UNIVERSIDAD AUSTRAL DE CHILE Facultad de Ciencias Agrarias

Escuela de Agronomía

Diseño de una cámara de refrigeración para zanahoria

(Daucus carota L.), betarraga (Beta vulgaris L.) y repollo

(Brassica oleracea L. var. capitata) adaptada a las

condiciones de Coyhaique, en la XI Región

Eugenio Alejandro Saldías Becerra Valdivia Chile 2003

Tesis presentada como parte de los

requisitos para optar al grado de

Licenciado en Agronomía.

INSTITUTO DE INGENIERIA AGRARIA Y SUELOS

Profesor Patrocinante: Sr. Roberto Daroch P.

Ing. Agr., M.Sc.

Profesores Informantes: Sr. Rogelio Moreno M.

Ing. Civ. Mec., M.Sc.

Sra. Aage Krarup H.

Ing. Agr., M.Sc., Ph. D.

I

INDICE DE MATERIAS

Capítulo Página

1 INTRODUCCION 1

2 REVISION BIBLIOGRAFICA 3

2.1 Consideraciones en el almacenaje de productos hortícolas

frescos

3

2.2 Principios de refrigeración 5

2.3 Refrigerantes 7

2.4 Edificación frigorífica 8

2.5 Maquinaria frigorífica 11

2.5.1 Unidad condensadora 11

2.5.1.1 Compresor 11

2.5.1.2 Condensador o licuefactor 12

2.5.1.3 Tanque receptor de líquido 13

2.5.2 Evaporador 13

2.5.3 Válvulas para control de flujo refrigerante 15

2.5.4 Automatismos del sistema 18

2.5.5 Aparatos anexos al circuito 20

2.6 Recomendaciones en el diseño de tuberías de fluido

refrigerante

22

2.6.1 Dimensionamiento de la tubería de succión 23

2.6.2 Dimensionamiento de la tubería de líquido 23

2.7 Ciclo de bombeo en vacío 24

II

Capítulo Página

3 MATERIAL Y METODO 25

3.1 Descripción del mercado comprador 25

3.2 Estudio técnico 25

3.2.1 Capacidad de la cámara de refrigeración 25

3.2.2 Condiciones ambientales de diseño 25

3.2.3 Dimensionamiento de la cámara de refrigeración 27

3.2.4 Especificaciones constructivas 29

3.2.5 Cálculo de cargas térmicas 29

3.2.5.1 Cálculo de carga por superficies 29

3.2.5.2 Cálculo del calor sensible del producto y embalaje 31

3.2.5.3 Cálculo de cargas por calor de respiración 32

3.2.5.4 Cálculo de cargas por cambios de aire 32

3.2.5.5 Cálculo de cargas por iluminación 33

3.2.5.6 Análisis de las cargas térmicas calculadas 34

3.2.6 Análisis comparativo de refrigerantes 35

3.2.7 Elección de la unidad condensadora 38

3.2.8 Selección de unidades enfriadoras 38

3.2.9 Elección de válvula de expansión 39

3.2.10 Dimensionamiento de tuberías para refrigerante 39

3.2.11 Selección de dispositivos automáticos 42

3.2.12 Aparatos anexos al circuito 42

3.2.13 Esquema fluídico 42

3.3 Costos asociados a la cámara de refrigeración diseñada 42

3.3.1 Costos de inversión 43

3.3.2 Costos por consumo de energía eléctrica 43

4 PRESENTACION Y DISCUSION DE RESULTADOS 46

4.1 Descripción del mercado comprador 46

III

Capítulo Página

4.2 Estudio técnico 47

4.2.1 Capacidad de la cámara de refrigeración 47

4.2.2 Condiciones de diseño 48

4.2.3 Dimensionamiento de la cámara de refrigeración 50

4.2.4 Especificaciones constructivas 55

4.2.5 Cálculo de cargas térmicas de la cámara de refrigeración 58

4.2.5.1 Cálculo de carga térmica por superficies 58

4.2.5.2 Cálculo de carga térmica del producto y embalaje 61

4.2.5.3 Cálculo de carga térmica por calor de respiración 65

4.2.5.4 Cálculo de carga térmica por cambios de aire 67

4.2.5.5 Cálculo de carga térmica por iluminación 68

4.2.5.6 Análisis de carga térmica total en la cámara 68

4.2.6 Elección del refrigerante 74

4.2.7 Elección de la unidad condensadora 77

4.2.7.1 Equipamiento anexo a la unidad condensadora 78

4.2.8 Elección del evaporador 78

4.2.9 Elección de la válvula de expansión 81

4.2.10 Dimensionamiento de las tuberías de fluido refrigerante 82

4.2.10.1 Dimensionamiento de la tubería de succión 82

4.2.10.2 Dimensionamiento de la tubería de líquido 85

4.2.11 Automatismos del sistema 89

4.2.12 Aparatos anexos al circuito 89

4.2.13 Esquema fluídico de la instalación 90

4.3 Costos relacionados a la instalación frigorífica diseñada 91

4.3.1 Costos de inversión 92

4.3.2 Costos por consumo de energía eléctrica 92

5 CONCLUSIONES 95

IV

Capítulo Página

6 RESUMEN 97

SUMMARY 98

BIBLIOGRAFIA 99

ANEXOS 102

V

INDICE DE CUADROS

Cuadro Página

1 Cantidades aproximadas mensuales requeridas por los

supermercados

46

2 Cálculo de número de bins totales que ingresan en la

cámara a diseñar

48

3 Condiciones atmosféricas exteriores de diseño para el sector 49

4 Condiciones térmicas de los productos al ingresar a la

cámara

49

5 Condiciones térmicas del embalaje según época de ingreso

a la cámara de refrigeración

49

6 Análisis de número de bins, volumen y superficie expuesta

según el tipo distribución realizada

50

7 Detalle de medidas de espaciamiento y medidas para la

distribución elegida según dimensiones de los bins

52

8 Dimensiones interiores de la cámara y área total expuesta

según ubicación del pasillo

53

9 Cálculo del coeficiente total de transmisión de calor y

resistencia térmica para materiales de muros y techo

59

10 Cálculo del coeficiente total de transmisión de calor y

resistencia térmica para piso

60

11 Cálculo del coeficiente total de transmisión de calor y

resistencia térmica de la puerta

60

12 Área y coeficiente de trasmisión de calor calculados, y ∆T

corregida para cada mes, según el tipo de superficie

62

VI

Cuadro Página

13 Ganancia térmica de las distintas superficies que componen

la cámara de refrigeración y ganancia térmica total para

cada mes

62

14 Cálculo del número de bins con productos que ingresan a la

cámara diariamente durante el periodo de cosecha

63

15 Cálculo para la capacidad total de producto que ingresa a la

cámara, según aproximación al entero en el número de bins

63

16 Cálculo del calor sensible que debe ser retirado diariamente

de los productos y embalaje

64

17 Calor de respiración de los distintos productos para cada

mes

66

18 Condiciones de entalpía y densidad del aire exterior para

cada mes y condiciones para el aire al interior de la cámara

67

19 Cálculo de carga térmica por cambios de aire para cada mes 68

20 Cargas térmicas diarias durante el periodo de cosecha por

calor sensible (productos y embalaje), calor de respiración y

cálculo de acumulación de calor por respiración

70

21 Calor diario total que debe ser removido de la cámara 71

22 Distribución mensual de la cargas térmicas diarias durante

los meses de almacenaje

72

23 Cargas térmicas diarias según mes de almacenaje y

correcciones según factor de seguridad y tiempo de

funcionamiento

73

24 Cargas térmicas horarias mínimas durantes los meses de

mayos a agosto

74

25 Cálculo del calor sensible requerido para disminuir la

temperatura del refrigerante líquido desde la temperatura de

condensación a la temperatura de evaporación

75

VII

Cuadro Página

26 Cálculos de efecto refrigerante, flujo de masa y volumen de

vapor de los refrigerantes en estudio

75

27 Trabajo teórico del evaporador, compresor y capacidad

teórica del condensador por kg de refrigerante circulado

76

28 Capacidades teóricas requeridas para evaporador,

compresor y condensador, expresadas en kcal/h

76

29 Cálculo de la potencia corregida según condiciones de

funcionamiento del evaporador

79

30 Número de accesorios requeridos en la línea de succión 83

31 Capacidad corregida para cada tramo y diámetros

requeridos para la línea de succión

84

32 Largo equivalente de los accesorios incluidos en cada tramo 84

33 Largo total de la tubería y caída de presión expresada en

aumento de temperatura (°K) por tramo

85

34 Accesorios requeridos en cada tramo de la tubería 86

35 Capacidad corregida para cada tramo y diámetros

requeridos para la línea de succión

87

36 Largo equivalente de los accesorios incluidos en cada tramo 87

37 Largo total equivalente a tubo liso recto para el diámetro

seleccionado

88

38 Costos de inversión en edificación 92

39 Costos de inversión en maquinaria frigorífica 92

40 Cálculo de horas de funcionamiento máximo anual 93

41 Cálculo del costo anual por funcionamiento de motores 93

42 Cálculo del costo total anual por consumo de energía

eléctrica

93

VIII

INDICE DE FIGURAS

Figura Página

1 Esquema del fundamento del ciclo mecánico de

refrigeración

6

2 Esquema de válvula de expansión termostática

compensada internamente

17

3 Esquema de válvula de expansión termostática

compensada externamente

18

4 Vista en planta de dimensiones interiores de la cámara y

distribución de bins

54

5 Vista en elevación y dimensiones de la cámara 54

6 Detalle de unión machihembrada entre paneles 56

7 Detalle de unión panel-piso y panel-muro o panel-cielo 56

8 Detalle del sistema de sujeción del cielo 57

9 Detalle de galpón exterior para cámaras de refrigeración

elaborada con paneles prefabricados

58

10 Distribución de la cámara de refrigeración según ubicación

de las unidades enfriadoras

81

11 Vista isométrica de la tubería de succión 83

12 Vista isométrica de la línea de líquido 86

13 Esquema fluídico de la instalación frigorífica 91

IX

INDICE DE ANEXOS

Anexo Página

1 Datos técnicos para verduras seleccionadas 103

2 Propiedades técnicas de los paneles Rudnev 103

3 Propiedades paneles Rudnev según espesor 103

4 Conductividad térmica de distintos materiales 104

5 Conductancia de superficies para diferentes velocidades de

aire en movimiento según tipo de material

104

6 Tolerancia por radiación solar para el hemisferio norte en

°C

105

7 Calor específico de hortalizas y embalaje de madera 105

8 Calor de respiración producido por hortalizas en estado

fresco expresado en kcal/t/día

105

9 Promedio de cambios de aire diario en cuartos de

almacenaje

106

10 Carta psicrométrica 107

11 Características de saturación de R-134a 108

12 Características de saturación para R-404a 108

13 Capacidad de unidad condensadora para R-404a o R-507a 109

14 Capacidades de compresores Frascold para R-134a 109

15 Datos técnicos de unidades condensadoras Frascold 110

16 Diseño y dimensiones de unidades condensadoras

Frascold

111

17 Modelos y características de evaporadores cúbicos Aircoil 112

18 Diseño de evaporadores Aircoil 113

X

Anexo Página

19 Diagrama para factor de corrección según frecuencia de

deshielos

113

20 Cuerpo para válvula de expansión termostática Danfoss 114

21 Orificios para cuerpo de válvula Danfoss 114

22 Capacidades en kW para tubo de refrigerante llevando R-

404a

115

23 Longitud equivalente debida a válvulas y uniones para ser

agregada a la longitud de tubería

116

24 Termostatos ambientales Danfoss 117

25 Válvulas solenoides para refrigerantes 117

26 Válvula reguladora de presión 117

27 Filtros deshidratadores Castel 118

28 Visor de líquido con indicador de humedad 118

29 Válvulas de bola para refrigerantes 119

30 Plano de cámara de refrigeración 120

1

1 INTRODUCCION

La región de Aysén presenta una reducida superficie dedicada al

cultivo de hortalizas. La mayor parte corresponde a pequeñas huertas

particulares cuya producción es destinada tanto al consumo familiar como

comercialización a muy baja escala de estos productos. En la mayoría de los

casos, el objetivo de estas ventas es mejorar su fuente de ingresos familiares,

los que provienen principalmente de la ganadería.

Pocos agricultores producen hortalizas a nivel comercial, lo que no es

suficiente para abastecer el consumo regional. Este es satisfecho en gran parte

por productos provenientes de la zona central y centro-sur del país, los que

llegan a precios elevados y, por lo general, son de calidad irregular, la que

varía según la época en que son adquiridas y según el cargamento que arriba a

la región. A esto se suma el problema de transporte: al no contar con buenas

carreteras que unan la región al resto del país se debe realizar parte del

trayecto por trasbordador, lo que incide en un mayor costo que eleva el precio

de la mercadería, y mayor tiempo de transporte que provoca el deterioro de los

productos.

La baja producción regional se explica principalmente por razones

climáticas y de estacionalidad.

El clima de la región condiciona a que muchas hortalizas deban ser

cultivadas bajo plástico, lo que eleva los costos de producción. Esto significa

una inversión alta en relación a otras regiones, en las cuales su uso no es tan

necesario y sólo se restringe a pocos cultivos.

2

Las hortalizas de estación fría pueden ser cultivadas al aire libre

durante la temporada de cultivo, alcanzándose altas producciones. Sin

embargo, se presenta un problema de estacionalidad al haber sobreoferta de

los productos en el momento de la cosecha, lo que conduce a que el productor

reciba bajos precios por la mercadería y pierda un gran porcentaje del producto

que no puede ser vendido inmediatamente, al no ser almacenado bajo

condiciones adecuadas.

Las cámaras refrigeradas pueden ser una alternativa o solución

complementaria a estos problemas por dos motivos principalmente: permitirían

guardar la producción en fresco por largo tiempo, conservando la calidad y

reduciendo las pérdidas, y se podría tener una entrega y abastecimiento

continuo del producto durante el año, mejorando el nivel de comercialización de

los productos.

Hortalizas como repollo, betarraga y zanahoria son de consumo común

y cotidiano en la región representando un mercado estable; pueden obtenerse

buenos rendimientos, incluso superiores al promedio nacional; y poseen

características adecuadas para el almacenaje por largo tiempo (meses) en

cámaras de refrigeración.

El objetivo de este trabajo es diseñar una cámara de refrigeración

adecuada a las condiciones climáticas de la ciudad de Coyhaique para el

almacenaje de repollo, betarraga y zanahoria, cuyas cantidades son

principalmente destinadas a satisfacer los requerimientos de dos

supermercados de dicha ciudad.

3

2 REVISION BIBLIOGRAFICA

2.1 Consideraciones en el almacenaje de productos hortícolas frescos.

FRASER y CHAPUT (2002), LOUGHEED (1983), PLANK (1963) y

UYENAKA (1990), concuerdan en que para hortalizas como zanahorias,

betarraga y repollo, sólo deben almacenarse productos saludables, sin

evidencia de daño producido por plagas o enfermedades, sin cortes, raspaduras

o golpes fuertes. Recomiendan temperaturas de almacenaje de 0°C. Otro punto

en común de estas hortalizas es que deben ser enfriadas a la temperatura de

almacenaje dentro de un periodo no superior a 24 horas para maximizar el

tiempo de guarda.

Según FRASER y CHAPUT (2002), las zanahorias pueden ser

almacenadas en cámaras refrigeradas por un periodo que varía entre 2 a 12

meses. Recomiendan almacenar el producto cuando haya alcanzado su

máximo estado de madurez, ya que sus cutículas más gruesas disminuyen el

daño por oxidación.

FRASER y CHAPUT (2002) aseguran que, para el caso de las

zanahorias almacenadas en bins, no es necesario el lavado antes de su ingreso

a la cámara de refrigeración debido a que, aparentemente, algunos residuos del

suelo ayudan a mantener mejor la calidad del producto durante el periodo de

guarda a diferencia de las raíces que son lavadas. Para el almacenaje a granel

se han tenido mejores resultados con el lavado previo del producto. Sin

embargo, la prontitud con la cual sean almacenadas, influirá en el tiempo que

se puedan guardar sin mayores cambios en la calidad, por lo cual, de

efectuarse el lavado, éste debe realizarse dentro del lapso de un día.

4

PLANK (1963), señala que el hongo Sclerotinia libertiana F. constituye

el mayor peligro para el almacenaje de zanahorias, pues si las raíces proceden

de suelos infectados con el hongo, el almacenaje a 0°C no es suficiente para

impedir que éste se extienda a los productos almacenados y los daños

causados pueden ser enormes. Una solución es limitarse al almacenaje de

raíces procedentes de parcelas libres de Sclerotinia. Una medida supletoria

consiste en el almacenaje de productos sanos y sin heridas, eliminando todos

aquellos que hayan sido cortados por las máquinas cosechadoras.

LOUGHEED (1983), señala que los mejores resultados en almacenaje

de betarraga se obtienen con temperaturas de 0°C y humedad relativa del 95%.

Recomienda que se tengan cuidados similares a las zanahorias.

PLANK (1963) y UYENAKA (1990), recomiendan mantener niveles de

humedad relativa no inferiores al 90% en almacenaje de repollos. Según

PLANK (1963), si se tienen en cuenta todas las recomendaciones, durante el

período de almacenaje las pérdidas de peso, incluidas las debidas a la

putrefacción y eliminación de agua, no deberían ser superiores al 10%. Este

mismo autor agrega que un signo de excesivo envejecimiento es que las hojas

o sus nervaduras se suelten del tronco.

Los autores FRASER y CHAPUT (2002) y UYENAKA (1990), señalan

importantes ventajas del almacenaje en bins. Los productos almacenados a

granel no pueden apilarse a una altura de más de 3,5 m en zanahoria y 1,5 m

en repollo, ya que disminuye la aireación del producto y las capas inferiores se

deterioran con mayor rapidez al ser aplastadas.

Los mismos autores agregan que el almacenaje en bins facilita la

manipulación del producto desde el sector de cosecha hasta que el producto

sale de la cámara de refrigeración; mejora la circulación de aire del producto por

5

las aberturas laterales e inferiores que posee, y además; la construcción no

requiere de muros que resistan las fuerzas laterales ejercidas por el peso de los

productos, tal como el caso del almacenaje a granel.

2.2 Principios de refrigeración. DOSSAT (1980), define refrigeración como la rama de la ciencia

que trata con los procesos de reducción y mantenimiento de la temperatura de

un espacio material a temperaturas inferiores respecto de los alrededores

correspondientes.

ALARCON (2000), explica que la evaporación de un líquido produce

una absorción de calor del medio circundante. Para controlar la temperatura de

ebullición del líquido refrigerante sólo basta con controlar la presión a la cual se

produce el cambio de estado del fluido.

DOSSAT (1980), define al refrigerante como la sustancia empleada

para absorber calor. Explica que los procesos pueden ser sensibles o latentes y

que sólo unos pocos fluidos tienen propiedades adecuadas para ser usados

como refrigerantes. Una de éstas es que se vaporicen a bajas presiones y otra

es que sean fácilmente compresibles.

Según DOSSAT (1980), por motivos prácticos, económicos y

ecológicos no es conveniente que el líquido refrigerante escape al exterior y se

pierda por difusión en el aire. Por ello el vapor debe colectarse y condensarse

para regresarlo a su estado inicial.

El cambio de estado o condición del refrigerante es conocido como el

ciclo de refrigeración, en el cual el refrigerante pasa por una serie de procesos

hasta llegar a una condición inicial. En este ciclo hay cuatro procesos

6

fundamentales: expansión, vaporización, compresión y condensación

(DOSSAT, 1980).

SEARS et al. (1998), explican el fundamento de un ciclo corriente de

refrigeración representándolo esquemáticamente en la Figura 1. El compresor A

proporciona a los serpentines B gas (CCl2F2, NH3 u otro) a alta temperatura y

presión. El calor es eliminado del gas en B, por agua o aire refrigerante,

ocasionando una condensación del gas líquido, todavía a alta presión. El líquido

pasa a través de la válvula de estrangulación o expansión C, saliendo en forma

de una mezcla de líquido y vapor a temperatura más baja. En los serpentines D,

es suministrado calor que convierte el líquido restante en vapor que penetra en

el compresor A para repetir el ciclo.

