1. Introducción

La refrigeración por compresión de vapor es uno de los métodos más empleados para preservar alimentos, mantener las condiciones de confort en oficinas, así como para aplicaciones de refrigeración doméstica y automotriz. Dado que este tipo de tecnología es causante de consumir alrededor del 15-17% de la electricidad a nivel mundial [¹-²], es de suma importancia mejorar sus prestaciones energéticas. Además, una de las características empleadas para identificar las irreversibilidades en los sistemas de refrigeración, es la exergía, la cual es definida como una medida efectiva del potencial que tiene una sustancia de impactar con el medio ambiente [³].

Una manera de mejorar el rendimiento energético (COP) y reducir el impacto ambiental, que indirectamente generan los sistemas de refrigeración por compresión de vapor, es la inclusión de un intercambiador de calor (IHX). Otra alternativa de mejorar el rendimiento energético en los sistemas de refrigeración por compresión de vapor, es el uso de un eyector.

Comparado con el sistema convencional de refrigeración mecánica, este dispositivo presenta la ventaja de reducir las irreversibilidades durante el proceso de estrangulamiento, tener un bajo costo, no contener parte móviles y poder trabajar en cambio de fase sin causar daños en sus componentes [⁴].

Además, existen otras ventajas sobre el uso de eyector en los sistemas de refrigeración, como son: reducir el trabajo de compresión al incrementar la presión de succión por arriba de la presión de evaporación y no requerir lubricantes para su operación [⁵].

Por tal motivo, el eyector es reconocido como uno de los dispositivos de expansión más utilizado para mejorar el rendimiento energético en los sistemas de refrigeración por compresión de vapor, el cual es comúnmente conocido como ciclo de refrigeración por eyecto-compresión (ERC) [⁶].

El diseño de este dispositivo está constituido, principalmente, de tres componentes básicos: boquilla, mezclador y difusor [⁷-⁸]. Dependiendo de la posición de la boquilla, el EERC puede ser clasificado en dos tipos de configuraciones: 1) eyector a presión constante, en el cual la salida de la boquilla se encuentra en la cámara de succión, y 2) eyector con área constante, donde la boquilla es localizada a la salida de la sección del área constante. Varias investigaciones han encontrado que el ERC con eyector a presión constante presenta mejores prestaciones energéticas, en comparación con el ciclo ERC con área constante [⁹-¹⁰]. Por ello, en el presente trabajo se ha utilizado el ciclo ERC con eyector a presión constante.

Por otra parte, el intercambiador de calor, es un dispositivo empleado para aprovechar la energía de un fluido que se encuentra a una mayor temperatura y transferirla a otro con menor temperatura [¹¹-¹²].

Es así que, la efectividad de los equipos de intercambio de calor juega un papel muy importante sobre el rendimiento energético en los sistemas de refrigeración por compresión de vapor, lo cual es un parámetro que compara la velocidad real de transferencia térmica respecto a la velocidad máxima posible de transferencia de calor [¹³].

En este sentido, localizar la mejor ubicación del intercambiador de calor, que ayude a mejorar el rendimiento energético y exergético en los sistemas de refrigeración por eyecto-compresión, es una de las actividades en las que se ha puesto mucha atención dentro de la comunidad científica.

Una alternativa para mejorar el rendimiento energético en los ciclos de refrigeración por eyecto-compresión (ERC), es la inclusión de un intercambiador de calor. Dentro de la literatura, la posición en la que comúnmente se localiza el intercambiador de calor en los ciclos ERC es: 1) entre el condensador y el separador de líquido (IHX-1 y 2) entre el condensador y el evaporador (IHX-2). Sin embargo, no hay un estudio en que se analice el efecto de la inclusión de ambos intercambiadores de calor en el ERC, la cual es una configuración alternativa, y es definida como ERC+IHX-1+IHX-2.

Por tal motivo, el presente trabajo tiene como objetivo investigar la influencia de ambos intercambiadores de calor de manera energética y exergética. Para el estudio, R134a es empleado como fluido refrigerante, tanto para aplicaciones de refrigeración, así como para acondicionamiento de aire. Además, se analiza el efecto de la temperatura de evaporación y la efectividad de ambos intercambiadores de calor sobre las irreversibilidades de cada uno de los componentes que conforman el sistema.

Finalmente, para la configuración propuesta, la mejor combinación de efectividades de los IHX, así como de temperatura de evaporación, es determinada para evaluar los rendimientos, energético y exergético.

