V Ac.
47
Figura Nº 3.18: Inversor ISOVERTER 250/12
3.7. Sistema de Control. El sistema consta de un termostato que al llegar a la temperatura de 26º C en el interior del espacio a refrigerar, genere una corriente que dispare un interruptor, y cierre un circuito, el cual conecta las bombas y el fancoil al sistema fotovoltaico, para así poder activar el sistema de refrigeración por absorción. Para tal trabajo, se seleccionó el regulador de temperatura OSAKA OK31 [40].
Figura Nº 3.19: Regulador de temperatura OSAKA OK31 [40]
48
CAPITULO 4: ANÁLISIS AMBIENTAL - ECONÓMICO Y TÉCNICO
4.1. Análisis ambiental
Todo acto del hombre tiene una consecuencia en su entorno, por tal motivo se hará un análisis de los impactos en el medio ambiente, que genera un sistema de aire acondicionado convencional que funciona con energía eléctrica, la cual se genera en una planta termoeléctrica y un sistema de aire acondicionado con energía solar térmica.
4.1.1. Generación de energía eléctrica en termoeléctricas Las plantas termoeléctricas son fuentes importantes de emisiones atmosféricas y pueden afectar la calidad del aire. Las emisiones de las centrales termoeléctricas pueden provocar lluvia ácida, especialmente si el combustible es carbón con un alto contenido de azufre. La precipitación ácida, altera radicalmente los ecosistemas acuáticos de ciertos lagos y daña la vegetación de los ecosistemas forestales. Además, el uso de los combustibles fósiles en las plantas termoeléctricas generan C02 y NOx; gases que contribuyen al calentamiento global; además del daño ambiental que se produce al extraerlos. Comparando el impacto ambiental que tiene una planta termoeléctrica con respecto al impacto que tiene un colector solar, la diferencia es muy grande. Si el colector solar tiene como fluido de trabajo el agua, esta puede ser reciclada y no tendrá ningún problema. Además por ser el aire acondicionado un sistema casero de baja potencia (2kW), el colector no será de un tamaño muy exagerado. El uso del sol como fuente de energía para este sistema, es una gran ventaja, puesto que es un recurso gratuito.
4.1.2. Impacto de los refrigerantes en el ambiente El impacto que tiene un refrigerante en el medio ambiente se mide por varios coeficientes, los cuales se describirán a continuación:
Potencial de Destrucción del Ozono (ODP): coeficiente que está directamente relacionado con la cantidad de átomos de cloro que contienen las moléculas de las sustancias. Su valor determina la capacidad de destrucción que tiene la sustancia sobre la capa de ozono. Se atribuye al R-11 el ODP =1. Las sustancias con potencial de destrucción de la capa de ozono, una vez alcanzan esta capa, los rayos ultravioletas son suficientemente intensos para destruir sus moléculas. De esta manera se desprenden los átomos de cloro
49
(Cl) que se combinan con el ozono (O3) para formar otros compuestos debilitando la capa que hace de filtro contra las radiaciones ultravioletas de onda corta.
Potencial de Efecto Invernadero (PEI o GWP): Coeficiente que determina el efecto invernadero de las sustancias. Se atribuye al CO2 el PEI = 1.
Total Equivalent Warming Impact (TEWI): Coeficiente que tiene en cuenta el efecto invernadero directo debido a las emisiones de fluido contenido en un sistema, y el efecto invernadero indirecto vinculado a las emisiones de CO2
de las centrales térmicas que fabrican la electricidad necesaria para el funcionamiento del sistema.
