Camara de-refrigeracion-para-papas
110
Universidad Austral de Chile Facultad de Ciencias de la Ingeniería Escuela Ingeniería Mecánica “DISEÑO DE UNA CÁMARA DE FRÍO PARA EL ALMACENAJE DE PAPAS” Tesis para optar al Título de: Ingeniero Mecánico. Profesor Patrocinante: Sr. Rogelio Moreno M. Ingeniero Civil Mecánico. M Sc. MARÍA ALEJANDRA BERNABÉ RAMÍREZ. VALDIVIA - CHILE 2005
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Universidad Austral de Chile Facultad de Ciencias de la Ingeniería
Escuela Ingeniería Mecánica
“DISEÑO DE UNA CÁMARA DE FRÍO PARA EL
ALMACENAJE DE PAPAS”
Tesis para optar al Título de: Ingeniero Mecánico. Profesor Patrocinante: Sr. Rogelio Moreno M. Ingeniero Civil Mecánico. M Sc.
MARÍA ALEJANDRA BERNABÉ RAMÍREZ. VALDIVIA - CHILE
2005
El profesor Patrocinante y Profesores Informantes del Trabajo de
Titulación comunican al Director de la Escuela de Mecánica de la Facultad de
Ciencias de la Ingeniería que el Trabajo de Titulación de la señorita:
María Alejandra Bernabé Ramírez
ha sido aprobado en el examen de defensa rendido el día , como
requisito para optar al Título de Ingeniero Mecánico. Y, para que así conste
para todos los efectos firman:
Profesor Patrocinante:
Sr. Rogelio Moreno M.
Ingeniero Civil Mecánico, M. Sc. ___________________________
Profesores Informantes:
Sr. Juan Carlos Lehmann L.
Ingeniero Civil Mecánico. ___________________________
Sr. Misael Fuentes P.
Ingeniero Mecánico. ___________________________
Director de Escuela
Sr. Enrique Salinas A. ________________________________
ÍNDICE DE MATERIAS Capítulo
1
2
2.1
2.2
2.3
2.4
2.4.1
2.4.2
2.4.3
2.4.4
2.4.5
2.5
2.5.1
2.5.2
2.6
3
3.1
3.2
3.3
3.4
3.5
RESUMEN
SUMMARY
INTRODUCCIÓN
REVISIÓN BIBLIOGRÁFICA
Consideraciones requeridas para el almacenaje del
producto
Principios de refrigeración
Refrigerantes
Maquinaria Frigorífica
Unidad condensadora
Evaporador
Válvula para el control de flujo refrigerante
Automatismo del sistema
Aparatos anexos al circuito
Recomendaciones en el diseño de tuberías de fluido
refrigerante
Dimensionamiento de la tubería de succión
Dimensionamiento de la tubería de líquido
Ciclo de bombeo en vacío
DESARROLLO DEL TRABAJO
Condiciones de diseño
Descripción de la situación del mercado
Dimensionamiento de la cámara
Especificaciones constructivas
Cargas térmicas de la cámara de frío
Página
1
2
3
6
6
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16
16
16
17
19
19
19
19
20
20
3.5.1
3.5.1.1
3.5.1.2
3.5.2
3.5.3
3.5.4
3.5.5
3.6
3.6.1
3.6.1.1
3.6.1.2
3.6.1.3
3.6.1.4
3.7
3.7.1
3.8
3.9
3.10
3.11
3.12
3.13
3.14
3.14.1
3.14.2
3.14.3
3.14.4
3.15
3.15.1
3.15.2
3.15.3
Cálculo de carga por superficies
Paredes, techo y puerta
Piso
Cálculo de carga del producto
Cálculo de carga por calor de respiración
Cálculo de carga por cambios de aire
Análisis de las cargas térmicas calculadas
Elección de refrigerante
Análisis comparativo de los refrigerantes R-134a y R-404A
Efecto refrigerante
Flujo de masa refrigerante
Flujo de volumen de refrigerante
Cálculo del calor teórico de compresión
Selección de la unidad condensadora
Equipo anexo a la unidad condensadora
Selección de evaporadores
Selección de válvulas de expansión
Dimensionamiento de las tuberías de fluido refrigerante
Automatismo del sistema
Aparatos anexos al circuito
Esquema fluídico
Estudio financiero
Inversión
Cálculo de la depreciación
Ingresos
Egresos
Evaluación económica y financiera
Capital de trabajo
Flujo de caja
Análisis de sensibilidad
20
21
21
23
24
24
26
26
27
27
28
28
29
29
29
30
30
31
32
33
33
33
33
34
34
34
35
35
35
36
4
4.1
4.2
4.3
4.4
4.4.1
4.4.2
4.4.3
4.5
4.5.1
4.5.2
4.5.3
4.5.4
4.5.5
4.6
4.6.1
4.6.1.1
4.7
4.7.1
4.8
4.9
4.10
4.10.1
4.10.2
4.11
4.12
4.13
4.14
4.14.1
4.14.2
4.14.3
