En qualsevol cas, per a plantes de l’envergadura com la que estem treballant i especialment majors, l’habitual i òptim és que operin amb turbines de vapor.
Entre les turbines de vapor existeixen diferents dissenys, adaptats a la funció que han d’exercir però, en aquest treball, no s’aborda el disseny de la turbina, sinó que únicament es tracta des del punt de vista estrictament termodinàmic.
Per aquest motiu, en la modelització de la turbina del treball, s’han assumit alguns supòsits habituals quan es tracten les turbines des d’aquest enfocament: s’ha negligit la transferència de calor de la turbina a l’exterior (que sol ser insignificant) així com els canvis en l’energia potencial que experimenta el fluid (3).
Les pèrdues i les irreversibilitats que comporten es tracten en aquest cas amb el concepte d’eficiència isentròpica. En condicions ideals, el procés que es porta a terme a la turbina és isentròpic, però a la realitat les irreversibilitats a les turbines són significatives i la potència que acaba entregant és menor. La desviació entre ambdós casos s’avalua per mitjà de l’eficiència isentròpica que es defineix com:
Equació 23. Eficiència isentròpica d'una turbina (3).
𝜂𝑇 = ℎ3− ℎ4 ℎ3− ℎ4𝑠
On h3 és el valor de l’entalpia del fluid a l’entrada de la turbina, h4 a la sortida en estat real i h4s
a la sortida en estat ideal (procés isentròpic).
A partir d’aquest concepte, s’ha optat per modelar únicament el rendiment de la turbina. Amb aquest objectiu s’ha creat una funció que relaciona el rendiment isentròpic amb la potència a què està operant. Evidentment, no es tracta d’una relació bidireccional, com pot donar a entendre el fet que es modelitzi a través d’una funció d’una única variable, sinó que depèn de multitud de factors que no s’han considerat tals com les condicions d’entrada i sortida del fluid (principalment pressió, temperatura i velocitat).
Per a obtenir la funció s’ha fixat, de manera arbitrària, una eficiència isentròpica del 85% quan la turbina treballa a 500 kW, que es considera el seu punt de disseny i, per tant, les circumstància d’eficiència màxima. Partint d’aquesta premissa, s’ha creat la funció del rendiment com un polinomi de segon grau amb el seu màxim (85%) als 500 kW. La corba de la funció s’acosta d’aquesta manera a la corbes característiques típiques de les turbines (11).
Utilitzant la funció polyfit del software MATLAB, i seguint la metodologia detallada a l’apartat 5.2.1, s’ha obtingut la funció:
Equació 24. Funció del rendiment de la turbina.
𝜂𝑇(𝑊𝑚) = −3,4 · 10−4· 𝑊𝑚2+ 0,34 · 𝑊𝑚
On Wm és el treball mecànic que subministra la turbina. Convé remarcar que el punt de funcionament nominal de la planta implica subministrar una potència elèctrica activa de 500 kW, de manera que tenint en compte que el generador no és ideal, el treball mecànic que ha de subministrar la turbina és major de 500 kW.
Concretament, en règim de funcionament nominal de la planta, la turbina ha de subministrar:
Equació 25. Càlcul del treball mecànic necessari en el punt de funcionament nominal.
𝑊𝑚 = 𝑊𝑒
𝜂𝑔𝑒𝑛(𝑊𝑒)=500 𝑘𝑊
0,9530 = 524,7 𝑘𝑊
Per tant, la turbina està, en realitat, funcionant lleugerament fora del seu punt de disseny, de manera que cal calcular l’autèntica eficiència isentròpica en aquest punt:
𝜂𝑇(524,66) = 84,79%
Un model efectiu i que s’ha utilitzat com a referència pel treball és la turbina d’una sola etapa SIEMENS Dresser-Rand DR-C (12), indicada per a cicles de Rankine orgànics. En aquest sentit, s’ha procurat que les pressions i temperatures d’entrada i sortida del fluid a la turbina no superessin les màximes estipulades pel citat model. Una altra consideració que s’ha tingut en compte ha estat la velocitat d’entrada i la de sortida del fluid, establint un valor màxim de 53,34 metres per segon (m/s) i un màxim de sortida de 76,20 m/s (11).
5.2.3. Selecció del fluid orgànic de potència
En l’apartat ¡Error! No se encuentra el origen de la referencia. s’ha descrit l’anomenat cicle d e Rankine orgànic (ORC), fent especial èmfasi en les avantatges i inconvenients i determinant per a quin tipus d’entorns i circumstàncies resulta interessant.