2. Estado del arte

En la literatura existen trabajos que se enfocan en identificar la mejor ubicación del IHX dentro de sistemas de refrigeración por eyecto-compresión. Por ejemplo, Pérez-García et al. [¹⁴] estudiaron experimentalmente la influencia del IHX sobre el comportamiento energético en una nevera. Para su estudio, emplearon el refrigerante R513A como alternativa al R134a. Los autores encontraron que, durante 24 horas de prueba, el consumo energético del sistema con R134a es 8% mayor, en comparación con el R513A.

Otón-Martínez et al. [¹⁵] evaluaron el impacto de la inclusión de un IHX en un ciclo de refrigeración transcrítico, en el que CO₂ fue empleado como fluido de trabajo. Con base a sus experimentos, el COP del ciclo con IHX resulta ser 7.55% mayor, en comparación con el ciclo sin IHX.

Cabello et al. [¹⁶] realizaron un estudio experimental en una cabina de congelación horizontal, en el que la influencia del IHX sobre el comportamiento energético fue analizado a diferentes condiciones de operación. Durante las pruebas experimentales, se evaluaron los refrigerantes R454C, R455A, R468A, R290 y R1270, como alternativa al refrigerante comercial R404A. Para un periodo de 16 horas de operación, se encontró una reducción en el consumo energético, el cual es mayor cuando se usa el R404A y R1270, seguido del R455A, R290, R454C y R458A. Sin embargo, el máximo ahorro energético de 9.2% se obtiene a una temperatura de 40°C, a la salida del condensador.

Mota-Babiloni et al. [¹⁷] también evaluaron de manera experimental un ciclo de refrigeración por compresión de vapor. La influencia del IHX sobre el rendimiento energético fue analizando para los refrigerantes R513A y R134a, para un rango de temperaturas de evaporación entre -15 a -5°C y temperaturas de condensación de 32.5 y 40°C. Sus resultados muestran un incremento de 26K en la temperatura de descarga para ambos fluidos y un aumento en el COP del 8% y 4% para el R513 y R134a, respectivamente; sin embargo, no es recomendable el uso del IHX para altas razones de compresión.

Por otra parte, Mota-Babiloni et al. [¹⁸] evaluaron experimentalmente un ciclo de refrigeración por compresión de vapor, en el que emplearon R1234ze como refrigerante y los resultados obtenidos fueron comparados con el R134a, bajo diferentes condiciones de operación.

Además, también se analizó el efecto de la inclusión del IHX sobre la capacidad de enfriamiento del sistema, concluyendo que al emplear un compresor 43% más grande y una efectividad en el IHX>25%, se puede incrementar la capacidad de enfriamiento a valores similares a los obtenidos con el R134a. Devecioglu y Oruc [¹⁹] estudiaron la influencia de un intercambiador de placas sobre el rendimiento energético en un sistema de acondicionamiento de aire. Para su estudio, se usó el R453A como alternativa al refrigerante R22 y sus resultados demuestran que la presencia del IHX incrementa el rendimiento energético y exergético del ciclo, así como una reducción en la contribución total al calentamiento atmosférico (TEWI), al emplear el R453A como refrigerante sustituto al R22. Mota-Babiloni et al. [²⁰] estudiaron el efecto de un intercambiador de calor a contraflujo, en un sistema de refrigeración por compresión de vapor.

Los refrigerantes empleados en el sistema fueron el R1234ze(E) y R450A, bajo diferentes temperaturas de condensación y evaporación y los resultados obtenidos fueron compararon con los obtenidos por el refrigerante R134a. Ellos concluyeron que el IHX tiene una influencia positiva sobre el rendimiento energético del sistema para todos los refrigerantes analizados, mientras que el mayor rendimiento energético es obtenido con el refrigerante R1234ze(E).

Cabello et al. [²¹] investigaron el potencial que presentan los refrigerantes R417B, R422A y R404A como sustitutos al R22, en una planta de refrigeración por compresión de vapor.

Las pruebas experimentales en el sistema se realizaron con y sin IHX, bajo las mismas condiciones de operación, concluyendo que el uso del IHX, mejora la capacidad de enfriamiento y el COP en dichos refrigerantes, por lo que se pudiera considerar a estos refrigerantes como sustitutos viables al R22.

