Rediseno-del-absorbedor-del-sistema-de-Aire-Acondicionado-Solar-AAS

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REDISEÑO DEL ABSORBEDOR DEL 
SISTEMA DE AIRE ACONDICIONADO 
SOLAR (AAS) 
 
T E S I S 
 
QUE PARA OBTENER EL TÍTULO DE: 
INGENIERO MECÁNICO ELECTRICISTA 
ÁREA: MECÁNICA 
 P R E S E N T A N : 
 
MARILYN STEPHANY MARTINEZ MONROY 
ALEJANDRO ESCUDERO JACINTO 
 MÉXICO 2013 
UNIVERSIDAD NACIONAL AUTÓNOMA 
DE MÉXICO 
 
FACULTAD DE ESTUDIOS SUPERIORES 
CAMPUS ARAGÓN 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
ASESOR: M. EN I. DAVID FRANCO MARTÍNEZ 
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UNAM – Dirección General de Bibliotecas 
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ÍNDICE 
 
Capítulo I 
 
Sistemas de aire acondicionado 
 
1.1 
 
Clasificación De Los Sistemas 4 
1.2 Tipos De Aire Acondicionado 
 
8 
1.2.2 Domésticos 
 
8 
1.2.2 Comerciales 
 
10 
1.3 Fundamentos Termodinámicos 
 
12 
1.3.1 Ciclo Termodinámico De Compresión 
 
12 
1.3.2 Componentes Básicos 
 
13 
1.3.2.1 Compresor 
 
14 
1.3.2.2 Condensador 
 
15 
1.3.2.3 Dispositivos De Expansión 
 
16 
1.3.2.4 Evaporador 
 
17 
1.3.3 Carga Térmica 
 
18 
1.3.4 Tonelada De Refrigeración 
 
18 
 
 
Capítulo 2 
Aire acondicionado por absorción 
2.1 Absorción 
 
20 
2.1.1 Experimento De Faraday 
 
20 
2.2 Maquina De Absorción 
 
21 
2.3 Ciclo De Absorción 
 
23 
2.4 Fluidos De Trabajo 
 
24 
2.4.1 Propiedades Refrigerantes 
 
24 
2.4.2 Propiedades Absorbentes 
 
24 
2.5 Disoluciones 
 
25 
2.5.1 Bromuro De Litio – Agua (H2o/Libr) 
2.5.2 Agua – Amoniaco (Nh3/H2o) 
25 
2.5.2 Agua – Aminiaco (NH3/H2O) 26 
2.5.3 Tiocianato De Sodio (Nh3/ Nascn) 
 
26 
2.5.4 Nitrato De Litio – Amoníaco (Nh3/ Lino3) 
 
27 
2.6 Absorbedor 
 
27 
2.7 Clasificación De Absorbedores 
 
28 
2.7.1 Absorbedores De Burbuja. 
 
28 
2.7.2 Absorción De Refrigerante Por Gotas Dispersas. 
 
30 
2.7.3 Absorbedores En Película 
 
31 
 
 
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Capítulo 3 
 
Balance de Masa y Energía para el Sistema por 
Absorción 
 
3.1 Balance De Masas 
 
36 
3.2 Balance De Energia Del Condensador 
 
39 
3.3 Balance De Energía Absorbedor 
 
39 
3.4 Balance De Energía En El Generador 
 
40 
3.5 Balance De Energía En El Evaporador 
 
41 
3.6 Balance De Energía Del Intercambiador De Calor 
 
41 
 
Capítulo 4 
 
Metodología de Cálculo del Rediseño del Absorbedor 
del Sistema A.A.S. 
 
4.1 Metodología De Cálculo Del Diseño Del Absorbedor Enfriado Por Agua 
 
44 
4.2 Metodología De Cálculo Del Área Del Absorbedor Enfriado Por Aire Para El Sistema 
A.A.S 
46 
4.2.1 Balance Térmico 
 
47 
4.2.2 Áreas Y Coeficiente De Aletado De Los Tubos Aletados 
 
48 
4.2.3 Dimensiones De La Superficie Y Arreglos De Los Tubos 
 
50 
4.2.3.1 Velocidad Del Aire Y Área Libre Para Su Paso 
 
51 
4.2.4 Coeficiente De Convección Relativo 
4.2.4.1 Coeficientes De Convección ℎ 
52 
4.2.4.1 Coeficientes De Convección hc 53 
4.2.5 Coeficiente De Efectividad Teórica De La Aleta 
 
54 
4.2.6 Velocidad Media De La Solución Y Área Libre Para Su Paso 
 
56 
4.2.7 Coeficiente De Convección Del Fluido Interno Hacia La Pared 
 
56 
4.3 Diferencia Media De Temperaturas 
 
58 
4.4 Coeficiente Global De Transferencia De Calor 
 
58 
4.5 Resultado Del Cálculo Térmico 
 
59 
 
Conclusiones 66 
Recomendaciones 71 
Bibliografía 72 
Glosario 73 
Nomenclatura 75 
Apéndice A “Manual de disolución de LiBr + H2O” 77 
Apéndice B “Calculo del coeficiente de convección” 83 
 
 
 
 
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La demanda energética para refrigeración con el fin de alcanzar condiciones de confort 
aceptables en verano y parte de la primavera y otoño constituye en nuestro país una 
componente muy importante de la demanda energética potencial para la operación de 
los edificios. Para mantener unas condiciones adecuadas de bienestar en los edificios, la 
demanda energética para refrigeración es más importante o del mismo orden que la 
demanda de calefacción. 
 
 
A lo largo de los últimos años estamos ya asistiendo a una rápida proliferación de 
equipos de aire acondicionado por compresión mecánica de vapor. Estos equipos de aire 
acondicionado unifamiliares están generalmente destinados a satisfacer las necesidades 
de confort sólo en una de las estancias de la vivienda, y además del impacto sobre la 
capa de ozono asociado al uso de hidrocarburos halo como fluidos de trabajo,con el 
grado de penetración actual de estos equipos de aire acondicionado, su impacto sobre 
nuestro sistema energético ya hace unos cuantos años que se está dejando sentir con 
mucha fuerza mediante unas puntas de demanda muy acusadas, provocando picos de 
potencia demandada que en los últimos años 
 
 
El empleo de máquinas basadas en el ciclo de absorción, que podrían solucionar el 
conjunto de problemas que se plantean. Por un lado, son máquinas capaces de trabajar 
con bajas temperaturas para la producción de frío y con un consumo eléctrico muy 
inferior a los sistemas de compresión mecánica. Por otro lado, pueden emplear fuentes 
térmicas renovables, como energía solar a partir de colectores solares, o calores 
residuales, sin impacto negativo directo sobre el medio ambiente. Además, a esto se 
debe añadir que el empleo de fluidos naturales, cuyo potencial de efecto invernadero es 
nulo o el natural, requiere un menor coste de producción. 
 
La mayoría de los equipos de absorción son enfriados por medio de agua, ya que al 
tener una capacidad calorifica es excelente para disipar el calor.Desde hace varios años 
se viene haciendo investigacion para sustituir el agua como medio refrigerante por 
varias razones, una de estas razones es la escasez, otra es que aun teniendo agua en 
abundacia se requiere de procesos para poder utilizarla en los aquipos de intercambio de 
calor, por ejemplo uno de los procesos son los tratamientos para minimizar el 
ensuciamiento y la corrosion del equipo llevando que en algunos casos este tipo de 
tratamientos puede resultar muy costoso. 
 
Esto ha llevado a que en algunos casos se reemplace el agua por el aire debido a su 
abundancia y a que es un fluido limpio por lo tanto solo se requiere de tratamientos para 
su uso 
El principal problema que tiene el uso del aire es su baja capacidad calorifica, por lo que 
se requiere se grandes cantidades volumenes de aire para poder disipar grandes 
cantidades de calor, otra consecuencia de la baja capacidad calorifica de aire, es que se 
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necesita una superficie con un area grande que esté en contacto con este para poder 
disipar el calor. La mejor forma de proporcionar esta area sin aumentar el tamaño global 
del intercambiador de calor excesivamente, es usar los bancos de tubos aletados 
(superficies extendidas). 
El objetivo de esta tesis es el rediseño del absorbedor del Aire Acondicionado Solar 
(AAS) el cual es enfriado actualmente por agua, el cual será rediseñadopara que sea 
enfriado por aire,utilizando ventiladores de corriente directa, alimentados de un panel 
solar. 
Para alcanzar el objetivo anteriormente planteado, este trabajo de tesis está integrado 
por 4 capítulos. 
En el primer capítulo se presentan los diferentes equipos de aire acondicionado su 
clasificación en domésticos y comerciales, describiendo sus fundamentos 
termodinámicos así también el funcionamiento de los componentes básicos y sus tipos. 
El equipo de Aire Acondicionado Solar (AAS) es del tipo de absorción por esta razón 
en el capitulo dos se presentala manera en que se realiza este proceso, los posibles 
fluidos de trabajo, las propiedades necesarias de un refrigerante y el absorbente, las 
ventajas y desventajas de algunos disolventes por último se estudian los absorbedores su 
clasificación y funcionamiento. 
 
En capitulo tres se empieza a desarrollar los balances de masa y energía del sistema lo 
realizamos en los 5 componentes de nuestro sistema, analizando las propiedades 
térmicas del mismo. 
La metodología del cálculo del rediseño del absorbedor se presenta en el capítulo 
cuatro, tal metodología comprende desde los tubos aletados, la configuración del arreglo 
del banco de tubos, analizando desde la densidad del aire, velocidades, flujo, 
propiedades de nuestro fluido de trabajo, así como los diferentes coeficientes de 
convección necesarios, todo esto para obtener un área de total de transferencia y así 
poder determinar las dimensiones del nuevo absorbedor. 
 
