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UNIVERSIDAD DE JAÉN Escuela Politécnica Superior de Linares
Trabajo Fin de Grado
______
ESTUDIO Y
DIMENSIONAMIENTO DE UNA
CÁMARA REFRIGERANTE
ACOPLADA A VEHÍCULO PARA
EL TRANSPORTE Y
CONSERVACIÓN DE HELADOS
Alumno: Álvaro Moreno Martínez
Tutor: Francisco Javier Gómez de la Cruz Depto.: Ingeniería Mecánica y Minera
Julio, 2019
ÍNDICE MEMORIA:
1. RESUMEN ................................................................................................................. 1
2. OBJETIVOS ............................................................................................................... 2
3. INTRODUCCIÓN ..................................................................................................... 2
4. NORMATIVA ........................................................................................................... 3
5. DESCRIPCIÓN .......................................................................................................... 4
6. CONDICIONES DE FUNCIONAMIENTO ............................................................. 6
6.1. CONDICIONES EXTERIORES ............................................................................ 6
6.2. CONDICIONES INTERIORES ............................................................................. 8
7. CÁLCULOS JUSTIFICATIVOS .............................................................................. 9
7.1. OBTENCIÓN DEL COEFICIENTE GLOBAL DE TRANSFERENCIA DE
CALOR .............................................................................................................................. 9
7.2. OBTENCIÓN DE LA CARGA TÉRMICA ........................................................ 14
7.2.1. CÁLCULO DE LAS PÉRDIDAS POR TRANSMISIÓN (Q1) ........................ 14
7.2.2. CÁLCULO DE LAS PÉRDIDAS POR ENFRIAMIENTO Y/O
CONGELACIÓN (Q2)................................................................................................... 15
7.2.3. CÁLCULO DE LAS PÉRDIDAS POR RENOVACIONES DE AIRE (Q3) .... 18
7.2.4. CÁLCULO DE LAS PÉRDIDAS POR CALOR DESPRENDIDO POR LOS
VENTILADORES (Q4) .................................................................................................. 22
7.2.5. CÁLCULO DE LAS PÉRDIDAS DEBIDO AL CALOR DESPRENDIDO POR
LAS PERSONAS (Q5) ................................................................................................... 23
7.2.6. CÁLCULO DE PÉRDIDAS DE LAS NECESIDADES POR SERVICIO (Q6) ..
………………………………………………………………………………………...23
7.2.7. PÉRDIDAS TOTALES ................................................................................... 24
7.2.8. REAJUSTE DEL COEFICIENTE GLOBAL DE TRANSFERENCIA DE
CALOR 24
8. ELECCIÓN DE LOS COMPONENTES ................................................................. 26
8.1. CONTEXTO TEÓRICO ...................................................................................... 26
8.1.1. CICLO GENERAL DE REFRIGERACIÓN .................................................. 26
8.1.2. COMPONENTES PRINCIPALES ................................................................. 27
8.2. COMPONENTES ELEGIDOS ............................................................................ 33
8.2.1. EVAPORADOR ............................................................................................. 33
8.2.2. COMPRESOR ............................................................................................... 38
8.2.3. CONDENSADOR .......................................................................................... 39
8.2.4. VÁLVULA DE EXPANSIÓN ......................................................................... 41
8.2.5. TUBERÍAS ..................................................................................................... 44
8.2.6. SISTEMAS DE GESTIÓN DE LA INSTALACIÓN ....................................... 48
8.2.7. RESUMEN .................................................................................................... 50
9. CICLO DE REFRIGERACIÓN............................................................................... 51
9.1. OBTENCIÓN DEL CICLO ................................................................................. 51
9.2. OBTENCIÓN DE LA EFICIENCIA ................................................................... 54
10. COMPARATIVA DE REFRIGERANTES ............................................................. 57
11. MOTOR DIMENSIONADO TENIENDO EN CUENTA LA POTENCIA DEL
COMPRESOR ..................................................................................................................... 61
12. PRESUPUESTO ...................................................................................................... 63
13. CONCLUSIONES ................................................................................................... 64
14. PLANOS .................................................................................................................. 67
15. ANEXOS .................................................................................................................. 77
15.1. ANEXO EVAPORADOR ................................................................................ 77
15.2. ANEXO CONDENSADOR ............................................................................. 78
15.3. ANEXO COMPRESOR ................................................................................... 79
15.4. ANEXO VÁLVULA DE EXPANSIÓN .......................................................... 81
15.5. ANEXO DEPÓSITO DE LÍQUIDO ................................................................ 85
15.6. ANEXO FILTRO DESHIDRATADOR ........................................................... 90
15.7. ANEXO VISOR DE LÍQUIDO ........................................................................ 94
15.8. ANEXO FILTRO DE ACEITE ........................................................................ 97
15.9. ANEXO SEPARADOR DE ACEITE .............................................................. 99
15.10. ANEXO MOTOR MODELO PARA EL SOBREDIMENSIONADO .......... 101
16. REFERENCIAS ..................................................................................................... 104
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ÍNDICE DE ILUSTRACIONES: Ilustración 1: Temperatura máxima anual del emplazamiento .............................................. 6
Ilustración 2: Humedad relativa del emplazamiento ............................................................. 7
Ilustración 3: Ejemplo de convección ................................................................................. 10
Ilustración 4: Conducción unidimensional a través de una placa con temperaturas
superficiales constantes ....................................................................................................... 11
Ilustración 5: Estado típico de vapor de agua presente en el aire húmedo .......................... 20
Ilustración 6: Ciclo general de refrigeración ....................................................................... 26
Ilustración 7: Ciclo de refrigeración común ........................................................................ 27
Ilustración 8: Esquema de evaporador de expansión seca ................................................... 28
Ilustración 9: Esquema de evaporador inundado ................................................................. 29
Ilustración 10: Ejemplo de compresor de tornillo ............................................................... 30
Ilustración 11: Condensador enfriado por aire .................................................................... 31
Ilustración 12: Condensador enfriado por agua ................................................................... 31
Ilustración 13: Condensador evaporativo ............................................................................ 32
Ilustración 14: Válvula isoentálpica o de expansión ........................................................... 32
Ilustración 15: Gráfica para el cálculo del factor de corrección en función de la humedad
relativa ................................................................................................................................. 34
Ilustración 16: Gráfica para el cálculo del factor de corrección en función del salto térmico
............................................................................................................................................. 35
Ilustración 17: Comparativa entre desescarche eléctrico de alta eficiencia y desescarche
eléctrico convencional ......................................................................................................... 37
Ilustración 18 Datos relevantes del compresor. .................................................................. 38
Ilustración 19: Ciclo frigorífico establecido en función del compresor. ............................. 39
Ilustración 20: Gráfica para el cálculo del factor de corrección en función de la temperatura
de condensación y evaporación ........................................................................................... 40
Ilustración 21: Valores del factor de corrección en función de la altitud ............................ 40
Ilustración 22: Ejemplo de válvula de expansión ecualizada externamente ....................... 42
Ilustración 23: Diámetros normalizados de tuberías ........................................................... 44
Ilustración 24: Diámetro interior de la tubería de aspiración. ............................................. 45
Ilustración 25: Diámetro interior de la tubería de descarga................................................. 45
Ilustración 26: Diámetro interior de la tubería de líquido. .................................................. 45
Ilustración 27: Datos proporcionados al software Solkane. ................................................ 52
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Ilustración 28: Propiedades del ciclo calculadas por el software Solkane. ......................... 52
Ilustración 29: Parámetros obtenidos mediante el software Solkane. ................................. 53
Ilustración 30: Ciclo termodinámico de la instalación en coordenadas p-h ........................ 53
Ilustración 31: Ciclo termodinámico de la instalación en coordenadas t-s ......................... 54
Ilustración 32: Máquina térmica general ............................................................................. 55
Ilustración 33: Ciclo de Carnot invertido en coordenadas T-s ............................................ 56
Ilustración 34: Ciclo de Carnot invertido en coordenadas p-v ............................................ 56
Ilustración 35: Comparación de la capacidad frigorífica de varios refrigerantes ................ 59
Ilustración 36: Comparación de calor cedido en varios refrigerantes ................................. 60
Ilustración 37: Circuito frigorífico normalizado ................................................................. 68
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ÍNDICE DE TABLAS: Tabla 1: Valores para el cálculo del coeficiente de convección en función de la velocidad . 7
Tabla 2: Materiales aislantes utilizados. .............................................................................. 13
Tabla 3: Carga térmica por transmisión. ............................................................................. 15
Tabla 4: Carga térmica de enfriamiento y congelación. ...................................................... 17
Tabla 5: Carga térmica por renovaciones de aire. ............................................................... 22
Tabla 6: Carga térmica debida al calor de los ventiladores. ................................................ 22
Tabla 7: Carga térmica debida a la permanencia de personas dentro de la cámara. ........... 23
Tabla 8: Carga térmica por pérdidas debidas a las necesidades por servicio. ..................... 23
Tabla 9: Carga térmica global. ............................................................................................ 24
Tabla 10: Resumen de los componentes elegidos. .............................................................. 44
Tabla 11: Resumen de los componentes elegidos. .............................................................. 50
Tabla 12: Valores de ODP y GWP de varios refrigerantes ................................................. 59
Tabla 13: Precio estimado de los productos conformados por componentes. ..................... 63
Tabla 14: Presupuesto del estudio técnico. .......................................................................... 64
Tabla 15: Conjunto de elementos de la instalación frigorífica. ........................................... 67
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1. RESUMEN
En el presente estudio técnico se va a realizar el diseño de una cámara frigorífica acoplada
a vehículo para el transporte y conservación de helados. Para ello, en primer lugar, es necesario
establecer unas condiciones interiores y exteriores de temperatura y humedad relativa para
posteriormente utilizar dichos parámetros en los cálculos.
En segundo lugar, se realizará un estudio del espesor de la cámara frigorífica, teniendo en
cuenta diferentes materiales de construcción, de tal forma que la pared se basará en un panel
tipo sándwich de los diferentes componentes elegidos, y se calculará el coeficiente global de
transmisión de calor.
Una vez realizado el cálculo y dimensionamiento de las paredes de la cámara, se procederá
con el estudio de las cargas térmicas específicas que conlleva el mantenimiento de los helados
dentro de la misma: conservación del producto, disminución de su temperatura hasta la
temperatura de régimen, pérdidas por renovaciones de aire, pérdidas por el calor desprendido
por los ventiladores y las pérdidas por las necesidades de servicio.
Por otro lado, también se realizará una elección de los componentes que compondrán el
ciclo de refrigeración, desde los componentes principales (evaporador, compresor, condensador
y válvula de expansión) hasta los componentes secundarios (todo el conjunto de válvulas,
depósitos, etc, que son necesarios para el correcto funcionamiento del sistema).
Realizada la elección de todos los componentes, se proseguirá con el análisis del ciclo desde
el punto de vista del refrigerante, utilizando software externo para la representación del ciclo
frigorífico en distintos gráficos con coordenadas diferentes, y se continuará con la comparativa
del refrigerante utilizado con los diversos refrigerantes utilizados hoy en día en relación a varios
criterios.
Finalmente, se realizará un dimensionado del motor que abastece al compresor, de tal forma
que se han redimensionado las medidas del pistón y la carrera de cada cilindro del motor
encargado de mover al vehículo. Y, por último, se realizarán los planos de la instalación con
los elementos escogidos y representados según la normativa.
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2. OBJETIVOS
Entre los objetivos más importantes del presente trabajo, están los siguientes:
1. Determinar la carga frigorífica necesaria para el mantenimiento de los helados dentro
de la cabina frigorífica.
2. Análisis del ciclo frigorífico obtenido mediante la unión de los diferentes
componentes elegidos.
3. Comparativa de varios refrigerantes distintos, en términos de toxicidad,
inflamabilidad y ODP (potencial de agotamiento de la capa de ozono).
4. Selección de los integrantes del ciclo frigorífico.
5. Cálculo del coeficiente de operación de la instalación diseñada.
6. Comparativa entre el ciclo ideal de refrigeración y el real, teniendo en cuenta las
pérdidas (pérdidas de carga, rendimiento isentrópico del compresor < 1).
7. Selección de los materiales aislantes para la construcción de la caja isoterma.
8. Dimensionamiento del motor necesario a acoplar al vehículo teniendo en cuenta la
potencia consumida por el compresor.