Se decidió a nivel mundial con el Protocolo de Montreal sustituir los CFC (R-11, R-12) de alto contenido en cloro, dos átomos de cloro muy estables en la atmósfera, unos 100 años de vida, (ODP = 1). Posteriormente también se sustituyen los HCFC (R-22) que aunque en menor proporción, contienen un átomo de cloro, de vida entre 2 y 28 años, (ODP = 0,055). [19] Impacto del Amoniaco (Refrigerante R-717) en el medio ambiente El amoníaco es un fluido inorgánico que tiene propiedades termodinámicas excelentes pero tiene una elevada toxicidad. Es biodegradable, ya que tiene una vida en la atmósfera de entre siete y catorce días. No ataca la capa de ozono (ODP = 0), no contribuye al efecto invernadero (GWP = 0) y ofrece un índice TEWI mínimo. Las fugas de amoníaco, incluso pequeñas, son fácilmente detectadas por el olfato, debido a su olor acre penetrante, que es percibido en concentraciones de 5 ppm. Por esta razón, es muy improbable que una fuga pueda durar mucho sin ser detectada. Además en condiciones atmosféricas normales, el amoníaco es un gas incoloro menos denso que el aire así que éste se eleva y se diluye en el aire formando, gracias a la humedad del aire, una nube visible. En los sistemas de amoníaco la presencia de una concentración limitada de agua no origina en general, ningún problema. Algunas de las propiedades más importantes del amoniaco aparecen en la tabla Nº 4.1:
Propiedades Amoniaco
Temperatura de ebullición o temperatura de burbuja para las mezclas (ºC) -33,33
Temperatura Critica (ºC) 132,25
Presión Critica (bar) 113,3
Masa Molecular (kg/mol) 0,017
50
Entalpía de Vaporización a -10 ºC (kJ/kg K) 1297
Densidad del liquido a -10 ºC (kg/m) 652
Densidad de vapor a -10 ºC (kg/m) 2,39 Tabla Nº 4.1: Propiedades relevantes del amoniaco
Ventajas de la utilización del amoníaco:
Temperatura crítica más elevada.
Coeficientes de transferencia térmica más elevados.
Mejor rendimiento en la mayoría de gamas de temperatura.
Dimensiones más reducidas de las tuberías para una misma potencia frigorífica.
Carga másica más reducida para una misma aplicación.
Menor coste del fluido.
Fugas detectables instantáneamente.
Bajo coste de bombeo para los sistemas inundados.
Mayor tolerancia a la contaminación por agua. Inconvenientes de la utilización del amoníaco:
Incompatible con el cobre y las aleaciones de cobre. Implica la utilización del acero y con ello el conocimiento de la soldadura autógena por parte del instalador.
Temperaturas de descarga elevadas que se solucionan utilizando dos etapas de compresión en serie.
Umbral de toxicidad bajo; se presenta con una débil concentración en la atmósfera.
Inmiscible con los aceites habituales.
Incompatible con la presencia de personas desprevenidas (restricciones especificas para los locales que reciben público).
Requiere formación apropiada del personal. Por todo lo anterior se puede decir que hoy en día se está tomando mucho control en el uso de refrigerantes en los sistemas de aire acondicionado. Pero a pesar de los controles se siguen usando refrigerantes que producen daños a la capa de ozono.
4.2. Análisis Económico El consumo de energía eléctrica de un aire acondicionado convencional (Balay 3XM-202H) es de 975W, que trabaja 6 horas diarias durante un año es 2135.25kWh o 7686900kJ. Las termoeléctricas que tiene como combustible carbón, pueden alcanzar una eficiencia total de n=23%, lo cual indica que la energía que se debe suministrar para suplir la demanda es:
51
kJkJE
Eprod
sum 3.3342130423.0
7686900.
.
Ec. 4.1
La cantidad de carbón que se tiene que suministrar a la planta, dependerá del poder calorífico del carbón, si se suministra un carbón con poder calorífico de 28000KJ/kg entonces la cantidad de carbón consumido por año será:
kgkgkJ
kJ
Pc
Em
sumsum 61.1193
/28000
3.33421304.
.
Ec. 4.2
El precio de una tonelada de carbón en Colombia es $190.000 [38]. En consecuencia el precio de 1193 kg de carbón es $ 226787. Haciendo un balance de energía en la termoeléctrica, se tiene que la potencia expulsada al ambiente en forma de calor (gases contaminaciones) es:
kJEEE
EEE
prodsumdes
desprodsum
3.25734404
0
...
...
