Aplicación Práctica / Practical Issues
Recibido: 14-10-2019, Aprobado tras revisión: 20-01-2020
Forma sugerida de citación: Quitiaquez W.; Simbaña I.; Caizatoa R.; Isaza C.; Nieto C; Quitiaquez P.; Toapanta L. (2020)
“Análisis del rendimiento termodinámico de un sistema de refrigeración por compresión de vapor utilizando un condensador con
recirculación”. Revista Técnica “energía”. No. 16, Issue II, Pp. 111-125
ISSN On-line: 2602-8492 - ISSN Impreso: 1390-5074
© 2020 Operador Nacional de Electricidad, CENACE
Analysis of the thermodynamic performance of a solar-assisted heat pump
using a condenser with recirculation
Análisis del rendimiento termodinámico de una bomba de calor asistida por
energía solar utilizando un condensador con recirculación
W. Quitiaquez
1
I. Simbaña
1
R. Caizatoa
1
C. Isaza
2
C. Nieto
2
P. Quitiaquez
1
F. Toapanta
1
1
Universidad Politécnica Salesiana, Quito, Ecuador
E-mail: wquitiaquez@ups.edu.ec; asimbana@ups.edu.ec; deyvid_98rob@hotmail.com;
rquitiaquez@ups.edu.ec; ltoapanta@ups.edu.ec
2
Universidad Pontificia Bolivariana de Medellín, Colombia
E-mail: cesar.isaza@upb.edu.co; cesar.nieto@upb.edu.co
Abstract
This research studied a direct-expansion solar-
assisted heat pump with a water recirculation
system. The installed heat exchangers were a
copper collector/evaporator of 0.75 m2 and a coil
condenser built in copper pipe with a length of 2.49
m and
8 turns, submerged in a tank with 5 liters of water.
It was used a centrifuge pump of 20 L/min at 110 V
was used for the water recirculation. The installed
compressor is a variable speed one at 12-24 V DC
that uses R600a as working fluid. The throttling
device installed was an electronic expansion valve.
The experimental tests were carried out for a water
recirculation setup and without recirculation,
considering similar weather conditions. In this
manner, it can be determined which configuration
gives a higher performance to the system. To obtain
data about incident solar radiation, wind speed and
ambient temperature, a WS-1201 climatological
station was employed.
The system provided domestic hot water at 45 °C,
delaying between 40 to 50 minutes, depending of
the weather conditions. The maximum COP of the
recirculation system was 9.83 an 8.04 % higher
than the non-recirculation system. The heating time
lasted 10 minutes less for the recirculation system,
16.67 % less than using the non-recirculation
system.
Index terms Heat pump, Solar energy, R600a,
Recirculation, Collector/evaporator
Resumen
La presente investigación estudia una bomba de
calor de expansión directa asistida por energía solar
con un sistema de recirculación de agua. Los
intercambiadores de calor utilizados fueron un
colector/evaporador de cobre de 0.75 m
2
y un
condensador en forma de serpentín construido en
tubería de cobre de 2.49 m de longitud y 8 espiras,
inmerso en un tanque con 5 litros de agua.
Para la recirculación del agua, se utilizó una bomba
centrífuga de 20 L/min a 110 V. El compresor
instalado es de velocidad variable a 12-24 V DC que
utiliza R600a como fluido de trabajo. El dispositivo
de expansión utilizado fue una válvula electrónica.
Las pruebas experimentales se desarrollaron para
una configuración con recirculación y sin
recirculación de agua, considerando condiciones
climáticas similares. De esta manera, se puede
establecer cuál es la configuración que brinda un
mayor rendimiento en el sistema. Para la obtención
de datos de radiación solar, velocidad del viento y
temperatura ambiente se empleó una estación
meteorológica WS-1201.
Este sistema proporcionó agua caliente sanitaria, a
45 °C en un tiempo entre 40 a 50 minutos
dependiendo de las condiciones climáticas. El COP
máximo del sistema con recirculación fue 9.83 un
8.04 % mayor que el sistema sin recirculación. El
tiempo de calentamiento tardó 10 minutos menos
para el sistema con recirculación, 16.67 % menos
que al utilizar el sistema sin recirculación.
Palabras clave Bomba de calor, Energía solar,
R600a, Recirculación, Colector/evaporador
111
Edición No. 16, Issue II, Enero 2020
1. INTRODUCCIÓN
1.1. Impacto ambiental
El calentamiento global es causado por los
contaminantes que son producidos por el ser humano,
entre los que más afectan a la capa de ozono son los
gases de efecto invernadero (GEI). Estos gases son
producidos por las emisiones de dispositivos mecánicos
que utilizan motores de combustión interna [1] y
dióxido de carbono (CO2) que contribuye al 76.7 % de
emisiones antropogénicas de los GEI, aproximadamente
56.6 % es de combustibles fósiles, 17.3 % de la
deforestación y 2.8 % del sector de eliminación de
residuos [2]. El dato de emisiones históricas ha hecho
que el mayor volumen de asignaciones recaiga en el
sector de generación-combustión [3]. El incremento de
la demanda de energía y consumo de refrigerantes como
los hidrofluorocarbonos (HFC), los cuales presentan un
potencial de calentamiento global (GWP) mayor a 1000,
conlleva un rápido aumento de las emisiones de CO2 en
la atmósfera [4]. En la Fig. 1 se muestra el consumo
energético y las emisiones de CO2 a nivel mundial entre
los años de 2000 a 2015. Las emisiones de CO2 se
incrementaron en los últimos años a medida que el
sector industrial ha crecido [5].
Figura 1. Emisiones de CO
2
y consumo energético
a nivel mundial [5]
La demanda energética para el confort térmico ha
evolucionado en el mundo, campos como la calefacción,
ventilación y aire acondicionado representan el 35 % de
la energía total primaria en los Estados Unidos [6]. Los
refrigerantes más utilizados son los clorofluorocarbonos
(CFC) que contribuyen a los GEI, aunque están bajo el
período de permiso prescrito por el Protocolo de Kioto.
Sin embargo, mediante investigaciones, se busca
reemplazar los hidroclorofluorocarbonos (HCFC) e
hidrofluorocarbonos por hidrofluoroolefinas (HFO) e
Hidrocarburos (HC) [7]. La contaminación atmosférica
puede causar smog, lluvia ácida que en su mayoría se
experimenta en el medio ambiente, mientras que el
calentamiento global es soportado en todo el mundo.
Los contaminantes climáticos de corta duración como el
carbono negro, el metano y el ozono de la tropósfera
tienen un impacto local y global. Como se puede
apreciar en la Fig. 2, a medida que la contaminación
ambiental incrementa, se busca utilizar nuevos
refrigerantes que no afecten al medio ambiente y que
sean más amigables con la capa de ozono [8]. Los
refrigerantes más comunes en la industria han sido los
CFC, pero el alcance es reemplazarlos por refrigerantes
sintéticos y naturales como los hidrocarburos (HC).
Figura 2. Progresión de los refrigerantes [8]
La Conferencia Anual de las Partes reunida en Paris
(COP21) impulsa el desarrollo de energías alternativas y
refrigerantes más amigables con el medio ambiente. Se
encuentra dentro de las Convenciones de Naciones
Unidas Sobre el Cambio Climático (CMNUSCC) y tuvo
como principal objetivo, lograr la estabilización de las
concentraciones de GEI en la atmósfera, a un nivel que
impida interferencias antropogénicas peligrosas en el
sistema climático. Así, se pretende mantener el aumento
de la temperatura media mundial muy por debajo de 2
°C anualmente [9]. El estudio de esta temperatura se
desarrolló por científicos y economistas desde la década
de 1970. La Fig. 3 presenta los niveles de emisiones de
CO2 y los cambios en la temperatura que conllevan,
desde 1850 hasta 2010. Además, se adjuntan
seguidamente cuatro curvas que representan las
diferentes predicciones de incrementos de temperatura,
calculadas por el panel intergubernamental sobre el
cambio climático hasta el año 2100 [10].
