12/01/2011 LOS EVAPORADORES. EVAPORADORES Funciones CLASIFICACION

Transcripción

1 Pag. 1 EVAPORADORES Funciones Pag. 2 Intercambiador a baja presión (temperatura), en el que se produce la ebullición del fluido frigorígeno mediante la absorción de calor de la carga. LOS EVAPORADORES CLASIFICACION Pag. 3 EVAPORADORES SECOS Pag. 4 En función del estado del fluido a la salida: Secos; el refrigerante abandona el equipo en estado de vapor recalentado. Inundados; el compresor se conecta en la parte superior, tomando el vapor a saturación, dada su coexistencia con fase liquida. En función del fluido a enfriar De aire Convección natural (estáticos) Convección forzada De liquido 1

2 EVAPORADORES INUNDADOS Recirculación de liquido a baja presión Pag. 5 EVAPORADORES INUNDADOS Pag. 6 La base del sistema la constituye el hecho de mandar, hacia el conjunto de los evaporadores, una mayor cantidad de líquido que la que se evapora, es decir, la cantidad enviada es superior a la necesaria para producir el enfriamiento requerido. Por lo tanto, la porción de líquido que no cambia de estado en el evaporador debe ser acumulada, junto al vapor formado, en un recipiente separador, del cual se extrae el vapor saturado que se dirige al compresor, volviendo nuevamente el liquido restante, junto al de alimentación, hacia los evaporadores. EVAPORADORES INUNDADOS Sistemas de Recirculación Pag. 7 EVAPORADORES INUNDADOS Recirculación por bomba Pag. 8 La recirculación de liquido en este tipo de instalaciones puede ser debida a: Un proceso de circulación natural, debido a diferencia de densidades. Un agente que produzca artificialmente esta recirculación, la cual puede ser a su vez: En proceso continuo: Por Bomba. Por Inyector. Funcionamiento periódico. 2

3 EVAPORADORES INUNDADOS Recirculación por gravedad Pag. 9 EVAPORADORES INUNDADOS Separador de baja presión Pag. 10 La fuerza motriz (producto de densidad del liquido y altura) debe ser mayor, para que se produzca la circulación, a la carga resistente (altura por densidad media en evaporador). Los evaporadores funcionando de esta manera deben poseer cortos recorridos y tubos de elevados diámetros, ya que el efecto que produce el movimiento i es débil. Otra faceta que debe resaltarse es que en la entrada del evaporador, la presión es mayor que la del liquido en el separador, lo que obliga a expansionar en la válvula, hasta un nivel inferior al requerido. De todo lo anterior se desprende la ineficiencia de este sistema. SEPARADOR BAJA PRESION Actuadores de nivel Pag. 11 Pag. 12 EVAPORADORES DE AIRE 3

4 EVAPORADORES DE AIRE Convección natural. Domésticos (Roll-Bond) Pag. 13 EVAPORADORES DE AIRE Convección natural. Estáticos Pag. 14 EVAPORADORES DE AIRE Convección forzada Pag. 15 EVAPORADORES DE AIRE Convección forzada. Aletas Pag. 16 4

5 EVAPORADORES DE AIRE Configuración tubos Pag. 17 EVAPORADORES DE AIRE Convección forzada. Frigoríferos Pag. 18 EVAPORADORES DE AIRE Tipo seco. Esquema de principio Pag. 19 EVAPORADORES DE AIRE Tipo seco Pag. 20 5

6 /01/2011 Pag. 21 Pag. 22 Principio de diseño Pag. 23 Representación gráfica DTML Pag. 24 La superficie de transferencia es el factor de mayor importancia en la mayoría de los casos, aunque no el único, calculándose mediante la expresión: Q0 = potencia DTML = salto medio entre el aire y el fluido frío, atención tanto a las pérdidas de carga en expansión directa, como al recalentamiento útil. U = coeficiente global de transmisión. Q0 S = DTML U Entrada aire DTML= ΔT ΔT ΔT ln Δ T ΔT aire Salida aire ΔT 1 DTML ΔT 2 ΔT rec. ΔT p.c. La presencia de recalentamiento (únicamente para expansión directa), no se contempla en el cálculo del DTML, adjudicándosele un factor de mayoración sobre la superficie de transferencia. La diferencia de temperatura debida a pérdidas de carga puede ser aproximada a unos valores de 0,2ºC para amoníaco, y de 0,75ºC para derivados halogenados. 6