Ec. 4.3
Ahora se procede a calcular cuanto CO2 votará la termoeléctrica durante un año, entonces el carbón que utiliza ésta, tiene la siguiente formula de química C112H83O15N2. La combustión esta dada por la ecuación 4.4.
stionGasesCombuAireCarbon
2222221583112 ***76.3 NDOHXCOBNOANOHC Ec. 4.4
Al hacer el respectivo balance estequiométrico se tiene que:
2222221583112 *7.470*5.41*11276.35.125 NOHCONONOHC Ec. 4.5
De la ecuación 4.5, se saca que la relación aire-combustible es 10; para calcular la cantidad de CO2 que va al ambiente se debe encontrar el porcentaje de carbono que tiene el carbón.
%3.79100*/1695
/1344%
kgCarbonkmol
kgCarbonkmolCC Ec. 4.6
De 1193 kg de carbón, 946 kg son carbono; entonces la cantidad de CO2 expulsado hacia el ambiente en un año será:
2
2
2 6.3468946*12
44kgCOkgC
kgC
kgCOCO Ec. 4.7
52
En el sistema de aire acondicionado solar, esa cantidad de CO2 (3.46 toneladas), no sería expulsada al ambiente y por lo tanto al año se obtendrían bonificaciones monetarias por cuenta bonos de carbono. Teniendo en cuenta que, dejar de emitir 1 tonelada de CO2 al ambiente equivale a 17.41 euros, se tiene una reducción del costo del proyecto en aproximadamente $ 147820.
4.2.1. Costos de funcionamiento El costo de funcionamiento de un equipo de acondicionamiento de aire convencional (Balay 3XM-202H), es el costo de la energía eléctrica que consume, entonces para un equipo con potencia de enfriamiento de 2kW se tiene que consume 0.975kW de energía eléctrica. El costo de un kilovatio-hora en un estrato residencial de estrato 5 es $ 420. Entonces el costo de funcionamiento de un sistema convencional de aire acondicionado durante un año será:
896805$$
420*365*6*975.0
hkw
diashkWCA Ec. 4.8
En comparación con un sistema de acondicionamiento de aire solar, cuyo valor de funcionamiento es $ 0. Lo que muestra una ventaja clara del sistema de acondicionamiento de aire solar.
4.2.2. Costos de adquisición El aire acondicionado Balay 3XM-202H se puede conseguir en el mercado en 267 dólares (aproximadamente $518000). Ahora se enlistan (tabla Nº 4.2), los precios de las diferentes dispositivos que componen el sistema de acondicionamiento solar domestico.
Nombre Articulo Marca Precio (Dolares)
Evaporador Alfa Laval CB26H-20H 300,82
Condensador 50
Generador 65
Absorbedor 30
Fan coil Hitecsa FPW1 723,54
Colector Solar 250
Bomba Grundfos DME 500
Bomba Solar Floject LF122-002 83,04
Tuberia Aluminio 50
Quemador Krom Schroder ZKIH 80
Panel Solar Wuhan Rixin MBM 200 1942,2
Regulador Isoler 10 55,35
Bateria 50PzS 200
Inversor ISOVERTER 1500/12 385
53
Sistema de Control OSAKA OK31 87
Valor Instalación 550
Total 5351,95 Tabla Nº 4.2: Lista de precios
Según la tabla anterior, se tiene que el costo del sistema, teniendo en cuenta el precio del dólar, es aproximadamente $ 10’.100.000. El tiempo de amortización de la inversión del proyecto por cuenta de bonos de carbono tiene una reducción de $ 12318 mensuales, que cambian con su valor con el mismo interés de inflación. Ahora se calcula el tiempo de recuperación de la inversión, teniendo en cuenta la tasa mensual de inflación de la energía eléctrica i=0.166% y el ahorro mensual en energía (A= 87052).
)1ln(
1ln
i
A
Pi
n
Ec. 4.9
añosn
n
n
7.10
4.128
)00166.01ln(
87052
00166.0*101000001ln
Ec. 4.10
En la figura Nº 4.1, se muestra en tiempo de amortización en los estratos 3, 4 y 5 respectivamente.
Figura Nº 4.1: Tiempo de amortización distintos estratos sociales en Cali.