Figura 3. Cambios de temperaturas y proyecciones [10]
Como resultado del protocolo de Montreal, la
producción de CFC ha sido eliminada en los países
desarrollados, para 1996 y 2010 en países en
desarrollo [11]. Los CFC fueron sustituidos por los
HCFC que aún tienen un alto potencial de calentamiento
global, pero estos están programados para ser
eliminados casi por completo hasta el 2020, totalmente
a finales del 2030 en los países desarrollados y hasta
112
Quitiaquez et al. / Análisis de rendimiento termodinámico bomba de calor asistida por energía solar
2040 en los países en desarrollo. Se prohibió el uso de
los refrigerante R12 y R22 por causar daños
irreversibles a la capa de ozono en los últimos cinco
años y refrigerantes como el R134a, R407C, R290 y
R600a toman importancia en el desarrollo de nuevas
tecnologías [12].
1.2. Sistema de refrigeración
Un sistema de refrigeración se fundamenta en el
ciclo de refrigeración por compresión de vapor (CRCV)
y consta de un compresor, un condensador, un
evaporador y un dispositivo de expansión. El
condensador trabaja como un intercambiador de calor
en el cual se presenta un rechazo de calor del fluido de
trabajo hacia los alrededores lo que provoca que el
refrigerante pase de vapor sobrecalentado a líquido
saturado. Existen diferentes formas de refrigerar un
condensador, principalmente por aire y por agua. Estos
componentes están esquematizados en la Fig. 4 [13].
Figura 4. Ciclo de refrigeración por compresión de vapor [13]
Dentro de un ciclo real de refrigeración por
compresión de vapor, se presentan irreversibilidades en
el proceso de funcionamiento, al no ser posible
controlar con precisión el estado del refrigerante. La
fricción del fluido y la transferencia de calor hacia los
alrededores son las dos fuentes más comunes de
irreversibilidades [14]. La Fig. 5 muestra el proceso del
ciclo, considerando que el trabajo en el compresor no es
un proceso isotrópico, además, se puede observar el
ciclo real de refrigeración por compresión de vapor en
comparación con un ciclo ideal. La entropía del
refrigerante puede incrementarse en el proceso 1-2, sin
embargo, tiene mayor tendencia a reducirse [15]. El
fluido de trabajo que es el refrigerante R600a, se
encuentra de manera re circulatoria en el sistema de
refrigeración, su misión es enfriar un entorno ganando
calor de una fuente de energía o sustancia externa [16,
17], además, actúa como medio de transmisión de calor
receptando la energía del evaporador a bajas
temperaturas para luego cederlo al condensador a altas
temperaturas [18].
Figura 5. Diagrama P-h para el ciclo real de refrigeración por
compresión de vapor [15]
El refrigerante utilizado es un hidrocarburo debido a
sus propiedades termodinámicas; para la elección
correcta de un refrigerante, este debe presentar bajo
potencial de calentamiento global y además se debe
analizar el problema del agotamiento de la capa de
ozono. Los refrigerantes utilizados en sistemas de
refrigeración se presentan en la Tabla 1 con la
descripción de los parámetros antes mencionados.
Tabla 1: Parámetros ODP y GWP de los diferentes tipos de
refrigerantes [19]
Tipo de Refrigerante
Designación
ODP
GWP
CFC
R11
1
3800
R12
1
8100
HCFC
R22
0.055
1500
R141b
0.11
630
R142b
0.065
2000
HFC
R32
0
650
R125
0
2500
R134a
0
1300
R407C
0
1774
R410A
0
2088
NATURALES
R744
0
1
R717
0
0
R600a
0
3
R290
0
3
1.3. Revisión del estado del arte
El desarrollo de investigaciones a nivel mundial
acerca de fuentes renovables de energía impulsa al
estudio de sistemas que emplean energías limpias, una
de las aplicaciones son las bombas de calor de
expansión directa asistidas por energía solar (DX-SAHP,
por sus siglas en inglés). En un sistema de refrigeración
el condensador influye notablemente en su rendimiento,
es necesario conocer las características, variables de
diseño y operación del intercambiador de calor y del
113
Edición No. 16, Issue II, Enero 2020
refrigerante utilizado. Shi et al. [20] resumieron los
recientes avances en sistemas DX-SAHP a nivel
mundial. Los resultados indican que las configuraciones
de condensadores no son tantas como las de un
colector/evaporador debido a que es un intercambiador
de calor convencional. La configuración más común es
el condensador tipo serpentín inmerso, por su
simplicidad de estructura y funcionamiento. También
hay diseños donde se envuelve al tanque de
almacenamiento con las tuberías del condensador,
envoltura colocada en la parte inferior para mejorar el
rendimiento del sistema. Además, es importante
mencionar que un intercambiador de calor de flujo
cruzado asegura una buena transferencia de calor entre
el agua y el refrigerante. Las tuberías pueden ser dobles,
en direcciones opuestas o coaxiales, aunque un
condensador de placa puede llegar a tener mayor
coeficiente de transferencia de calor en comparación
con los antes mencionados.
Según Sing et al. [21], las especificaciones del
condensador de carcasa y tubos que se utilizaron fueron
similares a las de un condensador industrial que fue
usado para la evaluación del rendimiento de nanofluidos
híbridos. Se utilizó una tubería de diámetro exterior de
22.2 mm, espesor y longitud de tubería de 0.7112 y
15000 mm, respectivamente. El área superficial del
condensador fue 27.29 m
2
y la temperatura de salida fue
de 42.6 °C. La presión del condensador promedio fue de
8.9 kPa y la temperatura de entrada del refrigerante de
29 °C. Dentro de las aplicaciones de sistemas de
refrigeración, Hacene et al. [22] definieron las
dimensiones y parámetros utilizados para la
investigación de condensadores pasivos inmersos
compuestos por tubos con diámetro interno y espesor
igual a 30 y 2 mm, respectivamente. Además, aire
húmedo a una temperatura de 16 a 248 °C fue asumido
para circular dentro de los tubos con un caudal de
15 m
3
/s.
Luca et al. [23] estudiaron un sistema DX-SAHP
considerando un condensador de alta temperatura dentro
de un sistema de regeneración y el refrigerante R600a.
Se utilizó el enfriador de absorción como fuente de
calor para el calentamiento de agua y posterior
obtención de valores de presión del condensador
alrededor de 18.54 bar y una presión del evaporador de
3.61 bar. Los valores de caudal volumétrico y másico de
refrigerante en el compresor fueron de 0.51 m
3
/s y 4.75
kg/s, respectivamente, para obtener una energía en el
condensador de 58.30 kW, manteniendo una
temperatura de 96.3 °C y con un coeficiente de
rendimiento del sistema (COP, por sus siglas en inglés)
de 2.79. En la investigación de Kong et al. [24] para
evaluar los sistemas DX-SAHP, se utilizó el refrigerante
R410A y un compresor del tipo rotativo a 1500 rpm, el
COP fue de 11.84, un 144.6 % más alto al emplear el
compresor a 3300 rpm, mientras que el tiempo de
calentamiento se redujo en 42.6 % cuando la
temperatura inicial del agua aumentó de 5 a 50 °C. Al
realizar estudios experimentales en invierno en China,
Kong et al. [25] afirmaron que las condiciones
ambientales influyen en el rendimiento termodinámico
del sistema. Aún en días despejados, el COP llegó a
6.71 y en promedio se mantuvo entre 3 y 4, mientras
que, en condiciones extremas de invierno, se obtuvo un
valor mínimo de 2.5.