9. Selección de los componentes secundarios que conforman la instalación frigorífica.
3. INTRODUCCIÓN
La refrigeración, desde su invención hasta la actualidad, supone la facilidad de conservar
productos a la temperatura idónea para así evitar que se deterioren. Para ello, se pueden
utilizar infinidad de configuraciones en cuanto a ciclos de refrigeración se refiere, pero
básicamente la base de cualquier aplicación de refrigeración parte del ciclo básico con los
siguientes componentes:
La necesidad de conservación de los productos a la misma vez que son transportados
derivó en la invención de ciclos frigoríficos portátiles, es decir, cámaras frigoríficas
acopladas a vehículos, de tal forma que se empezaron a diseñar vehículos capaces de
conservar los productos albergados en su interior a la vez que se evita el deterioro de los
mismos. Por tanto, según el Real Decreto 2483/1986 de 14 de noviembre, los vehículos que
se pueden situar dentro de esta categoría son los siguientes:
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1. Vehículo isotermo: Vehículo que consta de una caja isoterma, es decir, que está
construida con el propósito de evitar el intercambio de calor con el exterior,
favoreciendo el aislamiento del producto. Este objetivo se consigue mediante la
construcción de dicha caja con componentes aislantes del calor, o en su defecto, con
una conductividad muy baja.
2. Vehículo refrigerado: Se trata de un vehículo isotermo que cuenta con un sistema de
producción de frío (suele ser mediante el uso de hielo hídrico con o sin la aportación
de sal, placas eutécticas, hielo carbónico con la posibilidad de la regulación de la
sublimación, etc.) distinto a un sistema mecánico o de absorción, capaz de bajar la
temperatura de la caja y mantenerla con una temperatura exterior superior a los 30℃.
3. Vehículo frigorífico: Al igual que el anterior, consta de un sistema de producción de
frío, pero en este caso se trata de un sistema mecánico (como por ejemplo un grupo
mecánico de compresión, una máquina de absorción, etc.), que permite disminuir la
temperatura interior de la caja, manteniendo su valor de forma permanente, teniendo
una temperatura media exterior de más de 30℃.
4. NORMATIVA
El conjunto de normativas aplicadas en el presente estudio técnico son las siguientes:
- Artículo 14 del Real Decreto de 618/1998 de 17 de abril, por el que se aprueba la
Reglamentación técnico-sanitaria para la elaboración, circulación y comercio de
helados y mezclas envasadas para congelar, los helados se mantendrán a una
temperatura de -18℃, con una tolerancia de 4℃.
- Real Decreto 237/2000, de 18 de febrero, por el que se establecen las
especificaciones técnicas que deben cumplir los vehículos especiales para el
transporte terrestre de productos alimentarios a temperatura regulada y los
procedimientos para el control de conformidad con las especificaciones.
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- Orden de 15 de octubre de 2001 por la que se modifica el Real Decreto 237/2000, de
18 de febrero, por el que se establecen las especificaciones técnicas que deben
cumplir los vehículos especiales para el transporte terrestre de productos alimentarios
a temperatura regulada y los procedimientos para el control de conformidad con las
especificaciones.
- Real Decreto 380/2001, de 6 de abril, por el que se modifica el apartado 4 del artículo
9 del Real Decreto 237/2000, de 18 de febrero, por el que se establecen las
especificaciones técnicas que deben cumplir los vehículos especiales para el
transporte terrestre de productos alimentarios a temperatura regulada y los
procedimientos para el control de conformidad con las especificaciones.
5. DESCRIPCIÓN
El presente estudio técnico va a consistir en el diseño de una cámara frigorífica (de
dimensiones observables en el Plano 1 (Anexo aparte). Además, también consistirá en la
obtención de la carga frigorífica necesaria a proporcionar a la cámara para la conservación
y transporte de los helados, y para ello, se tendrán que elegir los componentes necesarios
para sustraer la carga térmica global. La instalación consistirá en el acoplamiento de un
evaporador industrial, cuyo modelo se obtendrá por catálogo, al igual que los demás
componentes de la instalación: condensador industrial, válvula de expansión y compresor.
El evaporador se colocará en la pared al fondo de la cámara frigorífica, al igual que la
válvula de expansión, y el compresor se colocará en una caja auxiliar donde irán todos los
componentes. El condensador irá en la parte exterior del vehículo, en la parte de la cámara
que sobresale por encima de la cabina del conductor.
El diseño de la cabina frigorífica se ha realizado teniendo en cuenta una pared tipo
compuesta, es decir, que se puede dividir en varias capas de distintos materiales,
favoreciendo de esta forma a la disminución del calor procedente del exterior.
El cálculo de la cabina frigorífica se ha ejecutado teniendo en cuenta que la carga diaria
es de una tonelada de helados, organizados en cajas de 6 unidades cada una con dimensiones
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que se pueden observar en la Plano 2. Por lo tanto, en el vehículo frigorífico se deben
introducir 167 cajas para obtener la tonelada diaria de helados.
Además, también se ha optado por la inclusión de estanterías dentro de la cabina
frigorífica para facilitar la organización y el acceso a los helados al encargado, de tal forma
que las medidas se pueden observar en el Plano 3.
En relación al lugar por el que va a circular el vehículo, se han estimado unas condiciones
de funcionamiento comunes, es decir, con una temperatura promedio exterior para asegurar
el correcto funcionamiento de la instalación frigorífica en la provincia de Jaén. Por lo tanto,
se debe destacar que esta instalación frigorífica se ha diseñado para trabajar en esta provincia
con propiedades exteriores determinadas.
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6. CONDICIONES DE FUNCIONAMIENTO
6.1. CONDICIONES EXTERIORES
El estudio se ha realizado teniendo en cuenta las condiciones más desfavorables en
verano, que se pueden observar a continuación:
Ilustración 1: Temperatura máxima anual del emplazamiento [1].
Como se puede observar en la Ilustración 1, la temperatura máxima del emplazamiento
se sitúa en torno a los 35℃. Teniendo en cuenta que dicho dato no es el más común y que el
vehículo va a estar en movimiento, no se puede aplicar la temperatura del aire que circula
alrededor del mismo en el valor máximo. Por tanto, se tomará un valor de 30℃ como valor
de temperatura ambiente. Además de las condiciones de temperatura, es necesario
especificar la humedad relativa:
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Ilustración 2: Humedad relativa del emplazamiento [2].
Observando la Ilustración 2, se puede afirmar que los valores máximos del mes de Julio
de 2018 se consideran próximos a 50%. Por tanto, se va a optar por elegir un valor de 60%
para suponer una situación desfavorable.
En relación al coeficiente de convección exterior (he), se debe especificar que su valor
es bastante confuso, debido a que depende de varios factores: la obtención de dicho
parámetro se complica bastante. Por tanto, su valor se establecerá teniendo en cuenta la
ecuación de Jurgens [3], que establece su valor en función de la velocidad del fluido y el tipo
de superficie por la que está pasando el fluido. Finalmente, el coeficiente de convección
exterior será (suponiendo una velocidad exterior del fluido de 30 km/h):
ℎ = 𝑎 + 𝑏 · 𝑣𝑛 (1)
y los datos para el cálculo del coeficiente exterior de convección se pueden observar en
la Tabla 1:
v < 5 m/s v > 5 m/s
a b n a b n
Pulida 4,83 3,3 1 0 6,17 0,78
Rugosa 5,32 3,7 1 0 6,54 0,78
Tabla 1: Valores para el cálculo del coeficiente de convección en función de la velocidad [3].
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Finalmente, el cálculo se muestra a continuación:
ℎ𝑒 = 6,54 · (30km
h·
1000 m
1 km·
1 h
3600 s)
0,78
= 34,18 kcal
h m2℃= 39,69
W
m2K
6.2. CONDICIONES INTERIORES
En relación a las condiciones interiores del proyecto, son las siguientes:
- La temperatura se establecerá en -22℃, ya que según el artículo 14 del Real Decreto
de 618/1998 de 17 de abril, por el que se aprueba la Reglamentación técnico-sanitaria
para la elaboración, circulación y comercio de helados y mezclas envasadas para
congelar, los helados se mantendrán a una temperatura de -18℃, con una tolerancia
de 4℃.
- La humedad relativa interior dentro de la cámara será del 85%.
- El coeficiente interior de convección se va a calcular teniendo en cuenta el
evaporador elegido, y más concretamente el caudal de aire que suministra y la
sección por la que pasa dicha corriente de aire. A continuación, se muestran los
cálculos:
𝑣 =
�̇�
𝑆
(2)
donde:
�̇� es el caudal proporcionado por el evaporador.
𝑣 es la velocidad proporcionada al aire por el evaporador.
𝑆 es la sección de los ventiladores del evaporador.
𝑣 =28630
m3
h
1 h3600 s
π (630 mm)2
41 m2
1000000 mm2
= 25,51m
s
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9
Y utilizando de nuevo la Ecuación 1:
ℎ𝑖 = 𝑎 + 𝑏 · 𝑣𝑛 = 6,54 · 25,510,78 = 81,81 kcal
h m2℃= 95
W
m2K
7. CÁLCULOS JUSTIFICATIVOS
7.1. OBTENCIÓN DEL COEFICIENTE GLOBAL DE
TRANSFERENCIA DE CALOR
Para el cálculo del espesor del aislante, se debe tener en cuenta que, según la normativa
que establece el Real Decreto 2483/1986 de 14 de noviembre, su valor debe ser igual o
inferior a 0,4 𝑊/𝑚2℃.
Antes de comenzar con el cálculo, es necesario introducir previamente el fundamento
teórico de coeficiente global de transferencia de calor: cuando un sólido entra en contacto
con un fluido que se encuentra a distinta temperatura, se produce una tasa de transferencia
de calor en forma de convección según la ley de enfriamiento de Newton:
𝑄𝑐𝑜𝑛𝑣 = ℎ 𝐴 (𝑇𝑠 − 𝑇∞) (3)
donde:
- ℎ∞ es el coeficiente global de transmisión de calor por convección del fluido.
- 𝐴 es el área del sólido en contacto con el fluido.
- 𝑇𝑠 es la temperatura superficial del sólido, es decir, la temperatura en la superficie
externa del mismo.
- 𝑇∞ es la temperatura del fluido en cuestión (se denota con el subíndice infinito debido
a que es necesario que se tenga en cuenta una cierta distancia con respecto al sólido
para que la temperatura y la velocidad del fluido sean constantes).
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Ilustración 3: Ejemplo de convección [4].
Por otro lado, también es necesario introducir el concepto de flujo de calor por conducción
en un sólido en el que existe un gradiente de temperatura, que viene dado por la ley de Fourier:
𝑄𝑐𝑜𝑛𝑑 = −𝑘 𝐴 𝑑𝑇
𝑑𝑥 (4)
donde:
- 𝑘 es la conductividad térmica del material.
- 𝐴 es la superficie a través de la cual se produce la conducción.
- 𝑑𝑇
𝑑𝑥 es el gradiente de temperatura cuya dirección coincide con la dirección del calor.
Para un caso específico de una conducción unidimensional, en régimen estacionario a
través de una pared plana (como se puede ver en la Ilustración 4), de conductividad térmica
constante y uniforme y que tiene una temperatura constante en cada una de las paredes del
sólido, la transferencia de calor por conducción puede reescribirse de la siguiente forma:
𝑄′′𝑐𝑜𝑛𝑑 =𝑘
𝐿 (𝑇1 − 𝑇2) (5)
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11
Ilustración 4: Conducción unidimensional a través de una placa con temperaturas superficiales constantes [5].
de tal forma que 𝐿 es el espesor de la placa en cuestión y 𝑇1 − 𝑇2 la diferencia de
temperaturas entre la superficie más caliente y la más fría, de tal forma que 𝑇1 > 𝑇2.
Aplicando una analogía a la ley de Ohm en circuitos eléctricos:
∆𝑉 = 𝐼 𝑅 (6)
en donde 𝐼 es la intensidad de corriente y 𝑅 es la resistencia eléctrica, podemos extrapolar
el caso de conducción unidimensional a un circuito eléctrico obteniendo resistencias
térmicas de la siguiente forma:
𝑅𝑘 =𝐿
𝐴 𝑘 (7)
𝑅ℎ =
1
𝐴 ℎ (8)
estableciendo 𝑅𝑘 como resistencia térmica de conducción y 𝑅ℎ como resistencia térmica
de convección.
Para el caso de la Ilustración 5, con fluidos en contacto con ambos lados de la placa (en
la parte izquierda con un fluido más caliente con 𝑇∞,1 > 𝑇1 y en la parte izquierda con un
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12
fluido más frío con 𝑇2 < (𝑇∞)2, podemos establecer el flujo de calor 𝑞 combinado ambos
mecanismos: conducción y convección:
𝑞 =𝑇∞,1 − 𝑇1
1ℎ1𝐴
=𝑇1 − 𝑇2
1𝐴
∑𝐿𝑖
𝑘𝑖
𝑛𝑖=1
=𝑇2 − 𝑇∞,2
1ℎ2𝐴
(9)
Al combinar las ecuaciones anteriores, obtenemos una expresión generalizada que
expresa el valor de la transferencia de calor en función de las temperaturas de los fluidos en
contacto con la placa y una resistencia general 𝑅𝑒𝑞:
𝑞 =𝑇∞,1 − 𝑇∞,2
𝑅𝑒𝑞 (10)
𝑅𝑒𝑞 = ∑ 𝑅𝑖 =1
ℎ1𝐴
𝑛
𝑖=1+
1
𝐴∑
𝐿𝑖
𝑘𝑖
𝑛
𝑖=1+
1
ℎ2𝐴 (11)
Se debe indicar que la resistencia por conducción está conformada por un conjunto de
materiales, de tal forma que la resistencia a tener en cuenta para el cálculo de la misma se
hace como se muestra en la Ecuación 11.
