Compresores refrigeracion 1

UNIVERSIDAD AUTONOMA METROPOLITANA

UNIDAD ETAPALAPA

DIVISION DE CIENCIAS BASICAS E INGENIERíA .- ..

Seminario de Proyectos I y I1

NOMBRE DEL PROYECTO: WNÁLISIS ENERGÉTICO DE COMPRESORES PARA REFRIGERAC16N”

ASESOR: DR. JUAN JOSE AMBRK GARCIA O

COORDJNADOR DE LA LICENCIATURA: DR. HERNANDO ROMERO PAREDES

O JAVIER CANO MARTINEZ

MEXICO, D.F., JULIO DE 2002.

1

INDICE

OBJETIVOS

1. INTRODUCCI~N

2. ASPECTOS TERMODINÁMICOS

2. l. El Teorema de Carnot

2.2. Ciclo de Carnot lnverso

3. COMPORTAMIENTO DEL SISTEMA DE COMPRESIóN DE VAPOR

4. CLASIFICACION DE LOS COMPRESORES

4. I. Compresores de Desplazamiento Positivo

5. COMPRESORES AERODINÁMICOS

5.1. Compresor Centríjiugo

6. ANALISIS ENERGÉTICO EN COMPRESORES DE REFRIGERACIóN

6. I. Análisis Energético en Compresores Alternativos o Reciprocantes

6.2. Análisis Energético en Compresores Rotatorios

6.3. Análisis Energético en Compresores Centríjiugos

7. CONCLUSIONES

3

4

8

13

14

33

33

42

43

61

68

77

8. BIBLIOGRAFIA 78

2

OBJETIVOS:

1.- Analizar las pérdidas energéticas en los compresores de refrigeración para predecir,

corregir y mejorar el rendimiento del compresor.

2.- Contribuir con este documento, al material bibliográfico de la universidad, como fuente

de consulta para los estudiantes de la carrera de Ingeniería en Energía.

3

I. INTRODUCCI~N

El ciclo termodinámico invertido, dispuesto a llevar calor desde una temperatura dada hasta

otra mas alta, sirve para muchos fines útiles en esta época tecnológica. Además de los usos

bien conocidos para la conservación de alimentos, para la fabricación de hielo 4 para el

acondicionamiento de aire de una manera confortable para el verano, conociéndcllo entre

sus múltiples aplicaciones como bomba de calor. En este trabajo se analiza al compresor,

como la parte más importante del ciclo frigorífico, ya que éste propicia el trabajo necesario

para que se lleve a cabo la transferencia de calor por medio de un fluido de trabajo (en este

caso algún refiigerante acorde a las condiciones del sistema), y poder llegar de esta manera

al objetivo de mantener a una temperatura t, el espacio a refrigerar.

Este análisis está sustentado básicamente en el estudio de las pérdidas energéticas a nivel

exterior e interior de compresores tipo reciprocante o de pistón, de tornillo y centrífugos,

considerando que son los de mayor aplicación. Para esto se inicia con los 2spectos

termodinámicos básicos y con el comportamiento del sistema de compresión, siguiendo con

la clasificación de compresores y finalmente con el estudio del análisis de las ?érdidas

energéticas en los compresores antes mencionados.

La parte teórica del análisis energético es básicamente el estudio de la 1". Lc:y de la

termodinámica, con sus restricciones pertinentes y después aplicar los d ferentes

rendimientos (mecánico, volumétrico, isotérmico, etc.), los cuales permiten medir, de una

manera indirecta, las perdidas energéticas y así tomar las debidas precauciones para poder

predecir, corregir y mejorar el rendimiento del compresor, logrando con esto ahorrar energía

y, por lo tanto, obtener un ahorro económico en la inversión y mantenimiento del compresor

en un sistema determinado.

4

2. ASPECTOS TERMODINAMICOS

2.1. El teorema de Carnot

Puesto que es imposible obtener trabajo mecánico a partir de un ciclo monoténnico, es

conveniente estudiar los ciclos ditérmicos (que hacen intervenir dos fuentes a temperaturas

constantes diferentes).

Se llama fuente de frío al medio a la temperatura más baja (T2) y fuente de calor al medio a

la temperatura más elevada (TI).

Una máquina térmica que funciona bajo un ciclo ditérmico y que suministra trabajc (W<O),

recibe el calor de una fuente calorífica (Ql>O) y cede calor a una fuente de frío (42~0) .

Esto se ilustra de la siguiente manera:

Fuente de calor TI

1

Fuente de frío T2

Fig. 2. l. Esquema clásico de ciclo de refrigeración.

Nota: lo que sucede con las máquinas frigoríficas o refrigeradores. Cuando la fuentz de fiío

suministra calor (Qp-0) y cuando la fuente de calor recibe este calor en una cantidad mayor

que el equivalente del trabajo absorbido. Se tiene una máquina fiigoríficz (o un

refrigerador.)

5

2.2. Ciclo de Carnot inverso

El sistema más representativo para la producción de fiío se basa en la conden:;ación y

posteriormente evaporación de un fluido frigorífico.

Este sistema opera cíclicamente, el cual comprende la compresión del gas, elevando su

presión y temperatura; condensación por refiigeración, con desprendimiento de calor;

expansión y posteriormente evaporación con absorción de calor (o cesión de frío).

El ciclo de producción de frio corresponde al ciclo de Carnot trabajando en forme inversa

entre dos fuentes de calor el cual es totalmente reversible. De acuerdo con esto, el ciclo se

realiza entre dos isotennas y dos adiabáticas. Esto define el ciclo frigorífico como aquel que

extrae calor de la íüente fria para aportarlo a la fuente caliente, ver Fig. 2.2. Haciendo

alusión al enunciado de Clausius: “es imposible que una máquina que trabaje por SI misma,

sin ayuda exterior haga pasar calor desde un cuerpo a una cierta temperatura hasta otro a

una temperatura más alta”; para que esto sea posible, es necesario aportar al sistcma una

cierta cantidad de trabajo.

Foco caliente a Tc

Compresor

I Válvula de expansión

Fig. 2.2. Ciclo de Carnot de refiigeración con vapor.

6

A continuación se presentan algunos conceptos de importancia que servirán para entender

mejor la descripción termodinámica del sistema de refrigeración por compresión de vapor.

Efecto frigorífico.- Es la cantidad de calor que absorbe un peso dado de refrigerante en

Capacidad del sistema o Potencia frigorífica.- Es la cantidad de calor extraído del

espacio por refrigerar y se designa en toneladas de refrigeración.

Tonelada de refrigeración (TR.)- Cuando se derrite una tonelada de hielo, absorbe

303,840 M (288,000 BTU), por lo tanto un kilogramo absorberá 334.98 kJ (o una libra

absorberá 144 BTU .)

Si una tonelada se derrite en 24 horas, esta absorberá 303,840 viía (288,000 BTU hía) o

en su equivalente en horas, 12660 Wlhora (12,000 BTuhora .)

La relación entre la potencia frigorífica y la potencia específica aportada al sistema se le

denomina eficiencia, efecto frigorífico o COP (coeficiente de rendimiento).

COP = Potencia frigorífica / Potencia específica (2.1)

El procedimiento más común de proporcionar refrigeración es mediante un sistema de

compresión de vapor, cuyo corazón de este sistema es el compresor, el cual tiene la función

de elevar la presión del refrigerante y proveer la fuerza primaria para que éste circule, ya

que sin el compresor - como menciona Clausius - no es posible que se dé el trabajo

necesario para mantener un espacio o un cuerpo a una temperatura determinada. Este

refrigerante produce el efecto refrigerante en el evaporador, condensándose e:1 forma

líquida en el condensador y estrangulándose a baja presión a través del dispositivo de

estrangulación.

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Por tal motivo, la importancia de estudiar a los compresores en el sistema de compresión de

vapor, que se detallará a continuación.

3. COMPORTAMIENTO DEL SISTEMA DE COMPRESION DE VAPOR

Si no se tienen en cuenta las irreversibilidades dentro de evaporador, compresor y

condensador, no hay caída de presión por fricción y el reftigerante fluye a presión constante

en los dos intercambiadores de calor. Si también se ignora la transferencia de calor al

ambiente, la compresión es isoentrópica. Con estas consideraciones se obtiene el ciclo ideal

de refiigeración por compresión de vapor definido por los estados 1-2s-3-4-1 en el

diagrama T-s de la Fig. 3.2.

La mayoría de las instalaciones se diseñan realizando un subenfriamiento a la salida del

condensador con objeto de conseguir que todo el fluido entre a la válvula de expa-wión en

estado líquido, y un recalentamiento a la salida del evaporador con el objeto de xitar la

entrada de gotas de líquido al compresor, las cuales lo pueden dañar. Para este fin :;e puede

emplear un intercambiador de calor ubicado a la salida del condensador y del evaporador. A

este ciclo modificado se le conoce como ciclo inverso de Rankine, el cual consta de la

siguiente serie de procesos:

Proceso 1-2s: compresión isoentrópica del refrigerante desde el estado 1 hasta la presión del

condensador en el estado 2s.

Proceso 2s-3: transferencia de calor desde el refrigerante que fluye a presión consta Ite en el

condensador. El refrigerante sale como líquido en el estado 3.

Proceso 3-4: proceso de estrangulación desde el estado 3 hasta la mezcla líquido-Trapor en

4.

8

Proceso 4-1 : transferencia de calor hacia el refrigerante que fluye a presión cor stante a

través del evaporador hasta completar el ciclo.

Entmda del agua Salida del agua

I CONDENSADOR I I I

n ' 2s ó 2'

W

I Compresor

+ t Salida de la substancia Entrada de la substancia a enfriada enfriar

Fig. 3. l . Ciclo inverso de Rankine.

9

-1 o q l m 2 3 4 5 n 6 7

-(kykgw

Fig. 3.2

La Fig. 3.1 representa el ciclo de vapor invertido idealizado 1-2s (o 2’) -3-4 en el plano ST

con números que corresponden a los de la Fig. 3.2. Empezando en el estado 1, los vapores

del refrigerante entran en el Compresor, que puede ser una máquina rotativa, aeroc inámica

o una de movimiento alternativo, como se verá más adelante. El refrigerante es;á a una

temperatura y presión baja cuando entra en el compresor, pero puesto que la complesión es

realmente casi adiabática en 1-2’ (Fig. 3.2), e idealmente isoentrópica en 1-2, sale del

mismo en un estado de mayor presión y entalpía tal que la temperatura de saturación

correspondiente a esta presión es mayor que la normal del sumidero naturalmente

disponible, To. Saliendo del compresor en la condición 2 (ó 2’), el vapor entra en los

serpentines del condensador. Como regla general, el calor de condensación es extraído por

el agua u otro medio natural de circulación, como en el condensador de vapor, pero a veces,

el aire circulante absorbe el calor rechazado o cedido QR. El Condensador quita el

10

recalentamiento, si es que existe, el calor latente de vaporización y generalmente, subenfría

un poco el líquido, por ejemplo desde f hasta 3, con el objeto de generar más líquido

refrigerante y aumentar con esto el efecto refrigerante en el evaporador Fig. 3.2. En el

estado 3, en que sale del condensador, el líquido entra en una Válvula de expansih, que es

una válvula de estrangulamiento la cual permite que el líquido a presión, a la salida del

condensador se expansione súbitamente, conservando su contenido total de calor, para

pasar al estado de vapor húmedo a baja presión, y habiéndose enfriado, en el proceso de

expansión; es precisamente este enfriamiento del refrigerante, el que se aprovecha como

foco frío en el proceso. En 4, la mezcla muy húmeda entra en el Evaporador, el cual es un

elemento de intercambio térmico donde el refrigerante en forma de vapor húmedo, absorbe

el calor QA del ambiente o medio circundante (realizando refrigeración sobre &-.e), para

evaporar el líquido contenido en aquél, hasta llegar al estado de vapor saturado, que es

justamente el estado de entrada al compresor, proceso 4-1. Con ello se cierra el ciclo

termodinámico. El medio circundante puede ser el de un espacio frío, como el del interior

de un refrigerador casero, o bien otra substancia.

Con el diagrama de energía de la Fig. 3.1 se demuestra que Q A - QR = W. Si el sistcma está

trabajando a flujo estacionario, o corriente constante, la ecuación que rige este eshdo es la

siguiente:

K,+h,+W,,+<+Q=K,+F,+W,,+P,+W

reordenando y despejando Q se tiene que

Q = A h + A K + A W , + A P + W

donde:

Q = es el calor neto en ” ,I’ kg

Ah = es el cambio de la entalpía en kg

AK = es el cambio de la energía cinética en ‘kg

AWf = es el cambio del trabajo del flujo o corriente en yig AP = es el cambio de la energía potencial en kJ

kg

W = es el trabajo neto en kJ / ”

’ kg

Cabe resaltar que el cambio en la energía potencial de una planta o central hidráulica

productora de potencia es importante, pero en máquinas térmicas, las diferencias de

elevación o altura son relativamente de menor importancia.

