Modelado y análisis termodinámico de dos novedosos ciclos de refrigeración de CO2 transcrítico con eyector

1 Equation Chapter 1 Section 1 Proyecto Fin de Máster Máster en Sistemas de Energía Térmica Autor: Antonio Moreno López Tutor: Jose Manuel Salmerón Lissén Dpto. de Ingeniería Energética Escuela Técnica Superior de Ingeniería Universidad de Sevilla Sevilla, 2024 Modelado y análisis termodinámico de dos novedosos ciclos de refrigeración de CO2 transcrítico con eyector 2 3 Proyecto Fin de Máster Máster en Sistemas de Energía Térmica Autor: Antonio Moreno López Tutor: José Manuel Salmerón Lissén Catedrático de Universidad Dpto. de Ingeniería Energética Escuela Técnica Superior de Ingeniería Universidad de Sevilla Sevilla, 2024 Modelado y análisis termodinámico de dos novedosos ciclos de refrigeración de CO2 transcrítico con eyector 4 5 Proyecto Fin de Máster: Modelado y análisis termodinámico de dos novedosos ciclos de refrigeración de CO2 transcrítico con eyector Autor: Antonio Moreno López Tutor: José Manuel Salmerón Lissén El tribunal nombrado para juzgar el Proyecto arriba indicado, compuesto por los siguientes miembros: Presidente: Vocales: Secretario: Acuerdan otorgarle la calificación de: El Secretario del Tribunal Sevilla, 2024 6 7 Agradecimientos: Me gustaría agradecer en primer lugar a mi tutor José Manuel por estar siempre atento y haber confiado siempre en mí dándome la oportunidad de finalizar este Máster. A mi familia, mis amigos y a todas las personas que me han acompañado a lo largo de este años. 8 9 Resumen: La nueva normativa F-Gas aprobada por la Comunidad Europea en 2024, pretende eliminar el consumo de HFCs para el año 2050 en el conjunto de la Unión Europea. Como alternativa a los refrigerantes convencionales, el CO2 se presenta como una de las principales debido a sus extraordinarias propiedades medioambientales (potencial de agotamiento de la capa de ozono y potencial de calentamiento global de 0 y 1, respectivamente). Sin embargo, su elevada presión crítica a baja temperatura, provoca que se encuentre funcionando en estado transcrítico en la mayor parte de ciclos de refrigeración. Es por ello que desde la comunidad científica, se ha impulsado el desarrollo de diferentes configuraciones de ciclos que incorporan diferentes tecnologías como en el caso de los eyectores que ayudan a mitigar los efectos negativos del trabajo a alta presión. Un eyector presenta el principal objetivo de aprovechar la energía de expansión del fluido para minimizar el consumo energético de los compresores. Además, consiguen una reducción notable de las enormes tasas de destrucción exergéticas que se producen en las válvulas de expansión de los ciclos convencionales. El principal problema de este tipo de equipos acoplados en determinadas configuraciones cuando trabajan a muy bajas temperaturas de evaporación, consiste en la existencia de riesgo de congelación del fluido por alcanzar valores de temperatura y presión cercanos al punto triple del CO2. El objetivo del presente proyecto, se centra en analizar de manera teórica, el comportamiento y las prestaciones dos novedosos ciclos de CO2 transcrítico con eyector EESRC – Ejector Expansion Subcooler Refrigeration Cycle y EISRC – Ejector Injection Subcooler Refrigeration Cycle, funcionando según diferentes condiciones operacionales. Además se incluye un análisis de ambos ciclos trabajando en condiciones de muy baja temperatura de evaporación. 16 a que en la década de los 90, investigadores como Lorentzen (1994) retomaran al CO2 como un fluido refrigerante ampliamente prometedor y respetuoso desde el punto de vista medioambiental, realizando divulgaciones a tal efecto que impulsaron de nuevo su desarrollo tecnológico hasta la actualidad. A pesar de todas las ventajas anteriormente mencionadas, el CO2 presenta una serie de desventajas que perjudican su instalación a nivel comercial. En primer lugar, presenta una temperatura crítica de 31.1 ºC, lo cual conlleva que se encuentra fácilmente en estado supercrítico en la mayoría de los sistemas de refrigeración. Además, la presión crítica del CO2 es de 7.38 MPa, por lo que los componentes del sistema han de estar preparados para soportar tales presiones durante una operación convencional de los equipos (Damseh, 2006)3(Cecchinato et al., 2009)4. Por otro lado, los coeficientes de rendimiento (COP) de los sistemas de CO2, se ven gravemente penalizados por las elevadas tasas de destrucción exergéticas asociadas fundamentalmente a la amplia diferencia de presión en las válvulas de expansión. 1.3. Investigaciones en tecnologías de CO2 Las primeras investigaciones que se realizaron con el objetivo de minimizar los principales inconvenientes mencionados, pretendían llevar a cabo modificaciones en el ciclo convencional de CO2 para provocar un aumento de prestaciones. Muchas de ellas se centraron en analizar la posibilidad de realizar ciclos de compresión de dos etapas con refrigeración intermedia, minimizando de tal forma el santo entálpico y por tanto la potencia consumida en el equipo de compresión. Hwang et al. (2004)5 compararon el comportamiento de varios ciclos transcríticos de CO2 de dos etapas de compresión con diferentes configuraciones. Entre ellas, analizaron una configuración básica, una con un intercambiador de calor instalado en la línea de succión del compresor (SLHX), una con un intercooler, y otra con un intercooler y un conjunto de válvula de expansión con subenfriador a la salida del gas cooler. En este caso, Hwang et al. (2004)5 concluyeron que todos los ciclos analizados mejoraban notablemente las prestaciones de la configuración básica. Fig. 1. Ciclos de CO2 analizados por Hwang et al. (2004)5. (a) Ciclo básico (b) Ciclo con intercambiador de calor en línea de succión (c) Ciclo con intercooler (d) Ciclo split Baek et al. (2002)6, analizaron en profundidad las posibles combinaciones de relaciones de compresión en ciclos de doble etapa con intercooler integrado, con el objetivo de obtener aquellas que minimizaran el trabajo de compresión. Tras el análisis de los resultados obtenidos, concluyeron que el COP máximo del ciclo analizado, se producía con una relación de compresión en el compresor de la primera etapa 17 que fuera significativamente mayor que la relación de presión en el compresor de la segunda etapa debido a las propias características del ciclo transcrítico. Cavallini et al. (2005)7, investigaron de manera experimental la refrigeración por agua entre etapas de compresión, incluyendo en el sistema un intercambiador de calor instalado en la línea de succión del compresor de alta presión (SLHX). Según los resultados obtenidos, con este tipo de ciclos se podrían obtener mejoras hasta un 25% en el coeficiente de rendimiento para aplicaciones típicas de aire acondicionado, lo cual confirma el enorme salto de prestaciones obtenido al utilizar un intercooler entre etapas de compresión. Fig. 2. Ciclo con intercooler e intercambiador de calor interno. Configuración y diagrama Ph. Cavallini et al. (2005)7. Cho et al. (2009)8 analizan de manera teórica varias tecnologías de ciclo transcrítico de CO2 avanzado, como un estudio de un ciclo con expansor, un ciclo de dos etapas con intercooler, o un ciclo de dos etapas con inyección de vapor extraído de un tanque flash. Con respecto al ciclo de CO2 con expansor mostró una mejora de alrededor del 28% del COP del sistema frente al ciclo básico de CO2. Por otro lado, el ciclo de CO2 de dos etapas con el interenfriador mostró una mejora del 13,1%, y el ciclo con inyección de vapor del 18,3%. Fig. 3. Ciclos de CO2 analizados por Cho et al. (2009)8. (a) Ciclo con expansor (b) Ciclo de dos etapas con intercooler (c) Ciclo de dos etapas con inyección de vapor desde flash tank Cabello et al. (2012)9, realizaron un análisis experimental de un ciclo de inyección de vapor de CO2 transcrítico modificado para una sola etapa de compresión. De esta forma, se podría obtener un efecto similar al obtenido con un compresor de doble etapa, pero utilizando un compresor simple con una sola etapa. En este caso, el ciclo diseñado utilizaba vapor extraído del flash tank para subenfriar el vapor de 18 aspiración en el compresor. De esta forma, se puede ampliar el efecto frigorífico obtenido en el evaporador aumentando el recalentamiento a de la corriente a la salida del mismo sin que ello tenga efecto en un aumento de consumo del compresor en cuestión. Los resultados obtenidos mostraron que con este tipo de ciclos se podrían obtener mejoras de en torno al 9,8% en la capacidad frigorífica del sistema, en de alrededor del 7% en el COP frente a los ciclos convencionales. Fig. 4. Ciclo con de una sola etapa con inyección de vapor. Configuración y diagrama Ph. Cabello et al. (2012)9. Baek et al. (2014)10, analizaron experimentalmente el efecto de las técnicas de inyección de vapor FTVI (Flash Tank Vapor Injection) y SCVI (Subcooler Vapor Injection). Este tipo de técnicas fueron investigadas con anterioridad por B. Wang et al. (2009)11, Xu et al. (2011)12, X. Wang et al. (2009)13 para otros fluidos refrigerantes, obteniéndose grandes mejoras en el rendimiento térmico de bombas de calor de CO2 a baja temperatura ambiente. Fig. 5. Ciclos de CO2 analizados por Baek et al. (2014)10. (a) Ciclo inyección de vapor desde flash tank (b) Ciclo con inyección de vapor desde subenfriador Además de todas las investigaciones anteriormente detalladas, Lee et al. (2015)14, analizaron el efecto de modificar el ciclo convencional de inyección de vapor por uno de múltiples etapas con varios flujos de CO2 a diferentes presiones de saturación. Más recientemente, Chung et al. (2018)15 optimizaron el rendimiento de una bomba de calor de CO2 con inyección de gas de acuerdo para condiciones extremas de calefacción y refrigeración; y Citarella et al. (2021)16, analizaron un sistema de refrigeración de CO2 FTVI con intercooler de aire adicional para un rango de temperaturas de evaporación de entre -10 ºC y - 20 ºC, y de entre 5 ºC y 43 °C de temperatura ambiente. 