Por otra parte, Navarro-Esbrí et al. [²²] realizaron un estudio experimental en el que evaluaron la influencia del IHX en un ciclo de refrigeración por compresión de vapor empleando R134a y R1234yf como refrigerantes.

Durante su estudio, los autores consideraron una efectividad en el IHX del 25% y observaron una reducción de entre el 6 y 13% en la capacidad de enfriamiento y el COP, respectivamente, cuando R1234yf es remplazado por el R134a. Además, ellos demostraron que la presencia del IHX reduce la capacidad de enfriamiento y el COP entre 2 y 6%, respectivamente.

García y Berana [²³] realizaron un estudio teórico en el que colocaron el IHX entre el condensador y el separador de líquidos en un sistema de refrigeración por eyecto-compresión.

Dentro de los refrigerantes que ellos analizaron están R717, R22, R134a y R290. Los autores concluyeron que el colocar el intercambiador de calor en esta posición no necesariamente incrementa el rendimiento energético del sistema.

Moles et al. [²⁴] también realizaron un estudio teórico de la configuración propuesta por García y Berana [²³]. Donde, concluyeron que se puede conseguir un incremento en la capacidad de enfriamiento del ciclo; sin embargo, el rendimiento energético se puede reducir con la temperatura de operación, la efectividad del intercambiador de calor y la eficiencia del eyector.

Bakhshipour et al. [²⁵] estudiaron, en un ciclo de refrigeración, el uso de materia de cambio de fase (PCM) en un intercambiador de calor, el cual fue ubicado entre el condensador y la válvula de expansión, encontrando que la utilización de PCM mejora en 9.58% el COP del sistema.

Siguiendo esta metodología, Aprea et al. [²⁶] realizaron una comparativa entre una planta de refrigeración con R134a y un prototipo operando con R744 bajo condiciones transcríticas, mostrando que la planta de refrigeración operando con R134a es de 20 a 44% mejor que el ciclo con R744 bajo las mismas condiciones de operación.

Ma et al. [²⁷] analizaron un ciclo básico de refrigeración con eyector, al cual aplicaron un estudio energético y exergético a varios hidrocarburos.

Derivado se su análisis, los autores encontraron que, a la temperatura de condensación de 40°C y evaporación de 5°C, los refrigerantes R290 y R1270 presentan los mejores rendimientos energéticos y exergéticos, en comparación con los refrigerantes R600 y R600a. Al-Sayyab et al. [²⁸] aplicaron un análisis de energía, exergía y ambiental a una bomba de calor con eyector empleando como refrigerante el R450A, R513A, R515A, R515B, R516A, R152a, R444A, R1234ze(E), R1234yf, R290 y R1243zf. De los refrigerantes estudiados, se pudo revelar que el R515B muestra los valores más bajos de exergía destruida y la más alta eficiencia exergética.

Zhang et al. [²⁹] evaluaron experimentalmente un novedoso sistema transcrítico de compresión/eyección con fuente de calor dual. Los resultados experimentales muestran que la capacidad de enfriamiento obtenida por el sistema es de 50.49 kW; sin embargo, cuando el sistema opera con una frecuencia de entre 20Hz y 30 Hz, la mayor exergía destruida ocurre en el enfriador de gas, mientras la menor exergía destruida, a 35 Hz, ocurre en el compresor.

Rodríguez-Muñoz et al. [³⁰] evaluaron, energética y exergéticamente, la posición del intercambiador de calor en dos diferentes sistemas de refrigeración por eyecto-compresión (EC+IHX-1 y EC+IHX-2). Sus resultados muestran que el uso del intercambiador de calor ocasiona una reducción en el rendimiento energético en ambas configuraciones, aunque la eficiencia exergética de la configuración EC+IHX-2 es mayor que la configuración EC+IHX-1 para valores en la efectividad del intercambiador inferiores al 60%.

3. Metodología

En la Figura 1 se muestra el diagrama esquemático del ciclo de refrigeración por eyecto-compresión ERC+IHX-1+IHX-2.

El principio de operación del ciclo es el siguiente: refrigerante entra al intercambiador de calor (IHX-1) como líquido saturado (3) y transfiere energía al fluido proveniente del separador de líquido que se encuentra como vapor saturado (14), lo cual provoca una reducción de su temperatura e ingrese al segundo intercambiador de calor (IHX-2) como líquido subenfriado (4), mientras que al compresor entra el refrigerante como vapor sobrecalentado (1). En el compresor, el refrigerante es comprimido, incrementándose su presión y temperatura (2), y enviado hacia el condensador.

