diseño de camara 1

Anejo VIII INSTALACION FRIGORIFICA

1

1. INTRODUCCION.

Una de las características principales de las industrias de transformación de

productos agrarios es el carácter perecedero de las materias primas que se utilizan.

Esto explica que la instalación frigorífica sea un componente usual en este tipo de

industria. La refrigeración retarda las transformaciones enzimáticas y

microbiológicas y ralentiza la respiración de los alimentos frescos, aumentando así

el tiempo de conservación.

El tiempo de almacenamiento de la materia prima en la cámara frigorífica,

depende de muchos y variados factores, como pueden ser:

• Características de conservación de la materia prima.

• Volumen disponible para el almacenamiento del producto.

• Estacionalidad de la producción.

• Volumen de transformación de la industria.

2. DIMENSIONAMIENTO DE LA CAMARA FRIGORIFICA.

La fruta llegará a la industria en cajas normalizadas de 60 ⋅ 40 ⋅ 25 cm, con

una capacidad útil de 0,05 m3. Lo que supone una capacidad media por caja de

20 Kg.

La cámara frigorífica a proyectar será FIFO (First in – First out), puesto que

el producto almacenado será requerido diariamente.

Según se especificó en el anejo “Balance de Materias Primas”, el aporte

diario de producto a la industria a proyectar será de 8.000 Kg. Teniendo en cuenta


2

palets 160

paletcajas

25

cajas 000.4 palets ºN ==

que el almacenamiento se hará hasta las necesidades de dos semanas (10 días), esto

supone dimensionar una cámara para una cantidad de fruta:

El número de cajas a almacenar, N es:

Para almacenar las cajas se usarán palets normalizados de 1.000 ⋅ 1.200 ⋅ 150

mm, en los cuales se distribuirán 5 cajas por fila como se representa en la figura nº1.

Figura nº1.- Distribución en planta de cajas en un palet.

A su vez, se colocarán 5 filas de cajas en altura por palet; de forma que se

almacenarán 25 cajas por palets. El número de palets necesarios será:

Kg 80.000 días 10 día

h 8

h

Kg 000.1 =⋅⋅

cajas 4.000

cajaKg

20

Kg 80.000N ==

1.000

1.200

Capacidad =


3

En la cámara se acumularán tres palets por columna, con lo que el número

total de columnas en la cámara frigorífica será:

Se ampliará el número de columnas hasta 64, con el fin de poder albergar

cualquier exceso de fruta que llegue a la industria, en previsión de futuros déficits de

ésta. La distribución en planta de la cámara a proyectar se recoge en la figura nº2.7

E

N

columnas 54

columnapalets

3

palets 160columnasºN ==

Figura nº2.- Distribución en planta de los palets en el interior de la cámara frigorífica.


4

Para el dimensionamiento de la cámara se tendrá en cuenta:

- Distancia mínima de los palets a las paredes de la cámara frigorífica:

0,50 m.

- Distancia mínima entre palets: 0,15 m.

- Distancia mínima del último palet al techo: 0,50 m.

- Anchura mínima de pasillos: 2,60 m.

Teniendo en cuenta estas consideraciones y la distribución en planta recogida

en la figura nº2, la cámara que se proyecta tendrá las siguientes dimensiones:

• Longitud:

Ø Separación de las paredes laterales: 0,725 ⋅ 2 = 1,45 m.

Ø Longitud ocupada por los palets: 1,00 ⋅ 8 = 8,00 m.

Ø Separación entre palets: 0,15 ⋅ 7 = 1,05 m.

Longitud total de la cámara: 10,50 m.

• Anchura:

Ø Separación de las paredes laterales: 0,60 ⋅ 2 = 1,20 m.

Ø Anchura ocupada por los palets: 1,20 ⋅ 8 = 9,60 m.

Ø Separación entre palets: 0,20 ⋅ 6 = 1,20 m.

Ø Anchura pasillo central: 3,00 m.

Anchura total de la cámara: 15,00 m.

• Altura:

Ø Altura de palet: ( 0,25 ⋅ 5 ) + 0,15 = 1,40 m.

Ø Altura columna de palets: 1,40 ⋅ 3 = 4,20 m.

Ø Separación al techo: 0,80 m.

Altura total de la cámara: 5,00 m.


5

• Capacidad:

Ø Número de palets: 8 ⋅ 8 ⋅ 3 = 192 palets.

Ø Cantidad de fruta:

Ø Capacidad de abastecimiento de la cámara:

Ø Volumen de la cámara: 10,5 ⋅ 15 ⋅ 5 = 787,50 m3.

Ø Densidad de almacenamiento:

Se dispone de una puerta de 2 ⋅ 2,5 m para facilitar el paso de las carretillas

elevadoras, como puede verse en la figura nº2. Esta puerta es corredera y presenta

una sobrecortina de PVC, estando acompañada de un mando eléctrico y de apertura

manual en el interior.

3. AISLAMIENTO TÉRMICO.

3.1 Consideraciones generales.

La cámara se situará en una de las esquinas de la industria, orientando sus

caras externas al norte y al este. Las otras dos caras interiores limitarán con el

interior de la nave.

Las bases para el cálculo de los espesores de aislamiento estarán en relación

con la misión que han de cumplir. A tal efecto, se indican las razones más normales

Kg 96.000 palets 192 palet

cajas25

caja

Kg 20 =⋅⋅

días 12

díaKg

8.000

Kg 000.96=

33 mKg

122 m 50,787Kg 000.96

=


6

de su uso:

- Mantener una temperatura superficial de aislamiento desde el punto

de vista de protección personal, confort, etc.

- Ajustarse a unas pérdidas de calor por unidad de longitud o superficie

(mantener un fluido a una temperatura dada, economizar energía)

- Obtener el espesor económico óptimo.

- Evitar una diferencia de dilatación sensible, entre una superficie

aislada y las estructuras adyacentes.

- Evitar condensación sobre superficies.

- Cumplir la legislación vigente.

3.2 Materiales aislantes.

3.2.1 Paredes y techo.

Como aislante, se propone el sistema modular de panel sandwich con núcleo

de espuma de poliuretano (PUR). Se trata de un compuesto sintético de estructura

celular, obtenido por una reacción de condensación entre un poliisocianato y un

material que contenga hidroxilo, tal como un poliol o aceite secante. El aire

aprisionado en su interior permite ser moldeado en bloques o formas, dando lugar a

un material alveolar de célula cerrado de muy baja densidad, pero de gran poder

aislante.

Este aislante ha sido elegido dado que tiene millones de pequeñas celdillas

llenas de aire, que en reposo le confieren las siguientes características:

- Excelente aislante térmico.

- Elevada resistencia a la difusión del vapor de agua.


7

- Buenas prestaciones mecánicas: alta resistencia a la compresión, alta

estabilidad dimensional, fácil manipulación y simplicidad de montaje.

- Bajo coeficiente de conductividad térmica.

- Carácter inodoro y no tóxico.

- Capacidad calorífica.

- Resistencia a la deformación por la temperatura.

- Precio económico.

Las características del PUR son:

- Densidad: 32 Kg m-3.

- Coeficiente de conductividad térmica: 0,030 Kcal m-1 h-1 ºC-1.

- Resistividad al vapor de agua: 0,07 mmHg m2 día g-1 cm-1.

- Resistencia a la compresión: 1,5-2,5 Kg cm-2.

Las caras de los paneles son de chapa de acero con acabado en galvanizado y

lacado con pinturas especiales de tipo plástico en las caras que dan al exterior. Los

sistemas de juntas transversales o longitudinales aseguran la estanqueidad en

cubiertas o parámetros verticales. No existen varillas ni pernos pasantes que

producen perforaciones en las chapas. Se consigue igualmente, una robustez

máxima. La chapa de la cara exterior está preparada con un perfilado de 50 mm

entre ejes, lo que permite obtener paneles con un ancho útil de 1,2 m. Posee junto a

la chapa de la cara interior unos refuerzos que sirven de apoyo a unos ganchos

especiales con los que se fija a la estructura del edificio mediante un sistema que

elimina cualquier puente térmico.

Se dispondrá sobre la cámara un falso techo constituido por una estructura

metálica ligera, sobre la que se colocarán paneles de PUR.


8

3.2.2 Suelo.

Una función muy importante del suelo del almacén frigorífico debe ser su

capacidad para soportar cargas pesadas, por lo que se construirá de forma

tradicional, y no mediante estructura de panel de sandwich. Se utilizará como

material aislante PUR, debido a sus ventajas con respecto a otros materiales en este

tipo de aplicación:

- Poco espesor necesario.

- Elevada resistencia a compresión

- Facilidad de aplicación.