 
 
 
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Capítulo I 
 
Sistemas de aire acondicionado 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
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INTRODUCCIÓN 
 
Los sistemas termodinámicos para producir frío, son necesarios para la conservación de 
alimentos, medicamentos, acondicionamiento de ambientes y para el control de la temperatura 
de procesos exotérmicos. Las necesidades de refrigeración a escala mundial se ven afectadas por 
diversos factores tales como el agotamiento de las energías convencionales (combustibles 
fósiles) y la deficiencia en el suministro de la energía eléctrica debido en gran medida a la falta 
de infraestructura, como consecuencia de los altos costos de inversión y de la dificultad para el 
acceso a ciertas zonas de topografía especial, principalmente para regiones habitadas pero 
alejadas de las grandes metrópolis. 
Gran parte de la población requiere de un sistema de refrigeración para lograr los niveles de 
confort adecuados, la conservación de los alimentos y el desarrollo económico de ciertas 
regiones que tienen necesidades de conservación en frío de sus productos. 
El uso de sistemas de refrigeración demanda altos consumos de energía, sobre todo de energía 
eléctrica. Por lo tanto, es relevante buscar estrategias conducentes al ahorro energético y al uso 
eficiente de la energía. 
 
1. 1 CLASIFICACIÓN DE LOS SISTEMAS DE CLIMATIZACIÓN 
El objetivo de un sistema de climatización es proporcionar un ambiente confortable. 
Esto se consigue mediante el control simultáneo de la humedad, la temperatura, la 
limpieza y la distribución del aire en el ambiente, incluyendo también otro factor, el 
nivel acústico. 
 
Existen diferentes clasificaciones. Aquí presenta una clasificación en función del fluido 
encargado de compensar la carga térmica en el recinto climatizado. Así, podemos 
diferenciar los sistemas como: 
 
Todo aire: El aire es utilizado para compensar las cargas térmicas en el recinto 
climatizado, en el cual no tiene lugar ningún tratamiento posterior. Tienen capacidad 
para controlar la renovación del aire y la humedad del ambiente. Un sistema puramente 
todo aire sería el basado en una UTA(unidad de tratamiento de aire), figura 1, aunque 
también se llama así a los sistemas dotados de climatizadores que acondicionan el aire 
de una zona y que posteriormente se distribuye en los locales. 
 
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Fig. 1.1. Sistema todo aire. 
 
 
Dentro de los sistemas todo aire se pueden encontrar diferentes variantes en función del 
control de la temperatura efectuado. Así, podemos encontrar instalaciones de: 
 
 
Un solo conducto con volumen de aire constante. 
 Instalaciones de una zona 
 Instalaciones de varias zonas (multizonas) 
 
 
 Un solo conducto con volumen de aire variable (VAV) 
 
Doble conducto 
 Volumen de aire constante 
 Volumen de aire variable 
 
 
Sistema todo agua: Son aquellos en que el agua es el agente que se ocupa de 
compensar las cargas térmicas del recinto acondicionado (aunque también puede tener 
aire exterior para la renovación). Aquí podemos encontrar las instalaciones de 
calefacción con radiadores o con suelo radiante, y las instalaciones de aire 
acondicionado con fan-coils. El esquema básico de una instalación todo agua se 
presenta en la figura 1.2. 
 
 
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Fig. 1.2. Sistema todo agua. 
 
 
 
 
Los sistemas todo agua pueden clasificarse en sistemas de tubería simple (dos tuberías) 
y sistemas de varias tuberías. 
 
 
 
 En los sistemas de tubería simple cada unidad terminal recibe la entrada de agua 
fría o caliente, según la estación del año y termina en una tubería de retorno. 
 
 
 En los sistemas de varias tubería cada unidad terminal tiene una doble entrada de 
agua (caliente y fría) y una tubería (tres tuberías) o dos tuberías de retorno 
(cuatro tuberías). 
 
 
 
Sistema aire-agua: Se trata de sistemas donde llega tanto agua como aire para 
compensar las cargas del local. Un ejemplo de este tipo de instalaciones son los 
sistemas de inducción, figura 1.3. 
 
 
 
Fig. 1.3. Sistema inducción (aire-agua). 
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Sistema todo refrigerante: Se trata de instalaciones donde el fluido que se encarga de 
compensar las cargas térmicas del local es el refrigerante. Dentro de estos sistemas 
podemos englobar los pequeños equipos autónomos (split y multisplit). Su regulación 
puede ser todo o nada o los sistemas de refrigerante variable figura 1.4. 
 
 
Fig. 1.4. Sistema todo refrigerante. 
 
 
También se pueden clasificar en función de si se trata de un sistema unitario o un 
sistema centralizado: 
 
 Un sistema unitario utiliza un equipo donde todos los elementos son montados 
por el fabricante y se venden de una pieza. 
 
 Un sistema centralizado es aquel donde los componentes se encuentran 
separados y son instalados y montados por el instalador. 
 
 
 
 
 
 
 
 
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1.2 TIPOS DE SISTEMAS AIRE ACONDICIONADO 
En el mercado existen multitud de tipos de sistemas de aire acondicionado, aquí 
trataremos los más comunes explicando su forma y funcionamiento, intentando detallar 
sus ventajas e inconvenientes. Esta descripción no debe tomarse como absoluta ya que 
para cada tipo existen diferentes variantes y siempre depende del lugar donde se vaya a 
realizar la instalación 
1.2.1 DOMÉSTICOS 
De ventana 
Un gabinete contiene todas las partes funcionales del sistema. Debe colocarse en 
elespacio de una pared de tal forma que quede una mitad del aparato en el exterior y la 
otra mitad en el interior. Ventajas: Bajo costo de instalación. Fácil mantenimiento. 
Inconvenientes: Suelen consumir un poco más de electricidad. Son, por lo general, 
ruidosos y en algunas comunidades no se permiten al tener que abrir excesivamentela 
pared del edificio. 
 
 
 
 
Figura 1.2.1 unidad de ventana 
Split 
Son los equipos que más se están instalando en la actualidad ya que presentan muchas 
ventajas frente a los de ventana y son relativamente económicos. La unidad que 
contiene el compresor se encuentra en el exterior del edificio y se comunica con la 
unidad interior (evaporador - condensador) mediante unos tubos por lo que el barreno 
que hay que practicar en la pared es relativamente pequeño. La variedad de potencias 
ofertada es muy amplia. Ventajas: Los niveles de ruido son muy bajos y son muy 
estéticos, sobre todo los de última generación. El mantenimiento es sencillo. 
Inconvenientes: Las instalación es más complicada que en los modelos de ventana por 
lo que su coste es mayor. Es difícil de colocar en determinados sitios, como paredes pre-
fabricadas. 
 
 
 
Figura 1.2.2 Split (de pared) 
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Split (consola de techo): 
 Su funcionamiento es similar a los de pared aunque suelen ser de mayor capacidad. Su 
instalación es más costosa y compleja. Ventajas: Elevada capacidad en un solo equipo 
(desde 36000 hasta 60000 BTU) muy indicados para grandes espacios. Inconvenientes: 
Elevado coste de instalación. Suelen ser algo más ruidosos 
 
 
 
 
Figura 1.2.3 Split (consola de techo): 
 
Portátil 
Incorporan todo el sistema en una caja acoplada con ruedas de tal forma que se puede 
transportar fácilmente de una estancia a otra. Dispone de una manguera flexible que 
expulsa el aire caliente hacia el exterior. Ventajas: No requiere de instalación. Se 
transportan con facilidad y emiten muy poco ruido. Inconvenientes: Suelen ser bastante 
caros si tenemos en cuenta la relación calidad-precio. No son muy potentes. 
 
Figura 1.2.4portátil 
 
 
 
 
 
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Centrales 
La idea es la misma que en los de tipo Split pero la instalación es mucho mayor. Se 
utiliza en acondicionamiento completo de edificios. Su coste es muy alto pero ofrecen 
un alto nivel de confort. Ventajas: Agrega mucho valor a la vivienda que cuenta con 
ellos. El mantenimiento es sencillo y espaciado en el tiempo. Inconvenientes: Alto costo 
de instalación, utilización de conductos, plafones y techos rasos. 
 
 
 
 
 
Figura 1.2.5centrales 
 
 
1.2.2 COMERCIALES 
Split (consola de pared) 
Este modelo resuelve necesidades en comercios y locales pequeños como cibers-cafés, 
peluquerías, barberías, locales pequeños, etc. Ventajas: fácil instalación y relativamente 
bajo costo de la misma. Mantenimiento es sencillo y espaciado en el tiempo. 
Desventajas: Se deben aplicar en locales con pocas separaciones pues no cuentan con un 
tiro de aire muy fuerte. los locales deben tender a ser cuadrados en vez de muy 
"rectangulares" (un pasillo muy largo por ejemplo). Baja capacidad. 
 
 
 
Figura 1.2.6split 
 
 
 
 
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Split (consola de techo) 
Es ideal en pequeños locales y comercios, como panaderías, comercios con alta rotación 
de clientes y ambientes abiertos. Ventajas: Instalación relativamente sencilla y de bajo 
costo para el tipo de aplicación. Silencioso, y si queda bien instalado ayuda a la 
decoración de muchos ambientes comerciales. Generalmente se puede aplicar en lugares 
que ya se encuentran decorados sin afectar demasiado la apariencia del local. 
Inconvenientes: Mantenimiento tiende a ser más periódico y frecuente en aplicaciones 
de ambientes de alta rotación de personas. 
 
 
 
 
Figura 1.2.7split de techo 
 
 
Centrales (compacto o tipo split usando fancoils) 
Este diseño se aplica con mucha frecuencia en locales donde se requiere de un confort 
extra y de un mayor nivel de decorado. Ventajas: Da imagen de alto valor y diseño 
costoso. Alta estabilidad térmica y mantenimiento relativamente espaciado en el tiempo. 
Inconvenientes: Altísimo costo de instalación inicial, requiriendo de decoración y uso 
de plafones y techo rasos de alto costo de instalación. 
 
