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

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.

caja

Kg20

80.000 Kg 4.000 cajasN

1.000

1.200

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:

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

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:

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

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

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

Longitud total de la cámara: 10,50 m.

Anchura:

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

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

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

Anchura pasillo central: 3,00 m.

Anchura total de la cámara: 15,00 m.

Altura:

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

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

Separación al techo: 0,80 m.

Altura total de la cámara: 5,00 m.

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

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

día8.000

m3787,50 m396.000 Kg

122 Kg

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.

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.

- 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.

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.

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.

Material

Espesor

(m)

h

(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

siendo:

a e Coeficiente de convección aire-superficie exterior

(Kcal h-1 m-2 ºC-1).

a i Coeficiente de convección aire-superficie interior

(Kcal h-1 m-2 ºC-1).

6i Espesor de cada una de las capas del cerramiento (m).

h i Conductividad de cada uno de los materiales del cerramiento

(Kcal h-1 m-1 ºC-1).

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 aireexterior.

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

a i = 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:

i 1 i

1

i

1

e

a e

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:

siendo:

tec Temperatura exterior de cálculo (ºC). ti

Temperatura interior (ºC).

t t ec t i

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

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.

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].

i 8 e

t 1 1

[3]

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:

ParedAt

(ºC)

ae

(Kcal h-1 m-2 ºC-1)

ae

(Kcal h-1 m-2 ºC-1)

haislante

(Kcal h-1 m-1 ºC-1)

6

(m· 10-3)

Espesor comercia

(mm)

Pared

Norte 19 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

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

At = tec – ti = tsuelo – ti = 16 – 1 = 15 ºC

1/a e 0

a i = 9 Kcal h-1 m-2 ºC-1

h = 0,030 Kcal m-1 h-1 ºC-1

Se obtiene: 6a = 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]1

;e

n 0 1

i

1

e

tq

i i 1 i

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.

Pared

q

(Kcal h-1 m-2 ºC-1)

Pared Norte 7,65

Pared Este 7,46

Paredes interiores 7,54

Techo 6,89

Suelo 7,16

4. BALANCE TÉRMICO DE LA CÁMARA FRIGORÍFICA.

Las características de la cámara determinadas anteriormente son:

Temperatura interior de la cámara: 1ºC.

Humedad relativa: 85%.

Longitud: 10,5 m.

Anchura: 15 m.

Altura: 5m.

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.

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 n ) ( hae – hai )

díaTotal : 4.251,36 Kcal

día1Q 102.033 Kcal

Cerramiento

Si

(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

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.

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

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

ai 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 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:

m32 ae ai 1,21 Kg

día2,1Q 13.054 Kcal

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:

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:

día3,2Q 13.680 Kcal

día3 3,1 3,2Q Q Q 181.488 Kcal

Mandarina: 0,45

Melocotón: 0,32

Pera: 0,22

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:

día5Q 16.656 Kcal

día6 7Q Q 9.994 Kcal

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:

día8Q 39.982 Kcal

- 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:7

Q8 0,1 Qi

i1

obteniéndose:

díaTQ 402.976 Kcal

hTQ 22.388 Kcal

frío mediante un sistema de compresión mecánica de simple efecto.

Básicamente está formado por:

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.

Compresor.

En él tiene lugar la compresión del gas.

Condensador.

En él tiene lugar la condensación del fluido refrigerante y

el enfriamiento de éste.

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

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:

Potencial de destrucción del ozono: ODP=0

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

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.

Punto

Presión

(bar)

h Temperatura(ºC)

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

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

- Producción frigorífica volumétrica.

- Equivalente térmico del trabajo a compresión.

- Efecto frigorífico.

- Rendimiento económico.

Kg

- Volumen específico del vapor.

3

e 2

V 0,084 m

v

m 3Vq 412,98 Kcal

q o

e2

kg3 2 h h 7,42 Kcal

q 0

4,67

- Efecto frigorífico según Carnot.

Tc Tc Te

e 5,95

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:

4

2

R N L n 60

D

V [6]

quedando: n L = 90

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

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

h

3

t e2V G V 54,21 m

h67,76 mV3G Ve

R 2

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

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

D 0,0632 m

Al ser el compresor cuadrado, se tiene:

D L 0,0632 m

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.

- 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: i = 0,8.

- Rendimiento mecánico (debido al rozamiento de los

elementos móviles del compresor): m = 0,85.

entre compresor y motor:

- Rendimiento debido a la transmisión

t= 0,9.

- Rendimiento eléctrico: e = 0,9.* Potencias:

- Potencia indicada real:

- Potencia efectiva:

- Potencia eléctrica a instalar:

i

N i,t 6,96 Kw

N i,r

m

- Potencia al freno:

N i,r

N ef 8,19

Kw

tfr N N ef 9,10 Kw

N N fr 10,11 Kw 13,74 CV

5. Cálculo del condensador.

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

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.