Las capas que se dispondrán se recogen en la tabla nº1.

Tabla nº1.- Capas del suelo.

MaterialEspesor

(m)

λλ

(Kcal h-1 m-1 ºC-1)

1.- Losa de reparto 0,12 0,8

2.- Hormigón 0,15 1,4

a.- Aislante ? 0,03

4.- Hormigón 0,12 0,6

3.3 Criterios de cálculo.

Para el cálculo de los espesores de los aislantes utilizados en refrigeración, se

limita el flujo máximo de calor a un valor de 8 Kcal h-1 m-2.

2G m

Kcal 8 t Uq =∆⋅= [1]


9

siendo:

∆t → Salto térmico entre ambos lados de la superficie (ºC).

UG → Coeficiente global de transferencia de calor (Kcal h-1 m-2 ºC-1). Viene

determinado por:

siendo:

αe → Coeficiente de convección aire-superficie exterior

(Kcal h-1 m-2 ºC-1).

αi → Coeficiente de convección aire-superficie interior


δi → Espesor de cada una de las capas del cerramiento (m).

λi → Conductividad de cada uno de los materiales del cerramiento


Los coeficientes de convección dependen de la velocidad del aire y del

sentido de flujo térmico. Los valores asignados son:

25 Kcal h-1 m-2 ºC-1. Para superficies en contacto con el aire

exterior.

7 Kcal h-1 m-2 ºC-1. Para superficies interiores con poca

ventilación.

αi = 9 Kcal h-1 m-2 ºC-1. Para superficies interiores con mucha ventilación, ej:

cámaras con ventilación forzada.

El salto térmico a considerar en cualquier superficie es:

∑= α

+λ

δ+

α

=n

1i ii

i

e

G11

1U [2]

αe


10

siendo:

tec → Temperatura exterior de cálculo (ºC).

ti → Temperatura interior (ºC).

Como ti se toma la temperatura de régimen del recinto enfriado, para lo cual

tenemos en cuenta las condiciones óptimas de almacenamiento de cada una de las

frutas a almacenar, las cuáles se indican en la siguiente tabla.

Tabla nº2.- Condiciones óptimas de almacenamiento de las frutas a utilizar en la

industria a proyectar.

Fruta Temperatura (ºC) HR Tiempo máximo

Mandarina 1-3ºC 75-80% 1-3 meses

Melocotón 0-2ºC 90-95% 15-25 días

Pera 0-2ºC 85-90% 1-6 meses

De acuerdo con esta tabla, se proyecta la instalación de una cámara

frigorífica a 1ºC y con una humedad relativa del 85%, siendo pues el valor de ti=1ºC.

La temperatura exterior depende de las paredes, según éstas den al interior de

la nave o al exterior y según las orientaciones de éstas. Las temperaturas que se

considerarán para el dimensionamiento del aislamiento son:

- Temperatura exterior: text = 0,4 tmed + 0,6 tmáx = 33,2 ºC

siendo:

iec t tt −=∆


11

Ø tmáx → Temperatura media de las máximas diarias del mes

más cálido, correspondiéndole un valor en la zona de

Palma del Río (Córdoba) de 37,0 ºC.

Ø tmed → Temperatura media del mes más cálido, siendo para

esta zona de 27,5 ºC.

- Temperatura de la nave: tnave = 0,55 text ≅ 18 ºC.

- Temperatura de la pared norte: tpn = 0,6 text ≅ 20 ºC.

- Temperatura de la pared este: tpe = 0,8 text ≅ 27 ºC.

- Temperatura del suelo: ts = 16 ºC.

- Temperatura del techo: tt = 25 ºC (teniendo en cuenta que el techo de

la cámara está por debajo del techo de la edificación).

3.4 Cálculo de los espesores.

3.4.1 Paredes y techo.

Una vez limitado el producto del coeficiente global por el salto térmico

q £ 8 Kcal h-1 m-2 y fijados todos los coeficientes de conductividad, podemos

calcular los espesores, teniendo en cuenta las ecuaciones [1] y [2].

En la siguiente tabla se recogen los valores de los coeficientes para cada una

de las paredes y techo y espesor del aislante en cada caso.

α

−α

−∆

λ=δie

11

8

t [3]


12

Tabla nº3.- Cálculo de los espesores para cada una de las paredes y techo.

Elección del espesor comercial en cada caso.

Pared∆∆t

(ºC)

ααe


ααe


λλaislante


δδ

(m· 10-3)

Espesor

comercial

(mm)

Pared

Norte19 25 9 0,030 66,72 70

Pared

Este26 25 9 0,030 92,96 100

Paredes

interiores17 7 9 0,030 56,13 60

Techo 24 25 9 0,030 85,47 100

3.4.2 Suelo.

Para calcular el espesor del material aislante, se tendrá en cuenta la ecuación

[1] y la ecuación siguiente de cálculo del espesor óptimo de aislante en una pared

compuesta:

donde δa es el espesor del material de aislante que se ha de calcular.

ia

an

1i i

i

eG

11

U

1

α+

λδ

+λδ

+α

= ∑=

[4]


13

Y considerando los datos de la tabla nº1 junto a los siguientes:

Ø ∆t = tec – ti = tsuelo – ti = 16 – 1 = 15 ºC

Ø 1/αe ≅ 0

Ø αi = 9 Kcal h-1 m-2 ºC-1

Ø λ = 0,030 Kcal m-1 h-1 ºC-1

Se obtiene: δa = 42,20 ⋅ 10-3 m, eligiéndose un espesor comercial de 50 mm.

3.5 Cálculo de los flujos térmicos reales.

Una vez determinados los espesores comerciales a instalar, se procede a

calcular el flujo real de calor a través de cada uno de los elementos de cerramiento

de la cámara frigorífica.

Aplicando la fórmula:

Se obtienen los flujos térmicos recogidos en la siguiente tabla.

[5]0 1

;11

tq

e

i

n

1i i

i

e

≅α

α+

λδ

+α

∆=

∑=


14

Tabla nº4.- Flujos térmicos reales a través de todas las superficies de la cámara.

Paredq


Pared Norte 7,65

Pared Este 7,46

Paredes interiores 7,54

Techo 6,89

Suelo 7,16

3.6 Barrera de vapor.

Cuando la presión de saturación del aire que atraviesa la pared de la cámara

es menor que la presión de vapor en el exterior, se produce una condensación

indeseable en el aislante, que provoca un excesivo y prematuro deterioro del

material. Esto puede evitarse colocando un sellante antivapor.

En las paredes y techo de la cámara no es necesaria la colocación de una

barrera antivapor, dado que se dispondrá el aislante (PUR) en paneles sandwich con

acero, que es impermeable al paso del vapor de agua, lo que impide la condensación.

Sin embargo, a través del suelo sí se colocará barrera antivapor, puesto que la

transferencia de vapor es más desfavorable al efecto de condensación de vapor de

agua en su interior, lo que provocaría incluso problemas de cimentación en el

edificio. Así pues, se colocará doble barrera de vapor (polietileno) con ajuste del

100% a ambos lados del material aislante (PUR), por la posibilidad de inversión

térmica en la cámara frigorífica.


15

4. BALANCE TÉRMICO DE LA CÁMARA FRIGORÍFICA.

Las características de la cámara determinadas anteriormente son:

Ø Temperatura interior de la cámara: 1ºC.

Ø Humedad relativa: 85%.

Ø Longitud: 10,5 m.

Ø Anchura: 15 m.

Ø Altura: 5m.

Ø Volumen: 787,5 m3.

4.1 Carga térmica debida a las pérdidas por transmisión por paredes, techo y

suelo: Q1.

Para determinar este flujo de calor, se utilizará la ecuación:

Qi = Si qi

calculando el flujo de calor a través de cada uno de los cerramientos y

posteriormente hallamos el total, tal y como se muestra en la tabla siguiente.


16

Tabla nº 5.- Flujo de calor a través de paredes, techo y suelo.

CerramientoSi

(m2)

qi

(Kcal h-1 m-2)

Qi

(Kcal h-1)

Pared Norte 77,5 7,65 592,87

Pared Este 52,5 7,46 391,65

Paredes interiores 130 7,54 980,20

Techo 162,75 6,89 1.121,35

Suelo 162,75 7,16 1.165,29

El calor de infiltración será:

4.2 Carga térmica debida a las necesidades por renovación de aire: Q2.

Esta carga térmica se descompone en dos:

4.2.1 Carga térmica debida a las necesidades por renovaciones técnicas de aire: Q2,1.

Esta carga térmica determina la ganancia de calor en el espacio refrigerado,

como resultado de los cambios de aire, necesarios para desplazar el CO2 desprendido

en la respiración de los frutos, aportando O2 del exterior, y se calculará como:

Q2,1 = ma ∆h = ( V ρ n ) ( hae – hai )

día

Kcal 4.251,36 :Total

día

Kcal033.102Q1 ≅


17

siendo:

ma → masa de aire

∆h → diferencia de entalpías (Kcal Kg-1):

hae → entalpía del aire exterior (Tª = 33,2 ºC, HR = 40%): 16 Kcal Kg-1.

hai → entalpía del aire interior (Tª = 1 ºC, HR = 85%): 2,3 Kcal Kg-1.