Luego entonces, para AK, W, AWf, y bP = O en el condensador y en el evaporador, se tiene

que:

Q = Ah (3-2)

Para flujo estacionario en el punto 3 de la Fig. 3.2, donde la mezcla entra en la válvula de

expansión h3 = h, tenemos que:

a = h l - 4 = 4 - k 3

El calor rechazado, extraído por el agua enfriadora, es

Q R = h - h 3

El trabajo en el compresor es

~ = ~ ~ - ~ ~ = h , - h , - ( h , - ~ ) = h , - ~ (3.4)

12

El área m-4 -1-n representa la reffigeración. El área n-2-f-3-q, el calor rechazado o cedido

en el condensador. El valor de h3 se toma como el correspondiente al líquido satu1,ado a la

temperatura t3, sin embargo en algunos casos la cantidad de subenfriamiento es

despreciable. El coeficiente de desempeño (COP) del ciclo ideal de vapor para refrigeración

es

Como el proceso real de compresión es irreversible (con entropía creciente) para un estado

final 2’, figura 3.2, luego entonces, de la ecuación (3.1) de flujo estacionario con AK, AWf,

y AP = O, se tiene que:

W ’ =hh2’-4 -Q (3.6)

El rendimiento de compresión es

4. CLASIFICACION DE LOS COMPRESORES

Se pueden clasificar a los diferentes tipos de compresores que existen en el mercado, en dos

grandes grupos, teniendo en cuenta las diferencias tecnológicas que prevalecen en c,ada uno

de ellos. Fig. 4.1

+ Máquinas de desplazamiento positivo

+ Máquinas aerodinámicas

De las cuales, cada una de ellas puede subdividirse en varias clases, conduciendo a las que

actualmente más se utilizan, considerando que la mejor elección del compresor depende de

13

las circunstancias del sistema y de las condiciones económicas en que se encuentre

finalmente el usuario.

I COMPRESORES I ' AERODINAMICOS + DESPLAZAMIENTO POSITIVO 1

ROTATIVOS

DOS ROTORES

I I

FLUJO ROTATIVO PALETAS

Fig. 4. l . Clasificación de los compresores.

4.1. Compresores de Desplazamiento Positivo

Los compresores de desplazamiento positivo son máquinas que incrementan la presión del

vapor refiigerante para reducir el volumen de la cámara de compresión para una 'cantidad

fija aplicada a través de trabajo para el mecanismo. Tales compresores incluyen los

reciprocantes, de tornillo de paletas, pistón rotatorio, espiral o rollo.

14

I

El desempeño del compresor es el resultado del compromiso de diseño que iwolucran

limitaciones fisicas de los refrigerantes, compresor y motor impulsor. Dos mediciones

utilizadas para la medición del desempeño del compresor son la capacidad y la eficilmcia.

La capacidad es el calor promedio removido por el refrigerante bombeado por el compresor

en el sistema de refrigeración. Y la eficiencia es medida por el COP, en el cual se incluye la

eficiencia combinada de operación del compresor con la del motor para compresores

herméticos y para los abiertos no se incluye la eficiencia del motor.

4.1.1. Compresores alternativos

Principio de funcionamiento

Estos compresores se basan en la transformación de un movimiento rotativo en otro

alternativo, semejante a los motores de combustión interna pero en sentido inverso.

En la figura 4.2 se muestra un compresor con el pistón en cuatro posiciones, durante la

carrera que efectúa dentro del cilindro. Al moverse el pistón hacia abajo en su cmera de

succión pasa vapor de baja presión, a través de las válvulas de succión, hacia el cilindro del

compresor. En su carrera ascendente del pistón el vapor de baja presión pri:nero es

comprimido y después descargado como vapor de alta presión a través de las válmlas de

descarga hacia el cabezal (entendiendo como cabezal, la parte donde se encuentra montado

el sistema de válvulas que depende del diseño del compresor y de la demanda exis.ente del

mercado) del compresor.

Para evitar que el pistón choque contra la placa de la válvula, todos los compresores

recíprocos están diseñados con un pequeño claro entre la parte superior del pistón y la placa

de la válvula cuando el pistón se encuentra en la parte superior de su carrera. AI es?acio de

15

este claro se le llama volumen del claro y es el volumen del cilindro cuando el pistón se

encuentra en su puerto muerto superior.

No todo el vapor de alta presión pasará a través de las válvulas de descarga al final de la

carrera de compresión. Permanece una cierta cantidad dentro del cilindro en el esy acio del

claro entre el pistón y la placa de la válvula. El vapor que permanece en el espacio del claro

al final de cada carrera de descarga se le llama vapor del claro.

Con respecto a la figura 4.3, éSta ayudará a entender la operación del compresor. La figura

4.3 es un diagrama teórico presión-volumen de un ciclo de compresión teórico. Los puntos

marcados con letras sobre los diagramas Pv corresponden a las posiciones del pistón

mostradas en la figura 4.2.

En el punto A, el pistón está en la parte superior de su carrera, el cual se le conoce como

punto muerto superior. Cuando el pistón está en esa posición permanecen cerradas tanto la

válvula de succión como la de descarga. La presión alta del vapor contenido en el espacio

del claro actúa hacia arriba sobre las válvulas de succión y las mantiene cerradas contra la

presión del vapor en la tubería de succión. Debido a que la presión del vapor en el cabezal

del compresor es aproximadamente la misma que la del vapor en el volumen del claro, las

válvulas de descarga permanece cerradas debido a la carga que se ejerce sobre el resorte.

16

fc) fdJ

Fig. 4.2. (a) Pistón en su punto muerto superior. (b) Válvulas de succión abiertas. (c) Pistón en su Punto muerto inferior. (d) Válvulas de descarga abiertas.

pd

- L V d u m e n d c l cilindro lkna I I con vapor d~ 1s swch

Volumen vb del claro del vawr Volumen

reexpadido

Fig. 4.3. Diagrama presión-volumen de un ciclo de compresión típico.

17

A medida que el pistón se mueve hacia abajo en la carrera de succión, se expande el vapor

de alta presión que se tiene en el espacio del claro. La expansión se efectúa a lo lago de la

línea A-B de modo que diminuye la presión en el cilindro a medida que se aumenta el

volumen del vapor contenido en el claro. Cuando el pistón llega al punto B, la presión del

vapor expandido en el cilindro es ligeramente menor que la presión del vapor que se tiene

en la tubería de succión; con lo cual las válvulas de succión se ven forzadas a abrirse por ser

mayor la presión en la succión que la del vapor que se tiene dentro del cilindro. El flujo del

vapor de la succión dentro del cilindro empieza cuando las válvulas de succión se abren en

el punto B y continúa hasta que el pistón llega a la parte inferior de su carrera en el punto C.

Durante el tiempo en que el pistón se está moviendo desde B hasta C el cilindro se llena con

vapor de la succión y la presión dentro del cilindro permanece constante e igual a la presión

que se tiene en la succión. En el punto C, se cierra la válvula de succión, generalmente por

la acción del resorte y empieza la carrera de compresión.

La presión del vapor en el cilindro se aumenta a lo largo de la línea C-D a medida que el

pistón se mueve hacia arriba en la carrera de compresión. Al tiempo que el pistón llega al

punto D, la presión en el cilindro ha sido aumentada hasta ser mayor que la presión del

vapor en el cabezal del compresor con lo que las válvulas de la descarga se ven forzadas a

abrirse pasando el vapor de alta presión a través de las mismas hacia la tubería de vapor

caliente. El flujo de vapor a través de las válvulas de descarga continúa hasta que 1:1 pistón

se desplaza desde D hasta A mientras que la presión en el cilindro permanece constmte a la

presión de la descarga. Cuando el pistón regresa al punto A, se completa el siclo de

compresión y el cigüeñal del compresor ha girado una vuelta completa.

18

Los compresores alternativos pueden clasificarse de acuerdo con sus principales

características fisicas, constructivas o funcionales. Así pues, se puede hablar de

compresores alternativos en función de:

A. Tipo de construcción:

Al. Compresor hermético

A2. Compresor semihermético

A3. Compresor abierto

B. Lubricación y forma (horizontal, vertical, en V, etc.)

C. Enfriamiento en los cilindros

D. Cargas y velocidades.

Al. Compresores Herméticos

Este es un compresor en el cual el motor y el compresor están montados en una misma

flecha y además se encuentran sellados o soldados en una misma cubierta. El compresor

hermético tiene dos ventajas: minimizar las pérdidas de refrigerante y, además, c1 motor

puede ser enfriado por el vapor de succión fluyendo a través del devanado del motor, lo

cual resulta en un ensamble motor-compresor más pequeño y más barato.

El devanado del motor en un compresor hermético debe ser compatible con el refrig,erante y

el aceite lubricante, resistir el efecto abrasivo del vapor de succión y tener una alta ?otencia

dieléctrica. Los compresores herméticos son usados generalmente en instalaciones pequeñas

de menos de 1 hp hasta 24 hp.

A2. Compresores semiherméticos

Estos compresores son también conocidos como compresores herméticos accesibles dentro

del rango de mediana capacidad. La principal ventaja de los compresores semihe~méticos

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que está por encima de los compresores herméticos es la accesibilidad para reparar durante

una interrupción brusca del compresor o para un mantenimiento regular. Dos características

importantes que mantiene el diseño hermético son: el motor enfriado por gas refrigerante y

la eliminación del sello de la flecha.

A3. Compresores abiertos.

En un compresor abierto, el compresor y el motor están cerrados en dos cubiertas separadas,

como se muestra en la Fig. 4.4. un compresor abierto necesita que la flecha este

perfectamente sellada para minimizar las fugas de refrigerante.

En la mayoría de los casos se usa un ventilador cerrado para enfriar el devanado d d motor

usando aire del medio ambiente. Un compresor abierto no necesita evaporar el líquido

refrigerante para enfriar el devanado del motor hermético. Haciendo una comparación entre

un compresor hermético y un compresor abierto, éste puede ahorrar de un 2 a un 4 por

ciento del total de la potencia de entrada. Muchos de los compresores de gran taraíí0 son

compresores abiertos. Este compresor es el más tolerante en cuanto a aplicación, en vista de

que presenta la oportunidad de cambiar la velocidad y por lo tanto la carga.

Muchas industrias prefieren este tipo de unidades ya que un motor quemado no contamina

el refrigerante.

B. Lubricación y forma (horizontal, vertical, en V, etc.)

A pesar de tener como inconveniente las pérdidas energéticas debidas a la transformación

del movimiento, con las consiguientes limitaciones de velocidad, las máquinas alte nativas,

principalmente las policilíndricas, han alcanzado gran implantación utilizándose en

instalaciones cuyos requerimientos de desplazamiento volumétrico sean de hasta 1 0 0 m3/h

aproximadamente.

20

De los compresores horizontales se pasó a los de colocación vertical que ocupan menos

espacio, reduciendo posteriormente los pesos de los elementos en movimiento, para así

aumentar la velocidad de rotación.

Los compresores reciprocantes pueden ser de tipo lubricado o sin lubricar. Si el prxeso lo

permite es preferible tener un compresor lubricado, porque obviamente las piezas duran

más. Hay que tener cuidado de no lubricar en exceso, porque la carbonización del aceite en

las válvulas puede ocasionar adherencias y sobrecalentamiento.

Los problemas más grandes de los compresores con cilindros lubricados son la sumiedad y

la humedad, pues destruyen la consistencia de la película de aceite dentro del cilindl o.

La mejor manera de evitar la mugre es utilizar coladores temporales en la succión para tener

un sistema limpio al arranque. La humedad y los condensables que llegan a la succión del

compresor se pueden evitar con un separador eficaz colocado lo más cerca que ses posible

del compresor. Si se va a comprimir un gas húmedo, habrá que pensar en camisas de vapor

o precalentamiento del gas de admisión, corriente abajo del separador.

En los compresores sin lubricación con un gas absolutamente seco, por ejemplo, puede

ocasionar un severo desgaste de los anillos; en este caso, hay que consultar con el

fabricante, pues constantemente se obtienen nuevos datos de pruebas. Para el caso de los

compresores de refrigeración, el gas refrigerante debe ser miscible con el lubricante a

utilizar; existen diversos tipos de lubricantes utilizados para estos casos, como los

lubricantes sintéticos poliéster o POE, SOLEST, de la categoría lineal, ramijicado o

mezcla.