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

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

40 ºC

35 ºC

29 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.

ln 7,61 º C

40 35

40 2940 - 29 40

35

ln c e

t c ts

t ttc t e t c ts tml

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:

hcQ 27.152 Kcal 31,526 Kw

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:

m 1,26 Kg

s

r sG G 0,22 Kg

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 = de L = 0,113 m2

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:

2,285

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:

1h e

0,175 N t

D d 211,9 mm

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:

e

Gd

1

ln

1 1 de d i de 1 de 1

U [8]

son las siguientes:

- Densidad: = 995 Kg m-3

- Viscosidad: = 0,8 10-3 N s m-2

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

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

El procedimiento de cálculo establece los siguientes pasos:

2

5.5.6.1 Cálculo del coeficiente de convección exterior (e).

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:

t 29 35 32 º C

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

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

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

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

de

di

Diámetro exterior del tubo (m).

Diámetro interior del tubo (m).

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:

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

m / 0,303 m

A s

3º) Cálculo del diámetro equivalente.

Para una disposisicón triangular de tubos, se cumple:

d

1,10 e

22t

eeq p 0,917 d 12,8

mm

d

eq

5,58

cp Pr

4,816 103

d Re

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 (i).

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:

1/3

deq

e jh Re Pr

W

m2 º Ce 3.288

- Conductividad térmica del líquido: l = 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 (i) 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:

2i i

l

v

1 '

'i

l

[9]

4º) Cálculo de i’ y i:

A partir de la ecuación [10] se obtiene:

y sustituyendo este valor en la ecuación [9]:

Pr l l 3,4 l

l

cp

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

G r / l 0,037 m As

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

Re d i l 3,766 103

W

m2 º C

i ' 127,3

W

m2 º Ci 406,2

siendo:

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

h 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:

i = 1.911 W m-2 ºC-1

e = 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:

l l v

l h

i 0,8 0.95 l

G rh 2 103 Kg

L N t W m s

m 2 º Ci 1.911

ii = 5.000 W m-2 ºC-1

ei = 5.000 W m-2 ºC-1

Para los tubos de cobre, la conductividad térmica es:

= 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:

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

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

agua 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:

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:

4º) Cálculo del factor de fricción.

Para Re = 55.102, se obtiene:

jf = 3,3 10-3

2it

2 4 5,03 10-3 m2N d

A

v

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

G r / v 1,0765 m

A s

3º) Cálculo del número de Reynolds:

Re d i v 55.102

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,

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

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.

Palets

Evaporadores

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:

Circulación de aire forzada.

Evaporador de tubos con aletas.

HR = 85 %.

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

1 ºC

-2 ºC

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:

ae e as eml 4,33 º

C 2 (5)

ln 1 (5)

t as t eln

t ae t e

t t t t 1 (5) 2

(5)t

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.

Aplicando la ecuación [14] se obtiene:

del aire en las condiciones

volumétrico del aire con la

Teniendo en cuenta el volumen específico

intermedias (vmed) se puede determinar el caudal

siguiente ecuación:

ham 1.194 Kg

Condiciones

Temperatura

(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

v V 393,75 m3

2

Coeficiente de recirculación va 22,1 recirculaciones

v

h

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.

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 ºC5.7 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.

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: = 30 min.

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

fusión Lf = 336 KJ Kg-1) será:

m P 41,78 Kg Lf

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.

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.

s sKg a.s.

3

m 30,8 g agua 1,29 Kg 2,4 m 2,48 g

41,78 Kg hielo Kg hielo

16.847 s 4,68 h2,48 10-3

s

Kg a.s.

gn 3,6 2,8 0,8

Condiciones Temperatura

(ºC)

HR

(%)

n

g agua Kg-1 a.s.

Entrada tae = 1 85 3,6

Salida tas = -2 90 2,8

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

Figura nº6.- Tramos de la tubería de aspiración

y sus longitudes

A

Cp

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

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

E2

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.

E1

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:

2830p 0,14 11 0,055 bar

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:

Leq 11 m

2830p 0,14 17 0,085 bar

- Tubería A-Cp:

Leq 17 m

1130p 0,055 30 0,15 bar

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

carga de 0,05 bar para 30 m de tubería, por lo que en este caso, para una tubería de

Leq = 13 m le corresponde una pérdida de carga p2 = 0,0216 bar.

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:

hQ 22.388 Kcal

p 0,085 30 0,15 bar

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.

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.

Cd

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

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

carga de 0,2 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 = 0,073 bar.

- Tubería B-Cd:

2830p 0,35 17 0,212 bar

h

1130

Q 11.194 Kcal

p 0,137 30 0,374 bar

p 0,212 30 0,374 bar

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.

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.

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.

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.

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.

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.

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.

5.9.2.7 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.