Y finalmente, podemos expresar el coeficiente global de transferencia de calor como la
inversa de la resistencia equivalente del circuito térmico:
𝑈 =1
𝐴 𝑅𝑒𝑞 (12)
𝑞 = 𝑈 𝐴 (𝑇∞,1 − 𝑇∞,2) (13)
Una vez introducido el concepto teórico del coeficiente global de transferencia de calor,
se calculará a continuación su valor para el caso de la cámara frigorífica que se quiere
diseñar. En primer lugar, se debe destacar que los materiales se han elegido en base a dos
motivos principales: precio y conductividad térmica. En la Tabla 2 se enumeran los distintos
materiales utilizados:
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13
Corcho
K (W/mk) 0,044
ρ (kg/m3) 110-130
e (cm) 5
Precio (€/m2) 13,8
Fibra de
vidrio
K (W/mk) 0,035
ρ (kg/m3) 22-29
e (cm) 5
Precio (€/m2) 4,51
Poliestireno
expandido
K (W/mk) 0,04
ρ (kg/m3) 20-30
e (cm) 5
Precio (€/m2) 5,9
Lana de
roca
K (W/mk) 0,034
ρ (kg/m3) 55-110
e (cm) 5
Precio (€/m2) 6,59
Tabla 2: Materiales aislantes utilizados.
En cálculo del coeficiente de convección exterior (he), se realiza utilizando de nuevo la
Ecuación (1):
ℎ𝑒 = 6,54 (30km
h
1000m
1km
1h
3600s)
0,78
= 34,17kcal
hm2℃
4180 J
1kcal
1h
3600s= 39,69
W
m2K
Para el caso del coeficiente interior, el valor calculado se refleja en el apartado de las
condiciones interiores de la cámara. Por tanto, el coeficiente será:
ℎ𝑖 = 95W
m2K
El coeficiente global de transferencia de calor, siguiendo la Ecuación 12, finalmente será:
𝑈 = 0,188W
m2K (14)
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14
7.2. OBTENCIÓN DE LA CARGA TÉRMICA
Para el diseño de la cámara frigorífica, es necesario el cálculo de la carga térmica, que
proporciona directamente la potencia frigorífica necesaria, y, en consecuencia, se realiza la
elección de los diversos componentes del ciclo frigorífico. Las necesidades de la instalación
variarán en función de:
- Régimen de trabajo.
- Clima.
- Tipo de producto.
- Temperatura del producto a la entrada de la cámara.
- Renovaciones de aire necesarias.
- Calor desprendido por la iluminación y otros elementos de la cámara frigorífica.
En resumen, el cálculo del balance térmico es la suma de las distintas cargas térmicas
parciales en función de su naturaleza. Por lo tanto, la carga térmica total es el valor que la
instalación tiene que vencer para contrarrestar las distintas pérdidas que sufre el circuito
frigorífico. Las cargas térmicas parciales son las siguientes:
7.2.1. CÁLCULO DE LAS PÉRDIDAS POR TRANSMISIÓN (Q1)
El calor transmitido a través de una superficie plana, teniendo en cuenta el coeficiente
global de transferencia de calor 𝑈, y a cuyos lados existen temperaturas del fluido (en este
caso aire) 𝑇∞,𝑖 y 𝑇∞,𝑒, al igual que en la Ecuación 13, viene dado según la expresión:
𝑞 = 𝑈 𝐴 (𝑇∞,1 − 𝑇∞,2) (15)
Teniendo en cuenta las dimensiones de la cámara frigorífica, se puede calcular el valor
de la superficie para el caso de las paredes, el suelo y la puerta de apertura de la cámara.
Todos los datos se resumen en la Tabla 3:
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15
U 0,18784668 W/m2K
T∞,1 30 °C
T∞,2 -22 °C
Atecho 7,5 m2
Aparedes 15 m2
Apuerta 12,5 m2
Asuelo 6 m2
Atotal 41 m2
Q1 34537,4261 kJ/día
0,39973873 kW
Tabla 3: Carga térmica por transmisión.
Se debe recalcar que 𝑈 se ha calculado teniendo en cuenta constantes las pérdidas a
través de los cerramientos 𝑞 y la diferencia de temperatura ∆𝑇. La temperatura del interior
de la cámara frigorífica se considerará uniforme en todo momento, la carga térmica irá en
función de la temperatura exterior, y, por tanto, la Ecuación 15 se considera una carga
térmica mayorada.
7.2.2. CÁLCULO DE LAS PÉRDIDAS POR ENFRIAMIENTO Y/O
CONGELACIÓN (Q2)
Las necesidades frigoríficas por enfriamiento o congelación de la mercancía son las más
mayores de todas las que se deben tener en cuenta para el balance global de la carga térmica,
y más aún el caso de las cámaras de refrigeración. Para el cálculo de estas pérdidas, se deben
considerar ciertos aspectos que son bastante importantes:
- Tiempo en el que debe ser enfriado el producto.
- Cantidad del producto que se debe enfriar.
- Necesidad o no de congelación del producto.
Teniendo presente todos estos aspectos, la carga térmica por enfriamiento y congelación
se puede expresar como:
𝑄2 = 𝑄21 + 𝑄22 + 𝑄23 (16)
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16
donde:
- 𝑄21 son las necesidades por enfriamiento del producto hasta la temperatura de
congelación.
- 𝑄22 son las necesidades por congelación.
- 𝑄23 son las necesidades de enfriamiento del producto hasta la temperatura deseada.
En el cálculo de 𝑄22 se debe tener en cuenta también:
1. El calor específico del producto antes de la congelación 𝐶1. Su valor se puede obtener
sabiendo el porcentaje de agua del producto, como se muestra en la Ecuación 17:
𝐶1 =
𝑎1 + 𝐶𝐸𝑀𝑂 𝑏1
100 (17)
donde:
- 𝑎1 es el contenido de agua en %.
- 𝑏1 es el contenido de materia sólida en %.
- 𝐶𝐸𝑀𝑂 es el calor específico de la materia orgánica. Su valor se establece en
1,675𝑘𝐽
𝑘𝑔𝐾 [3].
2. El calor latente de solidificación (o en este caso congelación), que se puede calcular
como se muestra en la Ecuación 18:
𝐶2 =𝐶𝐿𝑆𝐴 𝑎1
100 (18)
donde:
- 𝐶𝐿𝑆𝐴 es el calor latente de solidificación del agua. Su valor se establece en 334,9kJ
kg.
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17
3. El calor específico del producto después de la congelación, que se puede calcular
como se muestra en la Ecuación 19
𝐶3 =𝐶𝐸𝐻 𝑎1 + 𝐶𝐸𝑀𝑂 𝑏1
100 (19)
donde:
- 𝐶𝐸𝐻 es el calor específico del hielo. Su valor se establece en 2,09kJ
kg.
En el caso de que el producto esté embalado, será necesario añadir la carga térmica para
el enfriamiento del mismo:
𝑄𝑒 = 𝑐𝑒𝑚𝑒(𝑇𝑐𝑒 − 𝑇𝑞) (20)
donde:
- 𝑐𝑒 es el calor específico del material de embalaje. Para el estudio de la carga térmica
global, se va a suponer un embalaje fabricado con Tereftalato de Polietileno, material
cuyo calor específico se sitúa alrededor de 2 kJ
kg.
- 𝑇𝑐𝑒 es la temperatura de entrada del embalaje dentro de la cámara.
- 𝑇𝑞 es la temperatura al final del enfriamiento.
Todos los cálculos relacionados con el cálculo de la carga térmica de enfriamiento o
congelación se resumen en la Tabla 4:
Q21 39160,75 kJ/día
Q22 204289 kJ/día
Q23 40491,15 kJ/día
Qe 422,02944 kJ/día
Q2 284362,9294 kJ/día
3,291237609 kW
Tabla 4: Carga térmica de enfriamiento y congelación.
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18
7.2.3. CÁLCULO DE LAS PÉRDIDAS POR RENOVACIONES DE AIRE
(Q3)
Para el cálculo de este tipo de pérdidas, se va a basar el estudio en el número de
renovaciones equivalentes, las cuales se obtienen en función de las pérdidas por
infiltraciones, del volumen de la cámara, del número de veces que se abren las puertas y de
las condiciones exteriores e interiores (en relación a la temperatura y humedad relativa).
Pero antes de la obtención de la carga térmica necesaria en este apartado, es necesario
introducir el concepto de humedad relativa, y de forma más general, la psicrometría.
En condiciones ambientales, el aire está compuesto principalmente por una mezcla de
oxígeno, nitrógeno y pequeñas cantidades de otros gases. Normalmente, el aire contiene una
cantidad determinada de vapor de agua (o humedad), y se conoce como aire húmedo, al
contrario del aire que no contiene vapor de agua que se denomina como seco.
Aunque la cantidad de vapor de agua presente en el aire es pequeña, es fundamental en
el contexto de acondicionamiento de cualquier lugar.
Como la temperatura del aire en las aplicaciones de acondicionamiento suele variar entre
-10℃ y 50℃, la suposición de aire como gas ideal con un valor constante de 𝑐𝑝 = 1,005kJ
kg℃
conlleva a un error de menos del 0.2%. Tomando como referencia el 0℃, la entalpía del aire
se puede expresar mediante:
ℎ𝑎𝑖𝑟𝑒 𝑠𝑒𝑐𝑜 = 𝑐𝑝 𝑇 (21)
A una temperatura de 50℃, la presión de saturación del agua se sitúa en 12,3 kPa, y por
debajo de ese valor, se puede considerar que el vapor de agua presente en el aire se puede
tratar como gas ideal y por tanto, sus transformaciones se rigen por la ecuación de los gases
ideales:
𝑝 𝑣 = 𝑅 𝑇 (22)
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19
donde 𝑅 suele tener varios valores en función del carácter que tenga la ecuación:
intensivo o extensivo. Por tanto, el aire se puede tratar como una mezcla de gases ideales
cuya presión se puede expresar:
𝑝 = 𝑝𝑎 + 𝑝𝑣 (23)
siendo 𝑝𝑣 la presión parcial del vapor de agua, y se trata de la presión que tendría el
vapor de agua en el caso de ocupar todo el volumen de la mezcla y su temperatura fuese
igual a la temperatura de la mezcla de gases. Si el vapor de agua por debajo de los 50℃ se
puede considerar como ideal, la entalpía del mismo se puede considerar función de
únicamente la temperatura, como se ha visto en la Ecuación 21, y esta entalpía se aproxima
a la entalpía de la curva límite superior de la campana de Andrews o entalpía de vapor
saturado, es decir:
ℎ𝑣 (𝑇, 𝑝𝑏𝑎𝑗𝑎) ≈ ℎ𝑔 (𝑇)
Por tanto, la entalpía del vapor de agua puede calcularse si tenemos en cuenta que la
entalpía del vapor de agua a 0℃ es 2501,3 kJ
kg y que el valor de 𝑐�̅� del vapor de agua en el
intervalo de -10℃ a 50℃ es de 1,82 kJ
kg. Finalmente, el valor de la entalpía del aire en esas
condiciones se podrá calcular como se muestra a continuación:
ℎ𝑔 (𝑇) ≈ 2501,3 + 1,82 𝑇 (24)
La cantidad de vapor de agua que se encuentra en el aire puede expresarse de diversas
formas, pero la más común es indicar la masa de vapor de agua presente en una masa
determinada de aire seco, a la cual se le denomina humedad absoluta, y se puede expresar
como:
𝜔 =𝑚𝑣
𝑚𝑎=
𝑝𝑣 𝑉𝑅𝑣 𝑇𝑝𝑎 𝑉𝑅𝑎 𝑇
=
𝑝𝑣𝑅𝑣
⁄
𝑝𝑎𝑅𝑎
⁄= 0,622
𝑝𝑣
𝑝 − 𝑝𝑣 (25)
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20
Ilustración 5: Estado típico de vapor de agua presente en el aire húmedo [6].
