diseÑo de un sistema de acondicionamiento de aire por

DISEÑO DE UN SISTEMA DE ACONDICIONAMIENTO DE AIRE POR ABSORCION MEDIANTE EL USO DE ENERGIA SOLAR TERMICA Y

FOTOVOLTAICA

MARIO FERNANDO JARRIN GARCES 2100172

SEBASTIAN VIVAS VELEZ 2100129

UNIVERSIDAD AUTÓNOMA DE OCCIDENTE FACULTAD DE INGENIERÍA

DEPARTAMENTO DE ENERGÉTICA Y MECÁNICA PROGRAMA DE INGENIERÍA MECÁNICA

SANTIAGO DE CALI 2018

DISEÑO DE UN SISTEMA DE ACONDICIONAMIENTO DE AIRE POR ABSORCION MEDIANTE EL USO DE ENERGIA SOLAR TERMICA Y

FOTOVOLTAICA

MARIO FERNANDO JARRIN GARCES SEBASTIAN VIVAS VELEZ

Proyecto de grado para optar el título de Ingeniero Mecánico

Director CARLOS EDUARDO CASTANG MONTIEL

Ingeniero Mecánico

UNIVERSIDAD AUTÓNOMA DE OCCIDENTE FACULTAD DE INGENIERÍA

DEPARTAMENTO DE ENERGÉTICA Y MECÁNICA PROGRAMA DE INGENIERÍA MECÁNICA

SANTIAGO DE CALI 2018

3

Santiago de Cali, 22 de Mayo de 2018

Nota de aceptación:

Aprobado por el Comité de Grado en

cumplimiento de los requisitos exigidos por la

Universidad Autónoma de Occidente para optar

al título de Ingeniero Mecánico

YURY ULIANOV LÓPEZ

Jurado

JUAN RICARDO VIDAL

Jurado

4

CONTENIDO

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RESUMEN 15 ABSTRACT 17 INTRODUCCION 19 1. ANTECEDENTES 20 2. PROBLEMA DE INVESTIGACION 24 2.1. PLANTEAMIENTO DEL PROBLEMA 24 2.2. PREGUNTA DE INVESTIGACIÓN 25 3. JUSTIFICACIÓN 26 4. OBJETIVOS 30 4.1. OBJETIVO GENERAL 30 4.2. OBJETIVOS ESPECIFICOS 30 5. MARCO REFERENCIAL 31 5.1. MARCO TEÓRICO 31 5.1.1. Primera ley de la termodinámicao 31 5.1.2. Acondicionamiento de aire 31 5.1.3. Carga térmica de refrigeración 32

5

5.1.3.1. Carga térmica sensible 32 5.1.3.2. Carga térmica latente 33 5.1.4. Refrigeración solar 33 5.1.5. Colectores solares 34 5.1.5.1. Colectores solares planos 34 5.1.5.3. Cubierta Simple 35 5.1.6.Colectores solares de aire 35 5.1.7. Colectores solares de tubo de vacío 36 5.1.7.1. Colector de tubo de vacío de flujo directo 36 5.1.7.2. Colectores de tubo de vacío heat pipe 37 5.1.8. Colectores CPC (Concentrador estacionario) 38 5.1.9. Colectores cilindro-parabólicos 39 5.2. SISTEMAS DE REFRIGERACIÓN POR ABSORCIÓN 40 5.2.1. Sistema de refrigeración por absorción de simple efecto 41 6. MODELADO DE EDIFICIO Y ANALISIS DE SOMBRA 44 6.1. MODELADO Y LEVANTAMIENTO DE EDIFICIO 44 6.2. ANÁLISIS DE SOMBRA 44 7. CÁLCULO CARGA TERMICA 49 7.1. DETERMINACIÓN TEMPERATURA DE PAREDES 49 7.2. LEVANTAMIENTO GEOMÉTRICO 51 7.3. COEFICIENTE GLOBAL DE TRANSFERENCIA DE CALOR 52

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7.4. CÁLCULO CARGAS TÉRMICAS SENSIBLES 55 7.4.1. Carga Sensible a través de paredes acristaladas. 56 7.4.2. Carga sensible a través de paredes y techos exteriores 56 7.4.3. Carga sensible a través de paredes, techos, suelos y puertas 57 interiores 7.4.4. Carga sensible transmitida por infiltraciones de aire exterior 60 7.4.5. Carga sensible debida a aportaciones internas 60 7.5. CÁLCULO DE CARGAS LATENTES 62 7.5.1. Carga latente transmitida por infiltraciones de aire exterior 62 7.5.2. Carga latente debido a ocupación del local. 63

8. DISEÑO TERMODINAMICO 65 8.1. ANÁLISIS TERMODINÁMICO DEL CICLO DE REFRIGERACIÓN POR ABSORCIÓN 65 9. DISEÑO MECANICO 70 9.1. DISEÑO DEL CONDENSADOR. 70 9.1.1. Cálculo de la temperatura media logarítmica 71 9.1.2. Calculo coeficiente global de transferencia de calor 71 9.1.3. Cálculo de superficie de intercambio y longitud 75 9.2. DISEÑO DEL EVAPORADOR 76 9.2.1. Cálculo de la temperatura media logarítmica 77 9.2.2. Calculo coeficiente global de transferencia de calor 78

9.2.3. Cálculo de superficie de intercambio y longitud 81 9.3. DISEÑO DEL ABSORBEDOR. 82

7

9.3.2. Calculo coeficiente global de transferencia de calor 83 9.3.3. Cálculo de superficie de intercambio y longitud 87 9.4. DISEÑO DEL GENERADOR 88 9.4.1. Cálculo de la temperatura media logarítmica. 89 9.4.2. Cálculo coeficiente global de transferencia de calor 90 9.4.3. Cálculo de superficie de intercambio y longitud. 94 10. ANALISIS ECONOMICO PARA EL SISTEMA DE REFRIGERACION 96 POR ABSORCION 10.1. AHORROS ANUALES. 98 10.2. FLUJO DE CAJA. 99 10.3. VALOR PRESENTE NETO Y TASA INTERNA DE RETORNO 99 11. CONCLUSIONES 101 BIBLIOGRAFÍA 103 ANEXOS 107

8

LISTA DE FIGURAS

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Figura 1. Mapa de Radiación Solar Global 29 Figura 2. Clasificación de los sistemas de refrigeración solar 34 Figura 3. Colectores planos selectivos en instalación de climatización 35 solar

Figura 4. Colector solar de tubo de vacío 36 Figura 5. Colector de tubo de vacío heat pipe 38 Figura 6. Colector de cilindro-parabólicos 39 Figura 7. Diagrama del sistema de refrigeración por absorción 40 Figura 8. Esquema de un sistema de refrigeración por absorción de simple efecto LiBr/H20 42 Figura 9. Esquema de un sistema de refrigeración por absorción de doble efecto LiBr/H20 43 Figura 10. Incidencia solar lado sur durante el solsticio de Junio 44 Figura 11. Incidencia solar lado norte durante el solsticio de Junio. 45 Figura 12. Incidencia solar lado sur durante el equinoccio de Marzo 46 Figura 13. Incidencia solar lado norte durante el equinoccio de Marzo 47 Figura 14. Incidencia solar lado sur durante el equinoccio de Septiembre 47 Figura 15. Temperatura superficie pared norte 49 Figura 16. Temperatura superficie pared occidente 50 Figura 17. Temperatura superficie pared Oriente 50 Figura 18. Temperatura superficie pared Sur 50 Figura 19. Temperatura superficie techo. 51

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Figura 20 Diagrama de Dühring para el ciclo de refrigeración por 65 absorción de simple efecto. Figura 21. Diagrama térmico para el condensador 70 Figura 22. Perfil de temperaturas a contra flujo del condensador 71 Figura 23. Diagrama térmico para el evaporador 76 Figura 24. Perfil de temperatura para contraflujo en el evaporador 77 Figura 25. Diagrama térmico para el evaporador 82 Figura 26. Perfil de temperaturas del absorbedor 83 Figura 27. Diagrama térmico para el generador 88 Figura 28. Perfil de temperaturas para el generador 89

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LISTA DE CUADROS

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Cuadro 1. Dimensiones Techo del salón de clase 51 Cuadro 2. Dimensiones Pared Oriente del salón de clase 51 Cuadro 3. Dimensiones Pared Occidente del salón de clase. 52 Cuadro 4. Dimensiones Pared Sur del salón de clase. 52 Cuadro 5. Dimensiones Pared Norte del salón de clase 52 Cuadro 6. Coeficiente de Transferencia de calor para paredes con 54 Repello y Yeso Cuadro 7. Coeficiente de Transferencia de calor para paredes con 54 Ladrillo Limpio Cuadro 8. Coeficiente de Transferencia de calor para Techo 55 Cuadro 9. Coeficiente de Transferencia de calor para sección pared 55 Sur con Ladrillo limpio. Cuadro 10. Carga Sensible a través de paredes acristaladas 56 Cuadro 11. Carga Sensible a través de paredes Exteriores para Pared Sur 57 Cuadro 12. Carga Sensible a través de paredes Exteriores para Techo 57 Cuadro 13. Carga Sensible a través de paredes internas para la 58 pared oriente del salón de clase Cuadro 14. Carga Sensible a través de paredes internas para la 59 pared occidente del salón de clase Cuadro 15. Carga Sensible a través de paredes internas para la 59 pared norte del salón de clase Cuadro 16. Carga sensible transmitida por infiltraciones de aire exterior 60 Cuadro 17. Carga Sensible debido a aportaciones internas 61 Cuadro 18. Carga latente transmitida por infiltraciones de aire exterior 63

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Cuadro 19. Carga latente debido a ocupación del local 63 Cuadro 20. Carga Térmica de Refrigeración del salón de clase. 64 Cuadro 21. Parámetros de diseño obtenidos mediante 68 análisis termodinámico Cuadro 22 Egresos estimados para el sistema de refrigeración 98 por absorción. Cuadro 23. Ahorros estimados por año para el sistema de refrigeración 98 Cuadro 24. Flujo de caja por año para el sistema de refrigeración 99 Cuadro 25. Valor Presente Neto y Tasa Interna de Retorno para el sistema 99 de refrigeración por absorción.

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LISTA DE TABLAS

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Tabla 1. Capacidad instalada por tecnología 27

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LISTA DE GRÁFICOS

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Gráfico 1. Distribución de generación eléctrica en Colombia. 27

Gráfico 2. Comparación costos generales instalaciones de absorción vs

instalaciones convencionales. 96

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LISTA DE ANEXOS

Pág. Anexo A. Valores de resistencia termicas unitarias para componentes de construccion. 107 Anexo B. Valores de resistencia termicas de materiales de pared. 108 Anexo C. Valores de resistencias termicas de materiales aislantes. 110 Anexo D. Temperatura exterior de calculo 111 Anexo E. Calores sensibles y latentes desprendidos por personas. 112 Anexo F. Diagrama de entalpia de la solución bromuro de litio y agua (libr-h2o) en función de la concentración para diferentes temperaturas 113 Anexo G. Propiedades del agua saturada 114 Anexo H. Propiedades termodinámicas de algunas aleaciones 115 Anexo I. Conductividad térmica de la solución libr- agua para diferentes concentraciones y temperaturas 116 Anexo J. propiedades para la solucion libr- agua para diferentes temperaturas 117 Anexo K. Modelos 3d de componentes mecánicos del sistema de refrigeración por absorción 118

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RESUMEN

En el presente documento se muestra el proceso de diseño de un sistema de aire acondicionado por absorción que utiliza como energía principal la luz solar, para refrigerar un salón de clase en la Universidad Autónoma de Occidente. De esta manera se presenta una revisión bibliográfica de los sistemas de refrigeración por absorción convencional, sistemas de colectores solares, cargas térmicas. Inicialmente se realiza un modelado y levantamiento de las edificaciones de la UAO apoyándose en el software de arquitectura SketchUp para así obtener el modelo 3D de la planta física. Posteriormente se procede a realizar el análisis de sombras para así determinar qué punto específico de las edificaciones se encuentra sometido a la mayor cantidad de incidencia del sol. Posteriormente, se realiza la toma de dimensiones del lugar seleccionado y toma de temperaturas en cada una de las superficies de dicho lugar así como la identificación de los materiales de construcción que constituyen cada una de las superficies. Teniendo en cuenta estos datos tomados anteriormente, se procede a calcular la carga térmica del salón de clase determinando cada una de las cargas sensibles y latentes que afectan el lugar. Se realiza el análisis termodinámico del ciclo de refrigeración por absorción utilizando la primera ley de la termodinámica como concepto principal, en este se muestra los balances de materia y energía que se utilizan para determinar las propiedades termodinámicas necesarias para realizar el diseño de cada uno de los componentes del ciclo. Luego, se muestra el diseño mecánico de cada uno de los componentes del sistema de refrigeración por absorción, haciendo uso de las ecuaciones de transferencia de calor para así determinar la cantidad de tubos y dimensiones de cada uno de los intercambiadores de calor que componen el sistema. Por último se realiza un análisis económico en donde se muestra la inversión inicial y se realiza una proyección a 5 años, donde se estiman los gastos anuales de mantenimiento y operación afectados por la inflación anual, así como el valor de salvamento en el cual se puede realizar una futura venta del equipo. Esto con el fin de determinar el VPN y TIR y así considerar la viabilidad del proyecto.

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Para finalizar en los anexos se presenta el modelo 3D de cada uno de los intercambiadores de calor. Palabras Claves: sistema de aire acondicionado, energía, luz solar, sistemas de refrigeración, sistemas de colectores solares, cargas térmicas, análisis de sombras

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ABSTRACT This document shows the design process of an absorption air conditioning system which uses sunlight as its main source of energy in order to cool a classroom at the Universidad Autónoma de Occidente (UAO). In this way, a bibliographical review of conventional absorption refrigeration systems, solar collector systems and thermal loads is presented. Initially, a modeling and survey of the buildings of the UAO is carried out, relying on the SketchUp architecture software to obtain the 3D model of the physical plant. Then, the shadow analysis is carried out in order to determine which specific point of the buildings is subject to the greatest amount of incidence of the sun. Subsequently, the dimensions of the selected place are measured and the temperatures are taken on each of the surfaces of said place as well as the identification of the construction materials that constitute each of the surfaces. Keeping in mind these data previously taken, we proceed to calculate the thermal load of the classroom by determining each of the sensitive and latent loads which affects the place. The thermodynamic analysis of the refrigeration cycle by absorption is carried out using the first law of thermodynamics as the main concept. This shows the material and energy balances that are used to determine the thermodynamic properties required to carry out the design of each of the components of the cycle. Then, the mechanical design of each of the components of the absorption refrigeration system is shown, making use of the heat transfer equations to determine the number of tubes and dimensions of each heat exchanger which makes up the system. Consequently, an economic analysis is carried out in which the initial investment is shown, and a five-year projection is made, where the annual maintenance and operation expenses affected by annual inflation are estimated, as well as the salvage value for making a future sale of the equipment. This in order to determine the NPV and IRR and thus consider the viability of the project. Finally, the 3D model of each heat exchanger is presented in the annexes of this document.