19 1.4. Ciclos booster de CO2 Complementariamente a la investigación en tecnologías de inyección de vapor y varias etapas de compresión, muchos fabricantes de equipos de refrigeración, se centraron en desarrollar máquinas comerciales que utilizaran ciclos en cascada con bajas cargas de diferentes refrigerantes regulados y CO2 en estado subcrítico. De esta forma se puede cumplir con la normativa medioambiental utilizando cargas frigoríficas bajas de fluidos regulados, pero obteniendo grandes mejoras en el COP de los sistemas aprovechando el comportamiento subcrítico del CO2. Fabricantes como INTARCON (“Refrigeración por CO2 - INTARCON”)17 o CAREL (“Sistemas de bombeo y cascada subcríticos - CAREL”)18, comercializan gamas comerciales de equipos basados en ciclos en cascada con circuitos de CO2 subcrítico para baja temperatura, y diferentes tipos de refrigerantes HTC (R134a, R513A, R152a) en el circuito de alta temperatura. Fig. 6. Ciclo en cascada de CO2 subcrítico con NH3 (Amoníaco – R717). Configuración y diagrama Ph. “Refrigeración por CO2 - INTARCON”17 Fig. 7. Ciclos en cascada de CO2 subcrítico con R134a. CAREL (“Sistemas de bombeo y cascada subcríticos - CAREL”)18 20 Todas las tecnologías anteriores se han desarrollado para funcionar con una única temperatura de funcionamiento, y hay determinadas aplicaciones como supermercados donde resulta interesante que un mismo equipo pueda funcionar a varias temperaturas de evaporación para diferentes usos. En este contexto, los ciclos booster de CO2 se componen de dos evaporadores que trabajan con diferentes consignas de temperatura para satisfacer estas necesidades. Además, este tipo de equipos son una solución típica en la industria ya que permiten trabajar con CO2 a muy baja temperatura sin perjudicar notablemente el rendimiento de los mismos. Cuando se trabaja con temperaturas tan bajas, los sistemas de compresión de una sola etapa generalmente no son factibles debido a las altas relaciones de presión que conducen a altas temperaturas de descarga y bajas eficiencias volumétricas. Como resultado, el COP de este tipo de sistemas se ve considerablemente perjudicado (Bansal, 2012)19. Por este motivo, las ciclos de refuerzo de CO2 se han convertido en una de las mejores opciones comerciales para solucionar este tipo de problemas. Nuevamente fabricantes comerciales como CAREL (“Booster - CAREL”)20 cuentan con una línea comercial de este tipo de productos para aplicaciones como las mencionadas anteriormente. Fig. 8. Ciclo booster de CO2 con varias consignas de evaporación. Fotografía de equipo comercial y configuración del ciclo. CAREL (“Booster - CAREL”)20 1.5. Tecnologías de inyección dinámica de vapor (DVI) El desarrollo de compresores de inyección dinámica de vapor (DVI), han hecho posible el funcionamiento de determinados ciclos de refrigeración con CO2 con funcionamiento según una única consigna de evaporación (un evaporador). Fig. 9. Compresor de inyección dinámica de vapor (DVI). Dickes et al. (2022)22. 21 Este tipo de compresores presentan la particularidad de que disponen de un puerto de inyección de vapor a una presión intermedia entre la aspiración del equipo y la presión de descarga del compresor. Dicha inyección intermedia de vapor que puede ser procedente de un subenfriador, o de un tanque flash, permite que se reduzca la temperatura del fluido en el interior del compresor a medida que este aumenta su presión. Al reducir su temperatura, la entalpía y entropía de la mezcla resultante también lo hace, por lo que el consumo final del equipo será notablemente inferior al de un equipo convencional. Es por ello que con este nuevo tipo de compresores, se permite su uso en aplicaciones de pequeña y mediana escala con una única temperatura de evaporación al limitarse notablemente su consumo. Algunas de estas aplicaciones de gran interés podrían ser las cámaras frigoríficas de pequeño y mediano tamaño utilizadas comúnmente en tiendas o supermercados (Jackson, 2011)21. En este contexto, Dickes et al. (2022)22 realizaron una evaluación teórica de diferentes configuraciones de ciclos transcríticos de CO2 con compresores DVI para una única temperatura de evaporación. En concreto, analizaron dos ciclos estándar con inyección de vapor desde flash tank, y desde un subenfriador colocado a la salida del gas cooler del sistema. Como conclusión al estudio realizado, recogieron en una tabla los pros y los contras de cada uno de los ciclos analizados en función de diferentes parámetros. Fig. 10. Ciclo de CO2 con inyección dinámica de vapor desde flash tank analizado por Dickes et al. (2022)22. (a) Configuración del ciclo (b) Diagrama Ph Fig. 11. Ciclo de CO2 con inyeección dinámica de vapor desde subenfriador analizado por Dickes et al. (2022)22. (a) Configuración del ciclo (b) Diagrama Ph 22 Además, para todas las configuraciones analizadas por Dickes et al. (2022)22, se incluye la conveniencia de integrar eyectores como método para mejorar el desempeño de este tipo de sistemas. Fig. 12. Ciclo de CO2 con eyector e inyección dinámica de vapor desde flash tank analizado por Dickes et al. (2022)22. (a) Configuración del ciclo (b) Diagrama Ph Fig. 13. Ciclo de CO2 con eyector e inyección dinámica de vapor desde subenfriador analizado por Dickes et al. (2022)22. (a) Configuración del ciclo (b) Diagrama Ph 1.6. Eyectores de CO2 Los eyectores son dispositivos que aprovechan la energía de expansión del fluido refrigerante para minimizar el trabajo de los compresores. Este tipo de equipos tiene sentido principalmente como sustitutos de las válvulas de expansión en ciclos transcríticos de CO2 con altas tasas de destrucción de exergía, minimizando este efecto y mejorando su rendimiento (Yang et al., 2022)23. La investigación en este tipo de equipos se lleva realizando a lo largo de muchos años. Algunos como Li and Groll (2005)24 analizaron ciclos de refrigeración con eyector, utilizando modelos de mezcla a presión constante basado en ideas anteriores desarrolladas por Kornhauser (1990)25 y Liu et al. (2004)26 posteriormente. 23 Fig. 14. Ciclo convencional de CO2 transcrítico con eyector. Analizado por Li and Groll (2005)24. (a) Configuración del ciclo (b) Diagrama Ph Deng et al. (2007)27, llevaron a cabo un análisis teórico de un ciclo de refrigeración de CO2 transcrítico con eyector (EERC) para identificar la correlación termodinámica entre la relación de arrastre y el título de vapor a la salida del eyector. Además, compararon el rendimiento general del ciclo de expansión con eyector, con el del ciclo de compresión de vapor convencional (VCRC) y el ciclo con intercambiador de calor interno (IHEC). Elbel and Hrnjak (2008)28 propusieron la configuración estándar de aplicación de eyectores en sistemas transcríticos de CO2 convencionales, utilizando el eyector para comprimir el fluido de salida del evaporador a través del flujo a presión de salida del gas cooler, y descargando la mezcla de ambas corrientes en la línea de aspiración del compresor. Fig. 15. Configuración de ciclo convencional de CO2 transcrítico con eyector y subenfriador. Analizado por Elbel and Hrnjak (2008)28. Posteriormente, el propio Elbel (2011)29, proporcionó una revisión exhaustiva de la literatura sobre eyectores, centrándose fundamentalmente en la presentación de datos experimentales obtenidos de un sistema con eyector bifásico. Yari (2009)30 tomó la investigación previa llevada a cabo por Elbel and Hrnjak (2008)28 para presentar un nuevo ciclo similar pero añadiendo un compresor de doble etapa y un 24 intercooler entre etapas de compresión. El objetivo del análisis realizado se centró en observar como afectaba el uso del eyector en el rendimiento del propio ciclo. Los resultados obtenidos por Yari (2009)30, mostraron como con la colocación de un eyector en este tipo de ciclos se podían obtener mejoras en el COP del sistema de hasta el 21% frente al mismo ciclo sin eyector. Fig. 16. Ciclo de CO2 transcrítico con eyector, intercambiador de calor interno e intercooler. Analizado por Yari (2009)30. Configuración del ciclo y diagrama Ph. Nakagawa et al. (2011)31, investigaron en detalle la influencia de la colocación de un intercambiador de calor interno en el ciclo de refrigeración transcrítico de CO2. Fangtian and Yitai (2011)32, analizaron el efecto de la presión de rechazo de calor, la temperatura de salida del enfriador de gas, la relación de arrastre del eyector y la temperatura de evaporación, en el COP y la pérdida de exergía del ciclo de dióxido de carbono transcrítico con un eyector. Por otro lado, investigaciones como las desarrolladas por Liu et al. (2012)33, se centraron en el análisis de la geometría de los eyectores y de las condiciones de funcionamiento en las eficiencias de los componentes individuales del eyector y en el rendimiento general del mismo, a través de la utilización de eyectores de geometría variable. Fig. 17. Esquema interno de un eyector. Liu et al. (2012)33. 25 Fig. 18. Plano del interior de un eyector de geometría variable. Liu et al. (2012)33. 1.7. Novedosos ciclos de CO2 Combinando los conocimientos adquiridos en las diferentes tecnologías de inyección de vapor, con la investigación en eyectores, Wang et al. (2015)34 propusieron un novedoso ciclo de inyección de vapor con tanque flash y eyector bifásico para R22, R32 y R290. Continuando con un concepto similar, Liu et al. (2020)35 analizaron un ciclo modificado de CO2 transcrítico con eyector, en el cual este se utilizaba para arrastrar gas del tanque flash, elevando su presión a partir del flujo de salida del gas cooler, y haciéndolo pasar posteriormente por un evaporador de alta temperatura. Fig. 19. Ciclo de CO2 transcrítico con dos evaporadores y eyector aspirando desde flash tank. Analizado por Liu et al. (2020)35. Configuración del ciclo y diagrama Ph. La ventaja principal de este tipo de configuraciones se centra en que pueden trabajar con eyector a muy baja temperatura. Tal y como indican investigaciones como las realizadas por Peris Pérez et al. (2021)36, el límite de funcionamiento para los sistemas convencionales con eyector es de -38,11 ºC de evaporación, ya que a partir de esa temperatura existe riesgo de congelación interna del eyector. Sin embargo, debido a que en ciclos como el propuesto por Liu et al. (2020)35 el eyector se encuentra succionando vapor del flash tank en lugar que desde la salida del evaporador, se consigue desvincular el efecto de la presión de evaporación sobre la posible congelación interna del eyector, y por tanto, se amplía notablemente su rango de operación. Además, los resultados obtenidos mostraron que en condiciones de funcionamiento típicas, el COP y la exergía del nuevo sistema eran un 19,6% y un 15,9% más altos que las de los sistemas con eyector convencionales, reduciendo