FIGURA 1. Esquema del fundamento del ciclo mecánico de refrigeración. FUENTE: SEARS et al. (1998).

Gas a baja presiónLíquido a baja presiónLíquido a alta presiónGas a alta presión

D

C

B

A

7

2.3 Refrigerantes. En 1987 se firma el Protocolo de Montreal (PM), mediante el cual

nuestro país se compromete a controlar, reducir y eliminar el consumo de

halones, compuestos clorados y bromuro de metilo. Nuestro país también ha

suscrito y ratificado las posteriores enmiendas de este Protocolo, realizadas en

Londres (1990), Copenhague (1992) y Montreal (1997), las cuales han sido

ratificadas y son, por lo tanto, ley de la República (CHILE, COMISION

NACIONAL DEL MEDIO AMBIENTE, 2002).

CONAMA (2002), prohíbe el uso de R-11 y de aquellas sustancias en

las que no se han registrado movimientos importantes de importaciones desde

el año 1997. El R-12 se eliminará el año 2007, lo que permitirá la mantención

adecuada de los equipos de refrigeración que quedarán en uso hasta esa

fecha. Otros clorofluorocarbonados se irán eliminando paulatinamente hasta

que, finalmente, el calendario de prohibiciones de importaciones terminará el

año 2020, con la eliminación de los hidroclorofluorocarbonados (R-22 entre

otros).

Según CONAMA (2002), dentro de los refrigerantes antiguos que no

tendrán restricciones en su uso se encuentran los refrigerantes naturales,

siendo el amoníaco el más comúnmente utilizado. Entre los nuevos

refrigerantes hidrofluorocarbonados, en nuestro país ya se encuentran equipos

frigoríficos para el uso de R-134a y el azeótropo R- 404a, correspondientes al

grupo de los llamados “refrigerantes ecológicos” .

RAPIN y JAQUARD (1999), indican que el amoníaco es recomendado

para instalaciones industriales y grandes plantas frigoríficas, en las cuales se

requiere trazar grandes distancias de tubería, especialmente adecuado para

grandes instalaciones de enfriamiento de líquido. La escala de toxicidad de

gases del National Board of Fire Underwriters de Estados Unidos, ubica al

8

amoníaco junto con el bromuro de metilo en el segundo grupo en la escala de

toxicidad de refrigerantes, debido a que tiene efectos mortales o producen

lesiones graves en concentraciones de hasta un 1% con un tiempo de

exposición de 30 minutos. Por este motivo es imprescindible un control estricto

y frecuente de la instalación. Además, las instalaciones que ocupan amoníaco

requieren manejo experimentado por la sofisticación del equipo utilizado.

ALARCON (2000), señala que para pequeñas instalaciones de

refrigeración y aplicaciones de refrigeración comercial y aire acondicionado, se

recomienda el refrigerante clorofluorocarbonado (CFC) R-12 y el

hidrocloroflurorocarbonado (HCFC) R-22. El primero es el de uso más amplio,

pero más indicado para instalaciones comerciales con temperatura del

evaporador mayor a -15°C. El R-22 fue originalmente diseñado para

aplicaciones de baja temperatura, pero puede ser ocupado con excelentes

resultados en otras aplicaciones. El hidrofluorocarbonado (HFC) R-134a es

reemplazante del R-12, mientras que el R-404a (azeótropo

hidrofluorocarbonado) reemplaza al R-22 y R-502 en sus aplicaciones.

Según SCARICH (1991), la elección del refrigerante está dada

principalmente por el fabricante de los equipos de refrigeración, debido a las

características especiales tanto en el diseño como en el funcionamiento de

cada compresor. Esto produce curvas de rendimiento, según condiciones de

funcionamiento, muy distintas a cualquier rendimiento calculado de manera

empírica.

2.4 Edificación frigorífica. TRESSLER (1956), señala que para extraer el calor que escapa por

las superficies externas en una instalación corriente, se requiere algo más de la

mitad de la energía de refrigeración. La economía de la explotación se

beneficiará con una baja relación entre la superficie y la capacidad. Los locales

9

de un solo piso casi siempre pueden disponerse procurando la mayor

capacidad con el menor costo de construcción. Por lo general, edificios de un

piso tienen una alta relación de superficie a capacidad, y en consecuencia

consume mayor energía que uno que se asemeje a un cubo.

MONVOISIN (1953), señala que la frigoría cuesta 5 ó 6 veces más que

el precio de la caloría, por lo cual el frío debe ser conservado con precaución.

Agrega que para la buena conservación de los productos almacenados, la

temperatura de los locales debe ser mantenida tan constante como sea posible

y las variaciones diarias de no debieran sobrepasar 1°C.

Según MONVOISIN (1953), los aislantes empleados deben ser malos

conductores de calor, no deben ser higroscópicos, no deben asentarse, ni

deben desprender olores susceptibles de comunicar a los productos.

Recomienda que la pérdida media por las paredes de un depósito bien

construido no debe ser superior a 0,25 a 0,3 kcal/hm2ºC, similar a los valores

indicados por TRESSLER (1956), que van de 0,3 a 0,4 kcal/hm2°C. Este último

autor recomienda extender sobre el piso térreo una capa aisladora y encima de

ella el piso de carga.

TRESSLER (1956), señala que subdivisiones en cámaras más

pequeñas son utilizadas para conservar multitud de productos que deban

refrigerarse a distintas temperaturas o para que no se transmita olor entre ellos

si es que esto perjudica a los productos.

El mismo autor recomienda utilizar calzos de madera como apoyos de

las mercancías almacenadas de modo que dejen un espacio de 7,5 cm para

que circule el aire por la parte inferior. En el caso de utilizar palletbins, el pallet

permite una buena circulación de aire por la parte inferior de los productos.

10

En instalaciones que utilizan bins para almacenar los productos,

CANADA PLAN SERVICE (2002) y FRASER y CHAPUT (2002), recomiendan

apilar de cuatro a seis unidades y dejar un espacio de 0,5 a 1,5 m entre la parte

superior del último bins y el techo. La altura mínima es recomendada para la

correcta circulación del aire y espacios mayores para inspección de los

productos.

El espacio recomendado entre bins corresponde a 15 cm según

CANADA PLAN SERVICE (2002), y permite la correcta circulación del aire entre

los bins. FRASER y CHAPUT (2002), recomiendan dejar un espacio mínimo de

60 cm entre los bins y los muros, lo que permite el acceso del personal a todo el

perímetro de la cámara y el regreso del aire a los evaporadores para hacerlo

recircular.

Se debe dejar un pasillo interior de 3,4 m de ancho, para facilitar la

carga y descarga con horquilla elevadora (FRASER, 2002).

Cualquier proyecto bien estudiado debe basarse en las cantidades y

naturaleza de los productos, de la cuantía y frecuencia con que van llegando, y

las condiciones en las que entran al almacén (TRESSLER, 1956).

De acuerdo a la norma ASAE EP344, indicada por ASAE (1980), se

recomienda 10 cd-pie (ó 107,6 lux) de luminosidad mínima para almacenes de

alimento (grano, raciones, etc.), en los cuales es necesario leer niveles,

escalas, detectar daños y enfermedades de los alimentos, y para que una

persona pueda moverse con rapidez en el interior de manera segura. Según

SEARS et al. (1998), tubos fluorescentes de 40 Watt producen una luminosidad

de 58 lúmenes/W.

11

2.5 Maquinaria frigorífica. Se compone de los artefactos que realizan los procesos de expansión,

evaporación, compresión y condensación, y los accesorios que automatizan y

adaptan los diferentes implementos a condiciones de operación específicas.

2.5.1 Unidad condensadora. RAPIN y JAQUARD (1999), señalan que las

unidades condensadoras están compuestas esencialmente por un compresor,

un condensador y un tanque recibidor de líquido, los que se encuentran fijados

a una bandeja o base principal. En aplicaciones de refrigeración a pequeña

escala, el condensador puede actuar también como acumulador de refrigerante

líquido. En instalaciones que requieren de maquinaria de gran tamaño, por las

grandes cargas térmicas que se deben remover, resulta más práctico

seleccionar cada equipo por separado.

2.5.1.1 Compresor. Corresponde a la unidad encargada de comprimir e

impulsar el vapor refrigerante proveniente del evaporador. La compresión es

producida para que el vapor refrigerante pueda ser condensado a una mayor

temperatura. Pese que existe variedad en el tipo de funcionamiento de los

compresores, los autores DOSSAT (1980), RAPIN y JAQUARD (1999), y

ALARCON (2000), concuerdan que el compresor de tipo recíproco es el más

ampliamente usado. El compresor rotativo es utilizado en sistemas de muy baja

capacidad, generalmente refrigeración doméstica, mientras que el compresor

centrífugo es ocupado en instalaciones industriales que requieren gran

potencia.

Según DOSSAT (1980), un compresor recíproco consta de un bloque

constituido por uno o varios cilindros con válvulas que permiten la admisión y

escape del gas refrigerante. Dentro del cilindro se desliza un pistón unido por

una biela al cigüeñal, que le otorga un movimiento ascendente y descendente.

12

Bajo el cigüeñal se encuentra el cárter del compresor en el cual es colocado el

lubricante para disminuir la fricción entre las partes móviles del compresor.

DOSSAT (1980), explica que durante el movimiento descendente del

pistón, el cilindro es llenado por el vapor refrigerante al abrirse la válvula de

aspiración, mientras se encuentra cerrada la válvula de impulsión. Durante el

movimiento ascendente, la válvula de aspiración se cierra, comprimiéndose el

gas refrigerante a medida que el volumen en el que se encuentra es reducido. A

determinada presión de compresión, se produce la apertura de la válvula de

impulsión y el refrigerante es evacuado del cilindro, para posteriormente volver

a retomar su posición inicial en el ciclo.

2.5.1.2 Condensador o licuefactor. El fluido que sale a alta temperatura y

presión desde el compresor, ingresa al condensador. Éste cumple la función de

eliminar del vapor refrigerante, tanto la carga térmica proveniente del interior de

la cámara de refrigeración como el equivalente calórico de la energía de

compresión. El enfriamiento del vapor refrigerante permite condensarlo, con lo

cual se puede efectuar nuevamente el proceso de vaporización (MONVOISIN,

1953).

TRESSLER (1956), menciona diversos tipos de condensadores y

describe su funcionamiento y aplicación, entre los que se cuentan los

condensadores atmosféricos, condensadores de aire forzado y condensadores

enfriados por agua.

El condensador atmosférico produce el intercambio de calor del

refrigerante al ambiente por convección natural y se usa sólo para capacidades

limitadas y casi nunca en instalaciones donde el refrigerante es el amoníaco.

13

El condensador de aire forzado es una adaptación del condensador

atmosférico. Difiere de este último en que el aire sopla sobre los serpentines por

medio de ventiladores (convección forzada). Ocupa muy poco espacio y es fácil

de montar en cualquier lugar.

En los condensadores enfriados por agua, ésta casi siempre circula

dentro de los tubos a medida que el gas se condensa en el exterior de los

mismos. El agua se distribuye por medio de deflectores especiales que entran

en cada tubo, los cuales le imprimen un movimiento en espiral. El consumo de

agua y la altura de bombeo de estos aparatos son relativamente grandes.

2.5.1.3 Tanque receptor de líquido. Sirve de depósito de refrigerante licuado, a

fin que éste pueda ser suministrado a los evaporadores de forma continua y en

la medida que éstos lo requieran (ALARCON, 2000).

ALARCON (2000) y RAPIN y JAQUARD (1999), coinciden en que el

uso de unidades condensadoras tiene un costo de adquisición menor en

relación a los equipos de refrigeración con componentes separados, tanto en

instalaciones de baja capacidad como refrigeración doméstica y comercial.

Además, presenta ventajas por la facilidad en la instalación y mantención, y

puede incluirse equipamiento anexo que permite la completa automatización

para el funcionamiento del equipo y regulación de capacidad según variaciones

de carga térmica al interior de la cámara.

2.5.2 Evaporador. DOSSAT (1980), define evaporador como cualquier

superficie de transferencia de calor en la que se vaporiza un líquido tomando

calor del espacio o medio que lo rodea.

DOSSAT (1980), menciona diversos tipos de evaporadores según el

tipo de construcción entre los que se encuentran los evaporadores: de tubo

14

descubierto, de superficie de placa y aletados. Según el tipo de alimentación

pueden ser: expansión seca, líquido sobrealimentados y líquido inundados.

Según la forma de intercambio de calor pueden ser de convección natural o

convección forzada.

DOSSAT (1980), señala que la diferencia de temperatura entre el

espacio refrigerado y la temperatura de saturación del refrigerante

correspondiente a la presión de salida del evaporador (D.T. del evaporador),

tiene influencia tanto en el rendimiento del evaporador, como en la humedad

relativa al interior del espacio refrigerado.

ALARCON (2000) y DOSSAT (1980), indican que mientras menor sea

la D.T., mayor humedad relativa se puede tener en la cámara. El primer autor

cita como ejemplo que con una D.T. de 5° C, se puede mantener el nivel de

humedad relativa entre el 90 a 95% en evaporadores de convección forzada,

similar a lo indicado por los autores DOSSAT (1980) y ASHRAE (1981).

FRASER y CHAPUT (2002) y ALARCON (2000), coinciden en que el

evaporador de aire forzado, también conocido como unidad enfriadora, es el

más ampliamente usado en las instalaciones de refrigeración.

Las unidades enfriadoras están formadas por un serpentín de tubo de

cobre aletado, y la alimentación del fluido puede ser por expansión seca o

líquido sobrealimentados (semiinundado). El conjunto va montado dentro de

una caja metálica con ventilador directamente dirigido que hace circular el aire

forzado, aumentando la absorción de calor y reduciendo la superficie que se

necesitaría en un evaporador de convección natural (ALARCON, 2000).

DOSSAT (1980), ALARCON (2000), FRASER y CHAPUT (2002) y

RAPIN y JAQUARD (1999), mencionan diversas ventajas que lo han hecho el

15

evaporador más ampliamente usado, entre las que se señalan: la obtención de

temperatura más uniforme, debido a la rápida circulación del aire; tamaño

reducido, que lo hacen más fácil de instalar o manipular; costo de adquisición

menor que aquellos de convección natural, dado que la menor superficie de

evaporación requerida disminuye la cantidad de materiales usados; facilidad en

el desescarche, ya que pueden ser equipados con resistencias eléctricas que

derriten la escarcha formada en los tubos durante los ciclos de detención del

compresor.

2.5.3 Válvulas para control de flujo refrigerante. Según DOSSAT (1980),

independiente del tipo de válvula, la función de cualquier control de flujo

refrigerante es doble: dosificar el refrigerante líquido que va al evaporador con

una rapidez proporcional a la cual ocurre la vaporización en dicha unidad y

mantener un diferencial de presión entre los lados de baja y alta presión del

sistema.

Los seis tipos básicos de válvula, mencionados por DOSSAT (1980),

son: válvula de expansión manual, válvula de expansión automática, válvula de

expansión termostática, tubo capilar, válvula de flotador de presión baja y

válvula de flotador de presión alta.

A opinión de DOSSAT (1980), la válvula de expansión termostática es

el tipo de válvula más corrientemente usado en instalaciones de refrigeración,

dada su alta eficiencia y facilidad de adaptación para distintas situaciones.

DOSSAT (1980), RAPIN y JAQUARD (1999) y ALARCON (2000),

coinciden en que el principio de funcionamiento se basa en mantener un grado

constante de sobrecalentamiento de la succión en la salida del evaporador,

circunstancia que permite mantener totalmente lleno de refrigerante al

16

evaporador, bajo diferentes condiciones de carga del sistema, con baja

probabilidad de derramar líquido en el sistema.

BLESA (2003), explica que las válvulas de expansión termostáticas

están compuestas de las siguientes piezas:

- bulbo remoto: es un elemento cargado con el mismo refrigerante que hay que

controlar. La presión que ejerce este refrigerante depende de la temperatura al

final del evaporador y actúa sobre el orificio calibrado de la válvula. La presión

del bulbo es presión de apertura (a más temperatura mayor apertura).

- tornillo de recalentamiento y resorte: en este componente, la presión ejercida

sobre el tornillo contrarresta la presión del bulbo. Generalmente se ajusta de

fábrica.

- aguja y asiento: estas piezas funcionan según cambios de presión, en que la

aguja abre y cierra el paso de líquido refrigerante.

- fuelle y diafragma de presión: la válvula puede traer incorporada una u otra de

éstas piezas, cuya función en ambos casos es regular la apertura y cierre de la

aguja según la presión ejercida por el bulbo remoto.

La Figura 2 muestra el esquema de funcionamiento para válvulas de

expansión termostática compensadas internamente.

17

FUENTE: BLESA (2003).

DOSSAT (1980), explica que las válvulas de expansión termostática

con compensación interna, se abren o cierran según la interacción de tres

fuerzas independientes: la presión en el evaporador, la presión ejercida por el

resorte del tornillo regulador y la presión ejercida por el fluido del bulbo remoto.

En la Figura 3 se muestra el esquema de funcionamiento para válvulas

de expansión termostática compensadas externamente.

FIGURA 2. Esquema de válvula de expansión termostática compensada internamente.

18

FUENTE: BLESA (2003).

DOSSAT (1980), explica que la válvula de expansión termostática

compensada externamente se diferencia de la válvula compensada

internamente en que cuenta con un capilar que une la salida de succión del

evaporador, con una cámara que se encuentra en la parte inferior del fuelle o

diafragma accionado por la presión del bulbo remoto. Esto permite compensar

las pérdidas de presión producida por el roce del refrigerante mientras éste

fluye por el evaporador. Esta caída de presión, será mayor en evaporadores de

mayor tamaño, y puede reducir seriamente la capacidad de superficie del

evaporador que podría ser usada para enfriamiento efectivo.

2.5.4 Automatismos del sistema. El sistema de automatización se compone

de diferentes dispositivos que permiten el funcionamiento de la instalación

frigorífica sin intervención humana, entre los que se cuentan presostatos,

termostatos, válvulas solenoides y válvulas reguladoras de presión entre otros.

FIGURA 3. Esquema de válvula de expansión termostática compensada externamente.

19

DOSSAT (1980), explica que el presostato de baja presión tiene la

función principal de poner en funcionamiento el compresor al aumentar la

presión en la línea de succión por ingreso de refrigerante a los evaporadores.

Funciona como control de seguridad en forma suplementaria al detener el

compresor si baja la presión en la succión a un nivel predeterminado, de modo

que no se dañe la maquinaria frigorífica. El control de alta presión sólo funciona

como elemento de seguridad desconectando el compresor al subir la presión en

la descarga, antes que ésta alcance niveles que puedan ocasionar daños en los

equipos y uniones de la tubería. El presostato combinado de alta y baja presión

puede ser incorporado a la unidad condensadora.

ALARCON (2000), indica que el termostato ambiental corresponde a

un dispositivo de regulación que provoca la detención y encendido del

compresor. Es ubicado al interior de la cámara fría para el control de la

temperatura del ambiente en la misma. El elemento sensible debe emplazarse

siempre en la corriente de aire en movimiento y no debe ser colocado frente a la

puerta ni fijarse directamente en la pared o en la caída de aire frío del

evaporador. Si se trata de evaporadores de convección forzada es

recomendable colocarlos en el corredor de la pared opuesta a las unidades

enfriadoras y a la altura media a la cual se instala el evaporador.

DOSSAT (1980), señala que la válvula solenoide es un dispositivo de

regulación que permite el cierre automatizado de diversos sectores que

componen la maquinaria frigorífica, aislando completamente las secciones en la

cual se encuentran instaladas. Esta válvula puede ser controlada por un

termostato en un ciclo de bombeo en vacío, regulando la temperatura al interior

de la cámara, siendo este tipo de control el más utilizado en cámaras que

conservan vegetales en estado fresco. Este ciclo también impide la entrada de

refrigerante líquido al compresor y mejora el desescarche del evaporador .