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Keywords: air conditioning system, energy, sunlight, cooling systems, solar collector systems, thermal loads, shadow analysis

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INTRODUCCION Hoy en día, la necesidad de confort térmico en las edificaciones, ha tomado un papel importante en la satisfacción de las necesidades básicas del ser humano, por ende existe gran preocupación por el fuerte incremento del consumo de electricidad asociado a los sistemas de refrigeración y acondicionamiento de aire debido al gran impacto ambiental que su uso acarrea. Es por esto que se deben desarrollar nuevas alternativas, diferentes a las técnicas convencionales de generación de frio, las cuales permitan que el ser humano mejore su confort térmico de manera sostenible. Debido a la fuerte dependencia de una fuente de generación convencional de energía eléctrica, es común encontrar sistemas de refrigeración por compresión, es decir, que en el ciclo existe un proceso adiabático donde se realiza trabajo para comprimir el vapor refrigerante aumentando su presión considerablemente.1 Esto quiere decir que se debe instalar un compresor, el cual consume energía de la red eléctrica de acuerdo al tamaño del sistema de refrigeración que se necesite. En los últimos años, la tecnología ha contribuido al mejoramiento de los sistemas de refrigeración y como consecuencia de la situación que el planeta presenta, se busca que se promueva el uso de sistemas alternativos, por ende, en la actualidad se ha implementado la instalación de sistemas de refrigeración por absorción que se alimenten de energías renovables, debido a los altos costos de consumo de energía eléctrica y la escasez de los combustibles fósiles y el impacto derivado de su uso. En este proyecto se pretende dar solución a un problema de confort térmico presentado en las aulas de clase de la Universidad Autónoma de Occidente, donde se integraran diferentes ramas de la ingeniería mecánica, como ciencias térmicas y mecánica de fluidos. Partiendo del conocimiento de la carga térmica de una de las aulas de clase, y la existencia de una fuente de suministro de calor, se establecen los parámetros de selección de los componentes de una máquina de refrigeración y de esta manera contribuir a la disminución del consumo de energía eléctrica por concepto de climatización. El objetivo del trabajo consiste en diseñar un sistema de refrigeración por absorción utilizando energía solar térmica y fotovoltaica. 1 CAÑADAS NAVARRO, Mauricio. Ernesto., y TORRES GUZMAN, José Alfonso. Diseño de un refrigerador por absorcion para uso didactico. Tesis de grado Ingeniero Mecanico. San Salvador: Universidad del Salvador. Facultad de Ingenierías. Escuela de Ingeniería Mecánica. 2010.p.1-259

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1. ANTECEDENTES El ciclo de absorción no es un descubrimiento reciente. Sus antecedentes pueden situarse en 1755, cuando el escocés William Cullen consiguió obtener una pequeña cantidad de hielo en una campana donde mantenía una presión reducida. Poco después, en 1777, otro escocés, Gerald Nairne, introducía ácido sulfúrico en la campana de Cullen, de manera que el vapor de agua fuera absorbido por este, dejando espacio para permitir una mayor evaporación de agua. Algo más tarde, en 1810, John Leslie coloca dentro de la campana bajo vacío, un recipiente con el agua a evaporar y en el fondo otro recipiente con el ácido sulfúrico, logrando una producción de 3 kg de hielo por hora. Pero es finalmente el francés Ferdinand Carré, quién construye y comercializa la primera máquina de absorción, destinada principalmente a la fabricación de hielo, utilizando amoniaco como refrigerante y agua como absorbente. Esta máquina fue patentada en 1859 y obtuvo el premio de la Exposición Universal de Londres de 1862. En 1875 el buque Paraguay, equipado con máquinas de Carré, transportó por primera vez carne congelada desde Buenos Aires hasta el puerto de Le Havre.2 Hasta los años sesenta del pasado siglo XX, esta técnica se desarrolló especialmente en los Estados Unidos, pero posteriormente ha evolucionado particularmente en el Japón debido probablemente a la política energética seguida por éste país. Existen versiones de llama directa en las que el calor es aportado por un quemador de combustible y otras por agua caliente, donde se utiliza la energía contenida en agua caliente de origen solar o procedente de equipos de cogeneración u otras fuentes de calor gratuito o residual. Según la Tecnología de Absorción,3 el desarrollo de esta tecnología se ha derivado en dos grandes grupos en función del refrigerante y del tipo de absorbente utilizado. Uno de ellos utiliza una solución de amoniaco y agua siendo el amoniaco el refrigerante y el agua el absorbente. “El otro grupo emplea una solución de bromuro de litio (LiBr) con agua donde ésta actúa como refrigerante siendo las sales de LiBr el absorbente.

2. Tecnologia de absorcion. ( Anónimo)[en línea]. España: Absorsistem. 2014 [ Consultado 07 de Julio de 2016,] Disponible en internet: www.absorsistem.com 3 Ibíd., Disponible en internet: www.absorsistem.com

http://www.absorsistem.com/

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Según la investigación de Flores, Diaz,4 Simulación y análisis de un sistema de refrigeración por absorción solar intermitente. Universidad de Córdoba. En el departamento de Córdoba se cuenta con zonas rurales las cuales no hacen parte del sistema interconectado nacional. Lo cual conlleva a un problema para la comunidad, debido a que no pueden conservar alimentos, sin embargo, la alta disponibilidad de radicación solar durante todo el año, ofrece la posibilidad de generación de frio como alternativa para la preservación de los alimentos mediante refrigeración por absorción haciendo uso de energía solar, el desarrollo del trabajo consiste en simular y analizar un sistema de refrigeración por absorción solar, usando el software ASPEN Hysys, con el cual se obtuvo como resultado un coeficiente de desempeño (COP) máximo de 1.0 a 93°C y 1547 KPa. Sin embargo, bajo condiciones reales no se puede alcanzar este COP, ya que el dispositivo es accionado solo por energía solar en el Departamento de Córdoba, con una radiación entre 5.0 y 5.5 kWh/m2, se puede alcanzar una presión máxima de 1448 kPa y por ende se obtiene un COP de 0.5. En el año 2012 en la universidad Industrial de Santander, se desarrolló el diseño y construcción de un prototipo para la experimentación en la refrigeración absortiva usando la mezcla de bromuro de litio y agua. Se diseñó y construyó un prototipo de refrigeración por absorción intermitente que usa la mezcla de bromuro de litio y agua como fluidos de trabajo. Al realizar las pruebas respectivas sobre el prototipo se pudo obtener el esperado efecto refrigerante, donde al inicio se obtenían temperaturas de más de 8 grados por debajo de la temperatura inicial en el evaporador inclusive en una prueba alcanzó una temperatura de 12.6°C, mientras que para las pruebas posteriores la disminución de la temperatura en el evaporador no superaba los 5°C, de igual forma se pudieron llevar a cabo las distintas etapas que componen un ciclo de este tipo, lo que permitió comprobar el principio de funcionamiento de la refrigeración por absorción.5 Refrigerador solar-ciclo de absorción intermitente, Rafael G. Beltrán Universidad de los Andes. En el trabajo se describe la instalación experimental para la producción de frio utilizando un sistema de absorción intermitente, el equipo se desarrolló para pequeñas comunidades de la costa pacífica colombiana en donde la infraestructura es mínima y requiere conserva la pesca. Los resultados indican que si bien es factible la producción de frio, su coso es alto comparado con

4 FLOREZ DIAZ, Osmar. Humberto y VELANDIA RAMIREZ, Renso Alejandro. Diseño y construccion de un prototipo para la experimentación en la refrigeracion absortiva usando la mezcla Bromuro de Litio (Br-Li) Agua. Trabajo grado ingeniero mecánico. Bucaramanga: Universidad Industrial de santander. Facultad de ingenieria Fisico mecánica.2012 p.1.279 5 Ibíd., p.1-279

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sistemas convencionales y la operación intermitente da lugar a problemas de diversas índole, por lo cual se requiere hacer más automática la operación. 6 El equipo construido es una unidad de laboratorio que permite familiarizarse con los principios, conceptos básicos y la demostración de la refrigeración por absorción. Estos sistemas se usan normalmente en aplicaciones que se encuentran en localizaciones remotas donde el suministro de electricidad no está disponible y se pueden adaptar fácilmente energía solar, energía térmica, etc. El equipo es un sistema de simple efecto, esto se refiere a que solo hay una etapa de separación de la solución agua-bromuro de litio. Para establecer las temperaturas de funcionamiento se seleccionó en el rango de refrigeración comercial específicamente la refrigeración para verduras que comprende el rango de 7°C - 14°C. El fluido utilizado en el ciclo de refrigeración empleado es una solución de agua y sales de bromuro de litio, siendo el refrigerante el agua y el absorbente las sales de bromuro de litio. Por consiguiente, mediante la utilización del equipo se podrán familiarizarse con cada uno de los componentes individuales de un equipo de refrigeración por absorción y tendrán la posibilidad de conocer, en cualquier momento, la medida de la temperatura en el absorbedor, condensador; la temperatura a la entrada del depósito generador, la temperatura en el depósito del evaporador la potencia consumida, COP (coeficiente térmico de operación).7 Prototipo de maquina frigorífica de absorción de H2O/LiBr de doble efecto condensada por aire. Se realiza una modelización de los componentes de la misma, tanto desde el punto de vista de los fluidos interiores como de los fluidos exteriores. Luego, se analiza el incremento de la concentración de la disolución a su paso por los dos generadores para lograr un rendimiento óptimo. Con el resultado obtenido, se simula el funcionamiento de la máquina para tres días representativos de la temporada de climatización: templado, caluroso y muy caluroso. Los resultados ofrecen los valores que deberán adoptar los parámetros de operación para lograr un funcionamiento óptimo de la máquina. Posteriormente se efectúa un análisis teórico de la máquina de absorción de doble efecto condensada por aire. Se utilizan las ecuaciones modeladas para la máquina condensada por agua que son comunes, y se añaden las específicas de la condensación por aire. Con ello se calcula el incremento de la concentración de la disolución óptimo para lograr el máximo rendimiento de la máquina. Se realiza la simulación del funcionamiento de la máquina para los tres días representativos de

6 BELTRAN, Rafael. Refrigerador Solar- Ciclo de absorcion intermitente. Bogotá: Universidad de los Andes. 2010.p.1-18 7 RIVAS MARTINEZ, Gillermo Alfonso; CÁRCAMO PALENCIA, Edgardo Alfredo y VALLE CERNA, Milson. Diseño y construcción de un banco de refrigeración por absorción para uso didáctico, utilizando Agua y sales de Bromuro de Litio. Trabajo de grado ingeiero Mecánico. San Salvador: Universidad de El Salvador. Facultad de Ingenieria yArquitectura. 2016.p.1-302

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la temporada de climatización, para lograr un funcionamiento óptimo de la máquina de doble efecto condensada por aire. Este prototipo produce agua fría a 13,5ºC para una temperatura exterior de 40ºC.8 Factibilidad técnico-económica de climatización mediante ciclo de absorción y energía solar térmica. Para determinar la factibilidad técnica y económica, se considera un caso de estudio, el cual consiste en un galpón ubicado en la comuna de Antofagasta. A dicha construcción se le determina la carga de enfriamiento, sujeta a diferentes condiciones de uso, además de estudiar cómo influye la geometría y la orientación espacial del galpón en su carga de enfriamiento. El caso de estudio presenta una carga de enfriamiento de diseño de 25.6 [KW]. Se tiene que para las temperaturas y cargas de enfriamiento del galpón, la pareja de fluidos que mejor se adapta a la situación corresponde a bromuro de litio-agua. En cuanto a la evaluación económica, se determina que el ahorro de energía eléctrica que trae como beneficio la implementación de un sistema basado en absorción, no compensa la inversión inicial de los equipos adicionales que se requieren, así tampoco compensan los gastos asociados a la mantención y operación del sistema que provee energía solar térmica. Así, el caso de estudio no es factible desde el punto de visto económico, puesto que se obtiene un VPN de $-55.522.718.9

8 MARCOS DEL CANO, Jose Daniel.. Prototipo de máquiina frigorífica de absorción de LiBr/H20 de doble efecto condensada por aire. Tesis doctoral Ingeniería Industrial. Madrid: Universidad Carlos III. Escuela superor de ingenieria Industrial. 2008.p.1-217 9 JARA JOPIA, Camilo Sebastián. Factibilidad técnico-económica de climatización en el Norte Grande mediante ciclo de absorción y energía solar térmica. Trabajo de grado ingeniero Mecánco. Santiago de Chile: Universidad De Chile. Facultadde ciencias f´siicas y Matemáticas.2015.p.1-130

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2. PROBLEMA DE INVESTIGACION

2.1. PLANTEAMIENTO DEL PROBLEMA

En un mundo moderno como el actual que se encuentra en constante desarrollo, el cambio climático cada vez toma más importancia en la vida de las personas y del planeta, generando grandes impactos, por ende se necesita la contribución al mejoramiento del planeta. A nivel mundial, la comunidad utiliza energía dependiente de combustible fósil, la cual es una fuente de energía no renovable y a su vez es perjudicial para el medio ambiente. “En 2007, los combustibles fósiles representaron el 85 % del uso total de energía y 68% de electricidad, la energía renovable fue responsable del 10% de la energía total y 18% de la generación de electricidad en todo el mundo.”10 Según la IEA: “Al 2035 el mundo estará consumiendo un tercio más de la energía que consume actualmente. La demanda eléctrica aumentará en dos terceras partes.”11 En cuanto al panorama nacional, las centrales hidroeléctricas tienen una participación del 70.39% del total de generación de energía eléctrica en el país, seguido por las centrales térmicas (gas y carbón), las cuales alcanzan de manera agregada el 18.35%. También se evidencia claramente los recursos energéticos que posee nuestro país, entre los que se encuentran el agua, carbón, petróleo y/o derivados, viento y biomasa (UPME). Según la UPME,12 el sector residencial representa el 20% de consumo de energía del país y tiene como principal fuente de ineficiencia, el uso elevado de electricidad en refrigeración. Actualmente, los sistemas de refrigeración son utilizados en diferentes procesos desde la conservación de alimentos hasta la creación de ambientes agradables para las personas. Estos sistemas de refrigeración funcionan bajo ciclos de compresión, los cuales han acarreado problemas de tipo ambiental relacionados con el alto consumo de electricidad generada por fuentes no renovables, por ende es necesario realizar la búsqueda de nuevas alternativas de generación tomando fuentes renovables como la solar para la generación de frio. 10 CENGEL, A. Yunus,y BOLES, A. Michael. Termodinámica. 2 ed. México: McGrawHill. 2015. p.2-581 11 World Energy Outlook. ( Anónio).Paris: Intrenational Energy Agency. 2013.p.3-708 12 Plan Energetico Nacional Colombia: Ideario Energetico 2050. ( Anónimo).Bogotá: Upme. 2014.p.1.

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2.2. PREGUNTA DE INVESTIGACIÓN ¿Es posible disminuir el consumo eléctrico asociado a los sistemas de refrigeración por compresión en aulas de la Universidad autónoma de Occidente al diseñar un sistema de acondicionamiento de aire por absorción utilizando energía solar térmica y fotovoltaica?

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3. JUSTIFICACIÓN El petróleo, el gas y carbón son energías no renovables que también se denominan combustibles fósiles. En la actualidad se han venido presentando grandes problemas con estas fuentes de energías, ya que se les atribuye ser las responsables del denominado “cambio climático” debido a la alta cantidad de emisiones de gases de efecto invernadero que estos combustibles presentan. Para superar esto, el cambio en los procesos de generación de energía es fundamental para alcanzar los objetivos de reducir las emisiones de gases de efecto invernadero. Por esto es necesario promover el uso de energías renovables que disminuyan el impacto de las emisiones de CO2, como la solar, eólica y la utilización de la biomasa. Además es necesario incentivar las tecnologías de producción y uso eficiente de la energía, entre la que se destacan la cogeneración y las máquinas de absorción. En Colombia, durante el mes de diciembre de 2015, el Sistema Interconectado Nacional registró un incremento de 305.3 MW en capacidad instalada; 151.1 MW hidroeléctricos, 169.4 MW eléctricos y una reducción de 12 MW en capacidad de gas. Esta información, se presenta en la tabla 1, así como la participación porcentual, la cual se muestra en la Figura 1. Los datos muestran que la mayor participación en la generación eléctrica la tienen las centrales hidroeléctricas con un 69.97%, seguido por la centrales térmicas de gas y carbón con un 19.66%.13 Ver tabla 1 13 Informe mensual de variables de generación y del mercado eléctrico Colombiano. [ Anónimo) [en línea]. Bogotá: Upme. 2015 [ Consultado16 de Octubre de 2016] Disponible en internet: http://www.siel.gov.co/portals/0/generacion/2015/Seguimiento_Variables_Diciembre_2015.pdf

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Tabla 1. Capacidad instalada por tecnología

Fuente: Informe mensual de variables de generación y del mercado eléctrico Colombiano. [ Anónimo) [Tabla]. Bogotá: Upme. 2015 [ Consultado16 de Octubre de 2016] Disponible en internet: http://www.siel.gov.co/portals/0/generacion/2015/Seguimiento_Variables_Diciembre_2015.pdf

Gráfico 1. Distribución de generación eléctrica en Colombia.

Fuente: Informe mensual de variables de generación y del mercado eléctrico Colombiano. [ Anónimo) [Grafico]. Bogotá: Upme. 2015 [ Consultado16 de Octubre de 2016] Disponible en internet: http://www.siel.gov.co/portals/0/generacion/2015/Seguimiento_Variables_Diciembre_2015.pdf

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En cuanto a las emisiones de gases de efecto invernadero Colombia se encuentra en segundo lugar con una participación aproximada del 37%, debido a que es un país agrícola y la mayor cantidad de generación eléctrica se da por medio de hidroeléctricas (UPME, 2012). Hacia el 2025 se prevé un aumento aproximado del 60% sobre la capacidad eléctrica instalada actual, para suplir la demanda futura. Esta capacidad se conformará por 6,088 MW de proyectos hídricos, 760 MW de proyectos de gas natural, 864 MW de proyectos de carbón y 202 MW de combustibles líquidos. De acuerdo a los datos anteriormente mencionados, se espera que las emisiones de gases de efecto invernadero se dupliquen entre 2011 y 2025 generadas por el uso de carbón mineral y combustibles líquidos, pasando de representar el 2.9% y 34.3% de las emisiones al 5.9% y 41.2% respectivamente.14 Para realizar una contribución a la solución de esta problemática, por medio de este trabajo de grado se pretende diseñar un sistema de refrigeración por absorción en donde se pueda utilizar una fuente de calor para su funcionamiento y que el suministro de energía provenga de un recurso renovable para así solucionar los problemas ambientales anteriormente previstos ya que la utilización de estos equipos de refrigeración por absorción permite la reducción de las emisiones de dióxido de carbono a la atmosfera y, por ende, permite que se logren cumplir los acuerdos de Kyoto. A pesar de que estos sistemas de refrigeración por absorción tienen costos iniciales altos en comparación con los sistemas por compresión, presentan ventajas económicas sobre estos, dado que estos funcionan mediante energía térmica solar la cual es gratis, a diferencia de otro tipo de energía convencional. Además estos equipos de absorción son recuperadores de calor lo que conlleva a que no se deseche calor en el proceso de refrigeración y por ende se logre un ahorro tanto por la recuperación de energías no aprovechadas como por la reducción de consumos de energía eléctrica. El Valle del Cauca se destaca por tener un índice aceptable de radiación solar que sirve como fuente de calor para el funcionamiento del sistema de absorción, además de ser un recurso indispensable en la generación de energía eléctrica. En la figura 2, se muestra el mapa de radiación solar en la zona donde se tiene pensado realizar el diseño del sistema, encontrando que se tienen valores entre 4.5- 5.0 kWh/m2, lo cual indica que es viable desarrollar el diseño de un sistema utilizando energía solar térmica y fotovoltaica. 14 GARCIA, Helena., CORREDOR, Alejandra., CALDERÓN, Laura. et.al Analsis costo beneficio de energias renovables no convencionales en Colombia. Bogotá: Fedesarrollo.2013. p.1-90

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Figura 1. Mapa de Radiación Solar Global

Fuente: Informe mensual de variables de generación y del mercado eléctrico Colombiano. [Anónimo) [Figura]. Bogotá: Upme. 2015 [ Consultado16 de Octubre de 2016] Disponible en internet: http://www.siel.gov.co/portals/0/generacion/2015/Seguimiento_Variables_Diciembre_2015.pdf

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4. OBJETIVOS

4.1. OBJETIVO GENERAL Realizar un estudio técnico-financiero para la implementación de un sistema de acondicionamiento de aire por absorción, utilizando energía solar en aulas de la Universidad Autónoma de Occidente.