PRESENTACIÓN Y DISCUSIÓN DE RESULTADOS
Condiciones de diseño
Descripción de la situación del mercado
Dimensionamiento de la cámara
Especificaciones constructivas
Paredes y techo
Piso
Puerta
Cargas térmicas de la cámara de frío
Cálculo de carga por superficies
Cálculo de carga del producto
Cálculo de carga por calor de respiración
Cálculo de carga por cambios de aire
Análisis de las cargas térmicas calculadas
Elección de refrigerante
Análisis comparativo de los refrigerantes R-134a y R404A
Efecto refrigerante
Selección de la unidad condensadora
Equipo anexo a la unidad condensadora
Selección de evaporadores
Selección de válvulas de expansión
Dimensionamiento de las tuberías de fluido refrigerante
Dimensionamiento de la tubería de succión
Dimensionamiento de la tubería de líquido
Automatismo del sistema
Aparatos anexos al circuito
Esquema fluídico
Estudio financiero
Inversión
Cálculo de la depreciación
Ingresos
37
37
38
38
40
40
41
41
42
42
46
47
48
50
52
52
53
55
55
56
57
58
58
60
63
64
64
66
66
66
67
4.14.4
4.14.4.1
4.14.4.2
4.14.4.3
4.15
4.15.1
4.15.2
4.15.3
5
6
Egresos
Debidos a costos de producción
Debidos a costos indirectos
Debidos a gastos indirectos
Evaluación económica y financiera
Capital de trabajo
Flujo de caja
Análisis de sensibilidad
CONCLUSIONES
BIBLIOGRAFÍA
ANEXOS
68
68
68
68
70
70
71
72
74
75
77
ÍNDICE DE CUADROS Cuadro
1
2
3
4
5
6a
6b
7a
7b
8a
8b
9a
9b
10
11
12a
Características térmicas de los materiales según su espesor
Estructura del flujo de caja
Condiciones atmosféricas de diseño
Detalle de las medidas y condiciones para el
dimensionamiento
Dimensiones interiores de la cámara
Área, coeficiente de trasmisión de calor y diferencia
equivalente de temperatura de la cámara para cada mes,
según el tipo de superficie
Área, coeficiente de trasmisión de calor y diferencia
equivalente de temperatura de la cámara para cada mes,
según el tipo de superficie
Flujo de calor por las superficies para cada mes
considerando la diferencia equivalente de temperatura
Flujo de calor por las superficies para cada mes
considerando la diferencia equivalente de temperatura
Área, coeficiente de trasmisión de calor y diferencia de
temperatura de la cámara para cada mes, según el tipo de
superficie
Área, coeficiente de trasmisión de calor y diferencia de
temperatura de la cámara para cada mes, según el tipo de
superficie
Flujo de calor por las superficies para cada mes
Flujo de calor por las superficies para cada mes
Cantidades diarias que deben ser enfriadas
Detalle de cálculo para la carga de producto
Calor de respiración máximo de acuerdo a la cantidad de
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22
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43
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45
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46
47
12b
13
14
15
16a
16b
17a
17b
18
19
20
21
22
23
24
25
producto para cada mes
Calor de respiración máximo de acuerdo a la cantidad de
producto para cada mes
Condiciones de entalpía y densidad del aire exterior para
cada mes y condiciones para el aire al interior de la cámara
considerando la temperatura máxima media mensual
Carga mensual por cambios de aire considerando la
temperatura máxima media mensual
Carga mensual por cambios de aire considerando la
temperatura mínima absoluta mensual
Resumen de carga térmica considerando la temperatura
máxima media mensual
Resumen de carga térmica considerando la temperatura
máxima media mensual
Resumen de carga térmica considerando la temperatura
mínima absoluta mensual
Resumen de carga térmica considerando la temperatura
mínima absoluta mensual
Resumen de carga térmica máxima considerando un factor
de seguridad de 10%
Calor requerido para bajar la temperatura de líquido