Dentro de su investigación, Besagni et al. [26]
utilizaron una bomba de calor reversible con un tanque
de almacenamiento de 0.186 m
3
y con una carga de
6.9 kg de refrigerante R410A. Se obtuvo una capacidad
de calefacción nominal de 6.8 kW y COP promedio de
3.47 para obtener una temperatura de salida del agua de
35 °C. El compresor fue de doble velocidad variable que
permitió modular la capacidad suministrada para reducir
pérdidas por funcionamiento. En el sistema se instaló
una válvula de expansión electrónica para mantener el
sobrecalentamiento en la salida del evaporador a 5 °C y
el punto de ajuste de subenfriamiento se estableció en
20.82 °C. Mediante estudios teóricos y experimentales
en un sistema DX-SAHP, Paradeshi et al. [27]
determinaron que el COP del sistema varió entre 1.8 y
2.8, el consumo de energía de 1098 a 1305 W y la
capacidad de calefacción de 2.0 a 3.6 kW. Este sistema
cuenta con un colector/evaporador de placa plana de 2
m
2
, un compresor alternativo hermético cargado con
R22, un condensador enfriado por aire y una válvula de
expansión electrónica.
Li et al. [28] analizaron un calentador de agua del
tipo DX-SAHP con una potencia de entrada nominal de
750 W. El sistema contó con una serie de colectores
solares con un área total de 4.20 m
2
sin ningún tipo de
aislamiento térmico como fuente de calor y evaporador
para el refrigerante R22. El colector/evaporador fue de 4
placas absorbentes de aluminio en 2 vías de flujo
paralelo. El condensador estuvo formado por un
serpentín de tubo de cobre de diámetro y espesor 9.90 y
0.75 mm, respectivamente, con una longitud total de
aproximadamente 60 m. El tanque de agua doméstica de
150 L se equipó con aislamiento de poliuretano de 38
mm y un filtro-secador que fue instalado abajo del
condensador. El COP máximo del sistema fue 5.21 y la
eficiencia del colector/evaporador de 88 %, mientras
que el agua alcanzó los 55 °C en 90 minutos.
De acuerdo con Sun et al. [29], los condensadores
simétricos y de doble paso de tubos se distribuyen
simétricamente en el lado de la carcasa. Los datos
estructurales del condensador fueron 151 m
3
de
volumen, diámetro exterior y espesor de la pared de
tubería 22.0 y 0.7 mm, respectivamente, en acero
inoxidable. La temperatura de entrada del agua de
refrigeración se consideró a 29 °C, en un tanque de agua
con un condensador inmerso utilizando refrigerante
R410A.
En el estudio realizado por Dai et al. [30], se
determinó el diámetro mínimo y máximo de un
condensador de serpentín en 0.016 y 0.0165 mm,
114
Quitiaquez et al. / Análisis de rendimiento termodinámico bomba de calor asistida por energía solar
utilizando tubería de espesor 0.010 m, con una altura y
paso de 0.70 y 0.010 m, respectivamente. El tanque de
almacenamiento tuvo una capacidad de 80 L,
alcanzando una temperatura promedio del agua de 37 °C
con un COP promedio de 3.97.
Un sistema DX-SAHP para calentamiento de agua
fue estudiado por Ibrahim et al. [31] para determinar el
desempeño del condensador sumergido en un tanque de
150 L. La temperatura del agua fue superior a 46 °C en
verano y 50 °C el resto del año, experimentando con un
serpentín de cobre de 50 m de longitud de diámetro y
espesor de pared de 9.9 y 0.75 mm, respectivamente. Se
sumergió en un tanque con agua provisto de un
aislamiento de poliuretano de 38 mm espesor,
obteniendo un COP que varía entre 2.9 y 5. La
temperatura inicial del agua fue de 15 °C y llegó a la
temperatura establecida de 55 °C, se presentó una
temperatura ambiente de 5 °C, demostrando el adecuado
rendimiento en comparación con los calentadores
eléctricos convencionales. Dentro del estudio de
condensadores, se debe considerar el material del tanque
de almacenamiento, Buker et al. [32] estudiaron el
sistema DX-SAHP utilizando el refrigerante R134a para
compensar aplicaciones de baja temperatura (< 80 °C)
determinando que la fibra de vidrio es el material
adecuado.
Seara et al. [33] investigaron el rendimiento de un
sistema DX-SAHP utilizando un condensador sumergido
sin recirculación del agua. Se determinó un valor de
COP promedio de 3.23, cuando la temperatura de 300 L
de agua se calentó de 14 a 55 °C en 638 minutos, a una
temperatura ambiente promedio de 21.9 °C. El COP
más bajo fue de 2.11 a 7.8 °C de temperatura ambiente
promedio y un tiempo de calentamiento de 963 min.
Cerit et al. [34] seleccionaron un colector/evaporador de
aluminio y R134a como fluido de trabajo. Los
resultados mostraron que el COP del sistema DX-SAHP
para calentar agua puede alcanzar 6.61. Un volumen de
150 L de agua sin recirculación se calentó de 13.4 a
50.5 °C en un periodo de 94 minutos a una temperatura
ambiente promedio de 20.6 °C y una intensidad de
radiación solar promedio de 955 W/m
2
.
Los resultados de Safijahanshahi et al. [35]
mostraron que para una bomba de calor de 2.5 kW se
requiere un colector de 2.5 m
2
, un condensador con una
longitud y altura de 0.86 y 0.5 m, respectivamente. La
tubería utilizada fue de cobre con diámetro interior y
exterior de 0.0049 y 0.0069 m, respectivamente, con un
área de flujo mínimo de 0.27 m
2
y un caudal
volumétrico de 0.13 m
3
/s. A una radiación solar de
616,4 W/m
2
, el trabajo del compresor del sistema DX-
SAHP disminuyó hasta 15.9 % mientras el COP
aumenta hasta un 17.4 %, con una variación de 3.07 a
3.52.
El estudio experimental realizado por Zhou et al.
[36] en una bomba de calor se orientó en determinar el
rendimiento térmico del condensador de tubos
helicoidales. Generó resultados que muestran que el
índice de intercambio de calor y el número de Nusselt se
vieron afectados por la temperatura variable del agua en
la superficie. Mientras que fueron insensibles al cambio
de la velocidad del flujo, dentro de una bomba
centrífuga con un caudal máximo de 85 m
3
/h. Se instaló
un colector/evaporador de 4 filas con una longitud de
120 m y 0.850 m de diámetro exterior, un condensador
de serpentín con tubería de cobre de diámetro exterior e
interior de 20.3 y 15.7 mm, respectivamente dentro de
un contenedor de agua de 2.5 m
3
de capacidad,
ajustando un caudal volumétrico de 0.1 hasta 1 m
3
/h, en
un rango de temperaturas de 0 a 40 °C. La tasa de
intercambio de calor por unidad de longitud de tubo
aumentó de 11.56 a 42.52 W/m. La capacidad de
calentamiento y el COP promedio alcanzaron los 234
kW y 3,45 respectivamente.
Hawleader et al. [37], utilizan un sistema de
recirculación en el condensador de tipo helicoidal que es
utilizado para el calentamiento de agua, los valores de
COP obtenidos estuvieron entre 4 y 9. En la
investigación realizada por Puttewar y Andhar [38], se
presentó el diseño de un condensador de serpentín
helicoidal y carcasa, para realizar la evaluación térmica
mediante una configuración de contraflujo y
recirculación en el condensador. Esta evaluación
consideró los parámetros de caudal del agua que
recircula en el condensador, utilizando un diámetro
exterior e interior de tubo para el serpentín de 12.7 y
11.7 mm, respectivamente, siendo el espesor del tubo de
1 mm. El serpentín se sumergió en la coraza de acero
dulce de diámetro exterior de 152 mm, con un espesor
de 3 mm. Los parámetros de operación de la
recirculación del agua fueron 0.0238 kg/s para el flujo
másico, con una temperatura de entrada de 22.4 °C,
temperatura de salida de 39.5 °C. Mediante estos
parámetros se obtuvo un coeficiente global de
transferencia de calor de 496.66 W/m
2
·K.
En la actualidad las configuraciones de los sistemas
de refrigeración buscan mejorar la trasferencia de calor
dentro de los procesos de calentamiento de agua,
aprovechando la diferencia de temperatura durante la
condensación para que el calor transferido durante este
período sea más grande y se pueda utilizar de manera
más eficiente. La mayor parte de esta energía se utiliza
en los sistemas de refrigeración los cuales utilizan el
ciclo de refrigeración por compresión de vapor, siendo
de gran importancia el estudio de este sistema en
diferentes países del mundo.