4.2. OBJETIVOS ESPECIFICOS Seleccionar el espacio para la realización del proyecto, calcular la carga térmica del lugar y realizar la valoración actual del confort en la zona de estudio mediante los modelos matemáticos desarrollados por Fanger.

Proyectar el sistema de acondicionamiento de aire por absorción utilizando energía solar. Realizar un análisis de sensibilidad económica del proyecto para establecer su viabilidad.

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5. MARCO REFERENCIAL

5.1. MARCO TEÓRICO

5.1.1. Primera ley de la termodinámica. La primera ley de la termodinámica, conocida también como el principio de la conservación de la energía, establece que la energía no se puede crear ni destruir durante un proceso; solo se puede cambiar de forma. Por lo tanto cada cantidad de energía por pequeña que sea debe justificarse durante un proceso.15

El proceso de flujo estacionario, se define como un proceso durante el cual las propiedades de un fluido a la entrada o salida permanecen constantes. Sin embargo, las propiedades pueden ser diferentes en entradas y salidas distintas, e incluso podrían variar en la sección transversal de una entrada o salida (Cengel & Boles, 2012). La primera ley para el caso de un flujo estacionario está dada de la siguiente manera:

�̇� − �̇� = ∑ �̇� (ℎ +𝑉2

2+ 𝑔𝑧)

𝑠𝑎𝑙𝑖𝑑𝑎

− ∑ �̇� (ℎ +𝑉2

2+ 𝑔𝑧)

𝑒𝑛𝑡𝑟𝑎𝑑𝑎

5.1.2. Acondicionamiento de aire. El acondicionamiento de aire es el proceso que se considera más completo de tratamiento del aire ambiente de los locales habitados; consiste en regular las condiciones en cuanto a la temperatura (calefacción o refrigeración), humedad, limpieza y el movimiento del aire dentro de los locales. Entre los sistemas de acondicionamiento se cuentan los autónomos y los centralizados. Los primeros producen el frio y tratan el aire. Los segundos tienen un acondicionador que solamente trata el aire y obtienen la energía térmica de un sistema centralizado como maquinas frigoríficas que funcionan por compresión o por absorción y llevan el frio producido mediante sistemas de refrigeración.16

15 CENGEL,y BOLES. Op,cit., p. 1-580 16 CONESA FERRER, Juan. A. Sistema de refrigeracion por compresion. España:Registro ünico ambiemtal.2011.p1.

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5.1.3. Carga térmica de refrigeración. La carga térmica es definida como la cantidad de calor que se debe retirar de un recinto a refrigerar para reducir o mantener la temperatura deseada. En un área a acondicionar, la carga térmica debe ser eliminada mediante enfriamiento. Esta carga de enfriamiento resulta de la suma de las cargas térmicas en las que se involucran distintas fuentes.

Si un local no dispone de climatización, su temperatura tiende a igualarse a la del ambiente. En la mayoría de los casos estará más caliente que el ambiente, debido a la radiación solar sobre techo, paredes y ventanas, o por el calor que se desprende de las personas y equipos que ocupen el lugar (Bracamonte Estrada & Comas Vega, 2014). Por ende si se desea mantener temperaturas diferentes a la temperatura ambiente, es necesario introducir o extraer calor del local de manera artificial utilizando equipos de acondicionamiento de aire. Dependiendo de la procedencia se distinguen dos grupos de cargas térmicas: Externas, a través de cerramientos, superficies acristaladas, ventanas y claraboyas, debido a infiltraciones de aire. Internas, generadas por las personas, cargas de iluminación, cargas generadas por equipos eléctricos e informáticos.

5.1.3.1. Carga térmica sensible. Son aquellas cargas que originan una variación en la temperatura del aire. 17 Estas son:

Carga a través de superficies acristaladas, donde la radiación solar atraviesa la superficie calentándola, llevando a que la temperatura al interior del recinto aumente. Carga a través de paredes, techo, suelo. La transferencia de calor por las superficies del edificio aporta un calor el cual se verá reflejado en el aumento de la temperatura del aire. 17 Guia para el cálculo de las cargas térmicas en los edificios.( Anónimo) [ en línea] ingemecanica [Consultado 23 de Septiembre de 2017].Disponible en internet: http://ingemecanica.com/tutorialsemanal/tutorialn255.html

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Carga por infiltración. En todas las edificaciones, por las ventanas, puertas, ventanales, existe una cantidad de aire exterior el cual ingresa al recinto modificando la temperatura de este con respecto a la temperatura ambiente. Carga por aportaciones internas. Esta carga es la carga ganada debido a la iluminación interna, personas que ocupan el recinto y los distintos aparatos eléctricos y electrónicos presentes en este.

5.1.3.2. Carga térmica latente. Este tipo de cargas son las que van a originar una variación en la humedad absoluta del ambiente dentro del recinto.18 Dentro de las cargas térmicas latentes se encuentran: Carga por infiltraciones de aire. Carga por ocupación local, que se ve afectada por la cantidad de ocupantes que se encuentren en el recinto y la actividad que estén realizando dentro de este. 5.1.4. Refrigeración solar. Básicamente, “la refrigeración solar consiste en la producción de frío a partir del calor que aporta la radiación solar.”19

El uso de la energía solar térmica para la producción de frío presenta las siguientes ventajas: Reducción del consumo de energía eléctrica y por ende una reducción de la tarifa de esta. Reducción de emisiones de CO2 a la atmosfera. Los sistemas de enfriamiento que utilizan energía solar, se dividen en dos clases: sistemas abiertos y sistemas cerrados.

18 Ibíd., Disponible en internet: http://ingemecanica.com/tutorialsemanal/tutorialn255.html 19 FERNÁNDEZ PINO, Fernando. Análisis de los sistemas de refrigeración solar por adsorción. Trabajo de grado Ingeniero. Sevilla: Escuela técnica superior de ingenieros. Departamento de Ingeniería Energética. 2011.p.1-2

http://ingemecanica.com/tutorialsemanal/tutorialn255.html

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Sistemas abiertos: en estos sistemas, el refrigerante (agua) enfría directamente al aire de la atmosfera. El aire, es el medio empleado para controlar la deshidratación y la evaporación. Sistemas cerrados: proporcionan agua fría que es utilizada en unidades de acondicionamiento de aire directo para enfriado y deshumidificado. Figura 2. Clasificación de los sistemas de refrigeración solar

Fuente: FERNÁNDEZ PINO, Fernando. Análisis de los sistemas de refrigeración solar por adsorción. Trabajo de grado Ingeniero. Sevilla: Escuela técnica superior de ingenieros. Departamento de Ingeniería Energética. 2011.p.1-2

5.1.5. Colectores solares. Los colectores solares térmicos absorben calor del sol y transfieren este calor para que pueda ser utilizado para calentar agua. Un colector solar consta de una placa captadora, esta absorbe energía solar y la convierte en calor. Esta energía es enviada a un fluido portador de calor que circula dentro del mismo colector o un tubo térmico. Existen distintos tipos de colectores solares.

5.1.5.1. Colectores solares planos. Es el colector solar más común que se utiliza para transformar la energía solar en calor. Este tipo de colectores incorporan diferentes tecnologías para disminuir las pérdidas de energía.

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5.1.5.2. De superficie Selectiva. Las pérdidas por radiación son uno de los tres mecanismos causantes de las pérdidas en un colector solar. Estas pueden ser controladas mediante el uso de recubrimientos selectivos aplicados sobre el absorbedor. Estos recubrimientos están diseñados para tener la absortividad más alta posible y la emisividad más baja posible correspondiente a las temperaturas de operación del colector.

Figura 3. Colectores planos selectivos en instalación de climatización solar

Fuente: CARRERA, Ángel, SISO, LAUR; HERENA; Antoni. et.al Evaluación del potencial de climatización con energía solar térmica en edificios. Estudio Técnico PER 2011-2020. Madrid:Idae. 2011.p.4

5.1.5.3. Cubierta Simple. Otro de los mecanismos causante de pérdidas es la convección. Una forma de reducir dichas pérdidas es el uso de una doble cobertura transparente, que acostumbra a ser una película transparente situada en la parte posterior de la cubierta de cristal El mejor material para esta aplicación es el teflón, ya que presenta una elevada transmitancia y gran resistencia al calor.

5.1.6. Colectores solares de aire. Los colectores solares de aire funcionan exactamente igual que los colectores solares planos, pero con la única diferencia de que el fluido portador de calor utilizado es el aire y en lugar de bombas se utilizan ventiladores para forzar la circulación. Son adecuados para sistemas abiertos. Este colector tiene como ventajas, no presenta problemas de congelación ni estancamiento, no hay riesgo de fugas. Este presenta como desventaja principal, el alto consumo eléctrico de los ventiladores, debido a las

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pérdidas de carga, además, el rendimiento de estos colectores es mucho menor en comparación con el de los colectores planos. 5.1.7. Colectores solares de tubo de vacío Figura 4. Colector solar de tubo de vacío

Fuente: CARRERA, Ángel, SISO, LAUR; HERENA; Antoni. et.al Evaluación del potencial de climatización con energía solar térmica en edificios. Estudio Técnico PER 2011-2020. Madrid:Idae. 2011.p.4 Como se muestra en la figura 5, los colectores de tubo de vacío están formados por hileras de tubos de cristal conectados en paralelo a una tubería de cabecera. En cada uno de estos tubos se ha realizado el vacío a fin de reducir al máximo las pérdidas de calor. Su geometría tubular es necesaria para soportar la diferencia de presión entre la atmósfera y el vacío del interior. Los colectores de tubos de vacío se pueden clasificar en dos grandes grupos: Tubos de flujo directo: el fluido portador de calor fluye por el interior del absorbedor.

Tubos tipo heat pipe: la transferencia de calor entre el absorbedor y el fluido portador de calor se realiza mediante un fluido de trabajo, siguiendo el principio del heat-pipe. 5.1.7.1. Colector de tubo de vacío de flujo directo. Estos colectores básicamente consisten en un conjunto de tubos de cristal. En el interior de cada uno de estos tubos hay una placa plana o curvada de aluminio, que está fijada a un tubo de metal (normalmente cobre) o de cristal, dependiendo de la

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configuración.20 La placa de aluminio está normalmente recubierta con una capa de recubrimiento. El fluido es agua y circula por el interior de los tubos. Existen varios tipos de colectores, según la distribución de sus tubos:

Captadores con impulsión-retorno concéntricos (vidrio-metal): Cada uno de los tubos puede girar fácilmente, permitiendo ajustar el ángulo de inclinación de la aleta de absorción, mientras el colector permanece en posición horizontal.

Captadores con impulsión-retorno separados (vidrio-metal): este diseño presenta menores problemas de permeabilidad que el precedente. El absorbedor puede ser plano o curvado.

Colectores tipo Sydney (cristal-cristal): este colector consiste en dos tubos de cristal concéntricos unidos por el extremo. El tubo interior está recubierto por un absorbedor integrado metálico, normalmente hecho de un material selectivo. Los dos primeros tipos mencionados son muy eficientes a temperaturas de trabajo bajas (aplicaciones con ACS y calefacción), pero pueden sufrir problemas relacionados con la pérdida de vacío. Esto se debe principalmente a que el sellado se realiza entre vidrio y metal. Los niveles de expansión térmica de estos dos materiales son diferentes y, después de algunos años expandiéndose y contrayéndose, el sellado puede fallar, con su consiguiente pérdida de estanqueidad.21 5.1.7.2. Colectores de tubo de vacío heat pipe

20 CARRERA, Ángel, SISO, LAUR; HERENA; Antoni. et.al Evaluación del potencial de climatización con energía solar térmica en edificios. Estudio Técnico PER 2011-2020. Madrid:Idae. 2011.p.4 21 Ibíd., p.4

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Figura 5. Colector de tubo de vacío heat pipe

Fuente: CARRERA, Ángel, SISO, LAUR; HERENA; Antoni. et.al Evaluación del potencial de climatización con energía solar térmica en edificios. Estudio Técnico PER 2011-2020. Madrid:Idae. 2011.p.4 Los heat pipes están huecos y en su interior se ha realizado el vacío, siendo muy similares a los tubos de flujo directo. En este caso, el objetivo principal de este vacío no es el aislamiento, sino el facilitar el cambio de estado del líquido que hay en su interior. En el interior de cada uno de los tubos hay una pequeña cantidad de agua purificada y algunos aditivos. Gracias a este vacío, el agua es capaz de hervir a bajas temperaturas (típicamente 30 ºC). Por lo tanto, cuando el heat pipe es calentado por encima de los 30 ºC, el agua se vaporiza. Este vapor se eleva rápidamente hasta la parte superior del transfiriendo su calor en el condensador. A medida que es cedido este calor, el vapor condensa y regresa en forma de líquido a la parte inferior del tubo, donde el proceso vuelve a comenzar. 5.1.8. Colectores CPC (Concentrador estacionario). La concentración de la radiación se puede realizar mediante una óptica donde la relación entre la concentración y el ángulo de aceptación (θ) sea la máxima físicamente posible. En los colectores estacionarios θ debe ser grande y por lo tanto la concentración no puede ser muy elevada.22 Este tipo de colectores se conocen como concentradores CPC (Concentrador parabólico compuesto) y utilizan una combinación de parábolas para operar en los límites mencionados. Sus espejos se fabrican con la forma adecuada para reflejar la radiación incidente sobre el absorbedor. El gran ángulo de aceptación de estos dispositivos les permite aprovechar tanto la radiación directa como la difusa de la misma forma que un colector solar plano. 22 Ibíd., p.4

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5.1.9. Colectores cilindro-parabólicos. Los concentradores solares con seguidor se clasifican en función de cómo realizan el seguimiento del sol: • Seguidores de un solo eje con foco lineal, que pueden seguir la trayectoria del sol únicamente a lo largo de su ángulo de elevación sobre el horizonte. • En los seguidores de dos ejes con foco puntual (discos parabólicos, heliostatos y hornos solares) los rayos solares son siempre perpendiculares a la superficie del colector. Los sistemas con un foco puntual son utilizados únicamente en aplicaciones que requieran temperaturas superiores a 400 ºC.

Los colectores cilindro-parabólicos tienen un coeficiente de pérdidas térmicas muy bajo y por esta razón son adecuados para aplicaciones a muy alta temperatura. Aunque no utilizan la radiación difusa, hacen un mayor uso de la directa que un colector estacionario, gracias al uso de seguidor solar.23 Figura 6. Colector de cilindro-parabólicos

Fuente: CARRERA, Ángel, SISO, LAUR; HERENA; Antoni. et.al Evaluación del potencial de climatización con energía solar térmica en edificios. Estudio Técnico PER 2011-2020. Madrid:Idae. 2011.p.4

23 Ibíd., p.4

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5.2. SISTEMAS DE REFRIGERACIÓN POR ABSORCIÓN.