 
 
 
Figura 1.2.8centrales 
 
 
 
 
 
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1.3 FUNDAMENTOS TERMODINÁMICOS 
1.3.1 CICLO TERMODINÁMICO DE COMPRESIÓN 
Los procesos en el que los refrigerantes son sometidos a un ciclo termodinámico de 
compresión, condensación, expansión y evaporación se denominan Ciclo de 
Refrigeración por Compresión de Vapor, los cuales son ampliamente utilizados en el 
mundo, con una participación superior al 98% de las aplicaciones frigoríficas. En este 
sistema se incrementa la presión del vapor del refrigerante, desde la que tiene en el 
evaporador hasta la necesaria en el condensador, mediante la incorporación de energía 
eléctrica proporcionada al compresor. 
 
En el compresor, el refrigerante entra en forma de vapor saturado a baja presión y recibe 
un trabajo mecánico que eleva su presión, temperatura y entalpía hasta llevarlo a un 
estado de vapor sobrecalentado, luego, en el condensador, el refrigerante es enfriado 
pasando por vapor saturado a alta presión y posteriormente hasta condensarlo, 
entregando al ambiente energía en forma de calor; posteriormente este líquido a presión 
pasa por un dispositivo de estrangulación que lo expande súbitamente llevándolo al 
estado de vapor húmedo a baja presión, finalmente, en el evaporador el refrigerante 
extraerá calor del material refrigerado para pasar de nuevo al estado de vapor saturado a 
baja presión, el cual pasa al compresor cerrando el ciclo. 
 
 
Figura 1.3ciclo de compresión 
 
 
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Si se sustituye el compresor mecánico del ciclo de refrigeración anterior por un 
compresor térmico compuesto por un absorbedor y un generador, también denominado 
concentrador obtenemos de ciclo de refrigeración por absorción. 
 
Figura 1.3.1ciclo de absorcion 
 
 
1.3.2 COMPONENTES BÁSICOS 
Cada tipo de sistema de refrigeración esta compuesto de varios elementos básicos , el 
sistema de compresión de vapor, por ejemplo, tiene el compresor, el evaporador, el 
condensador y el dispositivo de expansión y el sistema de absorción tiene el generador, 
el condensador de refrigerante, el evaporador, el absorbedor y el equipo de bombeo. 
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1.3.2.1COMPRESOR 
El compresor es el corazón del sistema de refrigeración, en él se transforma energía 
eléctrica en entalpía y presión del gas, permitiendo mantener dos niveles de presión en 
el sistema, uno donde se evapora el refrigerante y el otro donde se condensa. 
 
Las características más importantes del funcionamiento de un compresor son su 
capacidad de refrigeración y su potencia; estas dependen principalmente de la presión 
de succión y de descarga. Los aspectos que pueden afectar el compresor, disminuyendo 
la capacidad de refrigeración e incrementando la potencia necesaria para su 
funcionamiento son: pérdidas de presión, calentamiento, fugas, exceso de aceite, 
ineficiencia de las válvulas y espacios muertos en la compresión. 
TIPOS DE COMPRESORES 
Los tres tipos de compresores más comunes usados en refrigeración son los Alternativos 
, los Rotativos y los Centrífugos . Los alternativos consisten en un émbolo que se mueve 
alternativamente dentro de un cilindro, con válvulas de entrada y salida que permiten la 
compresión; Los Rotativos tienen piezas giratorias en desplazamiento positivo que 
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realizan el trabajo y los centrífugos, también poseen elementos giratorios pero lo que 
aprovechan es la fuerza centrífuga. 
 
 
Figura 1.3.2compresor en el sistema de compresión de vapor 
 
1.3.2.2 CONDENSADOR 
El condensador es el intercambiador de calor donde el refrigerante en forma de vapor 
proveniente del compresor o del generador se enfría y se condensa por medio de una 
transferencia de calor hacia un sumidero que generalmente es aire o agua, de esta forma 
el calor del proceso de refrigeración es retirado del sistema. 
 
En general los condensadores enfriados por agua son más eficientes que los enfriados 
por aire, sin embargo presentan riesgos de formación de incrustaciones, corrosión o 
congelación. Los enfriados por aire son comunes en aplicaciones de menos de un 
caballo de vapor de potencia de refrigeración aunque también son usados para sistemas 
de mayor potencia 
 
TIPOS DE CONDENSADORES 
 
Existen condensadores de dos tipos, enfriados por agua y enfriados por aire. Entre los 
enfriados por agua se encuentran el horizontal con tubos y envolvente (el más utilizado), 
el vertical con tubos y envolvente, el de serpentín y envolvente, el de doble tubo y el 
evaporativo. 
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Figura 1.3.3condensador en el sistema de compresión de vapor 
1.3.2.3 DISPOSITIVOS DE EXPANSIÓN 
Los dispositivos de expansión son aquellos destinados a disminuir la presión del líquido 
y a controlar el flujo de refrigerante hacia el evaporador El tubo capilar es el más usado 
para sistemas de refrigeración de potencia menor de un caballo de vapor, para sistemas 
de tamaño medio, lo más frecuente es el uso de válvulas de expansión termostáticas. 
Para los evaporadores inundados se utilizan las válvulas de flotador. 
 
Figura 1.3.4dispositivo de expansión en el sistema de compresión de vapor 
 
 
 
 
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1.3.2.4 EVAPORADOR 
El evaporador es un intercambiador de calor que permite el enfriamiento o refrigeración 
del material que interesa refrigerar, mientras el refrigerante que proviene del dispositivo 
de expansión, ebulle al recibir dicho calor. 
Los evaporadores de circulación natural son usados principalmente en las cámaras de 
almacenamiento de frío, ocupan poca superficie, tienen costos de mantenimiento bajos, 
pero tienen bajos coeficientes de transferencia de calor lo que hace necesaria una 
superficie mayor que la de los evaporadores de circulación forzada y una mayor carga 
de refrigerante por su mayor volumen interno. Los evaporadores inundados, por su 
configuración, no permiten la salida de aceite, por lo tanto, se necesita separarlo antes. 
Cuando se requiere enfriar un líquido, lo más conveniente es usar un evaporador de tipo 
envolvente. Para acondicionamiento de aire, el evaporador de expansión directa se usa 
cuando el evaporador esta cerca del compresor, en caso contrario, es preferible enfriar 
agua y llevarla a una batería de enfriamiento del aire 
TIPOS DE EVAPORADORES 
Los evaporadores se pueden clasificar en evaporadores de circulación natural o 
circulación forzada , dependiendo si una bomba o ventilador impulsa el fluido a enfriar 
hacia las superficies de transferencia de calor o si este movimiento se da de forma 
natural por la diferencia en las densidades del fluido frío y caliente; también se pueden 
clasificar como evaporadores donde el refrigerante ebulle dentro o fuera de los tubos; 
Finalmente se puede diferenciar entre evaporadores inundados o secos, según si el 
refrigerante esta sobre toda la superficie de transferencia de calor o si parte de esta se 
usa para sobrecalentar el vapor 
 
Figura 1.3.5 evaporador en el sistema de compresión de vapor 
 
 
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1.3.3 CARGA TÉRMICA 
La carga térmica es la cantidad de calor que un sistema debe retirar de un producto o de 
un recinto que se desea refrigerar La carga corresponde al calor sensible procedente del 
exterior o los alrededores, a la aportada por el producto a enfriar, a la carga sensible 
interna debida a equipos como los motores, infiltraciones de aire caliente en el sistema, 
etc 
 
 
Figura 1.3.6carga térmica 
 
1.3.4 TONELADA DE REFRIGERACIÓN 
La tonelada de refrigeración se define como la cantidad de calor absorbida por la fusión 
de una tonelada de hielo sólido puro en 24 horas. Puesto que el calor latente de fusión 
de una libra de hielo es de 144 BTU, el calor latente de una tonelada americana (2.000 
libras) de hielo, o sea 288.000 BTU por 24 horas. Para obtener el calor por hora es 
necesario dividir entre las 24 horas, lo cual da una cantidad de 12.000 BTU/h, que 
recibe el nombre de “Tonelada de Refrigeración”, equivalentes a 3.024 Kcal/h o 3,516 
kW. 
 
 
 
 
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Capítulo II 
 
Aire acondicionado por absorción 
 
 
 
 
 
 
 
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2.1 ABSORCIÓN 
El término "absorción" se refiere a los procesos físicos y químicos que ocurren al entrar 
en contacto gases y líquidos o gases y sólidos, e incorporarse el gas a la otra sustancia, 
pudiéndose separar el gas mediante el proceso inverso y llegar a la condición inicial. 
Su funcionamiento se basa en las reacciones físico-químicas entre un refrigerante y un 
absorbente, accionadas por una energía térmica que en el caso de la energía solar es 
agua caliente. 
El funcionamiento de cualquier máquina de refrigeración por absorción se basa en tres 
fenómenos físicos elementales: 
 Cuando un fluido se evapora absorbe calor y cuando se condensa cede calor. 
 La temperatura de ebullición de un líquido varía en función de la presión, es 
decir, a medida que baja la presión, baja la temperatura de ebullición. 
 Hay establecidas parejas de productos químicos que tienen cierta afinidad a la 
hora de disolver el uno al otro. 
2.1.1 EXPERIMENTO DE FARADAY 
Faraday de sus experiencias en el laboratorio, conocía que el cloruro de plata tiene la 
capacidad especial de absorber al amoníaco gaseoso. Expuso cierta cantidad de cloruro 
de plata pulverizado al amoniaco gaseoso hasta que hubo absorbido todo el que podía 
retener. El polvo cargado de amoníaco se colocó posteriormente en un tubo de ensaye 
sellado con forma de V invertida. Cuando se aplicó calor al polvo, se presentó el 
desprendimiento de "humos" (vapores) de amoníaco. Los "humos" se enfriaron 
sumergiendo el otro extremo del tubo en un recipiente con agua fría. El agua sirvió 
como agente de remoción de calor del amoníaco gaseoso. Conforme los "humos" de 
amoníaco entraron en el extremo enfriado del tubo de ensaye, se formaron gotas de 
amoníaco líquido. 
 