El refrigerante subenfriado (4) fluye por el segundo intercambiador de calor (IHX-2) para transferir energía al vapor saturado proveniente del evaporador (11), esto ocasiona un incremento de temperatura hasta alcanzar las condiciones de vapor sobrecalentado (12), para después ingresar, conjuntamente con el refrigerante subenfriado (5), al eyector. Posteriormente, el refrigerante subenfriado pasa a través de la boquilla (6), donde la presión se reduce hasta las condiciones del flujo que se encuentra en la etapa de baja presión (13). Dentro de la cámara de mezclado, ambos flujos se mezclan (7) e ingresan al difusor en el que su velocidad es reducida hasta su salida (8).

En el separador de líquido, el refrigerante egresa como líquido saturado hacia la válvula de expansión (9), esto genera una reducción en la presión y temperatura, para después ingresar al evaporador (10). Para alcanzar las condiciones de vapor saturado, el calor proveniente del espacio a refrigerar es transferido al fluido refrigerante y enviado de regreso al IHX-2, completando así el ciclo.

La configuración propuesta ha sido modelada en base a las ecuaciones de conservación de masa, energía y momento aplicadas a cada uno de los componentes que describen el sistema. A continuación, se enlistan las consideraciones aplicadas al modelo:

De acuerdo a estas consideraciones, las ecuaciones resultantes de los balances de energía, para cada uno de los componentes dentro del ciclo, se muestran en la Tabla 1.

El algoritmo propuesto por Rostamnejad Takleh y Zare [³³] para desarrollar el balance de energía del eyector, es basado en la configuración mostrada en la Figura 2. Dicha configuración está constituida por cuatro secciones: succión, mezclador, sección de área constante y difusor. A continuación, se describe el procedimiento de análisis para este componente.

Salida de la boquilla de succión

A la salida de la boquilla primaria

Sección de mezclado

Salida del difusor

Donde, P, ∆P, h, s, V, ω y x, es la presión (kPa), caída de presión (kPa), entalpía específica (kJ-kg^-1), entropía específica (kJ-kg^-1-K^-1), velocidad (m-s^-1), razón de arrastre (-) y la calidad a la salida del eyector (-), respectivamente. Mientras que, η_bp, η_m y η_d son las eficiencias isentrópicas de la boquilla primaria, mezclador y difusor, respectivamente.

El rendimiento energético del ciclo ERC+IHX-1+IHX-2, está definido como la relación de la capacidad de enfriamiento, q_evap, respecto a la potencia que se suministra al compresor, w_comp, el cual se obtiene por medio de la siguiente expresión [³⁴].

Por otra parte, la irreversibilidad, I (kJ-kg^-1), es definida como una manera efectiva de medir el potencial que tiene una sustancia de impactar el medio ambiente. Para una sustancia pura, la irreversibilidad para cada componente puede ser calcula como la diferencia entre la exergía suministrada, respecto a la exergía recuperada:

Donde, el contenido de exergía específica del fluido, e (kJ-kg^-1), puede ser calculada en términos de su entalpía y entropía específica:

De tal manera que las irreversibilidades de cada uno de los componentes a cada uno de los componentes del sistema, se muestran en la Tabla 2.

Mientras que, la segunda ley de la termodinámica puede ser usada para calcular el rendimiento exergético del sistema, el cual está definido como la diferencia entre la unidad y la fracción de la exergía total destruida respecto al trabajo consumido en el compresor [³⁵]:

Donde

La siguiente ecuación es empleada para determinar la calidad de la mezcla a la salida del difusor, la cual se obtiene mediante un proceso iterativo hasta que los balances de energía a la entrada y salida del ciclo tuvieran un error de convergencia menor del 0.01% [³³].

Las ecuaciones de la Tabla 1, así como las ecuaciones 1-39 son resueltas con la ayuda del software computacional Engineering Equation Solver (EES) [³⁶], esto se debe a que el software contiene códigos de programación con las propiedades termofísicas del refrigerante bajo estudio.

En la Tabla 3 se muestran las condiciones de operación empleadas en el análisis y simulación de la configuración propuesta.