Las mayores diferencias entre el poliéster existente en el mercado son derivadas de su

tecnología de formulación. El poliéster funciona con diferentes refrigerantcs y es

21

dependiente de su química, particularmente en la cantidad y tipo de los alcoholes y ácidos

usados. Muchos tipos de lubricantes existen hoy en día y probablemente otros están bajo

desarrollo. Esto incluye química nueva de aceites hidrocarburos y algunos tipos interesantes

de nuevos aceites sintéticos. El resultado es admirable en el mejoramiento de la ejciencia

de transferencia de calor. Esto hace posible el uso de amoníaco en varias aplicaciones

donde fberon usados previamente halocarburos. El refrigerante amoníaco es favorable al

medio ambiente y es una de las alternativas más eficientes en vez de refrigerante:; CFC y

HCFC.

C. Enfriamiento en tos cilindros

Si l a s relaciones de presión son bajas y la temperatura de descarga es de 88°C o rrenor, se

puede utilizar un sistema estático cerrado o uno de enfriamiento por termosifón. En este

caso se debe tener cuidado de no hacerlo funcionar durante un tiempo prolongado s. n carga.

En otra forma, se debe utilizar un sistema forzado con circuito cerrado. La temperatura de

entrada del agua de enfriamiento se debe mantener siempre, cuando menos 5.5"C p x arriba

de la temperatura de succión del gas de entrada, para evitar que se forme condensac:ón en el

cilindro del compresor.

La temperatura en la descarga de compresores sin lubricación para procesos se debe

mantener a un máximo de 177°C; en los compresores lubricados se debe mantener :I 149°C.

Si se emplean lubricantes sintéticos, se puede aumentar la temperatura a 177"C, pero hay

que determinar que estos lubricantes no actúen como removedores de pintura.

D. Cargas y velocidades

Los compresores se clasifican de acuerdo con las cargas en la biela. Una carrera más larga

significa, por lo general, mayores cargas nominales en la biela y mayor capacidad de

22

presión diferencial y de caballaje. Es importante no exceder las cargas en la carca1 y en la

biela, ni siquiera cuando funciona la válvula de seguridad.

Uno de los factores que limita la construcción de los compresores es el empuje del vástago

del émbolo, que debe resistir el bastidor del compresor, de acuerdo con esto, los bastidores

se diseñan para cierta capacidad de carga en relación con la del vástago. La carga por

tensión, que controla el vástago del émbolo, se determina por:

Tensión = A(P2 - PI) - aP2 (4.1)

Donde A = área del émbolo, en mm2, y a = área del vástago, en mm2; los indices 1 y 2 se

refieren a las presiones absolutas en la admisión y en la descarga, respectivamente.

Las velocidades promedio del pistón en compresores no lubricados, pueden llegar a un

máximo de unos 850 ft/min. Las velocidades de rotación en los compresores de trabajo

pesado deben ser inferiores a 600 r.p.m. y todavía más bajas en los de alto caballaje, de más

de 400 hp.

Las velocidades en los compresores alternativos dependen básicamente de la carga de

operación, del tipo de temperaturas, si éstas son medias o muy bajas, estas ve1ocid;tdes son

del orden de 900 a 1750 r.p.m., con accionamiento directo.

4.1.2. Compresores Rotatorios

Los compresores rotatorios de uso común son de tres tipos de diseño general:

A. Pistón rodante.

B. Paleta rotatoria, y

C. Lóbulo helicoidal (tornillo).

23

A. Compresor tipo pistón rodante


El tipo de pistón rodante emplea un rodillo de acero cilíndrico el cual gira sobr? un eje

excéntrico, estando este último montado concéntricamente en un cilindro (Fig. 4.4.). Por la

excentricidad del eje, el rodillo cilíndrico está excéntrico con respecto al cilindro y hace

contacto con la pared del cilindro en el punto mínimo del claro. A medida quc gira la

flecha, el rodillo gira alrededor de la pared del cilindro en la dirección del giro del eje,

manteniendo siempre contacto con la pared del cilindro.

Al condensador

(C) (dl

Fig. 4.4. Compresor rotatorio tipo pistón rodante.

24

Con respecto al eje de la leva, la superficie interior del cilindro gira en dirección opuesta al

giro del eje. Se tiene una aleta colocada en una ranura en la pared del cilindro, la cual está

accionada por un resorte que le permite estar todo tiempo en contacto con el rodillo. La

aleta se desliza hacia adentro y hacia fuera de la ranura siguiendo al rodillo a medida que

éste último gira alrededor de la pared del cilindro.

Para cerrar al cilindro se usan placas en cada uno de sus extremos que a la vez sirven de

soporte al eje de la leva. Tanto el rodillo como la aleta se extienden a todo lo lxgo del

cilindro teniéndose solamente el claro de trabajo permitido entre estas partes y las laca as de

los extremos. Las lumbreras de la succión y la descarga están localizadas en la pared del

cilindro cerca de la ranura de la aleta pero en direcciones opuestas. El flujo de vapor a

través de ambas ranuras es continuo, excepto cuando el rodillo cubre a una o a la otra

lumbrera. La separación de los vapores de la succión y de la descarga está en el punto de

contacto que se tiene entre la aleta y el rodillo sobre uno de los lados y entre el rodillo y el

cilindro en el otro de los lados.

En un punto determinado durante cada ciclo de compresión el rodillo cubrirá la lumbrera de

descarga, tiempo durante el cual sólo se tendrá vapor de baja presión en el cilindro. La

forma en la cual el vapor es comprimido, esto se ilustra en la secuencia de dibujos

mostrados en la figura 4.4.

El ensamble del cilindro completo está encerrado en una carcaza y trabaja sumergido en un

baño de aceite.

Obsérvese que el vapor de alta presión es descargado hacia el espacio que está por encima

del nivel del aceite en la carcaza por donde éste pasa hacia la tubería de la descarga.

Aunque no son necesarias las válvulas de succión, se instala una válvula de retención en el

25

conducto de la descarga para eliminar el regreso del líquido de la descarga hacia el ilindro.

Cuando el compresor está en operación, una película de aceite forma sello entre las áreas de

baja y alta presión. Sin embargo, cuando para, el sello de aceite se pierde y se equil bran las

presiones de alta y baja en el compresor. Se debe instalar una válvula de retencitjn en la

tubería de succión (o en la de descarga) para evitar que el gas de alta presión se regrese a

través del compresor y la tubería de succión hacia el evaporador cuando termina el ciclo del

compresor.

B. Compresor tipo paleta


Este tipo de compresores emplea una serie de paletas o álabes las cuales están equitfistantes

a través de la periferia de un rotor ranurado (Fig. 4.5.). El eje del rotor está montado

excéntricamente en un cilindro de acero de tal manera que el rotor casi roza con la p r e d del

cilindro en uno de los lados, estando en dicho punto separados sólo por una película de

aceite. Exactamente en dirección opuesta se tiene el claro máximo entre el rotor y la pared

del cilindro. Las tapas o placas extremas están colocadas en los extremos del cilindro para

sellarlo y para soportar al eje del rotor. Las paletas se mueven hacia atrás y hacia delante

radialmente sobre las ranuras del rotor a medida que éstas siguen el contorno de la r'ared del

cilindro cuando el rotor está girando. Las paletas permanecen firmes contra la pared del

cilindro por la acción de la fuerza centrífuga desarrollada por el rotor al estar éste girando.

En algunos casos, las paletas están presionadas por un resorte a fin de lograr un sello más

positivo contra la pared del cilindro.

26

de succibn

Fig. 4.5. Compresor rotatorio tipo paleta.

El vapor de la succión pasa hacia el cilindro a través de las lumbreras de la succión en la

pared del cilindro y es atrapado entre las paletas rotatorias. El vapor se comprime por la

reducción de volumen que se tiene como resultado de la rotación de las paletas iesde el

punto de claro máximo con el rotor hasta el punto de claro mínimo con el rotor. E1 vapor

comprimido se descarga del cilindro a través de las lumbreras de descarga que se

encuentran cerca del punto de claro mínimo con el rotor. La operación del compresor a

relaciones de compresión por arriba o por abajo del punto de diseño resulta en pérdidas de

compresión y en aumento de las necesidades de potencia. La práctica limita la relxión de

compresión a un máximo de 7 a l.

Al igual que los pistones de rodamiento, los tipos de paleta rotatoria necesitan de una

válvula de retención en la tubería de succión o de descarga para evitar el regreso del gas

hacia el evaporador pasando por el compresor y la tubería de succión cuando temina el

ciclo del compresor.

27

Aunque los compresores rotatorios son máquinas de desplazamiento positivo, por su

movimiento constante y rotatorio y flujo constante de los gases de la succión y la descarga,

están sujetos a mucho menos vibración mecánica y pulsaciones en la descarga que los

compresores reciprocantes.

Al igual que para los compresores reciprocantes, los compresores rotatorios experimentan

pérdidas volumétricas y de compresión cuando se tienen fugas de gas alrededor de los

elementos que comprimen, calentamiento en el cilindro, claros y estrangulamiertos. Sin

embargo, ya que los volúmenes del claro y la reexpansión del vapor en el c aro son

pequeños, la eficiencia volumétrica de los compresores es relativamente alta. siendo

alrededor de 80%, dependiendo del diseño y condiciones de operación en particular.

En compresores rotatorios grandes del tipo de paleta rotatorio han empleado refrigerantes

R-12, R-22 y amoniaco, (teniendo en cuenta que los dos primeros ya están f lera del

mercado por normas internacionales), los cuales tienen diferentes característica3 fisicas,

como temperatura de condensación, temperatura de líquido, capacidad de refrig.eración,

capacidad de absorber potencia, así como también la forma de distribución de la ?otencia

(trabajo de compresión, pérdidas en el motor, pérdidas en el compresor).

Estos compresores están diseñados con chaquetas y / o enfriamiento del aceite para evitar

sobrecalentamiento y para mejorar la eficiencia del compresor. En la chaqueta de

enfriamiento por lo general circula agua o aceite por el interior de las mismas.

Los compresores grandes generalmente se lubrican a presión con aceite proveniente de un

lubricador mecánico o de una bomba rotatoria de engranes impulsada directamenle por el

cigüeñal del compresor. En algunos casos, el aceite se enfria y se introduce dentro del

28

cilindro rotatorio en puntos clave para proporcionar lubricación y enfriamiento en las aspas,

así como también para proporcionar un sello para todas las superficies en operación

Aunque la capacidad de un compresor rotatorio varia directamente con la velocidad, el

control de la capacidad con frecuencia se efectúa desviando gas refrigerante de bajo nivel

de compresión al tubo de la succión para comprimir así sólo una parte del flujo total del

gas.

C. Compresor rotatorio helicoidal (tornillo)


El compresor rotatorio helicoidal o de tornillo es un compresor de desplazamiento positivo

en el cual la compresión se obtiene por el engranamiento de dos rotores rmurados

helicoidalmente y colocados dentro de una cubierta cilíndrica equipada con lumbreras

adecuadas de entrada y de descarga. El rotor principal que es el motriz consiste de una serie

de lóbulos (por lo regular cuatro) a lo largo de la longitud del rotor, el cual se engrana con

el rotor impulsado similarmente formado por estrías helicoidales (por lo general seis) (Fig.

4.7). A medida que giran los rotores, el vapor es lanzado hacia la abertura de entrada

llenándose el espacio entre el lóbulo del rotor motriz y la estría en el rotor impu sado. A

medida que los rotores continúan girando, el gas es movido pasando por la lumbrera de

succión y sellando el espacio entre los lóbulos. El vapor así atrapado entre los lóbulos se

mueve axial y radialmente y se comprime por la reducción directa del volumen a m2dida de

que el engranamiento de los lóbulos del compresor reducen progresivamente el espacio

ocupado por el vapor. La compresión del vapor continúa hasta que el espacio entre los

lóbulos se comunica con las lumbreras de descarga en el cilindro y el vapor corrprimido

sale del cilindro a través de dichas lumbreras.

29

Fig. 4.7. Rotor helicoidal principal e impulsado.

Las máquinas de relación de volumen fijo operan con mayor eficiencia (sin

sobrecompresión o baja compresión), cuando la relación de compresión del sistema es igual

a la relación de compresión interna. Los fabricantes especifican datos, los cuales ref tejan las

desviaciones de las relaciones de compresión óptimas y permiten la selección de una

relación de volumen interno para una entrada de potencia mínima.