Figura 7. Diagrama del sistema de refrigeración por absorción

Fuente: CAÑADAS NAVARRO, Mauricio. Ernesto., y TORRES GUZMAN, José Alfonso. Diseño de un refrigerador por absorcion para uso didactico. Tesis de grado Ingeniero Mecanico. San Salvador: Universidad del Salvador. Facultad de Ingenierías. Escuela de Ingeniería Mecánica. 2010. p. 1-259

En la figura 8, se muestra el esquema básico de un sistema de absorción compuesto de un condensador, un evaporador, y a diferencia de un sistema de refrigeración por compresión este reemplaza el compresor por un conjunto conformado por un absorbedor, un regenerador y un generador.24 El proceso consiste en que el vapor de refrigerante sale del evaporador e ingresa al absorbedor donde se disuelve y forma una solución con una alta concentración de refrigerante. La solución es bombeada hacia el generador a alta presión y baja temperatura en donde se le transfiere calor de una fuente, la temperatura se eleva y hace que el refrigerante se evapore de la solución y sea conducido hacia el condensador. La solución que tiene baja concentración de refrigerante regresa al absorbedor pasando por un regenerador el cual lo que hace es transferir parte de calor a la solución con alta concentración de refrigerante y una válvula de expansión que baja la presión hasta la presión del absorbedor. El refrigerante a alta temperatura y en forma de vapor pasa del generador al condensador en donde se reduce la temperatura y provoca la condensación del 24 CENGEL Y BOLES. Op,cit. p.1-581

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refrigerante. Luego, el refrigerante de forma líquida pasa por una válvula de expansión que reduce la presión hasta alcanzar la presión de evaporación. El refrigerante pasa por el evaporador que extrae calor del medio y provoca el enfriamiento.25 Un sistema de refrigeración por absorción trabaja con dos sustancias, donde una de ellas es el fluido refrigerante y la otra es el medio de absorción (Boas Matamoros, 2004). Algunas mezclas donde el primer elemento es el refrigerante y el segundo es el absorbente son: Agua / Bromuro de Litio. Se puede utilizar en sistemas de aire acondicionado de viviendas, no es adecuada cuando se necesitan temperaturas inferiores a los cero grados. (Boas Matamoros, 2004). Amoniaco / Agua. Esta mezcla es muy común en sistemas de refrigeración domésticos y en sistemas comerciales e industriales donde se requiere que las temperaturas sean iguales o inferiores a cero grados. Tiene como desventaja la necesidad de rectificar la mezcla ya que el refrigerante cuando sale del evaporador, contiene vapor de agua. 5.2.1. Sistema de refrigeración por absorción de simple efecto. En los equipos de absorción, el refrigerante vaporizado en la zona de baja presión es captado por una solución (absorbente). Esta mezcla es bombeada a la zona de alta presión, y la separación de la solución absorbente-refrigerante se produce mediante el aporte de calor.

25 CAÑADAS y TORRES. Op,cit.,p.1-259

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Figura 8. Esquema de un sistema de refrigeración por absorción de simple efecto LiBr/H20

Fuente: BARATTO OROZCO, Jaime. Andrés; y GALLEGO RAMIREZ, Julián Camilo. Análisis exergético de un sistema de refrigeración por absorción de doble efecto con eyecto-compresión. Trabajo d egrado Ingeiero Mecánico. Pereira: Universidad Tecnológica. Facultad de Ingeniería Mecánuca. 2014. p.1-123

En la figura 9, se muestra el esquema de un sistema de refrigeración por absorción de simple efecto. Su funcionamiento consiste en que el vapor de refrigerante entra al absorbedor (10), este es absorbido por un líquido (1). Este líquido es bombeado a la zona de alta presión (1,2), donde el refrigerante es separado de la solución por la adición de calor (3,7). Caso siguiente, el refrigerante llegar al condensador (7,8) como en un ciclo normal de refrigeración. Por último, el líquido con menos refrigerante retorna al absorbedor. Para sistemas de absorción de simple efecto, se tiene un COP de 0,65-0,75 aproximadamente.26

26 PALACIOS BERECHE, Reynaldo. Avaliação de sistemas de refrigeração por absorção H2O/LiBr e sua possibilidade de inserção no setor terciário utilizando gás natural. Trabajo de grado Ingeniero Mecánic. Campinas: Universiad Estadual. Facultad de Ingeniería Mecánica. 2007.p.1-209

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5.2.2. Sistemas de refrigeración por absorción de doble efecto. Un ciclo de doble efecto surge a partir de la adición de equipos al ciclo simple, para así mejorar su rendimiento, al separar el refrigerante. La entrada de calor en este sistema ocurre a temperaturas entre 140 y 180 °C, en comparación con los sistemas de simple efecto que las temperaturas de entrada de calor están entre 70 y 90 °C. Esto se ve reflejado en el COP, ya que es mayor en los sistemas de doble efecto en comparación con los sistemas de refrigeración de simple efecto. Este sistema solo es posible en máquinas que emplean LiBr/H20 como fluido de trabajo, debido a que esta solución trabaja con niveles de presión bajos.

Figura 9. Esquema de un sistema de refrigeración por absorción de doble efecto LiBr/H20

Fuente: BARATTO OROZCO, Jaime. Andrés; y GALLEGO RAMIREZ, Julián Camilo. Análisis exergético de un sistema de refrigeración por absorción de doble efecto con eyecto-compresión. Trabajo d egrado Ingeiero Mecánico. Pereira: Universidad Tecnológica. Facultad de Ingeniería Mecánuca. 2014. p.1-123

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6. MODELADO DE EDIFICIO Y ANALISIS DE SOMBRA. 6.1. MODELADO Y LEVANTAMIENTO DE EDIFICIO. Partiendo de la necesidad de refrigerar las aulas de la UAO, se realiza la búsqueda del salón con mayor carga térmica, el cual se toma como referencia para realizar el cálculo de la carga térmica con la que se desarrolla el diseño del sistema de refrigeración por absorción mediante el uso de energía solar. Inicialmente se procede a realizar una modelación de los planos arquitectónicos de la UAO en el software de arquitectura SketchUp con lo cual se obtuvo un modelo 3D de la planta física de la UAO. 6.2. ANÁLISIS DE SOMBRA

Una vez obtenidos los planos de la planta física de la UAO, se procede a realizar el análisis de sombras en el software SketchUp, en los cuales, se observa una escala de diez colores que hacen referencia a la cantidad de horas en sombra a los cuales está sometido cada parte de la estructura de la UAO, desde un color blanco que corresponde a cero horas de sombra en el día hasta un tono azul oscuro que corresponde a 10 o más horas de sombra en el día. Teniendo en cuenta esta escala de colores, se analizaron las zonas que se encuentran sometidas a la incidencia del sol y así se determinó cual está sometida a la mayor cantidad de horas de sol en el día, analizada desde el equinoccio y solsticio. Figura 10. Incidencia solar lado sur durante el solsticio de Junio

Fuente: Elaboración propia

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En la figura 10, se puede analizar la incidencia del sol de sur a norte en el solsticio de Junio, donde se observa que las zonas que están sometidas a menos horas de sombra en el día son las superficies laterales de los edificios, pero no se logra identificar una zona en la cual se pueda determinar donde se genera más carga térmica por la radiación solar. Figura 11. Incidencia solar lado norte durante el solsticio de Junio.

Fuente: Elaboración propia En la figura 11se analiza el solsticio de Junio con una incidencia solar de norte a sur, en la cual observa que todas las fachadas del edificio están en tonos de azul, lo que indica que al menos de 6 a 9 horas durante día están bajo la sombra. Con esta información se puede determinar que el análisis de la zona sometida a más radiación solar está puede estar ubicada en las fachadas del lado sur.

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Figura 12. Incidencia solar lado sur durante el equinoccio de Marzo

Fuente: Elaboración propia La figura 12, muestra el análisis de sombras durante el equinoccio de Marzo con una incidencia solar de sur a norte, en donde se evidencia con claridad las zonas más afectadas por la radiación solar, las cuales están representadas en una escala de colores desde el amarillo hasta el blanco, esto indica que las zonas de fachadas del lado Sur de cada edificio permanecen con sombra máximo dos horas en el día, dichas zonas están ubicadas en el centro de las fachadas de los edificios, aproximadamente en el tercer y cuarto piso de estos.

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Figura 13. Incidencia solar lado norte durante el equinoccio de Marzo

Fuente: Elaboración propia En la figura 13, durante el equinoccio de Marzo, se aprecia que todas las fachadas de lado norte de cada uno de los edificios de la Universidad, están en la escala de los colores azules lo que reafirma que esta zona es la menos afectada por incidencia solar. Figura 14. Incidencia solar lado sur durante el equinoccio de Septiembre


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En la figura 14, se analiza el equinoccio de Septiembre, en este se puede observar al igual que en la figura 13, que la mayor radiación solar es recibida por la fachadas del lado sur de los edificios, en la parte central, aproximadamente en el cuarto piso.

Finalmente después de realizar las simulaciones y el análisis para cada una, se determina que la zona más afectada por la radiación solar está ubicada en el edificio aulas uno, con una incidencia solar de sur a norte con cero horas de sombra en el día evidenciado en las figuras 13 y 14. Dicha zona está ubicada en la parte superior, central de la edificación, por ende, se selecciona el aula 1409 para objeto de estudio, donde se realiza la toma de datos de temperatura para el cálculo de la carga térmica.

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7. CÁLCULO CARGA TERMICA El proyecto de acondicionamiento de aire, se aplica al salón de clase 1409 de la Universidad Autónoma de Occidente. Este salón de clase cuenta con un computador de 400 Watts, un proyector de video de 300 Watts, dos luminarias de 24 Watts cada una. El espacio tiene una capacidad de ocupación máxima de 20 personas. 7.1. DETERMINACIÓN TEMPERATURA DE PAREDES. Al determinar el aula con mayor incidencia solar, se obtienen las temperaturas de las superficies internas del salón, mediante el uso de una cámara termo-gráfica, para que estas temperaturas se utilicen en el cálculo de la carga térmica. En las figura 15-19, se puede apreciar el resultado de las termo fotos donde se observan la temperaturas alta y baja para cada una de las ellas. Para efectos de cálculo se elige la temperatura del centro de la superficie, que es donde se apunta con la cámara termo-gráfica en el momento de la toma de datos, esto debido a que en algunos casos la temperatura promedio puede tener desviaciones como consecuencia de la presencia de objetos ajenos a la superficie, como un equipo electrónicos. En el lado derecho de las imágenes se puede apreciar una escala de colores con una temperatura máxima y mínima con la cual se puede tomar como referencia para determinar la variación de la temperatura en toda la termo foto, pero en este caso las superficies tienen variaciones pequeñas en toda su área por lo tanto no es tan útil. Figura 15. Temperatura superficie pared norte


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Figura 16. Temperatura superficie pared occidente

Fuente: Elaboración propia Figura 17. Temperatura superficie pared Oriente


Figura 18. Temperatura superficie pared Sur


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Figura 19. Temperatura superficie techo.

Fuente: Elaboración propia 7.2. LEVANTAMIENTO GEOMÉTRICO. Se miden las dimensiones con la ayuda de un flexometro y se tienen las siguientes medidas para cada pared del salón de clase, cabe resaltar que las paredes en el lugar de estudio no tienen acabados homogéneos, por esto en las siguientes tablas se especifican las dimensiones de cada sección en la pared: Cuadro 1. Dimensiones Techo del salón de clase.

TECHO

Ancho (m) 3,39 Largo (m) 5,27

Fuente: Elaboración propia Cuadro 2. Dimensiones Pared Oriente del salón de clase.

PARED ORIENTE

Altura (m) Repello 1,75 Largo (m) Repello 3,39 Altura (m) Ladrillo limpio 0,97 Largo (m) Ladrillo limpio 3,39


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Cuadro 3. Dimensiones Pared Occidente del salón de clase.

PARED OCCIDENTE

Altura (m) Repello 1,75 Largo (m) Repello 2,38 Altura (m) Ladrillo limpio 0,97 Largo (m) Ladrillo limpio 2,38 Altura (m) Puerta 2,15 Largo (m) Puerta 1,01

Fuente: Elaboración propia Cuadro 4. Dimensiones Pared Sur del salón de clase.

PARED SUR

Altura (m) Vidrio 1,75 Largo (m) Vidrio 5,27 Altura (m) Ladrillo limpio 0,97 Largo (m) Ladrillo limpio 5,27

Fuente: Elaboración propia Cuadro 5. Dimensiones Pared Norte del salón de clase

PARED NORTE

Altura (m) Repello 1,75 Largo (m) Repello 5,27 Altura (m) Ladrillo limpio 0,97 Largo (m) Ladrillo limpio 5,27

Fuente: Elaboración propia 7.3. COEFICIENTE GLOBAL DE TRANSFERENCIA DE CALOR. Es el inverso de la resistencia térmica total para la transferencia de calor de un Espacio a otro, se expresa de la siguiente manera:

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𝑈 =1

𝑅𝑡𝑜𝑡𝑎𝑙

Donde Rtotal es la suma de todas las resistencias térmicas del sistema. Para obtener dichos valores de resistencias térmicas, se realizó el análisis de los materiales de construcción de las paredes y el techo. Materiales de las paredes

o Ladrillo de Fachada de 4 pulgadas.

o Repello de cemento con agregado de arena de ¾ pulgada.

o Repello de yeso con agregado liviano ½ pulgada.

Materiales del Techo o Bloque hueco, 2 celdas 8 pulgadas.

o Repello de cemento con agregado de arena de ¾ pulgada.

o Repello de yeso con agregado liviano ½ pulgada.

Luego de tener identificados los materiales de construcción utilizados en el salón de clase, se procede a calcular los valores de resistencia térmica unitaria (R) para cada uno de dichos materiales. Ladrillo de Fachada de 4 pulgadas: su valor de resistencia térmica se determina en el Anexo B cuyo valor es:

𝑅𝐿 = 0,075 𝑚2°𝐶𝑊⁄

Repello de cemento con agregado de arena de ¾ pulgada: Su valor de resistencia térmica se determina en el Anexo B cuyo valor es:

𝑅𝑅 = 0,15 𝑓𝑡2 ℎ °𝐹

𝐵𝑇𝑈⁄ ∗ 0,176 = 0,02264 𝑚2°𝐶

𝑊⁄ Repello de yeso con agregado liviano ½ pulgada: Su valor de resistencia térmica se determina en el Anexo B cuyo valor es:

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𝑅𝑦 = 0,32 𝑓𝑡2 ℎ °𝐹

𝐵𝑇𝑈⁄ ∗ 0,176 = 0,05632 𝑚2°𝐶

𝑊⁄ Bloque hueco, 2 celdas 8 pulgadas: Su valor de resistencia térmica se determina en el Anexo B cuyo valor es:

𝑅𝐵 = 1,85 𝑓𝑡2 ℎ °𝐹

𝐵𝑇𝑈⁄ ∗ 0,176 = 0,3256 𝑚2°𝐶

𝑊⁄ Resistencia conductiva interna y externa: estos valores de resistencias se

determinan en el Anexo A para verano y sus valores son:

𝑅𝑒 = 0,044 𝑚2°𝐶𝑊⁄

𝑅𝑖 = 0,12 𝑚2°𝐶𝑊⁄

Resistencia conductiva externa para techo: Se determina en el Anexo C con una superficie con inclinación 45° con dirección de flujo de calor hacia abajo en verano, su valor es :

𝑅𝑒𝑥𝑡 = 0,90 𝑓𝑡2 ℎ °𝐹

𝐵𝑇𝑈⁄ ∗ 0,176 = 0,1584 𝑚2°𝐶

𝑊⁄ Luego de obtener los valores de resistencia térmica unitaria para cada uno de los materiales que constituyen cada una de las paredes del recinto, se procede a calcular el coeficiente global de transferencia de calor U, teniendo en cuenta que Rtotal, es la sumatoria de todas las resistencias térmicas de cada pared. Dichos valores se reportan en las siguientes cuadros:

Cuadro 6. Coeficiente de Transferencia de calor para paredes con Repello y Yeso.

U PAREDES CON REPELLO Y YESO

R total (m2°C /W) 0,39396 U (W/m2°C) 2,538

Fuente: Elaboración propia Cuadro 7. Coeficiente de Transferencia de calor para paredes con Ladrillo Limpio.

U PAREDES LADRILLO LIMPIO

R total (m2°C /W) 0,315 U (W/ m2°C) 3,175

55


Cuadro 8. Coeficiente de Transferencia de calor para Techo

U TECHO

R total (m2°C /W) 0,68296 U (W/ m2°C) 1,464214595

Fuente: Elaboración propia Cuadro 9. Coeficiente de Transferencia de calor para sección pared Sur con Ladrillo limpio.

U PARED SUR (ladrillo limpio)

R total (m2°C /W) 0,635 U (W/ m2°C) 1,575


7.4. CÁLCULO CARGAS TÉRMICAS SENSIBLES. Para el cálculo de la carga térmica sensible (Qs) se emplea la siguiente expresión:

𝑄𝑠 = 𝑄𝑆𝑅 + 𝑄𝑆𝑇𝑅 + 𝑄𝑆𝑇 + 𝑄𝑆𝐼 + 𝑄𝐴𝐼 (Ingemecánica)

Donde: Qsr Carga sensible a través de las superficies acristaladas (W); Qstr Carga sensible a través de paredes y techos exteriores (W); Qst Carga sensible a través de paredes, techos, suelos y puertas interiores (W); Qsi Carga sensible transmitida por infiltraciones de aire exterior (W); Qsai Carga sensible debida a aportaciones internas (W). Por ende se procede a calcular cada una de las diferentes cargas anteriores, para cada una de las paredes afectadas. Los resultados de estas se mostrarán en diferentes tablas.