El objetivo de esta investigación es analizar el
rendimiento térmico de un sistema DX-SAHP, con y sin
recirculación, para determinar en qué condiciones se
obtiene el mayor COP. Este documento está dividido de
la siguiente manera. La sección 1 abarca la Introducción
donde se ha considerado el perjuicio ambiental debido
al uso de combustibles fósiles, así como el análisis del
sistema de refrigeración por compresión de vapor y el
115
Edición No. 16, Issue II, Enero 2020
estado del arte. La segunda sección muestra los
Materiales y Métodos utilizados para desarrollar la
investigación, centrándose en modelos matemáticos de
termodinámica para la obtención de los resultados. En la
sección 3 se analizan los Resultados que se obtuvieron
de manera experimental, así como de manera analítica,
mediante gráficas comparativas. Finalmente, la sección
de Conclusiones se debate acerca de los resultados
obtenidos para establecer cuál es la configuración más
apropiada.
2. MATERIALES Y MÉTODOS
Un sistema DX-SAHP opera bajo el ciclo de
refrigeración por compresión de vapor. A continuación,
se presenta los balances de energía existentes en cada
componente, el cálculo del calor de alta y baja, para
determinar el COP del sistema.
La Fig. 6, muestra un esquema del equipo
construido.
Figura 6. Componentes de un sistema DX-SAHP
En la Tabla 2 se presenta una descripción de los
componentes del prototipo construido.
Tabla 2: Características de los componentes utilizados en el
sistema DX-SAHP
Componente
Especificación
Compresor
Velocidad
variable
Colector/evaporador
Cobre
0.0064 [m]
0.75 [m
2
]
Bomba de
recirculación
35 [W]
6.4 L/min
Condensador
9
Cobre
Válvula de expansión
CAREL
R600a
2.1. Colector/evaporador
Es un intercambiador de calor donde el refrigerante
cambia su estado de líquido a vapor, mediante el
intercambio de calor entre el evaporador y el espacio
refrigerado a presión constante [39]. Para que el
evaporador absorba calor, se necesitan grandes
cantidades de energía, entonces, se buscan fuentes de
energía alternativas que ayuden a este proceso. La
energía solar se ha implementado en sistemas de
refrigeración y bombas de calor, donde el refrigerante
ingresa al colector/evaporador logrando que se evapore
completamente por influencia de la energía solar
térmica. Para Sun et al. [40], el calor ganado por el
refrigerante en el colector/evaporador 
󰇗

es
obtenido mediante:
,,
·
r evap o evap i
evap
Q m h h


(1)
Los valores de entalpía a la entrada (h
evap,i
) y salida
(h
evap,o
) del condensador son calculados bajo las
condiciones de temperatura y presión medidas. El flujo
másico
󰇛
󰇗
󰇜
es calculado por Zhou et al. [41] y
Kuan et al. [42] como:
,
··
D
r
comp i
NV
m
v
(2)
La eficiencia volumétrica (φ) del compresor Danfoss
BD35F es de 95 % con volumen de desplazamiento (V
D
)
de 2 cm
3
[43]. El volumen específico del refrigerante
(v
comp,i
) se obtiene en la región de sobrecalentamiento a
la presión y temperatura a la entrada del compresor y N
es el régimen de giro del compresor. Kong et al. [24],
determinan la eficiencia volumétrica mediante la
aplicación de la ecuación (3):
0
0.959 0.00642

i
P
P
(3)
2.2. Compresor
Es el componente encargado de proporcionar la
potencia para poder recircular el fluido de trabajo a
través de todos los componentes. El fluido ingresa como
vapor saturado y se comprime hasta el estado de vapor
sobrecalentado [44]. Un compresor está constituido de
la combinación entre un motor eléctrico, de corriente
continua (AC) o de corriente directa (DC), y un sistema
de compresión mecánica. Los compresores que se usan
con mayor frecuencia en los sistemas de aire
acondicionado y bombas de calor son de velocidad
variable o reciprocante.
Estos son de composición hermética utilizados en
aplicaciones de refrigeración de pequeña y mediana
capacidad. Para calcular la potencia requerida por el
compresor 
󰇗

, Duarte et al. [45] y Rabelo et al.
[46] aplicaron un balance energético entre la entrada
(h
comp,i
) y salida (h
comp,o
) del compresor:
,,
·
comp r
comp o comp i
W m h h


(4)
116
Quitiaquez et al. / Análisis de rendimiento termodinámico bomba de calor asistida por energía solar
2.3. Condensador
Es un intercambiador de calor construido en tubería
de cobre en forma de serpentín sumergido en el tanque
de almacenamiento de agua. La condensación es un
proceso de transferencia de calor por un vapor saturado
que se convierte en un líquido a través de la evacuación
de calor latente [47]. El condensador enfría el
refrigerante al transferir su calor al agua para
condensarlo [48]. El calor transferido del refrigerante
hacia el agua 
󰇗

es expresado por Huang et al.
[49] y De León y Carvajal [50] como:
comp
cond evap
Q Q W

(5)
2.4. Válvula de expansión
Es un dispositivo utilizado para reducir la presión y
temperatura del fluido del refrigerante, desde la salida
del condensador hacia la entrada del evaporador. La
válvula de expansión electrónica (VEE) controla el flujo
del fluido de trabajo al evaporador manteniendo la
estabilidad del sobrecalentamiento a la salida del
evaporador [12]. Una VEE presenta una respuesta más
rápida y exacta en comparación con una válvula
termostática, además, permiten una menor degradación
de la capacidad de refrigeración y un mayor COP a
través del control del sobrecalentamiento.
El proceso de expansión se considera isentálpico, el
valor de la entalpía a la entrada de la válvula de
expansión (h
val, i
) es igual en la salida (h
val, o
) [51]:
,,val i val o
hh
(6)
2.5. Coeficiente de rendimiento
Un sistema de refrigeración es evaluado en función
al coeficiente de rendimiento (COP) que relaciona el
calor cedido al espacio, con respecto a la potencia
consumida por el compresor. Para una bomba de calor,
Mohamed et al. [52] definieron el COP como:
, ,i
, ,i

con o con
cond
comp o comp
comp
hh
Q
COP
hh
W
(7)
3. RESULTADOS
A continuación, se presenta el análisis y los
resultados obtenidos de las pruebas de funcionamiento
realizadas bajo una latitud de -0.16563 y una longitud
de -78.51045. El sistema DX-SAHP fue utilizado para el
calentamiento de 5 litros de agua en una configuración
con recirculación en el tanque de almacenamiento de 5
litros y otra sin recirculación. Según Kalogirou [53], el
agua caliente sanitaria debe estar a una temperatura de
45 °C, entonces, este fue el valor a alcanzar.
A continuación, se presenta la comparativa y el
análisis correspondiente de cada variable.
3.1. Pruebas y toma de datos
El sistema fue probado aproximadamente por 6
meses con el propósito de validar su funcionamiento
bajo todo tipo de condición climática. Para seleccionar
los días a analizar, se procedió a evaluar el parámetro
medido más significativo, en este caso, la radiación
solar, al tratarse de un sistema asistido por energía solar.
La Fig. 7 presenta los valores de radiación solar
promedio de los días en que se desarrollaron las pruebas
de funcionamiento, para ello se utilizó una estación
climatológica WS-1201. En función del valor más alto y
más bajo, se estableció en promedio un valor de 450
W/m
2
y para abarcar mayor cantidad de datos, se
estableció un ±100 W/m
2
. Entonces, se seleccionó los
días con radiación solar que en promedio se
mantuvieron entre el límite superior e inferior de 550 y
350 W/m
2
, respectivamente.