V → volumen de la cámara: 787,5 m3.

ρ → densidad media del aire entre las condiciones exteriores y las interiores:

ρae → densidad del aire exterior (Tª = 33,2 ºC, HR = 40%): 1,14 Kg m-3.

ρai → densidad del aire interior (Tª = 1 ºC, HR = 85%): 1,28 Kg m-3.

n → número de renovaciones técnicas por día. El movimiento del aire es ligero, por

lo que n = 1 renovación / día.

Se obtiene:

4.2.2 Carga térmica debida a las renovaciones equivalentes de aire: Q2,2.

Esta carga térmica considera el aire que entra en la cámara debido a la

apertura de puertas. Se calculará como:

Q2,2 = ma ∆h = ( V ρ d ) ( hae – hai )

siendo:

d → número de renovaciones equivalentes de aire. Es función del volumen de la

cámara, para un volumen V = 787,5 m3, se tiene: n = 2,8 renovaciones / día.

Se obtiene:

3aiae

m

Kg 1,21

2=

ρ+ρ=ρ

día

Kcal 13.054 Q2,1 =

día

Kcal 36.551 Q2,2 =


18

El valor total de esta carga térmica es:

4.3 Carga térmica debida a las pérdidas por refrigeración del producto y de su

embalaje: Q3.

Esta carga térmica se descompone en dos:

4.3.1 Carga térmica debida a la refrigeración del producto: Q3,1.

Para su cálculo se utiliza la siguiente expresión:

Q3,1 = m cp ∆t

siendo:

m → masa diaria de producto a enfriar. La cámara de recepción se dimensiona para

absorber la carga térmica correspondiente a las entradas de materia prima en

un día punta (considerando éstas un 20% superiores a las de un día normal).

Por tanto, m = 9.600 Kg/día.

cp → calor específico medio de la fruta: 0,92 Kcal Kg -1 ºC –1.

∆t → diferencia entre la temperatura de entrada a la cámara (20 ºC) y la temperatura

de salida, que coincide con la temperatura de conservación (1 ºC), siendo

∆t = 19 ºC.

Se obtiene:

día

Kcal 167.808 Q3,1 =

día

Kcal 49.605 QQ Q 2,21,22 =+=


19

4.3.2 Carga térmica debida a la refrigeración del envase: Q3,2.

Para su cálculo se utiliza la siguiente expresión:

Q3,2 = 0,15 m ce ∆t

siendo:

ce → calor específico del envase, su valor es constante: 0,5 Kcal Kg –1 ºC –1.

Se obtiene:

El valor total de esta carga térmica es:

4.4 Carga térmica debida a las necesidades de conservación del producto: Q4.

Al no tener mezcla de distintas frutas simultáneamente en la cámara, el

cálculo de esta carga térmica se realizará para la especie más desfavorable. Los

calores de respiración de las distintas frutas, desprendidos a 1ºC, en

Kcal Kg –1 día –1, son:

Ø Mandarina: 0,45

Ø Melocotón: 0,32

Ø Pera: 0,22

El caso más desfavorable es el de las mandarinas, calculándose la carga

térmica de respiración para la cantidad máxima almacenada, que es de 96.000

Kcal/día, y teniendo en cuenta la siguiente fórmula:

día

Kcal 13.680 Q3,2 =

día

Kcal 181.488 QQ Q 2,31,33 =+=


20

Q4 = m c r

se obtiene como resultado:

4.5 Carga térmica debida al calor desprendido por los ventiladores: Q5.

Puede calcularse de la siguiente forma:

Q5 = 0,05 (Q1 + Q2 + Q3)

obteniéndose:

4.6 Carga térmica debida al personal y la iluminación: Q6 + Q7.

Se calcula de la siguiente forma:

Q6 + Q7 = 0,03 (Q1 + Q2 + Q3)

obteniéndose:

4.7 Carga térmica debida a las necesidades por causas diversas: Q8.

Ésta incluye:

- Carga térmica introducida en el recinto, vía desescarche de los

evaporadores.

día

Kcal 43.200 Q4 =

día

Kcal 16.656 Q5 =

día

Kcal 9.994 QQ 76 =+


21

- Carga térmica debida a la condensación procedente del exterior o del

mismo producto.

- Carga térmica debida a los motores de los ventiladores para

renovación de aire.

Se calcula de la siguiente forma:

obteniéndose:

4.8 Carga térmica total a evacuar: QT.

La cantidad total se obtiene sumando todas las pérdidas que se han expuesto

anteriormente, siendo su valor:

Si se supone un tiempo de funcionamiento de la instalación de 18 horas / día,

se obtiene una carga térmica a evacuar de:

5. CÁLCULO DE LA MAQUINARIA FRIGORÍFICA.

5.1 Consideraciones generales.

La instalación frigorífica a proyectar consta de un sistema de producción de

día

Kcal 39.982 Q8 =

∑=

=7

1ii8 Q 0,1 Q

día

Kcal 402.976 QT =

h

Kcal 22.388 QT =


22

frío mediante un sistema de compresión mecánica de simple efecto. Básicamente

está formado por:

Ø Evaporador.

Es el elemento en contacto con el recinto a refrigerar. En él

tienen lugar fenómenos de ebullición y de transformación del vapor

húmedo en vapor saturado seco. La función de éste es la vaporización

del fluido refrigerante aportando el calor necesario para ello el medio

a refrigerar.

Ø Compresor.

En él tiene lugar la compresión del gas.

Ø Condensador.

En él tiene lugar la condensación del fluido refrigerante y el

enfriamiento de éste.

Ø Válvula de expansión.

En ella se da el fenómeno de laminación.

5.2 Fluido frigorígeno.

Según la definición del Reglamento de Seguridad para Plantas e

Instalaciones Frigoríficas, refrigerante o fluido frigorígeno es el fluido utilizado en

la transmisión de calor que, en un sistema frigorífico absorbe calor a bajas

temperaturas y presión, cediéndolo a temperaturas y presión más elevadas.

El fluido frigorígeno elegido para la instalación es el Tetrafluoretano

(R-134a). Es el sustituto directo de R-12, utilizándose en cámaras frigoríficas de

refrigeración, tanto en instalaciones comerciales como industriales. Es un


23

refrigerante muy seguro y a la vez, muy eficaz desde el punto de vista energético.

El R-134a es un hidrofluorcarbonado (HFC), es decir un hidrocarburo

halogenado en el que todos los átomos de cloro han sido sustituídos por flúor, de

forma que no aparecen en su estructura átomos de cloro ni de bromo.

Este refrigerante no presenta toxicidad ni inflamabilidad, su ODP y GWP

son:

Ø Potencial de destrucción del ozono: ODP=0

Ø Potencial global de calentamiento: GWP=0,34

Es decir, que sigue contribuyendo al efecto invernadero, aunque en menor

medida que los CFC y HCFC.

La utilización de este fluido puro constituye una de las estrategias frío-gas

para la sustitución del R-12, tanto en instalaciones nuevas, como en las ya existentes

y para compresores actuales. Además se han diseñado nuevos aceites (poliésteres),

que ya sí son compatibles con el R-134a.

5.3 Ciclo frigorífico.

Se propone un ciclo frigorífico de compresión simple con un recalentamiento

en el evaporador y subenfriamiento del líquido condensado en el propio

condensador. Las características del mismo son:

- Temperatura cámara ......................................................... 1 ºC

- Necesidades frigoríficas ........................ 22.388 frigorías/hora

- Fluido frigorígeno ....................................................... R-134a

- Temperatura evaporación (te) ......................................... -5ºC


24

- Temperatura condensación (tc) ....................................... 40ºC

- Temperatura recalentamiento .......................................... -1ºC

- Temperatura subenfriamiento ......................................... 38ºC

Con estos datos se representa el ciclo frigorífico en el diagrama entálpico

adjunto, cuyo esquema se recoge a continuación.

De tal diagrama se obtienen los datos recogidos en la tabla nº6.