56

7.4.1. Carga Sensible a través de paredes acristaladas.

𝑄𝑺𝑹 = 𝑺𝑯𝑮𝑪 ∗ 𝑨 ∗ 𝒒𝒔𝒐𝒍𝒂𝒓 Donde,

𝒒𝒔𝒐𝒍𝒂𝒓 ∶ Radicación solar incidente en la superficie (W/m2) 𝑺𝑯𝑮𝑪 = 𝑺𝑪 ∗ 𝟎, 𝟖𝟕

En este caso, se toma SC= 0,95, para un encristalado sencillo transparente de 6mm de espesor (Cengel & Boles, 2012), los resultados de la carga térmica, se muestran en la siguiente cuadro 10: Cuadro 10. Carga Sensible a través de paredes acristaladas

RADIACION SOLAR ATRAVES DE VIDRIOS Qsr

Qsr [W] 7622,396 A [m2] 9,223 R [w/ m2] 1000 SHGC ENCRISTALADO 6mm 0,8265

Fuente: Elaboración propia 7.4.2. Carga sensible a través de paredes y techos exteriores. Para el cálculo de la carga sensible a través de paredes y techos exteriores se tienen en cuenta la temperatura en el exterior y la temperatura interior de la pared tomada por medio de la cámara termografica, y está dada por la ecuación:

𝑄𝑺𝑻𝑹 = 𝑼 ∗ 𝑨 ∗ (𝑻𝒆𝒙𝒕 − 𝑻𝒊) Para determinar la Text se debe partir de la temperatura medida en el exterior y de la orientación que tenga el recinto, Ver Anexo D. Teniendo en cuenta que el coeficiente global de transferencia de calor, fue calculado anteriormente para la pared sur y el techo, ya que estas son las paredes que colindan con el exterior del edificio. Esta se reporta en el cuadro 11

57

Cuadro 11. Carga Sensible a través de paredes Exteriores para Pared Sur.

CARGA A TRAVES DE PAREDES Y TECHOS EXTERIORES Qstr

Qstr [W] 25,761 U [W/m2°C] 1,575 A [m2] 5,1119 Ti [°C] 35,7 Tec [°C] 38,9

Fuente: Elaboración propia Cuadro 12. Carga Sensible a través de paredes Exteriores para Techo.

CARGA A TRAVES DE PAREDES Y TECHOS EXTERIORES Qstr

Qstr [W] 143,87 U [W/ m2°C] 1,464 A [m2] 17,865 Ti [C] 34,5 Tec [C] 40


7.4.3. Carga sensible a través de paredes, techos, suelos y puertas interiores. Para el cálculo de la carga sensible a través de paredes y techos exteriores se tienen en cuenta la temperatura exterior que corresponde a las temperaturas en las partes internas del edificio que limitan con el salón de clase (salones, pasillos) y la temperatura interior de la pared tomada por medio de la cámara termografica. Dicha carga sensible está dada por la ecuación:

𝑄𝑺𝑻 = 𝑼 ∗ 𝑨 ∗ (𝑻𝒆 − 𝑻𝒊) Cabe resaltar, como se ha dicho anteriormente, las paredes del salón de clase no tienen acabados homogéneos, por esta razón para el cálculo de este tipo de carga sensible, se secciona cada pared dependiendo de los tipos de materiales de construcción por los que esté constituida y se muestran los parámetros en las siguientes tablas:

58

Pared Oriente.

Cuadro 13. Carga Sensible a través de paredes internas para la pared oriente del salón de clase.

CARGA A TRAVES PAREDES INTERNAS Qst (Ladrillo, Repello y

Yeso)

Qst [W] 19,576 U [W/ m2°C] 2,538 A [m2] 5,933 Ti [°C] 34,7 Te [°C] 36

CARGA A TRAVES PAREDES INTERNAS Qst (Ladrillo limpio)

Qst [W] 13,5707619 U [W/ m2°C] 3,1755 A [m2] 3,288 Ti [°C] 34,7 Te [°C] 36


Pared Occidente.

59

Cuadro 14. Carga Sensible a través de paredes internas para la pared occidente del salón de clase.

CARGA A TRAVES PAREDES INTERNAS Qst (Ladrillo, Repello y Yeso) Qst [W] -62,375 U [W/ m2°C] 2,538 A [m2] 4,165 Ti [°C] 33,9 Te [°C] 28


Qst [W] -43,24 U [W/ m2°C] 3,1746 A [m2] 2,308 Ti [°C] 33,9 Te [°C] 28


Pared Norte.

Cuadro 15. Carga Sensible a través de paredes internas para la pared norte del salón de clase.

CARGA A TRAVES PAREDES INTERNAS Qst (Ladrillo, Repello y Yeso)





60

7.4.4. Carga sensible transmitida por infiltraciones de aire exterior. La carga sensible transmitida por infiltraciones de aire exterior al salón de clase se obtiene mediante la expresión:

𝑸𝑺𝑰 = �̇� ∗ 𝝆 ∗ 𝑪𝒑 ∗ ∆𝑻

Donde �̇� es el caudal de aire infiltrado, que se obtiene de multiplicar la velocidad media del aire por el área donde se encuentra la infiltración de aire (puerta), sabiendo que para zonas ocupadas, la velocidad media del aire es de 0,15 m/s (acaire, 2017). Además se debe tener en cuenta la densidad del aire y el Calor especifico de este. Estos parámetros y el resultado de la carga sensible se muestran en el cuadro 16. Cuadro 16. Carga sensible transmitida por infiltraciones de aire exterior.

CARGA TRASMITIDA POR INFILTRACION DE AIRE EXTERIOR Qsi

Qsi [W] -2345,475629 V caudal [m3/s] 0,325725 Densidad aire [Kg/m3] 1,18 Calor especifico aire [J/Kg°C] 1012 T interna [°C] 34,03 T externa [°C] 28 ΔT -6,03


7.4.5. Carga sensible debida a aportaciones internas. Esta carga sensible se obtiene de sumar todas las aportaciones internas presentes en el salón de clase, dada por la siguiente ecuación:

𝑄𝑆𝐴𝐼 = 𝑄𝑠𝑖𝑙 + 𝑄𝑠𝑝 + 𝑄𝑠𝑒 Donde 𝑄𝑠𝑖𝑙 son las ganancias por iluminación la cual se determina mediante la expresión 𝑄𝑠𝑖𝑙 = 1,25 ∗ 𝑛 ∗ 𝑃𝑜𝑡𝑒𝑛𝑐𝑖𝑎 𝐿𝑎𝑚𝑝𝑎𝑟𝑎 (Ingemecánica) , siendo n=2 las lámparas instaladas en el salón de clase.

61

𝑄𝑠𝑝 = 𝑛 ∗ 𝐶𝑠 Es la ganancia por la cantidad de personas que se encuentran en el salón de clase, donde se realiza el cálculo suponiendo el cupo máximo de personas en el salón que es de 20 personas, además teniendo en cuenta el calor sensible en Kcal/ h que desprende cada persona conociendo que esta se encuentra realizando trabajo ligero en instituto, se debe tener en cuenta que 1 Kcal/h es igual a 1,163 W. Ver Anexo E. 𝑄𝑠𝑒 Es la ganancia por los aparatos electrónicos presentes en el salón de clase, equivale a la sumatoria total de todos los aparatos multiplicados por un factor de 0,75 ya que estos no se encuentran en funcionamiento a la misma vez (Ingemecánica). Todos los parámetros iniciales y el resultado de la carga térmica total se muestran en el siguiente cuadro

Cuadro 17. Carga Sensible debido a aportaciones internas.

APORTACIONES DE CARGA INTERNAS Qsai

Qsai [W] 1418,8 Qsil [W] (carga por luminarias) 120 Número de luminarias 2 Potencia de una luminaria [W] 48 Qsp [W] (carga por personas) 773,8 Número de personas 20 Calor sensible/ persona [W] 38,69 Qse [W] (carga por equipos) 525 Potencia computador [W] 400 Potencia proyector [W] 300

Fuente: Elaboración propia Teniendo ya todas las cargas térmicas sensibles, se realiza la sumatoria de todas estas, y así obtener el valor de la Carga térmica sensible del salón de clase.

62

CARGA TERMICA SENSIBLE Qs

Qs [W] 6399,293 7.5. CÁLCULO DE CARGAS LATENTES. Para el cálculo de la carga térmica sensible (QL) se emplea la siguiente expresión:

𝑄𝐿 = 𝑄𝐿𝐼 + 𝑄𝐿𝑃 (Ingemecánica)

Qli Carga latente transmitida por infiltraciones de aire exterior (W); Qlp Carga latente debida a la ocupación del local (W).

7.5.1. Carga latente transmitida por infiltraciones de aire exterior. La carga sensible transmitida por infiltraciones de aire exterior al salón de clase se obtiene mediante la expresión:

𝑸𝑺𝑰 = �̇� ∗ 𝝆 ∗ 𝑪𝒍 𝑨𝑮𝑼𝑨 ∗ ∆𝑾 A diferencia de la carga sensible, en la carga latente se tiene en cuenta el calor específico del agua y la diferencia de humedad entre el exterior y el interior. Esto se evidencia en el cuadro 19.

63

Cuadro 18. Carga latente transmitida por infiltraciones de aire exterior.

CARGA LATENTE INFILTRACION DE AIRE QLi

QLi [W] 52,049 V caudal infiltrado [m3/s] 0,325 Densidad de aire [Kg/m3] 1,18 Calor especifico agua [J/Kg°C] 2257 ΔW 0,06 Humedad absoluta interna 0,82 Humedad absoluta externa 0,88


7.5.2. Carga latente debido a ocupación del local.

𝑄𝐿𝑝 = 𝑛 ∗ 𝐶𝑠

Al igual que la carga sensible se realiza el cálculo suponiendo el cupo máximo de personas en el salón que es de 20 personas, además teniendo en cuenta el calor latente en Kcal/ h que desprende cada persona conociendo que esta se encuentra realizando trabajo ligero en instituto, se debe tener en cuenta que 1 Kcal/h es igual a 1,163 W. Ver Anexo E. Cuadro 19. Carga latente debido a ocupación del local.

Qlp [W] 945,8 Número de personas 20 Calor latente/persona [W] 47,29


64

Teniendo los valores de carga latente tanto por infiltraciones de aire como por ocupación del salón, se obtiene la carga latente total.

CARGA TERMICA LATENTE QL

QL [W] 997,849 La carga térmica total de refrigeración QR del salón de clase, se obtiene de sumar la carga térmica sensible y latente calculada anteriormente. Cuadro 20. Carga Térmica de Refrigeración del salón de clase.

CARGA TERMICA PARA REFRIGERACION Qr

Qr [W] 7397,142 Qs [W] 6399,293 QL [W] 997,849

Fuente: Elaboración propia El valor de la carga térmica de refrigeración que se muestra en la tabla 21. Indica la cantidad de energía que se debe remover del salón de clase mediante el sistema de refrigeración por absorción.

65

8. DISEÑO TERMODINAMICO. 8.1. ANÁLISIS TERMODINÁMICO DEL CICLO DE REFRIGERACIÓN POR ABSORCIÓN Partiendo de la figura 9, donde se muestra el esquema de un sistema de refrigeración por absorción de simple efecto que funciona con la mezcla LiBr-H2O, el cual se utilizará para el diseño del sistema propuesto. Se debe tener en cuenta que las corrientes de salida tanto de agua como de la mezcla en cada uno de los componentes del sistema (absorbedor, generador, evaporador y condensador) están en condiciones de saturación. En la Figura 20. Se presenta el diagrama del ciclo indicando la presión, temperatura y concentración utilizadas para el cálculo de las propiedades termodinámicas. Figura 20 Diagrama de Dühring para el ciclo de refrigeración por absorción de simple efecto.

Fuente: PALACIOS BERECHE, Reynaldo. Avaliação de sistemas de refrigeração por absorção H2O/LiBr e sua possibilidade de inserção no setor terciário utilizando gás natural. Trabajo de grado Ingeniero Mecánic. Campinas: Universiad Estadual. Facultad de Ingeniería Mecánica. 2007. p. 1- 209

66

En el Anexo F, se muestra el diagrama de entalpías para soluciones de LiBr-H2O, en función de la concentración para diferentes temperaturas. Dicho diagrama se utilizará para determinar las entalpías de la mezcla en el compresor térmico, teniendo en cuenta las temperaturas y concentraciones consideradas con anterioridad. Para el refrigerante, que para el sistema utilizado es el agua, para determinar las entalpías de esta se utilizan la tabla de agua saturad.27

Al obtener las entalpías, se realizan los cálculos termodinámicos utilizando los balances energéticos que abarcan todo el ciclo y cada uno de sus componentes como se muestra en la Figura 16. Para así determinar los diferentes flujos másicos del circuito termodinámico, además de la tasa de transferencia de calor de cada uno de los intercambiadores de calor que componen el ciclo. Dichos cálculos termodinámicos se realizan mediante las siguientes ecuaciones.28

Generador:

�̇�11 = �̇�12 . �̇�4 = �̇�3 − �̇�7

�̇�3𝑋3 = �̇�4𝑋4

�̇�𝑔𝑒𝑛 = �̇�11(ℎ11 − ℎ12)

�̇�𝑔𝑒𝑛 = �̇�7ℎ7 + �̇�4ℎ4 − �̇�3ℎ3

Absorbedor:

�̇�14 = �̇�13 . �̇�1 = �̇�6 + �̇�10 �̇�𝑎𝑏𝑠𝑜 = �̇�13(ℎ14 − ℎ13)

�̇�𝑎𝑏𝑠𝑜 = �̇�10ℎ10 + �̇�6ℎ6 − �̇�1ℎ1

Condensador: �̇�16 = �̇�15

27 CENGEL,y BOLES.Op,cir., p.1-581 28 PALACIOS BERECHE, Op,cit., p.1-209

67

�̇�8 = �̇�7

�̇�𝑐𝑜𝑛 = �̇�7(ℎ7 − ℎ8)

�̇�𝑐𝑜𝑛 = �̇�15(ℎ16 − ℎ15)

Evaporador: �̇�18 = �̇�17

�̇�10 = �̇�9

�̇�𝑒𝑣𝑎𝑝 = �̇�9(ℎ10 − ℎ9)

�̇�𝑒𝑣𝑎𝑝 = �̇�17(ℎ17 − ℎ18)

Válvula de expansión del refrigerante:

�̇�9 = �̇�8 ℎ9 = ℎ8

Válvula de Expansión Solución:

�̇�6 = �̇�5 ℎ5 = ℎ6 𝑋5 = 𝑋6

Intercambiador de calor para la Solución:

�̇�3 = �̇�2

�̇�5 = �̇�4 𝑋3 = 𝑋2 𝑋5 = 𝑋4

�̇�𝐼𝐶 = �̇�2(ℎ3 − ℎ2)

�̇�𝐼𝐶 = �̇�4(ℎ4 − ℎ5)

Los resultados obtenidos de realizar los procedimientos de balance de energía se muestran a continuación.

68

Cuadro 21. Parámetros de diseño obtenidos mediante análisis termodinámico

ETAPA T[°C] P (kPA) X (LiBr) m [kg/s] h [kJ/kg]

1 33 0,9 0,55 0,0129 82 2 33 7,5 0,55 0,0129 82 3 62,5 7,5 0,55 0,0129 140 4 90 7,5 0,62 0,0095 206 5 53 7,5 0,62 0,0095 150 6 44 0,9 0,62 0,0095 150 7 75 7,5 0,0034 2634,6 8 40,29 7,5 0,0034 168,75 9 3 0,9 0,0034 168,75

10 3 0,9 0,0034 2511,5 11 100 160 0,28 419,17 12 92 160 0,28 385,46 13 29 0,42 121,55 14 34 0,42 142,46 15 29 0,56 121,55 16 32,5 0,56 136,19 17 12 0,38 50,41 18 7 0,38 29,43


Condensador: Qcon [kW] 8,2007

Qcon[kW] 8,1984

Evaporador: Qeva [kW] 7,9654 Qeva [kW] 7,9724

Absorbedor: Qabs [kW] 8,7822

69

Qabs [kW] 8,9063

Generador: Qgen [kW] 9,1388 Qgen [kW] 9,1086

Intercambiador de Calor:

Qic [kW] 0,7482 Qic [kW] 0,532

Para el cálculo del coeficiente de desempeño COP, se debe tener en cuenta que el trabajo de la bomba es mínimo debido a que las cargas que va a bombear son pequeñas. Por lo tanto el COP es:

COP 0,84389435

70

9. DISEÑO MECANICO En esta sección se muestra el diseño mecánico para cada uno de los componentes del sistema de acondicionamiento de aire por absorción, incluyendo cálculo de la temperatura media logarítmica, cálculo de coeficientes de transferencia de calor, cálculos de superficie de intercambio estimada, número de tubos y longitud de ellos. Para la realización de dichos cálculos se hace uso de la metodología empleada en el “Diseño de un refrigerador por absorción para uso didáctico” (Cañadas & Torres, 2010), teniendo en cuenta las condiciones de caudales, temperaturas, presiones, propiedades físicas de los fluidos, que se tienen para el diseño requerido. 9.1. DISEÑO DEL CONDENSADOR. Figura 21. Diagrama térmico para el condensador


Para el diseño del evaporador se utilizará tubería de acero con 0,5% de carbono. Se cuentan con los siguientes parámetros:

𝑑𝑛 = 1/8"𝐴𝑆𝑇𝑀 𝐴 − 106 𝑆𝐶𝐻 40 𝑑𝑒 = 10,287𝑥10−3𝑚

71

𝑑𝑖 = 6,83𝑥10−3𝑚 9.1.1. Cálculo de la temperatura media logarítmica Figura 22. Perfil de temperaturas a contra flujo del condensador

Fuente: Elaboración propia Partiendo de las temperaturas de entrada y salida de los flujos frío y caliente se obtiene la temperatura media logarítmica.