Figura 7. Valores promedio de radiación solar de días de prueba
Para obtener los datos experimentales del sistema, se
realizaron pruebas de funcionamiento a diferentes horas
del día para determinar a qué hora se obtiene el mayor
rendimiento sistema. Los horarios de funcionamiento
fueron 09:00 am, 12:00 pm y 4:00 pm, siendo el
mediodía la hora solar pico y, por tanto, el momento
donde la radiación solar alcanza su valor más alto.
En la Tabla 3 se presentan los días con las fechas
más significativas y las condiciones climáticas en las
que el sistema fue analizado experimentalmente sin
recirculación.
Tabla 3: Pruebas sin recirculación en el condensador
Parámetro
Día 1
Día 2
Día 3
Día 4
Fecha
22-05
27-05
29-05
02-06
Condición
climática
Parcialmen
te Nublado
Despejado
Parcialmen
te Nublado
Parcialmen
te Nublado
117
Edición No. 16, Issue II, Enero 2020
Temperatura
ambiente
promedio
[°C]
19.16
17.51
16.28
17.91
Incidencia
solar
máxima
[W/m
2
]
692.5
645.6
635.1
656.3
Incidencia
solar
mínima
[W/m
2
]
259.7
202.8
161.8
240.5
Incidencia
solar
promedio
[W/m
2
]
582.42
448.92
358.45
440.25
Temperatura
máxima del
agua [°C]
45.5
45.5
45.5
44.0
Tiempo de
calentamiento
[min]
35
40
60
40
Para las pruebas realizadas con recirculación, se
utilizó una bomba centrífuga de agua que proporciona
un caudal de 6.1 L/min. Las pruebas se realizaron de
forma alternada, es decir un día con recirculación, al
siguiente día sin recirculación, buscando condiciones
climáticas similares. En la Tabla 4 se presentan las
condiciones climáticas bajo las que funcionó la máquina
con recirculación en el condensador.
Tabla 4: Pruebas con recirculación en el condensador
Parámetro
Día 1
Día 2
Día 3
Día 4
Fecha
26-05
28-05
01-06
5-06
Condición
climática
Parcialmen
te Nublado
Despejado
Parcialmen
te Nublado
Parcialmen
te Nublado
Temperatura
ambiente
promedio
[°C]
17.86
17.41
17.71
17.82
Incidencia
solar
máxima
[W/m
2
]
667.4
680.9
652.9
715.3
Incidencia
solar
mínima
[W/m
2
]
235.6
201.4
225.5
186.4
Incidencia
solar
promedio
[W/m
2
]
454.58
477.22
485.07
434.14
Temperatura
máxima del
agua [°C]
45.8
45.2
46.1
45.4
Tiempo de
calentamiento
[min]
40
50
40
50
Las pruebas se realizaron con recirculación de agua
y sin recirculación de agua en el condensador bajo
condiciones climáticas similares. De esta manera, se
puede realizar una adecuada comparación de la
influencia del sistema de recirculación en el rendimiento
del sistema. La toma de datos se realizó con un intervalo
de 5 minutos para cada período de calentamiento.
3.2. Temperatura del agua
La Fig. 8 muestra la temperatura del agua en función
del tiempo con el sistema sin recirculación, partiendo de
una temperatura inicial de 18.7 °C. En un tiempo de
calentamiento de 35 minutos, iniciando a las 12:00 pm,
llegó hasta una temperatura máxima de
45.5 °C para la prueba 1. Mientras que la prueba 4
cuenta con un tiempo de calentamiento de 60 minutos
comprendidos entre las 12:00 pm y 1:00 pm
incrementando la temperatura del agua desde 18.7 a
45.5 °C. La prueba 1, con una radiación solar promedio
de 582.42 W/m
2
, es un 58 % más efectiva que la prueba
3 al reducirse la radiación un 39.5 %.
Figura 8. Incremento de temperatura del agua sin recirculación
En la Fig. 9 se presenta el incremento de la
temperatura del agua con recirculación en el tiempo de
calentamiento. Se puede apreciar que el tiempo de
calentamiento es de 40 minutos, iniciando a las 12:00
pm para la prueba 3, llegando a una temperatura
máxima del agua de 46.1 °C. Esta prueba fue un 80 %
más rápida en el tiempo de calentamiento respecto a la
prueba 2, que alcanzó una temperatura máxima de 45.2
°C bajo una radiación solar promedio de 477.22 W/m
2
.
Figura 9. Incremento de la temperatura del agua con
configuración de recirculación
118
Quitiaquez et al. / Análisis de rendimiento termodinámico bomba de calor asistida por energía solar
Al disponer de una temperatura inicial del agua de
18 °C, en promedio, el sistema con recirculación
alcanzó una temperatura máxima de 46 °C en 40
minutos. Por otro lado, el sistema sin recirculación
alcanzó 45.5 °C en 60 minutos. Al analizar estos
valores, en función del tiempo de calentamiento, el
sistema con recirculación es 66.6 % más eficiente que el
sistema sin recirculación.
3.3. Temperatura del agua vs. Radiación solar
La energía solar térmica es utilizada en colectores
solares para calentar fluidos que circulan por su interior.
Las condiciones climáticas durante el día influyen
directamente en la eficiencia del colector y en el
rendimiento del sistema. La Fig. 10 muestra que en la
prueba 1, la temperatura inicial del agua fue 18.5 °C
llegando hasta una temperatura de 45.5 °C con una
radiación solar, máxima y promedio de 692.5 y
582.42 W/m
2
, respectivamente.
Figura 10. Temperatura del agua sin configuración de
recirculación vs. radiación solar
La Fig. 11 analiza la temperatura del agua en
función a la radiación solar para el sistema con
recirculación. La prueba 3 presenta una temperatura del
agua mínima y máxima de 18.4 y 46.1 °C,
respectivamente, y con una radiación máxima y
promedio de 652.9 y 485.07 W/m
2
, respectivamente.
Por otro lado, la prueba 4 tuvo una temperatura inicial
del agua de 17.9 °C y se llegó a 45.4 °C, al disminuir el
valor promedio 10.5 %.
Figura 11. Temperatura del agua con configuración de
recirculación vs. radiación solar
Entonces, las condiciones de la radiación solar
fueron, en promedio, similares, por lo que la
temperatura del agua alcanzó una temperatura de 45.5
°C para ambas pruebas. Así se establece que, la
radiación solar influye directamente en el proceso de
calentamiento. A mayor radiación solar, se alcanza
mayor temperatura final en el agua.
3.4. Flujo másico del refrigerante
El flujo másico fue calculado mediante la
ecuación (2) y para el sistema con recirculación tiene un
valor inicial de 0.00387 kg/s, mientras que el flujo
máximo fue 0.00508 kg/s durante un período de 40
minutos de calentamiento. Por otra parte, el sistema sin
recirculación cuenta con flujo másico mínimo y final de
0.00389 y 0.00457 kg/s, respectivamente. La Fig. 12
presenta gráficamente la comparación de estos valores.
El sistema sin recirculación es inicialmente 0.51 %
mayor que el sistema con recirculación, pero el flujo
másico al final aumenta 89.96 % con respecto al sistema
sin recirculación. A pesar de la corta diferencia del flujo
másico al inicio y de un tiempo de calentamiento de
40 minutos, para ambos sistemas se observa un mayor
flujo másico para el sistema con recirculación.
Figura 12. Flujo másico con recirculación y sin recirculación
3.5. COP vs. Temperatura ambiente
La Fig. 13 muestra el COP del sistema sin
recirculación en función de la temperatura ambiente
calculado por la ecuación (7) que a la vez relaciona las
ecuaciones (1), (4) y (5).