20

DOSSAT (1980) y ALARCON (2000), coinciden en que la válvula

reguladora de presión es adecuada en instalaciones que requieran control de

humedad o que utilizan unidades enfriadoras, evaporadores de aire en los que

no se quiera formación de hielo. Se conecta en la succión principal para

controlar la presión en todos los evaporadores.

2.5.5 Aparatos anexos al circuito. A la maquinaria frigorífica puede

incorporársele diferentes instrumentos que la adaptan de mejor manera para las

condiciones de trabajo deseadas y según el tipo de refrigerante utilizado. Estos

accesorios permiten la mejora en el rendimiento bajo condiciones de trabajo

para la cual se diseñó la instalación. Algunos de estos dispositivos son

relatados brevemente a continuación.

Los manómetros de baja y alta presión permiten verificar que la

maquinaria frigorífica se encuentre dentro de un rango de presiones aceptable

para el correcto funcionamiento y pueden ser incluidos junto con la unidad

condensadora (ALARCON, 2000).

El separador de aceite, señala DOSSAT (1980), generalmente se ubica

en la tubería de descarga del compresor, y puede ser incorporado junto a la

unidad condensadora. Cumple la función de separar el refrigerante del aceite y

regresar este último al cárter del compresor.

Según DOSSAT (1980), en muchas instalaciones es frecuente el uso

de un calefactor para el cárter del compresor. Si la temperatura del cárter

desciende a un valor bajo la temperatura que se tiene en el evaporador, el

refrigerante se condensa en el cárter. Esto ocurre sólo durante ciclo de paro del

compresor y, por lo general, en períodos invernales, cuando el compresor se

encuentra ubicado al aire libre o en bodegas frías. La mezcla de refrigerante

con aceite produce un fuerte espumeo a medida que se aumenta la proporción

21

de refrigerante, lo cual trae como consecuencia que una cantidad considerable

de aceite sea sacada del cilindro hacia el cárter. El calefactor del cárter, en el

primer caso, mantiene la temperatura del cárter sobre la temperatura de

evaporación del refrigerante; en el segundo caso, al mantener el aceite a una

temperatura mayor a la normal, reduce la cantidad de refrigerante que puede

disolverse en el aceite.

DOSSAT (1980), señala que el filtro deshidratador es imprescindible en

instalaciones que funcionan con refrigerantes HFC (ecológicos), HCFC y CFC,

debido a que la humedad al interior del circuito por el que fluye el refrigerante

en diferentes grados, da lugar a la formación de compuestos altamente

corrosivos (generalmente ácidos), los que pueden reaccionar con el aceite

lubricante y algunos otros materiales del sistema, incluyendo los metales. Este

filtro se puede instalar en la tubería de líquido, al interior de la cámara de

refrigeración, ya que al ser la parte más fría tiende a condensar mayor cantidad

de la humedad.

El visor de líquido, según ALARCON (2000), permite determinar si se

encuentra refrigerante vaporizado en la tubería de líquido. Además, si éste

cuenta con un indicador de humedad, se detecta el momento en el cual debe

ser reemplazado el filtro deshidratador.

Otro equipamiento anexo corresponde a válvulas de servicio, válvulas

de seguridad, o un flexible antivibración. Éste último reduce el ruido producido

por la vibración del compresor durante su funcionamiento, el cual es transmitido

y amplificado por el sistema de tuberías. Todos éstos dispositivos pueden ser

incorporados en unidades condensadoras (ALARCON, 2000).

22

2.6 Recomendaciones en el diseño de tuberías de fluido refrigerante. DOSSAT (1980), considera los siguientes supuestos básicos para el

correcto diseño del tendido de tuberías:

- asegurar un suministro adecuado a todos los evaporadores,

- asegurar el retorno adecuado del aceite al cárter del compresor,

- evitar pérdidas excesivas de presión del refrigerante,

- evitar la entrada de refrigerante líquido al compresor,

- evitar el entrampe de aceite en el evaporador o tubería de succión que

dificulten la correcta circulación del refrigerante.

Para los refrigerantes CFC, HCFC y HFC se recomienda el uso de

tuberías de cobre. DOSSAT (1980), señala que entre sus ventajas sobre otros

materiales comúnmente usados se cuenta su peso ligero, resistencia a la

corrosión y facilidad de instalación. Para refrigeración sólo deben ser utilizados

los tipos K y L. Con presiones de trabajo inferiores a 17 bar pueden ocuparse

uniones roscadas en tuberías de diámetro menor a 3 pulgadas. En tuberías de

diámetro menor a ½ pulgada puede usarse soldadura suave (95% estaño y 5%

antimonio) que se funde a 240°C, mientras que en diámetros mayores se

recomiendan soldaduras fuertes (plata y latón) con puntos de fusión desde

550°C.

DOSSAT (1980), sugiere que un buen diseño requiere que la tubería

sea dimensionada para una caída de presión máxima equivalente a una caída

de temperatura de 1,1°K para refrigerantes CFC y HCFC, lo cual es

corroborado por ALARCON (2000), que amplia este criterio para refrigerantes

HFC. Para amoníaco se admiten pérdidas de presión equivalentes una caída de

temperatura de 0,55°K.

23

2.6.1 Dimensionamiento de la tubería de succión. Según DOSSAT (1980),

el diseño de la tubería de succión es el más crítico. Colocar un tubo de menor

diámetro al necesario produce una caída de presión significativa en el

refrigerante, lo que disminuye la capacidad y eficiencia del sistema. Si el

diámetro se sobredimensiona, se pueden producir velocidades bajas de

circulación del fluido, lo cual dificulta el retorno del aceite lubricante al cárter del

compresor. En el caso que los evaporadores estén ubicados sobre el nivel del

compresor y en el diseño se incluya dejar un declive a lo largo de la tubería

horizontal de succión, el retorno del aceite se puede producir por gravedad, por

lo que sólo se debe procurar la elección de un diámetro que no provoque una

caída de presión importante en la tubería.

2.6.2 Dimensionamiento de la tubería de líquido. DOSSAT (1980), explica

que la función del tubo de líquido es entregar refrigerante subenfriado

procedente del tanque receptor hasta la válvula del control de flujo refrigerante

a una presión suficiente que permita a esta última operar en forma eficiente. El

diseño debe evitar la formación instantánea de gas antes de que el líquido

llegue a la válvula de expansión, ya que reduce la capacidad de dicha válvula,

causa erosión de la aguja y asiento, y conduce a un control errático del

refrigerante hacia el evaporador. Para evitar la formación de gas, la presión del

líquido en el tubo debe mantenerse por encima de la presión de saturación

correspondiente a su temperatura.

El mismo autor indica que cualquier aceite arrastrado por la tubería

llega hasta el evaporador, por lo cual no es un problema el retorno de aceite al

cárter. Agrega que el subenfriamiento del líquido al salir del condensador ayuda

a asegurar que no se forme gas en la línea, ya que permite mantener el

refrigerante en estado líquido con una caída de presión equivalente al grado

térmico de subenfriamiento.

24

2.7 Ciclo de bombeo en vacío. Según DOSSAT (1980), el ciclo de bombeo en vacío es indicado

especialmente en instalaciones de almacenaje de vegetales, en el que el inicio

del ciclo es controlado por la temperatura de la cámara o del producto

almacenado.

El mismo autor explica que la temperatura del espacio refrigerado,

producto o evaporador es controlada directamente por el termostato. Sin

embargo, en lugar de activar y detener el impulsor del compresor, el termostato

actúa para abrir o cerrar una válvula solenoide instalada en la línea de líquido

por lo general cerca de la válvula de expansión. A medida que la temperatura

es reducida hasta la temperatura de control, el termostato interrumpe el circuito

solenoide cerrando la válvula, con lo cual se detiene el paso de refrigerante a la

válvula de control. La operación continua del compresor evacúa el refrigerante

hasta la válvula solenoide, con lo cual se reduce la presión de la succión hasta

un valor predeterminado, desconectando el control de presión baja, que a su

vez interrumpe el circuito motriz del compresor y lo detiene. Cuando la

temperatura se eleva a un valor predeterminado el termostato acciona la

apertura de la válvula solenoide, permitiendo el libre paso de líquido refrigerante

al evaporador. Debido a que el evaporador se encuentra caliente, el líquido es

vaporizado rápidamente elevándose la presión de la succión con lo cual se

produce la conexión del control de presión baja, cerrando el circuito motriz del

compresor y accionando su funcionamiento.

La ventaja principal de este ciclo, indicada por DOSSAT (1980), es la

reducción de refrigerante absorbido por el compresor con la consecuente

disminución en el riesgo de entrada de refrigerante líquido al compresor.

25

3 MATERIAL Y METODO 3.1 Descripción del mercado comprador.

El diseño de la cámara de refrigeración está basado en los

requerimientos de zanahoria, betarraga y repollo de dos supermercados de la

ciudad de Coyhaique, principales destinatarios de los productos. Las cantidades

presentadas fueron aportadas en forma directa por ambos supermercados y no

corresponden a cifras publicadas.

3.2 Estudio técnico. Incluye los cálculos para dimensionamiento de la cámara de

refrigeración, elección de materiales, cálculo de las cargas térmicas y elección

de la maquinaria frigorífica.

3.2.1 Capacidad de la cámara de refrigeración. La capacidad de la cámara

de refrigeración se determinó de acuerdo a las cantidades requeridas por el

mercado comprador durante el período comprendido entre los meses de mayo

a diciembre, tiempo en el cual el producto puede ser mantenido en buenas

condiciones y sin mayores variaciones en su calidad.

Dado que se considera el almacenaje en bins con capacidad de

almacenamiento de 1 m3, se procedió a calcular el número de bins requeridos

para cada producto según la masa en estado fresco que puede ser almacenada

(Anexo 1).

3.2.2 Condiciones ambientales de diseño. Se evaluaron condiciones de

temperatura y humedad exterior en base a un registro meteorológico del sector,

y condiciones del producto tales como su temperatura de ingreso (basado en la

26

temperatura del ambiente en la época de almacenamiento) y las características

del embalaje utilizado. Estos datos son necesarios para cálculo de cargas

térmicas.

Los datos correspondientes a las condiciones ambientales de diseño

externas a la cámara de refrigeración fueron procesados en base a registros de

la Dirección General de Aeronáutica Civil, Estación Meteorológica del

Aeródromo Teniente Vidal, ubicada en el sector El Claro, a 5 km en dirección

oeste de la ciudad de Coyhaique. El registro contiene las temperaturas mínima

y máxima diarias, humedad relativa y velocidad del viento, correspondiente a

datos registrados entre enero de 1991 a diciembre de 1999. Con éstos se

obtuvo la temperatura, humedad relativa y velocidad del viento de diseño de la

cámara.

La temperatura ambiental de diseño, calculada para cada mes,

corresponde a la temperatura media histórica máxima, para el periodo que

comprende el registro. La temperatura ambiental mínima de diseño calculada

corresponde a la mínima temperatura media histórica registrada para el mismo

periodo.

La humedad relativa de diseño, calculada para cada mes, corresponde

a la humedad relativa promedio máxima registrada entre los años 1991 a 1999.

La velocidad de diseño del viento calculada, corresponde a la máxima velocidad

media registrada entre los meses de marzo a diciembre, durante el período

abarcado por el registro meteorológico.

Los datos de temperatura de diseño del suelo, medida a 10 cm de

profundidad, fueron obtenidos de la estación meteorológica del Centro Regional

de Investigaciones Tamel Aike, ubicado en el sector Santa Elena, 32 km al sur

27

de la ciudad de Coyhaique, y corresponden a un registro comprendido entre

julio de 1997 hasta febrero de 2002.

Se tomó como temperatura de diseño el valor máximo de temperatura

media ocurrida para el período que comprende el registro. La temperatura de

diseño mínima del suelo corresponde al valor mínimo registrado para el mismo

período.

3.2.3 Dimensionamiento de la cámara de refrigeración. Las dimensiones de

la cámara de refrigeración se realizaron según el número de bins que deben ser

almacenados.

Se busca tener la mejor distribución de los productos en la cámara, de

manera que se exponga la menor superficie con el máximo de volumen. Cuanto

menor sea la superficie expuesta, menores serán las ganancias térmicas por

superficies.

Según la ecuación 3.1 se realizó el cálculo del número de bins de

acuerdo a la altura de apilamiento y distribución en el largo y ancho para

determinar la cantidad más cercana a los requerimientos.

BT = Bh * Ba * Bl (3.1)

en el que BT , corresponde al número total de bins; Bh, corresponde al número

de bins apilados; Ba, equivale al número de bins colocados en el ancho de la

cámara y; Bl, corresponde al número de bins colocados en el largo de la

cámara.

La superficie total se calculó de acuerdo a la sumatoria de las

superficies interiores de la cámara (piso, techo y muros), considerando que los

28

bins son colocados uno al lado del otro sin dejar espacio entre los mismos, ni

espacios entre éstos y las paredes, piso y techo.

SMa = 2 * (Bh* h) * (Ba* a) (3.2)

SMl = 2 * (Bh* h) * (Bl* l) (3.3)

SPT = 2 * (Ba* a) * (Bl* l) (3.4)

En las ecuaciones 3.2, 3.3 y 3.4, los términos h, a y l corresponden a

las dimensiones de altura, ancho y largo del bin respectivamente, expresadas

en metros. El término SMa corresponde a la superficie de los muros ubicados en

la zona ancha de la cámara; SMl equivale a la superficie de los muros ubicados

en la zona larga y; SPT a de las superficies de piso y techo. Todas las superficies

están expresadas en m2.

Dado que no todas las distribuciones generan el mismo número de

bins, para que estas sean comparables se determinó el parámetro de número

de bins por unidad de superficie para cada distribución (ecuación 3.5), en el

cual el área corresponde a la sumatoria de las superficies interiores de cada

disposición en particular.

)( PTlMaM

TS SSS

BB++

= (3.5)

en la que BS corresponde al número de bins por unidad de superficie, siendo

ésta última medida en m2.

Una vez elegida la distribución, para determinar las dimensiones

interiores reales de la cámara de refrigeración, se añadieron dimensiones

29

constantes de espaciamiento entre bins, espaciamiento entre bins y muros y

entre bins y techo.

Dado que se requiere un pasillo interior para maniobrar con horquilla

elevadora, se determinó la ubicación más favorable al interior de la cámara de

acuerdo a la alternativa que exponga una menor área.

3.2.4 Especificaciones constructivas. Se determinaron los materiales más

adecuados para la instalación así como características constructivas especiales

acordes al diseño planteado.

Se definió el grosor de los paneles que componen los muros y

techo según tablas de recomendación entregadas por el fabricante (Anexo 3),

los cuales recomiendan el espesor del panel de acuerdo a la temperatura que

se desea mantener al interior de la cámara.

3.2.5 Cálculo de cargas térmicas. Se determinaron las cargas térmicas por

superficie, calor de respiración, calor sensible del producto y embalaje al

ingresar a la cámara, cambios de aire y por luces según diferentes ecuaciones

para el cálculo de estos parámetros.

3.2.5.1 Cálculo de carga por superficies. Según DOSSAT (1980), para el cálculo

de cargas térmicas de las distintas superficies se recurre a la ecuación:

TUAQs ∆= ** (3.6)

en la que Qs corresponde al flujo de calor en kcal/h; A corresponde a la

superficie total sobre la que se produce éste flujo de calor expresada en m2; U

corresponde al coeficiente total de transferencia de calor según los materiales

ocupados, medido en kcal/hm2°C y; ∆T corresponde a las diferencias de

30

temperatura de diseño entre el ambiente externo y la temperatura interna que

se desea mantener, medida en grados Celsius.

Según ASHRAE (1981) y DOSSAT (1980), el ∆T de diseño de la

ecuación 3.6 debe ser corregido, ya que las superficies que están expuestas al

sol tienen una temperatura mayor que aquellas que se encuentran a la sombra.

La corrección consiste en adicionar al ∆T, la temperatura de corrección indicada

en el Anexo 6, según características de color y ubicación del muro. Debido a

que las correcciones del Anexo 6 están referidas al hemisferio norte, para hacer

equivalentes estos datos al hemisferio sur se tomaron los datos de corrección

de temperatura de “Pared Este” por “Pared Oeste”, “Pared Sur” por “Pared

Norte”, y “Pared Oeste” por “Pared Este”. No se corrigió la temperatura de

diseño del techo debido a que éste se encontrará bajo sombra, de acuerdo al

diseño propuesto en las especificaciones constructivas.

Dado que el coeficiente total de transferencia de calor depende de los

materiales ocupados, para cada tipo de superficie a analizar se ocupará la

ecuación 3.7 (DOSSAT, 1980).

∑ ++=

hehiRiU

/1/11 (3.7)

en la cual hi y he corresponden a los coeficientes de conductancia superficial

interior y exterior respectivamente, medidos en kcal/hm2°C. DOSSAT (1980),

señala que Ri corresponde a la resistencia térmica de cada elemento y se

determina según la ecuación:

i

ii k

xR = (3.8)

31

en la cual xi equivale al espesor del material i, expresado en m, y ki corresponde

al coeficiente de conductividad térmica del material i, expresado en kcal/hm°C.

3.2.5.2 Cálculo del calor sensible del producto y embalaje. Según DOSSAT

(1980), el calor que debe ser retirado del producto, que llega a temperatura de

campo y debe disminuirse a la temperatura final de almacenaje, se calcula de

acuerdo a la ecuación:

tTcmQP

∆=

** (3.9)

en la cual m corresponde a la masa del producto que ingresa diariamente,

expresada en kg; c al calor específico en kcal/kg°C; ∆T a la diferencia entre la

temperatura de ingreso y la temperatura final del producto en °C; t es el tiempo

en el cual debe ser enfriado el producto. Esta ecuación también es válida para

calcular el calor que debe ser retirado del embalaje.

Para determinar la masa diaria de cada producto que debe ser

enfriada, se debe conocer la cantidad total de producto cosechado y el tiempo

que dura la cosecha. Esta fue calculada según la ecuación 3.10.

D

T

CCCE = (3.10)

en la que CE es la carga de producto que debe ser enfriada diariamente,

expresada en kg/día; CT la cantidad total de producto cosechado, medida en kg;

CD es el tiempo de duración de la cosecha, expresado en días.

32

El número de bins que ingresa a la cámara por día, equivale a la carga

diaria de enfriamiento dividido por la capacidad del bin para cada producto, por

lo que:

CBCEBD = (3.11)

donde BD es el número de bins ingresados diariamente y CB es la capacidad

de almacenaje del bin expresada en kg, ésta última calculada a partir del Anexo

1.

3.2.5.3 Cálculo de cargas por calor de respiración. Según DOSSAT (1980), para

realizar el cálculo de calor de respiración total de los productos (QR) se

considera la masa del producto que será almacenado y el calor de respiración

producido a la temperatura de almacenaje. En la ecuación 3.10, se detalla la

manera de realizar el cálculo.

QR = m * cr (3.12)

en la que m corresponde a la masa de producto al interior de la cámara

expresada en toneladas, y cr al calor de respiración de dicho producto medido

en kcal/t h.

3.2.5.4 Cálculo de cargas por cambios de aire. El calor que se transmite por

cambios de aire de la cámara (QA) es función del volumen de la misma, el calor

necesario para enfriar el aire externo y el número de renovaciones del aire. El

cálculo se realiza utilizando la ecuación 3.13, entregada por DOSSAT (1980).

33

24** nfvVQA = (3.13)

en el que V, es el volumen interno de la cámara expresado en m3; fv, el factor

de ganancia de calor por cambios de aire en kcal/m3; n corresponde al número

de renovaciones de aire de la cámara por día. El valor fv es obtenido para cada

mes de acuerdo a la ecuación 3.14 (DOSSAT, 1980).

fv = δ * (he – hi) (3.14)

en la cual δ corresponde a la densidad del aire externo a las condiciones de

humedad y temperatura de diseño, en kg/m3; he es la entalpía del aire externo

según temperatura y humedad relativa de diseño en kcal/kg; hi es la entalpía del

aire al interior de la cámara de refrigeración según las condiciones de humedad

y temperatura deseadas, medidas en kcal/kg.