En la Ilustración 5, se muestra un estado en el que, fijando la presión parcial 𝑝𝑣 y la
temperatura de la mezcla 𝑇, el vapor se encuentra recalentado. En el caso de que la presión
parcial del vapor de agua coincida con la presión de saturación del agua a la temperatura de
la mezcla, se dice que la mezcla está saturada. La cantidad de vapor de agua presente en el
aire húmedo varía desde un valor nulo en el caso de tener aire seco, hasta un valor máximo
de 1 cuando se tiene aire húmedo y la mezcla está saturada, dependiendo principalmente de
la temperatura y la presión.
El nivel de comodidad depende directamente de la cantidad de vapor de agua (𝑚𝑣) que
contiene el aire en relación a la máxima cantidad de agua que podría llegar a tener para esa
misma temperatura (𝑚𝑔). A la relación entre estas dos cantidades de masa se le conoce como
humedad relativa:
𝛷 =
𝑚𝑣
𝑚𝑔=
𝑝𝑣
𝑝𝑔 (26)
donde:
𝑝𝑣 = 𝑝𝑔,𝑠𝑎𝑡𝑢𝑟𝑎𝑐𝑖ó𝑛 = exp (14,2928 −5291
𝑇(℃) + 273.15) (27)
Finalmente, la humedad específica o absoluta se puede expresar en términos de la
humedad relativa, la presión de vapor de saturación a la temperatura evaluada y la presión
total de la mezcla:
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21
𝜔 =0,622 Φ 𝑝𝑔
𝑝 − 𝑝𝑔 (28)
Este valor de humedad relativa varía entre 0 (aire seco) y (aire saturado). Por otro lado,
al aire atmosférico se compone de aire seco y vapor de agua, y por tanto la entalpía del
mismo se puede poner en función de las entalpías del aire seco y del vapor de agua como se
describe a continuación:
ℎ = ℎ𝑎 + 𝜔 ℎ𝑔
(29)
Una vez introducidos los conceptos teóricos necesarios para la compresión de los
cálculos de este apartado, se prosigue describiendo la expresión que determina las pérdidas
por renovaciones del aire 𝑄3, que se puede observar en la Ecuación 30 [3]:
𝑄3 = 𝑉 𝐷𝑖 𝛿𝑚 𝑁 (30)
donde:
- 𝑉 es el volumen de la cámara (m3).
- 𝐷𝑖 es la diferencia entre las entalpías del aire exterior y el interior (kJ
kg).
- 𝛿𝑚 es la densidad media del aire entre condiciones interiores y exteriores (kg
m3).
- 𝑁 es el número de renovaciones.
Todos los datos necesarios para la obtención del resultado final de la carga térmica se
resumen en la Tabla 5:
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22
Volumen 18,75 m3
Ti -22 ℃
(Pvap)i 0,00113437 bar
ϕi 0,85
ωi 0,00059261 kgH2O/kgaire
hi -20,6512034 kJ/kg
Te 30 ℃
(Pvap)e 0,04225442 bar
ϕe 0,6
ωe 0,01596658 kgH2O/kgaire
he 70,9653709 kJ/kg
VE 0,87202263 m3/kg
δ 1,14675923 kg/m3
N 27
Q4 53187,7147 kJ/día
0,61559855 kW
Tabla 5: Carga térmica por renovaciones de aire.
7.2.4. CÁLCULO DE LAS PÉRDIDAS POR CALOR DESPRENDIDO POR
LOS VENTILADORES (Q4)
El cálculo preciso de 𝑄4 solo se podrá realizar una vez elegidos los equipos adecuados,
por lo que en la práctica se supone un valor aproximado.
𝑄4 = 𝑉 𝐶𝐷𝑉 (31)
donde:
- 𝐶𝐷𝑉 es el calor desprendido por los ventiladores. Para el estudio presente, se ha
supuesto un valor de 200 kJ
m3 [3] al día.
Volumen 15 m3
CDV 200 kJ/m3día
Q4 3000 kJ/día
0,03472222 kW
Tabla 6: Carga térmica debida al calor de los ventiladores.
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23
7.2.5. CÁLCULO DE LAS PÉRDIDAS DEBIDO AL CALOR
DESPRENDIDO POR LAS PERSONAS (Q5)
El cálculo de ese tipo de pérdidas suele ser confuso porque nunca se va a saber con
exactitud el tiempo que va a estar una persona dentro del recinto. Por tanto, se han supuesto
unos valores razonables de los parámetros que intervienen en el cálculo de las pérdidas:
𝑄5 = 𝑁 𝐶𝑝 𝐻𝑃 (32)
donde:
- 𝑁 = Número de personas dentro de la cámara.
- 𝐶𝑝 = Calor emitido por una persona en una hora [3].
- 𝐻𝑃 = Horas de permanencia dentro de la cámara.
N 1
CP 1600 kJ/h
HP 0,25 h
Q5 9600 kJ/día
10,6666667 kW
Tabla 7: Carga térmica debida a la permanencia de personas dentro de la cámara.
7.2.6. CÁLCULO DE PÉRDIDAS DE LAS NECESIDADES POR
SERVICIO (Q6)
Este tipo de carga térmica se ha diseñado teniendo en cuenta la suma de las 3 primeras:
𝑄6 = 𝑍 (𝑄1 + 𝑄2 + 𝑄3) (33)
Z 0,15
Q8 47835,0533 kJ/día
0,55364645 kW
Tabla 8: Carga térmica por pérdidas debidas a las necesidades por servicio.
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24
7.2.7. PÉRDIDAS TOTALES
Finalmente, el cómputo global de todas las cargas térmicas se recoge en la Tabla 9:
𝑄𝑇 =
1
𝑁𝐻(𝑄1 + 𝑄2 + 𝑄3 + 𝑄4 + 𝑄5 + 𝑄6) (34)
Estableciendo un número de horas laborables de 10h, el resultado es el siguiente:
QT
432523,123 kJ/día
43252,3123 kJ/h
10330,6373 kcal/h
12,0145312 kW
Tabla 9: Carga térmica global.
7.2.8. REAJUSTE DEL COEFICIENTE GLOBAL DE TRANSFERENCIA
DE CALOR
Se debe realizar un ajuste del coeficiente global de transferencia de calor ya que el
coeficiente interior de convección se ha calculado en torno al caudal proporcionado por el
evaporador, pero esa suposición no es correcta. Se debe calcular en base al caudal necesario
a proporcionar a los helados teniendo en cuenta el siguiente procedimiento:
𝑄 = �̇� 𝑐𝑝 (𝑇𝑒 − 𝑇𝑖) (35)
donde:
- 𝑄 es la carga térmica global (kW).
- �̇� es el flujo de aire (kg/s).
- 𝑐𝑝 es el coeficiente de calor a presión constante (kJ/kgK).
- 𝑇𝑒 = Temperatura del aire en el exterior de la cámara frigorífica (K).
- 𝑇𝑖 = Temperatura del aire en el interior de la cámara frigorífica (K).
De tal forma que utilizando la Ecuación 35 se puede obtener el flujo de aire:
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25
�̇� =𝑄
𝑐𝑝 (𝑇𝑒 − 𝑇𝑖)=
12,01 kW
1,006kJ
kgK (30 − (−22))K
= 0,23kg
s
Y directamente se puede obtener el caudal utilizando la Ecuación 36:
�̇� =
�̇�
𝜌 (36)
�̇� =�̇�
𝜌=
0,23 kgs
1,394 + 1,1642
kgm3
= 0,1795 m3
s 3600 s
1 h= 646,21
m3
h
Utilizando de nuevo la Ecuación 2 se puede calcular la nueva velocidad:
𝑣 =�̇�
𝑆=
646,21 m3
h
1 h3600 s
π (630 mm)2
41 m2
1000000 mm2
= 0,58m
s
Recurriendo de nuevo a la Tabla 1 y a la ecuación de Jurgens, se puede calcular el nuevo
coeficiente de convección interior:
ℎ′𝑖 = 𝑎 + 𝑏 𝑣𝑛 = 5,32 + 3,7 0,581 = 7,45 kcal
h m2℃= 8,65
W
m2K
Una vez recalculado, se procede con el cálculo por segunda vez del coeficiente global de
transferencia de calor:
𝑈′ = 0,181 W
m2K
Como se puede observar, su valor no ha cambiado significativamente, y al utilizar el
valor anterior, se está cometiendo un error de:
%𝐸𝑟𝑟𝑜𝑟 =(0,188 − 0,181)
Wm2K
0,188 W
m2K
100 % = 3,7 %
Si se adopta el criterio de 5% de error, podemos considerar el anterior valor correcto.
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26
8. ELECCIÓN DE LOS COMPONENTES
8.1. CONTEXTO TEÓRICO
8.1.1. CICLO GENERAL DE REFRIGERACIÓN
Antes de proceder con la elección de los componentes, es necesario introducir el contexto
teórico de un ciclo frigorífico. Para ello, se va a mostrar a continuación el concepto general
del mismo:
Ilustración 6: Ciclo general de refrigeración [7].
Como se puede observar en la Ilustración 6, esta máquina térmica obtiene calor del foco
frío, y junto a la energía aportada por un dispositivo externo en forma de trabajo, se expulsa
toda la energía en forma de calor hacia el foco caliente. Para el caso de este estudio técnico,
se ha optado por la utilización de un ciclo frigorífico que cuenta con los componentes
principales.
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27
8.1.2. COMPONENTES PRINCIPALES
Ilustración 7: Ciclo de refrigeración común [7].
donde se pueden observar varios elementos:
- Evaporador: El evaporador se trata de un intercambiador de calor entre el fluido
refrigerante y el medio a enfriar, cuya eficiencia dependerá principalmente del
coeficiente global de transmisión de calor que tenga el propio evaporador, de la
superficie del mismo y de la superficie del medio que se quiere enfriar.
En una instalación frigorífica está ubicado entre la válvula de expansión isoentálpica
y la tubería de aspiración del compresor. Su misión es la de absorber calor del recinto
a refrigerar y transmitir ese calor al fluido refrigerante, provocando su cambio de fase
de líquido a gas lo que se consigue de la forma siguiente: el fluido proveniente de la
válvula isoentálpica o de expansión entra al evaporador en estado de líquido a baja
presión: al producirse este descenso brusco de presión, se consigue la ebullición, y
consecuentemente, la absorción del calor. A medida que avanza por el evaporador la
masa de líquido contiene burbujas de vapor que finalmente se convierten en una masa
de vapor que arrastra gotas de líquido, mezcla que se denomina vapor húmedo.
Finalmente, cuando las últimas gotas de líquido se han evaporado sólo queda vapor
saturado o recalentado.
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28
Hay diferentes tipos de evaporadores según la alimentación del refrigerante:
De expansión directa o expansión seca: la evaporación del refrigerante se lleva a
cabo a través de su recorrido por el evaporador, encontrándose este en estado de
mezcla entre vapor y líquido en un punto intermedio de este. De esta manera, el
fluido que abandona el evaporador es puramente vapor sobrecalentado. Estos
evaporadores son los más comunes en sistemas de aire acondicionado. No
obstante, son muy utilizados en la refrigeración de media y baja temperatura, no
son los más apropiados para instalaciones de gran volumen.
Evaporador inundado: Los evaporadores inundados trabajan con refrigerante
líquido, por lo tanto, se llenan por completo a fin de tener humedecida toda la
superficie interior del intercambiador y, en consecuencia, la mayor transferencia
de calor posible. El evaporador inundado está equipado con un acumulador o
colector de vapor que sirve, a la vez, como receptor de líquido, desde el cual el
refrigerante líquido es circulado por gravedad a través de los circuitos del
evaporador.
Ilustración 8: Esquema de evaporador de expansión seca [8].
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29
- Compresor: Su función es la de tomar el refrigerante en estado de vapor recalentado
a baja presión y temperatura y produce un aumento tanto en presión y temperatura
hasta alcanzar valores más altos.
En los compresores alternativos, uno o más pistones recorren el interior de un
cilindro, efectuando la aspiración y la compresión del gas refrigerante. Cada uno de
los cilindros dispone al menos de una válvula de aspiración de gas refrigerante (a
través de la cual el gas accede al cilindro durante la fase de aspiración) y de una
válvula de descarga a través de la cual el gas refrigerante descarga hacia el
condensador después de haber sido comprimido. Según la forma de compresión, los
compresores se pueden clasificar en:
Compresores de desplazamiento positivo o volumétricos: Su funcionamiento se
basa en la disminución del volumen del aire en la cámara de compresión,
produciéndose un incremento de la presión interna hasta llegar al valor de diseño
previsto, momento en el cual el aire es descargado al sistema.
Ilustración 9: Esquema de evaporador inundado.[8]
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30
Ilustración 10: Ejemplo de compresor de tornillo [9].