 
 
 
 
 
FIG. 2.1 Desorción y Condensación de Amoniaco a Alta Temperatura. 
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Esta fue la primera vez que el amoníaco había cambiado del estado gaseoso al líquido. 
Las características del líquido producido comenzaron a ser estudiadas por Faraday. Una 
vez que eliminó la aplicación de calor y del agua de enfriamiento, casi inmediatamente 
después, el amoníaco líquido comenzó a burbujear y hervir, regresando de nuevo al 
estado de vapor, el cual fue absorbido nuevamente por el polvo de cloruro de plata. 
 
Cuando Faraday tocó el extremo del tubo de ensaye que contenía amoniaco líquido,encontró que estaba bastante frío. Sin embargo, aún más sorprendente fue el hecho de 
que se había producido la ebullición del líquido, aún sin la presencia de fuente alguna de 
suministro visible de calor. 
 
Cada vez que Faraday repitió el proceso, observó el mismo cambio. Lo novedoso 
consistió en el hecho de que fuera posible lograr temperaturas bajas en el laboratorio 
cualquier número de veces, sin que se alteraran los ingredientes en el tubo de ensaye. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
FIG. 2.2. Evaporación y Absorción de Amoniaco a Baja Temperatura 
 
2.2 MAQUINA DE ABSORCIÓN 
 
Las máquinas de absorción son sistemas para la producción de frío mediante producción 
de calor. Por ejemplo el calor producido en las plantas de cogeneración y el calor 
residual de los motores térmicos, son fuentes de calor que pueden ser utilizados para 
alimentar a las máquinas de absorción. 
 
Las primeras noticias que se tienen de una máquina de absorción usada para la 
refrigeración fue en el año 1774 construida por Nairne, posteriormente el diseño sería 
perfeccionado por Carré en la segunda mitad del siglo XIX. Hasta la década de 1950 
prácticamente el diseño no sufre variaciones. 
 
Entre 1940 y 1950 las máquinas de absorción caen en desuso por el auge de los 
refrigerantes halogenados y de la energía eléctrica barata que permitió el desarrollo de 
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los sistemas de refrigeración por compresión mecánica. Sería a partir de 1970 cuando 
las máquinas de absorción vuelven a comercializarse, en el sector del aire 
acondicionado de grandes edificios (sobre todo en Estados Unidos y Japón), debido al 
aumento del precio de la energía eléctrica y por las limitaciones impuestas en el uso de 
los refrigerantes tradicionales. 
 
 
La segunda ley de la termodinámica establece que para transferir calor desde una 
sustancia a baja temperatura a otra cuya temperatura es mayor, es necesario consumir un 
trabajo. Para la transferencia de calor desde un cuerpo frío, a baja temperatura, hasta un 
cuerpo caliente, a alta temperatura, se puede emplear una máquina inversa de Carnot. 
De esta manera, observando la figura 2.3., se puede comprender que la máquina 
frigorífica a la derecha de la figura absorbe un trabajo mecánico (W) así como la 
energía calorífica de su foco frío (Qe), a cierta temperatura (Te), transportando la suma 
de ambos hasta el foco caliente a la temperatura Tc. 
 
 
 
 
 
Figura 2.3. Producción de frío con máquina de absorción de simple efecto 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
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2.3 CICLO DE ABSORCIÓN 
 
Una máquina de refrigeración por absorción sustituye el compresor mecánico por un 
compresor termoquímico, constituido por dos intercambiadores de calor y masa, el 
absorbedor y el generador (cada uno a la presión del evaporador y del condensador, 
respectivamente); una bomba y una válvula de expansión. El esquema del ciclo de 
refrigeración por absorción y diagrama P-h del refrigerante son los representados en la 
figura 2.4. 
 
Figura 2.4. Ciclo de refrigeración por absorción 
 
 
Por los componentes del compresor termoquímico circulará una disolución compuesta 
por el refrigerante y un absorbente, afín al refrigerante. En el absorbedor, el vapor de 
refrigerante a la salida del evaporador se disuelve en la disolución. A la salida del 
absorbedor (5), la disolución (que tendrá una concentración rica en refrigerante) se 
bombea hasta la presión del condensador mediante la bomba de disolución. En el 
generador, se hace hervir la disolución (mediante un aporte de calor), que permite la 
separación del componente más volátil de la mezcla (el refrigerante), que en forma de 
vapor sobrecalentado (1) es enviado hacia el condensador. 
 
De este modo, a continuación, el refrigerante realiza los procesos de condensación, 
expansión y evaporación, de igual forma a como lo hace en un ciclo de compresión 
mecánica. En el generador, el resto de la disolución (con una concentración menor en 
refrigerante (7)) es devuelta al absorbedor, a través de una válvula para reducir su 
presión. Esta disolución vuelve a absorber el vapor de refrigerante procedente del 
evaporador (4). Este proceso libera una cierta cantidad de vapor. 
 
La diferencia entre el ciclo de compresión mecánica y el de absorción reside en la 
fuente de energía que se emplea para mover el refrigerante desde el evaporador hasta el 
condensador. Para la compresión mecánica, la fuente de energía es la energía eléctrica 
necesaria para el compresor y para la absorción se trata de transferencias de energía en 
forma de calor (el calor suministrado en el generador para separar el vapor de 
refrigerante), siendo despreciable el trabajo mecánico que se requiere para elevar la 
presión de la disolución (en fase líquida) en la bomba. 
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2.4 FLUIDOS DE TRABAJO 
Para poder analizar el ciclo de absorción debemos saber las propiedades de los fluidos 
de trabajo, refrigerantes y absorbentes, con ello se determinará los pares refrigerante-
absorbente. 
 
2.4.1 PROPIEDADES REFRIGERANTES 
 
 Alto calor latente de cambio de fase: el agua y el amoniaco tienen un alto calor 
latente de cambio de fase (en torno a 10 veces el de los refrigerantes 
halogenados). 
 
 Presiones de operación no muy altas, ni muy bajas. Las presiones de operación 
de cada refrigerante dependen de la aplicación, a través de la relación entre la 
presión y la temperatura de saturación. 
 
 Bajo volumen específico del vapor. 
 
 Baja viscosidad, alta conductividad. 
 
 Debe ser estable, no inflamable y que no sea tóxico, ni peligroso. En el caso del 
NHB3B está clasificado como de clase II (refrigerante de media seguridad), por lo 
que su uso está algo restringido. 
 
 Precio y disponibilidad. 
 
 
2.4.2. PROPIEDADES ABSORBENTES 
 
 Alta afinidad con el refrigerante que va a disolver. 
 
 Punto de ebullición alto, superior al del refrigerante. 
 
 Estable, poco tóxico y barato. 
 
 
 
 
 
 
 
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2.5 DISOLUCIONES 
 
Los ciclos de absorción utilizan normalmente las disoluciones agua-amoníaco (HB2BO-
NHB3B) y bromuro de litio-agua (BrLi-HB2BO). En el primer caso el agua es el absorbente y 
el amoníaco el refrigerante. En el segundo, el bromuro de litio es el absorbente y el agua 
el refrigerante. El amoníaco y el agua son refrigerantes que no destruyen el ozono 
atmosférico ni contribuyen al efecto invernadero directo. Pueden sustituir a todos los 
refrigerantes orgánicos en el rango de temperaturas –50ºC a +50ºC: el agua a 
temperatura mayor que cero y el amoniaco desde –60ºC. 
 
 
2.5.1 BROMURO DE LITIO – AGUA (H2O/LiBr) 
 
Estas disoluciones son conocidas desde las primeras décadas del siglo XX y fueron 
introducidas en el mercado del aire acondicionado por absorción entre 1950 y 1970. El 
aguaes un refrigerante orgánico (R718). 
 
Es el líquido con mayor calor latente de evaporización y condensación que existe en la 
naturaleza. Esta característica es especialmente importante cuando se utiliza en 
instalaciones de climatización de gran tamaño, dado que el caudal de refrigerante que 
circula por el sistema es menor que el que circula cuando se emplea cualquier otro 
refrigerante. La temperatura debe ser superior a 0ºC para evitar formación de sólidos en 
el evaporador. Las propiedades termofísicas del agua son bien conocidas y aparte de un 
alto calor latente de evaporización, tienen un calor específico y una conductividad 
térmica de los mayores entre los líquidos. 
 
Una de las mayores limitaciones es el punto de congelación. Por esta razón,las 
máquinas de absorción de bromuro de litio trabajan con temperaturas de evaporación 
superiores a 0ºC, entre 4ºC y 10ºC. Como la presión de evaporación a estas 
temperaturas está comprendida entre 400 Pa y 900 Pa, el volumen específico del vapor 
en el evaporador es muy grande, del orden de 200 m3/kg. 
 
En el condensador, que trabaja con presiones absolutas de entre 4000 Pa y 10000 Pa, el 
volumen específico es unas cinco veces inferior al del evaporador. Este aspecto es 
importante a la hora de diseñar ambos componentes. Al ser un refrigerante natural, no 
tienen impacto reseñable sobre el medio ambiente. 
 
El bromuro de litioes el absorbente de la disolución. El bromuro de litio es una sal 
blanca que tiene gran afinidad por el agua, por lo que en presencia de aire húmedo 
absorbe el vapor de agua contenido en la atmósfera, hidratándose. Su temperatura de 
fusión es de 535 º C mientras que su temperatura de ebullición es del orden de 2200 ºC , 
siendo su presión de vapor extremadamente baja. Es miscible con agua hasta 
concentraciones elevadas (75%) y se diluye con facilidad. 
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Las máquinas que emplean esta disolución como refrigerante pueden ser condensadas 
por agua o aire, de simple efecto (un generador) o de doble efecto (dos generadores). 
Los primeros emplean fuentes de calor de entre 80 ºC y 115ºC, mientras que las fuentes 
de calor utilizadas por los segundos necesitan temperaturas del orden de 160ºC. 
 