Tabla nº 6.- Valores de entalpía obtenidos del diagrama de entálpico para R-134a.

hPunto

Presión

(bar) (KJ Kg-1) (Kcal Kg-1)

Temperatura

(ºC)

1 2,4 296 70,81 -5

2 2,4 299 71,53 -1

3 10,0 330 78,95 40

4 10,0 154 36,84 38

5 2,4 154 36,84 -5


25

- Coeficiente de efecto frigorífico.

- Caudal de fluido frigorígeno, en peso, que circula por el evaporador.

- Volumen específico del vapor.

- Producción frigorífica volumétrica.

- Equivalente térmico del trabajo a compresión.

- Efecto frigorífico.

- Efecto frigorífico según Carnot.

- Rendimiento económico.

- Potencia frigorífica específica.

kg

Kcal 34,69 hhq 520 =−=

hKg

645,37 qQ

G0

==

Kg

m 0,084 V

3

2e =

3e

ov m

Kcal 412,98

V

qq

2

==

kgKcal

7,42 hh 23 =−=τΑ

4,67 q 0 =

τ∆=ε

95,5TT

T

ec

ec =

−=ε

)(Aceptable 0,7 78,0c

>=ε

ε=η

hKwKcal

,24016hKw

Kcal860K i ⋅

=ε⋅⋅

=


26

- Potencia frigorífica indicada teórica.

5.4 Cálculo del compresor.

Como ya se ha expuesto en el apartado anterior, los vapores de refrigerante,

antes de entrar en el compresor, sufren un recalentamiento en el evaporador

controlado por la válvula de expansión electrostática. Las ventajas del régimen

sobrecalentado frente al régimen húmedo son:

- Aumento del rendimiento en un 10-12 %.

- Se evita el peligro de golpes de líquido en el compresor.

La capacidad de compresión debe adaptarse a una potencia frigorífica de

22.388 Kcal h-1.

El compresor a instalar será un compresor alternativo semihermético de 4

cilindros.

El volumen real de vapor aspirado por un compresor se calcula mediante la

siguiente ecuación:

siendo:

D → diámetro de pistón (m).

N → número de cilindros (N=4).

L → carrera del pistón (m).

n → velocidad de rotación (r.p.m.).

Kw 57,5K

QN

i

0i ==

60 n L N 4

DV

2

R

π= [6]


27

La velocidad lineal del pistón o vástago se recomienda que sea de 3-4 m/s,

tomando 3 m/s, se tiene:

quedando: n ⋅ L = 90

El volumen teórico de fluido frigorígeno aspirado en el compresor es de:

y suponiendo un rendimiento volumétrico η=0,8, el volumen real será de:

Sustituyendo en la ecuación [6] todos los datos anteriores y utilizando la

ecuación [7], se obtiene un valor de diámetro de:

Al ser el compresor cuadrado, se tiene:

Obteniendo de la ecuación [7], una velocidad de rotación de n=1.424 (aceptable).

Por tanto, se tienen como características del compresor:

- Número de cilindros ................................................. N=4.

- Velocidad de giro ..................................... n=1.424 r.p.m.

- Diámetro ...................................................... D=63,2 mm.

30L n

c =

hm

21,54V GV3

et 2==

hm

76,67V G

V3

eR

2 =η

=

[7]

m 0632,0D =

m 0632,0LD ==


28

- Carrera del pistón ......................................... L=63,2 mm.

- Velocidad lineal del pistón ................................... 3 m s-1.

Se obtienen a continuación los valores de las potencias de compresión:

* Rendimientos:

- Rendimiento indicado: ηi = 0,8.

- Rendimiento mecánico (debido al rozamiento de los elementos

móviles del compresor): ηm = 0,85.

- Rendimiento debido a la transmisión entre compresor y motor:

ηt= 0,9.

- Rendimiento eléctrico: ηe = 0,9.

* Potencias:

- Potencia indicada real:

- Potencia efectiva:

- Potencia al freno:

- Potencia eléctrica a instalar:

Kw 96,6N

Ni

t,ir,i =

η=

Kw 19,8N

Nm

r,ief =

η=

Kw 10,9N

Nt

effr =

η=

CV 74,13Kw 11,10N

Ne

frel ==

η=


29

5.5 Cálculo del condensador.

5.5.1 Descripción del condensador.

La misión del condensador es la de licuar los vapores de refrigerante, a alta

presión, procedentes del compresor. Esto se realizará poniendo en contacto el vapor

con agua fría.

La cesión de calor se realiza en tres fases:

a) Primera fase de transferencia de calor sensible: Enfriamiento de los

vapores desde la temperatura del vapor sobrecalentado hasta la

temperatura de condensación. Esta fase es muy rápida debido a la

gran diferencia de temperatura que existe y se efectúa generalmente

en la primera cuarta parte del condensador.

b) Fase de transferencia de calor latente: Esta cesión de calor se produce

a temperatura constante, es muy lenta y necesita de las dos cuartas

partes siguientes del condensador. Para que este intercambio de calor

se realice es necesario un salto de temperaturas importantes, entre el

fluido y el medio de condensación.

c) Segunda fase de transferencia de calor sensible: Enfriamiento del

líquido desde su temperatura de condensación hasta la temperatura

deseada. Este enfriamiento se realiza en la última cuarta parte del

condensador.

Se proyecta la instalación de un condensador multitubular horizontal de

carcasa y tubos, enfriado por agua. Éste consta de una carcasa cilíndrica en cuyo

interior va montado un haz de tubos paralelos longitudinales, fijados en ambos

extremos a unas placas tubulares. En el exterior de los tubos circula el agua que


30

servirá para licuar el refrigerante. El fluido frigorígeno circula en el interior de los

tubos.

El coeficiente de transmisión es de 750 Kcal m-2 h-1 ºC-1

La restitución de la temperatura de enfriamiento del agua se realizará

mediante una torre de enfriamiento, tal y como se aborda en el anejo “Cálculo de la

Torre de Enfriamiento”.

El condensador, aparte de las conexiones de entrada y salida del agua y del

fluido refrigerante, está dotado de un nivel de líquido, una purga de aire en la parte

superior, una purga de aceite en la parte inferior y una válvula de seguridad.

5.5.2 Temperaturas de trabajo.

Para el cálculo del condensador se parte de unas condiciones del aire

exterior:

- Temperatura del termómetro seco: t = 32,2 ºC

- Humedad relativa: HR = 45%

a las que corresponde:

- Temperatura del termómetro de bulbo húmedo: th = 23,6 ºC

La temperatura del agua a la salida de la torre estará al menos 5ºC por

encima de la temperatura del termómetro de bulbo húmedo, por tanto se considera

que a la entrada del condensador se tendrá:

- Temperatura de entrada del agua en el condensador: te = 29 ºC


31

35 ºC

29 ºC

40 ºC

Asimismo, se considera un salto térmico de 6ºC para el agua a su paso por el

condensador, por tanto:

- Temperatura de salida del agua del condensador: ts = 35 ºC

Por último, se admite que la temperatura de condensación se sitúa a 5 ºC por

encima de la temperatura de salida del agua, por consiguiente:

- Temperatura de condensación: tc = 40 ºC

Figura nº3.- Diagrama de temperaturas.

Con estos valores, la diferencia de temperaturas media logarítmica en la zona

de condensación, entre el agua y el fluido refrigerante es:

Esta diferencia de temperaturas será la que determine la transferencia de

calor independientemente del tipo de cambiador de calor, ya que, en el caso de la

condensación, es innecesaria la corrección por tipo de flujo y por número de pasos

por carcasa y tubos.

( ) ( ) ( ) ( )Cº 7,61

3540

2940ln

354029-40

tt

ttln

ttttt

sc

ec

scecml =

−−

−−=

−−

−−−=∆


32

5.5.3 Cantidad de calor a evacuar.

El calor total a eliminar en el condensador será la suma de la carga térmica

evacuada en los evaporadores más la potencia de los compresores:

Qc = Q0 + 860 ⋅ Ni,r

Con los valores calculados anteriormente se obtiene:

5.5.4 Caudales másicos.

El caudal de fluido refrigerante que circula realmente por el condensador es:

El calor cedido por el refrigerante es el que se comunica al agua, por tanto se

cumple:

Qc = m cp (ts – te)

siendo:

cp → Calor específico del agua (4,18 KJ Kg-1 ºC-1).

ts → Temperatura de salida del agua en el condensador.

de donde se obtiene que el caudal másico de agua es:

Kw 31,526 h

Kcal 27.152 Qc ==

s

Kg 1,26 m =

s

Kg 0,22

G G r =λ

=


33

5.5.5 Diseño del condensador.

Se diseña un cambiador de calor multitubular de tubos rectos y lisos. Puesto

que el fluido es un derivado halogenado, su circulación en el condensador se hará

por el interior de los tubos, mientras que el fluido condensante, en este caso agua,

circulará a través de la carcasa.