Compresores de desplazamiento cinemático o dinámicos: El principio de
funcionamiento de estos compresores se basa en la aceleración de las partículas
del fluido a comprimir. El aire es aspirado por el rodete a través de su campana
de entrada y acelerado a gran velocidad. Después es descargado directamente a
unos difusores situados junto al rodete, donde toda la energía cinética del aire se
transforma en presión estática. A partir de este punto es liberado al sistema.
- Condensador: El condensador transfiere calor de un lugar que se desea refrigerar a
un lugar con mayor temperatura; transfiere el calor desde el refrigerante a un medio
que puede absorberlo y removerlo. Los medios más usados en los procesos de
transferencia de calor en el condensador son aire, agua o una combinación de ambas:
Condensador por aire: de circulación natural o forzada: en el que el calor extraído
del medio a refrigerar es disipado directamente al aire por transferencia del calor
sensible como si actuara igual que un intercambiador de calor. Los condensadores
enfriados por aire incluyen uno o varios ventiladores para aumentar el flujo.
Cuando el aire se pone en contacto con el condensador caliente absorbe calor y
sube. Esto permite que el are que enfría circule sobre el condensador. Estos
condensadores pueden ser axiales o centrífugos.
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31
Ilustración 11: Condensador enfriado por aire [10].
Condensador por Agua de Doble Tubo a Contracorriente: en los que el calor
sensible es transferido por agua. Esta agua puede ser recuperada y recirculada al
condensador después de ser enfriada mediante cesión de calor sensible y latente
en un circuito externo.
Ilustración 12: Condensador enfriado por agua [11].
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32
Condensadores evaporativos: que cuentan con la utilización de serpentines de
rociado simple o a contracorriente para disipar el calor en el aire por transferencia
sensible y latente.
- Válvula de expansión: Como el fluido refrigerante sale del condensador en estado
líquido, es necesario una disminución de la presión desde la propia del condensador
hasta la presión del evaporador.
Ilustración 14: Válvula isoentálpica o de expansión [13].
Ilustración 13: Condensador evaporativo [12].
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33
8.2. COMPONENTES ELEGIDOS
Para la realización del estudio técnico, se va realizar el estudio del ciclo de refrigeración
determinado principalmente por la carga térmica necesaria para la refrigeración de la cámara.
Para ello, se dimensionará el evaporador teniendo en cuenta la potencia (delimitada por la
carga térmica global), para posteriormente realizar la elección del compresor y el
condensador acordes a la potencia del evaporador, y por último se escogerá la válvula de
expansión correcta.
8.2.1. EVAPORADOR
Con la carga térmica global obtenida del apartado 9.2, se obtiene la potencia necesaria
en el evaporador, mediante la ecuación que se muestra a continuación:
𝑄𝑛 =
𝑄𝑡
𝐹𝑐𝐹𝑟 (37)
donde:
- 𝑄𝑛 es la potencia nominal del evaporador.
- 𝑄𝑡 es la carga térmica global de la instalación.
- 𝐹𝑟 es el factor de corrección debido al refrigerante.
- 𝐹𝑐 es el factor de corrección debido al salto térmico
Una vez explicados todos los términos que intervienen en la elección del evaporador
necesario, se procede con la obtención de los mismos:
- Factor de corrección debido al refrigerante: Se obtiene directamente, teniendo en
cuenta que se va a utilizar el refrigerante R-404a, el factor de corrección, según
catálogo, será de:
𝐹𝑟 = 1
- Factor de corrección debido al salto térmico: el salto térmico se define como la
diferencia entre la temperatura del aire en la cámara a la entrada del evaporador 𝑇𝑐
y la temperatura de evaporación 𝑇𝑒. Este salto valor se puede obtener directamente
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34
teniendo en cuenta la humedad relativa interior de la cámara, establecida en 85%.
Por lo tanto, observando la Ilustración que se muestra a continuación, el salto térmico
se establecerá en un valor de ∆𝑇 = 6𝐾.
Ilustración 15: Gráfica para el cálculo del factor de corrección en función de la humedad relativa [14].
Una vez conocido el salto térmico, se procede con la obtención del factor de corrección
referente al mismo:
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35
Ilustración 16:Gráfica para el cálculo del factor de corrección en función del salto térmico [14].
Estableciendo el salto térmico en 6K y sabiendo el valor de la temperatura interior de la
cámara, se puede obtener el valor del factor de corrección correspondiente:
𝐹𝑐 ≈ 0,65
Finalmente, utilizando la Ecuación 35, se obtiene:
𝑄𝑛 =12,01 𝑘𝑊
0,65 · 1= 18,48 kW
Entrando en el catálogo de la empresa FRIMETAL, se obtiene el modelo FRL-1795,
con una capacidad nominal de 𝑄𝑛 = 19,7 𝑘𝑊.
Este modelo se trata de un evaporador cúbico (por su diseño) y se trata de un evaporador
de expansión directa, es decir, que el flujo de refrigerante que entra al evaporador está
limitado a la cantidad que pueda evaporarse durante el recorrido del fluido refrigerante, de
tal forma que a la entrada del compresor sólo llegue vapor recalentado.
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36
Para comprobar si el evaporador proporciona el caudal necesario de aire para congelar
los helados, se recurre a la Ecuación 36:
𝑄 = �̇� 𝑐𝑝 (𝑇𝑒 − 𝑇𝑖) (48)
donde:
- �̇� es el flujo de aire (kg/s).
- 𝑐𝑝 es el coeficiente de calor a presión constante (kJ/kgK).
- 𝑇𝑒 = Temperatura del aire en el exterior de la cámara frigorífica (K).
- 𝑇𝑖 = Temperatura del aire en el interior de la cámara frigorífica (K).
De tal forma que utilizando la Ecuación 36 se puede obtener el flujo de aire:
�̇� =𝑄
𝑐𝑝 (𝑇𝑒 − 𝑇𝑖)=
12,01 kW
1,006kJ
kgK (30 − (−22))K
= 0,23kg
s
Y directamente se puede obtener el caudal utilizando la Ecuación 37:
�̇� =
�̇�
𝜌 (39)
�̇� =�̇�
𝜌=
0,23 kgs
1,394 + 1,1642
kgm3
= 0,1795 kg
s 3600 s
1 h= 646,21
m3
h
Por lo tanto, se acaba de comprobar el evaporador proporciona el caudal suficiente de
aire. Además, esta empresa plantea la posibilidad de la inclusión de un desescarche eléctrico
de elevada eficiencia que mejora el desescarche eléctrico estándar. Este sistema consiste en:
- Un elevado nº de resistencias de baja potencia.
- Resistencias introducidas en tubos de cobre.
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37
Ilustración 17: Comparativa entre desescarche eléctrico de alta eficiencia y desescarche eléctrico convencional [14].
Entre las ventajas del uso de este tipo de desescarches de alta eficiencia se encuentran:
- Mejora sustancial de la eficiencia energética, al ser la potencia total en el caso del
desescarche de alta eficiencia la mitad de la versión estándar.
- Mejor distribución del calor por la batería sin quedar zonas aisladas con escarcha
permanente por no llegar el calor.
- Menor formación de vapor de agua. Este vapor se produce habitualmente por exceso
de calor en las resistencias y asciende hasta el techo donde se vuelve a congelar
formando placas de hielo en el evaporador y techo de la cámara.
- Menor aportación de calor a la cámara que después debe ser absorbido por el sistema
de frío.
- Más duración de las resistencias por sufrir menos estrés y dilataciones al trabajar con
potencia y temperatura reducidas.
- El entubamiento de las resistencias mejora la transmisión del calor a la batería y
facilita el trabajo de sustitución.
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38
8.2.2. COMPRESOR
Para la obtención del compresor de la instalación, se ha recurrido al software
proporcionado por la empresa Bitzer, que, a partir de la potencia frigorífica del evaporador,
obtiene automáticamente el compresor idóneo para las necesidades del cliente. Por tanto,
estableciendo la carga frigorífica en el evaporador, las temperaturas de subenfriamiento y
sobrecalentamiento del refrigerante la salida del condensador y evaporador respectivamente,
se elige el compresor adecuado:
- Subenfriamiento: 5℃.
- Recalentamiento: 7℃.
Con los datos anteriores, el compresor elegido es el modelo 4NES-14Y-40P. A
continuación se muestran los datos más relevantes del compresor:
Ilustración 18 Datos relevantes del compresor.
Respecto a las características principales a destacar de este compresor, se encuentran:
- Alternativo, ya que cuenta con la acción de pistones que se encargan de proporcionar
la presión adecuada al refrigerante.
- Se trata de un compresor semihermético, es decir, no es totalmente cerrado, lo que
facilita su manipulación y arreglo cuando sea necesario cambiar una pieza o
arreglarlo.
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39
Ilustración 19: Ciclo frigorífico establecido en función del compresor.
8.2.3. CONDENSADOR
Para la elección de este componente, Se ha optado de nuevo por la elección de un
condensador de la marca FRIMETAL. En la parte de condensadores del catálogo, se
encuentra el cálculo de la capacidad nominal que debe tener el condensador para que
funcione correctamente, y se puede observar a continuación:
𝑄𝑛 = 𝑄𝑓
15
Δ𝑡 𝐹𝑐 𝐹𝑟 𝐹𝑎 (40)
donde:
- 𝑄𝑓 es la carga frigorífica que se debe extraer del recinto a refrigerar.
- 𝑄𝑛 es la potencia nominal utilizada para la búsqueda del condensador.
- 𝐹𝑐 es el factor de corrección debido a la diferencia entre la temperatura de
condensación y evaporación.
- 𝐹𝑟 es el factor de corrección debido a la elección del refrigerante.
- 𝐹𝑎 es el factor de corrección debido a la altitud.
Se procede a continuación con la obtención de todos los factores de corrección:
- Factor de corrección debido a la diferencia de temperaturas: Para ello, se utiliza la
gráfica propuesta en el catálogo:
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40
Ilustración 20: Gráfica para el cálculo del factor de corrección en función de la temperatura de condensación y
evaporación [14].
Sabiendo la temperatura de evaporación (𝑇𝑒𝑣𝑎𝑝 = −28℃) y la temperatura de
condensación (𝑇𝑐𝑜𝑛𝑑 = 40℃), y observando la Ilustración 24, se obtiene finalmente el
factor de corrección:
𝐹𝑐 = 1,62
- Factor de corrección debido al refrigerante: Al igual que con el evaporador, la
elección del refrigerante R404A supone un valor directo del factor de corrección,
estableciendo su valor por catálogo en:
𝐹𝑟 = 1
- Factor de corrección debido a la altitud: El catálogo ofrece el valor del factor de
corrección para unos valores determinados de altura, por lo tanto, será necesario
interpolar para obtener el valor preciso a la altura del emplazamiento elegido:
Ilustración 21: Valores del factor de corrección en función de la altitud [14].
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41
Debido a que en el caso del presente estudio la altitud se sitúa en 419 m, se realiza la
interpolación a continuación:
800 − 400
800 − 419=
1,06 − 1,03
1,06 − 𝑥⟹ 𝑥 = 1,0314 (41)
𝐹𝑎 = 1,0314
Teniendo en cuenta todos los datos anteriores, la carga nominal del condensador será:
𝑄𝑛 = 12,01 kW ·15
7· 1,62 · 1 · 1,01314 = 42,41 kW
Con la capacidad nominal que debe tener el condensador, en el catálogo se obtiene que
el más próximo por arriba es el modelo CBN-107, con una potencia nominal de 49,7 kW.
Este condensador está refrigerado por aire, es decir, utiliza el aire del ambiente para
enfriar el refrigerante provocando su cambio de fase a estado líquido. Su funcionamiento es
similar al evaporador: el refrigerante entra en estado de vapor recalentado al condensador, y
a medida que avanza por el conducto del propio condensador, la fase de vapor se va
convirtiendo en líquido, de tal forma que a la salida existe únicamente líquido.
8.2.4. VÁLVULA DE EXPANSIÓN
Para la selección de la válvula de expansión, se ha elegido el catálogo ofrecido por la
empresa Parker, cuyo proceso de selección es el siguiente:
1. Temperatura del refrigerante a la entrada de la válvula: Observando la Ilustración 26,
la temperatura de entrada del refrigerante es de 𝑇𝑒 = 31,6℃ = 88,88℉.
2. Caída de presión a través de la válvula: Se debe obtener mediante la diferencia de
presión del condensador y la presión del evaporador. La presión del condensador se
sitúa en 16,87 bar y la presión del evaporador se sitúa en 2,20 bar, por tanto, la
diferencia de presión será de:
∆𝑃 = 𝑃𝑐𝑜𝑛𝑑 − 𝑃𝑒𝑣𝑎𝑝 = 16,87 bar − 2,2 bar = 14,67 bar = 212,77 psi (38)
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42
3. Selección de la válvula en las tablas de capacidad: Con una temperatura de
evaporación en el caso del presente estudio técnico cercana a 𝑇𝑒𝑣𝑎𝑝 = −20℉, y una
capacidad de refrigeración de la instalación de 𝑄𝑔𝑙𝑜𝑏𝑎𝑙 = 12,01 kW = 3,41 Tn ref
en catálogo obtenemos un tipo de válvula denominada S (Ext), con una capacidad
nominal de refrigeración de 𝑄𝑛 = 6 Tn ref.