La inversión en el equipo solar de acondicionamiento solar se amortizará pasados 10 años, teniendo en cuenta el ahorro de energía eléctrica (comparado
54
con un sistema convencional) y la variación del costo de ésta en el tiempo. Además éste equipo, por no tener sistemas móviles, es poco el mantenimiento que requiere, por lo tanto su vida útil es mas larga en comparación con un equipos convencional.
4.3. Análisis técnico Los sistemas por compresión tienen un diseño compacto en sus elementos, además de ser relativamente fáciles de mantener. Tienen un alto coeficiente de desempeño, son confiables y seguros. La gran desventaja es que el compresor requiere de trabajo, que difícilmente se puede obtener por medios distintos a la energía eléctrica. Por su parte, los sistemas de absorción se vuelven económica y ambientalmente atractivos cuando existe una fuente gratuita o barata de energía térmica en un rango de temperaturas de 100 a 200ºC, como es la energía solar y la cogeneración de desechos. El ciclo de compresión emplea un compresor mecánico, mientras que el sistema de absorción logra el enfriamiento por medio de un fluido secundario (absorbente). Por lo mismo, el requerimiento energético del ciclo de compresión es mucho mayor al del sistema de absorción. En cuanto al coeficiente de desempeño, COP por sus siglas en inglés, de ambos sistemas, es difícil hacer una comparación directa. Los sistemas por absorción tienen algunas ventajas prácticas sobre la compresión mecánica; tienen menor desgaste y por lo tanto requiere de menos mantenimiento. La razón para que los ciclos de absorción sigan teniendo actualmente una aplicación práctica, es el coste e impacto ambiental para producir la energía primaria. El coste de producir el trabajo mecánico necesario para obtener un kW de refrigeración por ciclo de compresión mecánica de vapor es, normalmente, superior al coste necesario para recuperar la cantidad de calor a aplicar para obtener el mismo kW en un ciclo de absorción. El coste de la energía básica es el único factor que determina la posible competitividad de los sistemas de absorción frente a los de compresión mecánica.
55
CONCLUSIONES Los sistemas de acondicionamiento de aire convencionales, son sistemas que consumen alta cantidad de energía eléctrica y por consiguiente son altamente contaminantes. Por eso se ha diseñado un sistema de acondicionamiento de aire solar, el cual usa un refrigerante amigable con el ambiente y su sistema principal de energía es renovable. El aire acondicionado solar tiene por ventaja, que entre más carga de refrigeración se demande para el confort de los que lo utilizan, más energía térmica del Sol se dispone. Es decir, la demanda coincide justamente con la oferta y viceversa. El equipo de acondicionamiento de aire solar no dispone de partes móviles, lo cual hace que el mantenimiento prácticamente sea nulo. Por consiguiente la vida útil del sistema es mucho más larga que la de equipos convencionales. Los sistemas de refrigeración por absorción, son tanto más interesantes, económicamente hablando, cuanto más barata es la energía térmica disponible para el accionamiento de las máquinas, está claro que este tipo de equipos son especialmente útiles para recuperar calor de desecho, y esta particularidad permite enfocar el problema de aprovechamiento energético desde otro punto de vista. Los sistemas de absorción, evitan el consumo de energías más caras, fósiles o eléctricas, para su utilización en la producción frigorífica. Es decir, dan lugar a un doble ahorro de energía; uno por la recuperación de energías desechables y otro por la reducción de consumos primarios en la producción de energía eléctrica. Siempre que exista la posibilidad de utilizar energías térmicas desechables, gratuitas, o de muy bajo coste, procedentes de energías renovables, o efluentes de procesos industriales o de sistemas de cogeneración, la aplicación de sistemas de absorción para la producción frigorífica será competitiva e interesante. La producción de frió sin emitir CO2 a la atmósfera, es una ventaja ambiental y económica teniendo en cuenta el precio de los bonos de carbono. Esto hace pensar que si este tipo de sistemas, se usaran a grandes escalas (conjuntos residénciales, oficinas, centros comerciales, etc.), los beneficios económicos y ambientales serian grandes. Un ejemplo sería un aeropuerto que tuviera una carga de refrigeración de 4000kW, haciendo un cálculo aproximado, se puede estimar que se dejaría de emitir unas 5639 toneladas de CO2 al ambiente por año, de manera que se obtendrían por año aproximadamente $240584152, por concepto de bonos de carbono. Es importante seguir desarrollando el campo de la refrigeración solar por el bien de la sociedad, puesto que presenta una gran ventaja ambiental por el uso de
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refrigerantes amigables con el ambiente, no contribuyen con el efecto invernadero. Además del uso de energías renovables (en este caso la energía solar térmica y solar fotovoltaica), que son de menor coste y menor impacto económico y ambiental.