7 Consideraciones sobre temperatura de entrada del aire en una cámara Pag. 25 INCREMENTOS TÉRMICOS MEDIOS Entre ambiente y evaporación Pag. 26 T 0 = -28 ºC ; U = 20 W/m 2 K HUMEDAD RELATIVA [%] CIRCULACIÓN FORZADA NATURAL DTML = 5,77 ºC DTML =7,85 ºC DTML =9,86 ºC S = 3.46 m 2 S = 2.55 m 2 S = 2.03 m T C -T 0 [ C] Simil eléctrico de un conjunto aleteado Pag. 27 Coeficiente U Pag. 28 Conducción Convección Convección Convección Convección Convección R conv,interna R conductiva S. aleteada R aleta R libre De cálculo complicado, su valor es función principalmente de: Morfología, material, espesor y diámetro de los tubos. Configuración del banco de tubos (en línea o tresbolillo). Espesor y material de las aletas. Geometría de las aletas. Contacto entre tubo y aletas. Pitch o distancia entre aletas. Velocidad del aire a lo largo de las aletas (corrección respecto a la velocidad frontal de ataque). Coeficiente de película interno. El SHR, relación de calor sensible. Factor de ensuciamiento interno (p.e. Por aceite en expansión directa). Factor de ensuciamiento externo junto a escarchado o condensación. Se desprecia la radiación externa 7

8 Factores que afectan al coeficiente U Geometría de los tubos Pag. 29 Factores que afectan al coeficiente U Configuración del banco de tubos Pag. 30 Los tubos son normalmente de sección circular. A mayor diámetro de tubos mayor valor de U (atención al coeficiente interno en caso de circulación de agua fría). El valor de U será tanto mayor cuanto mayor sea la relación entre la superficie de aletas y la del tubo. La pared del tubo actúa como una resistencia al paso de calor entre fluidos. En la figura se muestra la variación del U con el pitch o distancia entre tubos. Bancos de tubos. Disposición en línea Pag. 31 Bancos de tubos. Disposición en tresbolillo Pag. 32 x 2 x 2 x 1 x 1 x 3 x 3 8

9 Bancos de tubos. Número de Reynolds Pag. 33 Bancos de tubos. Ecuación semejanza Pag. 34 Re = D En línea Al tresbolillo DG max = μ u max u max D u ( linea) ( tresbolillo) max μ u max = u = u ρ x1 x D 1 x ( x D) Nu D = C. A Re Pr 06, 13 / D μ μ p 014, C En linea 026 0,26 Al tresbolillo 0,33 El coeficiente A depende del número de filas del haz tubular > 9 En línea 0,64 0,8 0,87 0,91 0,94 0,96 0,98 0,99 1 Al tresbolillo 0,68 0,75 0,83 0,89 0,93 0,96 0,98 0,99 1 Ecuación de Chi-Chuan Wang (2000) Pag. 35 Factores que afectan al coeficiente U Espesor y material de aletas Pag Nu j = C Re C 1 Dc j = Re Pr 1/ 3 f = C Re C4 3 Dc Estos valores están relacionados con la eficiencia de las aletas. Su incidencia se refleja en la figura adjunta. P1 N = 1; P2 F 0.29 p Fp F P p t j = 0.108ReDc Pl Dc Dh Pt N >= 2; j = 0.086Re P3 Dc N P4 Fp Dc P5 Fp Dh P6 Fp Pt 0.93 N = nº de filas 9

10 Factores que afectan al coeficiente U Geometría de aletas Pag. 37 Factores que afectan al coeficiente U Unión entre aletas y tubo Pag. 38 La utilización de aletas corrugadas con generadores de turbulencia puede aumentar los valores del coeficiente global hasta en un 15%. Ahora bien, esta configuración sólo es aceptable en baterías con condensación, no en el caso de trabajar por debajo de 0ºC, ya que favorecen la formación de hielo y dificultan el proceso de desescarche. Además debe considerarse el aumento de pérdidas de carga en el lado del aire. Evidentemente depende de la calidad en la fabricación de las baterías. El problema puede estar en caso de unión entre diferentes materiales, como es el caso de aletas de aluminio unidas a tubos de acero. Aleta anular. Sujección Pag. 39 Aletas. Fijación por presión Pag. 40 A presión Embebidas Soldadas Aumento de transmisión de calor Nivel térmico de utilización 10