4. Necesidad de inclusión de un ecualizador externo: En este caso, se va a optar por la
ecualización externa de la válvula, de tal forma que el lado de abajo del diafragma es
aislado de la presión de salida de la válvula usando un material de empaque alrededor
de las barras de empuje, o en su defecto, con barras de empuje que han sido ajustadas
estrechamente. La presión del evaporador se transmite al diafragma por medio de un
tubo que conecta la línea de succión del compresor, cerca de la salida evaporador,
con la conexión de ecualizador externo de la válvula. La conexión externa está unida
a un pasadizo que termina en el lado de abajo del diafragma. El proceso se muestra
en la Ilustración 22:
Ilustración 22: Ejemplo de válvula de expansión ecualizada externamente [15].
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43
De tal forma que el comportamiento de la válvula de expansión se puede explicar en
función de las diferentes presiones que interactúan sobre la misma:
𝑃𝑏 = 𝑃𝑒 + 𝑃𝑟 (42)
donde:
- 𝑃𝑏 es la presión de bulbo. Es la presión media a la salida del evaporador. Actúa sobre
la parte superior de la membrana de la válvula y tiende a abrir la misma.
- 𝑃𝑒 es la presión de evaporación. Es la presión a la entrada del evaporador. Actúa
sobre la parte inferior de la membrana y tiende a cerrarla.
- 𝑃𝑟 es la presión de resorte. Es la fuerza de un muelle que actúa directamente sobre el
vástago de la válvula.
En definitiva, se pueden dar dos condiciones principales:
1. 𝑃𝑏 > 𝑃𝑒 + 𝑃𝑟 → La válvula se abre.
2. 𝑃𝑏 < 𝑃𝑒 + 𝑃𝑟 → La válvula se cierra.
Como se puede observar, el recalentamiento obtenido en ese caso para diferentes
condiciones de funcionamiento de la válvula de expansión, se ha obtenido un
subenfriamiento de 5℃, por tanto, la suposición empleada a la hora de la elección del
compresor se puede considerar válida.
5. Selección del tipo de cuerpo: Observando el catálogo, es necesario escoger una
válvula tipo S porque es la única compatible con las conexiones de entrada (5/8’’) y
salida (7/8’’) de la válvula.
6. Selección de la carga Termostática Selectiva: Se obtiene del mismo catálogo una
carga tipo SZP.
Finalmente, el modelo elegido de es: SSE-6 x 7/8’’ x 1-1/8’’ x 1/4’’ODF x 5’
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44
A continuación, se muestra una tabla resumen de los componentes elegidos hasta el
momento:
Modelo
Evaporador PIB-2150
Compresor 4NES-14Y-40P
Condensador CBN-107
Válvula de expansión SSE-6 x 7/8" x 1-1/8" x 1/4" ODF x 5"
Tabla 10: Resumen de los componentes elegidos.
8.2.5. TUBERÍAS
La elección de los diámetros de las tuberías se debe realizar teniendo en cuenta los
diámetros normalizados de las mismas, que se pueden observar en la Ilustración 23:
Ilustración 23: Diámetros normalizados de tuberías [16].
Para la elección de las tuberías, se ha optado por el software Solkane, que proporciona
las medidas y materiales idóneos para cada tipo de tubería, ya que se debe diferenciar entre
tubería de aspiración, de descarga y de líquido:
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45
- Tubería de aspiración:
Ilustración 24: Diámetro interior de la tubería de aspiración.
- Tubería de descarga:
Ilustración 25:Diámetro interior de la tubería de descarga.
- Tubería de líquido de alta presión:
Ilustración 26: Diámetro interior de la tubería de líquido.
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46
Para la comprobación de la correcta elección de los diámetros de las tuberías, es
necesario calcular el diámetro que debería tener cada tubería en función de las pérdidas de
carga que se producen por el paso del fluido. Existen varios criterios para la selección de los
diámetros, pero en este caso se va a utilizar el criterio de velocidad, en el que las velocidades
mínimas que tendrá el gas en los tramos de aspiración y descarga (referentes a la entrada y
la salida del compresor) deben ser las siguientes:
- Tramo horizontal: Velocidad de 2,5 m/s.
- Tramo vertical: Velocidad de 5 m/s.
Los datos proporcionados anteriormente se consideran valores normales, pero también
es necesario establecer unos valores máximos para tomar precauciones, de tal forma que no
se superen en ningún momento:
- Aspiración y descarga del refrigerante: Velocidad máxima de 14 m/s [16].
- Entrada y salida de la válvula de expansión (tramo líquido): Velocidad comprendida
entre los valores de 0,5 y 1 m/s [16].
Para determinar la velocidad, primero se debe obtener el flujo másico de refrigerante en
la instalación. conocida la potencia frigorífica de la misma y teniendo en cuenta la diferencia
de entalpías del evaporador se puede calcular directamente. En la Ecuación (50) se refleja el
resultado:
𝑄𝑡 = �̇�∆ℎ = �̇� (ℎ𝑓 − ℎ𝑜) → �̇� =𝑄𝑡
(ℎ𝑓 − ℎ𝑜) (43)
�̇� =12,01 𝑘𝑊
(356,6 − 246,3)𝑘𝐽𝑘𝑔
= 0,109 𝑘𝑔
𝑠
Una vez conocido el flujo másico que circula por la instalación, se procede con la
expresión de la velocidad en función de dicho parámetro teniendo en cuenta el caudal que
circula por un conducto, la sección del mismo y la misma velocidad:
�̇� = 𝑆 𝑣 (44)
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47
La ecuación anterior se puede modificar teniendo en cuenta la densidad del refrigerante,
de tal forma que finalmente:
𝑚 ̇
𝜌= 𝜋
𝐷2
4𝑣 → 𝐷 = √
4 𝑚 ̇
𝜋 𝑣 𝜌 (45)
Y para el cálculo de la densidad, teniendo en cuenta los volúmenes específicos al
principio y al final del tramo estudiado, se realiza la media de ambos y se obtiene la densidad
a tener en cuenta en dicho tramo:
𝜌 =1
𝑣𝑖 + 𝑣𝑓
2
(46)
Teniendo en cuenta la Ecuación (52) y la Ecuación (54), finalmente se puede expresar
el diámetro en función de todos los valores conocidos:
𝐷 =√
4 𝑚 ̇
𝜋 𝑣 1
𝑣𝑖 + 𝑣𝑓
2
(47)
1. Tramo de entrada y salida del compresor: Para el cálculo de la densidad en el
tramo estudiado, se ha realizado en base a una media entre los dos puntos
extremos de cada caso: inicio y final del tramo estudiado.
Entrada al compresor: Las condiciones de temperatura y presión a la entrada
y salida del mismo se pueden obtener de la Ilustración (31):
𝐷 =√
4 · 0,109𝑘𝑔𝑠
𝜋 · 14𝑚𝑠 ·
191,04 + 91,04
2𝑘𝑔
𝑑𝑚3 ·1000 𝑑𝑚3
1 𝑚3
= 30,04 𝑚𝑚
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48
Salida del compresor:
𝐷 =√
4 · 0,109𝑘𝑔𝑠
𝜋 · 14𝑚𝑠 ·
114,54 + 14,54
2 ·𝑘𝑔
𝑑𝑚3 ·1000 𝑑𝑚3
1 𝑚3
= 12 𝑚𝑚
2. Tramo de entrada y salida de la válvula de expansión: Para el caso de la tubería
de líquido, se debe escoger únicamente el valor inicial del volumen específico ya
que al final del mismo, el refrigerante se encuentra en estado saturado y por tanto
el volumen específico del mismo en estado saturado no coincide con el volumen
específico del líquido.
𝐷 =√
4 · 0,109𝑘𝑔𝑠
𝜋 · 1𝑚𝑠 ·
10,99
2 ·𝑘𝑔
𝑑𝑚3 ·1000 𝑑𝑚3
1 𝑚3
= 8,28 𝑚𝑚
Como se puede observar, los diámetros elegidos para las tuberías en los 3 casos
estudiados superan los valores mínimos permitidos, por tanto, observando la Ilustración 23,
los diámetros elegidos para cada línea de la instalación frigorífica son los siguientes:
- Línea de aspiración: 𝐷𝑖𝑛𝑡 = 39 mm; 𝑫𝑵 = 𝟏 − 𝟓/𝟖"
- Línea de descarga: 𝐷𝑖𝑛𝑡 = 14,27 mm; 𝑫𝑵 = 𝟓/𝟖"
- Línea de líquido: 𝐷𝑖𝑛𝑡 = 14,27 mm; 𝑫𝑵 = 𝟓/𝟖"
8.2.6. SISTEMAS DE GESTIÓN DE LA INSTALACIÓN
- Depósito de líquido: Este componente se encarga (en caso de que fuera necesario) de
la compensación de la variación de volumen del refrigerante debidas a las diferencias
de temperaturas y a las aperturas de la válvula de expansión que regula el flujo
entrante al evaporador. En este caso, se va a optar por la elección de un depósito
vertical, y el volumen del mismo se establecerá como 1,25 veces el valor del volumen
interno del evaporador. Por tanto, al contar el evaporador elegido con 38,5l, el
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49
volumen mínimo del depósito elegido será de 48,13 l. El modelo que más se acerca
a dicho valor por arriba es el RLVCY 500.
- Filtro deshidratador: Se encarga de eliminar las impurezas como partículas sólidas o
humedad. En este caso, gracias al programa CoolSelector, el componente elegido
será un filtro DML 055s teniendo en cuenta una conexión de 5/8”.
- Visor de líquido: Se suelen instalar en la tubería de líquido entre el filtro secador y
la válvula de expansión, y se utilizan para controlar el estado del refrigerante.
Utilizando el catálogo proporcionado por la empresa Carly, para el refrigerante
R404A se obtiene un visor de líquido de modelo VCYL 35 S. También se ha elegido
otro visor para la línea del aceite del compresor, de tal forma que el modelo elegido
para esta aplicación es el VCYL 35 S.
- Válvula solenoide: Su función principal es la regulación y el control del líquidos o
gases de tal forma que un solenoide (o imán) se encarga de provocar el cierre de la
válvula mediante un impulso electromagnético. Se va a escoger una válvula para la
línea de líquido y se posicionará entre la válvula de expansión y el depósito de
líquido. Con el programa CoolSelector, se obtiene que la válvula idónea es la que
corresponde al modelo EVR 10 man v2.
- Presostatos de alta y baja presión: Se utilizan para la regulación de la presión, y en
caso de producirse un valor de presión fuera del intervalo establecido, emiten una
alerta. Se van a acoplar presostatos a la entrada del compresor (presostato de baja
presión) y a la salida del compresor (presostato de alta presión):
Presostato de baja presión: KP1 060-5236.
Presostato de alta presión: KPU6B 060-5603.
- Termostato: Se encarga de controlar la temperatura de los fluidos con los que el
refrigerante intercambia calor, bien el evaporador o en el condensador y controlar el
funcionamiento de la máquina si la temperatura de los fluidos sobrepasa o desciende
de ciertos valores. En este caso se ha optado por la elección del modelo RT11 017-
508366 gracias al software CoolSelector.
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50
- Separador de aceite: Se encarga de la separación del aceite lubricante que contiene
el refrigerante en la etapa de compresión y también se encarga de retornarlo hacia el
compresor. Se ha elegido un separador OUB 4 elegido con el software CoolSelector.
- Filtro de aceite: Se encarga de la limpieza de las impurezas del aceite en los
compresores evitando de esta forma posibles impurezas. Se opta por la elección del
modelo HCYF 84 de la empresa Carly.
8.2.7. RESUMEN
En este apartado se realiza un resumen de de los componentes elegidos hasta el momento
en la Tabla 11
Modelo
Evaporador PIB-2150
Compresor 4NES-14Y-40P
Condensador CBN-107
Válvula de expansión SSE-6 x 7/8" x 1-1/8" x 1/4" ODF x 5"
Tuberías
Aspiración: DN = 1-5/8"
Descarga: DN = 5/8"
Líquido: DN = 5/8"
Depósito de líquido RLCVY 500
Filtro deshidratador DML 055s
Visor de líquido VCYL 35S
Válvulas solenoides EVR 10 man V2
Presostato alta presión KPU6B 060-5603
Presostato baja presión KP1 060-5236
Termostato RT11 017-508366
Separador de aceite EMERSON 250-0007
Filtro de aceite HCYF 84
Humidostato W43C-9100
Tabla 11: Resumen de los componentes elegidos.