Figura 13. COP sin recirculación vs. temperatura ambiente
119
Edición No. 16, Issue II, Enero 2020
La prueba 1 muestra un COP promedio de 6.27, un
máximo de 6.78 y una temperatura ambiente promedio
de 19.16 °C. Para la prueba 3 el COP promedio y
máximo son 6.86 y 9.04, respectivamente, a temperatura
ambiente promedio de 16.28 °C. En la prueba 3, el COP
promedio se incrementa en 91.39 % con respecto a la
prueba 1. El COP máximo se incrementa 75 % en favor
de la prueba
La Fig. 14 presenta los valores de COP para un
sistema con recirculación de agua, notando la prueba 2
con un COP promedio de 7.73 y máximo de 9.92. Estas
condiciones se presentan a una temperatura ambiente
promedio de 17.41 °C. La prueba 1 presentó un COP
promedio y máximo de 6.63 y 7.30, respectivamente, a
temperatura ambiente promedio de 17.86 °C. El COP
promedio y máximo mejoran un 85.86 y 73.58 %,
respectivamente, a favor de la prueba 2.
Figura 14. COP con recirculación vs. temperatura ambiente
3.6. COP vs. Radiación solar
En la Fig. 15 se muestra el COP con respecto a la
radiación para el sistema sin recirculación. La prueba 3
presentó un COP promedio de 6.86 y un máximo de
9.04, con una radiación promedio de 448.92 W/m
2
. De
la prueba 1 se obtuvo COP promedio y máximo de 6.27
y 6.78, respectivamente. La radiación promedio
presente en esta prueba fue de 358.45 W/m
2
. Entonces,
en la prueba 3, el COP promedio se incrementa 8.61 %
en función de la prueba 1. El COP máximo se
incrementó 31.64 % en la prueba 3 y también la
radiación promedio, 20.15 % sobre la prueba 1.
Figura 15. COP sin recirculación vs. radiación solar
La Fig. 16 muestra el COP ante la radiación solar
para el sistema con recirculación de agua. La prueba 2
obtuvo un COP promedio de 7.73 y máximo de 9.92 a
una radiación promedio de 477.22 W/m
2
. Mientras que
la prueba 1 presentó un COP promedio y máximo de
6.63 y 7.30, respectivamente, a 454.58 W/m
2
de
radiación promedio. Analizando estos datos, se
determinó que el COP promedio y máximo mejoran un
14.15 y 26.42 %, respectivamente, favoreciendo a la
prueba 2. En términos de radiación solar promedio, la
prueba 2 tuvo un 4.75 % de incremento con respecto a
la prueba 1.
Figura 16. COP con recirculación vs. radiación solar
3.7. Análisis del COP
La variación de COP para el sistema sin
recirculación en función del tiempo de calentamiento de
agua se muestra en la Fig. 17. De la prueba 3, se calculó
un COP inicial y final de 9.04 y 5.54, respectivamente,
en un tiempo de 60 minutos. La prueba 1 obtuvo un
COP inicial de 6.78 y final de 5.60 en un tiempo de 35
minutos. En la prueba 3, el rendimiento inicial es mejor
un 25 % en comparación a la prueba 1. El COP al final
de la prueba 2 se incrementa en 1.07 % con respecto a la
prueba 3. El tiempo de calentamiento en la prueba 3
dura 25 minutos más que la prueba 2.
120
Quitiaquez et al. / Análisis de rendimiento termodinámico bomba de calor asistida por energía solar
Figura 17. COP sin recirculación vs. tiempo de calentamiento
La Fig. 18 muestra el coeficiente de rendimiento en
función del tiempo de calentamiento de agua para la
configuración con recirculación. La prueba 1 obtuvo un
COP inicial de 7.31 y final de 5.87, durante un tiempo
de 35 minutos. La prueba 2 presentó un COP inicial y
final de 9.83 y 5.67, respectivamente, transcurridos 50
minutos. Al iniciar, la prueba 2 posee un COP 25.64 %
más alto que la prueba 1, mientras que el COP al final la
prueba 2 es 1.90 % más bajo que la prueba 1. La
prueba 2 sobrepasa a la prueba 1 con 10 minutos con
respecto al calentamiento del agua.
Figura 18. COP con recirculación vs. tiempo de calentamiento
En la Fig. 19 se observa una comparación del
sistema con recirculación y sin recirculación para
analizar el COP ante el tiempo de calentamiento de
agua. Al iniciar la prueba, en la configuración con
recirculación, se presentó un COP de 9.83 y al finalizar,
un COP de 5.67. Además, esta prueba tardó 50 minutos
en calentar el volumen de agua. Para el sistema sin
recirculación, los valores iniciales y finales del COP
fueron 9.04 y 5.54, respectivamente, durante un tiempo
de calentamiento de 60 minutos. Es decir, que el sistema
con recirculación sobrepasa al sistema sin recirculación
con un COP inicial 8.04 % superior, mientras que el
COP final es 2.3 % más elevado. A medida que
aumenta la temperatura en el compresor, la presión
aumenta, por tanto, se requiere una mayor potencia en el
compresor. En términos de tiempo de calentamiento, el
sistema con recirculación tardó 10 minutos menos, un
tiempo 16.67 % menor en calentar al agua que el
sistema sin recirculación.
Figura 19. Comparativa del COP del sistema entre las
configuraciones con recirculación y sin recirculación
4. CONCLUSIONES
Este documento analizó el rendimiento
termodinámico de una bomba de calor de expansión
directa asistida por energía solar, mediante el estudio
del sistema de refrigeración por compresión de vapor.
Para este propósito, se realizó una comparación entre un
sistema de calentamiento de agua con recirculación
similar al utilizado por Chyng et al. [54] y otro sin
recirculación de agua presentado en la investigación de
Duarte et al. [55]. De este modo, se determinó cuál de
los dos sistemas presenta mejor transferencia de calor
hacia el agua.
La influencia de las condiciones climáticas queda
evidenciada en los resultados obtenidos. Al ser un
sistema asistido por energía solar, la radiación solar es
el parámetro que rige principalmente el rendimiento del
sistema. Además, la temperatura ambiente influye en los
procesos de transferencia de calor por convección y
conducción. El COP llegó a alcanzar un valor de 9.92 y
9.04 a temperatura promedio de 17.41 y 16.98 °C en la
configuración con recirculación y sin esta,
respectivamente. Entonces, se puede afirmar que,
mientras mayor sea la radiación solar y temperatura
ambiente, el rendimiento del sistema va a ser mayor y el
tiempo de calentamiento se va a reducir.
Realizando las pruebas de funcionamiento, se logró
determinar que el sistema es más eficiente en el horario
del medio día, comprendido entre las 12:00 pm y
1:00 pm, ya que es donde se presenta mayor radiación
solar. Si la radiación solar es alta, el tiempo de
calentamiento del agua disminuye debido a que el
refrigerante absorbe más energía. Con base a los
resultados obtenidos se puede evidenciar que el COP va
disminuyendo a medida que el agua del tanque del
condensador se calienta, también aumenta la presión de
descarga. Esto hace que el compresor trabaje más y por
lo tanto, el COP disminuye.
Mediante el análisis de las gráficas comparativas
realizadas con los datos experimentales obtenidos, en
121
Edición No. 16, Issue II, Enero 2020
las Fig. 16 y 17, se muestra que el mayor valor de COP
para el sistema con recirculación fue de 9.92. Mientras
que, para el sistema sin recirculación, se alcanzó un
máximo de 9.04 tal como se muestra en las Fig. 18.
Analizando la Fig. 19, se obtuvo COP entre 5.67 y 9.83,
valores similares con los obtenidos por Hawleader et al.
[37], entre 4 y 9 para sistema con recirculación.
Mientras que para el sistema sin recirculación el COP se
encontró entre 5.54 y 9.04. Es decir que el sistema con
recirculación sobrepasa al sistema sin recirculación con
8 % para el COP máximo.
AGRADECIMIENTOS
Este trabajo investigativo tuvo el apoyo del Área de
Investigación y Desarrollo de la Carrera de Ingeniería
Mecánica de la Universidad Politécnica Salesiana, Sede
Quito y de la Universidad Pontificia Bolivariana de
Medellín.
REFERENCIAS
[1]
S. Jia, . G. Yan y . A. Shen, “Traffic and emissions
impact of the combination scenarios of air
pollution charging fee and subsidy,” Journal of
Cleaner Production, vol. 197, pp. 678-689, 2018.