incluso la temperatura de descarga del compresor hasta en 10,5 °C. 32 del gas cooler (4’). Dicho caudal (4’) continua su recorrido, hasta alcanzar una presión igual a la de flash tank (7) tras pasar a través de la válvula de expansión de alta presión del sistema (HP EEV). Finalmente, el líquido saturado de salida del flash tank (9), reduce su presión hasta alcanzar las condiciones de evaporación (10) tras atravesar la válvula de expansión de baja presión del sistema (LP EEV). En este caso, el compresor de inyección dinámica de vapor aspira directamente desde la salida del evaporador (1), y posteriormente se mezcla a determinada presión intermedia con el vapor saturado de salida del subenfriador (6). Una vez se produce la mezcla entre ambas corrientes en el interior del compresor, el equipo continua el proceso de compresión del refrigerante, hasta alcanzar la presión de gas cooler requerida por el sistema (3). Fig. 24. Esquema de distribución del ciclo EISRC – Ejector Injection Subcooler Refrigeration Cycle Fig. 25. Diagrama Ph del ciclo EISRC – Ejector Injection Subcooler Refrigeration Cycle 33 2.5. Modelado termodinámico del ciclo EISRC En este caso, al igual que para el ciclo EESRC, se aplican principios de conservación de masa y energía para el modelado termodinámico del ciclo EISRC. De nuevo, a modo de simplificación de los modelos, se suponen sistemas en estado estacionario, con procesos de compresión adiabáticos e irreversibles, con separación ideal en el flash tank, sin caídas de presión en intercambiadores de calor ni tuberías, y sin pérdidas de calor asociadas. Considerando conservación de masa y energía en distintos puntos significativos del ciclo, se pueden caracterizar los equipos a través de las siguientes expresiones: Energía cedida en el gas cooler: 𝑄𝑔𝑐 = 𝑚3·(ℎ2′ −ℎ3) (19) donde “Qgc” es la energía cedida al ambiente en el gas cooler en kW; “m” es el caudal másico de cada punto en kg/s; y “h” es la entalpía de cada punto en kJ/kg. Energía absorbida en el evaporador: 𝑄𝑒𝑣𝑎𝑝 = 𝑚1·(ℎ1−ℎ10) (20) donde “Qevap” es la energía absorbida en el evaporador o efecto frigorífico en kW; “m” es el caudal másico de cada punto en kg/s; y “h” es la entalpía de cada punto en kJ/kg. Energía intercambiada en el subenfriador: 𝑄𝑠𝑢𝑏 = 𝑚5·(ℎ6−ℎ5) = 𝑚4′ ·(ℎ3−ℎ4′) (21) donde “Qsub” es la energía intercambiada en el subenfriador en kW; “m” es el caudal másico de cada punto en kg/s; y “h” es la entalpía de cada punto en kJ/kg. Ecuaciones del compresor de inyección de vapor: 𝑉𝐷𝑉𝐼_𝐶 =𝑚1 𝑁·𝜌1·𝜂𝑣+𝑚2 𝑁·𝜌2·𝜂𝑣 (22) 𝑊𝐷𝑉𝐼_𝐶 =𝑚1·(ℎ1′−ℎ1)+𝑚2·(ℎ2′−ℎ2) 𝜂𝑠 (23) donde “VDVI_C” es la cilindrada del compresor m3/rev; “ρ” es la densidad de cada punto en kg/m3; “ηv” es el rendimiento volumétrico del compresor; “WDVI_C” es el consumo del compresor en kW; “m” es el caudal másico de cada punto en kg/s; “h” es la entalpía de cada punto en kJ/kg; y “ηs” es el rendimiento isentrópico del compresor. Para calcular la cilindrada del compresor, se asume una velocidad de rotación estimada de 4800 rpm (N = 4800 rpm = 80 rps). Además, a modo de simplificación de los cálculos, se suponen un rendimiento volumétrico e isentrópico constantes (ηv = 0.8 y ηs = 0.7). 34 Ecuaciones del eyector: El modelo termodinámico completo del eyector, así como su validación experimental, se desarrollan en el ANEXO I y II del presente documento. A continuación, se muestran las expresiones de algunos de sus parámetro que caracterizan su comportamiento: 𝜆 = 𝑚4′ 𝑚3 (24) 𝜔 = 𝑚8 𝑚4 (25) donde “𝜆” es la relación entre el caudal másico derivado a la entrada primaria del eyector y el caudal másico total procedente del gas cooler del sistema; y “ω” es el ratio o relación de arrastre del eyector. Balances de masa: A continuación, se recogen los balances de masa que caracterizan el comportamiento del ciclo en cuestión: 𝑚8= 𝑚7·𝑥7 (26) 𝑚2= 𝑚2′ = 𝑚1′ +𝑚6 (27) 𝑚3= 𝑚2′ (28) 𝑚5= 𝑚4+𝑚8 (29) 𝑚5= 𝑚6 (30) 𝑚3= 𝑚4+𝑚4′ (31) 𝑚4′ = 𝑚7 (32) 𝑚9= 𝑚7·(1−𝑥7) (33) 𝑚9= 𝑚10 = 𝑚1= 𝑚1′ (34) donde “m” es el caudal másico de cada punto en kg/s; y “x5” es el título de vapor a la entrada del flash tank. Coeficiente de rendimiento: Finalmente, el coeficiente de rendimiento (COP) teniendo en cuenta el consumo del compresor auxiliar se caracteriza a través de la siguiente expresión: 𝐶𝑂𝑃 = 𝑄𝑒𝑣𝑎𝑝 𝑊𝐷𝑉𝐼_𝐶 (35) donde “Qevap” es la energía absorbida en el evaporador o efecto frigorífico en kW; y “WDVI_C” es el consumo del compresor de inyección de vapor en kW. 35 2.6. Suposiciones y condiciones de operación Para la ejecución de las ecuaciones planteadas en los modelos termodinámicos de los ciclos, se ha utilizado el módulo Solver del software Microsoft Excel, partiendo de las propiedades termodinámicas del fluido refrigerante (CO2) extraídas de la librería CoolProp. Las condiciones operacionales se han ido modificando a lo largo de la investigación realizada en función del aspecto que se estuviera analizando en cada momento. Los rangos de valores de las condiciones de funcionamiento analizadas, se recogen en la Tabla 1: EESRC EISRC Límite Inferior Límite Superior Límite Inferior Límite Superior Tevap (ºC) Punto Triple -15 Punto Triple -15 Pgc (bar) 79.5 103 79.5 103 Tgc (ºC) 30 48 30 48 𝛈𝒔𝒄 0.8 0.8 ∆𝐓𝐞𝐯𝐚𝐩 (ºC) 5 5 Tabla 1. Condiciones operacionales de simulación. donde “Tevap” es la temperatura de evaporación en ºC; “Pgc” es la presión de gas cooler en bar; “Tgc” es la temperatura de salida del gas cooler en ºC; “ηSC” es el rendimiento o eficiencia del subenfriador; y “∆Tevap” es el grado de recalentamiento a la salida del evaporador del sistema en ºC. En cuanto a la temperatura de evaporación se han realizado dos análisis distintos. El primero de los análisis se ha llevado a cabo bajo condiciones de baja temperatura de entre -15 ºC y hasta alrededor de -35 ºC. El objetivo principal del mismo ha consistido en comparar el comportamiento del ciclo EISRC frente al EESRC sin el compresor auxiliar activo. En este caso, con la finalidad de conocer el límite operacional del ciclo EESRC sin compresor auxiliar, se fuerza el sistema hasta provocar la congelación del fluido en el interior del eyector. Por otro lado, el segundo de los análisis se ha centrado en comparar ambos ciclos (en el caso del EESRC ya con el compresor auxiliar activo), bajo condiciones de muy baja temperatura y hasta alcanzar condiciones de punto triple del CO2. Con respecto al rango de presiones de gas cooler considerados, se realiza un análisis entre presiones de 79.5 y 103 bar. Se debe tener en cuenta que la presión crítica del CO2 se encuentra alrededor de los 73.8 bar, por lo que se elige una presión de partida relativamente alejada de esta (79.5 bar), para evitar errores en las simulaciones que se producen en las inmediaciones del punto crítico en cuestión. Como se puede observar, todo el rango de operación ha sido analizado bajo funcionamiento transcrítico de los ciclos, ya que el uso de eyectores no tiene sentido en condiciones subcríticas tal y como se recoge en el apartado de introducción del presente proyecto. En el caso de la temperatura de salida del gas cooler, se ha de tener en cuenta que esta se encuentra directamente relacionada con la temperatura del ambiente exterior de los ciclos. Para que pueda 36 producirse de manera correcta la cesión de calor por parte del fluido refrigerante al ambiente en el gas cooler, la temperatura de gas cooler ha de ser al menos entre 5 y 10 ºC superior a la temperatura exterior del sistema. A este punto de diferencia mínima entre ambos fluidos se le denomina pinch point, y es por ello que se ha considerado un rango de temperaturas de gas cooler de entre 30 y 48 ºC, temperaturas que se corresponden con aproximadamente entre 25 y 40 ºC de temperatura ambiente, las cuales son condiciones típicas de un clima templado como Sevilla a lo largo del año. Además, se debe destacar que para que ambos ciclos se encuentren funcionando en estado transcrítico, la temperatura de salida del gas cooler no puede ser inferior a 30 ºC, ya que a partir de dicha temperatura, se modifica el comportamiento del fluido para comportarse como refrigerante en estado subcrítico. Por otro lado, a modo de simplificación para la realización de los cálculos, se asume una eficiencia del subenfriador constante e igual a ηSC = 0.8. De la misma manera, para garantizar que en la aspiración del compresor el fluido se encuentra en fase vapor, se aplica un recalentamiento constante a la salida del evaporador de a 5 ºC para ambos ciclos ∆Tevap = 5 ºC. Este grado de recalentamiento resulta de extrema importancia, ya que de producirse el acceso de humedad al interior del compresor, puede bajar la eficiencia del mismo así como provocar fallos catastróficos en el equipo. Finamente, cabe destacar que para asegurar un comportamiento óptimo de los ciclos, todos los cálculos han sido realizados optimizando los diferentes parámetros que intervienen directamente en la consecución de prestaciones de los mismos (maximización del COP del sistema). Además, se ha mantenido una capacidad frigorífica o efecto frigorífico constante e igual a 10 kW para ambos ciclos (Qevap = 10 kW). 3. Resultados y análisis termodinámico en condiciones de baja temperatura Como se ha mencionado anteriormente, el primer análisis realizado en el presente proyecto en cuanto a temperaturas de evaporación, se corresponde con una comparativa a baja temperatura del comportamiento de cada uno de los ciclos (EISRC y EESRC sin compresor auxiliar). Para la realización de este primer apartado, inicialmente se supone una temperatura de gas cooler constante e igual a 35 ºC, por ser un valor típico empleado en artículos como el de Peris Pérez et al. (2021)36. En el lateral de cada una de las gráficas que se adjuntan a continuación, se muestran los valores de los parámetros empleados para la simulación de cada uno de los casos. 3.1. Análisis de congelación interna del eyector Como se recoge en el apartado 2.2 del presente proyecto, el principal problema que presenta el ciclo EESRC propuesto, es que la ubicación del eyector en el interior del mismo no permite su uso para aplicaciones de muy baja temperatura de evaporación. Debido a que el eyector en este ciclo se encuentra aspirando vapor directamente desde la salida del evaporador del sistema, existe riesgo de congelación interna del eyector cuando la temperatura de evaporación desciende por debajo de las condiciones límites de -38.11 ºC. En base a este fenómeno, resulta especialmente importante realizar un primer análisis a baja temperatura de evaporación para determinar cuál es el límite operacional del ciclo EESRC sin el compresor auxiliar activo. A lo largo de este apartado, se realiza un estudio exhaustivo de cómo se comporta el ciclo a medida que las condiciones de evaporación se acercan a las condiciones de congelación interna del eyector, acompañándolo paralelamente de una comparativa con respecto del otro ciclo propuesto EISRC. 