Comparación del efecto refrigerante, flujo de masa y
volumen de los refrigerantes propuestos
Trabajo teórico del evaporador, compresor y capacidad
teórica del condensador por kg. de refrigerante circulado
Capacidades teóricas requeridas para evaporador,
compresor y condensador en kcal/h
Condiciones de diseño del evaporador y potencia corregida
Capacidad corregida para cada tramo y diámetros
requeridos para la línea de succión
Largo equivalente de los accesorios incluidos en cada tramo
47
48
48
49
49
50
50
51
51
52
53
53
54
54
57
59
59
26
27
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29
30
31
32
33
34
35
36
37
38
39
40
41a
41b
42a
42b
43a
43b
Largo total de la tubería y caída de presión expresada como
aumento de temperatura en ºK
Capacidad corregida para cada tramo y diámetros
requeridos para la línea de líquido
Largo equivalente de los accesorios incluidos en cada tramo
Largo total de la tubería y caída de presión expresada como
aumento de temperatura en ºK
Costos por concepto de edificación
Costos de maquinaria frigorífica
Depreciación
Ingresos primeros diez años
Egresos debido a costos de producción
Egresos debido a costos por revisión de instalación
Cálculo de horas de funcionamiento máximo anual
Gasto anual por funcionamiento de motores
Costo total anual por consumo de energía eléctrica
Egresos debido a gasto de energía eléctrica
Egresos totales por año
Flujo de caja
Flujo de caja
Flujo de caja optimista
Flujo de caja optimista
Flujo de caja pesimista
Flujo de caja pesimista
60
61
62
62
66
66
67
67
68
68
69
69
69
70
70
71
71
72
72
72
72
ÍNDICE DE FIGURAS
Figura
1
2
3
4
5
6
7
Fundamento del ciclo mecánico de refrigeración
Vista de la distribución del producto al interior de la cámara
Detalle de unión machihembrada entre paneles
Detalle de la composición del piso
Esquema de la tubería de succión
Esquema de la tubería de líquido
Esquema fluídico
Página
8
39
40
41
58
61
65
ÍNDICE DE ANEXOS
Anexo
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
11
12
13
14
15
16
17
18
19
20
21
Propiedades de los paneles Rudnev RSP, según su espesor
Correcciones de las diferencias equivalentes de temperatura
(ºC)
Diferencia equivalente de temperatura (ºC), para muros
soleados o en sombra
Diferencia equivalente de temperatura (ºC), para techos
soleados o en sombra
Coeficiente que considera la cara exterior de la pared
Máximas aportaciones solares a través de cristal sencillo
(Kcal/hm2)
Cambio promedio de aire, por 24 horas para cuarto de
almacenamiento superior a 0ºC
Características de saturación del refrigerante R-134a
Características de saturación del refrigerante R-404A
Ciclo de refrigeración real para R-134a
Ciclo de refrigeración real para R-404A
Capacidad de unidades condensadoras para R-134a
Capacidad de unidades condensadoras para R-404A ó R-
507A
Datos técnicos de unidades condensadoras
Dimensiones de unidades condensadoras
Presostatos
Separadores de aceite
Calefactores de Cárter
Diagrama para factor de corrección según frecuencia de
deshielo
Características de los evaporadores cúbicos
Válvulas de expansión
Página
78
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87
88
89
90
90
91
91
92
92
22
23
24
25
26
27
28
29
30
Capacidades en kw para tubo de refrigerante para R-404A
Longitud equivalente de accesorios
Válvulas solenoides
Válvulas reguladoras de presión
Termostatos
Filtros deshidratadores
Visores de líquido con indicador de humedad
Válvulas de paso tipo bola
Esquema de la cámara de refrigeración
93
94
94
95
95
96
96
97
98
1
RESUMEN
Se realizó el diseño de una cámara de frío que cumple con las
condiciones necesarias para el almacenamiento de papas, considerando las
condiciones climáticas de Coyhaique, en la XI región.