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TRABAJOS FUTUROS Para trabajos futuros se piensa modificar el techo de la casa con el fin de concentrar el calor en éste, y así poder optimizar la concentración de calor. Se piensa optimizar la relación entre área a refrigerar con respecto al área de instalación; además de diseñar una bomba especial para la mezcla agua– amoniaco a las condiciones del caudal y la presión requeridos, puesto que es difícil encontrar en el comercio una bomba para las condiciones dadas. Se propone la simulación dinámica completa del funcionamiento variando condiciones ambientales, variaciones de carga, variaciones en la posición del colector; teniendo en cuenta el tiempo de funcionamiento de elementos del sistema (retardo entre la radiación solar y el efecto frigorífico). La adaptación del sistema de refrigeración a energías térmicas desechadas de procesos industriales será una posibilidad, para reducir contaminación y consumo de energía en grandes industrias del país; lo cual debe ser estudiado como una posibilidad, teniendo en cuenta la escasez futura de energía proveniente de fósiles. El diseño de casas térmicamente estables, es decir desarrollar tecnologías para que desde la misma parte arquitectónica de la casa (paredes y techos con aislamientos térmicos especiales), se pueda tener confort térmico; debe ser prioridad para reducir consumos de energía en temporadas de climas adversos.
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REFERENCIAS BIBLIOGRÁFICAS
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60
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APÉNDICE A: TABLAS Y GRAFICO
Equipo Área (m)
Condensador 1,0 - 1,2
Evaporador 0,9
Generador 0,1 - 0,36
Absorbedor 0,3 - 0,7
Intercambiador de Calor 0,1 - 0,26 Tabla Nº A1: Superficie de calefacción y Refrigeración de las maquinas de absorción por
cada 1000 kCal/h
Tamaño o diámetro del tubo
Línea Aspiración, Presión de Aspiración kg/cm
Línea Descarga Línea de Liquido
Pulg mm 0,35 (-
27,3° C) 1,4 (-14,7°
C) 3,16 (-1,1°
C) Del Cond. Al receptor
Del Receptor al Sist.
3/8 9,5 7,4 35,8
½ 12,7 1,8 3,3 6,0 9,2 7,9 59,6
¾ 19,0 3,6 6,6 12,2 17,9 41,7 223
1 25,4 6,6 11,9 22,3 34,0 71,5 408
1 ¼ 31,7 13,1 23,8 44,7 66,7 149 730
1 ½ 38,1 19,1 35,2 64,4 92,1 229 1192
2 50,8 36,1 66,2 125 185 417 2533
2 ½ 63,5 56,9 106 194 290 656 4395
3 76,2 93,9 176 322 477 1117 7152
3 ½ 88,9 139 261 465 709 1609 10430
4 102 191 352 715 983 2205
5 127 349 620 1147 1669 3934
6 152 521 912 1788 2697 6049
8 203 1079 1937 3576 5394 12516
10 254 1907 3516 6437 9536
12 305 2801 5513 Tabla Nº A2: Toneladas métricas de refrigeración máximas para tuberías conductoras de amoniaco (para longitud equivalente de 100m) (ARI Equipment Standards, ed. de 1946,