37 En la Fig. 26 adjunta se puede observar cómo evoluciona la temperatura mínima en el interior del eyector en función de la temperatura de evaporación considerada. Tal y como cabría esperar, los datos obtenidos representados en la gráfica, muestran como la temperatura mínima en el interior del eyector es mucho más elevada en el caso del ciclo EISRC que en el ciclo EESRC. En el ciclo EESRC, como se ha mencionado anteriormente, el eyector se encuentra succionando vapor de la salida del evaporador del sistema. Es por ello que en este caso, la presión que domina el proceso que se produce en el interior del eyector se corresponde con la presión de evaporación del ciclo en cuestión. Para el ciclo EISRC, dicha presión se corresponde con la de flash tank del sistema, ya que el secundario del eyector se encuentra conectado directamente a este equipo a través de una tubería de conexión. Debido al propio funcionamiento del eyector explicado en el ANEXO I del presente documento, la presión del fluido motriz que entra en el interior del equipo a alta presión, ha de reducir bruscamente su presión por debajo de la presión del vapor en el secundario. Este efecto tiene lugar cuando dicha corriente motriz atraviesa la boquilla primaria del eyector. Como consecuencia de que en el ciclo EESRC la presión del secundario ya es suficientemente baja (presión de evaporación), el fluido motriz tiene riesgo de alcanzar condiciones de congelación al pasar a través de dicha boquilla primaria. En concreto, según el análisis realizado y tal y como se puede observar en la Fig. 26, la presión de evaporación límite por debajo de la cual se puede producir la congelación es la correspondiente a alrededor de -35 ºC de evaporación. A la vista de la figura, la temperatura mínima en el interior del eyector para dichas condiciones alcanza aproximadamente los -55 ºC, condiciones muy cercanas a los -56.4 °C recogidos por Blanes-Rex et al. (1982)37 como punto triple del CO2. En el ciclo EISRC, dicho fenómeno no tiene lugar, ya que la presión de flash tank se encuentra muy por encima de la evaporación del sistema, e incluso puede ser regulable en función de la apertura de la válvula de expansión de alta presión (HP EEV). En este caso, la temperatura mínima en el interior del eyector en las condiciones más desfavorables analizadas, alcanza no menos de -28 ºC, temperatura muy alejada de las condiciones de punto triple del CO2. Fig. 26. Influencia de la temperatura de evaporación en la temperatura mínima en el interior del eyector. Condiciones de baja temperatura. 38 3.2. Influencia de la temperatura de evaporación Además de la temperatura mínima en el interior del eyector, resulta especialmente importante conocer cuáles son las prestaciones de cada uno de los ciclos bajo las condiciones de temperatura de evaporación consideradas en este primer análisis. En este sentido, en la Fig. 27 se muestra cómo afecta el descenso de la temperatura de evaporación sobre el coeficiente de rendimiento (COP) de cada uno de los ciclos considerados. En primer lugar, cabe destacar que en concordancia con los resultados obtenidos en la Fig. 26, se puede observar cómo una vez alcanzadas condiciones de evaporación cercanas a los -35 ºC, el modelo del ciclo EESRC deja de simular a consecuencia de que se ha alcanzado el límite operacional del mismo por congelación interna del eyector (Punto Triple del CO2). Con respecto al coeficiente de rendimiento obtenido en cada uno de los ciclos, las simulaciones realizadas muestran como el ciclo EESRC presenta siempre mayor COP que el ciclo EISRC independientemente de la temperatura de evaporación considerada. Además, este efecto se hace aún más notable a medida que la propia temperatura disminuye, lo cual a priori convierte al ciclo EISRC en peor opción en cuanto a eficiencia energética se refiere. Por otro lado, en ambos casos se observa como el COP del sistema se reduce a medida que lo hace la propia evaporación. Este fenómeno se produce como consecuencia de que al descender la presión de evaporación, también descienden el resto de las presiones del sistema como se muestra en la Fig 28 posteriormente adjunta. De este modo, el salto de presión que habrá de proporcionar el compresor será mayor tanto en el ciclo EESRC como en el EISRC, por lo que se produce un incremento en el consumo energético del equipo. Debido a que el efecto frigorífico permanece constante en 10 kW tal y como se fijó en el apartado 2.6 del presente proyecto, el COP del sistema desciende proporcionalmente al aumento de consumo experimentado por el equipo compresor de cada ciclo. Fig. 27. Influencia de la temperatura de evaporación en el coeficiente de rendimiento (COP) de cada ciclo. Condiciones de baja temperatura. 39 Otro de los aspectos más importantes que caracterizan el comportamiento de cada uno de los ciclos, son las presiones de operación de cada uno de sus componente. Para ilustrar como estas evolucionan a diferentes temperaturas de evaporación, se adjunta la Fig. 28 posterior. En primer lugar, cabe destacar que como se puede observar las presiones de trabajo descienden a medida que lo hace la temperatura de evaporación. Como se ha comentado anteriormente, al descender la temperatura de evaporación, también lo hace paralelamente su presión correspondiente. Como consecuencia del descenso de presión que se produce, el resto de las componentes del sistema se ven arrastrados por este fenómeno provocando una reducción en su presión de operación. Particularizando para el caso de la presión de flash tank (Pft), se muestra como el ciclo EESRC trabaja siempre a con menor presión que el ciclo EISRC. Esto ocurre debido a que en ciclo EESRC, la presión de flash tank se corresponde con la presión de salida del eyector, mientras que en el ciclo EISRC, se corresponde con la entrada del fluido a través del secundario. Con respecto a la presión de inyección, el efecto observado es el contrario que para la presión de flash tank. En este caso esto, la presión de inyección en el ciclo EISRC se corresponde con la de salida del eyector, mientras que en el ciclo EESRC, sólo depende de la expansión que sufre parte del fluido de salida del gas cooler previo a su paso por el subenfriador del sistema. Fig. 28. Influencia de la temperatura de evaporación en las presiones de operación de los componentes de cada ciclo. Condiciones de baja temperatura. 40 Paralelamente al análisis de presiones de cada uno de los componentes de cada ciclo, se ha realizado un análisis del comportamiento del eyector en cada uno de ellos. En este sentido, resulta especialmente importante conocer cuál es el salto de presión que ofrece el eyector en función de la temperatura de evaporación considerada. En el caso del ciclo EESRC, el salto de presión se define como la presión de flash tank (presión de salida del eyector) entre la presión de evaporación del sistema (presión de entrada del secundario del eyector). Por otro lado, para el ciclo EISRC, el salto de presión se define como la presión de inyección (presión de salida del eyector) entre la presión de flash tank (presión de entrada del secundario del eyector). Por el propio funcionamiento del eyector, para que el efecto que dicho equipo tiene sobre las prestaciones finales de un ciclo de refrigeración sea máximo, es necesario que el salto de presiones que este ofrece sea lo más elevado posible. Sin embargo, tal y como se detallará posteriormente, este no el único parámetro que afecta positivamente al comportamiento del eyector. Con respecto a esta última consideración, cabe destacar que de nada sirve que el eyector ofrezca un salto de presión muy elevado, si la cantidad de flujo másico al que aumenta de presión es muy baja (lo que se corresponde con una baja relación de arrastre). El comportamiento del eyector se ve afectado directamente por ambos parámetros, y por tanto la relación entre estos que proporcione un mayor rendimiento, será la más ventajosa para las prestaciones finales del ciclo frigorífico sobre el que se encuentre ensamblado el eyector. Pese a la observación tenida en cuenta en el párrafo anterior, en la Fig. 29 se muestra cómo según las simulaciones realizadas, por norma general el eyector en el ciclo EISRC proporciona un mayor salto de presión que en el caso del ciclo EESRC para todo el rango de temperaturas de evaporación considerado. Fig. 29. Influencia de la temperatura de evaporación en el salto de presión proporcionado por el eyector. Condiciones de baja temperatura. 41 En cuanto a la relación de arrastre del eyector, en la Fig. 30 se muestra la evolución de la misma con respecto a la temperatura de evaporación del sistema. Tal y como se ha detallado anteriormente, la relación de arrastre se corresponde con el otro de los parámetros que afecta directamente al rendimiento del eyector. En este sentido, para que el rendimiento del eyector sea lo más elevado posible y consiga maximizar las prestaciones del ciclo en el que se encuentre, es necesario que se optimice la relación entre ambos parámetros. Al igual que para la relación de presiones, de nada sirve que la relación de arrastre del eyector sea muy elevada si el salto de presión que ofrece el equipo es muy bajo. Con respecto a los resultados de las simulaciones en cuanto a relación de arrastre se refiere, se puede observar que esta es mucho mayor en el caso del ciclo EESRC para todo el rango de temperaturas analizado. Esto quiere decir que pese a que el ciclo EESRC comprime en menor medida el fluido succionado como se puede ver en la Fig. 29 anterior, la cantidad de refrigerante a la que le aplica dicho salto de presión es mucho mayor que en el caso del ciclo EISRC. Particularizando para el punto de menor temperatura de evaporación por ser el punto de mayor diferencia de salto de presión y arrastre entre ciclos, se determina que pese a que el eyector en el ciclo EISRC da un ratio de compresión alrededor de un 6.2% mayor, la relación de arrastre del ciclo EESRC es hasta más de cinco veces mayor que en el ciclo EISRC. Debido a ello y como se demuestra posteriormente en las figura adjunta 31, el efecto de la enorme diferencia de relación de arrastre, se hace dominante frente a la pequeña diferencia de relación de compresión entre ambos ciclos, por lo que el rendimiento del ciclo EESRC se muestra mayor que el ciclo EISRC en cuestión. Fig. 30. Influencia de la temperatura de evaporación en la relación de arrastre del eyector. Condiciones de baja temperatura. 