El tret diferencial d’un ORC respecte d’un cicle de Rankine convencional és el fluid que s’usa, ja que substitueix l’aigua per fluids orgànics tals com hidrocarburs o refrigerants, aprofitant que aquests poden tenir un punt d’ebullició a temperatures molt més baixes que l’aigua (2).
Així doncs, per a seleccionar el fluid de l’ORC de la planta, l’anomenat fluid de treball o de potència, cal tenir en compte diversos factors, els més importants dels quals són la forma de
la corba de saturació, la temperatura d’estabilitat, l’impacte mediambiental, la seguretat i les pressions de funcionament (10).
Pel que fa a la forma de la corba de saturació convé analitzar-la en el diagrama Temperatura-Entropia (T-s) que permet distingir tres tipus de fluids en funció de la forma de la campana que dibuixa la corba de saturació.
Els primers a considerar són els fluids humits, aquells en què la pendent de la corba de saturació de vapor és negativa i en què, per tant, la campana dibuixada per la corba s’eixampla en la seva base (Figura 5.3 a). Pel seu correcte funcionament és necessari sobreescalfar el fluid a l’entrada de la turbina i controlar correctament el seu títol a la sortida, per evitar que les gotes de líquid formades puguin fer malbé l’equipament. Normalment són humits la majoria dels fluids de baix pes molecular, amb una entalpia de vaporització alta que ajuda a millorar-ne el rendiment.
En segon lloc hi ha els fluids isentròpics: aquells en què la corba de saturació de vapor és vertical (pendent infinit), de manera que dibuixa una línia isentròpica (Figura 5.3 b)
Finalment, existeixen els fluids secs, en què la corba de saturació de vapor té una pendent positiva (la campana s’estreny en la seva base) de manera que en qualsevol procés d’expansió en turbina, isentròpic o real, el fluid sempre acaba dins la zona de vapor sobreescalfat (Figura 5.3 c). És habitual en fluids d’alt pes molecular, com els orgànics. La principal avantatge d’aquests fluids és que no es produeix condensació a la turbina que pugui malmetre els àleps. Per contra, però, és necessari evacuar més calor en el condensador posterior. La principal avantatge d’aquests fluids és que no es produeix condensació a la turbina que pugui malmetre els àleps. Per contra, però, és necessari evacuar més calor en el condensador posterior.
Figura 5.3. Diagrames T-s per a fluids humits (a), isentròpics (b) i secs (c). (16)
Una altra qüestió a tenir en compte és l’impacte mediambiental dels fluids, en particular en referència a un possible escapament a l’atmosfera d’aquest. En aquest sentit, s’utilitzen dos paràmetres que quantifiquen el seu impacte: l’ODP (Ozone Depletion Potential) que determina la capacitat del fluid de destruir les molècules d’ozó estratosfèric i, per tant de la capa d’ozó; i el GWP (Global Warming Potential) que mesura la capacitat de contribuir a l’escalfament global comparat amb el valor de referència establert pel CO2.
Pel que fa a la seguretat, ha d’utilitzar-se un fluid que compatible amb els materials que componen la resta d’elements del circuit, assegurant-se que no sigui corrosiu, ni tampoc tòxic ni inflamable.
Finalment, és imprescindible conèixer les propietats tèrmiques del fluid, que cal estudiar juntament amb les característiques de la font de calor del sistema. En particular, és necessari conèixer la seva temperatura d’estabilitat per a assegurar que no es degrada i que pot treballar sota les condicions d’operació requerides al cicle.
També és important conèixer la temperatura i la pressió crítiques i dissenyar el cicle perquè no s’hagi de treballar amb pressions excessivament elevades que puguin resultar perilloses i que ajudin a la degradació accelerada dels components.
Tenint en compte tots els criteris de selecció detallats, l’estudi portat a terme (13), i afegint la condició que el fluid seleccionat ha de formar part de la base de dades del software EES, s’ha optat pel refrigerant R-245fa com a fluid orgànic de potència.
Concretament, l’R-245fa és el nom que es dona al compost orgànic pentafluoropropà, de fórmula CF3CH2CHF2. Es tracta d’un fluid orgànic sec, amb punt d’ebullició baix ideal per a sistemes vinculats a concentradors solars (14). La seves temperatura i pressió crítiques són 154,01ºC i 3,651 MPa, respectivament.