Tomado de ASRE, Air Conditioning Refrigerating Data Book)
62
Tablas de propiedades Solución Agua - Amoniaco
P= 3,412 bar x y T [°C] hL [kJ/kg] hV [kJ/kg] sL [kJ/kg K] sV [kJ/kg K]
0 0,00000 136,7297 575,570 2728,734 1,7077 6,5683
1,0 0,63443 107,3356 388,758 1952,904 1,4256 5,9137
2,0 0,86240 84,2872 227,345 1631,760 1,1132 5,3469
3,0 0,95303 63,7778 85,264 1476,127 0,7949 4,9867
4,0 0,98629 44,9400 -32,798 1392,910 0,4905 4,7529
5,0 0,99651 28,3454 -118,508 1342,349 0,2288 4,5916
6,0 0,99915 14,9103 -165,673 1307,748 0,0364 4,4735
7,0 0,99977 5,2108 -173,577 1283,863 -0,0745 4,3887
8,0 0,99993 -0,9003 -147,263 1268,823 -0,1111 4,3339
9,0 0,99998 -4,3702 -95,819 1260,209 -0,0989 4,3020
1 1,00000 -6,8554 -31,219 1253,982 -0,1058 4,2787 Tabla Nº A3: Propiedades solución agua-amoniaco a presión 3.412 Bar [19]
P= 15,553 bar x y T [°C] hL [kJ/kg] hV [kJ/kg] sL [kJ/kg K] sV [kJ/kg K]
0 0,00000 199,5368 850,492 2793,568 2,3293 6,0436
1,0 0,49423 171,5417 673,687 2205,414 2,1149 5,6361
2,0 0,7583726 146,2054 507,057 1851,844 1,8321 5,0982
3,0 0,89250 123,3030 358,390 1643,302 1,5385 4,6848
4,0 0,95684 102,2606 232,612 1516,351 1,2544 4,3831
5,0 0,98434 83,4431 136,969 1435,433 1,0035 4,1646
6,0 0,994591 67,7857 78,624 1380,748 0,8110 4,0051
7,0 0,99805 56,0793 60,950 1343,076 0,6947 3,8904
8,0 0,99921 48,3604 81,147 1318,499 0,6548 3,8137
9,0 0,99967 43,6035 129,578 1303,145 0,6669 3,7650
1 1,00000 39,7374 189,803 1290,399 0,6524 3,7238 Tabla Nº A4: Propiedades solución agua-amoniaco a presión 15.553 Bar [19]
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Tablas de propiedades del líquido y vapor saturados para el amoniaco (R717)
T (ºC)
P (kPa)
ρ (kg/m3)
Vg (kg/m3)
hL (kJ/kg)
hg (kJ/kg)
SL (kJ/kg ºk)
Sg (kJ/kg ºk)
-50 40,8 702,1 2,6289 -24,7 1391,2 0,094 6,440
-48 45,9 699,7 2,3565 -16,0 1394,6 0,133 6,399
-46 51,5 697,4 2,1169 -7,2 1397,9 0,172 6,358
-44 57,6 695,0 1,9057 1,5 1401,3 0,211 6,319
-42 64,3 692,6 1,7191 10,3 1404,5 0,249 6,281
-40 71,7 690,2 1,5539 19,2 1407,8 0,287 6,243
-38 79,7 687,7 1,4073 28,0 1411,0 0,324 6,206
-36 88,4 685,3 1,2769 36,9 1414,1 0,362 6,170
-34 97,9 682,8 1,1607 45,8 1417,2 0,399 6,134
-32 108,2 680,3 1,0570 54,7 1420,3 0,436 6,099
-30 119,4 677,8 0,9642 63,6 1423,3 0,473 6,065
-28 131,5 675,3 0,8810 72,6 1426,3 0,510 6,032
-26 144,6 672,8 0,8062 81,5 1429,2 0,546 5,999
-24 158,6 670,3 0,7390 90,5 1432,1 0,582 5,967
-22 173,8 667,7 0,6784 99,5 1434,9 0,618 5,935
-20 190,1 665,1 0,6237 108,6 1437,7 0,654 5,904
-18 207,6 662,6 0,5742 117,6 1440,4 0,689 5,874
-16 226,3 660,0 0,5294 126,7 1443,1 0,725 5,844
-14 246,4 657,3 0,4888 135,8 1445,7 0,760 5,814