Para el diseño del cambiador de calor se sigue un ciclo iterativo. En principio

para este tipo de condensador se supone un coeficiente global de transferencia de

calor UG = 750 W m-2 ºC-1.

Teniendo en cuenta la siguiente expresión:

Qc = UG S ∆tml

siendo:

Qc → Calor a eliminar en el condensador (W).

S → Superficie del condensador (m2).

se obtiene:

S = 5,52 m2

Se eligen tubos lisos de cobre con las siguientes características:

- Diámetro exterior: de = 18 mm.

- Diámetro interior: di = 16 mm.

- Longitud: L = 2 m.

La superficie exterior del tubo será:

Sc = π de L = 0,113 m2


34

El número total de tubos necesario para cubrir la superficie de intercambio será:

Se propone un cambiador de calor de un paso por la carcasa y dos pasos por

los tubos, para ello el haz de tubos se dividirá en dos grupos de 22 tubos. La

disposición de los tubos será en forma triangular con una separación (pt) entre

centros equivalente a 1,25 veces el diámetro exterior:

pt = 1,25 de = 22,5 mm

Con esta disposición, el diámetro del haz tubular viene determinado por la

siguiente expresión:

Se elige un intercambiador de calor de cabezal móvil de anillo con

hendidura, de forma que para un valor de Dh = 224,7 mm le corresponde un espacio

diametral libre respecto al haz tubular de 52 mm, por lo que el diámetro interior de

la carcasa será:

Dc = 224,7 + 52 = 263,9 mm

Se colocarán también una serie de deflectores con el fin de dirigir el flujo del

agua a través de la carcasa, para aumentar su velocidad y mejorar la transferencia de

calor. Los deflectores serán de tipo segmental, de forma que el corte de éstos, es

decir el segmento circular eliminado para formar el deflector será del 25 %, para así

evitar una pérdida de carga excesiva. La separación de los deflectores será

aproximadamente del 30 % del diámetro interior de la carcasa:

tubos50 S

SN

ct ≅=

mm 9,2110,175

N dD

285,2

1

teh =

=


35

lD = 0,3 Dc = 79,18 mm

Las características del condensador a instalar se muestran a continuación:

- Diámetro exterior de los tubos ................................. de = 18 mm.

- Diámetro interior de los tubos .................................. di = 16 mm.

- Longitud ......................................................................... L = 2 m.

- Separación entre centros ........................................ pt = 22,5 mm.

- Número total de tubos ..................................................... Nt = 50.

- Número de pasos por tubo ...................................... Np = 2 pasos.

- Número de pasos por la carcasa ....................................... 1 paso.

- Diámetro del haz tubular .................................... Dh = 211,9 mm.

- Diámetro interior de la carcasa ........................... Dc = 263,9 mm.

- Corte de los deflectores ....................................................... 25 %

- Separación entre los deflectores ............................ lD = 79,2 mm.

5.5.6 Transferencia de calor en el condensador.

Para los intercambiadores de calor de carcasa y tubos, el coeficiente global

de transferencia de calor viene dado por la siguiente expresión:

siendo:

UG → Coeficiente global de transferencia de calor (W m-2 ºC-1).

αe → Coeficiente de convección de la superficie exterior (W m-2 ºC-1).

ii

e

iii

ei

e

e

eie

G

1

d

d1

d

d

d

dln

2

d11

1 U

α⋅+

α⋅+

λ

+α

+α

= [8]


36

αi → Coeficiente de convección de la superficie interior (W m-2 ºC-1).

αei → Coeficiente de incrustación exterior (W m-2 ºC-1).

αii → Coeficiente de incrustación interior (W m-2 ºC-1).

λ → Conductividad térmica del material del tubo (W m-1 ºC-1).

de → Diámetro exterior del tubo (m).

di → Diámetro interior del tubo (m).

5.5.6.1 Cálculo del coeficiente de convección exterior (αe).

Para el cálculo del coeficiente de convección en el lado de la carcasa se

aplicará el método de Kern, el cual establece un diámetro equivalente en función del

perímetro mojado por el flujo axial y una velocidad hipotética basada en el área

máxima de la carcasa para el flujo cruzado.

Las propiedades físicas del agua que hay que considerar, a la temperatura

media de operación:

son las siguientes:

- Densidad: ρ = 995 Kg m-3

- Viscosidad: µ = 0,8 ⋅ 10-3 N s m-2

- Calor específico: cp = 4,187⋅ 103 J Kg-1 ºC-1

- Conductividad térmica: λ = 0,6 W m-1 ºC-1

El procedimiento de cálculo establece los siguientes pasos:

Cº 32 2

35 29 t =

+=


37

1º) Cálculo del área de flujo cruzado.

Para la hipotética columna de tubos en el ecuador de la carcasa, se tiene:

2º) Cálculo de la velocidad lineal a través e la carcasa.

3º) Cálculo del diámetro equivalente.

Para una disposisicón triangular de tubos, se cumple:

4º) Cálculo de los números de Reynolds y Prandtl.

5º) Determinación del factor de transferencia de calor.

Para Re = 4,816 ⋅ 103 y teniendo en cuenta que los deflectores tienen un corte

del 25%, se obtiene un factor de transferencia de calor para la carcasa de:

jh = 8,2 ⋅ 10-3

6º) Determinación del coeficiente de convección.

Partiendo de la ecuación de Nusselt, y despreciando la corrección por

viscosidad, se tiene:

23-Dc

t

et m 10 4,18 l D p

dpA ⋅=

−=

s

m 0,303

A

/ m =

ρ=ν

( ) mm 12,8 d 917,0p d

10,1d 2

e2t

eeq =−=

58,5 c

Pr

10 4,816 d

Re

p

3eq

=λ

µ=

⋅=µ

ρν=


38

Nu = jh Re Pr1/3

siendo:

Despejando el coeficiente de convección y sustituyendo la ecuación de

Nusselt, queda:

y por tanto:

5.5.6.2 Cálculo del coeficiente de convección interior (αi).

La condensación de los vapores de refrigerante se llevará a cabo en el

interior de los tubos. A lo largo de ellos, el flujo irá variando desde una fase simple

de vapor a la entrada, hasta una fase simple líquida a la salida. En un punto

intermedio del intercambiador, la transferencia de calor dependerá del modelo de

flujo en dicho punto, que será un modelo con doble fase.

Con objeto de determinar el coeficiente medio de transferencia de calor para

la condensación en tubos horizontales, serán analizados dos modelos de flujo: anular

y estratificado y se seleccionará el valor más alto para el diseño del condensador.

Las propiedades físicas que hay que considerar para el refrigerante R-134a, a

la temperatura media de 32ºC son:

λ

α= eqe d

Nu

1/3h

eqe Pr Re j

d

λ=α

Cº m

W 288.3

2e =α


39

- Densidad del líquido: ρl = 1.177 Kg m-3.

- Densidad del vapor: ρv = 40,63 Kg m-3.

- Viscosidad del líquido: µl = 0,185 ⋅ 10-3 N s m-2.

- Viscosidad del vapor: µv = 1,27 ⋅ 10-5 N s m-2.

- Calor específico del líquido: = 1,46⋅ 103 J Kg-1 ºC-1.

- Conductividad térmica del líquido: λl = 0,079 W m-1 ºC-1.

a) Flujo anular.

El modelo de flujo anular representa la condición límite para altas

velocidades de vapor y bajas de condensado.

El coeficiente de convección (αi) puede estimarse a partir de la ecuación de

Bouyko-Kruzhilin, simplificada teniendo en cuenta la hipótesis de que el vapor entra

en forma saturada y a la salida está totalmente saturado:

donde sería el coeficiente de convección para el flujo en fase simple del

condensado total, es decir, el coeficiente que se obtendría si el condensado llenase el

tubo y estuviera fluyendo solo. En dichas condiciones, se puede expresar:

El procedimiento de cálculo es el siguiente:

2

1

v

l

'ii

ρρ

+α=α

'iα

0,430,8

i

l'i Pr Re

d 0,021 λ

=α

lpc

[9]

[10]


40

1º) Cálculo de la sección recta de un grupo de tubos.

Para un cambiador de calor de 2 pasos por los tubos se tiene:

2º) Cálculo de la velocidad lineal de paso por los tubos.

3º) Cálculo de los números de Reynolds y Prandtl.

4º) Cálculo de αi’ y αi:

A partir de la ecuación [10] se obtiene:

y sustituyendo este valor en la ecuación [9]:

b) Flujo estratificado.