Es tracta d’un fluid ideal àmpliament usat en cicles de Rankine orgànics, efectiu quan la font de calor és de baixa temperatura (compresa entre els 60ºC i els 300ºC). És no inflamable i de baixa toxicitat, compatible (no corrosiu) amb la majoria de plàstics, alguns elastòmers i l’acer inoxidable. El seu potencial d’esgotament de la capa d’ozó (ODP) és nul, mentre que el potencial d’escalfament global (GWP) és de 1030. Des d’un punt de vista mediambiental, és imprescindible evitar fugues a l’atmosfera, ja que contribueixen fortament a l’escalfament global.
Finalment, es calcula el cabal màssic necessari de fluid circulant en el punt de funcionament nominal. Per a produir una potència elèctrica de 500 kW tenint en consideració els rendiments de la turbina i del generador en aquestes condicions, és necessari obtenir del fluid una potència tèrmica de:
Equació 26. Càlcul de la potència tèrmica necessària al punt de funcionament nominal.
𝑊𝑡 = 𝑊𝑚
𝜂𝑡(𝑊𝑚)=524,7 𝑘𝑊
0,8479 = 618,8 𝑘𝑊
La turbina ideal funciona entre els estats 3 i 4 de la Taula 4.1 de manera que, tenint en compte l’eficiència isentròpica de la turbina (ηT), s’obté l’expressió pel càlcul del cabal màssic necessari de R-245fa:
Equació 27. Cabal màssic de R-245fa necessari al punt de funcionament nominal.
𝑚̇𝑅245𝑓𝑎= 𝑊𝑚
𝜂𝑇(𝑊𝑚) · (ℎ3− ℎ4)= 19,58 𝑘𝑔
⁄ 𝑠
També resulta necessari calcular quin és l’estat termodinàmic real a la sortida de la turbina.
Per mitjà de l’adaptació de l’Equació 23. Eficiència isentròpica d'una turbina ., podem trobar l’entalpia del fluid a l’estat 4 real:
𝜂𝑇 = ℎ3− ℎ4 ℎ3− ℎ4𝑠
ℎ4= 𝜂𝑇(𝑊𝑚) · (ℎ4𝑠− ℎ3) + ℎ3= 515,2 𝑘𝐽 𝑘𝑔⁄
Amb la pressió a la sortida fixada en 200 kPa (veure Taula 4.1), queda totalment caracteritzat l’estat a la sortida de la turbina real:
𝑃4= 200 𝑘𝑃𝑎; ℎ4= 515,2 𝑘𝐽 𝑘𝑔⁄
𝑇4= 119,6 º𝐶; 𝐸𝑠𝑡𝑎𝑡: 𝑣𝑎𝑝𝑜𝑟 𝑠𝑜𝑏𝑟𝑒𝑒𝑠𝑐𝑎𝑙𝑓𝑎𝑡 𝑠4= 2,002 𝑘𝐽 𝑘𝑔 · 𝐾⁄
5.2.4. Condensador i calor aprofitable
El condensador és un aparell d’alta complexitat des del punt de vista de la transferència de calor per la dificultat de trobar valors teòrics pel procés de condensació que s’hi porta a terme.
Per aquest motiu, una de les assumpcions que es fan en aquest treball és que el fluid no pateix pèrdues de pressió al llarg del dispositiu. És una hipòtesi certament atrevida ja que és evident que hi haurà pèrdues significatives de pressió, especialment havent-hi un procés de condensació involucrat, però quantificar-les escapa als coneixements de l’autor i a la voluntat del treball.
Per tant, es considera que el condensador treballa a una pressió constant igual a la pressió d’entrada del fluid P4* de 197 kPa. La temperatura de saturació del fluid a pressió esmentada és:
𝑇𝑠(𝑃4∗) = 33,02 º𝐶
El primer pas per al dimensionament del condensador és definir els estats termodinàmics que travessa el fluid.
Tenint en compte que el fluid entra al dispositiu a 119,55ºC (T4*) (veure apartat 5.3.5) i en surt a 30ºC (T1), el que en aquest treball s’anomena condensador és, en realitat, un bescanviador de calor compost de tres etapes diferents:
▪ Etapa 1: prerefredament de la temperatura d’entrada (T4*) a la temperatura de saturació (Ts), a la pressió d’operació (P4*).
▪ Etapa 2: condensació del fluid a temperatura constant (Ts).
▪ Etapa 3: subrefredament del fluid des de la temperatura de saturació fins a la temperatura de sortida T1.
De totes maneres, amb l’objectiu de no confondre’l amb el bescanviador de calor entre circuits detallat a l’apartat 5.2.5, se l’anomena igualment condensador.