𝛥𝑇1 = 42,5°𝐶 𝛥𝑇2 = 11,29 °𝐶

𝛥𝑇𝑚 =𝛥𝑇1 − 𝛥𝑇2

𝑙𝑛𝛥𝑇1𝛥𝑇2

𝛥𝑇𝑚 =42,5 − 11,29

𝑙𝑛42,5

11,29

= 23,5 °𝐶

9.1.2. Calculo coeficiente global de transferencia de calor. Para determinar el coeficiente global de transferencia de calor se evaluará primero hi y luego se realiza un proceso iterativo para obtener el valor he.

72

Para esto se necesita conocer temperatura promedio en el interior del tubo, teniendo en cuenta que el agua de enfriamiento entra a 29 °C y sale a 32,5 °C.

𝑇𝑝𝑟𝑜𝑚 =𝑇𝑒𝑛 + 𝑇𝑠𝑎𝑙

2= 29+32,5

2= 30,75 °𝐶

Con esta temperatura promedio en el interior de la tubería se determinan las propiedades del agua a partir de tabla, Anexo G.

𝜌 = 996 𝑘𝑔/𝑚3 𝐶𝑝 = 4178 𝑘𝐽/𝐾𝑔 𝐾 = 0,616 𝑤/𝑚°𝐶

𝜇 = 7,86𝑥10−4𝐾𝑔/𝑚. 𝑠 𝑃𝑟 = 5,33

Para el cálculo del número de Reynolds se asume una velocidad de 0,43 m/s.

𝑅𝑒 =𝜌𝜈𝑑𝑖

𝜇= 996 ∗ 0,43 ∗ 6,83𝑥10−3

7,86𝑥10−4 = 3635,02

Luego se determina el Número de Nuselt para flujo turbulento.

𝑁𝑢 = 0,023𝑅𝑒0,8𝑃𝑟𝑛; Donde, para calentamiento: 𝑛 = 0,4 𝑁𝑢 = 0,023 (3635,02)0,8 5,330,4 = 31,68

El coeficiente de transferencia de calor en el interior del tubo está dado por la ecuación:

ℎ𝑖 = 𝑁𝑢 𝐾

𝑑𝑖= 31,68 ∗

0,616

6,83𝑥10−3 = 2857,23 𝑤/𝑚2°𝑐

La resistencia térmica del acero por unidad de longitud de tubería.

73

𝑅𝑎𝑐 =𝑙𝑛

𝑑𝑒𝑑𝑖

2𝛱𝐾𝑎𝑐

Donde Kac es la conductividad del acero para un acero al 0,5% de Carbono: 𝐾𝑎𝑐 = 54 𝑊/𝑚°𝑐; Ver Anexo H. Reemplazando los datos:


10.287𝑥10−3

6,83𝑥10−3

2 ∗ 𝛱 ∗ 54= 1,08𝑥10−3 °𝑐/𝑤

La resistencia térmica interna por unidad de longitud.

𝑅𝑖 =1

ℎ𝑖𝐴𝑖= 1

2857,23 ∗ 𝛱 ∗ 6,83𝑥10−3 = 16,31𝑥10−3 °𝑐/𝑤

El coeficiente para la condensación en el exterior de la tubería, es:

ℎ𝑒 = 0,725 [(𝜌 )

2∗𝑔∗(ℎ𝑓𝑔)∗ 𝐾3

𝜇 𝑑𝑁 (𝑇𝑠𝑎𝑡−𝑇𝑒 )]

1

4 Ecuación (1)

Como en el exterior de la tubería circula el refrigerante, en este caso la función de refrigerante la cumple el agua. Se determinan las propiedades termodinámicas del agua a la temperatura de saturación. Ver Anexo G.

𝑇𝑠𝑎𝑡 = 40,2 °𝑐

𝜌 = 992,1 𝑘𝑔/𝑚3 𝐾 = 0,631 𝑤/𝑚°𝐶

𝜇 = 0,653𝑥10−3𝐾𝑔/𝑚. 𝑠 𝑃𝑟 = 5,33

ℎ𝑓𝑔 = 2407 𝑘𝐽/𝑘𝑔

Sustituyendo los datos anteriormente mencionados:

74

ℎ𝑒 = 0,725 [992,12 ∗ 9,8 ∗ 2407𝑥103 ∗ 0,6313

0,653𝑥10−3 ∗ 10,287𝑥10−3 ∗ 2 (𝑇𝑠𝑎𝑡 − 𝑇𝑒)]

14

ℎ𝑒 = 18610,38(𝑇𝑠𝑎𝑡 − 𝑇𝑒 )−14

Resistencia térmica en el exterior por unidad de longitud se describe de la siguiente manera:

𝑅𝑒 =1

ℎ𝑒 𝐴𝑐= 1

18610,38 ∗ (𝑇𝑠𝑎𝑡−𝑇𝑒 )−

14 ∗ 𝛱 ∗ 10,287𝑥10−3

= (𝑇𝑠𝑎𝑡 − 𝑇𝑒)

14

601,43

Al realizar el balance de energía para el condensador se obtiene

(𝑇𝑠𝑎𝑡 − 𝑇𝑒)

𝑅𝑒= 𝑇𝑒 − 𝑇𝑖

𝑅𝑎𝑐= 𝑇𝑖 − 𝑇𝑝𝑟𝑜𝑚

𝑅𝑖

Al sustituir los datos se obtiene la siguiente ecuación: 601,43 ∗ (40,2 − 𝑇𝑒)

3

4= 𝑇𝑒 − 𝑇𝑖

1,08𝑥10−3= 𝑇𝑖 − 30,75

16,31𝑥10−3 Ecuación (2)

Igualando el segundo y tercer término de la ecuación 1.

𝑇𝑒 − 𝑇𝑖

1,253𝑥10−3= 𝑇𝑖 − 30,75

16,31𝑥10−3 Despejando Ti: Ecuación (3)

𝑇𝑖 = 0,937 𝑇𝑒 + 1,90

Igualando el primer y tercer término de la ecuación 1.

601,43 ∗ (40,2 − 𝑇𝑒)3

4= 𝑇𝑖 −30,75

16,31𝑥10−3 Ecuación 4

𝑇𝑖 = 9,81(40,2 − 𝑇𝑒)34 + 30,75

Igualando las ecuaciones 3 y 4, se obtiene la ecuación:

0,937𝑇𝑒 + 9,81𝑇𝑒34 = 185,46

75

Utilizando el sitio web Symbolab Math Solver para resolver la ecuación, se obtiene:

𝑇𝑒 = 37,97 °𝐶 Reemplazando Te.

ℎ𝑒 = 18610,8 (40,2 − 37,97)− 1

4 = 22741,68 𝑤/𝑚2°𝐶

Por lo tanto la resistencia térmica exterior es:

𝑅𝑒 =(40,2 − 37,97)

14

601,43= 1,36𝑥10−3 °𝐶

𝑤⁄

El coeficiente global de transferencia de calor, por unidad de longitud de tubería, se obtiene a partir de la siguiente ecuación: 𝑈𝑒 =

1

𝛱 𝑑𝑒 (𝑅𝑖 + 𝑅𝑎𝑐 + 𝑅𝑒)= 1

𝛱 ∗ 10,287𝑥103 ∗ (16,31𝑥10−3+ 1,08𝑥10−3 + 1,36𝑥10−3)

𝑈𝑒 = 1650,28 𝑤/°𝐶 𝑚2

9.1.3. Cálculo de superficie de intercambio y longitud

𝐴𝑡𝑜𝑡𝑎𝑙 =𝑄𝑐𝑜𝑛

𝑈𝑒 𝛥𝑇𝑚= 8,3𝑥103

1650,28 ∗ 23,5= 0,21𝑚2

Se calcula el flujo másico de agua de enfriamiento que entra al condensador.

𝑚𝐻2𝑂 =𝑄𝑐𝑜𝑛

𝐶𝑝 𝛥𝑇= 8,3𝑥103

4178 ∗ (32,5−29)= 0,567 𝐾𝑔/𝑠

Luego se calcula el área para cada tubo.

𝐴𝑡 =𝑚𝐻2𝑂

𝜌 𝜐=

0,567

996 ∗ 0,43= 1,23𝑥10−3 𝑚2

76

El número de tubos se obtiene de la siguiente manera:

𝐴𝑡 = 𝑛𝑡 𝛱 𝑑𝑖2

4

Despejando la ecuación.

𝑛𝑡 =4 ∗ (1,23𝑥10−3)

𝛱 ∗ (6,83𝑥10−3)2= 35 𝑇𝑢𝑏𝑜𝑠

Longitud de cada tubo en el condensador.

𝐿𝑡 =𝐴𝑡𝑜𝑡𝑎𝑙

𝑁𝑝 𝑛𝑡 𝛱 𝑑𝑒= 0,21

1 ∗ 35 ∗ 𝛱 ∗(10,287𝑥10−3)= 0,18 𝑚 = 18 𝑐𝑚

9.2. DISEÑO DEL EVAPORADOR Para el diseño del evaporador, se debe tener en cuenta que este será de carcasa y tubos, donde el agua circulará entre los tubos y la carcasa. Figura 23. Diagrama térmico para el evaporador


77

Para el diseño del evaporador se utilizará tubería de acero con 0,5% de carbono. Se cuentan con los siguientes parámetros:

𝑑𝑛 = 1/8"𝐴𝑆𝑇𝑀 𝐴 − 106 𝑆𝐶𝐻 40 𝑑𝑒 = 10,287𝑥10−3𝑚

𝑑𝑖 = 6,83𝑥10−3𝑚 Se utilizará un arreglo para los tubos de tipo cuadrado, por lo que se tiene que:

𝑃𝑡 = 1,25 𝑑𝑒 = 1,25 ∗ 10,287𝑥10−3 𝑃𝑡 = 12,86 𝑚𝑚

9.2.1. Cálculo de la temperatura media logarítmica Figura 24. Perfil de temperatura para contraflujo en el evaporador

Fuente: Elaboración propia Partiendo de las temperaturas de entrada y salida de los flujos frío y caliente se obtiene la temperatura media logarítmica.

𝛥𝑇1 = 9°𝐶 𝛥𝑇2 = 4 °𝐶

78



𝛥𝑇𝑚 =9 − 4

𝑙𝑛94

= 6,16 °𝐶

9.2.2. Calculo coeficiente global de transferencia de calor. Para determinar el coeficiente global de transferencia de calor se evaluará primero hi y luego se realiza un proceso iterativo para obtener el valor he. Para esto se necesita conocer temperatura promedio en el interior del tubo, teniendo en cuenta que el agua a refrigerar entra a 12 °C y sale a 7 °C.


2= 12+9

2= 9,5 °𝐶

Con esta temperatura promedio en el interior de la tubería se determinan las propiedades del agua a partir de tabla, Ver Anexo G.

𝜌 = 999,64 𝑘𝑔/𝑚3 𝐶𝑝 = 4,195 𝑘𝐽/𝐾𝑔 𝐾 = 0,579 𝑤/𝑚°𝐶

𝜇 = 1,328𝑥10−3𝐾𝑔/𝑚. 𝑠 𝑃𝑟 = 9,6



𝜇= 999,64 ∗ 0,44 ∗ 6,83𝑥10−3

1,328𝑥10−3 = 2262,14

Luego se determina el Número de Nusselt para flujo turbulento.

𝑁𝑢 = 0,023𝑅𝑒0,8𝑃𝑟𝑛; Donde, para enfriamiento: 𝑛 = 0,3 𝑁𝑢 = 0,023 (2262,14)0,8 9,60,3 = 21,78

El coeficiente de transferencia de calor en el interior del tubo está dado por la ecuación:

79


𝑑𝑖= 21,78 ∗

0,579

6,83𝑥10−3 = 1903,75 𝑤/𝑚2°𝑐



𝑑𝑒𝑑𝑖

2𝛱𝐾𝑎𝑐

Donde Kac es la conductividad del acero para un acero al 0,5% de Carbono: 𝐾𝑎𝑐 = 54 𝑊/𝑚°𝑐; Ver Anexo H. Reemplazando los datos:


10.287𝑥10−3

6,83𝑥10−3

2 ∗ 𝛱 ∗ 54= 1,20𝑥10−3 °𝑐/𝑤


𝑅𝑖 =1

ℎ𝑖𝐴𝑖= 1

1903,75 ∗ 𝛱 ∗ 6,83𝑥10−3 = 24,48𝑥10−3 °𝑐/𝑤 El coeficiente para la condensación en el exterior de la tubería se determina mediante la ecuación 1. Como en el exterior de la tubería circula el refrigerante, en este caso la función de refrigerante la cumple el agua. Se determinan las propiedades termodinámicas del agua a la temperatura de saturación. Ver Anexo G.

𝑇𝑠𝑎𝑡 = 3 °𝐶 𝜌 = 999,86 𝑘𝑔/𝑚3 𝐾 = 0,567 𝑤/𝑚°𝐶

𝜇 = 1,628𝑥10−3𝐾𝑔/𝑚. 𝑠 𝑃𝑟 = 12,1

ℎ𝑓𝑔 = 2494 𝑘𝐽/𝑘𝑔

80

Sustituyendo los datos anteriormente obtenidos mediante las tablas:

ℎ𝑒 = 0,725 [999,862 ∗ 9,8 ∗ 2494𝑥103∗ 0,5673

1,628𝑥10−3 ∗ 10,287𝑥10−3 ∗ 2 (𝑇𝑒−𝑇𝑠𝑎𝑡)]

1

4 Ecuación 5

ℎ𝑒 = 13848,18(𝑇𝑒 − 𝑇𝑠𝑎𝑡)−14

Resistencia térmica en el exterior por unidad de longitud se describe de la siguiente manera:

𝑅𝑒 =1

ℎ𝑒 𝐴𝑐= 1

13848,18 ∗ (𝑇𝑒−𝑇𝑠𝑎𝑡)−

14 ∗ 𝛱 ∗ 10,287𝑥10−3

= (𝑇𝑒−𝑇𝑠𝑎𝑡)

14

447,54 Ecuación 6

Al realizar el balance de energía para el condensador se obtiene:

(𝑇𝑒−𝑇𝑠𝑎𝑡)

𝑅𝑒= 𝑇𝑖−𝑇𝑒

𝑅𝑎𝑐= 𝑇𝑝𝑟𝑜𝑚−𝑇𝑖

𝑅𝑖

Al sustituir los datos se obtiene la siguiente ecuación:

447,54 ∗ ( 𝑇𝑒 − 3)3

4= 𝑇𝑖−𝑇𝑒

1,20𝑥10−3= 9,5−𝑇𝑖

24,48𝑥10−3 Ecuación 7


𝑇𝑖−𝑇𝑒

1,20𝑥10−3= 9,5−𝑇𝑖

24,48𝑥10−3

Operando la ecuación y despejando Ti:

𝑇𝑖 = 0,953 𝑇𝑒 + 0,44 Ecuación 8


447,54 ∗ ( 𝑇𝑒 − 3)3

4= = 9,5−𝑇𝑖

24,48𝑥10−3


𝑇𝑖 = 34,44 − 𝑇𝑒3

4 Ecuación 9 Igualando las ecuaciones 8 y 9, se obtiene la siguiente ecuación:

0,953 𝑇𝑒 + 10,95 𝑇𝑒34 = 33,99

81


𝑇𝑒 = 3,88 °𝐶 Reemplazando en la ecuación 5.

ℎ𝑒 = 13848,18 (3,88 − 3)− 1

4 = 14297,89 𝑤/𝑚2°𝐶

Por lo tanto la resistencia térmica exterior es:

𝑅𝑒 =(3,88−3)

14

447,54= 2,31𝑥10−3 °𝐶

𝑤⁄ El coeficiente global de transferencia de calor, por unidad de longitud de tubería, se obtiene a partir de la siguiente ecuación:

𝑈𝑒 =1


𝛱 ∗ 10,287𝑥103 ∗ (24,48𝑥10−3+ 1,20𝑥10−3 + 2,31𝑥10−3)

𝑈𝑒 = 1105,65 𝑤/°𝐶 𝑚2 9.2.3. Cálculo de superficie de intercambio y longitud.

𝐴𝑡𝑜𝑡𝑎𝑙 =𝑄𝑒𝑣𝑎

𝑈𝑒 𝛥𝑇𝑚= 7,96𝑥103

1105,65 ∗ 6,16= 1,16𝑚2

Se calcula el flujo másico de agua de enfriamiento que entra al condensador.

𝑚𝐻2𝑂 =𝑄𝑒𝑣𝑎

𝐶𝑝 𝛥𝑇= 7,96𝑥103

4195 ∗ (12−7)= 0,379 𝐾𝑔/𝑠

Luego se calcula el área para cada tubo.


𝜌 𝜐=

0,379

999,64 ∗ 0,44= 8,616𝑥10−4 𝑚2

El número de tubos se obtiene de la siguiente manera:


4

Despejando la ecuación.

82

𝑛𝑡 =4 ∗ (8,616𝑥10−4)

𝛱 ∗ (6,83𝑥10−3)2= 23 𝑇𝑢𝑏𝑜𝑠

Longitud de cada tubo en el condensador.



1 ∗ 23 ∗ 𝛱 ∗(10,287𝑥10−3)= 1,56 𝑚

9.3. DISEÑO DEL ABSORBEDOR. Figura 25. Diagrama térmico para el evaporador

Fuente: Elaboración propia Para el diseño del generador se selecciona un intercambiador tipo carcasa y tubos de configuración cuadrada con tubería de acero al 0,5% de carbono cuyas características son las siguientes:

𝑑𝑛 = 1/8" 𝑑𝑒 = 10,287𝑥10−3𝑚

𝑑𝑖 = 6,83𝑥10−3𝑚 9.3.1. Cálculo de la temperatura media logarítmica.