El control de la capacidad de algunos compresores se logra a través de una válvula

corrediza única, la cual se localiza en el interior de la carcaza del compresor, debajo de los

rotores y es impulsada por el pistón de un cilindro hidráulico montado en el camp:-esor. El

pistón es impulsado por aceite lubricante, el cual se alimenta por una bomba de aceite por

cualquier lado del pistón, moviéndose así la válvula corrediza y alternando el punto en el

viaje del rotor en el cual empieza la compresión. La válvula corrediza también proporciona

30

una condición de descarga al empezar; su selección inicial determina la relación de

volumen interno, proporcionando así, un medio para la optimización de las necesidades de

potencia para una aplicación específica.

Los sistemas de lubricación son bastante elaborados: consisten de una bomba de aceite

externa, de un separador de aceite, de un receptor o sumidero y de algunos medios para

enfriamiento del aceite, asociados con filtros y dispositivos de seguridad.

Los compresores de tornillo no se usaron en los Estados Unidos para trabajos de

refrigeración sino hasta fines de los años ~ O ' S , cuando se aplicó el principio de inyección

del aceite hacia el compresor para absorber gran parte del calor de la compresión. Tu~a que el

enfriamiento del aceite interno mantiene una temperatura en la descarga menor 100°C

independientemente de la relación de compresión, los compresores de tornillo pucden ser

operados con relaciones de compresión tan altas como 25 a 1, con lo cual resulta ser muy

práctico el uso de compresión en un solo paso para algunas aplicaciones de temperatura

baja, que de otra manera tendrían que verificarse en compresión de pasos múltiples.

Por las relativamente grandes cantidades de aceite que se inyectan al compresor, se tiene la

salida del mismo en la corriente de gas a través de la descarga, por lo que resulta ser

necesario instalar un separador de aceite que trabaje con eficiencia. Debido a que 21 aceite

drenado del separador hacía el receptor está a la temperatura de la descarga, debe ser

enfriado antes de volverlo a inyectar al compresor para que realice adecuadamente su

función en el compresor.

El enfriamiento del aceite se efectúa en un cambiador de calor tipo acorazado ulilizando

agua-glicol o, algún refrigerante o por la inyección directa del refrigerante líquido en la

descarga del compresor.

3 1

El compresor de tornillo puede emplearse con todos los refrigerantes comunes y t ene una

eficiencia alta para un rango muy amplio de relaciones de compresión. Por su simplicidad,

versatilidad, durabilidad y confiabilidad, el compresor de tornillo ha tenido una gran

aceptación y su uso se ha extendido en aplicaciones de refrigeración industrial 4 de aire

acondicionado en el rango de capacidades de 50 toneladas (37 kW de entrada) y mFrores.

32

5. COMPRESORES AERODINAMICOS

5.1. Compresor centrífugo


El compresor centrífugo consiste esencialmente de una serie de ruedas impulsoras montadas

en un eje de acero contenidas dentro de una carcaza de hierro vaciado (Fig. 5.1). El número

de ruedas impulsoras depende bastante de la magnitud de la carga termodinámic3 que el

compresor deba desarrollar durante el proceso de la compresión. Es c0mi.n tener

compresores de dos, tres y cuatro ruedas (pasos de compresión). Se podrán usar más ruedas

si la carga requerida así lo demanda. En algunos casos se han empleado hasta doce ruedas.

La rueda impulsora de un compresor Centrífugo consiste de dos discos, un disco COIL maza y

otro disco colocado encima del primero, el cual tiene un cierto número de alabes o paletas

las que están montadas radialmente. Para resistir los efectos de la corrosión y la erosión, los

alabes de los impulsores se construyen de acero inoxidable o de acero de alto carbono con

una cubierta de plomo.

Los principios de operación de un compresor centrífugo son similares a los de los

ventiladores o bombas centrífugas. El vapor de baja presión y baja velocidad proveniente de

la tubería de succión pasa hacia la cavidad interna u “ojo” de la rueda impulsora a lo largo

de la dirección del eje del rotor. Entrando a la rueda del impulsor, el vapor se forza

radialmente hacia fuera y entre los alabes del impulsor por la acción de la fuerza ccatrífuga

desarrollada por la rotación de la rueda y se descarga en la salida de los alabes hacia la

carcaza del compresor a alta velocidad habiendo adquirido el vapor un aumento de

temperatura y presión. El vapor de alta presión y alta temperatura se descarga de la periferia

de la rueda y se colecta en conductos o pasadizos especialmente diseñados en el cuerpo

33

mismo del compresor, en los cuales se reduce la velocidad del vapor y se dirige hacia la

entrada del siguiente impulsor, o en el caso del último paso, lo descargan a una cámara,

desde donde el vapor pasa a la tubería de la descarga hacia el condensador.

Fig. 5. l. Compresor centrífugo de cuatro pasos.

Las ruedas impulsoras son esencialmente las únicas partes móviles de un compresor

centrífugo y como tal son la hente de toda la energía transferida al vapor durante el proceso

de compresión. La acción del impulsor es tal que ambas cargas del vapor, la estáiica y de

velocidad, aumentan por la energía. La fuerza centrífuga ejercida sobre el vapor confinado

entre y rotado con los alabes de las ruedas impulsoras causa auto compresión del vapor, de

la misma forma que la fuerza de la gravedad causa en las capas superiores de una columna

de gas, y hace que compriman a las capas inferiores de la columna. Entonces, la carga

34

estática producida por la acción centrífuga dentro de las ruedas impulsoras es iE.ual a la

carga estática que sería producida por una columna gravitacional equivalente.

Además de la carga estática, la cual es producida por la acción centrífuga, se desanolla una

carga de velocidad dentro de la rueda impulsora por el aumento en la velocidad del vapor a

medida que éste pasa por el ojo de la periferia de la rueda. A medida que la masa tie vapor

refrigerante pasa a través y es girada por la rueda impulsora, adquiere una v~locidad

rotacional aproximadamente igual a la de la rueda. Ya que una gran parte de esta 'carga de

velocidad es subsecuentemente convertida en carga estática dentro del espacio que rodea a

las ruedas, el aumento total de presión desarrollado por una rueda simple es la suma de los

aumentos tanto de la presión estática como de la velocidad del vapor.

Suponiendo alabes radiales, la carga total desarrollada por una rueda impulsora sjrnple es

directamente proporcional al cuadrado de la velocidad periférica de la rueda, o sea,

V 2

g c

h = - (5.1)

donde h = carga total en m

v = velocidad periférica de la rueda en m S

gc = constante gravitacional.

El aumento total de presión producido por la rueda es:

h * p v2 P = ~ ---=- - ~~

144 144*gc * P

donde, p = presión en kg, ,/' / ,2

p = densidad media del vapor en kg,;i ' m

35

De lo anterior es evidente que para un refrigerante de densidad conocida el aumentc total de

presión desarrollado por una rueda simple depende sólo de la velocidad periférica de las

aspas del impulsor. Sin embargo, debido a que la velocidad periférica máxima está limitada

por la resistencia de los materiales y por la velocidad sónica del refrigerante, se deduce que

el aumento máximo de presión que puede ser obtenido con una rueda simple estará

limitado. Como regla general, deben usarse dos o más ruedas impulsoras a fin de obtener el

aumento de presión necesaria, en cuyo caso la compresión del vapor ocurre en los pasos a

medida que el vapor pasa de un rueda a la siguiente. Suponiendo velocidades d:l vapor

iguales a la entrada y a la salida del compresor, el aumento total de presión en el compresor

es la suma de los aumentos de presión producidos en cada rueda.

Obsérvese que en cualquier unidad con varias ruedas, éstas son progresivamente más

pequeñas en tamaño (ancho) en la dirección del flujo de vapor a fin de compensar la

reducción en el volumen del vapor resultante de la compresión tenida en la rueda o ruedas

anteriores, (Fig. 5.1 .)

Debido a que la carga de un fluido es una expresión de la energía por kilogramo d: fluido,

se deduce que la carga desarrollada por el compresor durante el proceso de compresión es

numéricamente igual al trabajo efectuado en kilogramos metro por kilogramo c.e vapor

comprimido y, que la magnitud de la carga que debe ser desarrollada por el compresor

depende del refrigerante usado y de la diferencia entre las temperaturas de succión

saturadas.

Debido a que el ancho del impulsor debe reducirse a medida que disminuye el volumen del

vapor manejado a fin de asegurar una operación estable en los volúmenes de gas de baja

presión, el ancho de la rueda pudiera resultar muy angosto con lo que habría muchas

36

pérdidas por fricción y un bajo rendimiento de la rueda. Entonces, para conservar las ruedas

en proporción, es necesario reducir tanto el ancho como el diámetro de las mismas. Al

mismo tiempo, la velocidad de rotación y / o el número de ruedas debe aumentarse con el

fin de mantener la carga requerida.

Actualmente, los compresores centrífugos se fabrican en capacidades desde 35 hasti1 10 O00

toneladas, con flujos en el interior de hasta 0.006

Esencialmente los compresores centrífugos son máquinas de alta velocid.3d. Las

velocidades angulares comúnmente fluctúan entre 3,000 y 18,000 rpm, en algunos casos

específicos se tienen velocidades más elevadas. Por sus altas velocidades, los compresores

centrífugos son capaces de manejar volúmenes muy grandes de vapor en unidades

relativamente pequeñas. Aunque son esencialmente apropiados para usarse con

refrigerantes de baja presión que requieren un gran desplazamiento de los rotxes del

compresor con relaciones de compresión moderadas, han sido usados con mucho éxito en

todos los rangos de temperatura con refrigerantes de baja y alta presión.

Algunos de los refrigerantes más comúnmente usados con compresores centrífugos son los

refrigerantes R11, 12, 113, 500 y el amoniaco.

Hoy en día, los principales productores de equipo de refrigeración se han preocupado por

preservar el medio ambiente, por tal motivo han introducido al mercado equipo mevo que

opera con refrigerante ecológico, como son, por citar algunos: R-402, R402 B, R-408, R-

123, R-134 A.

Las eficiencias de los compresores Centrífugos son relativamente altas para todos los

tamaños y para un intervalo muy amplio de condiciones de operación, por regla ger.era1 son

de 70 a 80 %, aunque en algunos casos se obtienen valores mayores a 80 %. Las pérdidas de

37

eficiencia en los compresores centrífugos, se deben principalmente a las irreversihilidades

resultantes de la turbulencia y de la fricción tanto en el fluido como en las partes mecánicas.

5.1.1. Rendimiento de los compresores centrífugos

Hay otras características deseables de funcionamiento inherentes al diseño de un compresor

centrífugo, además de su rendimiento para mantener una eficiencia relativamente a: ta sobre

un intervalo amplio de condiciones de carga y su desplazamiento volumétrico alto por

unidad de tamaño. Entre las principales se tiene la capacidad relativamente constante en

comparación con la de los compresores de desplazamiento positivo. Esto, junto cor su gran

sensibilidad a los cambios de velocidad, simplifican grandemente el problema del control

de la capacidad y tiende a dar a los compresores centrífugos una decidida ventaja sobre los

tipos reciprocantes en cualquier instalación de gran capacidad, donde la temperstura del

evaporador debe ser mantenida relativamente constante aun con grandes variaciones de

carga en el evaporador.

Al igual que con las bombas o sopladores centrífugos, la capacidad de entrega (en metros

cúbicos o toneladas de refrigeración), de un compresor centrífugo disminuirá a medida que

se aumente la carga termodinámica producida por el compresor. Lo inverso es también

cierto, al reducirse la razón de entrega del compresor, la carga producida por el mis-no debe

aumentar. Por lo tanto, ya que la carga máxima que un compresor es capaz de desarrollar

está limitada por la velocidad periférica de las ruedas impulsoras, se deduce que la

capacidad de entrega mínima del compresor también estará limitada. Si la carga en el

evaporador se vuelve muy pequeña, la carga termodinámica necesaria para msnejar el

volumen reducido de vapor excederá a la carga máxima que el compresor puede producir a

38

una velocidad dada. Cuando se llega a este punto se le llama “punto de oleaje”, la oj3eración

del compresor se vuelve inestable y el compresor empieza a “producir oleaje” *.

Sin embargo, con un método de control de capacidad adecuado, la carga en el compresor

centrífugo puede reducirse hasta un 10% de su carga de diseño sin exceder el 1 :mite de

bombeo del compresor.

Como en el caso del compresor reciprocante, la capacidad y los requerimientos de potencia

del compresor centrífugo vm’an con las temperaturas vaporizante y condensante dl: ciclo y

con la velocidad del compresor.