48 Para comprobar que efectivamente el comportamiento del eyector en el ciclo EESRC permanece estable una vez se activa el compresor auxiliar del sistema, se adjuntan las siguientes tres figuras (Fig. 36, 37 y 38). Además, en estas mismas gráficas también se puede observar cómo continúa evolucionando el comportamiento del eyector en el ciclo EISRC en condiciones de muy baja temperatura. Pese a que las prestaciones de este en el ciclo EISRC continúan creciendo a medida que desciende la temperatura, a la vista de los resultados obtenidos se puede concluir que para todo el rango de operación analizado siempre se comporta peor que el eyector situado en la configuración EESRC. En cuanto al ciclo EESRC, cuando este alcanza una temperatura de evaporación de -30 ºC, el eyector se encuentra trabajando proporcionando al fluido refrigerante un salto de presión de aproximadamente 1.11, con una relación de arrastre de 0.61, y un rendimiento del 15%. Una vez el compresor auxiliar se activa, este se encarga de que independientemente de las condiciones de evaporación, el eyector mantenga esos mismos parámetros fijos tal y como se muestra en las figuras adjuntas. Por otro lado, se conoce el motivo por el cual el compresor auxiliar en el ciclo EESRC no se activa a una temperatura más baja. En este sentido, como se detalló anteriormente, se ha de mantener cierto margen de seguridad con respecto a las condiciones de congelación para evitar riesgos derivados de la posible nucleación de hielo en determinadas superficies del eyector. Sin embargo, no se conoce el motivo por el cual el compresor auxiliar no se activa a una temperatura mayor de -30 ºC. En este caso, como se puede observar en la Fig. 38 y tal y como se recogió para condiciones de baja temperatura, el rendimiento del eyector tiende a incrementarse a medida que se reduce la temperatura de evaporación. Si el compresor auxiliar se activara a una temperatura mayor de lo previsto actualmente, el rendimiento que el eyector ofrecería en dicho caso sería por tanto menor del que ofrece en las condiciones actuales. Como consecuencia de que dicho rendimiento influye directamente en las prestaciones de cada ciclo, conviene que este sea lo mayor posible para así poder maximizar la eficiencia energética del mismo. Por ejemplo, de ser activado a una temperatura de -20 ºC, el rendimiento del eyector en ese caso se mantendría en alrededor del 11%, más de tres puntos porcentuales por debajo de lo obtenido en el caso actual. Fig. 36. Influencia de la temperatura de evaporación en el salto de presión proporcionado por el eyector. Condiciones de muy baja temperatura. 49 Fig. 37. Influencia de la temperatura de evaporación en la relación de arrastre del eyector. Condiciones de muy baja temperatura. Fig. 38. Influencia de la temperatura de evaporación en el rendimiento del eyector. Condiciones de muy baja temperatura. 50 Con respecto al comportamiento del compresor de inyección dinámica de vapor, en la Fig. 39 se adjunta un análisis de su temperatura de descarga en función de las condiciones de evaporación consideradas. Tal y como se mencionó para el caso de baja temperatura, la temperatura de descarga del compresor se corresponde con uno de los aspectos más importantes que determinan el coste final del equipo, por lo que resulta de especial importancia conocer su comportamiento. En cuanto a la tendencia observada en el ciclo EISRC, esta se mantienen constante con respecto a las condiciones de baja temperatura mostradas en el apartado 3.2 del presente proyecto. En este caso, al igual que ocurría con el eyector, el ciclo EISRC no requiere de ningún tipo de modificación en su configuración para poder trabajar a temperaturas inferiores a -30 ºC, y por tanto su comportamiento no se altera al descender por debajo de dicha temperatura. Además, comparándolo con los resultados obtenidos para el caso del ciclo EESRC, se puede comprobar como la temperatura de descarga del compresor en este último, continua siendo siempre mayor que en el ciclo EISRC incluso en operación a muy baja temperatura. Este echo supone un inconveniente para el ciclo EESRC, el cual requerirá de mayor mantenimiento del equipo compresor al tener más riesgo de degradación por trabajo a alta temperatura. Si se hace referencia a los resultados obtenidos para el ciclo EESRC, se puede ver como una vez se activa el compresor auxiliar, permanece constante la temperatura de descarga del compresor de inyección dinámica de vapor. Esto ocurre como consecuencia de que tal y como se observa en la Fig. 35 del presente proyecto, la presión de inyección del compresor y la presión de flash tank del cual el compresor aspira el fluido refrigerante, permanecen completamente fijas en condiciones de muy baja temperatura. Sabiendo que la presión de descarga también permanece constante en los valores demandados para un correcto funcionamiento del gas cooler, se concluye que ninguno de los parámetros que afectan al comportamiento del compresor se modifican durante su operación a muy baja temperatura. Fig. 39. Influencia de la temperatura de evaporación en la temperatura de descarga del compresor de inyección dinámica de vapor. Condiciones de muy baja temperatura. 51 5. Resultados y comparativa de ciclos Además de los análisis realizados en los apartados anteriores para diferentes condiciones de evaporación existen otros parámetros que afectan directamente al comportamiento y las prestaciones de cada uno de los ciclos. En este sentido, dos de los aspectos fundamentales que intervienen en los ciclos de refrigeración son la presión y la temperatura de salida del gas cooler del sistema. 5.1. Influencia de la presión del gas cooler La búsqueda de un punto óptimo de presión de gas cooler, puede llevar a incrementar en gran medida las prestaciones que un ciclo de refrigeración ofrece bajo determinadas condiciones de operación. En relación con este aspecto, en la Fig. 40 se muestra afectan las variaciones en la presión de gas cooler al coeficiente de rendimiento de cada uno de los ciclos. El análisis realizado ha sido planteado para diferentes temperaturas de evaporación, considerando tres de ellas bajo condiciones de baja temperatura (- 15 ºC, - 20 ºC y – 30 ºC), y una de ellas bajo condiciones de muy baja temperatura con el compresor auxiliar activo en el ciclo EESRC (- 50 ºC). En este caso, para la realización de los cálculos se ha vuelto a suponer una temperatura de gas cooler constante e igual a 35 ºC, por ser un valor típico empleado en artículos como el de Peris Pérez et al. (2021)36. En vista de los resultados obtenidos, en primer lugar se puede comprobar como a medida que disminuye la temperatura de evaporación del sistema, el COP en ambos ciclos disminuye, demostrando los resultados obtenidos en las Fig. 27 y 34 anteriormente adjuntas. En cuanto a las presiones de gas cooler como objetivo específico de este apartado, se puede observar que para ambos ciclos existe un punto óptimo de presión de gas cooler que maximiza el coeficiente de rendimiento del sistema en cuestión. Concretando en que punto de presión se alcanza exactamente el óptimo en cada uno de los ciclos, se puede comprobar que dicho se encuentra siempre en el entorno de los 83.5 bar para el ciclo EESRC, y alrededor de los 86.5 bar para el ciclo EISRC. Además, dicho valor óptimo se mantiene independientemente de la temperatura de evaporación considerada, lo cual confirma que existe un punto global de funcionamiento para cada ciclo en el cual el sistema ofrece las mejores prestaciones posibles. En cuanto al coeficiente de rendimiento que se obtiene para la presión de gas cooler óptima calculada, se comprueba que este siempre es mayor en el ciclo EESRC que en el ciclo EISRC con independencia de las condiciones de evaporación analizadas. Sin embargo, una pequeña alteración en la presión de gas cooler puede llevar a provocar un cambio de tendencia total en cuanto a la comparativa entre ambos ciclos. A medida que la presión asciende y se aleja del punto óptimo de funcionamiento, el ciclo EISRC comienza a ofrecer mayores prestaciones que el ciclo EESRC para temperaturas de evaporación bajas de entre de -15 ºC y 20 ºC. No obstante, por debajo de cierto límite de evaporación este efecto desaparece, y la influencia del aumento de presión de gas cooler sobre el rendimiento obtenido en cada uno de los ciclos se difumina haciéndose prácticamente inexistente. 52 Fig. 40. Influencia de la presión de gas cooler en el coeficiente de rendimiento (COP) de los ciclos. Además de afectar a la propia eficiencia de cada ciclo, la variación en la presión de gas cooler también afecta al comportamiento del eyector. En este sentido, en las Fig. 41 y 42 se muestra el efecto que dicha presión de gas cooler tiene sobre los diferentes parámetros que caracterizan el comportamiento del eyector para temperaturas de evaporación de -15 ºC Según los resultados obtenidos, desde un punto de vista general se puede observar como para presiones de gas cooler relativamente bajas, el eyector en el ciclo EESRC actúa con mayor rendimiento que en el ciclo EISRC, lo cual se traduce en un mayor coeficiente de rendimiento para el ciclo EESRC. Sin embargo, a medida que aumenta la presión de gas cooler, el eyector en el ciclo EISRC comienza a aumentar cada vez más el aprovechamiento energético de la energía disponible (relación W – Wmáx, siendo W la energía recuperada por el eyector en cada caso, y Wmáx la energía máxima que podría recuperar en condiciones ideales), incrementando notablemente su rendimiento. Este efecto provoca que a partir de cierta presión (alrededor de 86 bar), el ciclo EISRC comience a actuar con mayor COP que el ciclo EESRC, mejorando por tanto a este último en prestaciones. Sin embargo, si se analiza el comportamiento del eyector evaluado en el punto óptimo de funcionamiento para cada uno de los ciclos (Pgc_óptimo_EESRC ≈ 83.5 bar y Pgc_óptimo_EISRC ≈ 85.5 bar), se demuestra que este actúa con mucho mayor relación de arrastre en el ciclo EESRC. Por el contrario, el salto de presión proporcionado por el eyector se observa ligeramente superior en el caso del ciclo EISRC, lo cual ayuda a compensar la gran diferencia de arrastre. Como resultado de la combinación de estos dos fenómenos, en la Fig. 41 se muestra como el efecto de la gran diferencia de arrastre en el eyector se hace dominante frente a la ligera diferencia de salto de presión. Debido a ello, se observa un mayor aprovechamiento de la energía disponible en el ciclo EESRC, que redunda en un mayor rendimiento del eyector. Además del propio efecto positivo observado en el rendimiento, también se observa un incremento de prestaciones en el propio ciclo, obteniéndose un COP hasta un 1% más elevado para el ciclo EESRC. 