11 Factores que afectan al coeficiente U Pitch o distancia entre aletas. Pag. 41 Factores que afectan al coeficiente U Velocidad del aire. Pag. 42 El valor de U se eincrementa al aumentar la distancia. En la figura de la incidencia de la distancia entre aletas se ha puesto de manifiesto la importancia de la velocidad del aire. La velocidad base considerada para el aire es la correspondiente a la frontal de ataque. Factores que afectan al coeficiente U Coeficiente de película interno. Pag. 43 Factores que afectan al coeficiente U Relación SHR. Pag. 44 Este coeficiente no es una constante dependiendo básicamente de la carga a que este sometida la batería (W/m 2 ) y a la velocidad de paso, cuanto mayor sea esta última mayor es el coeficiente, pero en contrapartida mayor es la pérdida de carga. La potencia total intercambiada en una batería cuya superficie se encuentre por debajo del punto de rocío del aire, se constituye de una componente sensible (de variación de temperatura) y otra latente de cambio de estado del agua presente en el aire. La relación entre la parte sensible y la total es el denominado SHR. El coeficiente de película en la zona de condensación es mucho mayor que el de la parte de transferencia solo sensible, por lo que para considerar este efecto se puede considerar la aproximación: h h ext, sensible = SHR ext, medio 1 11

12 Factores que afectan al coeficiente U Relación SHR. Efecto en aletas Pag. 45 Eficiencia de aletas Pag. 46 En caso de incremento del coeficiente externo debido a cambio de estado, la eficiencia de las aletas desciende, de tal manera que habrá que tener en cuenta ambos efectos, lo cual puede tenerse en consideración mediante un factor E, tal que: E = F( SHR; Nr ) N r = factor de corrección sobre eficiencia de la aleta. Se define la eficiencia de la aleta como la potencia realmente transmitida por una aleta y la que se propagaría si la superficie total de la aleta se mantuviese a la temperatura de su base, esto es: qreal E aleta = qideal La potencia ideal que transmitiría la aleta (a la temperatura de la base) se calcula l como: q ideal = a a h θ 0 De la definición de eficiencia, es posible calcular la potencia emitida por una aleta como: q real = Eha a θ 0 Efectividad de una aleta Pag. 47 Multialetas. Configuraciones complejas Pag. 48 Evalúa la conveniencia de utilización de aletas q S0θ 0 h e E aleta e = = S S convectiva base Se justifica la utilización de aleta, si e aleta 2 12

13 Configuraciones complejas.ashrae Pag. 49 SHR sobre diagrama Carrier (F.B.) Pag. 50 Th mr i φ η mr i m. 2h. ke φ ( α 1 ).( ln( α )) α f_( a, b) qs qs SHR= = q q +q T S L a b r i a b "Configuración rectangular Disposición en línea "Configuración hexagonal Disposición al tresbolillo Factores que inciden sobre el FB Pag. 51 Estimación del SHR Pag. 52 Superficie transversal del intercambiador; un incremento supone un mayor intercambio. Número de filas de tubos, un aumento reduce la temperatura y humedad del aire en salida. Espaciado de aletas, un descenso de este valor supone una mayor superficie de intercambio. Caudal de aire, a mayores valores se corresponden tratamientos mas acusados. Temperatura del fluido frío, un valor alto supone un menor grado de tratamiento. dt = T aire T 0 13

14 Dependencia del SHR Pag. 53 Paso a régimen seco aparente Pag. 54 Esta relación es función de: La diferencia entre las temperaturas del local y de evaporación, cuanto mayor sea mas vapor de agua cambiará de estado, y por tanto menor será el valor del SHR. La temperatura de evaporación, cuanto mas baja sea esta menor será el contenido de humedad en el aire del local. Mayor SHR. El análisis del evaporador, es similar al de condensador, con las consideraciones de condensación de agua sobre su superficie durante el proceso de deshumectación. Una posible simplificación inicial consiste en suponerlo seco con la potencia transferida del proceso real. Esta potencia es la suma de las componentes latente y sensible, por lo que por unida de masa se tendrá: Δh T Δh S Δh L = + ΔT ΔT ΔT c p, efec ΔhL = c p + ΔT Factores que afectan al coeficiente U Factor de ensuciamiento interno. Pag. 55 Factores que afectan al coeficiente U Factor de ensuciamiento externo. Pag. 56 La presencia del aceite, que acompaña al refrigerante por la instalación, puede provocar una resistencia al paso de calor, cuyo valor medio puede ser estimado en una cantidad de 0,0002 m 2 ºC/W. El vapor de agua presente en el aire puede, si se producen las condiciones requeridas condensar o congelarse sobre la superficie externa de la batería, asimilándose este proceso a una resistencia de ensuciamiento. La presencia de hielo afecta pues al valor del coeficiente U, tal como se muestra en la figura adjunta. 14