Este modelo de flujo representa la condición límite para bajas velocidades de

vapor y condensado.

23-2it m 10 5,03

4

d

2

NA ⋅=

π⋅=

s

m 0,037

A

/ G lr =

ρ=ν

3,4 c

Pr

10766,3 d

Re

l

p

3

l

li

ll =λ

µ=

⋅=µ

ρν= −

Cºm

W 127,3 '

2i =α

Cº m

W 406,2

2i =α


41

El coeficiente de convección (αi) se estima a partir de la ecuación de Nusselt

para la condensación en tubos horizontales, aplicándole un factor de 0,8 para

corregir la reducción del coeficiente debida a la acumulación de condensado en el

fondo del tubo:

siendo:

g → Aceleración de la gravedad (9,81 m s-2).

Γh → Flujo de condensado por unidad de longitud. Viene determinado por:

y aplicando la ecuación [11], se obtiene:

5.5.6.3 Cálculo del coeficiente global (UG).

Para la determinación del coeficiente global de transferencia de calor se toma

el valor más alto del coeficiente de convección interior, que en este caso es el

correspondiente al modelo estratificado:

αi = 1.911 W m-2 ºC-1

αe = 3.288 W m-2 ºC-1

Como coeficientes de incrustación, tanto interior como exterior, se toma un

valor de 5.000 W m-2 ºC-1, que puede considerarse una cifra aceptable para unas

condiciones normales de operación del condensador:

( ) 3/1

hl

vllli 0.95 0,8

Γµ

ρ−ρρλ⋅=α [11]

s m

Kg 102

N L

G 3

t

rh

−⋅==Γ

Cº m

W 911.1

2i =α


42

αii = 5.000 W m-2 ºC-1

αei = 5.000 W m-2 ºC-1

Para los tubos de cobre, la conductividad térmica es:

λ = 384 W m-1 ºC-1

Sustituyendo en la ecuación [8] todos los coeficientes anteriores y los

diámetros seleccionados, se obtiene como coeficiente global de transferencia de

calor:

UG = 754,94 W m-2 ºC-1

Este valor es muy aproximado al dato de partida (UG = 750 W m-2 ºC-1), por

lo que se considera correcto para el diseño del condensador, desde el punto de vista

de la transferencia de calor.

5.5.7 Cálculo de las caídas de presión en el condensador.

Como se ha visto anteriormente, el condensador diseñado satisface los

requisitos en cuanto a transferencia de calor, pero para dar por correcto el diseño de

éste se ha de cumplir que las pérdidas de carga en él sean aceptables.

5.5.7.1 Caídas de presión en la carcasa.

Aplicando el método de Kern se puede obtener un valor aproximado de la

pérdida de carga del fluido a su paso por la carcasa. Este valor viene dado por la

expresión:

2

v

l

L

d

D j 8 p

2

Deq

cf

ρ=∆ [12]


43

siendo:

∆p → Caída de presión a través de la carcasa (Pa).

jf → Factor de corrección.

El número de Reynolds, como se vio en el apartado 5.5.6.1 para el fluido que

circula por la carcasa toma un valor de:

Re = 4.816

Para este valor, en las condiciones de flujo del agua y para el tipo de

condensador elegido se tiene:

jf = 5,1 ⋅ 10-2

y sustituyendo en la ecuación [12] resulta:

∆p = 9.702 Pa

valor que se considera aceptable.

5.5.7.2 Caídas de presión en el interior de los tubos.

En condiciones normales, la caída de presión en el interior de los tubos,

viene dada por la expresión:

siendo:

∆p → Caída de presión a través de los tubos (Pa).

2

5,2

d

L j 8 N p

2v

ifp

νρ

+=∆ [13]


44

Np → Número de pasos por los tubos.

jf → Factor de fricción.

En el caso de la condensación, es difícil predecir la caída de presión, ya que

se tienen dos fases. Normalmente se calcula ∆p referido al flujo de vapor en las

condiciones de entrada y se aplica un factor del 50 % para referirlo a todo el

proceso.

El procedimiento de cálculo es el siguiente:

1º) Cálculo de la sección recta de un grupo de tubos.

Para un cambiador de calor de 2 pasos por los tubos se tiene:

2º) Cálculo de la velocidad lineal de paso por los tubos.

3º) Cálculo del número de Reynolds:

4º) Cálculo del factor de fricción.

Para Re = 55.102, se obtiene:

jf = 3,3 ⋅ 10-3

23-2it m 10 5,03

4

d

2

NA ⋅=

π⋅=

sm

1,0765 A

/ G vr =

ρ=ν

102.55 d

Rev

vi =µ

ρν=


45

5º) Cálculo de la caída de presión.

Aplicando la ecuación [13] se obtiene:

∆p = 273,1 Pa

valor que se considera aceptable.

5.6 Cálculo del evaporador.

5.6.1 Elección de los evaporadores.

Se instalarán en la cámara frigorífica dos evaporadores con el fin de obtener

un ambiente más homogéneo en cuanto a temperaturas. Éstos irán colocados a

ambos lados de la puerta de acceso, como puede verse en la figura nº4, a una

distancia de 3,75 m del centro de la puerta,

y tienen las siguientes características:

- Tipo de construcción: tubos con aletas exteriores. Los tubos serán

lisos y de cobre y las aletas de aluminio y con una separación de 7

mm.

Figura nº4.- Situación de los evaporadores en el interior de lacámara frigorífica.

Palets

Evaporadores


46

1 ºC

-2 ºC

-5 ºC

- Método de alimentación: expansión seca. Se proyecta disponer una

válvula de expansión electrónica.

- Procedimiento de circulación de aire: convección forzada por medio

de ventiladores.

- El coeficiente de transferencia de calor es de 24 Kcal m-2 h-1 ºC-1.

5.6.2 Superficie de evaporación.

Para el cálculo de la superficie de evaporación partimos de los siguientes

datos:

- Temperatura del aire a la entrada del evaporador: Se hace coincidir

con la temperatura de conservación del producto. tae = 1ºC

- Temperatura del aire a la salida del evaporador: Se supone que el aire

se enfría 3ºC al pasar por el evaporador. tas = -2ºC.

- Temperatura de evaporación: Para su cálculo se estima el valor del

salto térmico:

DT = tae - te

Suponiendo:

Ø Circulación de aire forzada.

Ø Evaporador de tubos con aletas.

Ø HR = 85 %.

se obtiene: DT = 6ºC, por lo que se obtiene te = -5ºC.

Figura nº5.- Diagrama de temperaturas


47

- Calor a evacuar por cada uno de los evaporadores:

La superficie necesaria para el evaporador viene determinada por la siguiente

ecuación:

Qe = UG S ∆tml

siendo:

∆tml → Salto térmico medio logarítmico. Viene determinado por:

Por lo que la superficie será:

S = 107,7 m2

5.6.3 Caudal de aire.

El caudal de aire que debe circular sobre el evaporador viene determinado

por la potencia frigorífica necesaria en la cámara a proyectar:

Q = ma (he – hs)

h

Kcal 11.194

2

QQe ==

( ) ( ) [ ] [ ]Cº 4,33

)5(2)5(1

ln

)5(2)5(1

tttt

ln

ttttt

eas

eae

easeaeml =

−−−

−−−−−−−−

=

−−

−−−=∆

[14]


48

siendo:

ma → Caudal másico de aire (Kg h-1)

he → Entalpía del aire a la entrada del evaporador (Kcal Kg-1).

hs → Entalpía del aire a la salida del evaporador (Kcal Kg-1).

Las temperaturas de entrada y salida de aire en el evaporador han sido fijadas

anteriormente, por lo que se obtiene sobre el diagrama psicrométrico los valores que

aparecen en la tabla nº7.

Tabla nº7.- Valores de entalpía y volumen específicos obtenidos del diagrama

psicrométrico.

CondicionesTemperatura

(ºC)

HR

(%)

h

Kcal Kg-1

ve

m3 Kg-1

Entrada tae = 1 85 2,3 0,780

Salida tas = -2 90 1,3 0,770

Aplicando la ecuación [14] se obtiene:

Teniendo en cuenta el volumen específico del aire en las condiciones

intermedias (vmed) se puede determinar el caudal volumétrico del aire con la

siguiente ecuación:

va = ma vmed

h

Kg 1.194 ma =


49

Para vmed = 0,775 se obtiene:

A partir de tal valor y conociendo el volumen del recinto refrigerado (V), se

calcula el verdadero coeficiente de recirculación:

5.6.4 Características de los evaporadores a instalar.

Se elige por catálogo el evaporador que más se ajusta a los parámetros

determinados anteriormente (hay que tener en cuenta que se dispondrán dos

evaporadores). Las características de cada uno de ellos son:

- Potencia: 13.420 Kcal h-1.