3.2.5.5 Cálculo de cargas por iluminación. Según la luminosidad recomendada

por ASAE (1981) para almacenes de alimento y la intensidad de iluminación

para tubos fluorescentes dada por SEARS et al. (1998), se realizó el cálculo de

luminosidad (L) según la ecuación 3.15, y posteriormente la ganancia térmica

por iluminación (QL) según la ecuación 3.16 entregada por DOSSAT (1980).

A

R

RLL = (3.15)

en la cual L corresponde luminosidad requerida medida en W/m2; LR es la

luminosidad recomendada, medida en lum/m2; RA es el rendimiento del tubo

fluorescente o ampolleta, expresado en lum/W.

34

25,1*86,0*lL PQ = (3.16)

en la cual QL es el calor total removido (kcal/h); Pl la potencia de alumbrado

(W), obtenida del producto entre la luminosidad requerida y la superficie de la

cámara de refrigeración; 0,86 es el factor para transformar Watt en kcal/h; y

1,25 es el 25% adicional de calor producido por el partidor del tubo.

Las cargas térmicas por personal que ingrese a la cámara o el trabajo

realizado por la horquilla elevadora en su interior se omitieron por ser

insignificante en la carga total, debido al poco tiempo en que se realizan las

labores que en el interior y lo esporádico de las mismas.

3.2.5.6 Análisis de las cargas térmicas calculadas. Durante la cosecha es el

momento en el cual se produce la carga térmica máxima. Esto ocurre porque se

debe disminuir la temperatura del producto y embalaje desde la temperatura de

campo a la temperatura de almacenaje, lo que no se produce en los meses

posteriores en los que sólo debe mantenerse la temperatura de almacenaje.

Además, al finalizar la cosecha se tiene el momento de máxima acumulación de

producto al interior de la cámara, con la consecuente mayor cantidad de carga

térmica por respiración.

Para determinar la variación de cargas térmicas durante la cosecha se

calculó la carga diaria de enfriamiento (calor del producto + calor del embalaje)

según el producto y la época de almacenaje.

Al ir aumentando la cantidad de producto al interior de la cámara de

refrigeración, aumenta de igual manera el calor de respiración a una tasa

equivalente a la cantidad ingresada y según el tipo de producto almacenado. La

carga horaria de respiración durante la cosecha se calculó para cada día según

35

la sumatoria del calor de respiración de los productos almacenados y el calor de

respiración del producto ingresado durante el día.

Para el cálculo de la carga térmica total, a la sumatoria de las cargas

relativas al producto (respiración diaria y carga de enfriamiento) se le adicionó

el valor constante de carga por iluminación y las ganancias térmicas por

superficies y cambios de aire.

La carga térmica total para la cual deben seleccionarse los equipos

corresponde al valor máximo producido durante la cosecha. A la carga térmica

total de diseño se le adicionó un 10% como factor de seguridad, según lo

recomendado por DOSSAT (1980), y se prorrateó para un tiempo máximo de

funcionamiento de la maquinaria de 18 horas por día, de modo que se tenga

tiempo suficiente para el deshielo de los evaporadores.

Para conocer las variaciones de carga térmica durante los meses de

almacenaje, se realizaron los cálculos correspondientes de carga mensual

máxima, a los que se le incluyeron el factor de seguridad de 10% y prorrateo de

la carga para un tiempo de funcionamiento de 18 horas.

Se realizó el cálculo de cargas térmicas para temperaturas ambientales

de diseño negativas producidas durante los meses más fríos del año, con el

objetivo de determinar el riesgo de congelamiento de los géneros al interior de

la cámara y la consecuente necesidad de calefacción para dicho período. Las

cargas térmicas mínimas por calor de respiración corresponden a las generadas

por la cantidad mínima de producto al interior de la cámara, valor que equivale a

la cantidad máxima de producto del mes siguiente.

3.2.6 Análisis comparativo de refrigerantes. Para la comparación de los

refrigerantes R-134a y R-404a, se determinaron los parámetros de efecto

36

refrigerante, volumen de refrigerante que debe remover el compresor y el

trabajo realizado por el mismo, según ecuaciones entregadas por DOSSAT

(1980).

Dado que la temperatura del líquido refrigerante al llegar a la válvula de

expansión es superior a la temperatura de vaporización, la temperatura del

refrigerante deberá reducirse hasta la temperatura de vaporización antes que el

líquido pueda vaporizarse en el evaporador. Por tal motivo, al calor latente de

vaporización debe restársele el calor sensible para que el refrigerante líquido

pase de la temperatura de condensación a la de evaporación. Este enfriamiento

se obtiene restando la entalpía del líquido a temperatura de condensación, a la

entalpía del líquido a temperatura de evaporación (ecuación 3.17).

hl enfr. = hl cond. – hl evp. (3.17)

El efecto refrigerante real se obtiene restando el calor para

enfriamiento de líquido al calor latente de vaporización del gas respectivo, o

sea:

qe = hfg - hl enfr. (3.18)

en la cual qe corresponde al efecto refrigerante real, expresado en kJ/kg; hfg es

el calor latente de vaporización del fluido refrigerante a la temperatura de

evaporación, expresado en kJ/kg; hl enfr. es el calor sensible de enfriamiento del

refrigerante desde la temperatura de condensación a la temperatura de

evaporación, expresado en kJ/kg.

La masa de refrigerante circulado corresponde a la razón entre el flujo

de calor que debe ser removido de la cámara y el efecto refrigerante real, por lo

que:

37

e

T

qQm = (3.19)

en la que m corresponde al flujo de masa refrigerante expresada en kg/h; QT es

la carga térmica total que debe ser removida medida en kcal/h; qe es el efecto

refrigerante medido en kcal/kg.

El volumen de vapor circulado por unidad de tiempo corresponde al

producto entre el volumen específico del gas a la temperatura del evaporador y

la masa refrigerante circulada por unidad de tiempo, o sea:

VR = v * m (3.20)

en la cual VR corresponde al volumen total de vapor del fluido refrigerante

circulado por unidad de tiempo, expresado en m3/h; v es el volumen específico

del vapor a la temperatura de vaporización, expresado en m3/kg; m es la masa

total de refrigerante circulado expresado en kg/h y calculado según la ecuación

3.19.

El calor teórico de compresión corresponde al trabajo efectuado sobre

el vapor para incrementar su energía (entalpía) desde la temperatura de

vaporización a la temperatura a la cual será condensado:

18,4)( cv

whh

q−

= (3.21)

en la cual qw corresponde al calor teórico de compresión expresado en kcal/kg;

hv es la entalpía del vapor a la temperatura de evaporación y hc es la entalpía

del vapor a la temperatura de condensación, medidos en kJ/kg; 4,18 es el factor

para transformar kJ/kg a kcal/kg.

38

Se calculó un valor más aproximado de la potencia requerida por el

compresor, estimada mediante el producto entre el cambio de presión y el

volumen de vapor que debe ser desplazado. La ecuación 3.22, entregada por

KUNII y LEVENSPIEL (1969), indica la potencia teórica (PT), medida en kW,

requerida para la compresión del gas considerándola como proceso isotrópico.

PT = (γ/ γ-1) * p1 * V2 * [1 - (p1/p2)(γ-1)/γ] (3.22)

en la que γ, es la razón entre cp/cv (adimensional); p1 corresponde a la presión

de entrada al compresor, p2 es la presión a la salida del compresor, medida en

kPa; V2 corresponde al flujo de volumen del gas a la salida del compresor,

expresada en m3/s.

3.2.7 Elección de la unidad condensadora. La selección se realizó sobre la

base de tablas de rendimiento prediseñadas por el fabricante (Anexo 13).

Simultáneamente a la elección de la unidad condensadora se realizó la elección

del refrigerante, dado que el rendimiento del equipo varía tanto con el

refrigerante ocupado y como con las condiciones de operación requeridas.

El equipamiento anexo a la unidad condensadora se seleccionó de

acuerdo a las necesidades de la instalación. Los modelos son recomendados

por el distribuidor de los equipos.

3.2.8 Selección de unidades enfriadoras. Para la elección de unidades

enfriadoras se consideraron los datos de temperatura de evaporación, potencia

requerida y requerimientos de circulación de aire de los géneros almacenados,

éste último indicado en el Anexo 1.

Para la elección de unidades enfriadoras marca Aircoil, los datos de

potencia requerida fueron corregidos debido a que el catálogo (Anexo 17)

39

presenta potencias estimadas para D.T. de 7 y 10°C. Estos datos son

corregidos según la ecuación 3.23 (AIRCOIL, 2003), entregada por la misma

firma para la selección de sus productos.

fcTrTcPPC R

**

∆∆

= (3.23)

en la que PC es la potencia corregida, medida en kcal/h; PR corresponde al

cálculo de carga térmica que debe ser removida del interior de la cámara,

medida en kcal/h; ∆Tr corresponde a la diferencia entre la temperatura de

evaporación y la temperatura al interior de la cámara, en ºC; ∆Tc corresponde a

la diferencia entre la temperatura de evaporación del refrigerante y la

temperatura que se desea mantener al interior de la cámara, que en este caso

particular entrega valores para un D.T. de 7 y 10°C; fc corresponde al factor de

corrección según la frecuencia de deshielos realizadas en el día.

3.2.9 Elección de válvula de expansión. El cuerpo de válvula se selecciona

del catálogo indicado en el Anexo 20 según el refrigerante utilizado.

Para la elección del orificio de la válvula (Anexo 21), se calculó la

potencia frigorífica de cada evaporador. La potencia real de evaporadores

trabajando a la temperatura de evaporación requerida, fue calculada

despejando el valor de la potencia requerida en la ecuación 3.23.

3.2.10 Dimensionamiento de tuberías para refrigerante. En primer lugar se

realizó un listado de accesorios requeridos según esquemas tentativos de las

líneas de refrigerante.

La elección del diámetro más indicado de la tubería para la capacidad

de la instalación se realizó utilizando cuadros prediseñados por los fabricantes

40

de refrigerantes. Estos cuadros definen los diámetros según la capacidad (en

kW) para el refrigerante que circula por la tubería, y considera la pérdida de

carga por roce en la tubería de la mezcla de refrigerante (gaseoso y líquido) y

lubricante, en condiciones de funcionamiento normales.

Dado que la tabla está diseñada para una temperatura de

condensación de 40°C, la capacidad entregada en el Anexo 22 se corrigió para

la temperatura de condensación real multiplicándola por el factor respectivo.

Teniendo en cuenta el diámetro de tubería seleccionado, se obtuvo el

largo equivalente de los accesorios requeridos para dicho diámetro según el

Anexo 23. El largo de los tramos de tubo liso requerido se calculó de acuerdo a

las distancias estimadas según un esquema tentativo realizado de acuerdo a la

ubicación de los componentes de la maquinaria frigorífica en la instalación. La

suma entre el largo de tubo recto y el largo equivalente de los accesorios

corresponde al largo total estimado de la tubería.

La caída de presión para la línea de succión fue calculada según la

ecuación 3.24, entregada por SOLKANE (2003).

8,1

*25

*º1

=∆

tabla

realrealreal Q

Qm

LKT (3.24)

El término ∆Treal corresponde al equivalente de caída de presión del

refrigerante por fricción expresado como caída de temperatura del refrigerante

medido en grados Kelvin para un determinado tramo; la pérdida de roce sobre

la cual está confeccionado el Anexo 22 es de 1°K por 25 metros de longitud de

tubería, por lo cual estos valores son incorporados en la ecuación; Lreal es el

largo total de cada tramo de tubería expresado en metros, e incluye el largo

equivalente de los accesorios; Qreal corresponde a la potencia refrigerante que

41

fluye en cada tramo de la tubería, expresado en kW; Qtabla corresponde a la

potencia refrigerante indicada en el Anexo 22, expresada en kW.

La caída de presión por roce de la línea de líquido fue calculada según

la ecuación 3.25, entregada por SOLKANE (2003).

tabla

realtablar L

LPP *∆=∆ (3.25)

en la que ∆Pr, corresponde a la caída de presión por roce; ∆Ptabla es la caída de

presión para la cual está confeccionada la tabla (875 Pa); Lreal es el largo total

de la tubería de líquido, expresada en metros, y; Ltabla es el largo en el cual está

basada la pérdida de carga de la tabla (1 m).

La presión estática debido a la elevación vertical corresponde al

producto entre la densidad del refrigerante (a la temperatura de condensación)

y la distancia total de elevación vertical (DOSSAT,1980).

∆P estática (kg/m2) = ρ (kg/m3) * h (m) (3.26)

en la cual, ∆Pestática corresponde a la presión estática del refrigerante; ρ

corresponde a la densidad del refrigerante a la temperatura de condensación y;

h es la altura estimada a la que debe ser elevado el refrigerante, equivalente a

la diferencia de altura entre el tanque de líquido y la válvula de expansión.

La caída de presión total de la línea es equivalente a la suma de las

caídas de presión por roce y por elevación vertical de los tramos más

desfavorables.

42

3.2.11 Selección de dispositivos automáticos. Se eligieron diferentes

dispositivos para el control automatizado de la instalación, requeridos paras las

condiciones de funcionamiento que exigen los productos.

La elección del termostato se realizó sobre la base de

recomendaciones de uso dadas por el fabricante (Anexo 24).

La elección de la válvula solenoide se realizó según el caudal de vapor

refrigerante circulado, sobre el cual se seleccionó la válvula de tablas

prediseñadas por el fabricante (Anexo 25).

La válvula reguladora de presión fue seleccionada según el diámetro

de la tubería de succión (Anexo 26).

3.2.12 Aparatos anexos al circuito. Se seleccionaron distintos implementos

según requerimientos de la instalación.

El filtro deshidratador, visor de líquido y válvulas de paso son

seleccionados de acuerdo al diámetro de la tubería en la cual serán instalados

(Anexos 27, 28 y 29).

3.2.13 Esquema fluídico. La simbología utilizada corresponde a la entregada

por RAPIN y JAQUARD (1999). Dichos autores se basaron en símbolos

normalizados por ASHRAE en lo referente a aparatos y dispositivos frigoríficos

y en la normativa francesa E 04051 en lo referente a grifería.

3.3 Cálculo de costos asociados a la cámara de refrigeración diseñada. Se realizó el estudio de los costos de inversión y costos por consumo

anual de energía eléctrica asociados al funcionamiento del compresor, por ser

43

los implementos que generan el mayor consumo de energía de la instalación

diseñada.

3.3.1 Costos de inversión. Los costos totales de inversión de la instalación

incluyen los costos de materiales de construcción (colocados en la ciudad) y

costos de construcción de la cámara de refrigeración. Además, se determinaron

las proporciones de los distintos componentes en el costo total de inversión.

Se determinaron los costos relativos a la maquinaria frigorífica (puesta

en la ciudad) y las proporciones de los equipos, incluyéndose los costos de la

maquinaria y los distintos dispositivos, además de los costos de instalación de

los equipos.

Los costos de materiales de construcción y máquinas corresponden

principalmente a cotizaciones proporcionadas por empresas de la Región

Metropolitana y de la ciudad de Coyhaique, las cuales fueron realizadas durante

el mes de junio de 2003. A las cotizaciones realizadas en la Región

Metropolitana se le adicionó el recargo por transporte a la ciudad de Coyhaique.

3.3.2 Costos por consumo de energía eléctrica. Se calcularon los costos por

consumo de energía eléctrica según el uso horario anual derivado

exclusivamente del ciclo de funcionamiento del compresor.

Los artefactos en funcionamiento con consumo de energía relevante,

corresponden a los motores eléctricos del compresor y motores eléctricos de los

ventiladores del condensador y de los evaporadores. Su uso horario se calculó

según la carga térmica horaria máxima mensual que debe ser removida de la

cámara.

44

La carga térmica horaria durante la cosecha fue calculada según el

promedio de las cargas horarias para cada día. Se determinó la carga térmica

durante el almacenaje en el mes de abril por la diferencia entre la carga máxima

durante la cosecha y la carga térmica por calor a retirar del bin y el producto

almacenado para ese día. Todas las cargas están expresadas en kcal/h y

fueron transformadas a Watt.

Para el cálculo de costos no se incluye el factor de seguridad de 10%

ni se prorratean las cargas para un funcionamiento diario de 18 horas. Dichos

factores son sólo recomendados para la elección de la maquinaria frigorífica

según lo indicado por DOSSAT (1980).

Dado que las cargas están expresadas en Watt, fueron multiplicadas

por 24 h/día para obtener la carga en W-h/día (QTi). El cálculo de horas de

funcionamiento de la maquinaria por día (TF), corresponde la relación entre la

carga diaria y la capacidad del compresor (ecuación 3.27). La capacidad

frigorífica del compresor (QC), el cual se encuentra integrado a la unidad

condensadora, fue estimada por interpolación de los valores indicados en el

Anexo 13, para una temperatura de condensación de 30°C, y se encuentra

medida en W.

C

Ti

QQ

TF = (3.27)

Las horas anuales de funcionamiento durante la cosecha se estimaron

según el producto entre los días de duración de la cosecha (34 días) y las horas

de funcionamiento por día de la maquinaria. Las horas anuales de

funcionamiento durante el periodo de almacenaje en el mes de abril, se

calcularon según el producto entre el número de días que se ocupa para tales

efectos (15 días) y las horas de funcionamiento por día. Las horas anuales para

45

los meses de mayo a diciembre se calcularon por el producto entre el número

de días del mes respectivo, es decir 30 ó 31 días según corresponda, y las

horas de uso diario para cada mes en particular.

Los costos anuales por consumo de energía se determinaron según el

producto entre la potencia de cada motor (kW), el tiempo anual de

funcionamiento (h) y el costo por consumo de energía (kW-h). En motores se

considera el costo por consumo de energía según tarifa AT3, indicada para el

año del estudio.

El costo total anual por concepto de energía eléctrica corresponde a la

suma entre los costos por energía consumida anualmente, costos por potencia

contratada y costo fijo por cliente. El costo de potencia contratada se calculó

según el requerimiento de un transformador de 10 kW, cuyo arriendo se estimó

por un periodo de 12 meses al tratarse de un contrato obligatoriamente anual.

De la razón entre el costo total anual por consumo de energía eléctrica

y la masa total almacenada se obtuvo el aumento del precio del producto por

unidad de peso (ecuación 3.28).

MPACAEACP = (3.28)

donde ACP es el aumento del costo del producto, en $/kg; CAE corresponde al

costo anual por consumo de energía eléctrica, en $; MPA corresponde a la

masa total de producto almacenado, expresada en kg.

46

4 PRESENTACION Y DISCUSION DE RESULTADOS

4.1 Descripción del mercado comprador.

En el Cuadro 1 se muestra la demanda actual aproximada en forma

mensual de los productos considerados en el diseño de la cámara de

refrigeración, para ambos supermercados.

CUADRO 1. Cantidades aproximadas mensuales requeridas por los supermercados.

Se estima que el periodo de almacenaje de los productos en la cámara

de refrigeración debiera prolongarse desde inicios de la cosecha (segunda

semana de marzo) hasta finales de diciembre, tiempo en el cual se pueden

mantener las hortalizas sin mayores variaciones en su calidad. La cantidad

almacenada corresponderá a la demanda estimada entre los meses de mayo

Temporada Mes Zanahoria (kg) Betarraga (kg) Repollo (Unid.)Abril 8.820 840 3.650Mayo 8.820 840 3.650Junio 8.820 840 3.650Julio 8.820 840 3.650Agosto 8.820 840 3.650Septiembre 8.820 840 3.650Octubre 9.800 1.630 6.810Noviembre 9.800 1.630 6.810Diciembre 9.800 1.630 6.810Enero 9.800 1.630 6.810Febrero 9.800 1.630 6.810Marzo 9.800 1.630 6.810

111.720 14.820 62.760

Baja

Alta

Total anual

47

hasta diciembre, época de baja oferta de producto fresco en buenas

condiciones.

4.2 Estudio técnico. El análisis de los parámetros técnicos define las características de las

dimensiones y materiales de construcción más adecuados para la cámara

refrigeración, así como el sistema de refrigeración que debe ser empleado

según las condiciones ambientales exteriores y el tipo de producto que es

almacenado en su interior.