[2]
C. Yaman, “Investigation of greenhouse gas
emissions and energy recovery potential from
municipal solid waste management practices,”
Environmental Development, 2019.
[3]
Á. Fernández, Y. Fernández, D. González y B.
Olmedillas, “El factor regulación como
determinante del consumo energético y emisiones
de CO2,” Cuadernos de Economía, vol. 37, pp.
102-111, 2014.
[4]
L. Lin y M. Kedzierski, “Review of low-GWP
refrigerant pool boiling heat transfer on enhanced
surfaces,” International Journal of Heat and Mass
Transfer, pp. 1279-1303, 2019.
[5]
T. Wu, Y. Shan, W. Shang y T. Wua, “Measuring
energy use and CO2 emission performances for
APEC economie,” Cleaner Productión, vol. 183,
pp. 590-601, 2018.
[6]
M. Waite, E. Cohen, H. Torbey, M. Piccirilli, Y.
Tian y V. Modi, “Global trends in urban electricity
demands for cooling and heating,” Energy, vol.
127, pp. 786-802, 2017.
[7]
X. Wu, C. Dan, S. Xu y E. Hihara, “State of the art
on the flammability of hydrofluoroolefin (HFO)
refrigerants,” International Journal of
Refrigeration, vol. 108, pp. 209-223, 2019.
[8]
J. Calm, “The next generation of refrigerants –
Historical review, considerations, and outlook,”
International Journal of Refrigeration, vol. 31, pp.
1123-1133, 2018.
[9]
Y. Gao, X. Gao y X. Zhang, “The 2 °C Global
Temperature Target and the Evolution of the Long-
Term Goal of Addressing Climate Change-From
the United Nations Framework Convention on
Climate Change to the Paris Agreement,”
Engineering, vol. 3, nº 2, pp. 272-278, 2017.
[10]
S. Balibar, “Energy transitions after COP21 and
22,” Comptes Rendus Physique, vol. 18, pp. 479-
487, 2017.
[11]
K. Harby, “Hydrocarbons and their mixtures as
alternatives to environmental unfriendly
halogenated refrigerants: An updated overview,”
Renewable and Sustainable Energy Reviews, vol.
73, pp. 1247-1264, 2017.
[12]
F. Gorozabel y T. Carbonell, “Actualidad y
perspectivas de una bomba de calor de expansión
directa con energía solar,” Ingenieria Mecanica,
vol. 19, nº 1, pp. 49-50, 2016.
[13]
M. Ruz, S. Fragoso, F. Vázquez, J. Garrido, D.
Rodriguez y F. Morilla, “Planta experimental para
supervisión y control del ciclo de refrigeración por
compresión de vapor,” Jornadas de Automatica,
pp. 308-315, 2016.
[14]
B. Michael y Y. Cengel, Termodinámica, México:
McGraw-Hill, 2006.
[15]
K. Joudi y Q. Al-Amir, “Experimental Assessment
of residential split type air-conditioning systems
using alternative refrigerants to R-22 at high
ambient temperatures,” Energy Conversion and
Management, vol. 86, pp. 496-506, 2014.
[16]
W. Whitman y W. Johnson, Tecnología de la
refrigeración y aire acondicionado, Volumen 1,
Madrid: Thomson paraninfo, 2000.
[17]
R. Villanueva, Refrigerantes para aire
acondicionado y refrigeración, Alicante: Club
Universitario, 2011.
[18]
F. Rey y E. Velasco, Bombas de calor y energías
renovables en edificios, Madrid: Thomson
paraninfo, 2005.
[19]
J. Fannou, C. Rousse, L. Lamarche y S. Kajl, “A
comparative performance study of a direct
expansion geothermal evaporator using R410A and
R407C as refrigerant alternatives to R22,” Applied
Thermal Engineering, nº 82, pp. 306-317, 09 03
2015.
[20]
G.-H. Shi, L. Aye, D. Li y X.-J. Du, “Recent
advances in direct expansion solar assisted heat
pump systems: A review,” Renewable and
Sustainable Energy Reviews, vol. 109, pp. 349-
366, 2019.
[21]
S. K. Singh y . J. Sarkar, “Energy, exergy and
economic assessments of shell and tube condenser
using hybrid nanofluid as coolant,” International
Communications in Heat and Mass Transfer, vol.
98, pp. 41-48, 2018.
[22]
H. Mahmoudi, N. Spahis, S. A. . Abdul-Wahab, S.
S. Sablani y M. F. Goosen, “Improving the
performance of a Seawater Greenhouse
122
Quitiaquez et al. / Análisis de rendimiento termodinámico bomba de calor asistida por energía solar
desalination system by assessment of simulation
models for different condensers,” Renewable and
Sustainable Energy Reviews, vol. 14, pp. 2182-
2188, 2010.
[23]
L. Urbanucci, J. Bruno y D. Testia,
“Thermodynamic and economic analysis of the
integration of high-temperature heat pumps in
trigeneration systems,” Applied Energy, vol. 238,
pp. 516-533, 2019.
[24]
X. Kong, L. Lin, Y. Li y Y. Yang, “Modeling
evaluation of a direct-expansion solar-assisted heat
pump water heater using R410A,” International
Journal of Refrigeration , vol. 76, pp. 136-146,
2017.
[25]
X. Kong, P. Sun, Y. Li, K. Jiang, y S. Dong,
“Experimental studies of a variable capacity direct-
expansion solar-assisted heat pump water heater in
autumn and winter conditions,” Solar Energy, vol.
170, pp. 352-357, 2018.
[26]
G. Besagni,, L. Croci, , R. Nesa, y L. Molinaroli,
“Field study of a novel solar-assisted dual-source
multifunctional heat pump,” Renewable Energy,
vol. 132, pp. 1185-1215, 2019.
[27]
L. Paradeshi, M. Srinivas y S. Jayaraj, “Parametric
studies of a simple direct expansión solar assisted
heat pump operating in a hot and humid
enviroment,” Energy Procedia, vol. 90, pp. 635-
644, 2016.
[28]
Y. Li, R. Wang, J. Wu y Y. Xu, “Experimental
performance analysis and optimization of a direct
expansion solar-assisted heat pump water heater,”
Energy, vol. 32, pp. 1361-1374, 2007.
[29]
J.-L. Sun, R.-J. Xue y M.-J. Peng, “Investigation of
the thermal characteristics of condensers in nuclear
power plant by simulation with zoning model,”
Annals of Nuclear Energy, vol. 113, pp. 37-47,
2018.
[30]
Nannan Dai y Shuhong Li, “Simulation and
performance analysis on condenser coil in
household heat pump water heater,” Sustainable
Cities and Society, vol. 36, pp. 176-184, 2018.
[31]
O. Ibrahim, F. Fardoun, R. Younes y H. Gualousc,
“Air source heat pump water heater: Dynamic
modeling, optimal energy management and mini-
tubes condensers,” Energy, vol. 64, pp. 1102-1116,
2014.
[32]
M. Buker y S. B. Riffat, “Solar assisted heat pump
systems for low temperature water heating
applications: A systematic review,” Renewable
and Sustainable Energy Reviews, vol. 55, pp. 399-
413, 2016.
[33]
J. F. Seara, C. Piñeiro, . J. A. Dopazo, F.
Fernandes y P. X. Sousa, “Experimental analysis
of a direct expansion solar assisted heat pump with
integral storage tank for domestic water heating
under zero solar radiation conditions,” Energy
Conversion and Management, vol. 59, pp. 1-8,
2012.
[34]
E. Cerit y . L. B. Erbay, “Investigation of the effect
of rollbond evaporator design on the performance
of direct expansion heat pump experimentally,”
Energy Conversion and Managemen, vol. 72, pp.
163-170, 2013.
[35]
E. Safijahanshahi y M. Salmanzadeh, “Simulación
de rendimiento de la bomba de calor combinada
con colector solar transpirable sin esmaltar,” Solar
Energy, vol. 180, pp. 575-593, 2019.