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51
9. CICLO DE REFRIGERACIÓN
9.1. OBTENCIÓN DEL CICLO
En este apartado se va a tratar el conjunto de transformaciones por las cuales el
refrigerante debe pasar para absorber el calor en el evaporador y cederlo en el condensador.
El ciclo ideal que seguiría el refrigerante a lo largo del circuito son ideales y no se producen
pérdidas. Sin embargo, el ciclo real seguido por el refrigerante no se producen las
transformaciones de forma ideal y por tanto se proceden pérdidas debido a varios factores:
- En el caso del compresor, las pérdidas producidas se deben a la entropía generada
durante el proceso de aumento de presión del refrigerante, de tal forma que se puede
establecer un rendimiento isentrópico que más tarde se establecerá para hacer
coincidir la potencia real consumida del compresor elegido y la potencia del
compresor evaluado por el software Solkane:
𝜂𝑖𝑠𝑒𝑛𝑡 =Δℎ𝑖𝑑𝑒𝑎𝑙
Δℎ𝑟𝑒𝑎𝑙=
ℎ2′ − ℎ1
ℎ2 − ℎ1 (48)
donde:
ℎ2
′ es la entalpía correspondiente a las condiciones de entropía del punto 1.
ℎ2 es la entalpía para diferentes condiciones del punto 1.
ℎ1 es la entalpía del punto 1.
- En el caso del evaporador y el condensador, se producen pérdidas de carga debido a
los materiales de los conductos, la geometría de los mismos, etc. Por ello, según
catálogo, corresponde una pérdida de carga de Δ𝑃𝑐𝑜𝑛𝑑 = 0.02 𝑏𝑎𝑟 y para el caso del
evaporador Δ𝑃𝐸𝑣𝑎𝑝 = 0.02 𝑏𝑎𝑟.
- A la salida del evaporador se produce un recalentamiento, que, aunque disminuye un
poco la eficiencia de la instalación, asegura que la cantidad de vapor saturado que
entre al compresor sea nula.
Una vez introducidas todas las pérdidas que se producen en el transcurso del refrigerante
a lo largo de la instalación, se procede con el software Solkane, que permite graficar en un
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52
diagrama p-h de forma detallada del ciclo de refrigeración teniendo en cuenta las pérdidas
de carga en el condensador y en el evaporador, el rendimiento isentrópico y el
recalentamiento y subenfriamiento del refrigerante:
1. En primer lugar, se deben establecer las condiciones del evaporador (temperatura de
evaporación del refrigerante, recalentamiento a la salida del mismo, pérdida de
presión y capacidad frigorífica) y del condensador (temperatura de condensación del
refrigerante, subenfriamiento a la salida del mismo y pérdida de presión).
2. Después se debe establecer el rendimiento isentrópico del compresor. Para ello, se
debe buscar un valor que haga coincidir la potencia proporcionada por el software
con la potencia real que consume el compresor definida en el catálogo. Por tanto, el
valor del rendimiento que determina dicha potencia es de 𝜂𝑖𝑠𝑒𝑛𝑡 = 0,607.
En las Ilustraciones siguientes se muestran los datos proporcionados al software y el
ciclo final obtenido.
Ilustración 27: Datos proporcionados al software Solkane.
Ilustración 28: Propiedades del ciclo calculadas por el software Solkane.
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53
Ilustración 29: Parámetros obtenidos mediante el software Solkane.
Ilustración 30: Ciclo termodinámico de la instalación en coordenadas p-h
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54
Ilustración 31: Ciclo termodinámico de la instalación en coordenadas t-s
Como se puede observar en la Ilustración 31, la compresión del refrigerante no se
produce de forma isentrópica ya que la línea que determina la acción del compresor no es
vertical, y por tanto las condiciones de entropía a la entrada y a la salida del compresor
difieren.
9.2. OBTENCIÓN DE LA EFICIENCIA
También es necesario establecer la eficiencia del ciclo obtenido mediante el software
utilizado. La eficiencia de una máquina térmica se define como un dispositivo que, operando
de forma cíclica, toma calor de un foco caliente, realiza un trabajo y expulsa calor al foco
frío (normalmente se suele establecer dicho foco frío como el ambiente). Por tanto:
𝜂 =
𝑊
𝑄𝑎𝑝=
𝑄𝑎𝑝 − 𝑄𝑐𝑒𝑑
𝑄𝑎𝑝 (49)
donde:
- 𝑊 es el trabajo realizado por la máquina térmica.
- 𝑄𝑎𝑝 es el calor absorbido por la máquina térmica del foco caliente.
- 𝑄𝑐𝑒𝑑 es el calor cedido por la máquina térmica al foco frío
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55
Ilustración 32: Máquina térmica general [17].
Por otro lado, como ya se adelantó en el apartado 9.1.1, una máquina térmica se puede
configurar de tal forma que funcione de manera contraria a la máquina térmica convencional:
absorbe calor de un foco frío (normalmente el medio que se quiere refrigerar) y con la ayuda
de un trabajo aportado de forma externa, cede calor al foco caliente (normalmente el
exterior). Por eso mismo, para determinar la eficiencia de una máquina frigorífica que
funcionar de forma reversible, es necesario introducir el concepto de la eficiencia de Carnot,
que se define como la eficiencia ideal que tendría una máquina frigorífica que trabaja entre
dos focos de temperatura distintos.
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56
Ilustración 33: Ciclo de Carnot invertido en coordenadas T-s [18].
Ilustración 34: Ciclo de Carnot invertido en coordenadas p-v [19].
La eficiencia del ciclo de Carnot invertido se puede expresar en función de las
temperaturas de los focos que intervienen en el proceso, como se puede observar en la
Ecuación
휀 =
𝑇2
𝑇1 − 𝑇2 (50)
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57
Para el caso de la máquina frigorífica diseñada se obtiene una eficiencia de Carnot:
휀𝐶𝑎𝑟𝑛𝑜𝑡 =𝑇2
𝑇1 − 𝑇2=
(273,15 − 22)K
[273,15 + 30 − (273,15 − 22)]K= 4,83
Y la eficiencia real de la instalación frigorífica sería de:
휀 =11,8 kW
7,65 kW= 1,54
Como se puede observar, hay una diferencia bastante significativa entre la eficiencia de
Carnot de una máquina frigorífica y su eficiencia real, y expresando la diferencia en
porcentaje:
% Valor =휀
휀𝐶𝑎𝑟𝑛𝑜𝑡∗ 100% = 31,89 %
Se puede apreciar que el valor de la eficiencia de la máquina frigorífica es de un 32% del
valor de la eficiencia de Carnot.
10. COMPARATIVA DE REFRIGERANTES
Antes de realizar la comparativa entre los diferentes refrigerantes utilizados en el
mercado actual, es necesario establecer una clasificación que los distinga. Para ello, se van
a clasificar según:
- Según su composición química:
CFC (Clorofluorocarburos): Se componen de átomos de cloro, flúor y carbono.
Destruyen la capa de ozono y también contribuyen al efecto invernadero.
HCFC (Hidrogenoclorofluorocarburos): Son compuestos formados por átomos
de hidrógeno, cloro, flúor y carbono. Contribuyen a la destrucción de la capa de
ozono como los anteriores, pero en menor medida, al igual que su contribución
al aumento del efecto invernadero.
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58
HFC (Hidrogenoflorocarburos): Su composición se basa en átomos de hidrógeno,
flúor y carbono. No destruyen la capa de ozono, sin embargo, contribuyen al
aumento del efecto invernadero.
HC (Hidrogenocarburos): Compuestos únicamente por átomos de hidrógeno y
carbono. Ayudan al aumento del efecto invernadero y tienen una gran capacidad
de inflamabilidad.
- Según el mantenimiento de su composición química:
Mezclas zeotrópicas: Se llama así a las mezclas formadas por dos o más
componentes (refrigerantes puros) de diferente volatilidad. Cuando estas mezclas
se evaporan o se condensan en un sistema de refrigeración, su composición y su
temperatura de saturación cambian.
Mezclas azeotrópicas: Se llama así a las mezclas de dos o más componentes de
diferente volatilidad, las cuales, al ser utilizadas en un sistema de refrigeración,
NO cambian su composición ni su temperatura de saturación al hervir en el
evaporador, o se condensan a una presión constante. Generalmente el punto de
ebullición resultante de una mezcla azeotrópica, es menor o igual que el del
componente con el más bajo punto de ebullición.
Se va a proceder con la comparativa de los refrigerantes estudiados en relación a varios
aspectos:
- La contribución al efecto invernadero: Para definir la capacidad de contribución al
efecto invernadero de los refrigerantes, se utiliza el GWP (Global Warning
Potencial), estableciendo como referencia al dióxido de carbono con un valor de la
unidad. Además, también se introdujo el término ODP (Ozone Depleption
Potencial), que especifica la capacidad de destrucción de la capa de ozono de cada
refrigerante. En la Tabla 12 se muestran los valores de los refrigerantes estudiados:
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59
Refrigerante ODP (R-11 = 1) GWP (CO2 = 1)
R-23 0 11700
R-124 0,022 480
R-125 0 2800
R-134A 0 1300
R-404A 0 3260
R-410A 0 1725
R-507 0 3300
R-11 1 200
R-502 0,33 4660
R-717 0 0
Tabla 12: Valores de ODP y GWP de varios refrigerantes [20].
- Capacidad frigorífica: La capacidad frigorífica define la importancia de un
refrigerante para absorber calor en su paso por el evaporador. Sobresale, por tanto,
el R-717, muy por encima del resto; la anchura del segmento de evaporación en su
caso, en un diagrama p-h, es la mayor en los fluidos utilizados habitualmente. Esto
hace que su uso en instalaciones de mediano o gran tamaño sea en ocasiones muy
adecuado. En el resto de los fluidos se aprecia una variación muy pequeña en las
cifras, todas ellas bastante similares. Todos los datos se pueden observar en la Gráfica
Ilustración 35: Comparación de la capacidad frigorífica de varios refrigerantes [20].
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60
- Calor expulsado al exterior: Se trata del calor cedido en el condensador y,
nuevamente, el único sobresaliente viene a ser el R-717, con cifras relevantes que
repercutirán en las instalaciones necesarias. En este parámetro las gráficas, aunque
cuentan con carácter decreciente, tiene pendientes muy pequeñas. Todos los datos se
pueden observar en la Gráfica 2.
Ilustración 36: Comparación de calor cedido en varios refrigerantes [20].
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61
11. MOTOR DIMENSIONADO TENIENDO EN CUENTA
LA POTENCIA DEL COMPRESOR
En este apartado se va a tratar de dimensionar el motor necesario del vehículo teniendo
en cuenta la potencia del compresor. Para ello, se ha optado por la elección del motor del
modelo de furgoneta 35C15 de la marca IVECO. Se ha elegido esta furgoneta porque las
medidas de la cámara que podría albergar concuerdan con las medidas de la cámara del
presente proyecto. Las características representativas del motor son las siguientes:
- 𝑉𝑡 = 2998 cm3 (Cilindrada total).
- 𝑁 = 4 (Número de cilindros).
- 𝑆 = 104 mm (Carrera de los cilindros).
- 𝐷 = 95,8 mm (Diámetro de los cilindros).
Para el dimensionado del motor, se ha elegido un punto de la arbitrario de potencia y
régimen de giro:
- 𝑃 = 108,22 CV = 79 kW (Potencia máxima).
- 𝑛 = 2000 rpm (Régimen de giro a potencia máxima).