Se determinó las medidas interiores de la cámara, largo 22 m, ancho
19,8 m y alto 5,15 m, en este espacio es posible almacenar la cantidad de
640 ton de papas.
Se calculó una carga térmica de diseño de 24,3 kW y se determinaron las
condiciones de trabajo del refrigerante de -2ºC como temperatura de
evaporación y 30ºC como 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 26,8 kW, que funciona con refrigerante
R-404A (refrigerante ecológico); también se seleccionó dos unidades
enfriadoras que cumplen con las condiciones de circulación de aire requeridas
por el producto y mantienen una correcta distribución del frío al interior de la
cámara.
Se determinaron los costos de inversión que en maquinaria frigorífica y
edificación ascienden a $35.342.706 (IVA incluido).
Se realizó el análisis económico considerando una tasa de descuento de
20% y se llegó a la conclusión de que el proyecto es viable desde el punto de
vista económico.
2
SUMMARY
It was designed a cold chamber that accomplishes with all the necessary
conditions for keeping potatoes, taking into consideration the climatic conditions
of Coyhaique, located in the XI region.
It was determined the inside measures of the chamber, 22 meters long,
19,8 meters wide and 5,15 meters high, in this space it is possible to keep the
amount of 640 tons of potatoes.
It was calculated a desing thermal load of 24,3 kW and it was also
determined the cooler working conditions of -2ºC as evaporation temperature
and 30ºC as condensation temperature. These data were used to carry out the
cooling machinery election. It was decided to use a condensation unit with a
power of 26,8 kW that works with refrigerant R-404A (ecological cooler or
refrigerant); it was also selected two cooling units that accomplish the air
circulation conditions required for the product and keep the correct distribution of
cold air inside the chamber.
It was determined the investment costs that in relation to cooling
machinery and building are $35.342.706 (included IVA).
It was carried out an economical analysis taking into consideration a 20 %
discount and he conclusion was that the project was feasible from the
economical point of view.
3
1 INTRODUCCIÓN
En la XI región existe la necesidad de almacenar las papas, debido a que
en la época de cosecha (marzo-abril), los productores de la IX y X regiones ya
están vendiendo su producción, lo que provoca un fuerte aumento de la oferta ,
y por ende una baja en el precio del producto.
El almacenamiento de las papas implica una serie de requisitos para
asegurar el retardo o reducción de la deshidratación, brotación y pudrición. Así
se asegura la calidad física y química del producto.
Se trata de refrigerar el producto, o sea, “mantenerlo artificialmente por
debajo de la temperatura ambiente a una temperatura óptima para su
conservación; y ello, por encima de su punto de congelación. El agua fisiológica
del producto no se congela. La duración de conservación del producto está
limitada, en relación con la naturaleza del mismo y con la temperatura en que
se conserva”.
El diseño de una cámara de frío para el almacenaje de las papas puede
ser una buena alternativa, esto debido a que permitiría guardar la producción
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.
El objetivo principal del trabajo de título es diseñar una cámara de frío
para almacenar papas, esta cámara debe adecuarse a las condiciones de la
zona y del producto a almacenar.
Entre los objetivos específicos se pueden nombrar: el dimensionamiento
de la cámara; la elección de los materiales aislantes para paredes, techo, piso y
puertas; el cálculo de la carga térmica y la determinación del costo de
4
materiales y equipos necesarios para construir e implementar la cámara, y los
costos de operación de equipos si los hubiere.
El método de trabajo que se utilizará se describe a continuación:
Descripción de la situación del mercado actual: La cantidad de papas que se
produce en la región estará basada en datos obtenidos por el INIA en la XI
región.
Condiciones de diseño: Se evaluarán las condiciones exteriores, como
temperatura y humedad relativa, en base a un registro meteorológico del sector,
además de las condiciones requeridas para conservar el producto.