83

Figura 26. Perfil de temperaturas del absorbedor

Fuente: Elaboración propia Teniendo en cuenta las temperaturas de entrada y salida de los flujos frío y caliente se obtiene la temperatura media logarítmica.

𝛥𝑇1 = 10 °𝐶 𝛥𝑇2 = 4°𝐶



𝛥𝑇𝑚 =10 − 4

𝑙𝑛104

= 6,55°𝐶

9.3.2. Calculo coeficiente global de transferencia de calor. Para determinar el coeficiente global de transferencia de calor se evaluará primero hi y luego se realiza un proceso iterativo para obtener el valor he. Para esto se necesita conocer temperatura promedio en el interior del tubo, teniendo en cuenta que el agua a refrigerar entra a 29 °C y sale a 34°C.


2= 29 − 34

2= 31,5 °𝐶

Las propiedades de la temperatura promedio en el interior de la tubería para el agua se determinan en la tabla. Ver Anexo G

𝜌 = 955 𝑘𝑔/𝑚3 𝐶𝑝 = 4,178 𝐾𝑗/𝐾𝑔 𝐾 = 0,617 𝑤/𝑚 ∘ 𝑐 𝜇 = 0,775𝑥10−3𝐾𝑔

𝑃𝑟 = 5,24.

84



𝜇= 995,5 ∗ 0,44 ∗ 6,83𝑥10−3

0,775𝑥10−3 = 3858,28

El Número de Nusselt para flujo turbulento está dado por:

𝑁𝑢 = 0,02 𝑅𝑒0,8𝑃𝑟𝑛 ; Donde, para calentamiento 𝑛 = 0,4 𝑁𝑢 = 0,023(3858,28)0,8(5,24)0,4= 33

El coeficiente de transferencia de calor en el interior del tubo es.


𝑑𝑖= 33 ∗

0,617

6,83𝑥10−3 = 2981,11 𝑊/𝑚2°𝐶



𝑑𝑒𝑑𝑖

2𝛱𝐾𝑎𝑐

Donde Kac es la conductividad del acero para un acero al 0,5% de Carbono: 𝐾𝑎𝑐 = 54 𝑊/𝑚°𝑐; Ver Anexo H.


𝑑𝑒

𝑑𝑖

2𝛱𝐾𝑎𝑐=

𝑙𝑛10,287𝑥10−3

6,83𝑥10−3

2 ∗ 𝛱 ∗ 54= 1,21𝑥10−3 °𝐶/𝑊


𝑅𝑖 =1

ℎ𝑖𝐴𝑖= 1

2981,11 ∗ 𝛱 ∗ 6,83𝑥10−3= 15,63𝑥10−3 °𝐶/𝑊 El coeficiente de convección en el exterior de la tubería se determina utilizando la ecuación 1. Para esto se requieren las propiedades tanto del agua como de la solución.

85

Propiedades para el agua:

𝑇𝑠𝑎𝑡 = 30 ∘ 𝑐 𝜌𝐻2𝑂 = 996 𝑘𝑔/𝑚3 𝐾𝐻2𝑂 = 0,615

𝑤

𝑚3𝐾

𝜇𝐻2𝑂 = 7,98𝑥10−4𝐾𝑔

𝑚𝑠

Propiedades para la solución: Se determinan la conductividad para una concentración del 56% y una temperatura de 30 °C, Ver Anexo I .Para la densidad de la solución LiBr. Ver Anexo J.

𝜌𝐿𝑖𝐵𝑟 = 4601,52 𝑘𝑔/𝑚3 𝐾𝐿𝑖𝐵𝑟 = 0,429

𝑤

𝑚2°𝐶

Para la solución se tiene una Densidad multiplicada por un factor de 0,9, el cual se utiliza para soluciones acuosas a baja temperatura

𝜌𝑠𝑜𝑙 = 𝜌𝑟𝜌𝐻2𝑂= (0,9) ∗ (996) = 896,4 𝐾𝑔/𝑚𝑚3 La Viscosidad para la solución está dada por la siguiente formula:

𝜇𝑠𝑜𝑙 = 𝜇𝐻2𝑂 (1

1 − 𝜙𝑠)

Ecuación (10) Dónde:

𝜙 = 1 +𝜌𝑠𝑜𝑙 (𝑥−1)

𝜌𝐻2𝑂=1 +

896,4 (0,62−1)

996=0,658

Sustituyendo la ecuación 10, se tiene:

𝜇𝑠𝑜𝑙 = 7,98 𝑥10−4 (1

1 − 0,658) = 5,14𝑥10−3 𝐾𝑔/𝑚 𝑠

El calor latente se obtiene mediante la siguiente ecuación:

86

ℎ𝑓𝑔 =𝑄𝑎𝑏

𝑚1= 8,78𝑥103

0,0129= 680,6 𝐾𝑗/𝐾𝑔

Para calcular la conductividad de la solución se utiliza la siguiente ecuación:

𝐾𝑠𝑜𝑙 = 𝐾𝑐 2𝐾𝑐 + 𝐾𝑑 − 2𝜙𝑠 (𝐾𝑐 − 𝐾𝑑)

2𝐾𝑐 + 𝐾𝑑 + 𝜙𝑠 (𝐾𝑐 −𝐾𝑑) =

0,615 ∗ 2 ∗ 0,615 + 0,429 − 2 ∗ 0,658 ∗ (0,615 − 0,429)

2 ∗ 0,615 + 0,429 + 0,658 ∗ (0,615 − 0,429)

𝐾𝑠𝑜𝑙= 0,794 𝑤/𝑚 ∘ 𝑐

En el cálculo de coeficiente de convección externa, se sustituye la ecuación 1.

ℎ𝑒 = 0,725 [896,42 ∗ 9,8 ∗ 680,6𝑥103 ∗ 0,7943

5,14𝑥10−4 ∗ 10,287𝑥10−3 ∗ 2 ( 𝑇𝑠𝑎𝑡 − 𝑇𝑒)]

14

ℎ𝑒 = 9149,83 ( 𝑇𝑠𝑎𝑡 − 𝑇𝑒 )−14

La Resistencia térmica en el exterior es:

𝑅𝑒 =1

ℎ𝑒 𝐴𝑐= 1

9149,83 ∗ (𝑇𝑠𝑎𝑡 − 𝑇𝑒)−

14 ∗ 𝛱 ∗ 10,287𝑥10−3

=(𝑇𝑠𝑎𝑡 − 𝑇𝑒)14

295,7

Ecuación (11)

Realizando el Balance de energía el absorbedor se obtiene:

(𝑇𝑠𝑎𝑡 − 𝑇𝑒)


𝑅𝑎𝑐= 𝑇𝑖 − 𝑇𝑝𝑟𝑜𝑚

𝑅𝑖

295,7 ∗ (30 − 𝑇𝑒)3


1,21𝑥10−3= 𝑇𝑖 − 31,5

0,01563

Ecuación (12) Igualando el segundo y tercer término de la ecuación 12.


1,21𝑥10−3= 𝑇𝑖 − 31,5

0,01563

Operando la ecuación y despejando Ti se obtiene la siguiente ecuación: 𝑇𝑖 = 0,92𝑇𝑒 + 2,23

Ecuación (13) Luego igualando el primer y tercer término de la ecuación 12.

295,7 ∗ (30 − 𝑇𝑒)3

4= 𝑇𝑖 − 31,15

0,01563

87

Operando la ecuación y despejando Ti se obtiene la siguiente ecuación:

𝑇𝑖 = 90,72 − 4,62𝑇𝑒34

Ecuación (14) Igualando las ecuaciones 13 y 14.

0,92𝑇𝑒 + 2,23 = 90,72 − 4,62𝑇𝑒34


𝑇𝑒 = 30,69°𝐶 Reemplazando en la ecuación 1.

ℎ𝑒 = 9149,83 (30,69 − 30 )−1

4= 10039,23 𝑤/𝑚2°𝐶

𝑅𝑒 =(30,69− 30)

14

295,7= 3,71𝑥10−3 °𝐶/𝑤

El coeficiente global de transferencia de calor por unidad de longitud de tubería se obtiene a partir de la siguiente ecuación:

𝑈𝑒 =1


𝛱 ∗ 10,287𝑥103 ∗ (3,71 + 1,253𝑥10−3 + 15,63𝑥10−3)

𝑈𝑒 = 1505,74 𝑤/°𝐶 𝑚2 El factor de incrustación para refrigerantes en estado líquido.

𝑅𝑓 = 0,0002 𝑚2 ∘ 𝑐/𝑤 1

𝑈=

1

𝑈𝑒+ 𝑅𝑓

1

𝑈=

1

1505,74+ 0,0002

𝑈 = 1157,24 𝑤/𝑚2 ∘ 𝑐 9.3.3. Cálculo de superficie de intercambio y longitud.

𝐴𝑡𝑜𝑡𝑎𝑙 =𝑄𝑎𝑏

𝑈𝑒 𝛥𝑇𝑚= 8,78𝑥103

1157,24 ∗ 6,55= 1,16𝑚2

Se calcula el Flujo másico de agua.

88

𝑚𝐻2𝑂 =

𝑄𝑎𝑏

𝐶𝑝 𝛥𝑇= 8,78𝑥103

4,178𝑥103 ∗ (34 − 29)= 0,42 𝐾𝑔/𝑠

Después se realiza el cálculo de área para cada tubo.


𝜚 𝜐= 0,42

955,5 ∗ 0,44=9,58𝑥10−4 𝑚2

Determinación de número de tubos.


4

𝑛𝑡 =

4 ∗ 9,58𝑥10−4

𝛱 ∗( 6,83𝑥10−3)2= 26 Tubos Se realiza el cálculo para la longitud de cada tubo, estimando 1 paso por tubo.



1 ∗ 26∗ 𝛱 ∗10,287𝑥10−3= 1,38 𝑚 Se utiliza un arreglo de tubería forma triangular.

𝑃𝑡 = 1,5 𝑑𝑒 = 1,5 ∗ 10,287𝑥10−3 = 14,4𝑚𝑚 9.4. DISEÑO DEL GENERADOR. Figura 27. Diagrama térmico para el generador


89

Para el diseño del generador se selecciona un intercambiador tipo carcasa y tubos de configuración cuadrada con tubería de acero al 0,5% de carbono con las siguientes características de los tubos:

𝑑𝑛 = 1/8"𝐴𝑆𝑇𝑀 𝐴 − 106 𝑆𝐶𝐻 40 𝑑𝑒 = 10,287𝑥10−3𝑚

𝑑𝑖 = 6,83𝑥10−3𝑚 9.4.1. Cálculo de la temperatura media logarítmica. Figura 28. Perfil de temperaturas para el generador


Partiendo de las temperaturas de entrada y salida de los flujos frío y caliente se obtiene la temperatura media logarítmica.

𝛥𝑇1 = 25°𝐶 𝛥𝑇2 = 29,5°𝐶



90

𝛥𝑇𝑚 =25 − 29,5

𝑙𝑛25

29,5

= 27,18 °𝐶

9.4.2. Cálculo coeficiente global de transferencia de calor.Para determinar el coeficiente global de transferencia de calor, se requiere conocer las propiedades en el interior de la tubería a temperatura promedio.


2= 100 − 92

2= 96 °𝐶

Como en el interior de los tubos circula agua caliente proveniente de los colectores solares, las propiedades de la temperatura promedio en se hallan a partir de tabla. Ver Anexo G.

𝜌 = 961𝑘𝑔

𝑚3

𝐶𝑝 = 4213𝐾𝑗

𝐾𝑔

𝐾 = 0,678𝑤

𝑚 °𝐶

𝜇 = 0,294𝑥10−3𝐾𝑔/𝑚. 𝑠 𝑃𝑟 = 1,82.



𝜇= 961 ∗ 0,44 ∗ 6,83𝑥10−3

0,294𝑥10−3 =9823,12

Para flujo turbulento.

𝑁𝑢 = 0,023𝑅𝑒0,8𝑃𝑟𝑛; Donde, para enfriamiento 𝑛 = 0,3 𝑁𝑢 = 0,023(9823,12)0,8(1,82)0,3= 43

El coeficiente de transferencia de calor en el interior del tubo es.


𝑑𝑖= 43 ∗

0,678

6,83𝑥10−3= 4268,52 𝑤/𝑚2°𝐶


91


𝑑𝑒𝑑𝑖

2𝛱𝐾𝑎𝑐

Donde Kac es la conductividad del acero para un acero al 0,5% de Carbono: 𝐾𝑎𝑐 = 54 𝑊/𝑚°𝑐; Ver Anexo H.

𝑅𝑎𝑐 = 𝑙𝑛

10.287𝑥10−3

6,83𝑥10−3

2 ∗ 𝛱 ∗ 54= 1,253𝑥10−3 °𝐶/𝑤

Resistencia térmica interna por unidad de longitud.

𝑅𝑖 =1

ℎ𝑖𝐴𝑖= 1

4268,52 ∗ 𝛱 ∗ 6,83𝑥10−3= 0,011 °𝐶/𝑤 El coeficiente de convección para la condensación en el exterior de la tubería, todas las propiedades de la ecuación 1, se encuentran a partir de la temperatura de saturación. Propiedades para la solución: Se determinan la conductividad para una concentración del 56% y una temperatura de 30 °C, Ver Anexo I .Para la densidad de la solución LiBr. Ver Anexo H.

𝜌𝐿𝑖𝐵𝑟 = 462 𝑘𝑔7/𝑚3

𝐶𝑝𝐿𝑖𝐵𝑟 = 0,429 𝐽

kg. °C

Propiedades para el agua:

𝑇𝑠𝑎𝑡 = 62,5 °𝐶

𝜌𝐻2𝑂 = 981,85𝑘𝑔

𝑚3

𝐾𝐻2𝑂 = 0,656𝑤

𝑚3𝐾

𝜇𝐻2𝑂 = 0,450𝑥10−3𝐾𝑔

𝑚𝑠

La temperatura reducida es:

𝑇𝑟 =𝑇

𝑇𝑐= 62,5 + 273,15

132,25 + 273=0,827

La densidad reducida.

92

𝜌𝑟 = 1 +3

4− 𝑇𝑟 +

7

4− 𝑇𝑟 = 1 +

3

4− (0,827) +

7

4− (0,827) = 𝟏, 𝟖𝟒𝟔

Densidad de la solución.

𝜌𝑠𝑜𝑙 = 𝜌𝑟𝜌𝐻2𝑂= (1,846) ∗ (981,85)=1812,5 𝐾𝑔/𝑚3 Para el cálculo de la viscosidad de la solución, se utiliza la relación de Mori- Ototak.29

𝜇𝑠𝑜𝑙

𝜇𝐻2𝑂= 1 +

1,56 𝜙𝑠

0,52 − 𝜙𝑠

Ecuación (15) Donde la fracción de volumen de la fase está dada por:

𝜙 = 1 +𝜌𝑠𝑜𝑙 (𝑥−1)

𝜌𝐻2𝑂=1 +

1812,5 (0,55−1)

981,85= 0,169

Entonces, la viscosidad de la solución sustituyendo en la ecuación 15.

𝜇𝑠𝑜𝑙 = (1 +1,56 ∗ 0,169

0,52 − 0,169) ∗ 0,450𝑥10−3 = 7,88𝑥10−4 𝐾𝑔/𝑚 𝑠

El calor latente, se determina teniendo en cuenta los valores de los flujos y entalpías que se muestran en el diagrama térmico de la figura 28. ℎ𝑓𝑔 =

ℎ7𝑚7 + ℎ4𝑚4

𝑚3− ℎ3= 2634,6 ∗ 0,0034 + 206 ∗ 0,0095

0,0129− 140 = 706,1 𝐾𝑗/𝐾𝑔

La conductividad de la solución.