2.5.2 AGUA – AMONIACO (NH3/H2O) 
 
La mezcla amoniaco-agua, es la disolución típica empleada en plantas de refrigeración 
industrial. En este caso, el amoniacoactúa como refrigerante (R717) y entra dentro de 
los refrigerantes naturales. Es un gas incoloro a presión atmosférica con un olor muy 
penetrante. Se encuentra en la naturaleza, dado que se produce por descomposición de 
la materia orgánica o industrialmente por el método Haber-Bosch. 
 
Uno de los grandes inconvenientes es que se trata de una sustancia tóxica que a partir de 
concentraciones de 100 p.p.m. (partes por millón) tiene efectos nocivos sobre el 
organismo por inhalación, contacto cutáneo e ingestión, provocando problemas incluso 
mayores para concentraciones más elevadas. 
 
Los sistemas de amoniaco-agua, aparte de presentar el problema comentado de la 
toxicidad, operan a presiones elevadas y requieren procesos de purificación en la 
separación del amoniaco por su reducida volatibilidad relativa. Generará una reducción 
del COP y un incremento de la complejidad del sistema general. Por ello es necesario 
implantar medidas de rectificación que permitan eliminar la presencia de agua en el 
evaporador. Sin embargo, tiene a su favor que es una mezcla apta para trabajar con 
temperaturas de menos de 0ºC. 
 
La mezcla amoniaco-agua puede sustituir a cualquier refrigerante orgánico en el rango 
de temperaturas de -50ºC/50ºC, trabajando en aplicaciones frigoríficas en un amplio 
intervalo de potencias desde 250 kW hasta órdenes de MW. 
 
En los últimos años, la implantación de sistemas de cogeneración con turbinas y 
motores de gas en sectores industriales como el agroalimentario, petroquímico o 
farmacéutico, ha favorecido el empleo de este tipo de plantas que emplean el calor 
residual para su activación, siendo el amoniaco-agua la mezcla principalmente utilizada. 
 
 
 
 
2.5.3 TIOCIANATO DE SODIO (NH3/ NASCN) 
 
El tiocianato de sodioes una sal incolora miscible en agua. Es estudiada en ciclos de absorción 
para mezclas de NH3-NaSCN, donde actúa como absorbente, mientras que el amoniaco actúa 
como refrigerante. 
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Esta disolución es especialmente interesante para la absorción debido a las bajas temperaturas 
de evaporación del NH3, así como las bajas temperaturas de generación (desde 60ºC a 90ºC) 
comparadas con otras mezclas. Esto hace de las mezclas NH3-NaSCN una disolución 
interesante para la generación de frío con placas solares. Las propiedades de absorción 
obtenidas por esta mezcla son similares a las obtenidas si se reemplaza el NaSCN por LiNO3. 
 
2.5.4 NITRATO DE LITIO – AMONÍACO (NH3/ LINO3) 
 
El nitrato de litio es una sal inorgánica incolora que tiene gran afinidad por el agua y el 
amoniaco. La unión de esta sal con el amoniaco produce la disolución amoniaco-nitrato de litio 
estudiada y utilizada en ciclos de refrigeración por absorción, en los que el amoniaco es el 
refrigerante y el nitrato de litio el absorbente. 
 
 
Una de las ventajas que más se observan en los estudios con NH3-LiNO3, es la no necesidad de 
torre de rectificación y, al igual que ocurría con el tiocianato sódico, permite trabajar a 
temperaturas de accionamiento o generación más bajas, lo que abre de alguna manera la 
posibilidad de trabajar con máquinas de absorción generadas por fuentes de energía sin tanto 
impacto ambiental como los combustibles fósiles o directamente sin impacto. 
 
2.6 ABSORBEDOR 
 
Uno de los componentes principales de una máquina de absorción es el absorbedor, 
dado que el funcionamiento del mismo afecta de manera directa al sistema global. El 
objetivo de los absorbedores es lograr una adecuada succión de vapor desde el 
evaporador, a través de un proceso de absorción gobernado por la transferencia de calor 
y masa entre las dos fases, con el objetivo de que la presión de evaporación (y por tanto 
la temperatura del fluido externo) se mantenga en los niveles requeridos. 
 
En el proceso de transferencia de masa, el vapor cede su calor latente a la disolución, de 
forma que a la vez que ésta se diluye, aumenta su temperatura. El aumento de 
temperatura de la disolución tiene un efecto perjudicial sobre el funcionamiento de la 
máquina, dado que disminuye su potencial de absorción. Lo habitual es refrigerar el 
absorbedor externamente. 
 
El diseño de absorbedores es un punto crítico originado por la complejidad de los 
procesos de transferencia simultánea de calor y masa. Es por ello, que el buen 
funcionamiento de un absorbedor dependerá en gran medida de la capacidad de 
mezclado entre el vapor y la disolución, así como de ofrecer un área óptima de contacto 
entre la disolución y el intercambiador que refrigere la mezcla. 
 
Ha sido objeto de numerosos estudios el diseño del absorbedor, mediante la aplicación 
de mejoras técnicas de transferencia de calor y masa. Merril (1995) [12]ofrece una 
visión sobre mejoras técnicas pasivas con la finalidad de aumentar la turbulencia en 
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elintercambiador, por medio de rugosidades en las paredes, alambre en forma de hélice 
y espaciadores internos. Kang (2002) [11] realiza un estudio con técnicas activas 
mediante la adición de nano partículas en la solución para mejorar su conductividad 
térmica. Otros estudios se basan en la implicación de las formas geométricas de los 
conductos en la transferencia de calor. 
 
 
Dentro de las cualidades que debe tener el absorbedor, se atiende a un conjunto de 
razones básicas para un diseño eficiente: 
 
 Resistencias pequeñas para la transferencia de calor y masa. 
 Áreas de transferencia óptimas que puedan transferir la mayor cantidad de calor 
en el menor espacio posible. 
 Se busca que las pérdidas de carga en el absorbedor sean lo menores posibles, 
dado que al disminuir la presión disminuye la temperatura de saturación, lo que 
implica que se necesitaría mayor área de transferencia para la misma cantidad de 
calor debido a que se disminuye la diferencia de temperaturas efectiva. 
 
Todos estos estudios tienen una finalidad principal que es poder disponer de máquinas 
de absorción compactas, eficientes y de bajo costo. 
 
 
2.7 CLASIFICACIÓN DE ABSORBEDORES 
 
La clasificaciónde los absorbedores se realiza tradicionalmente atendiendo a la 
trayectoria continua o discontinua de las fases líquidas y de vapor. Así pues: 
 
 Absorbedores de burbuja. Fase de vapor discontinua y líquida continúa. 
 Absorbedores de gotas dispersas, espray o aspersión adiabática. Fase de vapor 
continua y líquida discontinua. 
 Absorbedores de película descendente. Fases de vapor y líquida continuas. 
 
2.7.1 ABSORBEDORES DE BURBUJA. 
 
Los absorbedores de burbujas son de tipo inundado. La disposición de este absorbedor consiste 
en un canal inundado de disolución pobre por donde se inyecta el refrigerante en estado vapor 
en forma de burbujas. 
Las burbujas irán diluyéndose en la solución que inunda el canal a la vez que cambian de fase, 
lo que genera una transferencia de masa y calor simultánea. El canal a su vez estará refrigerado 
externamente mediante un fluido de refrigeración a menor temperatura que la de absorción. 
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Es normal que a encontrarse con varios canales en paralelo con distribuidores de solución 
concentrada y vapor en la parte inferior y colectores de recogida de la solución diluida en la 
parte superior. 
 
 
 
 
Figura 2.5. Canales en paralelo de tubos de burbujas. 
 
Una de las características de las columnas de burbujas que se han ido encontrando en la 
literatura y que se han observado en diferentes experimentos (Infante Ferreira, 1985), es 
la variación del régimen de flujo del vapor a lo largo de la columna. Como se puede 
observar en la figura hay tres regímenes denominados: flujo agitado , flujo en tapones o 
balas y flujo de burbujas. 
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Figura 2.6. Regímenes de flujo en columnas de burbujas. (Muddle, 2005) 
En el caso del régimen agitado, se observa una forma indefinida de la fase vapor 
ocasionada por el efecto de entrada de la solución pobre. La mayor parte del proceso de 
absorción se supone que se producirá en este punto. 
 
En el régimen de tapones o balas, la fase gaseosa se eleva en forma de balas de gran 
tamaño relativo con respecto a la longitud de la columna, siendo el régimen 
predominante a lo largo del absorbedor. 
 
Finalmente, el régimen de burbujas se caracteriza por pequeñas burbujas separadas entre 
sí, rodeadas de grandes cantidades de líquido. 
 
Atendiendo a resultados de diferentes estudios se demuestra que la mayor parte de la 
absorción de la burbuja se produce en el primer tramo de surgimiento. Se puede 
simplificar el cálculo de transferencia de masa en la columna partiendo de base con la 
estimación del surgimiento de la burbuja en el inyector y su evolución a lo largo del 
tubo. 
Un parámetro, que como se verá es fundamental a la hora de diseñar los absorbedores, 
es el área de interfase. El área de interfase es el área a través de la cual se produce la 
transferencia de masa. Esto implica que cuanta mayor área de fase vapor en contacto 
con fase líquida, se producirá una absorción más eficiente. 
 
2.7.2 ABSORCIÓN DE REFRIGERANTE POR GOTAS DISPERSAS. 
 
En este caso la diferencia principal con los demas tipos de absorbedores, es que la 
transferencia de masa y de energía no son simultáneas. Son absorbedores adiabáticos. 
 