Dimensionamiento: Se determinarán las dimensiones de la cámara de acuerdo
al volumen de producto que será almacenado.
Especificaciones constructivas: Se detallarán los materiales ocupados en la
construcción de muros, techo, piso, puertas y sus dimensiones. Para éste
efecto se elegirán materiales que presenten buenas cualidades aislantes.
Carga térmica: Se realizará su cálculo. Se determinarán las pérdidas de calor
de la construcción y las ganancias de calor por respiración del producto, y de
ser necesario, cambios de aire, aporte de calor por luces y motores.
Sistema de conservación: Se realizará un análisis para la elección del sistema
más adecuado para la conservación del producto.
Esquemas: Se detallarán en un esquema la ubicación y distribución de los
distintos componentes de la cámara de frío.
5
Costos: Se detallarán los costos de los materiales y equipos necesarios para la
construcción de la cámara y los costos de operación de los equipos, si los
hubiere.
6
2 REVISIÓN BIBLIOGRÁFICA
2.1 Consideraciones requeridas para el almacenaje del producto MEJÍAS y TEUBER (1998), explican que en la XI región existe la
necesidad de almacenar las papas a la espera de mejores precios de venta,
esto se debe a que en la época en que se cosecha y comienza a vender es en
los meses de marzo y abril, y en este período los productores de la IX y X
regiones han comenzado sus ventas dos meses antes, lo que provoca un fuerte
aumento de la oferta que conlleva a una disminución del precio del producto.
El almacenamiento de la producción implica una serie de requisitos que
se deben cumplir para asegurar que las papas retarden o reduzcan al mínimo
su deshidratación, brotación y pudrición, ya que evitando estos procesos se
puede asegurar que la calidad física y química del producto se mantenga en
buena forma y no pierda su valor comercial. (MEJÍAS y TEUBER, 1998)
Según RAPIN y JACQUARD (1999), el frío no mejora los productos, sino
que los conserva en el estado en que se colocan dentro del refrigerador o
cámara frigorífica. Es necesario, almacenar el producto en un estado
perfectamente sano. La cámara frigorífica debe hallarse a una temperatura y a
un grado de humedad relativa óptimos. Estas condiciones varían de acuerdo al
producto y al tiempo de conservación.
MONTALDO (1984), señala que para la conservación de las papas se
recomienda una temperatura de 4 a 7ºC y una humedad relativa de 85 a 90%,
además de que deben conservarse en una cámara oscura para que no se
reverdezcan.
Según CANADA PLAN SERVICE (2003), las papas se pueden apilar
entre 4,2 y 6,0 m de altura dependiendo de la variedad. Ya que a mayores
alturas las capas inferiores se deterioran con mayor rapidez debido a la presión
que ejercen las capas superiores sobre ellas.
7
CANADA PLAN SERVICE (2003), recomienda dejar un espacio de 0,5 a
1,5 m entre la parte superior de la pila y el techo. La altura mínima es
recomendada para la correcta circulación del aire. El espacio entre la pila y la
pared debe ser de 0,6 m para permitir el acceso del personal a todo el
perímetro de la cámara y el regreso del aire a los evaporadores para hacerlo
recircular.
Según CONTRERAS (1991), “si el piso es de cemento, es indispensable
colocar las papas sobre un entablado, con una altura mínima de 10 a 15
centímetros del cemento para que exista circulación de aire por abajo”.
2.2 Principios de refrigeración
“En general la refrigeración se define como cualquier proceso de
eliminación de calor. Más específicamente, se define como la rama de la ciencia
que trata con los procesos de reducción y mantenimiento de la temperatura de
un espacio o material a temperatura inferior con respecto de los alrededores
correspondientes” (DOSSAT, 1980).
La carga térmica es la cantidad de calor que debe ser retirado del
espacio por refrigerar, para reducir o mantener la temperatura deseada.
Generalmente esta carga es la suma de ganancias de calor provenientes de
diferentes fuentes, calor que se fuga a través de las paredes, calor que
producen los productos por refrigerar, calor del aire que llega al espacio a
través de puertas que se abren y se cierran, etc. (DOSSAT, 1980 y
HERNÁNDEZ, 1999).