4.2.1 Capacidad de la cámara de refrigeración. Dado que la demanda de los

productos equivale a un periodo de ocho meses (cinco meses de temporada

baja y tres meses de temporada alta), las cantidades que deben ser

almacenadas son de 73.500 kg de zanahoria, 9.100 kg de betarraga y 38.650

unidades de repollo. Considerando un peso promedio por unidad de repollo de

1,6 kg aproximadamente, se almacenaría el equivalente a 61.900 kg.

Se prefiere almacenaje en bins en lugar de almacenaje a granel debido

a que se guardarán distintos productos en su interior que deben mantenerse

separados, además de sus múltiples ventajas mencionadas en el Capítulo 2.

Se utilizan bins de 1,22 x 1,22 m de base y 0,91 m de altura, el cual

cuenta con un volumen aprovechable de 1 m3 aproximadamente. Según el

Anexo 1, se pueden almacenar 500 kg de repollo, 550 kg de zanahoria y 600 kg

de betarragas en un m3, que equivale a la cantidad que se puede almacenar

efectivamente por bins.

Dividiendo la masa total de cada producto que será cosechado, por el

peso que sostiene cada bins por producto, se obtiene el número de bins que

serán ocupados para cada género, y la suma de estos indica la cantidad total

48

de bins que serán almacenados. En el Cuadro 2 se muestra el número de bins

necesarios por cada producto.

CUADRO 2. Cálculo de número de bins totales que ingresan en la cámara a diseñar.

La capacidad de la cámara debe tener un volumen que permita

almacenar alrededor de 274 bins, equivalentes a 73.500 kg de zanahoria, 9.100

kg de betarraga y 61.900 kg de repollo.

4.2.2 Condiciones de diseño. El Cuadro 3 muestra las condiciones exteriores

de diseño durante los meses de funcionamiento de la cámara a proyectar, como

temperatura (ambiental y del suelo) y humedad relativa. Se incluyen las

temperaturas de diseño mínimas (ambiental y del suelo) para los meses más

fríos del año. Para el cálculo del coeficiente de convección externo se considera

una velocidad de viento de diseño de 40 km/h. El Cuadro 4 muestra las

condiciones de ingreso de los distintos productos, mientras que el Cuadro 5 las

condiciones de ingreso del embalaje según el mes en el cual son almacenados.

Producto Total (kg) Masa de producto por bin (kg)

N° de bins

Zanahoria 73.500 550 134 Betarraga 9.100 600 16 Repollo 61.900 500 124 Total 144.500 - 274

49

CUADRO 3. Condiciones atmosféricas exteriores de diseño para el sector.

Mes Temperatura de diseño ambiental

(°C)

Temperatura mínima

ambiental de diseño (°C)

Humedad Relativa

Promedio (%)

Temperatura de diseño del

suelo (°C)

Temperatura mínima de diseño del suelo (°C)

Marzo 19,4 - 72,8 9,1 - Abril 16,0 - 76,0 7,8 - Mayo 15,0 -2,4 83,2 5,4 1,6 Junio 11,1 -15,0 86,0 3,5 -1,5 Julio 13,5 -11,0 84,0 2,0 -1,5 Agosto 12,4 -4,0 77,3 2,4 -0,5 Septiembre 14,0 - 73,3 2,8 - Octubre 16,0 - 68,2 6,2 - Noviembre 19,0 - 67,6 8,0 - Diciembre 22,0 - 66,3 10,0 - CUADRO 4. Condiciones térmicas de los productos al ingresar a la

cámara. Tipo de producto kg de producto por bin Temperatura de ingreso (° C) Zanahoria 550 9,1 Betarraga 600 9,1 Repollo 500 16

CUADRO 5. Condiciones térmicas del embalaje según época de ingreso

a la cámara de refrigeración.

La cámara comienza a funcionar durante el mes de marzo (época de

cosecha de las raíces, las que serán enfriadas a medida que ingresan a la

cámara), y termina en el mes de diciembre, por lo cual sólo se consideran las

Tipo de embalaje Peso (kg) Dimensiones (m) Temperatura de ingreso (° C)

Bin marzo 110 1,22 x 1,22 x 0,91 19,4 Bin abril 110 1,22 x 1,22 x 0,91 16

50

temperaturas (ambiental y del suelo) y humedad relativa de diseño para éste

periodo.

La temperatura de ingreso de las raíces corresponde a la temperatura

del suelo a 10 cm de profundidad durante el periodo de cosecha realizada en el

mes de marzo, mientras que la temperatura de ingreso del repollo corresponde

a la temperatura de diseño durante la cosecha realizada en el mes de abril. No

se considera el efecto de un alza de temperatura de las raíces antes de ingresar

a la cámara, ya que éstas se irán guardando inmediatamente en la medida que

los bins sean llenados por los productos.

4.2.3 Dimensionamiento de la cámara de refrigeración. Se busca tener la

mejor distribución de los productos en la cámara, de manera que se exponga la

menor superficie con el máximo de volumen. Cuanto menor sea la superficie

expuesta, menores serán las ganancias térmicas por superficies. En el Cuadro

6 se muestran diferentes formas de distribución de los bins, el volumen

requerido y la superficie expuesta según la disposición, calculados de acuerdo a

las ecuaciones 3.1, 3.2, 3.3, 3.4 y 3.5.

CUADRO 6. Análisis de número de bins, volumen y superficie expuesta

según el tipo distribución realizada.

A lto A ncho Largo4 4 18 288 390 409,7 0,7034 5 14 280 379 377,1 0,7424 6 12 288 390 374,2 0,7704 7 10 280 379 359,4 0,7794 8 9 288 390 365,3 0,7885 4 14 280 379 366,5 0,7645 5 11 275 372 341,4 0,8065 6 10 300 406 356,2 0,8425 7 8 280 379 333,2 0,840

N° b ins / sup. to ta l

S uperfic ie to ta l (m²)

D istribución de los b ins N° b ins V olum en en m ³

51

Del análisis del Cuadro 6, se concluye que la distribución que más se

ajusta a las necesidades es apilar 5 bins y colocar 7 bins de ancho, por 8 bins

de largo. Esta distribución excede en 6 bins la cantidad requerida, lo cual es

deseable por permitir almacenar cualquier pequeño incremento que se tenga en

la producción o la demanda del producto.

Las otras alternativas interesantes son: (1) apilar 4 bins y colocar 7

bins de ancho y 10 de largo; (2) apilar 5 bins y colocar 5 de ancho y 11 de largo

y; (3) apilar 5 bins de alto, colocar 6 bins de ancho y 10 bins de largo.

La primera alternativa se descartó debido a que aunque permite

almacenar 280 bins (al igual que la alternativa elegida), la distribución

presentada expone una mayor superficie al exterior, lo cual no es deseado

debido a la ganancia de carga térmica por paredes.

La segunda alternativa fue descartada debido a que se ajusta

excesivamente a los requerimientos, lo que perjudicaría cualquier pequeño

incremento en la cantidad de hortalizas que se almacenen. Además, a

diferencia de la alternativa escogida, ésta alternativa presenta un ligero

incremento en el área expuesta por la cámara, aún teniendo menor número de

bins para almacenar.

La tercera alternativa se descartó por exceder la cantidad requerida

para almacenar, aunque tiene una mejor relación de bin por superficie

expuesta. Si se considera que para efectos de cálculos posteriores se dejará un

pasillo interior de 3,4 metros de ancho (para maniobrar con horquilla elevadora),

el cual puede ser usado en gran parte para almacenar o amortiguar aumentos

de cantidad de producto, ésta alternativa excedería aún más la capacidad

volumétrica de la cámara.

52

Debido a que la distribución elegida excede en 6 bins a la cantidad

estimada para almacenar, para efectos de cálculos posteriores se asignan dos

bins a la cantidad total de zanahorias, un bins adicional a la cantidad de

betarraga y 3 bins a la cantidad de repollo. La capacidad de almacenamiento en

unidad de peso de la cámara sería de 74.800 kg de zanahoria (136 bins x 550

kg/bin), 10.200 kg de betarraga (17bins x 600 kg/bin) y 63.000 kg de repollo

(126 bins x 500 kg/bin)

Dado el tamaño estimativo de la cámara, para el diseño se considera

un apilamiento de cinco bins; espacio entre bins y techo de 0,5 m; espacio entre

bins y muros de 0,6 m y; espacio entre bins de 0,15 m. Se debe dejar un pasillo

interior de 3,4 m de ancho, para facilitar la carga y descarga con horquilla

elevadora.

CUADRO 7. Detalle de medidas de espaciamiento y medidas para la distribución elegida según dimensiones de los bins.

Utilizando las distancias de separación del Cuadro 7, se determina el

largo, ancho y altura total interior de la cámara de refrigeración, las cuales se

Condiciones de diseño Distancia (m) Separación entre bins 0,15 Separación bin-muro 0,60 Separación bin-techo 0,50 Altura 5 bins sin espaciamiento 4,55 Ancho 7 bins sin espaciamiento 8,54 Largo 8 bins sin espaciamiento 9,76 Ancho pasillo de entrada 3,40 Numero de bins en altura 5 Numero de bins en ancho 7 Numero de bins en largo 8 Número total de bins 280

53

encuentran en el Cuadro 8. El pasillo interior puede ser ubicado tanto en el

ancho de la cámara, como en el largo. De este cuadro, se desprende que la

mejor distribución, manteniéndose constante la altura, es colocar el pasillo en el

largo de la cámara, ya que expone una menor área para las necesidades de

almacenamiento requeridas.

CUADRO 8. Dimensiones interiores de la cámara y área total expuesta según ubicación del pasillo.

Considerando los espacios entre bins, muros y pasillos interiores, las

dimensiones reales internas de la cámara corresponden a las indicadas en el

Cuadro 8. En las Figuras 4 y 5 se muestra el detalle del dimensionamiento de la

cámara según la distribución elegida. Las dos hileras de bins ubicadas al centro

indican la cantidad adicional que puede ser almacenada en el pasillo.

Altura (m) 5,05 5,05Ancho (m) 13,89 10,64Largo (m) 12,01 15,26Area del piso y techo (m²) 333,6 324,7Area paredes ancho (m²) 140,3 107,5Area paredes largo (m²) 121,3 154,1Area total (m²) 595,2 586,3Volumen interior (m³) 842,4 820,0

Pasillo Ancho Pasillo LargoDimensiones

54

FIGURA 5. Vista en elevación y dimensiones de la cámara.

FIGURA 4. Vista en planta de dimensiones interiores de la cámara y distribución de bins.

55

4.2.4 Especificaciones constructivas. Se detallan las características de los

materiales ocupados en la construcción de la cámara de refrigeración.

Para la construcción de muros y techo se eligen paneles Rudnev

(Anexo 3) de 100 mm de espesor, recomendado por el fabricante para cámaras

con temperaturas interiores de 0°C. Se elige un panel de tipo autosoportante,

con sistema machihembrado de unión lateral (Figura 6), constituido por un

núcleo de poliestireno expandido de 100 mm de espesor, recubierto por ambas

caras con una lámina de acero galvanizado y prepintado de 0,5 mm de espesor.

La barrera de vapor está constituida por la lámina de acero exterior.

Este panel presenta las siguientes ventajas, respecto a construcción de

albañilería:

− permite fácil montaje, lo que minimiza tiempo para la entrada en

funcionamiento de la cámara de refrigeración,

− sus materiales otorgan resistencia mecánica (frente a esfuerzos de

pandeo, flexión y cargas de viento), y resistencia a la corrosión,

− las uniones entre paneles evitan los puentes térmicos,

− dados los materiales ocupados y el tipo de unión entre paneles, se

asegura la hermeticidad de la cámara, minimizando el intercambio térmico

con el exterior, y protegiendo al producto tanto de enfermedades como de

plagas.

Los muros se empotran sobre una base de cemento, mediante ángulo

de aluminio anodizado y remaches POP, y las uniones de las esquinas son

realizadas mediante perfil ángulo y remaches POP (Figura 7). Los paneles del

56

cielo son colgados mediante un sistema de suspensión (Figura 8), constituido

por discos de aluminio, perno de poliamida central, tensor, cadena y grilletes de

alta seguridad con resistencia de 400 kg de carga de trabajo.

FIGURA 6. Detalle de unión machihembrada entre paneles. FUENTE: AISLAPOL (2003).

FIGURA 7. Detalle de unión panel-piso y panel-muro o panel-cielo. FUENTE: AISLAPOL (2003).

57

FIGURA 8. Detalle del sistema de sujeción del cielo. FUENTE: AISLAPOL (2003).

El piso estará constituido en su parte inferior por una capa de

polietileno de 0,4 mm de espesor como sello de vapor, sobre la cual se colocará

un radier de 200 mm de espesor, luego un núcleo de poliestireno expandido de

densidad 30 kg/m3 y espesor de 50 mm, más una losa de hormigón armado

de 100 mm de espesor.

Las especificaciones técnicas dadas por AISLAPOL (Anexo 2), señalan

que la resistencia a la compresión del poliestireno expandido de densidad 30

kg/m3 es de 1kg/cm2. La presión máxima ejercida por una columna de 5 bins

con producto es de 3.100 kg/m2. La presión ejercida por el hormigón armado

de 100 mm es de 270 kg/m2. La presión total ejercida por los productos y el piso

de hormigón es de 3.370 kg/m2 ó 0,38 kg/cm2, por lo cual la resistencia a la

compresión del aislante es casi tres veces mayor a la carga ejercida sobre éste.

58

Se elige una puerta de apertura manual de corredera, de 2,1 m de

ancho y 2,7 m de alto. Cuenta con una aislamiento de poliuretano expandido de

80 mm de espesor, recubierto por láminas de acero galvanizado prepintado de

0,5 mm de espesor. Incluye marco autosoportante y resistencia eléctrica que

impide la formación de escarcha entre la puerta y el marco.

Se requiere una estructura metálica externa con el objetivo principal de

sujetar los paneles que componen el techo (Figura 9).

4.2.5 Cálculo de cargas térmicas de la cámara de refrigeración. Estos

cálculos están realizados mensualmente para el periodo de almacenamiento de

los productos al interior de la cámara de refrigeración, de manera de conocer

tanto los requerimientos máximos de energía como la variación del gasto

mensual para la correcta elección de la maquinaria frigorífica.

4.2.5.1 Cálculo de carga por superficies. Para el cálculo de cargas térmicas de

las distintas superficies se recurre a la ecuación 3.6; dado que el coeficiente

total de transferencia de calor depende de los materiales ocupados, para cada

FIGURA 9. Detalle de galpón exterior para cámaras de refrigeración elaborada con paneles prefabricados.

59

tipo de superficie a analizar se utilizó la ecuación 3.7; la resistencia térmica de

cada elemento se realiza utilizando la ecuación 3.8.

Los coeficientes de conductividad térmica y de conductancia térmica

fueron obtenidos de los Anexos 3 y 4. Los coeficientes de conductancia

superficial para aire tranquilo y aire en movimiento (40 km/h) fueron obtenidos

del Anexo 5, en el cual las velocidades de circulación de aire están expresadas

en millas/h y los coeficientes de conductancia superficial, denominado como f,

en btu/hpie2°F, por lo que las unidades fueron ajustadas a su equivalente en

km/h y kcal/hm2°C respectivamente.

En el Cuadro 9 se encuentran las características térmicas de los

materiales que componen los muros y techo (paneles Rudnev), y los

coeficientes de convección según la velocidad de circulación del aire externo e

interno de la cámara.

CUADRO 9. Cálculo del coeficiente total de transmisión de calor y resistencia térmica para materiales de muros y techo.

Utilizando la ecuación 3.8, se obtuvieron las resistencias térmicas de

cada material. La resistencia térmica total del muro, que se obtiene sumando la

resistencia térmica de cada material y los coeficientes de convección,

Material k (kcal/hm°C) Espesor (m) C 1/CLámina acero galvanizado (ext.) 46 0,0005 92000 0,00001Poliestireno expandido 0,041 0,100 0,41 2,45700Lámina acero galvanizado (int) 46 0,0005 92000 0,00001Coeficiente de convección h 1/hExterno (aire a 40 km/h) 33,0 0,030Interno (aire tranquilo) 9,0 0,111

R = 2,598U = 0,385

60

corresponde a 2,57 hm2°C/kcal. El coeficiente total de transmisión de calor se

obtuvo utilizando la ecuación 3.7, y corresponde a 0,389 kcal/hm2°C.

En el Cuadro 10 muestran las características térmicas del piso. Los

cálculos se realizaron con el mismo procedimiento utilizado en el caso de muros

y techo. En este caso no se incluye el coeficiente de convección externo, debido

a que el efecto del movimiento de aire en el suelo se considera nulo para

efectos de cálculo.

CUADRO 10.

Cálculo del coeficiente total de transmisión de calor y resistencia térmica para piso.

El Cuadro 11 muestra las características térmicas de la puerta

calculada del mismo modo que en el caso de muros y techo.

CUADRO 11. Cálculo del coeficiente total de transmisión de calor y resistencia térmica de la puerta.

Material k (kcal/hm°C) Espesor (m) C 1/CRadier 0,799 0,200 3,995 0,250Hormigón 0,997 0,100 9,970 0,100Aislación 0,041 0,050 0,814 1,229Coeficiente de convección h 1/hInterno (aire tranquilo) 9,0 0,111

R = 1,690U = 0,592

Material k (kcal/hm°C) Espesor (m) C 1/CLámina acero galvanizado (ext.) 46 0,0005 92000 0,00001Poliuretano expandido 0,029 0,080 0,3625 2,75862Lámina acero galvanizado (int) 46 0,0005 92000 0,00001Coeficiente de convección h 1/hExterno (aire a 40 km/h) 33,0 0,030Interno (aire tranquilo) 9,0 0,111

R = 2,900U = 0,345

61

Los datos obtenidos de coeficiente de transmisión total de calor, área

de cada una de las superficies, y las diferencias de temperatura entre el exterior

e interior de la cámara son ordenados en los Cuadro 12. Se corrigieron las

temperaturas de diseño por mes (∆T) según la tolerancia por radiación solar

referidas en el Anexo 6.

De acuerdo a la temperatura de diseño exterior e interior, a las

dimensiones de la cámara y al coeficiente de transferencia de calor de los

materiales, se obtuvo la carga térmica total de las superficies de la cámara para

cada mes (Cuadro 13). Los cálculos fueron realizados utilizando la ecuación

3.6.

4.2.5.2 Cálculo de carga térmica del producto y embalaje. La carga dependerá

en gran parte de la frecuencia de entrada de los distintos productos a la

cámara. La betarraga es cosechada durante la primera semana de marzo, la

zanahoria desde la segunda semana de marzo hasta principios de abril y el

repollo es cosechado durante la primera quincena de abril.

La carga diaria de cada producto que debe ser enfriada expresada en

kg/día, fue calculada utilizando la ecuación 3.10. El número de bins que ingresa

a la cámara por día se calcula utilizando la ecuación 3.11.

El resumen de los cálculos efectuados de las ecuaciones 3.10 y 3.11

para cada producto cosechado se indican en el Cuadro 14.

62

63

CUADRO 14. Cálculo del número de bins con productos que ingresan a la cámara diariamente durante el periodo de cosecha.

El número de bins que ingresa a la cámara se aproxima al entero, por

lo cual, deben modificarse las cantidades totales que entran diariamente y, en

consecuencia, se modifica la masa total de producto que será almacenado. El

Cuadro 15 contiene las cantidades definitivas que podrán ser almacenadas.

CUADRO 15. Cálculo para la capacidad total de producto que ingresa a la cámara, según aproximación al entero en el número de bins.

Según las cantidades calculadas en el Cuadro 15, del producto entre el

número de bins ingresados diariamente y la duración de la cosecha para cada

género en particular, se deduce que se almacenaría un total de 18 bins de

betarraga, 140 bins de zanahoria y 126 bins de repollo, lo que corresponde a un

total de 284 bins. El espacio está diseñado para 280 bins, pero en el pasillo es

posible almacenar 50 bins más, por lo que no existe problema para almacenar

los 4 bins que exceden la capacidad de diseño.