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Lo primero que se hace es subenfriar la disolución con un intercambiador líquido-
líquido, para posteriormente introducirla en forma de gotas pequeñas a través de un 
atomizador en la cámara adiabática (Figura 2.7). En este punto, comienza la absorción 
del vapor procedente del circuito de refrigerante de la máquina. Debido a la 
transferencia de masa, se produce un cambio de fase del vapor y una dilución de la 
disolución, que provocará un aumento de temperatura, de tal manera que las gotas 
pueden llegar a saturarse parándose el proceso de absorción. 
 
Figura 2.7. Detalle del interior de cámara adiabática con atomizador, fotografía de cámara adiabática. 
A partir de aquí, se hace pasar la disolución concentrada en refrigerante por un 
intercambiador para disminuir su temperatura, de tal manera que se recircule al 
absorbedor y de nuevo pueda seguir absorbiendo. El número de recirculaciones se 
puede disminuir aumentando la diferencia de temperatura con respecto a la de 
saturación de la disolución a una determinada presión a la entrada del absorbedor. 
 
Una de las ventajas desde el punto de vista de facilitar el diseño es que se sabe que para 
conseguir que la fase vapor del refrigerante sea absorbida, es necesario superar la 
presión capilar y penetrar la gota, por tanto la presión del absorbedor debe superar la 
suma de la presión de saturación de la solución y de la presión capilar de la gota. En 
consecuencia, hay un diámetro óptimo para el cual se produce la máxima absorción. 
 
2.7.3 ABSORBEDORES EN PELÍCULA. 
 
El proceso físico de absorción en este tipo de absorbedores está basado en la 
transferencia de masa de una película de líquido descendente en contacto con la fase 
vapor del refrigerante. Existen diferentes tipos de configuraciones, ya sea de tubos 
horizontales o verticales. 
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Figura 2.8. Configuración a) tubos verticales, b) tubos horizontales 
 
En el caso de tubos en configuración horizontal, por el interior circula agua de 
refrigeración, mientras que la solución pobre en refrigerante cae por el exterior de los 
mismos formando una película sobre ellos. El absorbedor está sumergido en un entorno 
saturado de refrigerante en estado vapor. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
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Capítulo III 
 
Balance de Masa y Energía para el 
Sistema por Absorción 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
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Dentro este capítulo presenta una memoria de cálculos para llevar a cabo el rediseño 
eficiente de nuestro prototipo de sistema de aire acondicionado por absorción, el cual 
fue diseñado bajo las especificaciones necesarias para acondicionar el cuarto de pruebas 
del Centro Tecnológico Aragón, mismo que, en base a resultados teóricos de los 
programas de diagnostico energético, se determino realizar los cálculos para el rediseño 
basado en una capacidad de 1.5 toneladas de refrigeración, esto es, la cantidad de calor a 
retirar de nuestro ambiente de prueba. 
 
Los problemas de balance de energía y masa se basan en la aplicación correcta de las 
leyes de la conservación de masa y energía y pueden llegar a ser muy complicados, es 
por eso que se debe utilizar una correcta resolución sistemática. Para los cálculos de 
aplicación de estos balances, es preciso seguir una adecuada metodología que facilite el 
análisis: 
 
 Realizar el esquema del sistema, utilizando la simbología apropiada y los datos 
de operación conocidos. 
 
 Plantear y desglosar el sistema a través de ecuaciones algebraicas. 
 
 
 Realizar los cálculos, por medio de sustitución de datos en las ecuaciones 
planteadas. 
 
El balance de materia se basa en la ley de la conservación de la materia enunciada por 
Lavoisier: “En cada sistema hay exactamente la misma cantidad de sustancia presente 
antes y después de que el proceso haya sucedido. La materia solo se transforma.” 
 
El balance de energía se basa en la ley de la conservación de energía que indica que en 
un proceso, la energía no se crea, ni se destruye, sólo se transforma. 
En unbalance total de energía se toman en cuenta las transferencias de energía a través 
de los límites del sistema. Ciertos tipos de energía están asociados a la masa que fluye, 
otros tipos como Q (calor) y W (trabajo) son solo formas de transmisión de energía. 
 
Dado lo anterior y basándonos en los datos del primer diseño como: los porcentajes de 
la solución de bromuro de litio, presiones, temperaturas y entalpias, sabiendo que los 
flujos másicos del sistema cambiaran, así como las áreas de transferencia de calor en 
cada uno de los componentes del equipo comenzaremos realizando el esquema de 
nuestro sistema, pasando por el desglose de ecuaciones y llegando a los resultados 
obtenidos. 
 
Cabe mencionar que para lograr los resultados de esta memoria de cálculos fue 
necesario utilizar como apoyo tablas de vapor saturado referente a las propiedades de la 
solución agua – bromuro de litio. 
 
 
 
 
 
 
 
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Figura 3.0 Diagrama esquemático del equipo de aire acondicionado solar 
 
Para poder comenzar, necesitamos identificar los procesos que ocurren dentro de 
nuestro sistema, dado esto obtendremos las presiones, entalpias y temperaturas que nos 
sean necesarias. 
 
Tabla 2.0 Propiedades termodinámicas del sistema A.A.S. 
 
 
 
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Comenzaremos ahora con el cálculo de flujos másicos, para ello en el equipo de 
absorción se realizaron dos balances de masa y energía, dichos balances tuvieron lugar, 
primeramente en el evaporador y en segundo lugar el generador. 
 
Para el balance de masa y energía en el evaporador, debemos tomar en cuenta la carga 
de refrigerante que entra en este intercambiador de calor, así mismo debemos tener en 
cuenta que los flujos másicos permanecen constantes (8= 7). 
 
 
 
 
3.1 BALANCE DE MASAS 
 
Realizando el balance en el evaporador tenemos que: 
 
H7 
 
̇ + . . = ̇ ( ) 
 
1.5 . = ̇ ℎ − ̇ ℎ 
1.5 . = ̇ (ℎ − ℎ ) 
 
̇ =
. .
( − ) (2) 
 
1.5 .
12000 ℎ⁄
1 . = 18000 ℎ
⁄ 
18000 ℎ⁄
0.252
1
1ℎ
60 = 75.6
⁄ 
= 68
0.252
1
1
0.45359 = . 
⁄ 
= 1079.5
0.252
1
1
0.45359 = . 
⁄ 
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Una vez que obtuvimos el valor de las entalpias, y que manejamos las mismas unidades 
podemos calcular ̇ en la ecuación (2) 
̇ =
75.6 ⁄
(599.735 − 37.778) = .
⁄ 
 
Observemos que los flujos másicos son constantes en los puntos 5, 6, 7 y 8, así que 
podemos determinar que los valores correspondientes permanecerán constantes, por lo 
tanto tenemos: 
̇ = ̇ = ̇ = ̇ = 0.1345299 ⁄ 
Analizando el generador 
Es importante en este punto tomar en cuenta el flujo másico de solución de bromuro de 
litio que tenemos de entrada y en la salida en este elemento del sistema (intercambiador 
de calor), así como lo es también las concentraciones de la misma, para con ello lograr 
establecer el sistema de ecuaciones que a continuación se describen: 
 
 
 
 
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̇ = ̇ ( ) 
Balances de masa 
̇ = ̇ + ̇ ( ) 
Sabiendo la concentración sustituimos en la ecuación 3 
̇ ( . ) = ̇ ( . )( ) 
En la ecuación 4 sustituimos ̇ 
̇ = ̇ + . ( ) 
Resolviendo el sistema de ecuaciones (5) y (6) 
̇ = . ⁄ = ̇ 
̇ = . ⁄ = ̇ 
̇ = ̇ = 1.346199 ⁄
2.205 
1 = .
⁄ 
̇ =̇ = 1.2116691 ⁄
2.205 
1 = .
⁄ 
̇ = ̇ = ̇ = ̇ = 0.1345299 ⁄
2.205 
1
= . ⁄ 
 
̇ = 1.346199 ⁄ = 2.968368795 ⁄ 
̇ = 1.346199 ⁄ = 2.968368795 ⁄ 
̇ = 1.2116691 ⁄ = 2.6717303655 ⁄ 
̇ = 1.2116691 ⁄ = 2.6717303655 ⁄ 
̇ = 0.1345299 ⁄ = 0.2966384295 ⁄ 
̇ = 0.1345299 ⁄ = 0.2966384295 ⁄ 
̇ = 0.1345299 ⁄ = 0.2966384295 ⁄ 
̇ = 0.1345299 ⁄ = 0.2966384295 ⁄ 
 
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3.2 BALANCE DE ENERGIA DEL CONDENSADOR 
 
̇ ℎ = + ̇ ℎ 
= ̇ ℎ − ̇ ℎ 
̇ = ̇ 
= ̇ 
= ̇ ( − ) ( ) 
 
Sustituyendo valores en la ecuación 7 
= 0.2966384295 ⁄ (68 − 1136.4) ⁄ = 
= − . ⁄ = . ⁄
= . 
3.3 BALANCE DE ENERGÍA ABSORBEDOR 
 
 
̇ ℎ + ̇ ℎ = + ̇ ℎ 
= ̇ + ̇ − ̇ ( ) 
 
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Al sustituir las masas y las entalpias en la ecuación 8 
= 0.2966384295 ⁄ (1079.5 ⁄ )
+ 2.6717303655 ⁄ (−64.9282 ⁄ )
− [2.968368795 ⁄ ](−75.7496) 
= . = . = . 
 