HERNÁNDEZ (1999), define al refrigerante como cualquier sustancia que
es capaz de absorber calor de otra. También explica que los procesos de
refrigeración pueden ser sensibles o latentes. El proceso es sensible, cuando la
temperatura del refrigerante varía al absorber calor, y es latente cuando la
temperatura del refrigerante, al absorber calor, permanece constante y causa
8
cambio de estado. En los dos procesos la temperatura del agente refrigerante
es menor que la del espacio por refrigerar.
A medida que el refrigerante circula a través del sistema pasa por un
número de cambios de estado o condición, cada uno de los cuales es llamado
un proceso. El refrigerante empieza en un estado o condición inicial, pasa a
través de una serie de procesos en una secuencia definida y regresa a su
condición inicial. A esta serie de procesos se le llama ciclo. El ciclo de
refrigeración simple consta de cuatro procesos fundamentales: expansión,
vaporización, compresión y condensación (DOSSAT, 1980).
Los fundamentos de un ciclo típico de refrigeración están representados
esquemáticamente en la figura Nº 1. El vapor pasa por el compresor (A), que lo
envía a los serpentines (B), a alta temperatura y presión (condensador), donde
se enfría por agua o aire, ocasionando la condensación del vapor, todavía a alta
presión. El líquido pasa a través de la válvula de expansión (C), saliendo como
una mezcla de líquido y vapor a temperatura más baja. En los serpentines (D),
se suministra calor (evaporador), que convierte el líquido en vapor que penetra
en el compresor para repetir el ciclo.
FIGURA Nº 1: Fundamento del ciclo mecánico de refrigeración.
A
BD
C
G as a alta presión
Líquido a alta presión
Líquido a baja presión
G as a baja presión
9
2.3 Refrigerantes En 1987 se firma el protocolo de Montreal donde Chile se compromete a
controlar, reducir y eliminar el consumo de halones (contenidos en sistemas de
extinción de incendios), clorofluorocarbonos (conocidos como CFC o freones,
utilizados principalmente en la fabricación de aparatos de refrigeración y aire
acondicionado, en mezclas para cámaras de esterilización, en la fabricación de
colchones, espumas rígidas de aislación, y algunos aerosoles) y bromuro de
metilo (utilizado principalmente en la agricultura como desinfectante de suelos y
fumigación de frutas de exportación). Nuestro país también ha suscrito y
ratificado las posteriores enmiendas del Protocolo de Montreal, realizadas en
Londres (1990), Copenhague (1992) y Montreal (1997), las cuales son, por lo
tanto, ley de la República (CONAMA, 2003).
CONAMA (2003), señala que 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.
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), señalan que el amoníaco se recomienda
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. El amoníaco posee una alta
toxicidad, por lo cual es imprescindible un control estricto y frecuente de la
instalación. Generalmente, las instalaciones que ocupan amoníaco requieren
manejo experimentado, por la sofisticación del equipo utilizado.
10
2.4 Maquinaria Frigorífica Se compone de los equipos que realizan los procesos de evaporación,
compresión y condensación. Y a los accesorios que automatizan y adaptan los
diferentes implementos a condiciones de operación específica.
2.4.1 Unidad condensadora: DOSSAT (1980), señala que las unidades
condensadoras están compuestas por el compresor, el condensador, el tanque
receptor y el impulsor del compresor (motor eléctrico).
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 mayor temperatura.
DOSSAT (1980) y RAPIN y JACQUARD (1999), concuerdan con que el
compresor más ampliamente usado es el de tipo recíproco. El compresor
rotativo se utiliza en sistemas de muy baja capacidad (refrigeración doméstica),
mientras que el compresor centrífugo se ocupa en instalaciones industriales que
requieren gran potencia.
Condensador: Corresponde a una superficie de transferencia de calor. El calor
del vapor refrigerante caliente pasa a través de las paredes del condensador
para su condensación. Como resultado de su pérdida de calor hacia el medio
condensante, el vapor refrigerante es primero enfriado hasta saturación y
después condensado hasta su fase de estado líquido (DOSSAT, 1980).