Para el análisis del ciclo, la temperatura de evaporación se varía entre -5°C y 10°C, lo cual es un rango de valores comúnmente empleados en este tipo de dispositivos [³⁷]; mientras que el espacio a enfriar se supone esté 5°C por encima de la temperatura de evaporación [²⁷]. Además, la temperatura de condensación se mantiene constante a 40°C, mientras las eficiencias isentrópicas de la boquilla, difusor y mezclador se establecieron en base a valores típicos empleados comúnmente en los sistemas de refrigeración por eyecto-compresión [³⁷-⁴⁰].

4. Resultados y discusiones

En los sistemas de refrigeración por eyecto-compresión, la caída de presión es uno de los parámetros que se debe considerar durante el análisis, diseño y simulación. Por tal motivo, la caída de presión óptima se obtiene a las condiciones en las cuales el COP es máximo. Para el modelado del ciclo ERC+IHX-1+IHX-2 se ha considerado una temperatura de condensación de 40°C y una temperatura de evaporación de 5°C, las cuales son temperaturas que se emplean comúnmente en aplicaciones de acondicionamiento de aire. La influencia de la caída de presión sobre el COP se puede observar en la Figura 3. Para esta simulación se ha establecido una efectividad, para cada uno de los intercambiadores de calor de 80%, lo cual es un valor máximo considerado en sistemas reales para este componente [¹⁰]. Los resultados muestran que el máximo COP de 5.676, lo que representa la óptima caída de presión de 2.8 kPa, la cual es utilizada como valor base para el análisis energético y exergético del ciclo. Es importante mencionar que, para el ciclo básico de refrigeración por eyecto-compresión, la máxima caída de presión permisible en el eyector es de alrededor de 14 kPa. Sin embargo, cuando se usa un intercambiador de calor entre el condensador y el separador de líquido (IHX-1), así como entre el condensador y el evaporador (IHX-2), la caída de presión se reduce a 5.556 kPa [³⁰], lo cual implica que el ciclo ERC+IHX-1+IHX-2 requiere de una menor cantidad de energía para que el refrigerante fluya por el sistema.

5. Conclusiones

En este trabajo se presenta un estudio energético y exergético de un ciclo de refrigeración por eyecto-compresión con doble intercambiador de calor. El efecto de la efectividad del intercambiador de calor sobre el rendimiento energético, COP, la eficiencia exergética y las irreversibilidades de cada componente que describe cada configuración son comparados.

Dentro de las conclusiones más relevantes están las siguientes:

La configuración ERC+IHX-1+IHX-2(80%) no presenta un aumento considerable en el COP con el incremento de la efectividad en el IHX-1, sin embargo, los mejores rendimientos energéticos se obtienen a altas temperaturas de evaporación. Para la configuración ERC+IHX-1(80%)+IHX-2, el COP se reduce con el incremento de la efectividad en el IHX-2.

La eficiencia exergética se reduce para la configuración ERC+IHX-1(80%)+IHX-2 a medida que se incrementa la efectividad del IHX-2, mientras que para la configuración ERC+IHX-1+IHX-2(80%), el aumento de la efectividad en el IHX-1 provoca un incremento en la eficiencia exergética del ciclo.

El incremento de la efectividad del intercambiador de calor no presenta efectos significativos sobre las irreversibilidades de la configuración ERC+IHX-1(80%)+IHX-2 en el compresor, el condensador, evaporador y el IHX-1; mientras que para la configuración ERC+IHX-1+IHX-2(80%), se obtiene un incremento considerable en las irreversibilidades de dichos componentes, excepto en el compresor.

La disminución en la temperatura de evaporación produce un aumento de irreversibilidad para todos los componentes del ciclo, con excepción en la válvula de expansión. Los componentes que presentan las mayores contribuciones a la irreversibilidad, en ambas configuraciones, corresponden al condensador, compresor y evaporador, mientras las menores contribuciones a la irreversibilidad se dan en la válvula de expansión y el IHX-1.

El uso de los intercambiadores de calor, no representa mejoras significativas sobre el rendimiento energético (COP), pero si presenta un efecto significativo en la eficiencia exergética, siendo más eficiente a bajas temperaturas de evaporación. Esto implica en una reducción en la exergía destruida por el sistema o en un menor trabajo específico requerido en el compresor.

Finalmente, la configuración ERC+IHX-1+IHX-2 puede resultar en una alternativa a las configuraciones ERC+IHX-1 y ERC+IHX-2 propuestas en la literatura, ya que esta configuración presenta una mayor eficiencia exergética y menores irreversibilidad en cada uno de los componentes del sistema, para casi todo el rango de efectividades en el intercambiador de calor.

Nomenclatura