[36]
C. Zhou, L. Ni, Y. Ke y Y. Yao, “Experimental
study on the thermal performance of multi-row
helically coiled tube heat exchanger for surface
water-source heat pump,” Applied Thermal
Engineering, vol. 149, pp. 1274-1286, 2019.
[37]
M. Hawleader, S. Chow y M. Ullah, “The
performance of a solar assisted heat pump water
heating system,” Applied Thermal engineering,
vol. 21, pp. 1049-1065, 2001.
[38]
A. Puttewar y A. Andhare, “Design and thermal
evaluation of shell and helical coil heat
exchanger,” International Journal of Research in
Engineering and Technology, vol. 4, pp. 2319-
2326, 2015.
[39]
R. J. Dossat, Principios de refrigeración, México
D.F.: Compañia Editorial Continental , S.A. de
C.V., 2007.
[40]
Z. Sun, Y. Liang, S. Liu, W. Ji, R. Zang, R. Liang
y Z. Guo, “Comparative analysis of
thermodynamic performance of a cascade
refrigeration system for refrigerant couples
R41/R404A and R23/R404A,” Applied Energy, nº
184, pp. 19-25, 2016.
[41]
C. Zhou, R. Liang, A. Riaz, J. Zhang y J. Chen,
“Experimental investigation on the tri-generation
performance of roll-bond photovoltaic thermal heat
pump system during summer,” Energy Conversion
and Management, vol. 184, pp. 91-106, 2019.
[42]
M. Kuan, Y. Shakir, M. Mohanraj, Y. Belyayev, S.
Jayara y A. Kaltayev, “Numerical simulation of a
heat pump assisted solar dryer for continental
climates,” Renewable Energy, vol. 143, pp. 214-
225, 2019.
[43]
Danfoss, “BD35F Direct Current Compressor,”
[En línea]. Available:
http://files.danfoss.com/TechnicalInfo/Dila/06/Dan
foss_bd35f_r134a_12-24vdc_06-
2011_dehc100d702.pdf. [Último acceso: 03
Septiembre 2019].
[44]
A. Guzda y N. Szmolke, “Compressors in heat
pumps,” Machine Dynamics Research, vol. 39, nº
2, pp. 71-83, 2015.
[45]
W. Duarte, T. Paulino, J. Pabon, S. Sawalha y L.
Machado, “Refrigerants selection for a direct
123
Edición No. 16, Issue II, Enero 2020
expansion solar assisted heat pump for domestic
hot water,” Solar Energy, vol. 184, pp. 527-538,
2019.
[46]
S. Rabelo, T. Paulino, L. Machado y W. Duarte,
“Economic analysis and design optimization of a
direct expansion solar assisted heat pump,” Solar
Energy, vol. 188, pp. 164-174, 2019.
[47]
N. Essalhi, A. Fguiria, C. Marvillet y M.
RazakJeday, “Design of helical coil condenser of
small-capacity Water/Lithium Bromide absorption
cooling machine,” International Journal of
Hydrogen Energy, vol. 42, pp. 8888-8897, 2017.
[48]
O. A. Jaramillo, “Intercambiadores de Calor,”
Centro de Investigación en Energía, 2007.
[49]
W. Huang, J. Ji, N. Xu y G. Li, “Frosting
characteristics and heating performance of a direct-
expansion solar-assisted heat pump for space
heating under frosting conditions,” Elsevier -
Applied Energy, nº 171, pp. 656-666, 2016.
[50]
J. De León-Ruiz y I. Carvajal-Mariscal, “Thermal
capacity: Additional relative efficiency to assess
the overall performance of heat pump-based
heating systems,” Applied Thermal Engineering,
vol. 159, pp. 1-13, 2019.
[51]
X. Q. Kong, Y. Li, L. Lin and Y. G. Yang,
"Modeling evaluation of a direct-expansion solar
assisted," International Journey of Refrigeration,
no. 76, pp. 136-146, 2017.
[52]
E. Mohamed, S. Riffat, S. Omer y R. Zeinelabdein,
“A comprehensive investigation of using mutual
air and water heating in multi-functional DX-
SAMHP for moderate cold climate,” Renewable
Energy, vol. 130, pp. 582-600, 2019.
[53]
S. Kalogirou, Solar Energy Engineering -
Processes and Systems, Oxford: Elsevier, Inc.
Academic Print, 2014.
[54]
J. Chyng, C. Lee y B. Huang, “Perfomance
analysis of a solar-assisted heat pump water
heater,” Solar Energy, vol. 74, pp. 33-44, 2003.
[55]
W. Duarte, T. Paulino, J. Pavon, S. Sagualha y L.
Machado, “Refrigerantes selection for a direct
expansion solar asissted heat pump for domestic
hot water,” Solar Energy, vol. 184, pp. 527-538,
2019.
William Quitiaquez. -
Nació en Quito en 1988.
Recibió su título de
Ingeniero Mecánico de la
Universidad Politécnica
Salesiana en 2011; de
Magister en Gestión de
Energías de la Universidad
Técnica de Cotopaxi, en 2015; de Magister en
Ingeniería de la Universidad Pontificia Bolivariana de
Medellín, en 2019. Actualmente, obtuvo la distinción de
Candidato a Doctor en la Universidad Pontificia
Bolivariana de Medellín, su campo de investigación se
encuentra relacionado a Fuentes Renovables de Energía,
Termodinámica, Transferencia de Calor y Simulación.
Isaac Simbaña. - Nació en Quito,
Ecuador en 1990. Recibió su título
de Ingeniero Mecánico de la
Universidad Politécnica Salesiana
en 2018. Sus campos de
investigación están relacionados a
Procesos de Manufactura, así
como el estudio de
Termodinámica, Transferencia de Calor y Fuentes
Renovables de Energía.
Robinson Caizatoa. – Nació en
Cotogchoa en 1990. Recibió su
título de Ingeniero Mecánico de
la Universidad Politécnica
Salesiana de Ecuador en 2019. Su
campo de investigación se
encuentra relacionado a diseño de
sistemas hidráulicos industriales,
bombas centrifugas, generadores eléctricos.
C.A. Isaza-Roldán. - Nació en
Medellín en 1972. Recibió su
título de Ingeniero Mecánico de la
Universidad Pontificia Bolivariana
en 1996; su Doctorado en
Ingeniería de la Universidad
Pontificia Bolivariana, en 2009. Su
campo de investigación se
encuentra relacionado con Refrigeración y Fuentes
Renovables de Energía.
César Nieto-Londoño. - Nació en
Medellín en 1978. Recibió su
título de Ingeniero Mecánico de la
Universidad Nacional de Colombia
en 2003; de Magister en Ingeniería
Energética de la Universidad de
Antioquia; su Doctorado en
Ingeniería de la Universidad
Pontificia Bolivariana de Medellín, en 2012. Su campo
de investigación se encuentra relacionado a Simulación,
Termodinámica y Transferencia de Calor.
124
Quitiaquez et al. / Análisis de rendimiento termodinámico bomba de calor asistida por energía solar
Patricio Quitiaquez. - Nació en
Quito en 1969. Recibió su título
de Ingeniero Mecánico de la
Universidad Politécnica Nacional
de Ecuador en 2002; de Magister
en Gestión de la Producción de la
Universidad Técnica de Cotopaxi,
en 2007. Su campo de
investigación se encuentra relacionado con Gestión de
Operaciones, Diseño Estructural, Procesos de
Manufactura y Simulación.
Fernando Toapanta-Ramos. -
Nació en Quito en 1986. Recibió
su título de Ingeniero Mecánico de
la Universidad Politécnica
Salesiana en 2012; de Magister en
Gestión de Energías de la
Universidad Técnica de Cotopaxi,
en 2016. Actualmente, se
encuentra cursando sus estudios de Doctorado en la
Universidad Pontificia Bolivariana de Medellín, y su
campo de investigación se encuentra relacionado la
Mecánica de Fluidos, Termodinámica y Simulación.
125