Hay indicadores que muestran que un compresor centrífugo podrá mantener una

temperatura más constante en el evaporador sobre un amplio intervalo de cargas que un

compresor tipo reciprocante. Naturalmente que esto es una ventaja muy importante en

cualquier instalación que requiera temperatura constante en el evaporador bajo condiciones

de carga variable.

Además, el hecho de que se tenga un cambio sustancial apreciable en la capacidad con un

pequeño cambio en la temperatura de la succión, hace que sea práctico el uso de

dispositivos de estrangulamiento en la succión para el control de la capacidad de un

compresor centrífugo; esta práctica no puede recomendarse para los compresores

reciprocantes.

Por otro lado, la temperatura del evaporador del compresor centrífugo no puede bajar de

cierto valor especificado sin considerar la reducción de la carga del evaporador. Una

disminución adicional en la carga del evaporador pudiera causarle al compresor llegar a su

* El oleaje es una característica en la operación de todos los compresores centrífugos y se le reconoce por el n ido creado

a medida que se detiene momentheamente el flujo de gas y se invierte cuando el compresor intenta sacar e vapor del

evaporador a una rapidez mayor a la que la carga es capaz de generar el vapor.

39

“límite de bombeo” y podría ocasionar una elevación de temperatura en el evaporador. Por

comparación, el compresor reciprocante de desplazamiento positivo continuará rec uciendo

la temperatura y presión en el evaporador a medida que se vaya reduciendo la carga en el

evaporador hasta que se obtenga un balance de capacidades entre la carga del evapxador y

la capacidad del compresor.

Otra característica en comparación entre compresores centrífugos y reciprocantzs es la

operación a velocidad y temperatura en el evaporador constantes pero variando la

temperatura condensante. El compresor centrífugo experimenta una rápida reducción de

capacidad a medida que se aumenta la temperatura condensante. Esta característica del

compresor centrífugo hace posible efectuar el control de su capacidad variando la :antidad

y la temperatura del agua en el condensador. La capacidad del compresor puede reducirse

por este medio hasta llegar a un punto en donde ya no se puede aumentar la temperatura

condensante. Más allá de este punto, un aumento en la temperatura condensante producirá

una carga termodinámica mayor a la carga desarrollada por el compresor para la vel xidad y

toneladas de capacidad dadas, con lo cual se producirá el efecto oleaje en el compIesor. La

reducción en la capacidad reciprocante con una elevación de temperatura condensante

resulta ser relativamente pequeña comparada con la que se tiene en el compresor centrífugo.

Aparte del aumento en la temperatura condensante, el compresor reciprocante continuará

teniendo desplazamiento positivo y producirá un efecto refrigerante.

En lo que se refiere a los requerimientos de potencia de los compresores centrífugos y

Reciprocantes bajo condiciones de temperatura condensante variable, el compresor

centrífugo muestra una reducción en los requerimientos de potencia con un aumento en la

temperatura condensante que corresponde a la caída rápida de capacidad como S: señaló

40

anteriormente; el compresor reciprocante muestra un aumento pequeño en los

requerimientos de potencia que corresponde a la pequeña reducción del tondaje de

refrigeración, como también se indicó.

Con respecto a la velocidad del compresor, el compresor centrífugo es mucho más sensible

a los cambios de velocidad que el reciprocante. Mientras que el cambio en la capacidad del

compresor reciprocante es aproximadamente proporcional al cambio de velocidad; un

cambio de velocidad del 12% causará una reducción de 50% en la capacidad del compresor

centrífugo.

Finalmente, por la extrema sensibilidad a los cambios de velocidad, el compresor centrífugo

se adapta perfectamente para regular su capacidad por medio de impulsores de v Aocidad

variable, tales como turbinas de vapor y motores de inducción de rotor devanado. Cuando

se usan impulsores de velocidad constante, tales como motores síncronos o de jaula de

ardilla, el control de la velocidad puede obtenerse mediante el uso de embragues hic ráulicos

o magnéticos instalados entre el impulsor y el tren de engranes.

A continuación se presenta un esquema identificando los procesos en los cuales hay

pérdidas importantes que afectan directamente al desempeño del sistema (COP), y una vez

dado este paso se da una explicación cualitativa de los fenómenos físicos que ocurren

dentro del compresor, posteriormente se tratará de dar una solución cuantitativa de estas

pérdidas y poder así proponer una alternativa para reducir al máximo tales pérdid.ls y con

esto aumentar el desempeño de los sistemas.

Las pérdidas de eficiencia en los compresores centrífugos son debidas principalmente a

cambios irreversibles resultantes de la turbulencia y de la fricción entre el fluido y las partes

impulsoras. Es importante hacer notar que para que se haga presente o por lo meno:; reducir

41

la turbulencia del fluido de trabajo tiene que ver las condiciones fisicas del refrigerante, por

lo que es vital analizar estas condiciones fisicas.

La eficiencia del compresor se podría determinar de la siguiente manera:

(5.3) qcom = Trabajo de compresión real o trabajo indicado / Trabajo al freno

qcom = W i s e d Wv * qmec (5.4)

Donde :

Trabajo de compresión real o trabajo indicado = Trabajo de compresión teórico * q, * qm.

Trabajo al freno = Trabajo entregado a la flecha del motor que impulsa al compreso:.

qv = Pérdidas de capacidad del compresor.

q m = Pérdidas mecánicas debidas a la fricción.

6. ANALISIS ENERGETIC0 EN COMPRESORES DE REFRIGERACION

En el esquema de la Fig. 6.1 se presenta la relación que existe entre los diferentes ]>recesos

involucrados en la compresión, así como las diferentes eficiencias energéticas que rliden de

una forma indirecta las perdidas energéticas.

Por un lado se tiene la conexión entre el proceso de compresión interna con la e ?ciencia

volumétrica y la eficiencia de compresión, sin embargo, éstas son iguales en la mayoría de

los compresores, debido a que los factores que hacen que varíe la eficiencia son los

mismos; luego, se tiene la relación entre la eficiencia del motor y la eficielcia del

compresor que se da en la flecha impulsora del compresor, ya que la eficiencia del motor va

a determinar la eficiencia del compresor y, por lo tanto, esa eficiencia va a dar la m:dida de

las pérdidas energéticas en el motor. Finalmente, la eficiencia mecánica mide las pérdidas

42

energéticas debidas al rozamiento entre las piezas mecánicas y a la turbulencia del fluido de

trabajo.

I PERDIDAS ENERGETICAS

PROCESO DE COMPRESION INTERNA EN LA COMPRES ION

EFICIENCIA DEL MOTOR

EFICIENCIA VOLUMETRICA

EFICIENCIA DE COMPRESION

COMPRESOR

EFICIENCIA MECANICA

EFICIENCIA DEL

ISOTERMI CA

Fig. 6. l. Esquema de las pérdidas energéticas en los compresores.

6.1.ANALISIS ENERGETIC0 EN COMPRESORES ALTERNATIVOS O

RECIPROCANTES

El claro o espacio muerto es necesario en un compresor para dar libertad mecán:ca a las

partes que están trabajando y dar un espacio necesario para la operación de las dilvulas.

Cuanto mayor sea el espacio muerto (V,), menos gas se aspirará (Va - Vd).

La Fig. 6.2 muestra el diagrama indicador incluyendo el volumen del claro. Para las

máquinas de la mejor calidad, el volumen del claro es de alrededor del 6% del volumen del

barrido, y en una máquina de válvulas con mango, el claro puede ser inferior al 2%, pero

también es común encontrar máquinas con claros del 30 al 35%.

43

+ P P2

P1

v,= CV, !

Fig. 6.2. Diagrama indicador ideal para un compresor reciprocante con claro o espacio

muerto.

Refiriéndonos a la figura 6.2, el trabajo indicado esta dado por el área del diagrama p-V.

Wi = área (abcd) (6.1)

es decir,

W, = área (abef) - área (cefd)

entonces, usando la ecuación:

trabajo a la entrada por ciclo = ~~ ~ mR@, - 7;) n n-1

sustituyendo la ecuación (6.3) en cada término de la ecuación (6.2), tenemos que:

(6.4:

por lo tanto, factorizando la ec. (6.4) se tiene que:

44

W, = ~. Rm(T2 - 7;) n n-1

donde,

m = (m, - m,)

. por otro lado, si m fuera la masa de entrada por unidad de tiempo m , se tendría:

PI = ~~~ ~ Rm(T2 -7;) n e n - 1

donde PI es la potencia indicada o la potencia entregada al vapor refrigerante en el

proceso de compresión.

El trabajo hecho sobre la masa comprimida de gas m, (o md) en la compresión a-b. regresa

cuando el gas se expande desde c hasta d. Por lo tanto, el trabajo por unidad de mas1 de aire

descargado, no se ve afectado por el tamaño del volumen del claro.

6.1.1. La condición de trabajo mínimo

El trabajo que se hace sobre el vapor refrigerante está dado por el área del diaglama del

indicador, y el trabajo será mínimo cuando el área del diagrama sea mínima. La altura del

diagrama se determina por el requerimiento de la razón de presión (cuando p1 es fija), y la

longitud de la línea da la establece el volumen del cilindro, el cual es función del

requerimiento de la entrada del gas. El proceso que sólo influye en el área del diagrama es

la línea ab. La posición de esta línea es función del valor del índice n. La Fig. 6.3 muestra

los límites de los posibles procesos:

Línea ab1 según la ley pV = constante (i.e. isoterma)

0 Línea ab2 según la ley pVy = constante (i.e. isentrópica).

45

Ambos procesos son reversibles.

La compresión isotérmica es el proceso más deseable entre a y b, dado que el trabajo que se

hace sobre el vapor es mínimo. Esto significa, que en un compresor real la temperatura del

gas debe ser la más cercana posible al valor inicial, y un medio de enfriamiento paya el gas

es entre otros, el agua o el aire.

P

P2

Pl

bl b b2 b3

d

Fig. 6.3. Posibles procesos de compresión sobre un diagrama p-v

El trabajo indicado, cuando el vapor se comprime isotérmicamente, está dado PO-- el área

ablcd:

Area(ablcd) = área(ablef) + área(blcOe)- área(ad0 f ) (6.9)

por otro lado:

46

Area(ab,ef) = p21/b, In - P2 PI

(6.1 O )

Es decir, el trabajo indicado por ciclo W, esta dado por:

(6.1 1)

Adem&,, dado que el proceso ab1 es isotérmico se tiene que:

PlVa = ~ 2 5 1 (6.12)

por lo tanto:

(6.13)

(6.14)

(6.15)

Cuando ma y Va en la ecuación (6.14) y (6.1 5) son la masa y el volumen inducido por

unidad de tiempo, entonces estas ecuaciones dan la potencia isotérmica.

La eficiencia volumétrica es una forma de evaluar indirectamente las pérdidas de volumen

del vapor de entrada proveniente de la tubería de succión que conecta al evaporador con el

compresor. La eficiencia adiabática de un compresor es una medición de las 3érdidas

resultantes debido a la desviación que se tiene entre el ciclo de compresión real y el ciclo de

compresión isentrópico, mientras que la eficiencia mecánica del compresor es una medida

de las pérdidas resultantes debido a la fricción causada por la turbulencia del fluido en el

47

cilindro y por las partes mecánicas en contacto, las cuales hacen posible el trabajo de

compresión. Por otro lado, los factores importantes que intervienen en las pérdidas

volumétricas y en la desviación del ciclo real con respecto al ciclo ideal son:

A. El efecto del claro o espacio muerto de la carrera de trabajo.

B. La variación de las presiones en la entrada y en la descarga de vapor.

C. El estrangulamiento por parte de las válvulas de entrada y descarga.

D. El calentamiento en el cilindro, y

E. Las fugas por el pistón y válvulas.

Obsérvese que los factores que determinan la eficiencia de la compresión son los mismos

que intervienen en la eficiencia volumétrica. Por tal motivo, para cualquier comprssor, las

eficiencias volumétricas y de compresión son casi iguales y vm’an con la relación de

compresión en aproximadamente las mismas proporciones.

A. El efecto del incremento del claro.

Si se aumenta el volumen del claro de un compresor con relación al desplazamiento del

pistón, se incrementará el porcentaje de vapor de alta presión que permanece en el cilindro

al final de la carrera de compresión. Cuando entra en acción la reexpansión durante la

carrera de succión, un gran porcentaje del volumen total del cilindro se llena con el vapor

reexpandido del claro y el volumen del vapor succionado en cada carrera será menor que

cuando el volumen del claro era menor. Para alcanzar una eficiencia volumétrica ~náxima,

el volumen del claro del compresor de vapor debe conservarse tan pequeño como sea

posible, dependiendo de las necesidades del usuario y características de diseño.