53 Fig. 41. Influencia de la presión de gas cooler en la relación de arrastre y de presiones del eyector. Temperatura de evaporación de -15 ºC. Fig. 42. Influencia de la presión de gas cooler en el aprovechamiento de la energía en el eyector. Temperatura de evaporación de -15 ºC. 54 Además del análisis a - 15 ºC de evaporación, en las Fig. 43 y 44 se muestra un estudio complementario para temperaturas de evaporación más bajas de hasta -30 ºC. A partir de dicha temperatura, y tal como se ha detallado en apartados anteriores, el comportamiento del eyector en el ciclo EESRC permanece constante al activar el compresor auxiliar del sistema. Es por ello que los resultados obtenidos para - 30 ºC que se mostrarán a continuación, resultan significativos para todo el rango de operación extendido del eyector en el ciclo EESRC. En este caso, según los resultados mostrados en la en la Fig. 44, el aprovechamiento de la energía disponible en el ciclo EESRC es muy superior al del ciclo EISRC, existiendo diferencias entre ambos notablemente mayores de lo observado para el caso de - 15 ºC de evaporación. Por este motivo, el COP en el ciclo EESRC para temperaturas de evaporación de -30 ºC, siempre es mayor que en el ciclo EISRC. Por otro lado, en la Fig. 44 se puede observar cómo pese al amplio descenso de temperatura de evaporación experimentado con respecto a las condiciones anteriores, el punto óptimo de funcionamiento para cada uno de los ciclos no se ha visto modificado notablemente, lo cual confirma lo demostrado anteriormente en la Fig. 40. Centrando el análisis para los puntos óptimos de funcionamiento de cada ciclo, se demuestra como el comportamiento del eyector en cada uno de ellos ha mejorado notablemente, obteniéndose rendimientos hasta 3.6 veces mayores en el ciclo EESRC con respecto al caso de temperatura de -15 ºC. Sin embargo, pese a dicho incremento de prestaciones observado en el eyector en ambos ciclos, el COP del sistema se ve perjudicado en más de un 24% en el ciclo EESRC, y en más de un 26% en el caso del ciclo EISRC. Este efecto ocurre como consecuencia de que se produce un mayor consumo energético de los compresores, al trabajar con mayores ratios de compresión tras experimentar un brusco descenso en la presión de evaporación considerada. Fig. 43. Influencia de la presión de gas cooler en la relación de arrastre y de presiones del eyector. Temperatura de evaporación de -30 ºC. 55 Fig. 44. Influencia de la presión de gas cooler en el aprovechamiento de la energía en el eyector. Temperatura de evaporación de -30 ºC. 5.2. Influencia de la temperatura de salida del gas cooler A lo largo de todos los análisis anteriormente realizados a lo largo del presente proyecto, se ha supuesto una temperatura de salida constante e igual a 35 ºC. Sin embargo, la temperatura de salida es otro de los parámetros que junto con la presión gas cooler, tienen gran influencia sobre las prestaciones finales de cada uno de los ciclos analizados. La primera consideración a tener en cuenta en cuanto a esta temperatura, es que se encuentra directamente relacionada con la temperatura exterior existente en cada momento, ya que existe un valor mínimo de pinch point que se debe respetar siempre para que se pueda producir cesión de calor por parte del fluido refrigerante al ambiente exterior. El pinch point se define por tanto como la diferencia entre temperatura de gas cooler y temperatura exterior, y se considera constante e igual a 5 ºC para todos los análisis realizados a continuación. Al aumentar la temperatura exterior contra la que se intercambia calor, también habrá de hacerlo por tanto la propia temperatura de salida del gas cooler para poder conseguir un efecto frigorífico equivalente. En este caso, el compresor tendrá que trabajar más para compensar dicho incremento térmico, y por tanto perjudicará por tanto el COP del sistema. En este sentido, en la Fig. 45, se puede observar como a medida que la temperatura de gas cooler aumenta como consecuencia de un incremento en la temperatura exterior del sistema, el COP de cada uno de los ciclos disminuye. Además, se demuestra como el ciclo EISRC para -15 ºC y -20 ºC de temperatura de evaporación, consigue mejores rendimientos en términos de COP para temperaturas exteriores más bajas. A medida que dicha temperatura exterior se incrementa por encima de cierto límite, el comportamiento se invierte, observándose que el COP en el ciclo EESRC supera al del ciclo EISRC considerado. En el caso de condiciones de evaporación de -30 ºC y - 50 ºC, la tendencia permanece siempre constante, obteniéndose valores de COP en ciclo EESRC siempre superiores a los obtenidos en el caso del ciclo EISRC. 56 Fig. 45. Influencia de la temperatura de gas cooler en el coeficiente de rendimiento (COP) de cada ciclo. En las Fig. 46 y 47 se muestra cuáles son las presiones de operación óptimas para cada uno de los equipos que forman parte de cada ciclo, en función de la temperatura de gas cooler considerada. En este caso, las simulaciones se han realizado para dos temperaturas de evaporación diferentes de -15 ºC y -30 ºC. Para realizar un corrector control del sistema, resulta especialmente interesante conocer cuáles son las presiones de operación a las que cada equipo del habrá de trabajar en cada momento en función de la temperatura exterior que se registre. Este concepto resulta clave para permitir al sistema que pueda adaptarse en todo momento a las condiciones del ambiente exterior, consiguiendo maximizar sus prestaciones en términos de eficiencia energética. Tal y como se ha mostró anteriormente en la Fig. 40 el efecto de las presiones sobre el COP de cada ciclo puede resultar muy relevante, pudiéndose producirse grandes pérdidas por un ajuste impreciso de las presiones óptimas de trabajo consideradas. En este sentido, es fundamentalmente la presión de gas cooler la que más efecto directo tiene sobre la eficiencia energética de los ciclos, por lo que conviene hacer especial hincapié en el análisis de su comportamiento. A la vista de los resultados obtenidos, tanto para -15 como para -30 ºC de evaporación, se observa como las presiones en los equipos del ciclo EISRC son siempre mayores que en el ciclo EESRC, salvo en el caso de la presión de inyección intermedia. Dicho incremento en las presiones de operación, se hace más notable a medida que se aumenta la propia temperatura de gas cooler. Por otro lado, como consecuencia del trabajo a mayor presión, los costes de instalación y mantenimiento de los equipos en el ciclo EISRC serán más altos, perjudicando por tanto al rendimiento económico de la instalación. 57 En cuanto a valores concretos obtenidos, la presión óptima de gas cooler máxima de trabajo para el ciclo EESRC para temperaturas de evaporación de -15 ºC, se obtiene para unas condiciones extremas de temperatura de gas cooler de en torno a 50 ºC (temperatura exterior de 45 ºC). Su valor obtenido en ese caso se sitúa alrededor de 110 bar. En cuanto al ciclo EISRC, dicho máximo también se alcanza para temperaturas de gas cooler de aproximadamente 50 ºC, obteniéndose una presión óptima de gas cooler en ese caso de en torno a 125 bar, alrededor de un 14% mayor que en el caso anterior. Para temperaturas de evaporación de - 30 ºC, el efecto observado es muy similar, con la salvedad de que las presiones óptimas de flash tank y de inyección de cada ciclo descienden ligeramente a consecuencia de la reducción que se produce en la presión de evaporación. Cabe destacar que para temperaturas por debajo de -30 ºC, se produce la activación del compresor auxiliar del sistema. Como consecuencia de dicha activación, y tal y como se ha recogido en repetidas ocasiones, el auxiliar se encarga de mantener constantes las condiciones operacionales del ciclo EESRC en cuestión, con la única diferencia de que se produce un mayor descenso de presión en la válvula de expansión hasta alcanzar las nuevas condiciones de evaporación. Es por ello que los resultados observados en la Fig. 47, resultan también significativos de las condiciones de trabajo del ciclo EESRC para muy bajas temperaturas. Fig. 46. Influencia de la temperatura de gas cooler en las presiones óptimas de operación de los componentes de cada ciclo. Temperatura de evaporación de -15 ºC. 64 velocidad del fluido en presencia de un estrangulamiento, se debe producir un descenso brusco de la presión estática en su interior. Paso 3. En virtud de los efectos físicos anteriormente demostrados, al atravesar la tobera del primario (t) la corriente de entrada en el eyector a través del primario (p), desciende su presión (p1) por debajo de la presión a la que se encuentra el fluido en la sección secundaria (ss) del eyector (correspondiente con la presión de evaporación en el caso de un ciclo convencional de CO2 con eyector como el mostrado en la Fig A2). Como consecuencia de la diferencia de presión existente entre ambas corrientes, se produce un efecto de succión sobre el fluido de la sección secundaria del eyector provocando que atraviese la sección convergente/tobera del secundario (sy). Paso 4. La tendencia del fluido que sale del primario del eyector (p1) tras atravesar su garganta (t), es continuar su recorrido formando una sección hipotética en forma de cono que se extenderá hasta la intersección de dicho cono con las paredes de la cámara de mezcla del eyector (py). Paso 5. Una vez ambas corrientes (salida del primario y salida del secundario) se encuentran en el interior de la cámara de mezcla, estas se combinan formando un único flujo que