L’objectiu del condensador, a part de la pròpia funció que té dins de l’ORC, és aprofitar la calor que cedeix el fluid de treball per a obtenir un cabal d’aigua calenta (a 60ºC) per a calefacció i ACS que pugui ser utilitzat per la ciutadania per mitjà d’una xarxa de calor. Per aquesta raó, el refrigerant utilitzat és aigua entrant a 15ºC (T1,w).
Ara bé, en les etapes 2 i 3 el fluid ha de cedir molta calor però la seva temperatura (entre els 33,02 i 30,00ºC) és massa baixa com per poder ser utilitzada per a l’obtenció del cabal d’aigua calenta mencionat.
Per aquest motiu, és necessari dissenyar el dispositiu com a dos bescanviadors de calors independents en sèrie: el primer per a l’etapa de prerefredament i el segon per a les etapes de condensació i subrefredament.
En el primer dispositiu l’aigua de refrigeració s’aprofita per a l’obtenció d’aigua calenta, com s’ha mencionat. Gràcies al gradient significatiu de temperatures entre fluids es pot garantir que l’aigua surt a la temperatura desitjada.
Pel que fa al segon bescanviador de calor, encarregat de les etapes de condensació i subrefredament, es necessita un segon cabal màssic d’aigua de refrigeració independent del primer dispositiu.
En efectuar-se l’intercanvi de calor a temperatures de màxim 33,02ºC, la temperatura de sortida de l’aigua refrigerant s’ha de fixar en 30ºC de manera que existeixi sempre un gradient tèrmic entre fluids.
La part positiva d’expulsar l’aigua a 30ºC és que el seu tractament resulta més senzill i, per tant, es pot prendre i retornar aigua a un riu (per exemple) sense impactar significativament a la temperatura d’aquest (amb un previ refredament de l’aigua per via atmosfèrica).
Figura 5.4. Esquema del bescanviador de calor de tres etapes. (Elaboració pròpia).
ETAPA 1: |Qc,1|= 1694 kW
Estat R-245fa Aigua per a usos tèrmics
Entrada T4*=119,55 ºC; P=197 kPa T1,w=15 ºC, Pw=200 kPa Sortida Ts=33,02 ºC; P=197 kPa, x=1 T2,w=60 ºC, Pw=200 kPa
ETAPES 2 i 3: |Qc,2|= 3632 kW, |Qc,3|= 78,93 kW
Estat R-245fa Aigua de refrigeració
Entrada Ts=33,02ºC; P=197 kPa, x=1 T1,wr=15 ºC, Pw=200 kPa Entremig Ts=33,02ºC; P=197 kPa, x=0 T2,wr=? ºC, Pw=200 kPa
Sortida Ts=30,00 ºC; P=197 kPa T3,wr=60 ºC, Pw=200 kPa Taula 5.2. Estats termodinàmics dels fluids del condensador. T2,wr és un valor que s’ha de calcular.
(Elaboració pròpia).
Conegudes la temperatura i la pressió a l’entrada i a la sortida en cadascuna de les etapes, els estats termodinàmics del fluid R-245fa queden plenament caracteritzats, amb els resultats consultables als arxius de l’Annex II.
Amb les dades mencionades es calcula la potència cedida en el punt de funcionament nominal en cadascuna de les etapes per mitjà de les següents expressions:
Equació 28. Calor cedida en la primera etapa del condensador.
𝑄𝑐,1= 𝑚̇𝑅245𝑓𝑎· (ℎ4∗− ℎ𝑣𝑠) = −1694 𝑘𝑊 Equació 29.Calor cedida en la segona etapa del condensador.
𝑄𝑐,2= 𝑚̇𝑅245𝑓𝑎· (ℎ𝑣𝑠− ℎ𝑙𝑠) = −3632 𝑘𝑊 Equació 30. Calor cedida en la tercera etapa del condensador.
𝑄𝑐,3= 𝑚̇𝑅245𝑓𝑎· (ℎ𝑙𝑠− ℎ1∗) = −78,93 𝑘𝑊
En total, el bescanviador de calor ha de ser capaç, en el punt de disseny, d’expulsar del cicle una quantitat total de calor Qc que es pot quantificar a través de la següent expressió:
Equació 31. Calor total cedida pel condensador.