- Separación de aletas: 7 mm.

- Superficie de intercambio: 81,3 m2.

- Caudal de aire: 9.060 m3 h-1.

- Proyeción de aire: 37 m.

- Número de ventiladores: 2.

- Diámetro de la hélice de los ventiladores: 500 mm.

- Potencia de los ventiladores: 430 W por unidad, resultando una

potencia total de 860 W.

h

m 675.8 v

3

a =

3m 75,3932

Vv ==

h

ionesrecirculac 22,1

v

v iónrecirculac de eCoeficient a ==


50

- Tipo de corriente: 220 / 380 V-3, 50 Hz.

- Potencia de las resistencias laterales y bandeja): 7,8 kW.

5.6.5 Cálculo de la temperatura de impulsión del aire en el evaporador.

La temperatura de impulsión del aire en el evaporador puede calcularse con

la siguiente ecuación:

Q = G cp (te – ti)

siendo:

Q → Potencia frigorífica: 11.194 Kcal h-1.

G → Caudal de aire en peso: 11.194 Kg h-1.

cp → Calor específico del aire: 0,24 Kcal Kg-1 ºC-1.

te → Temperatura del aire a la entrada del evaporador: 1ºC.

ti → Temperatura de impulsión del aire.

Despejando ti de tal ecuación, se obtiene:

ti = -3,16 ºC

5.7 Desescarche.

En la cámara proyectada se dispondrá un sistema de desescarche, realizado

mediante resistencias eléctricas, calentándose eléctricamente también, la bandeja del

evaporador y el tubo de drenaje, para evitar una nueva congelación del hielo una vez

fundido.


51

5.7.1 Cálculo de la frecuencia de desecarche.

Los datos térmicos a considerar son:

- Caudal de aire en los evaporadores: va = 8.675 m3 h-1 =2,4 m3 s-1.

- Condiciones de conservación: 1ºC, HR = 85 %, siendo el peso

específico del aire de la cámara 1,29 Kg m-3 y la temperatura de

evaporación es de –5 ºC.

- La potencia instalada en la resistencias es: P = 7,8 Kw.

- La duración deseada del período de desescarche es: θ = 30 min.

La masa de hielo que se fundirá con la potencia instalada (siendo su calor de

fusión Lf = 336 KJ Kg-1) será:

Para determinar la cantidad de agua que se convierte en escarcha en el

evaporador por unidad de tiempo, se cuantifica la deshumidificación del aire a su

paso por el evaporador, obteniéndose del diagrama psicrométrico los valores de

humedad específica recogidos en la tabla nº8.

Kg 41,78 L

P m

f

=θ

=


52

Tabla nº 8.- Humedades específicas del aire a la entrada y salida del

evaporador.

Condiciones Temperatura

(ºC)

HR

(%)

n

g agua Kg-1 a.s.

Entrada tae = 1 85 3,6

Salida tas = -2 90 2,8

El aire se habrá deshumidificado:

La cantidad de hielo que se formará es:

Así pues, la masa de hielo que fundirá la potencia instalada se acumulará en

un tiempo:

Como anteriormente se ha supuesto un tiempo de funcionamiento de la

instalación frigorífica de 18 horas/día, se harán 4 desescarches al día.

sg

2,48 s

m2,4

m

Kg1,29

a.s. Kgagua g

0,8 3

3=⋅⋅

h 4,68 s 16.847

s

hielo Kg102,48

hielo Kg 41,78

3-

==⋅

=θ

a.s. Kgg

8,08,26,3n =−=∆


53

5.8 Cálculo de las líneas de refrigerante.

5.8.1 Criterios de cálculo.

Las tuberías que componen el circuito frigorífico serán de cobre, por tratarse

de un material compatible con la utilización de fluido y que presenta ventajas

derivadas de su facilidad de montaje.

Se emplearán tuberías de cobre normalizadas, expresando el diámetro

nominal en pulgadas.

El dimensionamiento de las tuberías de refrigerante se realizará bajo el

criterio de no superar unas determinadas pérdidas de carga, de forma que limiten la

disminución de potencia frigorífica y se mantenga un correcto funcionamiento de la

instalación. Los valores de las pérdidas de carga admisibles para el fluido

frigorígeno utilizado en la instalación (R-134a) son las siguientes:

- Tubería de aspiración: ∆p ≤ 0,14 bar.

- Tubería de descarga: ∆p ≤ 0,14 bar.

- Tubería de líquido: ∆p ≤ 0,35 bar.

Para el dimensionamiento de las tuberías se emplearán ábacos que permiten

determinar los diámetros de los tubos de cobre en función de las potencias

frigoríficas y las pérdidas de carga admisibles, teniendo en cuenta además, las

temperaturas de evaporación y condensación del sistema. Puesto que los ábacos han

sido establecidos para unas longitudes de 30 m, todas las pérdidas de carga se

referirán a esa longitud. Con objeto de incluir las pérdidas de carga debidas a los


54

accidentes de recorrido (válvulas, codos, etc.), la longitud de cada tramo se

incrementará un 30 % para obtener la longitud equivalente:

Leq = 1,30 L

5.8.2 Tubería de aspiración.

Las tuberías de aspiración, comprendidas entre las salidas de los

evaporadores y la entrada al compresor, se dimensionarán de forma que la caída

total de presión no sea superior a 0,14 bar en el tramo más desfavorable.

La tubería de aspiración se compone de tres tramos, como se indica en la

figura nº6.

Figura nº6.- Tramos de la tubería de aspiración

y sus longitudes

Las longitudes de tales tramos están recogidas en la tabla nº9.

Tabla nº9.- Longitudes de los tres tramos de la tubería de aspiración.

Tramo Longitud (m)

E1-A 8,5

E2-A 0,1

A-Cp 13,0

A

Cp

E2

E1


55

La determinación del diámetro de cada tubería se hará limitando la caída de

presión en el tramo de máxima longitud, en este caso E1-Cp. La longitud de este

tramo es de 21,5 m, y le corresponde una longitud equivalente de 28 m.

La pérdida de carga es lineal, por lo que en cada tramo se producirá una

caída de presión proporcional a su longitud, de forma que la suma total de las caídas

de presión de cada tramo da la caída de presión total.

- Tubería E1-A:

- Tubería A-Cp:

Refiriendo esta pérdida de carga a 30 m de tubería, y teniendo en cuenta la

capacidad frigorífica, mediante el uso de ábacos se determina el diámetro de la

tubería a instalar.

- Tubería E1-A:

bar 055,028

1114,0p

m 11 L

30

eq

=⋅=∆

=

bar 085,028

1714,0p

m 17 L

30

eq

=⋅=∆

=

h

Kcal 11.194Q

bar 15,011

30055,0p30

=

=⋅=∆


56

Por lo que el diámetro de la tubería es 1 5/8” y le corresponde una pérdida de

carga de 0,07 bar para 30 m de tubería, por lo que en este caso, para una tubería de

Leq = 11 m le corresponde una pérdida de carga p1 = 0,0256 bar.

- Tubería A-Cp:

Por lo que el diámetro de la tubería es 2 1/8” y le corresponde una pérdida de



Así, la pérdida de carga total en el tramo más desfavorable es

p1 + p2 = 0,0473 bar ≤ 0,15 bar.

La tubería E2-A al tener la misma capacidad frigorífica que la tubería E1-A, y

por tener una longitud muy pequeña, se utilizará el mismo diámetro comercial que

en la E1-A.

5.8.3 Tubería de descarga.

Esta tubería conecta la salida del compresor con la entrada del condensador.

Para su dimensionamiento se tomará el mismo valor de pérdida de carga admisible

que para las tuberías de aspiración, es decir, ∆p = 0,14 bar.

La tubería de descarga se encuentra localizada en la sala de máquinas y tiene

una longitud aproximada de 1,7 m. La longitud equivalente de la tubería será:

h

Kcal 22.388Q

bar 15,017

30085,0p30

=

=⋅=∆


57

Leq = 1,30 L = 2,2 m

Refiriendo el valor de la pérdida de carga a una tubería de 30 m, se obtiene

que la pérdida de carga para tuberías de 30 m sería:

Según el ábaco para tubos de cobre con R-134a, para este valor de la pérdida

de carga y una potencia frigorífica del compresor de 22.388 Kcal h-1, el diámetro de

la tubería de descarga deberá ser de 1 1/8”. Correspondiéndole una pérdida de carga

de 0,7 bar, por lo que la pérdida de carga en la tubería de descarga será

0,051 bar ≤ 0,14 bar.