avanza hacia la salida del eyector (m). Paso 6. Como consecuencia de la mezcla a alta velocidad que se produce, en la parte final de la cámara de mezcla se da una sección de ondas de choque que provocan alteraciones notables en el movimiento del fluido (sw). Paso 7. Finalmente, se produce un descenso brusco de la velocidad de la corriente de salida del eyector como consecuencia del aumento progresivo de sección que se observa en el elemento difusor instalado. Debido a dicha reducción notable de velocidad y en virtud de los principios físicos anteriormente mencionados, la presión estática del fluido a la salida del difusor (d) se incrementa notablemente, obteniendo el efecto deseado para el ciclo de refrigeración. A modo ilustrativo de cómo se comporta un fluido en el interior de un eyector en cuanto a su presión y movimiento se refiere, se adjunta la Fig. A4 extraída del análisis fluidodinámico (CFD) realizado por J. Yan et al. (2020)39. Fig. A4. Esquema de análisis fluidodinámico CFD del eyector realizado por J. Yan et al. (2020)39 65 Modelo termodinámico: En el presente artículo, se han utilizado modelos termodinámicos simplificados para el eyector como los propuestos anteriormente en investigaciones como las realizadas por Peris Pérez et al. (2021)36, en los que se asume mezcla a presión y área constantes; flujo a través del eyector estacionario, adiabático y unidimensional; energía cinemática en los orificios de aspiración y descarga, y pérdida de carga del flujo secundario despreciables; y eficacia de los componentes del eyector y mezcla de corrientes constante. Aplicando principios de conservación de masa, energía y cantidad de movimiento, se obtienen las ecuaciones del modelo termodinámico empleado, las cuáles aparecen recogidas a continuación desarrolladas para cada una de las zonas del eyector: Primario del eyector: ℎ𝑡+𝑢𝑡 2 2= ℎ𝑝+𝑢𝑝 2 2 (A6) 𝜂𝑝=ℎ𝑝−ℎ𝑡 ℎ𝑝−ℎ𝑡𝑠 (A7) 𝑢𝑡= 𝑎𝑡= 𝑓(𝜌𝑡,𝑇𝑡) (A8) Secundario del eyector: ℎ𝑠𝑠 +𝑢𝑠𝑠 2 2= ℎ𝑠𝑦 +𝑢𝑠𝑦 2 2 (A9) 𝜂𝑠𝑠 =ℎ𝑠𝑠−ℎ𝑠𝑦 ℎ𝑠𝑠−ℎ𝑠𝑦,𝑠 (A10) 𝑢𝑠𝑦 = 𝑎𝑠𝑦 = 𝑓(𝜌𝑠𝑦,𝑇𝑠𝑦) (A11) 𝑃𝑠𝑦 = 𝐶á𝑙𝑐𝑢𝑙𝑜 𝑖𝑡𝑒𝑟𝑎𝑡𝑖𝑣𝑜 (A12) Garganta hipotética: 𝑃𝑠𝑦 = 𝑃𝑝𝑦 (A13) 𝑠𝑡= 𝑠𝑝𝑦 (A14) ℎ𝑝1 +𝑢𝑝1 2 2= ℎ𝑝𝑦 +𝑢𝑝𝑦 2 2 (A15) Cámara de mezcla: 𝑃𝑚= 𝑃𝑝𝑦 (A16) 𝜂𝑚·(𝑚𝑝·𝑢𝑝𝑦 +𝑚𝑠·𝑢𝑠𝑦) = 𝑚𝑚·𝑢𝑚 (A17) 𝑚𝑝·(ℎ𝑝𝑦 +𝑢𝑝𝑦 2 2)+𝑚𝑠·(ℎ𝑠𝑦 +𝑢𝑠𝑦 2 2) = 𝑚𝑚·(ℎ𝑚+𝑢𝑚 2 2) (A18) 66 Sección de onda de choque: 𝑃𝑠𝑤 +𝜌𝑠𝑤 ·𝑢𝑠𝑤 2= 𝑃𝑚+𝜌𝑚·𝑢𝑚 2 (A19) ℎ𝑠𝑤 +𝑢𝑠𝑤 2 2= ℎ𝑚+𝑢𝑚 2 2 (A20) 𝜌𝑠𝑤 ·𝑢𝑠𝑤 = 𝜌𝑚·𝑢𝑚 (A21) ℎ𝑠𝑤 −ℎ𝑚=𝑃𝑠𝑤−𝑃𝑚 2·𝜌𝑚+𝜌𝑠𝑤 𝜌𝑚·𝜌𝑠𝑤 (A22) Difusor del eyector: ℎ𝑠𝑤 +𝑢𝑠𝑤 2 2= ℎ𝑐+𝑢𝑐 2 2 (A23) 𝑃𝑐= 𝑃𝑐𝑠 = 𝑃(ℎ𝑐𝑠,𝑠𝑐𝑠 = 𝑠𝑠𝑤) (A24) 𝜂𝑑=ℎ𝑐𝑠−ℎ𝑠𝑤 ℎ𝑐−ℎ𝑠𝑤 (A25) Velocidad del sonido en fluidos bifásicos - Angielczyk et al. (2010)40: 𝑎 = 𝑓(𝜌,𝑇) (A26) Eficiencia y relación de arrastre del eyector - Elbel et al. (2008)31: 𝜂𝑒𝑗𝑒𝑐𝑡𝑜𝑟 = 𝜔·ℎ(𝑃𝑐 , 𝑠𝑠)−ℎ𝑠𝑠 ℎ𝑝−ℎ(𝑃𝑐 , 𝑠𝑝) (A27) 𝜔 = 𝑚𝑠𝑠 𝑚𝑝 (A28) 67 ANEXO II Validación experimental del modelo termodinámico del eyector El modelo de eyector empleado en este artículo ha sido validado frente a los datos experimentales extraídos de las investigaciones realizadas por Palacz et al. (2017)41, Lucas and Koehler (2012)42 y Giacomelli et al. (2019)43. Para la realización de la validación, se proporciona al modelo del eyector la presión , temperatura y flujo másico de entrada del fluido por la boquilla del primario, y la presión y temperatura de entrada del fluido por la boquilla del secundario. Con respecto a la comparativa establecida frente a la investigación desarrollada por Palacz et al. (2017)41, adicionalmente se proporciona al modelo el título de vapor del fluido a la salida del eyector a través del elemento difusor, mientras que para las otras dos investigaciones, el dato adicional aportado se corresponde con el flujo másico de fluido a la entrada del secundario. A lo largo del proceso de validación en cuestión se han analizado 54 casos diferentes en los que se copara la presión de salida del eyector, calculada a partir del modelo desarrollado utilizado en el presente artículo, frente a la presión de salida del eyector proporcionada en cada una de las investigaciones mencionadas. Los datos experimentales extraídos de la investigación realizada por Palacz et al. (2017)41 y el resultado de la validación llevada a cabo se muestra en la Tabla A1: Tabla A1. Datos experimentales extraídos de la investigación de Palacz et al. (2017)41 Tabla A2. Validación de datos mediante modelo termodinámico propuesto. Palacz et al. (2017)41 P (Bar) T (ºC) m_ MN (kg/s) P (Bar) T (ºC) P (Bar) x_d 175.1 23.7 0.047 32.01 5.98 37.34 0.28 280.62 26.25 0.089 31.58 5.34 38.48 0.28 387.86 28.4 0.097 31.55 5.51 38.29 0.33 478.45 28.56 0.073 31.72 5.71 38.28 0.36 575.79 28.07 0.089 28.17 2.58 36.8 0.28 691.91 30.98 0.095 31.41 5.28 38.24 0.35 776.56 28.34 0.067 27.33 0.86 32.87 0.42 886.04 31.33 0.079 27.32 0.46 32.9 0.42 Salida Difusor Datos Experimentales - Palacz et al. (2017) Entrada Primario Caso Entrada Secundario P (Bar) T (ºC) m_ MN (kg/s) P (Bar) T (ºC) P (Bar) x_d 175.1 23.7 0.047 32.01 5.98 37.26 0.28 -0.20 280.62 26.25 0.089 31.58 5.34 39.09 0.28 1.57 387.86 28.4 0.097 31.55 5.51 39.03 0.33 1.93 478.45 28.56 0.073 31.72 5.71 38.16 0.36 -0.32 575.79 28.07 0.089 28.17 2.58 37.51 0.28 1.93 691.91 30.98 0.095 31.41 5.28 40.21 0.35 5.16 776.56 28.34 0.067 27.33 0.86 33.45 0.42 1.76 886.04 31.33 0.079 27.32 0.46 35.47 0.42 7.80 Entrada Primario Salida Difusor Calculado Error (%) Caso Entrada Secundario 68 En el caso de la investigación realizada por Lucas and Koehler (2012)42, se muestran sus datos experimentales y el resultado de la validación llevada a cabo en la Tabla A2: Tabla A3. Datos experimentales extraídos de la investigación de Lucas and Koehler (2012)42 Tabla A4. Validación de datos mediante modelo termodinámico propuesto. Lucas and Koehler (2012)42 Salida Difusor P (Bar) T (ºC) m_MN (kg/s) P (Bar) T (ºC) m_SN (kg/s) P (Bar) 181.13 35.00 0.0102 34 -0.78 0.0046 39.15 284.53 35.00 0.0115 34 -0.78 0.0059 38.78 387.67 35.00 0.0130 34 -0.78 0.0072 38.37 491.26 35.00 0.0148 34 -0.78 0.0084 37.59 593.75 35.00 0.0160 34 -0.78 0.0087 36.59 694.83 40.00 0.0130 34 -0.78 0.0059 40.13 797.58 40.00 0.0143 34 -0.78 0.0070 39.86 899.49 40.00 0.0151 34 -0.78 0.0077 39.67 9103.20 40.00 0.0168 34 -0.78 0.0084 39.43 10 75.56 30.00 0.0107 26 -10.50 0.0061 29.27 11 77.11 30.00 0.0116 26 -10.50 0.0066 28.65 12 78.11 30.00 0.0121 26 -10.50 0.0069 28.29 13 81.82 35.00 0.0106 26 -10.50 0.0040 31.28 14 84.59 35.00 0.0116 26 -10.50 0.0054 30.70 15 86.66 35.00 0.0127 26 -10.50 0.0064 30.04 16 87.86 35.00 0.0131 26 -10.50 0.0068 29.71 17 89.65 35.00 0.0141 26 -10.50 0.0075 28.12 18 93.59 40.00 0.0125 26 -10.50 0.0045 32.37 19 96.82 40.00 0.0142 26 -10.50 0.0064 30.66 20 99.37 40.00 0.0153 26 -10.50 0.0073 28.66 21 100.49 40.00 0.0156 26 -10.50 0.0070 28.34 Datos Experimentales - Lucas and Koehler (2012) Caso Entrada Primario Entrada Secundario Salida Difusor P (Bar) T (ºC) m_MN (kg/s) P (Bar) T (ºC) m_SN (kg/s) P (Bar) 181.13 35.00 0.0102 34.00 -0.78 0.0046 35.60 -9.08 284.53 35.00 0.0115 34.00 -0.78 0.0059 34.32 -11.50 387.67 35.00 0.0130 34.00 -0.78 0.0072 33.84 -11.80 491.26 35.00 0.0148 34.00 -0.78 0.0084 33.81 -10.07 593.75 35.00 0.0160 34.00 -0.78 0.0087 34.07 -6.88 694.83 40.00 0.0130 34.00 -0.78 0.0059 36.56 -8.90 797.58 40.00 0.0143 34.00 -0.78 0.0070 36.14 -9.33 899.49 40.00 0.0151 34.00 -0.78 0.0077 35.86 -9.60 9103.20 40.00 0.0168 34.00 -0.78 0.0084 36.08 -8.48 10 75.56 30.00 0.0107 26.00 -10.50 0.0061 26.51 -9.44 11 77.11 30.00 0.0116 26.00 -10.50 0.0066 26.43 -7.75 12 78.11 30.00 0.0121 26.00 -10.50 0.0069 26.43 -6.59 13 81.82 35.00 0.0106 26.00 -10.50 0.0040 30.30 -3.13 14 84.59 35.00 0.0116 26.00 -10.50 0.0054 28.84 -6.04 15 86.66 35.00 0.0127 26.00 -10.50 0.0064 28.35 -5.61 16 87.86 35.00 0.0131 26.00 -10.50 0.0068 28.24 -4.92 17 89.65 35.00 0.0141 26.00 -10.50 0.0075 28.11 -0.01 18 93.59 40.00 0.0125 26.00 -10.50 0.0045 31.54 -2.55 19 96.82 40.00 0.0142 26.00 -10.50 0.0064 30.26 -1.29 20 99.37 40.00 0.0153 26.00 -10.50 0.0073 29.91 4.37 21 100.49 40.00 0.0156 26.00 -10.50 0.0070 30.28 6.84 Entrada Primario Entrada Secundario Error (%) Calculado Caso 69 Finalmente, parade la investigación realizada por Giacomelli et al. (2019)43, se muestran sus datos experimentales y el resultado de la validación llevada a cabo en la Tabla A3: Tabla A5. Datos experimentales extraídos de la investigación de Giacomelli et al. (2019)43 Tabla A6. Validación de datos mediante modelo termodinámico propuesto. Giacomelli et al. (2019)43 Salida Difusor P (Bar) T (ºC) m_MN (kg/s) P (Bar) T (ºC) m_SN (kg/s) P (Bar) 1104.1 36.9 0.048 30.83 10.5 0.010 37.89 2102.6 36.6 0.047 24.87 12.6 0.005 36.72 3102.5 36.4 0.044 28.4 10.8 0.008 37.29 4101.9 35.5 0.048 32.76 9.7 0.011 37.71 5101.2 36.6 0.045 24.65 13 0.006 35.84 6100.9 35.8 0.046 32.13 10.2 0.011 37.16 7100.3 35.9 0.046 29.45 9.6 0.009 36.57 8100.3 36.2 0.045 34.78 10 0.013 36.83 995.3 37.3 0.038 37.9 10 0.018 41.38 10 95.2 37.7 0.037 29.29 13.6 0.007 40.21 11 95 37.5 0.037 33.82 9 0.013 40.79 12 94.9 37.2 0.038 35.94 10.2 0.016 41.05 13 94.8 36.9 0.038 38.59 9.7 0.018 41.34 14 94.8 37.4 0.037 24.17 13.8 0.005 38.69 15 94.7 37.5 0.037 26.43 13.9 0.005 39.51 16 94.7 37.4 0.037 31.14 8.3 0.010 40.34 17 94.7 36.9 0.038 38.62 9.9 0.018 42.22 18 94.7 36.9 0.038 39.39 9.6 0.019 42.16 19 94.5 34.9 0.041 30.13 11.5 0.009 39.28 20 93.5 34.6 0.040 23.9 13.3 0.004 37.54 21 92.8 33.9 0.041 27.34 12.9 0.006 38.49 22 92.7 33.8 0.041 25.21 12.7 0.005 37.9 23 92.7 33.2 0.042 35.27 10.3 0.014 40.02 24 87.6 35 0.032 32.19 8.6 0.010 39.7 25 87.2 35.5 0.031 31.13 22.2 0.007 40.43 26 85.9 33.6 0.033 34.23 6.9 0.014 39.55 Datos Experimentales - Giacomelli et al. (2019) Caso Entrada Primario Entrada Secundario Salida Difusor P (Bar) T (ºC) m_MN (kg/s) P (Bar) T (ºC) m_SN (kg/s) P (Bar) 1104.1 36.9 0.048 30.83 10.5 0.010 38.84 2.50 2102.6 36.6 0.047 24.87 12.6 0.005 36.31 -1.13 3102.5 36.4 0.044 28.4 10.8 0.008 37.25 -0.10 4101.9 35.5 0.048 32.76 9.7 0.011 39.09 3.65 5101.2 36.6 0.045 24.65 13 0.006 35.76 -0.22 6100.9 35.8 0.046 32.13 10.2 0.011 38.55 3.75 7100.3 35.9 0.046 29.45 9.6 0.009 37.33 2.07 8100.3 36.2 0.045 34.78 10 0.013 39.16 6.33 995.3 37.3 0.038 37.9 10 0.018 38.75 -6.35 10 95.2 37.7 0.037 29.29 13.6 0.007 37.73 -6.16 11 95 37.5 0.037 33.82 9 0.013 37.42 -8.27 12 94.9 37.2 0.038 35.94 10.2 0.016 38.03 -7.36 13 94.8 36.9 0.038 38.59 9.7 0.018 38.84 -6.05 14 94.8 37.4 0.037 24.17 13.8 0.005 35.14 -9.18 15 94.7 37.5 0.037 26.43 13.9 0.005 36.93 -6.54 16 94.7 37.4 0.037 31.14 8.3 0.010 37.03 -8.20 17 94.7 36.9 0.038 38.62 9.9 0.018 38.99 -7.65 18 94.7 36.9 0.038 39.39 9.6 0.019 39.22 -6.97 19 94.5 34.9 0.041 30.13 11.5 0.009 36.79 -6.34 20 93.5 34.6 0.040 23.9 13.3 0.004 34.44 -8.25 21 92.8 33.9 0.041 27.34 12.9 0.006 35.98 -6.53 22 92.7 33.8 0.041 25.21 12.7 0.005 35.25 -7.00 23 92.7 33.2 0.042 35.27 10.3 0.014 37.58 -6.09 24 87.6 35 0.032 32.19 8.6 0.010 35.79 -9.85 25 87.2 35.5 0.031 31.13 22.2 0.007 37.46 -7.33 26 85.9 33.6 0.033 34.23 6.9 0.014 35.29 -10.76 Entrada Secundario Entrada Primario Error (%) Calculado Caso 70 El resultado completo de la validación realizada para todos los datos experimentales analizados se muestra gráficamente en la Fig. A5: Fig. A5. Validación experimental del modelo del eyector. Comparativa entre datos experimentales y simulados. Blue - Palacz et al. (2017)41. Red - Lucas and Koehler (2012)42. Green - Giacomelli et al. (2019)43. El análisis de los resultados obtenidos concluye que se obtiene un error medio absoluto de apenas el 4.11%, con errores máximos cometidos de +7.8% y -11.8%, por lo que se considera que el modelo tiene la precisión adecuada para el presente estudio teórico. 