𝑄𝑐 = 𝑄𝑐,1+ 𝑄𝑐,2+ 𝑄𝑐,3 = 𝑚̇𝑅245𝑓𝑎· (ℎ4∗− ℎ1) = −5405 𝑘𝑊
Amb l’objectiu d’aprofitar part d’aquesta calor per a subministrar aigua calenta, escalfant un cabal màssic d’aigua a 200 kPa des de 15ºC fins 60ºC.
Es pot calcular el cabal màssic d’aigua necessari per a absorbir la calor de la primera etapa (i, per tant, el volum d’aigua calenta subministrat) mitjançant el balanç d’energia a la primera etapa:
Equació 32. Balanç d'energia a la 1a etapa del condensador.
−𝑄𝑐,1= 𝑚̇𝑤· (ℎ2,𝑤− ℎ1,𝑤)
𝑚̇𝑤= 9,001 𝑘𝑔
⁄ 𝑠
I el cabal volumètric en litres per segon d’aigua calenta subministrat és:
Equació 33. Cabal volumètric d'aigua calenta subministrat en el punt de funcionament nominal.
𝑉̇𝑤= 𝑚̇𝑤
𝜌𝑀,𝑤· 1000 = 9,062 𝐿 𝑠⁄
El cabal d’aigua refrigerant per al segon dispositiu es calcula en l’Annex II i s’obté:
Equació 34. Balanç d'energia a la primera i segona etapa del condensador.
−𝑄𝑐,2− 𝑄𝑐,3= 𝑚̇𝑤𝑟· (ℎ3,𝑤𝑟− ℎ1,𝑤𝑟)
𝑚̇𝑤𝑟 = 59,15 𝑘𝑔
⁄ 𝑠
Tenint en compte, com s’explica més endavant en aquest apartat, que es tracta de bescanviadors de calor de fluxos a contracorrent, es pot calcular la temperatura de l’aigua de refrigeració després de passar per la tercera etapa i abans d’entrar a refrigerar l’etapa de condensació:
Equació 35. Balanç d'energia a la primera etapa del condensador.
𝑄𝑐,3= 𝑚̇𝑅245𝑓𝑎· (ℎ𝑙𝑠− ℎ1∗) = −78,93 𝑘𝑊 = 𝑚̇𝑤𝑟· (ℎ2,𝑤𝑟− ℎ1,𝑤𝑟)
ℎ2,𝑤𝑟= 64,50 𝑘𝐽 𝑘𝑔⁄
Amb el valor de l’entalpia h2,wr i la pressió que és coneguda, l’estat termodinàmic queda completament caracteritzat i es troba la temperatura T15,wr a la sortida de la tercera etapa.
𝑇2,𝑤𝑟 = 15,32 º𝐶
Amb aquesta dada queden plenament caracteritzats tots els estats termodinàmics del condensador.
Per al disseny del condensador des del punt de vista de la transferència de calor, es proposa per ambdós dispositius, el mateix tipus de bescanviador de calor del tipus carcassa i tubs amb el flux de refrigerant a contracorrent, comunament utilitzats en la indústria per a múltiples aplicacions.
El disseny més simple consisteix amb una carcassa i una sola passada dels tubs, però si les condicions ho requereixen es poden augmentar tant el nombre de carcasses en sèrie com el nombre de passades que efectuen els tubs dins la carcassa.
Figura 5.5. Esquema del bescanviador de calor de carcassa i tubs. a)Una carcassa i dues passades tub. b) Dues carcasses i 4 passades totals de tub. (5)
Sovint s’incorporen deflectors dins la carcassa que, a part de suportar físicament els tubs i ajudar a reduir-ne la seva vibració, permeten augmentar el flux creuat del fluid circulant per l’exterior dels tubs i la seva turbulència, millorant així el coeficient de convecció exterior. (5)
Figura 5.6. Bescanviador de calor d'una carcassa i una sola passada de tubs. (5)
En aquest treball s’ha optat pel mateix tipus de bescanviador de calor en les tres etapes: un bescanviador de calor de carcassa i tubs amb fluxos a contracorrent.
La carcassa, per on circula el fluid de treball calent R-245fa, s’ha dissenyat de secció quadrada de 0,82 metres de costat.
El condensador compta amb 400 tubs de diàmetre 0,02 metres i gruix negligible on circula el refrigerant (aigua en tots els casos) distribuïts en 20 files de 20 tubs. La distància de separació entre tubs i entre els tubs dels extrems i les parets de la carcassa és de 0,02 metres.
Figura 5.7. Secció del bescanviador de calor del treball. (Elaboració pròpia).