Producto Total cosechado (kg)

Duración de la cosecha (días)

Carga diaria de enfriamiento (kg)

N° bins de prod.

Betarraga 10.200 6 1.700 2.83 Zanahoria 74.800 14 5.343 9,72 Repollo 63.000 14 4.500 9

Producto N° bins de producto/día

Carga diaria de enfriamiento (kg)

Duración de cosecha (días)

Capacidad total (kg)

Betarraga 3 1.800 6 10.800 Zanahoria 10 5.500 14 77.000 Repollo 9 4.500 14 63.000 Total - - 34 150.800

64

Dado que el producto entra en pequeñas cantidades a la cámara y la

cosecha está programada para que ingrese un tipo de producto por el lapso de

la cosecha, la cámara enfriará rápidamente los primeros bins de producto y el

enfriamiento se irá haciendo más lento en la medida que se necesite remover

mayor calor de respiración.

El calor que debe ser retirado del producto, que llega a temperatura de

campo, debe bajarse a la temperatura final de almacenaje y se calcula de

acuerdo a la ecuación 3.9. El calor específico en kcal/kg°C es obtenido del

Anexo 7 para los productos y el embalaje. En el Cuadro 16 se muestra la

cantidad de calor que debe ser removida para cada producto y el embalaje. En

el caso del calor que debe ser retirado diariamente del embalaje, se incluye el

cálculo de carga térmica para un número de 3, 10 y 9 bins, requeridos para

almacenar betarraga, zanahoria y repollo, respectivamente. Las temperaturas

de ingreso del embalaje varían según la temperatura de diseño del mes en el

cual son almacenados.

CUADRO 16. Cálculo del calor sensible que debe ser retirado diariamente de los productos y embalaje.

Según la cantidad de producto que debe ser almacenado, la carga

térmica diaria de bins con producto corresponderá a la suma de la carga

térmica del producto y la carga térmica de los bins requeridos por producto

según la época de cosecha.

Betarraga 1800 0,870 9,1 24 594Zanahoria 5500 0,869 9,1 24 1.812Repollo 4500 0,871 16,0 24 2.613Bin marzo x 3 330 0,530 19,4 24 141Bin marzo x 10 1100 0,530 19,4 24 471Bin abril x 9 990 0,530 16,0 24 350

Productos y embalaje

Masa diaria (kg)

Tiempo de enfriamiento (h)

Calor a retirar (kcal/h)

Calor específico (kcal/kg °C)

∆ T (°C)

65

4.2.5.3 Cálculo de cargas por calor de respiración. Para realizar el cálculo de

calor de respiración total de los productos (Qr) se utiliza la ecuación 3.12. En el

Anexo 8, se encuentra el calor de respiración para los distintos productos.

Las cantidades de producto varían cada mes, ya que durante la

cosecha ingresan las hortalizas a la cámara de forma constante y en cantidades

relativamente grandes, mientras que en los meses siguientes se comercializan

los productos disminuyendo las cantidades a una menor tasa que la intensidad

de ingreso del producto y, en consecuencia, disminuye el calor de respiración.

La disminución de producto al interior de la cámara se produce a una tasa

menor durante los meses de temporada baja y mayor en los meses de

temporada alta (Cuadro 1).

Para el cálculo de la masa mensual de producto, se consideraron las

proporciones entre las cantidades transadas durante la temporada baja y

temporada alta. Con estas proporciones, según las cantidades finales

consideradas para el diseño, se determinan las cantidades mensuales de cada

producto que quedan en la cámara. En el Cuadro 17 se detallan las cantidades

máximas de producto para cada mes, el calor de respiración de cada producto y

las cargas máximas de respiración por mes.

66

67

4.2.5.4 Cálculo de carga térmica por cambios de aire. El cálculo se realiza

utilizando la ecuación 3.13. Según el Cuadro 8, el volumen interior corresponde

a 820 m3. Del Anexo 9, el valor n para dicho volumen corresponde a 2,8

renovaciones por día. El valor fv es obtenido para cada mes, de acuerdo a la

ecuación 3.14.

De la carta psicrométrica del Anexo 10, se obtuvo el volumen

específico del aire en lb/pie3, y la entalpía en btu/lb, cuyas unidades fueron

ajustadas al sistema métrico (kg/m3 y kcal/h respectivamente). El Cuadro 18

muestra las condiciones ambientales de diseño y los valores de densidad y

entalpía del aire para cada mes. En el Cuadro 19 se muestra la carga total por

cambios de aire para cada mes según la ecuación 3.13.

CUADRO 18. Condiciones de entalpía y densidad del aire exterior para cada mes y condiciones para el aire al interior de la cámara.

Marzo 19,4 72,8 0,84 1,19 46 11Abril 16,0 76,0 0,83 1,20 38 9Mayo 15,0 83,2 0,83 1,21 38 9Junio 11,1 86,0 0,81 1,23 29 7Julio 13,5 84,0 0,82 1,22 35 8Agosto 12,4 77,3 0,82 1,22 30 7Septiembre 14,0 73,3 0,82 1,22 33 8Octubre 16,0 68,2 0,83 1,21 36 9Noviembre 19,0 67,6 0,84 1,19 43 10Diciembre 22,0 66,3 0,85 1,18 50 12

Condición Interior 0,0 95,0 0,83 1,20 9 2

Densidad (kg/m³)

Entalpía (kJ/kg)

Entalpía (kcal/kg)

Humedad Relativa (%)

Volumen esp. (m³/kg)

Mes Temperatura de diseño (°C)

68

CUADRO 19. Cálculo de carga térmica por cambios de aire para cada mes.

4.2.5.5 Cálculo de carga térmica por iluminación. Para la cámara se requiere

una potencia de iluminación de 1,86 W/m2, calculado según la ecuación 3.15.

Dado que la superficie de la cámara es de 167 m2, se requieren 311 W. Se

deben colocar 8 tubos de 40 W cada uno para producir la luminosidad

requerida, por lo que la potencia de iluminación es de 320 W. Por lo tanto,

según la ecuación 3.16, la ganancia de calor por iluminación que debe ser

removido sería de aproximadamente 344 kcal/h.

El cálculo considera que la maquinaria frigorífica trabajando en su

máxima capacidad, será capaz de remover el calor producido por la totalidad de

la iluminación en un momento dado. Esta carga no varía durante los meses de

almacenaje, por lo cual se considera un valor constante para cálculos

posteriores.

4.2.5.6 Análisis de carga térmica total en la cámara. En el Cuadro 20 se

muestra la carga térmica diaria durante el momento de la cosecha, derivada

exclusivamente de los productos que se almacenan. Se considera: el calor que

debe ser retirado del producto y respectivo embalaje, calculado en el Cuadro

16; el calor de respiración diario calculado por producto según la ecuación 3.7 y;

Marzo 11 820 2,8 1.005Abril 8 820 2,8 800Mayo 8 820 2,8 803Junio 6 820 2,8 563Julio 8 820 2,8 724Agosto 6 820 2,8 588Septiembre 7 820 2,8 668Octubre 8 820 2,8 745Noviembre 10 820 2,8 926Diciembre 12 820 2,8 1.104

Carga cambios de aire (kcal/h)

Mes fv (kcal/m³) Volumen de la cámara (m³)

Número de renovaciones/día

69

la acumulación de respiración que se produce al almacenarse el producto en la

cámara de refrigeración, calculado en el Cuadro 17 para los meses de marzo y

abril (periodo de cosecha).

En el Cuadro 21 se ordenó: la carga térmica total horaria producida por

los productos almacenados calculados en el Cuadro 20 (sumatoria del calor que

debe ser retirado para bajar la temperatura del producto y sus embalajes a la

temperatura de la cámara y acumulación del calor de respiración); la ganancia

horaria de calor por superficies, calculada en el Cuadro 13 para los meses de

marzo y abril; la ganancia horaria de calor por iluminación calculada según la

ecuación 3.10 y; la ganancia térmica horaria producida por cambios de aire

durante los meses de marzo y abril, calculados en el Cuadro 19. La sumatoria

de las cargas horarias equivale a la carga horaria total por día.

70

CUADRO 20. Cargas térmicas diarias durante el periodo de cosecha por calor sensible (productos y embalaje), calor de respiración y cálculo de acumulación de calor por respiración.

1 Betarraga 594 141 55 735 552 Betarraga 594 141 55 735 1103 Betarraga 594 141 55 735 1654 Betarraga 594 141 55 735 2205 Betarraga 594 141 55 735 2756 Betarraga 594 141 55 735 3307 Zanahoria 1.812 471 135 2.283 4668 Zanahoria 1.812 471 135 2.283 6019 Zanahoria 1.812 471 135 2.283 73610 Zanahoria 1.812 471 135 2.283 87111 Zanahoria 1.812 471 135 2.283 1.00612 Zanahoria 1.812 471 135 2.283 1.14213 Zanahoria 1.812 471 135 2.283 1.27714 Zanahoria 1.812 471 135 2.283 1.41215 Zanahoria 1.812 471 135 2.283 1.54716 Zanahoria 1.812 471 135 2.283 1.68217 Zanahoria 1.812 471 135 2.283 1.81818 Zanahoria 1.812 471 135 2.283 1.95319 Zanahoria 1.812 471 135 2.283 2.08820 Zanahoria 1.812 471 135 2.283 2.22321 Repollo 2.613 350 62 2.963 2.28522 Repollo 2.613 350 62 2.963 2.34823 Repollo 2.613 350 62 2.963 2.41024 Repollo 2.613 350 62 2.963 2.47225 Repollo 2.613 350 62 2.963 2.53426 Repollo 2.613 350 62 2.963 2.59727 Repollo 2.613 350 62 2.963 2.65928 Repollo 2.613 350 62 2.963 2.72129 Repollo 2.613 350 62 2.963 2.78330 Repollo 2.613 350 62 2.963 2.84631 Repollo 2.613 350 62 2.963 2.90832 Repollo 2.613 350 62 2.963 2.97033 Repollo 2.613 350 62 2.963 3.03234 Repollo 2.613 350 62 2.963 3.095

Carga bins (kcal/h)

Días Producto cosechado

Carga producto (kcal/h)

Carga respiración (kcal/h)

Carga prod. + bin (kcal/h)

Carga resp. acum. (kcal/h)

71

CUADRO 21. Calor diario total que debe ser removido de la cámara.

La carga térmica máxima durante la cosecha determina la capacidad

que deben tener la maquinaria frigorífica para mantener la temperatura de

diseño interior de la cámara de refrigeración (0°C). Esta equivale a 10.777

1 Betarraga 790 4.254 344 1.005 6.3942 Betarraga 845 4.254 344 1.005 6.4493 Betarraga 900 4.254 344 1.005 6.5044 Betarraga 955 4.254 344 1.005 6.5595 Betarraga 1.010 4.254 344 1.005 6.6146 Betarraga 1.065 4.254 344 1.005 6.6697 Zanahoria 2.749 4.254 344 1.005 8.3528 Zanahoria 2.884 4.254 344 1.005 8.4889 Zanahoria 3.019 4.254 344 1.005 8.62310 Zanahoria 3.155 4.254 344 1.005 8.75811 Zanahoria 3.290 4.254 344 1.005 8.89312 Zanahoria 3.425 4.254 344 1.005 9.02813 Zanahoria 3.560 4.254 344 1.005 9.16414 Zanahoria 3.695 4.254 344 1.005 9.29915 Zanahoria 3.831 4.254 344 1.005 9.43416 Zanahoria 3.966 4.254 344 1.005 9.56917 Zanahoria 4.101 4.254 344 1.005 9.70418 Zanahoria 4.236 4.254 344 1.005 9.84019 Zanahoria 4.371 4.254 344 1.005 9.97520 Zanahoria 4.507 4.254 344 1.005 10.11021 Repollo 5.248 3.575 344 800 9.96722 Repollo 5.311 3.575 344 800 10.03023 Repollo 5.373 3.575 344 800 10.09224 Repollo 5.435 3.575 344 800 10.15425 Repollo 5.497 3.575 344 800 10.21626 Repollo 5.560 3.575 344 800 10.27927 Repollo 5.622 3.575 344 800 10.34128 Repollo 5.684 3.575 344 800 10.40329 Repollo 5.746 3.575 344 800 10.46530 Repollo 5.809 3.575 344 800 10.52831 Repollo 5.871 3.575 344 800 10.59032 Repollo 5.933 3.575 344 800 10.65233 Repollo 5.995 3.575 344 800 10.71434 Repollo 6.058 3.575 344 800 10.777

Carga luces kcal/h

Carga cambio aire kcal/h

TOTAL kcal/h

Total acum. carga prod. kcal/h

Carga sup. kcal/h

Días Producto cosechado

72

kcal/h. A este resultado se adiciona un 10% como factor de seguridad, por lo

cual la carga total de refrigeración asciende a 11.854 kcal/h.

El cálculo de 11.854 kcal/h considera el funcionamiento continuo del

motor durante el día para condiciones de carga térmica máxima. Se debe tener

un tiempo mínimo de detención para permitir el deshielo de los evaporadores,

ya que la escarcha baja considerablemente su eficiencia. Por este, motivo se

consideran tiempos de funcionamiento menores a 24 horas. Para el diseño de

la cámara se prorrateó la carga térmica diaria en 18 horas, por lo que la carga

de diseño total equivale a 15.806 kcal/h ó 18,4 kW.

En el Cuadro 22 se resumen las cargas térmicas mensuales calculadas

para la época de almacenaje de los productos, mientras que en el Cuadro 23 se

calcularon las cargas térmicas totales producidas por mes durante el periodo de

almacenaje, las que son corregidas con el factor de seguridad y tiempo de

funcionamiento de 18 horas, al igual que en el caso anterior.

CUADRO 22. Distribución mensual de la cargas térmicas horarias durante los meses de almacenaje.

Mayo 3.182 344 803 3.095Junio 2.364 344 563 2.755Julio 2.611 344 724 2.415Agosto 2.470 344 588 2.075Septiembre 2.769 344 668 1.735Octubre 3.422 344 745 1.396Noviembre 4.083 344 926 930Diciembre 4.764 344 1.104 465

Mes Carga por superficies (kcal/h)

Carga por luces (kcal/h)

Carga por cambios de aire (kcal/h)

Carga por respiración (kcal/h)

73

CUADRO 23. Cargas térmicas horarias según mes de almacenaje y correcciones por factor de seguridad y tiempo de funcionamiento.

Las cargas permanecen relativamente constantes durante el periodo

en el cual son almacenados los productos. Esto se debe a que la carga térmica

por superficies y por cambios de aire se incrementa en el periodo que se tiene

menor cantidad de producto al interior de la cámara, lo que significa que las

cargas por respiración son menores.

En el Cuadro 24 se muestra el cálculo de las cargas térmicas para

temperaturas mínimas de diseño. Los resultados indican que durante los meses

más fríos (de mayo a agosto) se producen cargas térmicas negativas por

superficies que producen transferencia de calor desde el interior de la cámara al

exterior, lo que puede producir un descenso de la temperatura bajo los 0°C. El

calor de respiración mínimo para cada mes (indicado en el Cuadro 17 para los

meses de junio a septiembre) y el calor producido por la iluminación bastan

para contrarrestar este efecto y disminuir las posibilidades de congelamiento de

los productos almacenados.

Mayo 7.423 8.166 10.887 12.663Junio 6.026 6.629 8.838 10.279Julio 6.094 6.703 8.938 10.395Agosto 5.477 6.025 8.033 9.343Septiembre 5.517 6.069 8.091 9.411Octubre 5.907 6.497 8.663 10.076Noviembre 6.284 6.913 9.217 10.720Diciembre 6.677 7.345 9.794 11.391

Mes Carga máxima mensual con f.s. 10% (kcal/h)

Carga removida en 18 h (kW)

Carga removida en 18 h (kcal/h)

Carga máxima mensual (kcal/h)

74

4.2.6 Elección del refrigerante. Se opta por la utilización de uno de los

refrigerantes ecológicos R-134a y R-404a, sobre los cuales se realiza un

análisis comparativo teórico como referencia para tener un acercamiento de las

necesidades de potencia requerida en la compresión, volumen de refrigerante

circulado, flujo de masa refrigerante circulada, efecto refrigerante y capacidad

requerida por el condensador. Las propiedades de saturación de los

refrigerantes se encuentran especificadas en los Anexos 11 y 12.

Para la comparación de los refrigerantes se determinan los parámetros

de efecto refrigerante, flujo de masa circulado, volumen que debe remover el

compresor y el trabajo realizado por el mismo.

Las condiciones de trabajo a las que estará sujeto el fluido refrigerante

es una temperatura condensante de 30°C y temperatura de evaporación de

-5°C. El resultado para el enfriamiento del líquido de cada refrigerante en

particular, es mostrado en el Cuadro 25 y fue calculado según la ecuación 3.17.

CUADRO 24. Cargas térmicas horarias mínimas durante los meses de mayo a agosto.

Mayo -237 344 2.755 2.862Junio -2.618 344 2.415 141Julio -1.959 344 2.075 460Agosto -708 344 1.735 1.372

Mes Carga mínima por superficies kcal/h

Carga mínima por respiración kcal/h

Carga minima mensual kcal/h

Carga por luces kcal/h

75

CUADRO 25. Cálculo del calor sensible requerido para disminuir la temperatura del refrigerante líquido desde la temperatura de condensación a la temperatura de evaporación.

El efecto refrigerante real se obtiene restando el calor para

enfriamiento de líquido, calculado en el Cuadro 25, al calor latente de

vaporización del gas respectivo, según la ecuación 3.18; el flujo de masa

refrigerante es obtenido de la ecuación 3.19; el flujo de volumen de refrigerante

o volumen de vapor circulado por unidad de tiempo fue calculado según la

ecuación 3.20.

El Cuadro 26 muestra el resumen de los resultados de efecto

refrigerante real, flujo de masa refrigerante y flujo de volumen del vapor

refrigerante, calculados para R-134a y R-404a.

CUADRO 26. Cálculos de efecto refrigerante, flujo de masa y flujo de volumen de vapor de los refrigerantes en estudio.

El cálculo del calor teórico de compresión fue realizado utilizando la

ecuación 3.21. La suma entre el trabajo efectivo realizado por el compresor y el

efecto refrigerante real (capacidad del evaporador por kg de refrigerante), indica

Refrigerante h l 30° (kJ/kg) h l -5° (kJ/kg) h l enfr. (kJ/kg)

R-143a 241,0 193,4 47,6R-404a 245 193 52,1

kJ/kg kcal/kgR-143a 153,4 36,7 15.806 431 35,51R-404a 122,0 29,2 15.806 542 21,75

Volumen de vapor m³/h

Refrigerante Masa refrigerante kg/h

Efecto refrigerante real Carga a remover kcal/h

76

el calor teórico que debe ser eliminado por el condensador (por kg de

refrigerante circulado). Los valores calculados se encuentran en el Cuadro 27.

La capacidad total (en kcal/h) del evaporador, compresor y

condensador, se obtienen del producto entre el flujo de masa refrigerante y: el

efecto refrigerante, trabajo teórico del compresor y capacidad teórica del

condensador. Los resultados se muestran en el Cuadro 28.

CUADRO 28. Capacidades teóricas requeridas para evaporador, compresor y condensador, expresadas en kcal/h.

Para tener un valor más aproximado de la capacidad del compresor, se

utilizó la ecuación 3.22, que describe un proceso isotrópico. Según la ecuación

3.22, para el rango de temperaturas y presión de trabajo de los refrigerantes

(Anexos 11 y 12), la potencia teórica para R-134a sería:

PT (kW)=[(7,7–2,4)(bar)*(100.000)(Pa/bar)] * [{(35,5)(m3/h)/3600 s}]

PT (kW) = 5,2

CUADRO 27. Trabajo teórico del evaporador, compresor y capacidad teórica del condensador por kg de refrigerante circulado.