𝐾𝑠𝑜𝑙 = 𝐾𝑐 2𝐾𝑐 + 𝐾𝑑 − 2𝜙𝑠 (𝐾𝑐 − 𝐾𝑑)

2𝐾𝑐 + 𝐾𝑑 + 𝜙𝑠 (𝐾𝑐 −𝐾𝑑) =

0,656 ∗ 2 ∗ 0,656 + 0,429 − 2 ∗ 0,169 ∗ (0,656 − 0,429)

2 ∗ 0,656 + 0,429 + 0,169 ∗ (0,656 − 0,429)

𝐾𝑠𝑜𝑙= 𝟎, 𝟗𝟑𝟓 𝑤/𝑚°𝐶 Se realiza el cálculo del coeficiente de convección externa en el generador de la siguiente manera: 29 MARTINEZ OCHOA,Yamilé y BENÍTEZ HERNÁNDEZ, Agustín. Metodos generalizados de estimación de propiedades de transporte: viscosidad. Cuba: Universiad de Matanzas.2008. p.1-4

93

ℎ𝑒 = 0,725 [(𝜌𝑠𝑜𝑙 )

2 𝑔 ℎ𝑓𝑔 𝐾3

𝜇 𝑑𝑁 (𝑇𝑒 − 𝑇𝑠𝑎𝑡)]

14

Ecuación: (16)

ℎ𝑒 = 0,725 [1812,52 ∗ 9,8 ∗ 706,1𝑥103 ∗ 0,9353

7,88𝑥10−4 ∗ 10,287𝑥10−3 ∗ 2 (𝑇𝑒 − 𝑇𝑠𝑎𝑡)]

14

ℎ𝑒 = 26739,8 (𝑇𝑒 − 𝑇𝑠𝑎𝑡 )−14

La Resistencia térmica en el exterior es:

𝑅𝑒 =1

ℎ𝑒 𝐴𝑐= 1

26739,8 ∗(𝑇𝑒 − 𝑇𝑠𝑎𝑡)−

14 ∗ 𝛱 ∗ 10,287𝑥10−3

=(𝑇𝑒 − 𝑇𝑠𝑎𝑡)14

864,16

Realizando el balance de energía en la tubería del generador, se obtiene la siguiente ecuación:

(𝑇𝑒 − 𝑇𝑠𝑎𝑡)


𝑅𝑎𝑐= 𝑇𝑝𝑟𝑜𝑚−𝑇𝑖

𝑅𝑖

864,16 ∗ ( 𝑇𝑒 − 62,5)

1


1,253𝑥10−3= 96− 𝑇𝑖

0,011

Ecuación (17)



1,253𝑥10−3= 96− 𝑇𝑖

0,011


𝑇𝑖 = 1,128𝑇𝑒 + 12,35 Ecuación (18)


864,16 ∗ ( 𝑇𝑒 − 62,5)3

4= 96− 𝑇𝑖

0,011

94


𝑇𝑖 = 307,39 − 9,51𝑇𝑒34

Ecuación (19)

Igualando las ecuaciones 15 y 18. Luego utilizando Symbolab Math Solver:

1,128 𝑇𝑒 − 12,35 = 307,39 − 9,51𝑇𝑒34

𝑇𝑒 = 72,96 °𝐶

Reemplazando en la ecuación 1.

ℎ𝑒 = 26739,8 (72,96 − 62,5 )−1

4= 𝟏𝟒𝟖𝟔𝟖, 𝟕𝟕 𝑤/𝑚2 ∘ 𝑐

𝑅𝑒 =(72,96 − 62,5)

14

864,16= 𝟐, 𝟎𝟖𝒙𝟏𝟎−𝟑 °𝐶/𝑤

El coeficiente global de transferencia de calor por unidad de longitud de tubería se obtiene a partir de la siguiente ecuación. 𝑈𝑒 =

1


𝛱 ∗ 10,287𝑥103 ∗ (0,011 + 1,253𝑥10−3 + 2,08𝑥10−3)

Ecuación (20) 𝑈𝑒 = 2158,85 𝑤/°𝐶 𝑚2

El factor de incrustación para refrigerantes en estado líquido.

𝑅𝑓 = 0,0002 𝑚2 ∘ 𝑐/𝑤

1

𝑈=

1

𝑈𝑒+ 𝑅𝑓

1

𝑈=

1

2158,85+ 0,0002

𝑈 = 𝟏𝟓𝟎𝟕, 𝟖𝟐 𝑤/𝑚2°𝐶 9.4.3. Cálculo de superficie de intercambio y longitud.

𝐴𝑡𝑜𝑡𝑎𝑙 =𝑄𝑎𝑏

𝑈𝑒 𝛥𝑇𝑚= 9,438𝑥103

1507,82 ∗ 27,18= 𝟎, 𝟐𝟑𝟏𝑚2

Flujo másico de agua.

𝑚𝐻2𝑂 =𝑄𝑎𝑏

𝐶𝑝 𝛥𝑇= 9,438𝑥103

4213 ∗ (100 − 92)= 𝟎, 𝟐𝟖 𝐾𝑔/𝑠

95

Cálculo de área para cada tubo.


𝜚 𝜐= 0,28

961 ∗ 0,44= 𝟔, 𝟔𝟐𝒙𝟏𝟎−𝟒 𝑚2

Número de tubos.


4

𝑛𝑡 =

4 ∗ 6,62𝑥10−4

𝛱 ∗( 6,683𝑥10−3)2= 18,06 Longitud de los tubos aproximando la cantidad de tubos a 18.



1 ∗ 19 ∗ 𝛱 ∗10,287𝑥10−3= 0,38 𝑚

96

10. ANALISIS ECONOMICO PARA EL SISTEMA DE REFRIGERACION POR ABSORCION

Las máquinas de absorción tienen un elevado tamaño y peso en comparación con los equipos convencionales de compresión. Pero sobre todo, la mayor desventaja de estos sistemas es su alto costo inicial, que puede ser hasta cuatro veces mayor al de los equipos de compresión, siendo así desfavorables en términos costo-efectividad como se muestra en el Gráfico 2. Gráfico 2. Comparación costos generales instalaciones de absorción vs instalaciones convencionales.

Fuente: DÍAZ TORRES, Yamileth., y MONTEAGUADO YANES, José Pedro. Sistemas de climatización solar de absorción. En: Barreras y perspectivas.Energéticas Junio, 2014, no. 43,p. 37-38.

El sistema de absorción que se diseñó en el capítulo anterior, tendrá una potencia de refrigeración de aproximadamente 8 kW, lo cual representa una gran dificultad para la estimación de los costos de inversión inicial, debido a que en instalaciones a pequeña escala como esta se presenta una escasa oferta de máquinas de baja potencia en el mercado, aunque existen empresas como Yazaki, Thermax, Rotartica, entre otras, que han desarrollado máquinas de absorción de pequeñas escalas de las cuales no se tiene un valor exacto en el mercado.

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Para la realización del análisis económico, se parte de una inversión inicial, la cual, según el Programa Europeo Reduction of Costs of Solar Cooling Systems ROCOCO, se encontró que los costos de instalación de los sistemas de absorción en Europa rondan entre los 7800 USD por kW de potencia de refrigeración instalado.30 La potencia de refrigeración para este sistema es aproximadamente 8 kW, por lo que el costo total de instalación total será de 62.400 USD, teniendo en cuenta que la Tasa representativa del mercado (TRM) será de 2.900 COP. Se dice que la inversión inicial para el proyecto se estipula de 180’960.000 COP. La distribución de costos en sistemas de refrigeración por absorción de baja potencia que utilizan energía solar mostraron que el 35% se destina a bombas, ventiladores, tanques de almacenamiento y otro tipo de equipo auxiliar; el enfriador de absorción puede contribuir hasta un 30% del costo total; los colectores solares hacen el 20%; sistema de control alrededor de 10% y 5% son otros costos. 31Por lo tanto la distribución de la inversión inicial queda de la siguiente manera: Máquina de Absorción = 59’716.800 COP

Colectores solares (Tubos de Vacío) = 34’382.400 COP

Equipamiento auxiliar (Tuberías, bombas, etc.): 59’716.800 COP

Control (Sensores, Niveles, etc.): 18’096.000 COP

Otros (Uniones, codos, tornillería, soldadura): 9’048.000 COP

Anualmente, se estima que se invertirán aproximadamente 2.000 USD por concepto de Operación y mantenimiento del sistema de refrigeración. Teniendo en cuenta que este valor aumentará con la inflación (5%). Esto proyectado a 5 años, se tienen los siguientes egresos: Ver cuadro 22 30 EICKER, Ursula., PIETRUSCHKA , Dirk., HAAG, Maximiliam, et.al. Energy and economic performance of solar cooling systems world wide. En: ISES Solar World Congress, 2. 2014. p.57

31 LABUS, Jerko. M., BRUNO, Joan Carles y CORONAS, Alberto. Review on absorption technology with emphasis on small capacity absorption machines. España: Termhal Sciencie.2013.p.1-24

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Cuadro 22. Egresos estimados para el sistema de refrigeración por absorción.

EGRESOS

0 $ 180.960.000 I. Inicial 1 $ 5.800.000

O&M 2 $ 6.090.000 3 $ 6.394.500 4 $ 6.714.225 5 $ 7.049.936


Suponiendo que este sistema presentará una depreciación lineal a 5 años, esto indicará que al final de estos años, se podrá vender el equipo y obtener un salvamento de 36’192.000 COP. 10.1. AHORROS ANUALES. El sistema tiene una potencia de refrigeración de 7,96 kW, suponiendo que este funcionará por 8 horas diarias, 25 días al mes y 8 meses al año, se tendrá un ahorro anual en consumo eléctrico de 12736 kWh. Teniendo en cuenta que este valor aumentará con la inflación (5%) y el valor del kWh es de 514 COP. Esto proyectado a 5 años, se tienen los siguientes ahorros anuales: Cuadro 23. Ahorros estimados por año para el sistema de refrigeración por absorción.

AHORROS ANUALES

1 $ 6.545.304

2 $ 6.872.569

3 $ 7.216.198

4 $ 7.577.008

5 $ 7.955.858


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10.2. FLUJO DE CAJA. El flujo de caja representa las entradas y las salidas de dinero durante un año. Durante los 5 años, teniendo en cuenta los egresos, los ahorros anuales y el salvamento al quinto año. Se obtiene el flujo de caja que se muestra en el cuadro Cuadro 24. Flujo de caja por año para el sistema de refrigeración por absorción.

FLUJO DE CAJA

0 -$ 180.960.000 1 $ 745.304 2 $ 782.569 3 $ 821.698 4 $ 862.783 5 $ 37.097.922

Fuente: Elaboración propia En el cuadro 24, se evidencia que desde el primer año, los ahorros anuales de consumo eléctrico, superan a los egresos por concepto de operación y mantenimiento. 10.3. VALOR PRESENTE NETO Y TASA INTERNA DE RETORNO. El cuadro 25, se muestra el flujo de caja durante 5 años para el sistema de refrigeración. Se estima que la Tasa Interna de Oportunidad (TIO) para la inversión será del 20% anual, por ende, se determina el VPN y TIR para el sistema de refrigeración por absorción.

Cuadro 25. Valor Presente Neto y Tasa Interna de Retorno para el sistema de refrigeración por absorción.

VPN -$ 136.662.533,99 TIR -27%


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En el cuadro 25, Se evidencia que tanto el Valor Presente Neto como la Tasa Interna de Retorno son negativas, lo que indica que el proyecto no es viable debido a que el costo inicial de este es mucho mayor comparado con el flujo de efectivo durante los 5 años incluyendo el salvamento. Aún el proyecto siendo proyectado a 100 años, no se logra que el VPN tome un valor positivo. Disminuyendo considerablemente el valor de la inversión inicial construyendo los componentes del sistema de absorción, utilizando bombas de segunda mano, además disminuyendo los costos de operación y mantenimiento al disminuir la frecuencia con la que se realizan los distintos tipos de mantenimiento, se logra que a los 15 años de instalado el sistema de refrigeración, el VPN sea de $ 433.012 COP, con una TIR de 20% igual a la Tasa de Interna de oportunidad fijada anteriormente, lo que indica que se puede realizar la inversión en el proyecto ya que se recuperará la inversión al pasar esta cantidad de años.

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11. CONCLUSIONES La operación del ciclo de absorción mediante el uso de energía solar es técnicamente factible utilizando colectores solares para la elevación de la temperatura del agua, teniendo en cuenta que hay modificaciones respecto a las temperaturas de operación del ciclo de absorción convencional, principalmente en el generador. Para el cálculo de la carga térmica, primero se desarrolla un análisis de sombras, el cual puede presentar un valor de incertidumbre en la elección del recinto con más carga térmica. Debido que la persona que realiza el análisis de sombras y determina en qué zona de la infraestructura hay más horas de incidencia del sol en el día y en las diferentes épocas del año. Además la carga térmica del recinto, depende principalmente de la orientación de las superficies que la componen, ya que como se mencionaba anteriormente al tener en cuenta la trayectoria del sol, existirán superficies que quedarán expuestas al sol durante largo tiempo, ocasionando que la carga térmica pueda aumentar. También se deben tener en cuenta la geometría de la construcción y lo más importante, los materiales de las cuales están construidas cada una de las superficies de esta, ya que cada tipo de material influyen de distinta manera en la carga térmica, haciendo que esta aumente o disminuye. Para el cálculo del área total del intercambiador de calor, fue necesario utilizar el método de la temperatura media logarítmica, determinando cada una de las propiedades físicas de los elementos se hallan las cantidades de calor y el coeficiente global de transferencia de calor. En el desarrollo de los cálculos correspondientes al generador y al absorbedor, se asume una velocidad interna en los tubos de 0,44 m/s la cual afecta directamente al número de Reynolds y al modificar este valor incide en los parámetros de diseño de algunos componentes del sistema, cuando este valor aumenta de igual manera se incrementa el número de tubos pero disminuye su longitud, por esta razón se debe analizar un valor óptimo el cual haga un balance entre eficiencia del sistema y costo del sistema. En cuanto al análisis económico, se determina que el proyecto, evaluado a 5 años arroja una tasa interna de retorno negativa, lo cual indica que el proyecto no es viable desde el punto de vista económico, pero analizado desde el punto de vista ambiental en el transcurso de los 5 años el sistema habrá generado aproximadamente 66,5 MW de energía, cantidad de energía considerable la cual

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es generada mediante un sistema renovable y no mediante un sistema de generación convencional el cual tiene efectos contra el medio ambiente. Es por esto que se debe impulsar ampliamente en Colombia por parte del gobierno y las universidades el uso de estos sistemas de enfriamiento para climatizar los espacios en ubicaciones con alta incidencia de radiación solar. El proyecto no es económicamente viable, debido principalmente al tamaño del equipo de absorción, ya que actualmente no se encuentra de manera masiva equipos de refrigeración por absorción de baja potencia (menores a 10 kW), en el mercado actual la refrigeración por absorción está enfocada en equipos de alta potencia, por lo cual los costos de importación y montaje incrementan en un alto valor el costo inicial de inversión, el cual es difícilmente recuperable respecto al ahorro que se presenta en el consumo de energía eléctrica convencional. Como una manera de solucionar el problema de los altos costos de los equipos, se propone la fabricación y ensamble de cada uno de los componentes del sistema de absorción hecha por mano de obra local, lo cual disminuirá considerablemente los costos anteriormente mencionados en la consecución de los equipos.

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ANEXOS

Anexo A. Valores de resistencia termicas unitarias para componentes de construccion.

Fuente: CENGEL, A. Yunus A,y BOLES, A. Michael. Termodinámica. 2 ed. México: McGrawHill. 2012. 581. p.

108

Anexo B. Valores de resistencia termicas de materiales de pared.

Fuente: BRACAMONTE ESTRADA, Jesús Andrés., y COMAS VEGA, Esteban David. Determinación de la carga termica adecuada para la correcta climatización

109

del locar [email protected] ubicado en la Ciudad de Barranquilla. Trabajo de gradoingeniero Mecánico. Barranquilla: Universidad Autónoma del caribe. Facultad de ingenierpia. 2014. p.1-108

110

Anexo C. Valores de resistencias térmicas de materiales aislantes.

Fuente: BRACAMONTE ESTRADA, Jesús Andrés., y COMAS VEGA, Esteban David. Determinación de la carga termica adecuada para la correcta climatización del locar [email protected] ubicado en la Ciudad de Barranquilla. Trabajo de gradoingeniero Mecánico. Barranquilla: Universidad Autónoma del caribe. Facultad de ingenierpia. 2014. p.1-108

111

Anexo D. Temperatura exterior de calculo

Fuente: Ingemecánica.

112

Anexo E. Calores sensibles y latentes desprendidos por personas.

Fuente: Ingemecánica

113

Anexo F. Diagrama de entalpia de la solución bromuro de litio y agua (libr-h2o) en función de la concentración para diferentes temperaturas

Fuente: PALACIOS BERECHE, Reynaldo. Avaliação de sistemas de refrigeração por absorção H2O/LiBr e sua possibilidade de inserção no setor terciário utilizando gás natural. Trabajo de grado Ingeniero Mecánic. Campinas: Universiad Estadual. Facultad de Ingeniería Mecánica. 2007.p.1- 209

114

Anexo G. Propiedades del agua saturada

Fuente: CENGEL, A. Yunus A,y BOLES, A. Michael.Transferencia de calor. 4 ed. México: McGrawHill. 2015. P.1-581

115

Anexo H. Propiedades termodinámicas de algunas aleaciones

Fuente: FERNÁNDEZ DÍEZ, Pedro. (s.f.) [ en linea] España: Biblioteca sobre Ingeniería Energetica.[Consultado [ Consultado 16 de Octubre de 2016] Disponible en internet: de http://files.pfernandezdiez.es/IngenieriaTermica/Tablas/PDFs/Tablas.pdf

116

Anexo I. Conductividad térmica de la solución libr- agua para diferentes concentraciones y temperaturas

Fuente: Georgia Institute Of Technology. Gergia.Thermophysical Property data for Lithiym Bromide/Water Solutions at elevated temperatures. Georgia Tech. (s/f).p.1

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Anexo J. propiedades para la solución libr- agua para diferentes temperaturas

Fuente:Patek, Jaroslav, y KLOMFAR, JA computationally effective formulation of the thermodynamic properties of LiBr_ H2O solutions from 273 to 500 K over full composition range. Praga: 2006. p.1

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Anexo K. Modelos 3d de componentes mecánicos del sistema de refrigeración por absorción

Absorvedor


GENERADOR


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EVAPORADOR


CONDENSADOR


Anexo K (Continuación)

diseÑo de un sistema de acondicionamiento de aire por

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