71 Bibliografía: 1. Journal O, European T, Deal G, Parliament E. 2024/573. 2024;573(517):1–67. 2. Song X, Lu D, Lei Q, Cai Y, Wang D, Shi J, et al. Experimental study on heating performance of a CO2 heat pump system for an electric bus. Appl Therm Eng [Internet]. 2021;190(February):116789. Available from: https://doi.org/10.1016/j.applthermaleng.2021.116789 3. Damseh RA. Influence of variable fluid properties during in-tube cooling on performance of CO2 refrigeration cycle. Forsch im Ingenieurwesen/Engineering Res. 2006;70(4):231–5. 4. Cecchinato L, Chiarello M, Corradi M, Fornasieri E, Minetto S, Stringari P, et al. Thermodynamic analysis of different two-stage transcritical carbon dioxide cycles. Int J Refrig [Internet]. 2009;32(5):1058–67. Available from: http://dx.doi.org/10.1016/j.ijrefrig.2008.10.001 5. Hwang YH, Celik A, Radermacher R. Performance of CO2 Cycles With a Two-Stage Compressor. Int Refrig Air Cond Conf. 2004;1–8. 6. Baek JS, Groll EA, Lawless PB. Effect of Pressure Ratios Across Compressors on the Performance of the Transcritical Carbon Dioxide Cycle With Two-Stage Compression and Intercooling. Int Refrig Air Cond Conf [Internet]. 2002;Paper 583,. Available from: http://docs.lib.purdue.edu/iracc/583 7. Cavallini A, Cecchinato L, Corradi M, Fornasieri E, Zilio C. Two-stage transcritical carbon dioxide cycle optimisation: A theoretical and experimental analysis. Int J Refrig. 2005 Dec;28(8):1274–83. 8. Cho H, Lee MY, Kim Y. Numerical evaluation on the performance of advanced CO2 cycles in the cooling mode operation. Appl Therm Eng [Internet]. 2009;29(8–9):1485–92. Available from: http://dx.doi.org/10.1016/j.applthermaleng.2008.06.030 9. Cabello R, Sánchez D, Patiño J, Llopis R, Torrella E. Experimental analysis of energy performance of modified single-stage CO 2 transcritical vapour compression cycles based on vapour injection in the suction line. Appl Therm Eng [Internet]. 2012;47:86–94. Available from: http://dx.doi.org/10.1016/j.applthermaleng.2012.02.031 10. Baek C, Heo J, Jung J, Lee E, Kim Y. Effects of vapor injection techniques on the heating performance of a CO2 heat pump at low ambient temperatures. Int J Refrig [Internet]. 2014;43:26–35. Available from: http://dx.doi.org/10.1016/j.ijrefrig.2014.03.009 11. Wang B, Shi W, Han L, Li X. Optimization of refrigeration system with gas-injected scroll compressor. Int J Refrig [Internet]. 2009;32(7):1544–54. Available from: http://dx.doi.org/10.1016/j.ijrefrig.2009.06.008 12. Xu X, Hwang Y, Radermacher R. Refrigerant injection for heat pumping/air conditioning systems: Literature review and challenges discussions. Int J Refrig [Internet]. 2011;34(2):402–15. Available from: http://dx.doi.org/10.1016/j.ijrefrig.2010.09.015 13. Wang X, Hwang Y, Radermacher R. Two-stage heat pump system with vapor-injected scroll compressor using R410A as a refrigerant. Int J Refrig [Internet]. 2009;32(6):1442–51. Available from: http://dx.doi.org/10.1016/j.ijrefrig.2009.03.004 14. Lee H, Hwang Y, Radermacher R, Chun HH. Performance investigation of multi-stage saturation cycle with natural working fluids and low GWP working fluids. Int J Refrig [Internet]. 2015;51:103–11. Available from: http://dx.doi.org/10.1016/j.ijrefrig.2014.12.018 15. Chung HJ, Baek C, Kang H, Kim D, Kim Y. Performance evaluation of a gas injection CO2 heat pump according to operating parameters in extreme heating and cooling conditions. Energy [Internet]. 2018;154:337–45. Available from: https://doi.org/10.1016/j.energy.2018.04.132 16. Citarella B, Mastrullo R, Mauro AW, Sfragara M, Tammaro M. Performance assessment of a two-stage CO2 small scale MT refrigerator. Int J Refrig [Internet]. 2021;131(2021):887–96. Available from: 72 https://doi.org/10.1016/j.ijrefrig.2020.12.024 17. CO2 refrigeration - INTARCON [Internet]. Available from: https://www.intarcon.com/en/co2- refrigeration/#Disadvantages_of_using_CO2as_a_refrigerant 18. Subcritical cascade and pumped systems - CAREL [Internet]. Avaiable from: https://www.carel.es/subcritical-cycle#cascata 19. Bansal P. A review - Status of CO 2 as a low temperature refrigerant: Fundamentals and R&D opportunities. Appl Therm Eng [Internet]. 2012;41:18–29. Available from: http://dx.doi.org/10.1016/j.applthermaleng.2011.12.006 20. Booster - CAREL.. Available from: https://www.carel.es/transcritical-cycle 21. Jackson T. The new cool. Better Roads. 2011;81(12). 22. Dickes R, Guillaume L, Winandy E. CO2 Scroll Compressor with Dynamic Vapor Injection integrated into Transcritical Refrigeration Systems -a theoretical assessment CO2 Scroll Compressor with Dynamic Vapor Injection integrated into Transcritical Refrigeration Systems – a theoretical assessm. 2022;(June). 23. Yang D, Li Y, Xie J, Wang J. Exergy destruction characteristics of a transcritical carbon dioxide twostage compression/ejector refrigeration system for low-temperature cold storage. Energy Reports [Internet]. 2022;8:8546–62. Available from: https://doi.org/10.1016/j.egyr.2022.06.066 24. Li D, Groll EA. Transcritical CO2 refrigeration cycle with ejector-expansion device. Int J Refrig. 2005;28(5):766–73. 25. Kornhauser AA. The use of an ejector in a geothermal flash system. Proc Intersoc Energy Convers Eng Conf. 1990;5:79–84. 26. Liu JP, Chen JP, Chen ZJ. Thermodynamic analysis on CO2 transcritical vapor-compression/ejection refrigeration cycle. Shanghai Jiaotong Daxue Xuebao/Journal Shanghai Jiaotong Univ. 2004;38(2):273–5. 27. Deng J qiang, Jiang P xue, Lu T, Lu W. Particular characteristics of transcritical CO2 refrigeration cycle with an ejector. Appl Therm Eng. 2007;27(2–3):381–8. 28. Elbel S, Hrnjak P. Experimental validation of a prototype ejector designed to reduce throttling losses encountered in transcritical R744 system operation. Int J Refrig. 2008;31(3):411–22. 29. Elbel S. Historical and present developments of ejector refrigeration systems with emphasis on transcritical carbon dioxide air-conditioning. Int J Refrig [Internet]. 2011;34(7):1545–61. Available from: http://dx.doi.org/10.1016/j.ijrefrig.2010.11.011 30. Yari M. Performance analysis and optimization of a new two-stage ejector-expansion transcritical CO2 refrigeration cycle. Int J Therm Sci [Internet]. 2009;48(10):1997–2005. Available from: http://dx.doi.org/10.1016/j.ijthermalsci.2009.01.013 31. Nakagawa M, Marasigan AR, Matsukawa T. Experimental analysis on the effect of internal heat exchanger in transcritical CO2 refrigeration cycle with two-phase ejector. Int J Refrig [Internet]. 2011;34(7):1577–86. Available from: http://dx.doi.org/10.1016/j.ijrefrig.2010.03.007 32. Fangtian S, Yitai M. Thermodynamic analysis of transcritical CO2 refrigeration cycle with an ejector. Appl Therm Eng [Internet]. 2011;31(6–7):1184–9. Available from: http://dx.doi.org/10.1016/j.applthermaleng.2010.12.018 33. Liu F, Groll EA, Li D. Investigation on performance of variable geometry ejectors for CO2 refrigeration cycles. Energy [Internet]. 2012;45(1):829–39. Available from: http://dx.doi.org/10.1016/j.energy.2012.07.008 34. Wang X, Yu J, Xing M. Performance analysis of a new ejector enhanced vapor injection heat pump 73 cycle. Energy Convers Manag [Internet]. 2015;100:242–8. Available from: http://dx.doi.org/10.1016/j.enconman.2015.05.017 35. Liu Y, Liu J, Yu J. Theoretical analysis on a novel two-stage compression transcritical CO2 dualevaporator refrigeration cycle with an ejector. Int J Refrig [Internet]. 2020;119:268–75. Available from: https://doi.org/10.1016/j.ijrefrig.2020.08.002 36. Peris Pérez B, Expósito Carrillo JA, Sánchez de La Flor FJ, Salmerón Lissén JM, Morillo Navarro A. Thermoeconomic analysis of CO2 Ejector-Expansion Refrigeration Cycle (EERC) for low-temperature refrigeration in warm climates. Appl Therm Eng. 2021;188(January). 37. Blanes-Rex R, Fernández EPA, Guzmán F. On the triple point temperature of CO2. Cryogenics (Guildf). 1982;22(3):113–4. 38. El efecto Venturi [Internet]. Available from: http://www.novaalquimia.net/2018/12/el-efecto- venturi-y-su-relacion-con-los.html 39. Yan J, Li S, Liu Z. Numerical investigation on optimization of ejector primary nozzle geometries with fixed/varied nozzle exit position. Appl Therm Eng [Internet]. 2020;175(May):115426. Available from: https://doi.org/10.1016/j.applthermaleng.2020.115426 40. Angielczyk W, Seynhaeve J marie, Butrymowicz D, Bartosiewicz Y. 1-D Modeling of Supersonic Carbon Dioxide Two-Phase Flow through Ejector Motive Nozzle. Int Refrig Air Cond Conf Purdue. 2010;1–8. 41. Palacz M, Haida M, Smolka J, Nowak AJ, Banasiak K, Hafner A. HEM and HRM accuracy comparison for the simulation of CO2 expansion in two-phase ejectors for supermarket refrigeration systems. Appl Therm Eng [Internet]. 2017;115:160–9. Available from: http://dx.doi.org/10.1016/j.applthermaleng.2016.12.122 42. Lucas C, Koehler J. Experimental investigation of the COP improvement of a refrigeration cycle by use of an ejector. Int J Refrig [Internet]. 2012;35(6):1595–603. Available from: http://dx.doi.org/10.1016/j.ijrefrig.2012.05.010 43. Giacomelli F, Mazzelli F, Banasiak K, Hafner A, Milazzo A. Experimental and computational analysis of a R744 flashing ejector. Int J Refrig [Internet]. 2019;107:326–43. Available from: https://doi.org/10.1016/j.ijrefrig.2019.08.007