5.8.4 Tuberías de líquido.

Las tuberías de líquido conectan el condensador con los evaporadores, en

éstas se limitará la caída de presión a fin de evitar una vaporización parcial del

refrigerante antes de llegar a las válvulas electrónicas. No obstante, en este caso y

debido al subenfriamiento del líquido, el riesgo de vaporización es mucho menor, y

la pérdida de carga en la tubería no será crítica. A pesar de ello, se tomará un valor

máximo de la pérdida de carga admisible de 0,35 bar para el tramo más desfavorable

de la instalación.

Está compuesta, al igual que la de aspiración por varios tramos como se

indica en la figura nº7.

bar 9,12,2

3014,0p30 =⋅=∆


58

La tubería de aspiración se compone de tres tramos, como se indica en la

figura nº7.

Figura nº7.- Tramos de la tubería de líquido

y sus longitudes

Las longitudes de tales tramos están recogidas en la tabla nº10.

Tabla nº10.- Longitudes de los tres tramos de la tubería de líquido.

Tramo Longitud (m)

E1-B 8,5

E2-B 0,2

B-Cd 13,0

La determinación del diámetro de cada tubería se hará limitando la caída de

presión en el tramo de máxima longitud, en este caso E1-Cd. La longitud de este

tramo es de 21,5 m, y le corresponde una longitud equivalente de 28 m.

La pérdida de carga es lineal, por lo que en cada tramo se producirá una

caída de presión proporcional a su longitud, de forma que la suma total de las caídas

de presión de cada tramo da la caída de presión total.

B

Cd

E2

E1


59

- Tubería E1-B:

- Tubería B-Cd:

Refiriendo esta pérdida de carga a 30 m de tubería, y teniendo en cuenta la

capacidad frigorífica, mediante el uso de ábacos se determina el diámetro de la

tubería a instalar.

- Tubería E1-B:

Por lo que el diámetro de la tubería es 5/8” y le corresponde una pérdida de



- Tubería B-Cd:

bar 137,028

1135,0p

m 11 L

30

eq

=⋅=∆

=

bar 212,028

1735,0p

m 17 L

30

eq

=⋅=∆

=

h

Kcal 11.194Q

bar 374,011

30137,0p30

=

=⋅=∆

h

Kcal 22.388Q

bar 374,017

30212,0p30

=

=⋅=∆


60

Por lo que el diámetro de la tubería es ¾” y le corresponde una pérdida de

carga de 0,15 bar para 30 m de tubería. En este caso, para una tubería de Leq = 17 m

le corresponde una pérdida de carga p2 = 0,085 bar.

Así, la pérdida de carga total en el tramo más desfavorable es

p1 + p2 = 0,158 bares ≤ 0,35 bar.

La tubería E2-B al tener la misma capacidad frigorífica que la tubería E1-B, y

por tener una longitud muy pequeña, se utilizará el mismo diámetro comercial que

en la E1-B.

5.9 Elementos accesorios y de regulación.

La instalación frigorífica además de los aparatos anteriormente calculados,

estará dotada de una serie de elementos accesorios y de regulación, cuya función

será asegurar un correcto funcionamiento de la instalación.

A continuación se establece una relación de los mismos:

5.9.1 Elementos accesorios.

5.9.1.1 Recipiente de líquido.

Se situará debajo del condensador y su misión será recibir el fluido

refrigerante condensado que llegará por gravedad, almacenarlo y alimentar

continuamente a los evaporadores. A su vez, permitirá amortiguar las fluctuaciones

de ajuste en la carga del refrigerante y mantendrá el condensador purgado de

líquido.


61

Estará provisto de válvulas de paso manuales en las conexiones de entrada y

salida, así como de un visor de nivel de líquido.

Su capacidad ha de ser tal que pueda acumularse la carga total de líquido

refrigerante de la instalación cuando ésta se detenga.

5.9.1.2 Depósito de aceite.

Irá instalado junto al compresor, de forma que abastezca a éste del aceite

necesario para la compresión. A éste llegará el aceite que haya podido ser arrastrado

por el gas comprimido y que haya sido separado posteriormente.

5.9.1.3 Separador de aceite.

Se instalará en la tubería de descarga del compresor, para evitar en lo posible

el arrastre de aceite por parte de los gases comprimidos, puesto que la presencia de

éste en el líquido refrigerante disminuye la capacidad del evaporador y el

condensador.

5.9.1.4 Regulador del nivel de aceite.

Se instalará junto al compresor, de forma que se mantenga constante el nivel

de aceite del cárter, alimentándose del depósito general de aceite, para una correcta

lubricación del compresor.


62

5.9.1.5 Deshidratador.

Se instalará con el fin de retener la humedad que pueda aparecer en el

circuito frigorífico, lo cual perjudicaría el funcionamiento de la válvula de expansión

y podría provocar la descomposición del aceite lubricante.

El deshidratador será de adsorción o físico, formado por un cartucho con

relleno de gel de sílice. Su montaje se hará de forma vertical en la tubería de líquido,

con sentido de circulación de arriba hacia abajo.

5.9.1.6 Visores de líquido.

El sistema irá dotado de dos visores de líquidos:

- El primero irá colocado a continuación del deshidratador, siendo su

misión detectar el nivel de humedad del fluido refrigerante. Para ello

el visor estará dotado de un indicador que cambie de color cuando el

contenido de humedad supere el valor crítico.

Este visor permite además determinar visualmente el nivel de

líquido refrigerante del sistema y si se produce una pérdida de craga

excesiva con formación de burbujas en la tubería de líquido.

- El segundo visor irá colocado en la tubería de retorno de aceite al

compresor, para verificar el funcionamiento automático del separador

de aceite.


63

5.9.2 Elementos de regulación.

5.9.2.1 Válvulas de expansión electrónica.

Constituyen un sistema de expansión electrónica para el control de los

evaporadores, que agrupa las funciones de la válvula de expansión, válvula

solenoide y termostato de ambiente. Están formados por un regulador electrónico,

una válvula de expansión accionada eléctricamente y tres sensores.

Su misión consiste en controlar el suministro de líquido a los evaporadores,

que trabajarán en régimen de expansión seca. La inyección de refrigerante se

regulará por medio de las señales procedentes de dos sensores que registran la

diferencia de temperatura a la entrada y salida del evaporador, manteniendo

constante el recalentamiento, independientemente de las condiciones de

funcionamiento en cada momento. El tercer sensor actuará como termostato

proporcionando una función de control del compresor durante el desescarche.

Se colocarán dos válvulas de expansión electrostática, cada una de ellas a la

entrada de cada uno de los evaporadores.

5.9.2.2 Reguladores de presión de evaporación.

Se situarán en la tubería de aspiración, a la salida de los evaporadores. Su

misión es mantener la presión de evaporación por encima de un valor prefijado,

independientemente de la menor presión en la línea de aspiración; así se evita el

descenso de la temperatura de evaporación por debajo de un valor mínimo.


64

5.9.2.3 Regulador de presión de aspiración.

Se situará a la entrada del compresor para proteger los motores contra

sobrecargas en el momento de arranque, y en general ante fluctuaciones en la

presión de aspiración.

Se conseguirá limitar la presión de aspiración a un máximo determinado,

aunque aumente la carga del sistema y, por tanto la presión en los evaporadores.

5.9.2.4 Presostato combinado de alta y baja presión.

Se colocará un único presostato con dos funciones:

- Presostato de baja: Se conectará a la tubería de aspiración. Su misión

es asegurar la marcha automática de la instalación, en función de la

presión de evaporación y además detiene el compresor en el caso de

que la presión de aspiración está por debajo de un cierto límite.

- Presostato de alta: Se conectará a la tubería de descarga. La misión de

éste es desconectar el compresor en caso de un aumento anormal de la

presión de descarga.

En ambos casos, vuelve a ponerse en marcha el compresor cuando se han

restablecido las condiciones las condiciones normales de funcionamiento.

5.9.2.5 Presostato de aceite.

Irá instalado junto al compresor y su misión será la de proteger a éste en caso

de una reducción de la presión de aceite debido a una lubricación defectuosa.


65

5.9.2.6 Válvula de agua presostática.

Irá colocada en la tubería que conecta la torre de enfriamiento con el

condensador. La misión de ésta será asegurar una alimentación automática de agua a

este último en función de la presión de condensación, ajustando el caudal de agua a

la carga calorífica del sistema.

5.9.2.7 Equipos de medida.

Se dispondrán manómetros de alta y baja presión conectados a las válvulas

de cierre del compresor. También se colocarán un termómetro y un higrómetro para

el control de la temperatura y humedad del recinto refrigerado.

diseño de camara 1

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