15 Cilindro aleteado. Coeficiente U Pag. 57 Expresión final para U Referido a la superficie externa Pag. 58 Q 1 2. π. r.. i Lh i j T i T e r j 1 ln r j 1 2. π. Lk... j η pond h e A total 1 1 = U E. h + R + S S + S S + S ext, sensible sucioext, 2 S int, tubo ext, total int, tubo ext, total int, tubo + ext, total + S R 1 h int + ext, tubo sucio,int e K + tubo tubo + Transmisión lado aire. Ensuciamiento externo. Transmisión a través tubo. Ensuciamiento interno Transmisión lado fluido frío. No se considera radiación externa EVAPORADORES DE AIRE Coeficiente global [W/m 2 C] Pag. 59 EVAPORADORES DE AIRE FLECHA Pag. 60 C C MEDIO A ENFRIAR Máximo Mínimo AIRE CONVECCIÓN NATURAL ,3 A A AIRE CONVECCIÓN FORZADA*: Formación hielo Sólo condensación 17, D A D B * Velocidad frontal del aire en el rango de 2,5 a 3 m/s Evaporador de doble flujo Evaporador de simple flujo 15

16 Pag. 61 DESESCARCHE Evaporadores Aire Pag. 62 DESESCARCHE Evaporadores Aire MÉTODO MANUAL Pag. 63 INTRODUCCIÓN Pag. 64 SISTEMAS DE DESESCARCHE INCIDENCIA SOBRE TRANSMISION CALOR CALENTAM. EXTERNO GAS CALIENTE RESIST. ELECTRICA FLUIDO EXTERNO DESRECAL. VAPOR ACUMULACIÓN AIRE CÁMARA DUCHA LIQUIDO El aire húmedo interno a una cámara es una mezcla de aire seco más humedad. Por tanto, a su paso por evaporador depositara sobre éste parte de su humedad en forma de hielo si: La temperatura de la superficie se encuentra por debajo de 0 C. La temperatura es inferior a la de rocío del aire húmedo circulante. En resumen, la formación de hielo se producirá tanto más rápidamente cuanto menor sea la temp. del refrigerante y cuanto mayor sea la humedad especifica. TOTAL INVERSIÓN CICLO PARCIAL 16

17 EFECTO DEL HIELO SOBRE LA TRANSMISIÓN DE CALOR Pag. 65 CARACTERÍSTICAS DEL HIELO Pag. 66 Al aumentar la capa de hielo, la temp. en superficie externa aumenta (adición de resistencia térmica); la temp. del refrigerante deberá bajar, pudiéndo llegar a corte por presostato de baja. El hielo trae consigo dos efectos contrapuestos: Por un lado, un aumento de la superficie de transmisión. Por otro, la ya comentada adición de una resistencia térmica. El primer efecto no es preponderante frente al segundo más que en una primera etapa; rápidamente el segundo toma una mayor proporción con la consiguiente pérdida de eficacia. La resistencia térmica de la capa de hielo depende de su estructura, en concreto del contenido de aire disuelto en su interior. Así, a una mayor proporción de gases disueltos la conductividad resultante es menor; por tanto a mayor valor de la densidad del hielo se corresponde una conductividad mayor y una menor oposición ió al paso del calor. NECESIDAD DEL DESESCARCHE Pag. 67 TIPOS DE DESESCARCHE Pag. 68 En cuanto a la presencia de hielo sobre un evaporador, puede concluirse que su influencia es la de reducir la eficacia de la instalación frigorífica, lo que conlleva a la necesidad de regulares periodos de desescarche. Las fases de desescarche se presenta sobre la figura adjunta. Desescarche manual, con cepillos especiales, operación costosa y difícil de realizar con la periodicidad deseada. Desescarche por circulación del aire de la propia cámara. Desescarche por resistencias eléctricas. Desescarche por agua liquida. Desescarche por "gas" (vapor) caliente. 17