48

B. Variación de las presiones en la entrada y en la descarga de vapor.

Al aumentar la presión de descarga o disminuir la presión en la succión, la ekiencia

volumétrica disminuye de igual manera como ocurre en el efecto del claro. Este fenómeno

ocurre de la siguiente manera: Si se aumenta la presión en la descarga, es lógico pensar que

el vapor refrigerante se tendrá que comprimir a una presión mayor y por lo tanto se

necesitará un mayor trabajo de reexpansión para extender el vapor hasta la prcsión de

succión.

Por otro lado, si se mantiene constante la presión del vapor de descarga, la reexpar sión del

vapor del claro antes de que se abran las válvulas de entrada experimentará una

disminución a medida que la presión de la succión aumenta. Es manifiesto que la e lciencia

volumétrica del compresor aumentará a medida que la presión de succión au nente y

disminuirá a medida que aumente la presión de descarga.

C. Efecto del estrangulamiento.

Se define el estrangulamiento, como la restricción de área para un fluido que está lluyendo

causando una pérdida de presión por fricción (interna y externa) sin pérdidas de calor o

rendimiento del trabajo.

Para tener flujo de vapor desde la tubería de succión, pasando a través de las válvulas de

entrada hacia el cilindro del compresor, deberá existir un diferencial de presión suficiente

entre las válvulas para vencer la tensión del resorte de la válvula y el peso e inercia de la

válvula. Esto quiere decir que el vapor de la succión experimenta una leve expansión por

estrangulamiento o caída de presión a medida que éste fluye a través de las válmlas de

entrada y por los conductos del compresor. Por lo tanto, la presión del vapor de succión que

está llenando al cilindro del compresor, siempre es menor que la presión del vapor que se

49

tiene en la tubería de succión. Como resultado de la condición de expansión del vapor que

está llenando el cilindro, el volumen del vapor de entrada de la toma del tubo de succión es

menor que el del vapor que esta llenando el cilindro, el cual tenía la presión del tubo de la

succión. Se puede decir entonces que el estrangulamiento no depende de la relación de

compresión.

Relación de compresión.- Se llama relación de compresión a la relación entre la presión

absoluta de succión y la presión de descarga. Entonces:

presión absoluta en la descarga presión absoluta en la succión Rc = . ~ ~~~~ ~~~~ ~ (6.16)

En general, el estrangulamiento es función de la velocidad del vapor refrigerante que está

fluyendo a través de las válvulas y conductos del compresor.

D. Efecto del calentamiento en el cilindro.

El efecto del calentamiento del cilindro implica que el vapor se expanda despulis de su

entrada al cilindro. El vapor succionado que entra al cilindro del compresor se calienta por

el calor proveniente de las paredes del cilindro y por el hecho de que el refrigerante no es un

gas perfecto, ya que no sigue las leyes de Boyle, Charles, Gay lussac, Dalton y Joule,

mientras los reales se comportan como ideales sólo a bajas presiones (menos de 5

atmósferas). El calentamiento causa que el vapor se expanda después de su ertrada al

cilindro, de modo que se tendrá una masa menor de vapor por llenando al cilindro y por lo

mismo reduciendo el volumen de vapor tomado de la tubería de succión.

Para relaciones de compresión altas, el trabajo de compresión es mayor y la tempelatura en

la descarga aumenta. Esto provoca un aumento en la temperatura de las paredes del cilindro

50

y de otras partes del compresor, de tal manera que la transferencia de calor de las paredes

del cilindro hacia el vapor de entrada ocurre en mayor proporción.

E. Efecto de fugas por el pistón y válvulas.

Cualquier fuga de vapor, ya sea por las válvulas de entrada o descarga o alrededor del

pistón hace disminuir el volumen de vapor bombeado por el compresor. Esto dependerá de

la exactitud del diseño de fabricación de las partes motrices que permiten la entrada y salida

del vapor por las válvulas de entrada y descarga respectivamente, ya que si éstas se acercan

al cierre instantáneo habrá más probabilidad de que disminuya la pérdida de vapor.

A medida que baja la presión en el cilindro al principio de la carrera de succión se tendrá

una pequeña cantidad de vapor de alta presión en el cabezal del compresor que se regresará

hacia el cilindro antes de que cierre la válvula de descarga, análogamente cuando empieza

la carrera de compresión, algo del vapor en el cilindro se regresará pasando por las válvulas

de entrada hacia la tubería de succión, antes de que logren cerrar completamente las

válvulas.

Para cualquier compresor, la cantidad de fugas a través de las válvulas es funciljn de la

relación de compresión y de la velocidad del compresor. A mayor relación de coKpresiÓn,

mayor será la cantidad de fbgas a través de las válvulas.

Como ya se dijo anteriormente, las pérdidas principales en estos compresores se relacionan

con la eficiencia volumétrica, la eficiencia de compresión, la eficiencia mecánica, y por la

eficiencia del motor, por lo tanto, se hará un análisis de estas eficiencias psua poder

relacionarlas con el consumo de energía, ya que un índice importante de esto es el c onsumo

de potencia eléctrica por tonelada de capacidad de refrigeración o kW/ton.

51

Las pérdidas en los compresores alternativos se analizan en tres partes de acuerdo al

esquema de la Fig. 6.1 , pérdidas volumétricas, pérdidas en la potencia del motor, pérdidas

debidas a la compresión y pérdidas mecánicas, de aquí que se den las siguientes eficiencias

relacionadas con el desempeño o rendimiento de los compresores:

qv = eficiencia volumétrica

qmo = eficiencia del motor

qmec = eficiencia mecánica

qcp = eficiencia de compresión.

6.1.2. Capacidad teórico refrigerante, capacidad refrigerante y eficiencia volumétrica

real

6.1.2.1. Capacidad teórico refrigerante

Si el compresor es 100% eficiente y el cilindro del compresor se llena completammte con

vapor de la succión proveniente de la tubería de la succión, será exactamente igual al

desplazamiento del pistón.

Donde la cilindrada, o desplazamiento del pistón VD en ~

m3 para un compresor de simple min

efecto, se calcula como sigue:

(6.17)

Y para un compresor de doble efecto, la cilindrada se obtiene como sigue:

v D = [ $ ) L 2 H (6.18)

52

donde,

D = diámetro del cilindro, en metros o pies

L = longitud de la carrera en metros o pies

ciclos min

N = ~

La masa equivalente de esta razón de flujo de volumen es la masa de refrigerante circulado

por el compresor en la unidad de tiempo, por lo que:

La masa equivalente es igual al desplazamiento del pistón por la densidad del vapor de la

succión a la entrada del compresor o también, el flujo de masa es igual al desplazamiento

del pistón entre el volumen específico del vapor de la succión, o sea:

O

V

(6.19)

(6.20)

Una vez obtenida la razón de flujo de masa, la capacidad teórica refrigerante del compresor

kJ (CTRC en unidades de ~~ ) es igual a: S

. CTRC = m ER

donde,

(6.21)

kJ ER = efecto refrigerante en ~

kg

53

I I ! 1 ............. " .................. . . . . . . . . . .

. .

Carrera hacia abajo

Fig. 6.4. Etapa de succión del vapor refrigerante.

6.1.2.2. Capacidad refrigerante real

La capacidad refrigerante real es mucho menor que la capacidad refrigerante teórica. Para el

cálculo teórico se supuso que:

Con cada carrera de bajada del pistón, el cilindro del compresor se llena completamente

con vapor de la succión proveniente de la tubería de succión.

La densidad del vapor, cuando el cilindro está lleno es la misma que el de la tubería de la

succión.

Desafortunadamente no ocurre esto en la realidad.

Se entiende por la Capacidad de un compresor a la cantidad real de vapor ertregada,

medida en el compresor, a la presión y temperatura de entrada o aspiración, expresada en

m3/min. (o bien, fi3/min.). Esto se puede medir por un medidor de flujo puesto en el

compresor a través de un tubo capilar, mientras que la eficiencia volumétrica red de un

compresor de movimiento alternativo es la relación:

capacidad del compresor cilindrada 7 V REAL ("/.I = ~~

~~ * 100

por lo que:

(6.2:!)

54

k;l La capacidad de refrigeración real (CRR en ~ ), se expresa de la siguiente manera: S

(6.23)

Aparte de que el volumen real es menor que el volumen teórico, hay factores que. limitan

este volumen real del compresor. Estos factores ya mencionados, tienden a limitar el

volumen del vapor succionado por carrera de trabajo, con lo cual se determina la e Sciencia

volumétrica del compresor.

6.1.3. Eficiencia volumétrica convencional q

Una ecuación de la eficiencia volumétrica, hallada a partir del diagrama indicacor ideal

(Fig. 6.2), acentúa determinados factores de los que depende dicha eficiencia.

El volumen del vapor medido a la entrada o aspiración en el diagrama indicador ideal, es Va

- Vd, entonces la eficiencia se establece como:

en el proceso c-d,

Asimismo,

Va = V, +kv,

donde:

kvs = volumen del espacio muerto, V,

(6.24)

(6.25)

(6.26)

k = Tanto por uno del espacio muerto, que se deja para que el émbolo no choque con la

culata del cilindro al final de la carrera y para que quede espacio para las válvulas.

55

Sustituyendo la ec. (6.26) y la ec. (6.1 1) en la ec. (6.10) se tiene:

O

(6.27)

(6.28)

que es la eficiencia volumétrica convencional. El rendimiento volumétrico real p ~ e d e ser

mucho menor que el convencional, debido a las diferentes pérdidas expuestas

anteriormente. Como en la ecuación (6.28) p2 es mayor que p1, la eficiencia volumétrica

disminuye a medida que aumenta el espacio muerto; y a medida que disminuye la e-?ciencia

volumétrica, disminuye la capacidad. El espacio muerto puede hacerse tan grande que el

compresor no descargue o impulse gas o vapor. Esta característica se utiliza para c,ontrolar

la producción de un compresor, incrementando el espacio muerto cuando se desea una

producción reducida. Obsérvese también, por la ecuación (6.12), que el valor de la

eficiencia volumétrica disminuye a medida que, ’descarga / ” aumenta. Por ejenplo, el ,’ Psucclon

valor de la eficiencia volumétrica de un compresor reciprocante típico decrece dm: 0.92 a

Por otro lado, para la ecuación, ec. (6.22), se tiene que el volumen del barrido es un valor

fijo seleccionado por el usuario de acuerdo con sus necesidades en lo que respecta a la

capacidad del compresor. Analizando el comportamiento de la eficiencia volumc5trica se

puede decir que una de las principales causas que provoca la pérdida en la capacidad de

56

refrigeración, y por lo tanto, una disminución en el flujo másico del refrigerante ec, (6.22),

es el sobrecalentamiento en las cámaras de compresión, por lo que se debe de proveer un

buen de sistema de enfriamiento (intercambiador de calor) que hace que la temperatura del

refrigerante a la salida se acerque lo más posible al valor de la temperatura de entrada

(condición de trabajo mínimo, Fig 6.2), sin perder de vista que esta condición de trabajo es

ideal.

Finalmente, el valor de la eficiencia volumétrica indica el volumen del vapor des'zargado,

con relación al volumen de barrido o cilindrada previamente diseñado, mientras quc el resto

del tanto por ciento sería la cantidad de gas perdido y el volumen del espacio muerto, el

cual también se diseña cuidadosamente de acuerdo con los intereses del usuario.

Otros puntos importantes dentro de este contexto, son las pérdidas energéticas debidas a la

turbulencia del fluido refrigerante dentro del compresor y a las pérdidas por fricciCln de las

partes en movimiento del compresor, es decir, cuando el fluido entra en un estado

turbulento provoca fricción entre éste y los elementos que comprimen. Por otro :ado, las

partes mecánicas en contacto y en movimiento (generalmente llevan entre éstas una capa de

aceite lubricante, la cual tiene propiedades fisicas muy importantes) generan ful:rzas de

fricción, por lo que el compresor demanda mayor potencia para vencer estas pércidas. Es

posible decir entonces, que la potencia real a la entrada del compresor es mayor que la

potencia indicada o potencia entregada al vapor refrigerante. Es decir,

Potencia en la flecha(kW) = potencia indicada + potencia de fiiccón (6.29)

La eficiencia mecánica del compresor (7 ,,,) esta dada por la siguiente ecuación:

potencia indicada potencia en la flecha 77, = . .~ ~~~~~ (6.30)

57

Para determinar la potencia de entrada es decir, la potencia que necesita el motor para que

arranque, se debe de tomar en cuenta la eficiencia del motor impulsor, juntc con la

eficiencia mecánica. Entonces

potencia en la flecha Potencia de entrada = - -- ~~~~~~~ ~

eficiencia del motor impulsor (6.3 1 )

Donde, la potencia indicada se deriva procediendo de la ec. 6.8, es decir,

potencia indicada = ~~~~~ m R (& - T,) = ~~~ m R T, n e n o

n-1 n - 1

También de la ecuación de los gases perfectos para un proceso politrópico se tiene que:

(6.32)

Y

entonces,

potencia indicada = ~~ ~ m R T, n o n - 1

O

W)i' n

potencia indicada = ~ ~~ 4 [[?-I - 1 1 n - 1

/ n

(6.33)

(6.34)

(6.35)

. Donde V es el volumen de entrada o inducido por unidad de tiempo.