 
3.4 BALANCE DE ENERGÍA EN EL GENERADOR 
 
+ ̇ ℎ = ̇ ℎ + ̇ ℎ 
= ̇ + ̇ − ̇ ( ) 
Al sustituir las masas y entalpias en la ecuación 9 
= 2.6717303655 ⁄ (−32.4641 ⁄ )
+ 0.2966384295 ⁄ (1136.4 ⁄ )
− (2.968368795 ⁄ )(−43.2855 ⁄ ) 
= . ⁄ = . ⁄
= . 
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3.5 BALANCE DE ENERGÍA EN EL EVAPORADOR 
 
+ ̇ ℎ = ̇ ℎ 
= ̇ ℎ − ̇ ℎ 
= ̇ ( − ) ( ) 
Al sustituir la masa y las entalpias en la ecuación 10 
= 0.2966384295 ⁄ (1079.5 ⁄ − 68 ⁄ ) 
= . ⁄ = . ⁄
= . 
 
 
3.6 BALANCE DE ENERGÍA DEL INTERCAMBIADOR DE 
CALOR 
 
̇ ℎ + ̇ ℎ = + ̇ ℎ + + ̇ ℎ 
= ̇ ( − ) + ( − ) ̇ ( ) 
Al sustituir las entalpias y las masas en la ecuación 11 
= 2.6717303655 ⁄ (−32.4641 ⁄ + 64.9282 ⁄ )
+ (−75.7496 ⁄ + 43.2855 ⁄ )2.968368795 ⁄ 
= − . ⁄ = . ⁄ = . 
 
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Es necesario saber si se cumple el balance energético ya que el calor que se le 
suministro al sistema debe ser igual al calor cedido por el mismo 
+ = + + ( ) 
300.0497714 + 378.8518525 = 371.6006103 + 316.928498077 − 9.6298 
. = . 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
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Capítulo IV 
 
Metodología de Cálculo del Rediseño 
del Absorbedor del Sistema A.A.S. 
 
 
 
 
 
 
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4.1 METODOLOGÍA DE CÁLCULO DEL DISEÑO DEL 
ABSORBEDOR ENFRIADO POR AGUA 
Para empezar debemos obtener el área actual del absorbedor del sistema AAS el cual es 
enfriado por agua, posteriormente se realizaran los cálculos para rediseñar el 
absorbedor, en esta ocasión el sistema será enfriado por aire, y se seguirá contemplando 
la misma carga térmica del sistema AAS. 
Una vez que se obtenga el área necesaria del diseño actual y nuestro rediseño, se 
realizara una evaluación en donde se determinara si es viable manufacturar el nuevo 
absorbedor y cuales serán sus ventajas y desventajas una vez que se encuentre en 
operación. 
Calculemos el Área de transferencia de calor, misma que se determina con la siguiente 
ecuación: 
 
 
= ∆ ( ) 
 
Dados los valores de y de , debemos determinar ∆ , para lo cual utilizaremos 
la siguiente ecuación: 
 
∆ = ( )( ) ( ) 
 
Para determinar el valor de FT (factor de diferencia de temperaturas) necesitamos 
conocer el valor de S y R, los cuales obtendremos con ayuda de las siguientes 
ecuaciones: 
 
 
=
( − )
( − )
 ( ) 
 
=
( − )
( − )
 ( ) 
 
Usando los valores de S y R, en las tablas “Factores de Corrección LMTD 
paraIntercambiadores” obtenemos el valor de FT para cada equipo del sistema de 
absorción. 
 
=
( − ) − ( − )
( )
( )
=
∆ − ∆
∆
∆
 ( ) 
= ; =1 = ; 2 = 
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En el absorbedor 
 
En la figura se puede observar las temperaturas de trabajo en el absorbedor y a 
continuación se sustituyen en la ecuación numero17 
 
=
(99 − 82.4)− (86 − 77)
ln ( . )
( )
=
16.6 − 9
ln .
= . ℉ 
 
Para calcular el valor de FT calcularemos los valores de S y R 
=
(82.4− 77)
(99 − 77) = . 
 
=
(99 − 86)
(82.4− 77) = . 
 
 
Teniendo los valores de R y S obtenemos el valor de FR para el absorbedor 
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FR=0.97 
Sustituimos en la ecuación numero 14 
∆ = (0.97)(12.4146874 ) = . ℉ 
 
Por último teniendo los valores se puede calcularel Área de transferencia de calor 
ecuación numero 13 
 
 
= 371.60061 
60 
1 ℎ = 22296.0366 ℎ 
= 46.22 / ℉ 
∆ = 12.042246℉ 
 
=
22296.0366 ℎ⁄
46.22 ℎ⁄ ℉ (12.042246℉) 
 
 
= . = . 
El área transferencia de calor del absorbedor del sistema de aire acondicionado solar 
actual el cual es enfriado por aire es de . 
 
 
4.2 METODOLOGÍA DE CÁLCULO DEL ÁREA DEL 
ABSORBEDOR ENFRIADO POR AIRE PARA EL SISTEMA AAS 
Para inicial el cálculo a continuación se presentan los datos del fluido que circulara por 
dentro y fuera de los tubos y las características geométricas del intercambiador de calor. 
Datos de la solución bromuro de litio-agua 
Datos Nomenclatura Magnitud 
FLUJO MASICO ̇ 0.002242165 
CALOR ESPECIFICO 2.1 ° 
*TEMPERATURA DE ENTRADA 5.56 − 37.2 º 
TEMPERATURA DE SALIDA 30 º 
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 VISCOSIDAD DE SALIDA 1.325 x 10 
− 6 
VISCOSIDAD DE ENTRADA 2.89 x 10 − 6 
GRAVEDAD ESPECIFICA A LA 
ENTRADA 
 0.4506 
CONDUCTIVIDAD TÉRMICA A LA 
SALIDA 
 408.8 º 
DENSIDAD 
 
1620.5 
*vapor de agua y solución brli-h2o 
Datos del fluido (aire) que circula por fuera de los tubos 
Datos Nomenclatura Magnitud 
TEMPERATURA DE ENTRADA T 27 º 
*FLUJO VOLUMETRICO ̇ 8.79 
*Para nuestro diseño fue necesario considerar 3 ventiladores con un flujo 2.93 
Características geométricas de los tubos aletados .Fue necesario realizar los cálculos 
utilizando tubos aletados de acero A316 
DESCRIPCION NOMENCLATURA MAGNITUD 
LONGITUD 1 m 
DIAMETRO EXTERIOR 0.0254 m 
DIAMETRO INTERIOR 0.0185 m 
 
DIAMETRO 0.0571 m 
ESPESOR DE LA ALETA 3.6 x 10 -4 m 
ALTURA DE LA ALETA 0.0159 m 
PASO ENTRE ALETAS 2.5 x 10 -3 m 
NUMERO TOTAL DE 
ALETAS POR TUBO 
⁄ 433 
 
 
4.2.1 BALANCE TÉRMICO 
Para empezar se calcula el flujo de calor que cede el fluido que circula por dentro de los 
tubos, el cual se obtiene de la siguiente ecuación: 
= ̇ + ̇ − ̇ 
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*Calculado en el capitulo anterior 
= . 
Considerando que las pérdidas de calor que existen entre los cabezales y el medio 
ambiente es mínima debido a la magnitud del flujo de calor que se disipa por los tubos, 
entonces, el flujo de calor que cede el fluido que circula dentro de los tubos es el mismo 
que absorbe el aire. 
Por lo tanto, como ya se conoce la carga térmica, es necesario conocer la temperatura de 
salida del aire la cual se obtiene despejándola de la ecuación 
= ∆ ( ) 
Para esto se requiere conocer la densidad y el calor especifico del aire 
= . = . º 
El flujo másico es 
= ̇ . = 8.79 1.1555 = . 
Por lo tanto la temperatura del aire a la salida es: 
= + ( ) 
=
6.5305 
10.15684 1.007 º
+ 27 º = . º 
= . º 
 
 
 
 
 
 
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4.2.2 ÁREAS Y COEFICIENTE DE ALETADO DE LOS TUBOS 
ALETADOS 
Para obtener el área total de un tubo aletado del intercambiador de calor se comienza 
con el cálculo del área que ocupan las dos caras de una aleta mediante la siguiente 
formula. 
= − ( ) 
 = 2
(0.0571 − 0.0254 ) = . 
Después se obtiene el área del espesor de una aleta a través de la siguiente ecuación: 
= . . ( ) 
= (0.0571 )(3.6 10 ) = . 
Ya obtenida el área que ocupan las dos caras de una aleta y el área ocupada por el 
espesor de una aleta, se calcula el área total que ocupan únicamente las aletas en un tubo 
del intercambiador de calor mediante la siguiente ecuación: 
= ( + ) ⁄ ( ) 
= (4.11 10 + 6.45 10 )(433) = . 
A continuación se realiza el cálculo del área del tubo que no está ocupado por las aletas 
a través de la siguiente ecuación: 
= ( )− ( ) ⁄ ( ) 
= (1 0.0254 )− [( 0.0254 3.6 10 )(433)] = . 
Para conocer la superficie externa total de un tubo del intercambiador de calor se suman 
el área que ocupan las aletas y el área del tubo que no está ocupado por las aletas el cual 
se muestra a continuación. 
= + ( ) 
= 1.8075585 + 0.067357782 = . 
La relación del área de las aletas con respecto al area total del tubo A aletado es: 
= ( ) 
=
1.8075585
1.874916282 = . 
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La relación del área del tubo que no está ocupada por las aletas respecto del area 
total del tubo aletado A es: 
= ( ) 
=
0.067357782
1.874916282 = . 
Para calcular de la superficie interna de un tubo se usa la siguiente fórmula: 
 = ( ) 
 = (0.0185)(1) = . 
La relación del área total de un tubo A respecto al área interna de un tubo es: 
=
 
 ( ) 
=
1.874916282 
0.0581194 = . 
El área total del tubo que sostiene a las aletas se obtiene mediante la siguiente ecuación: 
 = ( ) 
 = (0.0254)(1) = . 
Una vez calculado el área total de un tubo y el área total del tubo que sostiene las aletas 
se sustituyen en la ecuación del coeficiente de aletado ¥ que se presenta a 
continuación: 
¥ = = ( ) 
¥ =
1.874916282
0.0797964 = . 
 