18 DESESCARCHE POR CIRCULACIÓN DEL AIRE DE LA PROPIA CÁMARA. Pag. 69 DESESCARCHE POR RESISTENCIAS ELÉCTRICAS Pag. 70 Mediante la acción de un elemento (p. e. reloj de desescarche), el compresor para y el aire, al continuar su paso a través del evaporador, va cediendo calor que toma el hielo para cambiar de estado. Este sistema presenta como principales inconvenientes, en caso de circulación forzada, el rociado con agua liquidaid sobre el género próximo al intercambiador, y el tiempo elevado de desescarche en comparación con otros sistemas. Este sistema suele estar limitada a cámaras con temperatura positiva (evidentemente con temperaturas de evaporación inferiores a 0ºC). En este caso se disponen sobre el evaporador una serie de resistencias (normalmente a 220 V), las cuales, suministran, durante períodos de tiempo establecidos, una cantidad de calor suficiente para el desescarche. Para evitar el salpicado se suele decalar el arranque del ventilador al del compresor, lo que ocasiona la nueva congelación del agua que permanece al final del desescarche sobre la superficie. Hay que añadir que en algunos casos suelen instalarse resistencias adicionales con destino a calentar la bandeja de recogida y los conductos de salida del agua resultante. El inconveniente principal de este sistema de desescarche lo constituye el costo energético, lo que desaconseja su aplicación a instalaciones de gran potencia. DESESCARCHE POR RESISTENCIAS ELÉCTRICAS Pag. 71 DESESCARCHE POR RESISTENCIAS ELÉCTRICAS Pag

19 DESESCARCHE POR DUCHA DE LIQUIDO Pag. 73 DESESCARCHE POR GAS CALIENTE Pag. 74 Con este sistema se utiliza una corriente, normalmente de agua, que por rociado sobre la superficie del intercambiador provoca la fusión del hielo, arrastrando el agua resultante fuera del recinto. Como en el caso anterior, debe evitarse la acumulación de liquido en el interior de la cámara, ya que al funcionar de nuevo la instalación ió podrían dí reventar la tubería de salida, igualmente el rociado de agua residual se evita por arranque del compresor antes del ventilador de evaporador. En este sistema la fuente caliente necesaria va a ser proporcionada por la propia instalación, utilizando los vapores calientes de la descarga del compresor, los cuales se derivan hacia el evaporador, produciendo, mediante su circulación interna, el efecto buscado. Existe una gran diversidad de procedimientos que utilizan el principio básico de gas caliente (no sólo en evaporador, sino en otros casos como suelos de cámaras, etc...). No obstante el mas universal se basa en la inversión de los papeles asignados a los intercambiadores de la instalación. GAS CALIENTE INVERSIÓN DEL CICLO Pag. 75 GAS CALIENTE INVERSIÓN DEL CICLO Pag. 76 Válvula piloto Válvula 4 vías 19

20 GAS CALIENTE VÁLVULA DE 4 VÍAS. MONTAJE Pag. 77 GAS CALIENTE SOBRE SUELO DE CÁMARA Pag. 78 GAS CALIENTE PRODUCCIÓN DE AGUA CALIENTE Pag. 79 Pag. 80 EVAPORADORES DE LIQUIDO 20

21 EVAPORADORES DE LIQUIDO De carcasa - tubos. Esquema Pag. 81 EVAPORADORES DE LIQUIDO De carcasa - tubos Pag. 82 EVAPORADORES DE LIQUIDO Vista interna Pag. 83 SERPENTIN PARA REFRIGERACIÓN INDIRECTA Pag

22 EVAPORADORES DE LIQUIDO Coeficiente global [Kcal/hm 2 C] Pag. 85 EVAPORADORES DE AGUA Curva catálogo. Potencia frigorífica Pag. 86 LÍQUIDO DOBLE TUBO MEDIO A ENFRIAR Máximo Mínimo LÍQUIDO MULTITUBULAR HORIZONTAL: Amoníaco Halogenados LÍQUIDO (Amoníaco) MULTITUBULAR VERTICAL INMERSIÓN: Serpentín Rejilla Q 0 [kw] T WS -T 0 = 3,33 C 3,89 C 4,44 C 5 C 5,56 C M [kg/h] *1000 Pag. 87 Introducción Pag. 88 Análisis evaporador liquido (1-2) Fluidos: R134a y R407C. En este trabajo se analiza el comportamiento de un evaporador del tipo carcasa-tubos (1-2) con diferentes regímenes de giro. El estudio se realizará aplicando los dos métodos tradicionales de estudio de intercambiadores: el del salto logarítmico medio corregido y el de la eficiencia - número de unidades de transferencia. Los fluidos utilizados han sido; R-134a (fluido puro) y R-407C (mezcla ternaria con glide no despreciable). 22