R-143a 36,7 4,5 41,2R-404a 29,2 4,0 33,2

Trabajo teórico del compresor (kcal/kg)

Capacidad teórica del evaporador (kcal/kg)

Capacidad del condensador (kcal/kg)

Refrigerante

R-143a 15.806 1.937 17.743R-404a 15.806 2.189 17.995

Trabajo teórico del compresor (kcal/h)

Capacidad teórica del condensador (kcal/h)

Refrigerante Efecto refrigerante teórico (kcal/h)

77

La potencia teórica requerida por un compresor funcionando con R-

404a sería:

PT (kW)=[(14,3–5,2)(bar)*(100.000)(Pa/bar)] * [{(21,6)(m3/h)/3600 s}]

PT (kW) = 5,5

Del análisis de los Cuadros 27 y 28 y la ecuación 3.22, se concluye

que, teóricamente, debiera optarse por un sistema que funcione con R-134a,

debido al menor (aunque leve) requerimiento de potencia de compresión y

mayor efecto refrigerante.

4.2.7 Elección de la unidad condensadora. La capacidad requerida para la

unidad condensadora corresponde a 18,4 kW, por lo que se elige aquella que

presente mayor rendimiento según el refrigerante empleado.

De los Anexos 13 y 14, se escoge la unidad que funciona con

refrigerante 404a y de potencia frigorífica aproximada de 19,5 kW para las

condiciones de trabajo requeridas, dado que requiere un motor con una

potencia de 7,7 hp (5,5 kW), en lugar de la unidad que funciona con refrigerante

134a, debido a que esta última funciona con un motor de 10 hp (7,5 kW). La

potencia teórica calculada para un proceso isotrópico en la ecuación 3.22, es

similar al requerimiento de potencia para refrigerante 404a, pero difiere

notablemente para el refrigerante 134a. Esto es explicado, en parte, por las

características de diseño del compresor. Se debe considerar también que el

fabricante realiza pruebas de medición en base a resultados entregados por el

compresor en funcionamiento, sobre las cuales son confeccionadas las tablas

de rendimiento.

78

Como ejemplo, se selecciona la unidad condensadora de la

marca Frascold, modelo SA 7 33 S-(Y)/2, que cumple con las necesidades de

refrigeración de la cámara diseñada. Es seleccionada según una temperatura

de evaporación de -5°C y temperatura de condensación de 30°C. Sus

características más relevantes se encuentran en los Anexos 15 y 16.

La unidad estándar incluye un compresor semihermético con sus

respectivas válvulas de servicio y un motor de 5,5 kW; flexible antivibración;

condensador enfriado por aire con 2 ventiladores de flujo aspirante; tanque

acumulador de líquido con válvula de servicio y válvula de seguridad.

4.2.7.1 Equipamiento anexo a la unidad condensadora. Para mejorar el

funcionamiento y adaptar la unidad condensadora a las condiciones en las

cuales trabajará, a dicha unidad puede incluírsele sistemas de control y

regulación automática. Para la unidad condensadora se seleccionaron los

siguientes dispositivos y modelos, cuyas marcas pueden ser reemplazadas por

sus equivalentes:

- Presostato de baja y alta presión, modelo KP15 de la marca Danfoss.

- Separador de aceite, modelo 5540/9 de la marca Castel.

- Manómetros de baja y alta presión, modelo estándar.

- Calefactor de cárter, modelo TOOCH01 de la marca Frascold.

4.2.8 Elección del evaporador. Dadas las características de la cámara de

refrigeración, se opta por un evaporador de convección forzada (conocido

también como unidad enfriadora), el más ampliamente usado para este tipo de

instalaciones. Las razones para elegir este modelo son:

79

− forma compacta,

− tamaño reducido,

− facilidad de instalación y mantención,

− obtención de una temperatura más uniforme, debido a la rápida circulación

del aire,

− fácil automatización del sistema.

Para la elección de unidades enfriadoras marca Aircoil, tomada como

ejemplo para este caso, los datos de potencia requerida deben ser corregidos,

debido a que el catálogo (Anexo 17) presenta potencias estimadas para

diferencias de temperaturas (D.T.), entre la cámara y evaporador, de 7 y 10°C.

Estos datos son corregidos según la ecuación 3.23, entregada por la misma

firma para la elección de sus productos.

El D.T. requerido corresponde a 5°C; el D.T. del catálogo corresponde

a un D.T. de 7 y 10°C; el fc escogido es de 0,92 según una frecuencia de

deshielos cada 4 horas (Anexo 19).

El Cuadro 29 muestra el cálculo realizado para estimar la potencia

corregida, que será elegida según un D.T. del catálogo de 7°C.

Según el Anexo 1, los evaporadores deben cumplir con los

requerimientos de circulación de aire de los productos. Para este tipo de

hortalizas se recomienda una tasa circulación de aire de 20 a 30 l/s t .

CUADRO 29. Cálculo de la potencia corregida según condiciones de funcionamiento del evaporador.

5 7 0,92 15.806 24.052

D.T. Requerido (°C)

D.T. Catálogo (°C)

Factor de corrección (fc )

Potencia requerida (kcal/h)

Potencia corregida (kcal/h)

80

Dado que todas las hortalizas requieren la misma tasa de circulación

de aire, se tiene una suma de 150,8 toneladas de todos los productos al interior

de la cámara. Si se opta por una tasa de circulación intermedia, o sea 25 l/s t, la

tasa total de circulación corresponde a 13.572 m3/h. En la elección de los

evaporadores se debe chequear esta condición de modo de satisfacer

correctamente dicho requerimiento.

De acuerdo con el catalogo del Anexo 17, se opta por utilizar dos

unidades enfriadoras modelo DE 185 E-S, las cuales en conjunto generan

25.890 kcal/h (para un D.T. de 7°C) y una circulación de aire de 18.640 m3/h.

Otras características relevantes se encuentran en el Anexo 18.

Para realizar una correcta instalación de los evaporadores y líneas de

tuberías, la distribución al interior de la cámara será en definitiva, como se

muestra en la Figura 10.

La flecha de aire que alcanza los 19 m, permite la ubicación de los

evaporadores de modo que el flujo de aire circule por la parte más extensa de la

cámara. De esta forma se disminuye el largo en el tendido de tuberías.

El área de servicio o pasillo de ingreso, es ubicado en el lado derecho

de la cámara de refrigeración, tal como se muestra en la Figura 10. Dicha área

de servicio tiene capacidad para introducir la misma cantidad adicional de bins

que en el diseño anterior, mostrado en la Figura 4.

81

4.2.9 Elección de la válvula de expansión. Dado que se trata de dos

unidades enfriadoras, debe seleccionarse una válvula por cada unidad.

Como ejemplo, se elige una válvula de expansión termostática Danfoss

para cada evaporador, con cuerpo de válvula modelo TES2 y ecualizador de

presión externo. Sus características más relevantes se encuentran en el Anexo

20.

Para la elección del orificio de la válvula, se debe calcular la potencia

frigorífica de cada evaporador. Dado que la capacidad elegida para los

FIGURA 10. Distribución de la cámara de refrigeración según ubicación de las unidades enfriadoras.

82

evaporadores para un D.T. 7°C es de 25.890 kcal/h, reemplazando en la

ecuación 3.23, se calculó que la potencia requerida (PR) para un D.T. de 5°C,

corresponde a 15.806 kcal/h, ó 5,092 T.R. (toneladas de refrigeración).

Dado que se trata de dos válvulas de expansión, para cada una se

opta por el orificio de válvula Danfoss, modelo N° 06, con capacidad para 2,6

T.R., el más cercano a los requerimientos de cada evaporador (Anexo 21).

4.2.10 Dimensionamiento de las tuberías de fluido refrigerante. La caída de

presión máxima permitida en la tubería no debe superar una caída de presión

equivalentes a una disminución en la temperatura de saturación de 1°K para

cualquier refrigerante, por lo que para el refrigerante 404a, la caída de presión

máxima permitida equivale a 0,18 bar para vapor y 0,19 bar para líquido (Anexo

12).

4.2.10.1 Dimensionamiento de la tubería de succión. Para que el aceite regrese

al cárter del compresor no es necesario que la velocidad de circulación del

refrigerante presente un valor mínimo, de modo que se produzca el arrastre del

lubricante. Esto se debe a que los evaporadores están ubicados sobre el nivel

del compresor y el diseño incluye dejar un declive de un 2%, a lo largo de la

tubería de retorno en dirección al compresor, para que el aceite drene por

gravedad.

La Figura 11 corresponde a una vista isométrica de la línea de succión,

sobre la cual se determinaron los distintos tramos, se estimaron las distancias

de cada uno y los accesorios requeridos.

83

FIGURA 11. Vista isométrica de la tubería de succión.

El Cuadro 30 muestra el tipo de accesorio (fitting) requerido para cada

tramo de la línea de succión, así como la cantidad requerida por sector.

La elección del diámetro más indicado para cada tramo se realiza de

acuerdo a la capacidad refrigerante (en kW) que fluye por la línea. Dado que la

CUADRO 30. Número de accesorios requeridos en la línea de succión.

N° Sector Reducción Expansión Vál. de bola codo 90° codo 45°1 Evaporador1 - Succión principal 1 1 1 1 12 Evaporador2 - Succión principal 1 1 1 1 13 Succión principal - compresor - 1 1 1 -

Número de accesorios Tramo

84

tabla está diseñada para una temperatura de condensación de 40°C, la

capacidad entregada en el Anexo 22 se corrigió para una temperatura de

condensación de 30°C multiplicándola por el factor 1,17. El Cuadro 31 muestra

la capacidad real de cada línea, la capacidad seleccionada del Anexo 22, la

capacidad corregida para una temperatura de condensación de 30°C y el

diámetro requerido para cada tramo.

Según los diámetros seleccionados se estima el largo equivalente de

los accesorios utilizados (Cuadro 32) de acuerdo al Anexo 23, expresado en

pies y posteriormente adaptado al sistema métrico.

CUADRO 32. Largo equivalente de los accesorios incluidos en cada tramo.

CUADRO 31. Capacidad corregida para cada tramo y diámetros requeridos para la línea de succión.

N° Sector Nominal Interior1 Ev.1-Succ.ppal. 9,75 13,21 15,46 28 26,042 Ev.2-Succ.ppal. 9,75 13,21 15,46 28 26,043 Succ.ppal-comp. 19,50 23,00 26,91 35 32,13

Tramo Capacidad (kW)

Capacidad seleccionada (kW)

Diametro del tubo (mm) Capacidad corregida (kW)

Válvula de bola 1 30 30 9,14codo 90° 1 3 3 0,91codo 45° 2 1,3 2,6 0,79Reducción 1 3/8 a 1 1/8 1 0,9 0,9 0,27Expansión 1 1/8 a 1 3/8 1 0,9 0,9 0,27Válvula de bola 1 30 30 9,14codo 90° 1 3 3 0,91codo 45° 2 1,3 2,6 0,79Reducción 1 3/8 a 1 1/8 1 0,9 0,9 0,27Expansión 1 1/8 a 1 3/8 1 0,9 0,9 0,27Val de bola 1 45 45 13,72codo 90° 1 4,6 4,6 1,40

Accesorios N° Largo equivalente por unidad (pies)

Largo equivalente total (pies)

Largo equivalente total (m)

1

2

Tramo (N°)

3

85

En el Cuadro 33 se muestra el largo total de tubo recto y el largo

equivalente total de los accesorios para cada tramo. También se muestra la

caída de presión expresada su equivalente de caída de temperatura en ºK para

cada sección, calculada según la ecuación 3.24.

Los tramos 1 y 2 se juntan en la línea principal de succión y llegan con

la misma caída de presión, por lo que al llegar a la succión del compresor el

refrigerante presenta una caída de presión de 0,46°K superior a los 0,24°K.

Esto implica una caída de presión equivalente a una caída de temperatura de

0,70°K desde que el refrigerante sale de los evaporadores hasta que llega a la

succión del compresor, debido al roce con las paredes de la tubería.

La sección del tramo 3, que abarca desde la salida de la cámara de

refrigeración hasta la entrada al compresor, debe ser correctamente aislada

para impedir el exceso de calentamiento del refrigerante a la entrada del

compresor, con la consecuente pérdida de eficiencia.

4.2.10.2 Dimensionamiento de la tubería de líquido. La Figura 12 corresponde

a una vista isométrica de los tramos que conforman la línea de líquido según la

ubicación del tanque receptor de líquido y los evaporadores.

CUADRO 33. Largo total de la tubería y caída de presión expresada en aumento de temperatura (°K) por tramo.

N° Sector1 Evaporador1-Succión principal 2,72 11,13 13,84 0,242 Evaporador1-Succión principal 2,72 11,13 13,84 0,243 Succión principal-compresor 5,22 15,12 20,34 0,46

Caída de presión (°K)

Largo tubería (m)

Largo total por tramo (m)

Tramo Largo equivalente accesorios (m)

86

FIGURA 12. Vista isométrica de la línea de líquido.

El tipo y número de accesorios se muestra en el Cuadro 34, según su

ubicación en cada tramo de la línea de líquido.

CUADRO 34. Accesorios requeridos en cada tramo de la tubería.

La elección del diámetro más indicado para cada tramo se realiza del

mismo modo que la línea de succión. Del Anexo 22, se utilizan las capacidades

indicadas para líneas de líquido. La capacidad para una temperatura de

N° Sector Reducción Vál. angular codo 90° T4 Línea principal-líneas secundarias 1 - 3 15 Línea secundaria-evaporador1 1 1 1 -6 Línea secundaria-evaporador2 1 1 1 -

Número de accesorios Tramo

87

evaporación de –5°C se obtiene interpolando entre las capacidades dadas para

temperaturas de evaporación de –20 y 5°C. El cuadro está diseñado para una

temperatura de condensación de 40°C y en el caso de líneas de líquido la

capacidad es corregida para la temperatura de condensación de 30°C,

multiplicándola por el factor 1,079. El Cuadro 35 muestra la capacidad real de

cada línea, la capacidad seleccionada del Anexo 22, la capacidad corregida

para una temperatura de condensación de 30°C y el diámetro requerido para

cada tramo. En el Cuadro 36 se muestra el largo equivalente de los accesorios

que se encuentran en cada tramo, según el diámetro requerido (Anexo 23).

CUADRO 36. Largo equivalente de los accesorios incluidos en cada tramo.

El largo total de la tubería para cada tramo, incluyendo el largo

equivalente de los accesorios, se encuentran calculados en el Cuadro 37.

CUADRO 35. Capacidad corregida para cada tramo y diámetros requeridos para la línea de succión.

N° Sector Nominal Interior4 Línea principal-líneas secundarias 19,50 18,10 19,53 15 13,845 Línea secundaria-evaporador1 9,75 9,63 10,39 12 10,926 Línea secundaria-evaporador2 9,75 9,63 10,39 12 10,92

Tramo Capacidad (kW)

Capacidad seleccionada (kW)

Diametro del tubo (mm) Capacidad corregida (kW)

1 Reducción 3/4 a 5/8 1 0,5 0,5 0,15codo 90° 3 1,7 5,1 1,55Teé 1 3,75 3,75 1,14

2 Válvula angular 1 8 8 2,44codo 90° 1 1,5 1,5 0,46Reducción 1/2 a 3/8 1 0,3 0,3 0,09

3 Válvula angular 1 8 8 2,44codo 90° 1 1,5 1,5 0,46Reducción 1/2 a 3/8 1 0,3 0,3 0,09

Largo equivalente total (pies)

Largo equivalente total (m)

Tramo (N°)

Accesorios N° Largo equivalente por unidad (pies)

88

Para corroborar que el diámetro seleccionado es adecuado, se escoge

la línea de líquido con el tendido más desfavorable de retorno a los

evaporadores, que en este caso corresponde a la sumatoria de las distancias

totales de los tramos 4 y 5. La caída total de presión corresponde a la sumatoria

de la caída de presión por roce de la tubería y la presión estática del

refrigerante líquido, ésta última producida por la diferencia de altura entre el

tanque acumulador de líquido y la válvula de expansión.

Del Anexo 22, el diámetro del tubo está basado en una caída de

presión de 875 Pa en 1 metro de longitud equivalente de tubo. Dado que la

longitud equivalente total en la línea de líquido es de 12,71 m (tramo 4 + tramo

5), la caída de presión será la calculada con la ecuación 3.25.

∆Proce = ( 875 (Pa) * 12,71 (m) ) / 1 (m)

La caída de presión por roce es de 11.121 Pa, la cual es equivalente a

1.134 kg/m2.

La presión estática debido a la elevación vertical corresponde al

producto entre la densidad del líquido (a la temperatura de condensación) y la

distancia total de elevación vertical, y se calcula según la ecuación 3.26.

∆Pestatica (kg/m2) = 1.020 (kg/m3) * 2,76 (m)

CUADRO 37. Largo total equivalente a tubo liso recto para el diámetro seleccionado.

N° Sector4 Línea principal-líneas secundarias 3,65 2,85 6,50 0,135 Línea secundaria-evaporador1 3,23 2,99 6,21 0,116 Línea secundaria-evaporador2 2,13 2,99 5,11 0,09

Largo equivalente accesorios (m)

Caída de presión (°K)

Largo tubería (m)

Largo total por tramo (m)

Tramo

89

∆Pestatica = 2.815 (kg/m2)

La pérdida total de presión en la línea corresponde entonces a 3.949

kg/m2 (1.134 + 2.815), equivalente a 0,387 bar. Utilizando el programa

SOLKANE 3.2.0, para cálculo de propiedades termodinámicas de refrigerantes,

se puede determinar con facilidad que si la presión del refrigerante líquido a

30°C es de 14,330 bar y a 28,9°C es de 13,940 bar, un subenfriamiento de

1,1°C, es suficiente para que el refrigerante se encuentre en estado líquido con

una caída de presión de 0,390 bar (14,330 – 13,940).

4.2.11 Automatismos del sistema. Para que el sistema de refrigeración

funcione con la mínima intervención humana, se requerirán distintos

implementos de automatización, entre los que seleccionan como ejemplo:

- Termostato ambiental, modelo KP69 de la marca Danfoss (Anexo 24) indicado

para las condiciones requeridas en la cámara de refrigeración.

- Válvula solenoide, según flujo de masa de refrigerante 404a calculado en el

Cuadro 27, que corresponde a 541 kg/h y el volumen específico del líquido

refrigerante a 30°C que corresponde a 9,8 x 10-4 m3/kg, el caudal circulado

equivale a 0,53 m3/h. Se requieren dos válvulas (una antes de cada válvula de

expansión), por lo que se opta por el modelo EVR-3 de la marca Danfoss, que

posee conexión flare de 3/8” y capacidad de 0,27 m3/h (Anexo 25).

- Válvula reguladora de presión, requerida en la succión principal. Se elige el

modelo ORIT-6 con conexiones O.D.S. de entrada y salida de 1 1/8”, del

Anexo 26.

4.2.12 Aparatos anexos al circuito. Según las necesidades de la instalación,

se requirieron distintos aparatos anexos para un funcionamiento eficiente de la

90

instalación diseñada. Las marcas de los dispositivos listados a continuación,

están citadas como ejemplo, al igual que en los casos de selección de equipos,

y pueden ser reemplazados por sus equivalentes de marcas alternativas.

- Filtro deshidratador, marca Castel, modelo 4308/4, con conexión flare de ½”,

del Anexo 27.

- Visor de líquido con indicador de humedad, modelo SGI 12, de la marca

Danfoss, con conexión flare de ½”, del Anexo 28.

- Válvulas de paso para aislar la salida de los evaporadores. Se utilizarán

válvulas de paso tipo bola, modelo 6591/7 de la marca Castel, con conexión

O.D.S. (Anexo 29).

4.2.13 Esquema fluídico de la instalación. En la Figura 13 se muestra el

esquema fluídico de la instalación con la correspondiente distribución de los

equipos.

91

FIGURA 13. Esquema fluídico de la instalación frigorífica. 4.3 Costos relacionados a la instalación frigorífica diseñada.

Se definieron los costos de inversión relativos a la edificación y a la

maquinaria seleccionada.