La ecuación (6.35) es verdadera para alguna sustancia de trabajo bajo un proceso

politrópico reversible.

58

Para este caso, es posible escoger el lubricante que disminuya al máximo la friccitn y esto

lleve a demandar menos energía para el movimiento del equipo.

El objetivo más importante de un lubricante es mantener separadas por medio de una

película las superficies rugosas de los elementos de la maquinaria y equipo cuando ruedan o

se deslizan entre sí.

Aún con una película hidrodinámica se presenta fricción sólida en las superficies inter

actuantes cuando el mecanismo para o arranca, demandando mayor energía y reduciendo su

vida útil.

Durante aiios se ha buscado el lubricante adecuado, para prevenir este desgaste y es así

como los lubricantes han evolucionado. Durante este tiempo, los lubricantes derivados del

petróleo se han venido sustituyendo en gran medida por lubricantes sintéticos de alta

calidad a base de Alquilbenceno. Estos se pueden definir como productos elaborados a

partir de una reacción química entre varios materiales de bajo peso molecular para obtener

otro de alto peso molecular, con ciertas propiedades específicas, superiores a las de base

hidrocarburo.

Una vez entendidos los puntos importantes en donde se generan pérdidas por rozamiento, y

teniendo en cuenta que los lubricantes juegan un papel muy importante para reducir al

máximo estas pérdidas, y esto se traduce en un ahorro de energía considelable. A

continuación se presenta la ecuación de la energía total perdida por rozamiento y así poder

comparar el ahorro económico entre diferentes lubricantes.

UF E aJwv ( W l s ) (6.36)

Donde:

UF = energía total perdida por rozamiento

59

a= es una constante que depende de donde se encuentra sujeta la flecha del compresor y

hace que ésta gire y comprima el fluido refrigerante

f = coeficiente de fricción de la película fluida

W = carga total que actúa sobre las partes que sostienen a la flecha en Kg. F o lb. F, y

V = velocidad lineal del eje, en m / s o Pies /s.

Loa aceites sintéticos se pueden emplear con los gases refrigerantes convencionales,

Amoniaco e hidrocarburos. También se pueden emplear con los nuevos gases refrigerantes

ecológicos, R123, R502, R503, entre otros.

A continuación, se presentan algunas de las propiedades fisicas importantes de lo:; aceites

sintéticos, las cuales mejoran la eficiencia y aumentan la vida del compresor:

No tienen ceras, ni parafinas, a bajas temperaturas.

Se encuentran completamente libres de humedad.

Se mezclan muy bien con los refrigerantes.

No forman ácidos con los gases refi-igerantes y metales

No tienen ceras, ni parafinas que puedan obstruir las superficies de intercambio dc calor o

tapar las válvulas de expansión y los capilares, aún a bajas temperaturas.

Estos lubricantes son totalmente compatibles con los materiales de los compresores

herméticos, semiherméticos y abiertos, como son los devanados de los motores impulsores,

chumaceras, etc.

Su alta estabilidad química evita la degradación y formación de lodos ácidos a bajas y altas

temperaturas.

Previene las incrustaciones y tapado de los evaporadores, válvulas de expansión y

superficies de transferencia de calor.

60

Bajo coeficiente de tracción. Este parámetro es la relación entre la fuerza necesaria para

mover un mecanismo lubricado y la carga que soporta la película lubricante que wpara los

componentes de una maquina, la cual ha de someterse a esfuerzos de corte para permitir el

movimiento relativo.

Los lubricantes sintéticos se pueden elaborar de modo que tengan bajos coeficimtes de

tracción, esto es, menor resistencia de esfuerzo cortante, lo que hace que se requiera menor

fuerza para el corte.

También es importante hacer hincapié en la turbulencia del fluido y verificar lzs partes

mecánicas en movimiento si están bien calibradas y/o lo suficientemente sujetas a sus

contrapartes, ya que si no es así pueden provocar vibraciones, y de esta manera, se podría

generar turbulencia en el fluido refrigerante, por lo que la flecha del compresor demandaría

mayor energía para poder vencer estas fuerzas opositoras de turbulencia.

6.2. ANALISIS ENERGETIC0 EN COMPRESORES ROTATORIOS

Aunque los compresores rotatorios son máquinas de desplazamiento positivo, por su

movimiento constante y rotatorio y flujo constante de los gases de la succión y la descarga,

están sujetos a mucho menos vibración mecánica y pulsaciones en la descarga que los

compresores reciprocantes.

Igual que para los compresores reciprocantes, los compresores rotatorios expeIimentan

pérdidas volumétricas y de compresión (recordando que los factores que hacen cue haya

pérdidas en volumen y en la compresión son prácticamente los mismos) cuando se tiene

fugas de gas alrededor de los elementos que comprimen, calentamiento en el cilindr3, claros

y estrangulamientos. Sin embargo, ya que los volúmenes del claro y la reexpansión del

61

vapor en el claro son pequeños, la eficiencia volumétrica de estos compresores es

relativamente alta, siendo alrededor del 80%, dependiendo del diseño y condiciones de

operación en particular.

6.2.1. Sistema de enfriamiento.

En algunos casos, el aceite es enfriado e introducido dentro de las partes girato1,ias para

proporcionar lubricación y enfriamiento en las aspas, en el pistón rodante, en los lóbulos

circulares y helicoidales, etc., así como también para proporcionar un sello en bdas las

superficies en operación.

Dentro de esta clasificación existen los compresores de tornillo, específicamentl: los de

aceite inundado, en donde el análisis de perdidas para estos, se pueden analizar obzervando

lo siguiente:

+Las pérdidas volumétricas

+Las pérdidas de compresión, y

+Las pérdidas mecánicas.

Las pérdidas volumétricas comprenden: los sellamientos del aceite, la temperatura del

aceite, los claros del compresor, el calentamiento en el cilindro, el estrangulamiento del gas

refrigerante y de las fugas internas entre el rotor macho y hembra.

Por otro lado, es importante mencionar que el aceite sirve como enfriador de las pztes que

comprimen y como sellador de los claros. También el aceite debe ser enfriado para que

cumpla su cometido, ya que si no se tiene cuidado de esto, la temperatura de condmsación

se elevaría y haría que el rendimiento del sistema COP y la eficiencia del compresor mismo

TJ,,, disminuyan.

62

La eficiencia de compresión, es la medida de la desviación del trabajo de compresión

isentrópica del trabajo real de compresión.

‘Icom - 77cp Vmec - (6.37)

sabiendo que:

trabajo en la compresión isoentrópica ‘I = ~ ~.~ ~~

CP trabajo indicdo

Y

trabajo indicado ‘I,,, = ~~ ~ ~ ~ ~ . _ _ _

trabajo en la flecha

(6.38)

(6.39)

luego entonces, sustituyendo la ec.6.38 y la ec.6.39 en la ec.6.37, obtenemos:

trabajo en la compresión isoentrópica ~ ~~ trabajo indicado ~~ (6.40)

~~~~ .. ~~ ~ ~ ~~ ~~ ~~~

trabajo indicado trabajo en la jlecha

multiplicando, tenemos:

trabajo en la compresión isoentrópica ~~ ~~~~

trabajo en la flecha -1 (6.41)

Por otro lado, el trabajo requerido en la compresión isentrópica es.

K e n = (h, - 4 ) (6.42)

donde h, y h, , representan las entalpías de entrada del vapor refrigerante y de la descarga

kJ del gas caliente, respectivamente, en un proceso de compresión isentrópica, en ~~~

kg

La eficiencia isentrópica:

h , - h , vr7,,, = ~~ ~-

h’2 - h I = rlcp ‘Im, (6.43)

Donde:

63

h'2 = Entalpía del gas caliente en la descarga si el proceso de compresión no es iserttrópico,

kJ en ~ . La diferencia entre h'2 y 4 implica, primero, la desviación de un proceso politrópico

kg

reversible, y segundo, la desviación de un proceso politrópico irreversible de un proceso

reversible. La eficiencia isentrópica es igual a la eficiencia del compresor, o 7 I sen= 17 .

Ya que al disminuir la eficiencia mecánica del compresor (ec.6.30) también disminuye la

eficiencia del compresor. Con esto queremos decir que la eficiencia mecánica juega un

papel muy importante, ya que esta nos arroja información acerca del aumenlo en la

temperatura del aceite. Este aumento en la temperatura puede ser, primero, PO - que la

cámara de enfriamiento del aceite

no es óptima para las condiciones necesarias del sistema y segundo, por que el aceite actual

no cumple con las condiciones fisicas que se requieren para evitar al máximo la fricción

entre las partes mecánicas, y además que sea compatible con el refiigerante utilizado, ya

que un aumento en la temperatura del aceite nos indica que hay considerables pérdidas de

energía debido a la fricción.

Por último el estrangulamiento provocaría que el gas sufriera un decaimiento de presión y a

su vez una expansión del mismo, lo cual hace, como ya se explico en le capítulo mterior,

que disminuya la carga en la cámara de compresión y esto a su vez hace que taya una

disminución en la eficiencia volumétrica (ec. 6.22), es decir:

capacidad del compresor cilindrada

7 ( O ! ) = ~

V REAL * 100 (repetida)

64

En donde, el desplazamiento del rotor o cilindrada, del compresor de tornillo. es una

función del volumen inter lobular y la velocidad. El volumen inter lobular es una función

del perfil, del diámetro y de la longitud del rotor. Este se puede expresar por la siguiente

expresión:

(6.44)

m3 donde: Qr = desplazamiento por revolución, en ~~ ~~

rev

d = diámetro del rotor, en m

L = longitud del rotor, en m

C = constante del perfil típico, para un arreglo del rotor de 4 + 6; esto quien: decir 4

lóbulos machos y 6 lóbulos hembras

C = 2.23 1 para un perfil circular

C = 2.055 para un perfil asimétrico

por otro lado,

Qd = QrxN (6.45)

m3 donde: Qd =desplazamiento del rotor, en ~

min

N = velocidad del compresor, en -: rev mzn

Q r = Q d X T I v

m3 donde: Q , = volumen real de entrada, en - -

min

(6.46)

77 = eficiencia volumétrica real.

65

Una de las ventajas del compresor de tornillo, es su alta relación de compresión, la cual nos

sirve para realizar trabajos que requerirían temperaturas bajas, sin necesidad de pasar por

etapas en compresores de pasos múltiples.

Este tipo de compresor es menos complejo que la versión seca, debido a que se elimina el

sincronizado del engranaje. La ventaja del aceite, es que actúa como sellador entre los

claros internos, el cual hace que la eficiencia volumétrica sea más alta.

También, el sellado mejora los resultados a bajas velocidades los cuales se traducen en una

mejor eficiencia. Estos recursos hacen posible que la operación en la conexión directa del

motor sea más lenta, eliminando la necesidad de incrementar la velocidad en el

acoplamiento.

Se pueden aplicar razones de presión más altas debido a que el aceite inyectado enfría

directamente en zonas estratégicas. Son posible en este tipo de compresores razones de

presión altas como por ejemplo 21 a l. Además de la silenciosa operación a baja velocidad,

el aceite amortigua las pulsaciones internas inherentes a la supresión del sonido en el

acoplamiento de los rotores.

La sincronización es eliminada debido a que el rotor hembra es impulsado por el nacho a

través de una película de aceite, haciendo que las modificaciones en la divisiim de la

potencia 90 a 1 O % para el rotor macho y hembra deben hacerse tomando más en c uenta el

cambio de potencia en el rotor hembra.

Por otro lado, las superficies de contacto se pueden perfeccionar para mejorar la

transferencia de potencia adicional.

El aceite se inyecta y se bombea en el curso del movimiento a través del compresor. Las

pérdidas de fricción y de potencia a la entrada se pueden minimizar tomando en cuenta la

66

ventaja del buen funcionamiento a baja velocidad. Debe considerarse la velocidad óptima

de operación, en la cual, el desempeño del aceite mejora, contrarrestando las posibles

pérdidas:

(6.47)

- donde: u = velocidad óptima de operación

u = velocidad del rotor, cuando éste ya está en funcionamiento

u = velocidad del rotor, cuando éste inicia su puesta en marcha.

Los puntos de inyección son bastante importantes para una operación eficiente, el cual

deberá inyectarse en zonas como las paredes de la carcasa o cerca de la intersección del

rotor y los conductos del lado de la descarga de la máquina. Estos canales se encuentran

alineados en la parte de arriba en forma axial donde se realiza la compresión. Otro punto a

considerar, es que el aceite entra a cada cojinete evitando así el desgaste y el despe1,dicio de

energía. Un buen control de desagüe guardará el aceite reciclado regresándolo al punto de

contacto con la carga de entrada y transferirse libre de calor al gas no comprimido.

El puerto de entrada debe de estar muy bien diseñado para prevenir el escurrimiento de

aceite (aceite viajando en el área del claro del rotor), debido al contacto con el gas caliente

de entrada; por tal motivo debe de asegurarse de que las juntas de sello o cualquier otro

método de aislamiento estén en buen estado.

La experiencia de prueba indica, que para el sistema de bombeo de aceite en el compresor,

la temperatura de descarga permanece constante por arriba del rango establecido de

operación a razones de presión variantes, quedando cerca de 176°F (SOOC); se dice entonces,

67

que para este sistema de bombeo la temperatura de salida puede quedar en un nivel

deseado. La cantidad de aceite inyectado debe controlarse cuidadosamente, admitiendo lo

suficiente para una buena operación y no excediéndose para evitar grandes pérdic as en el

bombeo.

6.3. ANÁLISIS ENERGÉTICO EN COMPRESORES CENTI~FUGOS

Después de haber efectuado un análisis energético general en los compresores de pistón y

de tomillo, a continuación, se hará un análisis de los procesos de comprensión con

aplicación a los compresores centrífugos, que ayudara a comprender las perdidas

energéticas en estos compresores, ya que este tipo de maquinas es uno de los más usados

(junto con los compresores axiales) en los procesos industriales.

6.3.1. Procesos de compresión

Los procesos de compresión de aire o gas en un compresor centrífugo son de tres fo mas:

Compresión politrópica sin enfriamiento

Compresión politrópica eliminando calor (con enfriamiento)

Compresión isotérmica (con enfriamiento regulado.)

A continuación se hace un análisis de estos tres tipos de procesos, tomando en cumta que

en el proceso de compresión tanto en el interior como fuera del compresor,

(específicamente en la flecha que une al compresor con el motor impulsor: máquina de

combustión interna, turbina de gas o de vapor, etc.) están las pérdidas encrgéticas

considerables.

68

6.3.2. Comprensión politrópica sin enfrentamiento. Factor de recalentamiento y

Rendimiento interno.

El proceso de comprensión politrópica (sin enfrentamiento) suele emplearse en aquellos

casos en que las presiones de trabajo son relativamente moderadas, esto es, donde el calor

generado en la comprensión no compromete la operación de la máquina, tanto en 13 que se

refiere al proceso de comprensión como a la garantía que debe ofrecerse ante una posible

destrucción prematura de los alabes. En aquellos compresores que forman partl: de los

motores de turbina de gas, no se usa refrigeración, salvo que se divida la comprensión, pues

sería ilógico quitar calor al aire que va a servir como comburente en la combustion de un

combustible.

Por otro lado, si resulta ventajoso enfriar el aire o cualquier otro gas, para reducir el trabajo

de compresión siempre que ello se justifique o que se empleen sistemas de enfijamiento

económicos.

El proceso de comprensión adiabático-politrópico, como ya se sabe por termodinámica está

regido por la ecuación:

pvn=c (6.48)

donde:

p = presión (bares)

v =volumen especifico ,'kg n = coeficiente politrópico

c = es una constante, la cual se puede determinar conociendo los valores dep, v, y y1

El valor del exponente n determina el proceso, y permite analizar algunos valores de n

característicos en los procesos de comprensión.

69

a) paran=k

Cuando n=k se tiene un proceso de comprensión adiabático, reversible (sin friccitin), esto

es, isentrópico, siendo k =- .El valor de k siempre es mayor que uno, pues cp )CV , CP CV

donde k varia con la temperatura ya que Cp y Cv, son función de la temperatura.

En la Fig. 6.3 se grafica un proceso isentrópico (n = k ) por la curva ab,, en el diagrama pv .

Se sabe por Termodinámica que el trabajo de comprensión en un proceso isentrópico está

dado por:

(6.49)

Expresando Wi como el trabajo efectuado por el compresor por unidad de masa d.? fluido,

considerando el gas como ideal y despreciables los cambios de energía cinética y potencial.

Aplicando, bajo las mismas condiciones la primera ley de la termodinámica para un sistema

abierto de flujo estable, se tiene:

Wi = h2i - h, = Cp(T2, - T,) (6.50)

Tomando en cuenta que esta ultima expresión (6.50), puede acoplarse de acuerdo al proceso

de trabajo que se esté realizando, con un sistema ideal (isentrópico, ec. 6.49) y así mismo se

hace con las siguientes ecuaciones de trabajo en los diferentes procesos determinados por el

valor de n (coeficiente politrópico.)

70

La temperatura T2i corresponde a la temperatura final del proceso isentrópico, como el

valor mínimo que puede tomar en este proceso; su valor es:

k - 1

(6.5 1)

Finalmente, para este caso (n = k ) las ecuaciones 6.49 y 6.50 dan el mismo valor para el

trabajo de comprensión Wi,por efectuarse éste sin fricción y sin tomar ni ceder calor el

fluido que se comprime.

b) Para n)k

Cuando la comprensión es politrópica, sin enfriamiento con n ) k , el proceso se produce en

el diagrama pu según la curva a - b3 (Fig. 6.3) con entropía creciente, como corre:.ponde a

un sistema aislado no reversible. Donde el valor de n depende de cómo se esté utilizando el

compresor.

La temperatura final T20 será mayor que la que corresponde al proceso adiabático reversible

T2i. esto es:

(6.52)

ya que T21 es la mínima posible en éste proceso.

El valor de T,, se obtiene de la ecuación de las politrópicas, o sea:

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f

T2, = T 1 [ (6.53)

Para una determinada relación de presiones y una temperatura inicial dada, la temperatura

final TZa crece con n .

Cabe destacar, que el trabajo de comprensión puede reducirse si disminuye la temperatura

del fluido a la salida del impulsor, y para que esto se lleve a cabo se deben considerar los

siguientes parhetros:

0 Sistema de enfriamiento

0 Relación de presiones (energía cinética que es transformada en energía está1.ica o de

presión.)

La velocidad del impulsor: al aumentar la velocidad de rotación en el impulsor la

energía cinética crece y por lo tanto aumenta la energía estática o de presión.

Esto quiere decir que la presión de salida es función de la velocidad del

impulsor

Las propiedades fisicas del fluido (que hacen que haya una menor o mayor

turbulencia.)

Por otro lado al aumentar el gasto volumétrico (Cm,,kin), la presión de salida p2 tiende a

disminuir cuando la potencia (<<) de comprensión se mantiene constante. Cuando el gasto

volumétrico disminuye la p2 aumenta, manteniéndose la potencia de comprensión e tc.

3

7 2

Por ejemplo, si en un sistema de enfi-iamiento de una empresa X se está trabajando gran

parte del día a las 24 hrs. continuas con una relación de presiones altas, habría que sacrificar

este aumento en la presión de salida cuando se requiere un gasto volumétrico alto, el cual se

da a través de una variación en la velocidad del impulsor, y con esto provccar una

reducción en la presión de salida y a su vez una disminución en el trabajo de comprmsión.

Si con el valor de n)k se efectuara un trabajo de comprensión ideal (Wa), sin fricción éste

vendría dado por:

r n-1 1

Para los mismos valores de y - , cuando n=k; esto es: 4 4

J;’” vdp ) 5,” vdp (6.55)

El trabajo real se obtiene de la primera ley de la termodinámica aplicada a un sistema

abierto, flujo estable, sin cambios apreciables en las energías cinética y potencial, en

proceso adiabático, ya que no se intercambia calor con los alrededores, esto es:

Wa = h2, - h, = Cp(T,, --?) (6.56)

siendo naturalmente:

(6.57)

Esto es, el trabajo real es mayor que el ideal debido a la fricción, la cual origina un calor de

recalentamiento del fluido que eleva el valor de la entalpía h,, y de la tempera-:ura T2a

73

finales. De acuerdo con esto, al elevarse la temperatura, el gas se expande y entonces se

necesita mayor potencia para poder hacer el trabajo de comprensión. Con esto, se dice

entonces que la mayor pérdida de trabajo es en la fricción de las partes mecánicas (m. 6.39)

que provocan parte de este recalentamiento por un lado, y por el otro, a la fuerza de fricción

debida a la turbulencia del fluido a la entrada del impulsor y durante el trsbajo de

comprensión, ya que esto depende de las condiciones fisicas del fluido de trabajo es decir:

El recalentamiento, 4 recal , se cuantifica por la diferencia entre estos dos trabajos, es

decir:.

(6.59)

El coeficiente de recalentamiento a se define por la relación entre la energía o calor de

recalentamiento qrecal, y la energía o trabajo en proceso isentrópico entre los mismos límites

de presión, o sea:

(6.60)

El valor de a crece con la relación de presiones y disminuye cuando mejora el rendimiento

interno del compresor. Este coeficiente a sirve para definir el factor de recalentamiento f ,

según la fórmula:

74

f r = l + a (6.61)

El rendimiento interno de un compresor n, a que se ha hecho referencia anteriormente,

viene definido por la relación del trabajo de comprensión en proceso isentrópico y el trabajo

en proceso adiabático real, o sea:

lo ideal sería cuando,

(6.62)

(6.63)

el cual puede calcularse por cada escalamiento si estos son diferentes, o por toda la maquina

si los escalamientos son iguales.

Relacionando las ecuaciones (6.60) y (6.62) se tiene

(6.64)

Cuya ecuación nos muestra la forma conjugada de los parámetros a y v, , esto es, si a crece,

vi disminuye, y recíprocamente.

Es interesante analizar la ec. (6.61), ya que el valor ideal del factor de recalentamiento f ,

sería igual a 1, esto quiere decir que el rendimiento interno del comprescr es lo

suficientemente grande, de t a l manera que a se aproxima a cero. Esto es, el calor de

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recalentamiento tendría un valor muy pequeño, que es lo que se esperaría que se dijera que

el compresor esta funcionando en condiciones optimas de uso de energía (potencia a la

entrada mínima y trabajo de compresión máxima.)

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7. CONCLUSIONES

Estudiar las pérdidas energéticas en compresores para refrigeración, no es una cuestión

sencilla, es un gran reto, debido a que su estudio se requiere de años de dedicación y

pruebas en el laboratorio.

Se obtuvieron resultados importantes que permitieron evaluar las pérdidas energeticas de

manera indirecta, por medio del análisis teórico y la interpretación correcta de los d ferentes

procesos de compresión junto con la primera ley de la termodinámica, adema; de los

diferentes rendimientos del compresor. Por lo anterior, se analizaron en delalle los

diferentes fenómenos fisicos dentro y fuera del compresor, entre otros: la fricción, la

transferencia de calor, la turbulencia del fluido de trabajo (junto con sus propiedades

fisicas); y el desempeño de la máquina impulsora, básicamente la flecha de acoplamiento.

Por otro lado, se lograron predicciones importantes identificando las partes claves de las

pérdidas de capacidad volumétrica, mecánicas y de calor, para someter estos resultados a un

análisis más riguroso en el laboratorio.

Finalmente, es importante señalar que éste proyecto queda abierto para darle seguimiento

en conjunto con los profesores y estudiantes, apoyándose en la cámara de refri,;eración

existente dentro del Laboratorio de Ambiente Controlado de la Universidad.

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8. BIBLIOGRAFÍA

l. Roy J. Dossat, Principios de refrigeración, Ed. CECSA, México, 1980.

2. Shan K. Wang, Handbook of air conditioning and refrigeration, Ed. Mc Graw-Hill,

1993.

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1984.

4. Eastop and Mc Conkey, Applied thermodynamics for engineering technologists, Ed.

Longman Scientific and Technical copublished with John Wiley, New York.

5. Royce N. Brown, Compressors, selection and sizing, Ed. Gulf, Houston, 198 6.

6. Virgil Moring Faires, Termodinámica, Ed. UTEHA, México, 1982.

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