23 T 12/01/2011 Dispositivo experimental Pag. 89 Circuito de carga en evaporador Pag. 90 T5, P5 T6, P6 T7, P7 B T8, P8 T1 0 T9 A T11 Evaporador Intercambiador de disipación con agua glicolada. Resistencias de apoyo. Regulación de la velocidad sobre motor de ventiladores traseros. T2, P2 T3 T4 P4 P3 P1, T1 T12 T13 C D Características del evaporador Pag. 91 Condiciones de ensayo con variación del régimen de giro Pag. 92 Number φ i / φ e / (m) Tube Thickness Inner microfins (m) 6.0 Total Length 0.92 (m) External Exchange surface 1.81 m 2 Tube Side volume m 3 Shell Side volume m 3 compression rate R134a R407C R134a_I R134a_II R134a_III R407C_I R407C_II R407C_III r.p.m. 23

24 Variación del subenfriamiento en los ensayos de variación del régimen giro. Pag. 93 Variación del recalentamiento en los ensayos de variación del régimen giro. Pag subcooling deg gree suction superhatin g degree R134a R407C R134a_I R134a_II R134a_III 13.0 R134a R407C R134a_I R134a_II R134a_III 5.0 R407C_I R407C_II R407C_III R407C_I R407C_II R407C_III r.p.m r.p.m. Variación del caudal frigorifero en los ensayos de variación del régimen giro. Pag. 95 Variación del caudal frigorígeno en los ensayos de variación del régimen giro. Pag secondary coolant volumetr ric flow rate (m3/s) R134a R407C R134a_I R134a_II R134a_III R407C_I R407C_II R407C_III refrigerant mass flow rate (kg/s) R134a R407C R134a_I R134a_II R134a_III R407C_I R407C_II R407C_III r.p.m r.p.m. 24

25 Comprobación potencia frigorífica Pag. 97 Error debido al recalentamiento Pag. 98 cooling capacity comparisson cooling capacity comparisson refrigerant side (kw) R134a R407C with superheating (kw) R134a R407C secondary coolan side (kw) without superheating (kw) Condiciones de salida en evaporador Pag. 99 Método e - NTU Pag. 100 Las condiciones del refrigerante, con pérdidas de carga (punto s o ). Se toman como condiciones de salida las correspondientes al vapor saturado a la presión medida a la salida del evaporador. Para el glicol: Q0 ε = ; Qmax = Cmin T hi T ci Q max ( ) Se hace necesario comprobar las capacidades caloríficas en ambos fluidos, ya que el valor de la eficiencia para disposición 1-2 será: QO = mref ' ( heo hso) = mbrine Cp_ brine ( Teo T ) ( h h ) mref eo so T = Teo mbrine Cp_ brine C glicol C refrig ( Te Ts ) ε = T T e_ glicol glicol e_ refrig C glicol C refrig ( Te Ts ) ε = T T e_ glicol refrig. e_ refrig 25

26 Calor específico aparente del frigorígeno Pag. 101 Glide R-407C Pag. 102 C ' so p_ refrig = T ' so h heo T eo Consideración corregida de Bansal Por lo que la capacidad térmica puede no ser infinita, debido a las pérdidas de carga para un fluido puro, y al estas y el glide para una mezcla. Capacidades térmicas. R-134a Pag. 103 Capacidades térmicas. R-407C Pag R134a t = 5.5 t = 4.5 t = R407C considerando ΔP Refrig 3.50 Glicol t = 4.7 t = 4.5 t = 4.9 Capacidad Tér rmica Capacidad Tér rmica Refrig compressor rotational speed Glicol compressor rotational speed 26

27 Cálculo del NTU Pag. 105 Comparación NTU ideal y real Pag. 106 Caso real 2 ( 1+ C ) 1 E 1 R NTU = ln ; E = ε C E R + 1+ C R C ; CR = C min max. Caso ideal (c p ) NTU = ln 1 ( ε ) Método DMLT Pag. 107 Pag. 108 F = 1 P 2 ln R P R 1 2 P ln 2 P 2 R + 1 R ( R + 1+ R + 1) ; ΔT R = ΔT glicol refrig ; P = T e_ ΔT glicol refrig T e_ refrig. APLICACIONES ESPECIALES Factor de corrección para disposición

28 PISTAS DE HIELO Pag. 109 MÁQUINAS DE HIELO Pag. 110 ALMACENAMIENTO DE HIELO Intercambiador de enfriamiento Pag. 111 PLACAS EUTECTICAS Pag