4.2.3 DIMENSIONES DE LA SUPERFICIE Y ARREGLOS DE LOS 
TUBOS 
La construcción del banco de tubos aletados siempre se colocan en un arreglo triangular 
o comúnmente en cuadro girado, los arreglos en línea o en cuadro no se utilizan por que 
una porción considerable de aire que atraviesa al banco de tubos puede fluir libremente 
por el espacio que existe entre las puntas de las aletas en el paso transversal y no haga 
contacto con los tubos. Esto reduce hasta en un 50% la transferencia de calor en relación 
con un arreglo triangular. 
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A continuación se muestran las características geométricas de una sección de tubos El 
absorbedor constara de 3 secciones en total. También se muestran las características de 
los pasos y el arreglo de los tubos en triangulo equilátero. Con 25 tubos para la primera 
fila 24 para la segunda 
Ancho del conducto a = 1.5 m 
Largo del conducto = 1 
Paso transversal: = 0.0635 
Paso diagonal: ′ = 0.0635 
Paso longitudinal 
= √ (31) 
= √3 (0.0653) = 0.055 
 
En algunas ecuaciones se utilizan los pasos relativos entre tubos que se definen a 
continuación: 
= =
0.0635
0.0254 = 2.5 = =
0.055
0.0254 = 2.16 
 
′ =
′
=
0.0635
0.0254 = 2.5 
 
 = =
0.0635
0.055 = 1.15 
 
 
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4.2.3.1 VELOCIDAD DEL AIRE Y AREA LIBRE PARA SU PASO 
Para determinar el área libre mínima para el paso del aireen un arreglo e tubos en 
triangulo primero se determina el diámetro del tubo aletado el cual se obtiene a través 
de la siguiente formula. 
= +
. .
 ( ) 
= 0.0254 + 
2(0.0159)(3.6 10 )
2.5 10 = . 
 
En los arreglos en triangulo el área libre mínima para el paso del aire se puede encontrar 
en el plano normal como en el paso diagonal por lo tanto es necesario definir el 
parámetro del banco el cual se calcula con las siguientes ecuación: 
=
−
− ( ) 
=
0.0635 − 0.03
0.0635 − 0.03 = 
Cuando ≤ 2 el área libre mínima para el paso del aire se ubica en el plano del 
paso transversal 
= ( . )− ( ) ( ) 
= [(1.5 )(1)]− [(25)(1)(0.03)] = . 
 
A continuación se calcula la velocidad del aire mediante la siguiente ecuación: 
=
̇
( ) 
 
=
8.79
3(0.75 ) = . 
 
 
 
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4.2.4 COEFICIENTE DE CONVECCIÓN RELATIVO 
Como en el banco de tubos aletados está expuesto a un flujo de un fluido de trabajo 
limpio (aire) el coeficiente de convección relativo ℎ se determina a través de la 
siguiente formula: 
 = + . ( ) 
Para calcular ℎ se debe iniciar primero determinando los valores del coeficiente de 
convección ℎ ya que E y estan en función de ℎ . 
4.2.4.1 COEFICIENTES DE CONVECCIÓN 
Para obtener ℎ se requiere conocer los coeficientes , y el exponente como se 
muestra 
De acuerdo con la metodología del calculo se determina el parámetro de forma del 
banco X, el cual para un arreglo de tubos triangular o de cuadro se obtendrá la siguiente 
fórmula: 
= − 
.
¥ − ( ) 
= 1.15 − 
1.26
23.49− 2 = − . 
El exponente n y el coeficiente se determinan mediante las siguientes formulas: 
= . + . ( ) + . ¥ ( ) 
= 0.7 + 0.08 tan ℎ (−0.90363) + 0.005(23.49) = . 
= [ . − ( )]
.
¥ + − . ( ) 
= [1.36 − tan ℎ(−0.903)]
1.1
23.49 + 8 − 0.014 = . 
El coeficiente , que considera la influencia que tiene en la transmisión de calor el 
número de filas de tubos , para los bancos de tubos con arreglos en cuadro girado 
que tiene las siguientes relaciones: < 2 y < 8 se determina por la siguiente 
expresión: 
= . . − . ( ) 
= 3.15 (7) . − 2.50 = . 
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Para los bancos de tubos con aletas anulares, cuadradas y en espiral, en arreglos en 
cuadro y cuadro girado el coeficiente de convección relativo a toda la superficie de 
intercambio de calor del lado de gases, se encuentra en la formula: 
= .
 . ( ) 
A continuación se calcula la temperatura promedio del aire para obtener las propiedades 
de conductividad térmica, viscosidad cinemática y el número de Prandtl a esa 
temperatura y sustituirlas en la ecuación anterior 
=
+ 
 ( ) 
=
27 + 27.6384 
2 = . º 
= 0.024 ° 
= 1.416 10 
= 1.7 10 
=
.
 ( ) 
=
1.7 x 10 kg ms (1007
 J
kg º K)
0.024 W m ºK
 = . 
 
Teniendo los valores se puede calcular ℎ 
= 1.13(0.972) (0.043)
0.024
0.0254
3.90666 (0.0254) 
1.416 x 10
.
(0.7132) . 
= . 
 
 
 
 
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4.2.5 COEFICIENTE DE EFECTIVIDAD TEÓRICA DE LA ALETA 
Para determinar el coeficiente de convección relativo se necesita conocer el primer 
múltiplo que es el coeficiente de efectividad teórica de la aleta E y para esto es 
necesario calcular el valor del parámetro de la aleta m 
El coeficiente de convección térmica del acero inoxidable A316 = . . 
= 
 . 
 ( ) 
= 
2 (33.4031)
(3.6 10 )(16.3) = . 
La altura relativa de la aleta ′ se determina de acuerdo a la siguiente formula 
= + . + . . ( ) 
′ = 0.0159 1 + 0.191 + 0.054
0.0571
0.0254 . ln
0.0571
0.0254 = . 
El coeficiente de efectividad teórica de la aleta: 
=
( )
 ( ) 
= 
tanh(106.699)(0.0199)
(106.699)(0.0199) = . 
El coeficiente de corrección se determina de la siguiente fórmula: 
= − . − [ + ( − )] ( ) 
= 1 − 0.016
0.0571
0.0254
− 1 [1 + tanh(2 (106.699(0.0159)− 1)] = . 
 
El coeficiente para aletas de espesor constante se toma igual = 1 
 
Teniendo todos los valores se sustituyen en la ecuación número 36 del coeficiente de 
convección relativo 
= + = [(0.964(0.45)(1.9438) + 0.036]( 33.4031 ) 
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= . 
 
 
 
4.2.6 VELOCIDAD MEDIA DE LA SOLUCIÓNY AREA LIBRE 
PARA SU PASO 
Para calcular el área libre para el paso del fluido interno es necesario conocer primero el 
número total de tubos conectados al cabezal de entrada del intercambiador de calor el 
cual se presenta a continuación: 
= 
A continuación se multiplica el número de tubos por el área interna del tubo 
=
 
 ( ) 
= 74
 0.0185
4 = . 
La velocidad media del fluido se calcula a través de la siguiente ecuación: 
= 
̇
 ( ) 
De los datos de la solución de bromuro de litio-agua 
1.6205 gr/ml x 1kg/ 1000gr x 1000ml/1lt =1.6205kg/lt 1000lts/1m3 =1620.5kg/m3 
= . 
= =
1
1620.5 
= . 
Sustituyendo los valores en la ecuación 49 tenemos 
= 
0.002242 6.1709 10 
(3)0.01989 = . 
 ⁄ 
 
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4.2.7 COEFICIENTE DE CONVECCIÓN DEL FLUIDO INTERNO 
HACIA LA PARED 
Para determinar el coeficiente de convección del fluido interno ℎ se requiere conocer el 
número de Reynolds y el número de Prandtl. A continuación se presenta el cálculo del 
número de Reynolds. 
 
=
 
 ( ) 
=
(2.31861 10 ⁄ )0.0185
2.1075 10
= . 
El número de Prandtl se determina mediante la siguiente ecuación: 
= 
̇
 ( ) 
 ̇ = ( ) 
 = 2.1075 10 1620.5 = . 
 
=
3.4152 x 10 kg m s 2100 
j
kg K
438.15 w m K
= . 
 
También es necesario calcular los valores de los parámetros λ y los cuales se 
presentan a continuación e intervienen en la ecuación para el cálculo del coeficiente de 
convección. 
= + ( ) 
= 1 +
900
20353.1601 = . 
 
 
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= . − . ( ) 
= (1.82 log(20353.1601)− 1.64) = . 
Sustituyendo los valores obtenidos anteriormente en las siguiente formula obtenemos el 
coeficiente de convección del fluido interno hacia la pared del tubo. 
= 
. . .
+ . . . −
 ( ) 
=
438.15
0.0185 
0.125(0.026). (20353.1601). (0.016368)
1.044219 + 4.5 (0.026) . ((0.016368) . − 1) 
= . − 
 
 
4.3 DIFERENCIA MEDIA DE TEMPERATURAS 
Se toma el esquema de circulación de los fluidos de trabajo a contra corriente, por lo 
tanto, ΔT se calcula de la siguiente fórmula: 
Considerando que la entrada al absorbedor de nuestro fluido interno (bromuro de litio) y 
el vapor de agua es de 34.3952 es necesario considerar que debido al proceso de 
absorción la temperatura aumenta alrededor de 20º. 
= − ( ) 
= = 55 − 27.6384 º = . 
= − ( ) 
= 30 − 27 º = 
 
=
−
 ( ) 
=
27.3616 − 3
ln .
= . ºC 
 
 
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4.4 COEFICIENTE GLOBAL DE TRANSFERENCIA DE CALOR 
El coeficiente global de transmisión de calor de los tubos aletados que están expuestos a 
un fluido de trabajo limpio se debe determinar por la siguiente ecuación: 
= 
. + . +