Una vez introducidos todos los datos del motor escogido de modelo, se procede con la
expresión que determina la potencia del motor en función de la cilindrada y la presión
efectiva:
𝑁𝑒 = 𝑉𝑢 · 𝑧 · 𝑃𝑀𝐸 · 𝑛 · 𝑛′ (51)
Con los datos proporcionados por el catálogo, se puede calcular la presión media
efectiva, de tal forma que:
𝑃𝑀𝐸 =𝑁𝑒
𝑉𝑢 · 𝑧 · 𝑛 · 𝑛′=
108,22 CV ·0,73 kW
1 CV
2998 cm3 ·1 m3
106 cm3 · 2000revmin ·
1 min60 s ·
1 ciclo2 rev
·1 bar
102 kJm3
𝑃𝑀𝐸 = 15,81 bar
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Una vez conocida la presión media efectiva, se calculan los valores del diámetro y la
carrera que debería tener el motor sobredimensionado que proporciona la potencia necesaria
al compresor. Por tanto, la nueva potencia máxima del motor será:
𝑁𝑒
′ = 𝑁𝑒 + 𝑁𝑐𝑜𝑚𝑝 = 79 kW + 7,58 kW = 86,58 kW
Recurriendo de nuevo a la Ecuación 63, se obtiene el nuevo valor de la cilindrada útil
suponiendo constante la presión media efectiva calculada anteriormente:
𝑉𝑢′ =
𝑁𝑒′
𝑃𝑀𝐸 · 𝑛 · 𝑛′ · 𝑧
𝑉𝑢′ =
86,58 kW
15,81 bar ·102 kJ
m3
1 bar· 2000
revmin ·
1 min60 s ·
1 ciclo2 rev · 4 cil
·106 cm3
1 m3= 821,44 cm3
Y suponiendo una relación de carrera/diámetro constante:
ℎ
𝐷=
104 mm
95,8 mm= 1,09
𝑉𝑢′ = 𝜋 ·
(𝐷′)2
4· ℎ′ = 𝜋 ·
(𝐷′)2
4· 1,09𝐷′
𝐷′ = √𝑉𝑢
′ · 4
𝜋 · 1,09
3
= √821,44 cm3 · 4
𝜋 · 1,09
3
= 9,863 cm = 98,63 mm
ℎ′ = 1,09𝐷′ = 107,5 mm
Como se puede observar, los cambios en el diámetro y en la carrera son insignificantes,
aunque se debe decir que la cilindrada unitaria ha aumentado casi un 10%, suponiendo un
cambio considerable.
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63
12. PRESUPUESTO
Por último, se va a realizar un presupuesto estimado de todos los materiales y
componentes elegidos para el diseño de la cámara frigorífica. Los precios unitarios y total
se pueden observar en la Tabla 13:
Material Elemento Área (m2) Precio
(€/m2) Precio unit (€) Cantidad Precio (€)
Corcho
Pared 9,24 13,8 127,512 2 255,024
Suelo/Techo 9,24 13,8 127,512 2 255,024
Frontal 8,41 13,8 116,058 1 116,058
Acople 2,16 13,8 29,808 1 29,808
Puerta 4,205 13,8 58,029 2 116,058
Fibra de
vidrio
Pared 8,64 4,51 38,9664 2 77,9328
Suelo/Techo 8,64 4,51 38,9664 2 77,9328
Frontal 7,84 4,51 35,3584 1 35,3584
Acople 1,59 4,51 7,1709 1 7,1709
Puerta 4,205 4,51 18,96455 2 37,9291
Poliestireno
expandido
Pared 8,06 5,9 47,554 2 95,108
Suelo/Techo 8,06 5,9 47,554 2 95,108
Frontal 7,29 5,9 43,011 1 43,011
Acople 1,04 5,9 6,136 1 6,136
Puerta 4,205 5,9 24,8095 2 49,619
Lana de
roca
Pared 7,5 6,59 49,425 2 98,85
Suelo/Techo 7,5 6,59 49,425 2 98,85
Frontal 6,76 6,59 44,5484 1 44,5484
Acople 0,51 6,59 3,3609 1 3,3609
Puerta 4,205 6,59 27,71095 2 55,4219
Acero Estanterías 5,59 30 167,7 2 335,4
Total aislantes 1598,3092
Total estanterías 335,4
Tabla 13: Precio estimado de los productos conformados por componentes.
En la Tabla 13 se han mostrado los precios de los componentes que se pueden dividir en
elementos individuales debido a que precisan una construcción previa. Por último, en la
Tabla 14 se muestra el presupuesto en el que se ha desglosado el IVA y se muestran las
cantidades y precio unitario de cada producto elegido de catálogo:
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Productos Precio unit (€) Descuento
(%)
Precio
Descuento Cantidad Total
Aislantes 1598,3092 15 1358,56282 1 1358,56282
Estanterías 335,4 5 318,63 1 318,63
Compresor 2260 0 2260 1 2260
Evaporador 7295 0 7295 1 7295
Condensador 5427 0 5427 1 5427
Válvula expansión 119 0 119 1 119
Depósito de líquido 52,4 0 52,4 1 52,4
Separador de aceite 75,9 0 75,9 1 75,9
Filtro de cartucho 82,65 0 82,65 1 82,65
Válvula solenoide 42,8 0 42,8 1 42,8
Filtro secador 20,92 0 20,92 1 20,92
Presostato baja 37,4 0 37,4 1 37,4
Presostato alta 37,4 0 37,4 1 37,4
Visor de líquido 15,3 0 15,3 1 15,3
Total Bruto 17142,9628
I.V.A. (%) 21 3600,02219
Total presupuesto 20742,985
Tabla 14: Presupuesto del estudio técnico.
En resumen, la ejecución del estudio técnico costará un precio de 20742,985 €.,
13. CONCLUSIONES
A lo largo del presente estudio técnico se ha llevado a cabo la planificación y el diseño
De una instalación frigorífica acoplada a un vehículo, con el fin de transportar y conservar
los helados para su posterior consumo.
Los objetivos propuestos en un principio han sido alcanzados y se han completado, con
diversas dificultades originadas por la búsqueda de información, pero han sido resueltas
durante el proceso de ejecución.
La utilización del refrigerante R404A supone una contribución al aumento del efecto
invernadero, pese a que dicho refrigerante no tiene ningún efecto sobre la capa de ozono.
Por tanto, en caso de realizar la construcción de la instalación frigorífica planteada en el
presente estudio técnico, debería estudiarse la posibilidad de una adecuación de la instalación
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65
para el uso de otro refrigerante, ya que a partir a partir de cierto punto los refrigerantes HFC
no se podrán usar.
Los componentes elegidos suponen que la eficiencia del ciclo no alcance un valor de 2.
Esto quiere decir que, en comparación con otras máquinas frigoríficas, la instalación
planteada no es tan eficiente como podría llegar a serlo, aunque también se debe tener en
cuenta que el compresor está trabajando con un rango de temperaturas muy elevado, desde
la temperatura de evaporación situada en -22℃ hasta la temperatura de condensación situada
en 30℃.
La consideración de la temperatura ambiente en torno a los 30℃ no es correcta, debido
a que en el emplazamiento elegido las temperaturas durante la época estival suelen rondar
los 35℃. La justificación de la elección de dicha temperatura se basa en dos razones
principales:
- La temperatura del aire que fluye por la cámara frigorífica no se puede establecer en
35℃ ya que la suposición de dicho valor se consideraría errónea, debido a que el aire
en movimiento suele disminuir su temperatura con respecto al aire sin la presencia
de una corriente.
- En caso de haber supuesto una temperatura mayor, la eficiencia del ciclo (que ya de
por sí es baja) hubiese descendido drásticamente, obteniendo valores cercanos a 1 e
incluso menores.
El sobredimensionamiento del motor se ha realizado para tener una idea de la potencia
que consume el compresor en relación a la potencia útil que puede desarrollar el vehículo:
se puede observar que los parámetros característicos del motor (diámetro y carrera de los
cilindros) no han cambiado sustancialmente, sin embargo, la cilindrada unitaria ha variado
significativamente, aumentando su valor un 10%, es decir, que para cambios relativamente
pequeños de los parámetros más relevantes del motor, se corresponde con un aumento
importante de la cilindrada. También se debe destacar que se ha elegido dicho régimen de
revoluciones ya que los motores de ese tipo suelen trabajar en torno a las 2000-2500 rpm.
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66
La eficiencia del ciclo se ha establecido en un valor de aproximadamente un 34% de la
eficiencia de Carnot entre las temperaturas diseñadas. Dicho resultado explica que la
instalación diseñada no es de las más eficientes.
El presupuesto realizado tanto de las estanterías como el de los aislantes se ha ejecutado
sin tener en cuenta el espesor de las placas, debido a falta de información en cuanto a precios
de placas del espesor utilizado.
Para el cálculo del coeficiente interior de convección, se ha utilizado un proceso iterativo
basado en:
- En primer lugar, se ha calculado en función a los parámetros que ofrece el evaporador
(caudal y sección).
- En segundo lugar, se ha calculado el coeficiente global de transferencia de calor
utilizando el valor calculado.
- A continuación, se han calculado las cargas térmicas, y, en consecuencia, la carga
térmica global.
- Posteriormente, se ha calculado el flujo másico de aire, y con ello el caudal necesario.
- Finalmente, con el caudal y la sección de los ventiladores se puede calcular la
velocidad del aire y con ello el coeficiente interior de convección.
Y se ha demostrado que el coeficiente global de transferencia de calor no se ve apenas
modificado.
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14. PLANOS
Para facilitar la comprensión de la instalación frigorífica, se ha optado por realizar un
esquema frigorífico que cuenta con todas las tuberías, como se puede ver en la Ilustración
33 que se ha realizado con el software QElectrotech., en donde se pueden distinguir los
siguientes componentes con su marca de identificación:
Designación eqt Etiqueta
Depósito 1
Separador de aceite 2
Filtro de aceite 3
Válvula de expansión 4
Válvula solenoide 5
Filtro deshidratador 6
Presostato Baja 7
Compresor 8
Visor de líquido 9
Evaporador techo 10
Cámara 11
Presostato Alta 12
Condensador 13
Tabla 15: Conjunto de elementos de la instalación frigorífica.
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Ilustración 37: Circuito frigorífico normalizado
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15. ANEXOS
15.1. ANEXO EVAPORADOR
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15.2. ANEXO CONDENSADOR
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79
15.3. ANEXO COMPRESOR
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80
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81
15.4. ANEXO VÁLVULA DE EXPANSIÓN
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83
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84
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85
15.5. ANEXO DEPÓSITO DE LÍQUIDO
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86
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87
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88
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89
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90
15.6. ANEXO FILTRO DESHIDRATADOR
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93
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94
15.7. ANEXO VISOR DE LÍQUIDO
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96
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97
15.8. ANEXO FILTRO DE ACEITE
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98
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99
15.9. ANEXO SEPARADOR DE ACEITE
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100
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101
15.10. ANEXO MOTOR MODELO PARA EL
SOBREDIMENSIONADO
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102
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103
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104
16. REFERENCIAS
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https://es.climate-data.org/europe/espana/andalucia/linares-57058/
[2]. Weatheronline. Disponible en: https://www.woespana.es/
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Madrid: A.Madrid Vicente, Ediciones, 1995.
[4]. Turmero Pablo. Transmisión de calor. Disponible en
https://www.monografias.com/docs114/transmision-del-calor/transmision-del-calor2.shtml
[5]. DEPARTAMENTO DE FÍSICA APLICADA 1 (UNIVERSIDAD DE SEVILLA):
Prácticas de tecnología de fluidos y calor.
[6]. Fernando Cruz Peragón et al: “Ingeniería Térmica II”
[7]. READER.DIGITALBOOKS.COM: Disponible en:
http://reader.digitalbooks.pro/content/preview/books/39119/book/OEBPS/Text/chapter1.ht
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[8] Pedro Fernández Diez. Disponible en: http://es.pfernandezdiez.es/
[9]. ENERGIAEUMATICA.COM. Disponible en:
http://www.energianeumatica.com/compresores-de-tornillo-lubricado.html
[10]. REFRIGERACIÓNHAVC.BLOGSPOT. Disponible en:
http://refrigeracionhavc.blogspot.com/2017/01/condensadores-enfriador-por-aire.html
[11]. DIRECTINDUSTRY. Disponibles en:
http://www.directindustry.es/prod/bitzer/product-17562-581060.html
[12]. TSOLUCIONA.COM. Disponible en:
https://t-soluciona.com/noticias/condensadores-evaporativos-teva/
[13]. Idoia Arnabat (Mayo 2016): La válvula de expansión T2 de Danfoss cumple 50 años
en plena forma. Disponible en:
https://www.caloryfrio.com/aire-acondicionado/aire-instalaciones-componentes/la-valvula-
de-expansion-t2-de-danfoss-cumple-50-anos-en-plena-forma.html
[14]. FRIMETAL (2019): Catálogo general.
[15]. Parker Y Sporlan (Junio 2011): Boletín 10-9 (S1).
[16]. Fran Enríquez (2019): “Diseño y cálculo de tuberías frigoríficas (I)”. Disponible en:
https://coolproyect.es/2017/05/07/diseno-y-calculo-de-tuberias-frigorificas-i/
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105
[17]. Departamento de Física Aplicada III, Universidad de Sevilla: “Máquinas térmicas
(GIE)”. Disponible en:
http://laplace.us.es/wiki/index.php/M%C3%A1quinas_t%C3%A9rmicas_(GIE)
[18].
[19]. MONTE.UPM. Disponible en:
http://www2.montes.upm.es/dptos/digfa/cfisica/termo2p/carnot.html
[20]. E. García Ortiz et al: “Análisis comparativo de las características básicas de los fluídos
refrigerantes más utilizados”