Establir els fluxos a contracorrent (counterflow) és altament recomanable ja que d’aquesta manera s’aconsegueix un gradient de temperatura significatiu en totes les seccions del bescanviador. És a dir, en el cas de la primera etapa, l’entrada del fluid calent a 119,6ºC es troba amb la sortida del refrigerant calent a 60ºC i la sortida a 33,02ºC amb l’entrada de 15ºC.
Permet, per tant, que la temperatura de sortida del refrigerant superi la temperatura de sortida del fluid calent.
En aquest treball, l’objectiu del dimensionament del condensador és trobar la longitud L de cadascun dels trams del bescanviador de calor. Posteriorment, coneguda L, es determina el nombre de passades dels tubs necessàries.
A tal efecte, s’ha utilitzat per a cada tram, el mètode de la Mitjana Logarítmica de la Diferència
de Temperatures (MLDT) per a un bescanviador de fluxos a contracorrent (5), en tant que els estats termodinàmics d’entrada i sortida dels fluids ja han estat plenament caracteritzats per a cadascuna de les etapes prèviament.
Per a la determinació del sumatori de resistències entre els dos fluids, evidentment necessari per al dimensionament del dispositiu, s’ha menyspreat el valor de la resistència de conducció dels tubs, que es consideren de gruix negligible. També s’han considerat menyspreables els efectes del coeficient de brutícia (fouling factor en anglès), que se sol utilitzar per a quantificar les pèrdues en el coeficient de convecció per culpa de la brutícia acumulada a les parets dels tubs degut a les impureses del fluid o òxids. A més s’ha considerat que el condensador està idealment aïllat i que, per tant, no pateix pèrdues de calor a l’exterior. També s’han menyspreat les pèrdues de pressió del refrigerant i el fluid calent al llarg del dispositiu.
Equació 36. Calor amb el mètode MLDT.
𝑄 = 1
∑ 𝑅· Δ𝑇𝑙𝑚
Amb Q essent la calor cedida al tram corresponent, i el sumatori de resistències i la Mitjana logarítmica de temperatures (per a bescanviadors a contracorrent):
Equació 37. Sumatori de resistències entre fluids dels condensador.
∑ 𝑅 = 1
ℎ𝑖· 𝜋 · 𝐷𝑡· 𝐿+ 1 ℎ𝑜· 𝜋 · 𝐷𝑡· 𝐿 Equació 38. Mitjana Logarítmica de Temperatures (MLDT)
Δ𝑇𝑙𝑚=Δ𝑇1− Δ𝑇2
Per al càlcul dels coeficients de convecció interior i exterior, consultables a l’Annex II amb format de fitxers del programa EES, s’han emprat els coneixements estudiats a l’assignatura Termotècnia del GETI i el recolzament del llibre Fundamentals of Heat and Mass Transfer de Bergman i Lavine (5). Ara bé, cal remarcar que per al càlcul del coeficient de convecció del fluid en condensació no són aplicables els coneixements mencionats. La condensació és un
procés complex i difícil de modelitzar, de manera que fins i tot amb un càlcul teòric precís és difícil obtenir valors que s’aproximin a la realitat. Per aquest motiu, el coeficient de convecció del fluid sobre una superfície durant un procés de condensació se sol determinar experimentalment.
En aquest treball, s’ha intentat trobar un valor molt aproximat per mitjà d’adaptar els resultats obtinguts de l’informe Experimental Study On R245fa Condensation Heat Transfer Properties In Horizontal Tube (19).
En aquest paper, els autors determinen experimentalment les variacions del valor del coeficient de convecció en funció de diferents paràmetres com el cabal màssic o la temperatura, al llarg del canvi de valor del títol. Per aquest treball s’ha pres el valor del coeficient de convecció als extrems de la corba de temperatura 30ºC i cabal màssic 92 kg/(m2·s), corresponents a un títol de 0,2 i de 0,9, i s’ha buscat el valor mitjà. Amb el valor mitjà s’ha interpolat linealment, primer per al cabal del condensador de 71,23 kg/(m2·s) i
En aquest paper, els autors determinen experimentalment les variacions del valor del coeficient de convecció en funció de diferents paràmetres com el cabal màssic o la temperatura, al llarg del canvi de valor del títol. Per aquest treball s’ha pres el valor del coeficient de convecció als extrems de la corba de temperatura 30ºC i cabal màssic 92 kg/(m2·s), corresponents a un títol de 0,2 i de 0,9, i s’ha buscat el valor mitjà. Amb el valor mitjà s’ha interpolat linealment, primer per al cabal del condensador de 71,23 kg/(m2·s) i