Ev Ev

Cd

T

PP HBP

HuP

SIMBOLOGÍA DEL ESQUEMA FLUÍDICO

P

Cd

Hu

Compresor de pistones

Condensador de aire por circulación forzada

Separador de aceite

Recipiente de líquido

Ev

Evaporador enfriador de aire por circulación forzada

Válvula de expansión termostática con ecualizador externo

Válvula de mando manual

Válvula solenoide

Válvula de retención

Flexible antivibración

Deshidratador

HBP

P

T

Presotato de alta y baja presión

Manómetro

Termostato

Tubería aislada

Línea eléctrica

Visor de líquido

Separación interior-exterior

92

4.3.1 Costos de inversión. En el Cuadro 38 se detallan los costos de

edificación de la cámara de refrigeración y en el Cuadro 39 los costos de

inversión en maquinaria frigorífica.

CUADRO 38. Costos de inversión en edificación.

CUADRO 39. Costos de inversión en maquinaria frigorífica.

4.3.2 Costos por consumo de energía eléctrica. En el Cuadro 40 se muestra

el cálculo de las horas anuales de funcionamiento que requiere la maquinaria

frigorífica para remover las cargas térmicas máximas de cada mes. Las horas

de funcionamiento por día del compresor fueron calculadas según la ecuación

3.27.

Galpón externo 1.900 11Pavimento 4.578 25Paneles frigoríficos 5.906 33Puerta frigorífica 1.430 8Accesorios e Iluminación 150 1Costos de construcción y ensamblaje 4.000 22Inversión total del edificio 17.964 100

Inversiones en edificación frigorífica Costo (miles de $)

Proporción en inversión (%)

Unidad condensadora equipada 1.824 36Evaporadores 2.074 41Controles de ciclo y accesorios 415 8Líneas de tubería y fitting 57 1Carga de refrigerante 124 2Instalación de equipos 600 12Inversión total en maquinaria frigorífica 5.095 100

Proporción en inversión (%)

Inversiones en maquinaria frigorífica Costo (miles de $)

93

CUADRO 40. Cálculo de horas de funcionamiento máximo anual.

En el Cuadro 41 se muestra la potencia de los motores eléctricos

asociados al ciclo de funcionamiento del compresor, las horas anuales de

funcionamiento de dichos motores y el costo anual por energía eléctrica

consumida. En el Cuadro 42 se detalla el costo anual por consumo de energía,

el costo anual por potencia contratada y el costo total anual derivado de la

remoción directa de las cargas térmicas durante el año.

CUADRO 41. Cálculo del costo anual por funcionamiento de motores.

CUADRO 42. Cálculo del costo total anual por consumo de energía eléctrica.

Cosecha 10.729 257.487 19.500 13 34 449Abril 9.088 218.111 19.500 11 15 168Mayo 8.634 207.208 19.500 11 31 329Junio 7.009 168.205 19.500 9 30 259Julio 7.088 170.103 19.500 9 31 270Agosto 6.370 152.891 19.500 8 31 243Septiembre 6.417 153.997 19.500 8 30 237Octubre 6.870 164.878 19.500 8 31 262Noviembre 7.309 175.414 19.500 9 30 270Diciembre 7.766 186.392 19.500 10 31 296

Carga total (W)

Carga diaria (W-h/día)

Tiemp, func. compr. (h/día)

Epoca de almacenaje

Func. máx. mensual (h/mes)

Cap. compresor (W)

Días/mes efectivos

Corriente requerida Trifásica Trifásica MonofásicaPotencia (kW) 5,5 0,9 1,0Precio por consumo ($/kW-h) 53,9 53,9 53,9Funcionamiento anual (h) 2.784 2.784 2.784Costo por funcionamiento (miles de $) 826 135 156

Motor del compresor

Motores de ventiladores del condensador

Motores de ventiladores del evaporador

Variables requeridas para cálculo de costospor funcionamiento de motores

1.117 1.003 2.119

Costo total energía eléctrica (miles de $)

Costo energía consumida (miles de $)

Costo potencia contratada 10 kW (miles de $)

94

Si la masa de producto almacenado corresponde a 150.800 kg y el

costo por consumo de energía eléctrica corresponde a $2.119.000, el aumento

en el costo del producto derivado exclusivamente de los factores analizados,

para condiciones de carga máxima, es de $14 por kg aproximadamente

(ecuación 3.28).

95

5 CONCLUSIONES

De acuerdo al estudio de diseño de la cámara de refrigeración para

hortalizas, se concluye lo siguiente:

Mediante el análisis de dimensionamiento presentado, se logra

establecer la menor superficie externa que permita reducir la cantidad de

materiales de construcción y las cargas térmicas de la cámara.

Dado que las mayores cargas térmicas se producen durante el

ingreso de productos al interior de la cámara, una correcta programación en

éstas labores influirá directamente en un uso más eficiente de los equipos,

disminuyendo así la necesidad de seleccionar compresores de capacidad

excesivamente superior a la requerida durante el periodo de almacenaje.

Las cargas térmicas mínimas de diseño calculadas no representan

un riesgo en la disminución de la temperatura de almacenaje a niveles que

puedan producir el congelamiento de los productos al interior de la cámara.

La baja carga térmica de diseño calculada, posibilita la selección de

una unidad condensadora de costo menor que la adquisición de sus

componentes por separado.

El refrigerante más adecuado para la instalación corresponde al

R-404a, ya que tiene una mayor eficiencia para las condiciones de trabajo

indicadas funcionando con la unidad condensadora elegida.

96

Dado el tamaño de la cámara de refrigeración, se seleccionaron

diversos dispositivos de control automático que permitan regular el

funcionamiento seguro de la maquinaria frigorífica, disminuyendo así la

necesidad mantener constantemente personal especializado en la instalación.

En consecuencia, los parámetros considerados en el presente

trabajo permitieron el diseño de una cámara de refrigeración ajustada a las

necesidades de almacenaje, convirtiéndola en una alternativa tecnológica de

interés para el desarrollo hortícola y en una herramienta para mejorar la calidad

nutricional de los productos consumidos por la población regional.

97

6 RESUMEN

Se realizó el diseño de una cámara de refrigeración adaptada a la

condiciones climáticas de Coyhaique, en la XI Región, para almacenaje de

zanahoria, betarraga y repollo durante ocho meses a 0ºC de temperatura.

En el estudio se determinaron medidas interiores de la cámara de

10,64 m de amplitud, 15,24 m de longitud y 5,05 m de altura, espacio en el cual

es posible el almacenaje en bins de 74.800 kg de zanahoria, 10.200 kg de

betarraga y 63.000 kg de repollo.

Se calculó una carga térmica de diseño de 18,4 kW y se

determinaron condiciones de trabajo del refrigerante de –5ºC de temperatura de

evaporación y 30ºC de temperatura de condensación, datos sobre los cuales se

realizó la elección de la maquinaria frigorífica. Se optó por el uso de una unidad

condensadora con potencia de 5,5 kW, la que funcionando con refrigerante

404a (ecológico) es capaz de remover 19,5 kW de calor del interior de la

cámara. Se seleccionaron dos unidades enfriadoras que cumplen con los

requerimientos de circulación de aire requeridos por los productos y mantiene

una correcta distribución del frío al interior de la cámara. Para la maquinaria

frigorífica seleccionada se escogieron aparatos anexos para un funcionamiento

correcto y distintos dispositivos para una mayor automatización de la

instalación, y se realizaron los cálculos para determinar los diámetros más

adecuados de las tuberías de succión y descarga.

Se determinaron costos de inversión de $17.964.000 en edificación

y de $5.095.000 en maquinaria frigorífica, y se estimó un costo anual por

consumo de energía eléctrica de $2.119.000.

98

SUMMARY

A refrigeration chamber adapted to the climatic conditions of

Coyhaique, located in the XI Region, was designed for the storage of carrots,

table beets, and cabbage at a temperature of 0ºC for a period of 8 months.

The measurements for this chamber of 10,64 m wide, 15,24 m long

and 5,05 m height was chosen to permit the storage of bins containing 74.800

kg of carrots, 10.200 Kg of table beets and 63.000 kg of cabbage.

It was determined that the chosen design permitted a thermal load of

18,4 kW under coolant operating conditions consisting of evaporation

temperature of –5ºC and a condensation temperature of 30ºC, for which the

requirements of the refrigerating units was selected. A condenser with a

capacity of 5,5 KW was chosen for its capability to remove a heat load of 19,5

kW from the chamber, when operated with a 404a coolant (ecologic).

Two cooling units were selected to permit the air circulation

requirements of the products and to maintain the proper distribution of cold

within the chamber. Several accessories were chosen in order to make the

selected refrigeration unit work properly and several devices were added to

enhance the automation of the equipment. Calculations were conducted to

determine the most appropriate diameter for suction and discharge pipes.

An investment of $17.964.000 in building and $5.095.000 in

refrigeration equipment was determined plus an estimated annual electrical

energy of $2.119.000 as the total cost.

99

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102

ANEXOS

103

ANEXO 1. Datos técnicos para verduras seleccionadas.

FUENTE: CANADA PLAN SERVICE (2003).

ANEXO 2. Propiedades técnicas de los paneles Rudnev.

FUENTE: AISLAPOL (2003).

ANEXO 3. Propiedades paneles Rudnev según espesor.

FUENTE: AISLAPOL. (2003).

C l a s i f i c a c i ó n a l f u e g o D I N 4 1 0 2 * * B 1T e m p e r a t u r a d e t r a b a j o º C - 4 0* R e s i s t e n c i a a l a c o m p r e s i ó n p a n e l 2 0 K g / m ² K g / c m ² 0 , 4* R e s i s t e n c i a a l a c o m p r e s i ó n p l a n c h a 3 0 K g / m ³ K g / c m ² 1 . 0R e s i s t e n c i a a l a t r a c c i ó n p l a n c h a 2 0 K g / m ³ K g / c m ² 0 , 2 8C o n d u c t i v i d a d t é r m i c a a 1 0 º C ( W / m º K ) 0 , 0 3 5N o t a :* 2 % d e f o r m a c i ó n l a r g o p l a z o a 2 0 º C* * D i f i c i l m e n t e i n f l a m a b le

E s p e s o r d e l p a n e l R S P m m

T e m p e r a tu r a d e la c á m a r a º C

* L u c e s m á x im a s e n tr e s o p o r te s

m m

P e s o p a n e l K g /m ²

T r a n s m ita n c ia té r m ic a K

W /m ²º C

5 0 1 2 4 .0 0 0 1 0 0 .7 0 07 5 5 5 .0 0 0 1 0 ,5 0 .4 6 7

1 0 0 0 6 .0 0 0 1 1 0 .3 5 01 2 5 -8 6 .6 5 0 1 1 ,5 0 .2 8 01 5 0 -1 5 7 .0 0 0 1 2 0 .2 3 31 7 5 -2 0 7 .5 0 0 1 2 ,5 0 .2 0 02 0 0 -2 5 8 .0 0 0 1 3 0 .1 7 52 2 5 -3 0 8 .5 0 0 1 3 ,5 0 .1 5 62 5 0 -4 0 9 .2 5 0 1 4 0 .1 4 03 0 0 -4 0 1 0 .5 0 0 1 5 0 .1 1 7

* L u c e s m á xim a s p a ra p a n e le s R S P d e c ie lo , e n fu n c ió n d e su e sp e so r, c o n c a rg a d e 5 0 K g /m ², y d e fo rm a c ió n d e L /2 0 0 .

P ro d u c ek g /m ³ m L /s . t

B e e ts 7 0 0 3 .0 -4 .0 2 0 -3 0C a b b a g e 5 0 0 2 .0 -3 .0 2 0 -3 0C a r ro ts 5 5 0 3 .0 -4 .0 2 0 -3 0P a rn s h ip s 5 5 0 2 .5 -3 .6 2 0 -3 0P o ta to e s 6 7 0 4 .2 -6 .0 6 .0 -1 0P u m p k in s & s q u a s h 6 0 0 3 .0 -3 .6 1 5 -2 0R u ta b a g a s & tu rn ip s 6 0 0 3 .0 -3 .6 1 5 -2 5O n io n s 6 5 0 - 1 0 -1 2

B u lk d e n s i ty P i le d e p th V e n t i la t io n n e e d s

104

ANEXO 4. Conductividad térmica de distintos materiales.

FUENTE: ASHRAE (1981).

ANEXO 5. Conductancia de superficies para diferentes velocidades de aire en movimiento según tipo de material.

FUENTE: ASHRAE (1981).

Descripción

Lámina de acero galvanizado 46Radier 0,799Hormigón 0,997Poliuretano expandido 0,029Poliestireno expandido 0,041

Conductividad Térmica k (kcal/hm°C)

105

ANEXO 6. Tolerancia por radiación solar para el hemisferio norte en °C.

FUENTE: ASHRAE (1981).

ANEXO 7. Calor específico de hortalizas y embalaje de madera.

FUENTE: ASHRAE (1981).

ANEXO 8. Calor de respiración producido por hortalizas en estado fresco expresado en kcal/t/día.

FUENTE: PLANK (1963).

Especie 0°C 5°C 15°C Betarraga (raíces) Brócoli Espárrago Espinaca Lechuga Papas Repollo Zanahoria

734 2.063 2.299 1.260 731 182 332 590

1.124 3.961 3.878 2.639 969 396 492 961

2.005 11.606 8.864 10.376 2.548

- 1.130 2.238

Tipo de superficie

Superficies color oscuro:Losas de techos.Techos im perm eabilizados.P inturas negras.Superficies de color negro:Madera sin p intar.Ladrillo.Teja roja.Cem ento oscuro.P intura roja, gris, verde.Superficies color ligero:P iedra blanca.Cem ento color ligero.P intura b lanca.

4 3 4 9

3 2 3 5

5 3 5 11

Pared Este

Pared Sur Pared Oeste

Techo P lano

Vegetal

Repollo tardío 92 -0,9 0,871 0,852 307Zanahoria 88 -1,4 0,869 0,851 294Betarraga 89 -1,1 0,870 0,851 297Madera (pino) - - 0,530 - -

Calor latente de fusión (kJ/kg)

Contenido de agua

(% masa)

Punto de congelación

(°C)

Calor específicoAntes de congelación

(kcal/kg °C)Después de congelación

(kcal/kg °C)

106

ANEXO 9. Promedio de cambios de aire diario en cuartos de almacenaje.

FUENTE: ASHRAE (1981).

5 5 0 ,1 3 8 ,0 5 0 0 3 ,7 2 ,81 0 3 1 ,1 2 4 ,2 6 2 5 3 ,3 2 ,51 5 2 5 ,3 1 9 ,6 7 5 0 2 ,9 2 ,32 0 2 1 ,2 1 6 ,9 1 0 0 0 2 ,5 1 ,92 5 1 8 ,7 1 4 ,9 1 2 5 0 2 ,2 1 ,7

3 0 1 6 ,7 1 3 ,5 1 8 0 0 1 ,6 6 1 ,4 24 0 1 4 ,3 1 1 ,7 2 4 0 0 1 ,4 3 1 ,2 25 0 1 2 ,8 1 0 ,2 3 0 0 0 1 ,3 5 1 ,1 17 5 1 0 ,1 8 ,0 4 0 0 0 1 ,2 3 0 ,9 9

1 0 0 8 ,7 6 ,7 5 0 0 0 1 ,1 7 0 ,9 3

1 2 5 7 ,7 6 ,0 6 0 0 0 1 ,1 1 0 ,8 61 5 0 7 ,0 5 ,4 8 0 0 0 1 ,0 5 0 ,8 52 0 0 5 ,9 4 ,6 1 0 0 0 0 0 ,9 7 0 ,8 32 5 0 5 ,3 4 ,1 1 2 0 0 0 0 ,9 1 0 ,8 13 7 5 4 ,2 3 ,2 1 4 0 0 0 0 ,8 7 0 ,8 0

V o lu m e n in te r io r

( m ³ )

T e m p e r a tu r a d e l c u a r to s o b r e 0 ° C

T e m p e r a tu r a d e l c u a r to b a jo 0 ° C

C a m b io s d e a i r e p o r 2 4 h C a m b io s d e a i r e p o r 2 4 hV o lu m e n

in te r io r ( m ³ )

T e m p e r a tu r a d e l c u a r to s o b r e 0 ° C

T e m p e r a tu r a d e l c u a r to b a jo 0 ° C

107

108

ANEXO 11. Características de saturación de R-134a.

FUENTE: RAPIN y JACQUARD (1999).

ANEXO 12. Características de saturación para R-404a.

FUENTE: RAPIN y JACQUARD (1999).

-15 1,6381 0,00075 0,120204 180,4 388,8 208,4-10 2,0041 0,00076 0,099186 186,9 391,7 204,8-5 2,4309 0,00076 0,082450 193,4 394,4 201,00 2,9247 0,00077 0,069005 200,0 397,4 197,45 3,4924 0,00078 0,058111 206,6 400,2 193,6

10 4,1411 0,00079 0,049214 213,3 403,0 189,715 4,8779 0,00081 0,041893 220,1 405,6 185,520 5,7105 0,00082 0,035827 227,0 408,2 181,225 6,6467 0,00083 0,030766 233,9 410,8 176,930 7,6946 0,00084 0,026517 241,0 413,2 172,235 8,8626 0,00086 0,022927 248,1 415,6 167,5

h líquido (kJ/kg)

h vapor (kJ/kg)

Calor latente (kJ/kg)

Temperatura °C

P° Absoluta (bar)

v vapor (m³/kg)

v líquido (m³/kg)

-15 3,6797 3,5677 0,00083 0,0562 180,0 361,4 181,4-10 4,3804 4,2566 0,00084 0,0474 186,5 364,4 177,9-5 5,1789 5,0438 0,00086 0,0402 193,2 367,3 174,10 6,0841 5,9380 0,00087 0,0342 200,0 370,2 170,25 7,1048 6,9486 0,00089 0,0292 207,0 372,9 165,9

10 8,2505 8,0852 0,00090 0,0250 214,2 375,5 161,315 9,5307 9,3574 0,00092 0,0215 221,6 378,0 156,420 10,9554 10,7755 0,00094 0,0186 229,2 380,3 151,125 12,5348 12,3498 0,00096 0,0160 237,1 382,4 145,330 14,2798 14,0911 0,00098 0,0139 245,3 384,2 138,935 16,2012 16,0102 0,00101 0,0120 253,8 385,8 132,0

P° ebullición (bar)

v líquido (m³/kg)

Temperatura °C

P° de rocío (bar)

v vapor (m³/kg)

h líquido (kJ/kg)

h vapor (kJ/kg)

Calor latente (kJ/kg)

109

ANEXO 13. Capacidad de unidad condensadora para R-404a o R-507a.

FUENTE: FRASCOLD (2003).

ANEXO 14. Capacidades de compresores Frascold para R-134a.

FUENTE: FRASCOLD (2003).

110

ANEXO 15. Datos técnicos de unidades condensadoras Frascold.

FUENTE: FRASCOLD (2003).

111

ANEXO 16. Diseño y dimensiones de unidades condensadoras Frascold.

FUENTE: FRASCOLD (2003).

112

ANEXO 17. Modelos y características de evaporadores cúbicos Aircoil.

FUENTE: AIRCOIL (2003).

113

ANEXO 18. Diseño de evaporadores Aircoil.

FUENTE: AIRCOIL (2003).

ANEXO 19. Diagrama para factor de corrección según frecuencia de deshielos.

FUENTE: AIRCOIL (2003).

114

ANEXO 20. Cuerpo para válvula de expansión termostática Danfoss.

FUENTE: ANTARTIC (2003). ANEXO 21. Orificios para cuerpo de válvula Danfoss.

FUENTE: ANTARTIC (2003).

115

116

117

ANEXO 24. Termostatos ambientales Danfoss.

FUENTE: ANTARTIC (2003).

ANEXO 25. Válvulas solenoides para refrigerantes.

FUENTE: ANTARTIC (2003).

ANEXO 26. Válvula reguladora de presión.

FUENTE: ANTARTIC (2003).

118

ANEXO 27. Filtros deshidratadores Castel.

FUENTE: ANTARTIC (2003).

ANEXO 28. Visor de líquido con indicador de humedad.

FUENTE: ANTARTIC (2003).

119

ANEXO 29. Válvulas de bola para refrigerantes.

FUENTE: ANTARTIC (2003).

120

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30.

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120