-12 267,9 654,7 0,4518 144,9 1448,2 0,795 5,785
-10 290,8 652,1 0,4182 154,0 1450,7 0,829 5,757
-8 315,2 649,4 0,3875 163,2 1453,1 0,864 5,729
-6 341,2 646,7 0,3596 172,3 1455,5 0,898 5,701
-4 368,9 644,0 0,3340 181,5 1457,8 0,932 5,674
-2 398,3 641,3 0,3106 190,8 1460,1 0,966 5,647
0 429,6 638,6 0,2892 200,0 1462,2 1,000 5,621
2 462,6 635,8 0,2695 209,3 1464,3 1,034 5,595
4 497,7 633,1 0,2514 218,6 1466,4 1,067 5,569
6 534,8 630,3 0,2348 227,9 1468,4 1,100 5,544
8 573,9 627,5 0,2195 237,2 1470,3 1,133 5,519
10 615,3 624,6 0,2053 246,6 1472,1 1,166 5,494
12 658,9 621,8 0,1923 256,0 1473,9 1,199 5,470
14 704,9 618,9 0,1802 265,4 1475,5 1,232 5,446
16 753,3 616,0 0,1691 274,8 1477,2 1,264 5,422
18 804,2 613,1 0,1587 284,3 1478,7 1,297 5,399
20 857,8 610,2 0,1491 293,8 1480,1 1,329 5,376
22 914,0 607,2 0,1402 303,3 1481,5 1,361 5,353
24 972,9 604,3 0,1320 312,9 1482,8 1,393 5,330
64
26 1034,8 601,3 0,1243 322,5 1484,0 1,425 5,307
28 1099,5 598,2 0,1171 332,1 1485,1 1,456 5,285
30 1167,4 595,2 0,1104 341,8 1486,2 1,488 5,263
32 1238,3 592,1 0,1042 351,5 1487,1 1,520 5,241
34 1312,5 589,0 0,0984 361,2 1488,0 1,551 5,219
36 1390,0 585,8 0,0930 371,0 1488,7 1,582 5,198
38 1470,9 582,6 0,0879 380,8 1489,4 1,613 5,176
40 1555,3 579,4 0,0831 390,6 1489,9 1,645 5,155
42 1643,3 576,2 0,0786 400,5 1490,4 1,676 5,134
44 1735,1 572,9 0,0745 410,5 1490,7 1,707 5,113
46 1830,6 569,6 0,0705 420,5 1491,0 1,737 5,092
48 1930,0 566,3 0,0668 430,5 1491,1 1,768 5,071
50 2033,5 562,9 0,0634 440,6 1491,1 1,799 5,050
52 2141,0 559,4 0,0601 450,8 1491,0 1,830 5,029
54 2252,8 556,0 0,0570 461,0 1490,8 1,860 5,008
56 2368,9 552,4 0,0541 471,2 1490,5 1,891 4,988
58 2489,4 548,9 0,0514 481,6 1490,0 1,922 4,967
60 2614,5 545,2 0,0488 492,0 1489,4 1,952 4,946
62 2744,2 541,6 0,0464 502,4 1488,6 1,983 4,926
64 2878,7 537,8 0,0441 513,0 1487,7 2,014 4,905
66 3018,1 534,1 0,0419 523,6 1486,6 2,044 4,884
68 3162,5 530,2 0,0398 534,3 1485,4 2,075 4,863
70 3312,0 526,3 0,0379 545,0 1484,1 2,105 4,842 Tabla Nº A5: Propiedades del liquido y vapor saturados para el amoniaco (R717) [17]
65
Figura Nº A1: Grafico entalpía vs. Concentración de amoniaco en solución.
66
APÉNDICE B: PLANOS DE CONSTRUCCIÓN
2
2
3
Numero de Item
Nombre Cantidad Material
1* Carcaza 1 Acero SA 285C
2* Platos separadores 5 Acero SA 285C
3* Serpentin 1 Acero SA 285C
67
68
69
70
71
1
2
4
3
5
6
Numero Item Nombre Cantidad Material
1* Concentrador 1 Madera
2* Receptor: Tubo 4 pulg de 4 m 1 Cobre
3* Eje: Tubo de 3+5/8 de 0.6 m 2 Acero A500 C
4* Reflector: lamina de 4m x 4.71m 1 Aluminio
5* Articulacion 2 Acero A500 C
6* Base 2 Acero A36
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