El calor total rechazado en el condensador incluye tanto el calor
absorbido en el evaporador como la energía equivalente del trabajo de
compresión.
Según HERNÁNDEZ (1999), existen tres tipos de condensadores: los
enfriados por aire, los enfriados por agua y los evaporativos.
11
Los condensadores enfriados por aire, emplean el aire como medio
condensante, y pueden ser de tiro natural (usados en refrigeración doméstica) y
de tiro forzado (usados en refrigeración industrial, aire acondicionado, etc.)
mientras que los condensadores enfriados por agua, emplean agua para
condensar al refrigerante, y los condensadores evaporativos emplean tanto aire
como agua, en éstos la condensación del refrigerante en el condensador se
efectúa principalmente por la evaporación del agua rociada o atomizada sobre
el condensador. Y la función del aire es la de aumentar la razón de evaporación
sacando el vapor de agua que resulta del proceso de evaporación (DOSSAT,
1980).
Tanque receptor de líquido: Sirve de depósito de refrigerante licuado, con el fin
de que éste pueda ser suministrado a los evaporadores de forma continua y en
la medida que éstos lo requieran (ALARCÓN, 2000).
2.4.2 Evaporador: DOSSAT (1980), señala que un evaporador es cualquier
superficie de transferencia de calor en el cual se vaporiza un líquido volátil para
eliminar calor de un espacio o producto refrigerado.
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. Mientras menor sea la D.T. mayor
humedad relativa se puede mantener en la cámara.
ALARCÓN (2000), señala que el evaporador de aire forzado es el más
ampliamente usado en instalaciones de refrigeración. A este tipo de evaporador
también se la llama unidad enfriadora.
12
Las unidades enfriadoras son esencialmente serpentines de tubo
descubierto o de tubo aletado colocados en una carcaza metálica y equipados
con uno o más ventiladores para proporcionar la circulación del aire, con lo cual
se aumenta la absorción de calor y se reduce la superficie que se necesitaría en
un evaporador de convección natural (ALARCÓN, 2000 y DOSSAT, 1980).
2.4.3 Válvula para el control de flujo refrigerante: Según DOSSAT (1980), la
función de cualquier control del flujo refrigerante es doble: medir el refrigerante
líquido en la tubería del líquido que va hacia el evaporador con una rapidez que
sea proporcional a la cual está ocurriendo la vaporización en dicha unidad; y
mantener un diferencial de presión entre los lados de alta y baja presión del
sistema, a fin de permitir vaporizar el refrigerante bajo las condiciones de baja
presión deseadas en el evaporador y al mismo tiempo efectuar la condensación
a la presión alta que se tiene en el condensador.
Según DOSSAT (1980), existen seis tipos básicos de válvulas para el
control del flujo refrigerante: la válvula de expansión manual, la válvula de
expansión automática, la válvula de expansión termostática, el tubo capilar, el
flotador de presión baja y la válvula de flotador de presión alta.
La válvula de expansión termostática es la más usada en para control del
refrigerante, esto se debe a su alta eficiencia y adaptabilidad a cualquier tipo de
aplicaciones de refrigeración (DOSSAT, 1980).
El principio de funcionamiento de la válvula de expansión termostática es
el de mantener un grado constante de sobrecalentamiento de la succión en la
salida del evaporador, circunstancia que permite mantener al evaporador
completamente lleno de refrigerante bajo las condiciones de carga del sistema,
sin peligro de derramar líquido dentro de la tubería de succión (DOSSAT, 1980
y RAPIN y JACQUARD, 1999).
13
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 y
la presión ejercida por la mezcla de líquido vapor en el bulbo remoto. Las
válvulas termostáticas compensadas externamente se diferencian de las
compensadas internamente en que la presión que actúa sobre el diafragma de
la válvula es la presión de salida del evaporador, esto se logra a través de un
tubo conectado a la salida del evaporador o a la tubería de succión más delante
de donde está conectado el bulbo remoto.
2.4.4 Automatismo del sistema: El sistema de automatización se compone de
diferentes dispositivos que permiten el funcionamiento de la instalación
frigorífica sin la intervención humana. Entre estos dispositivos se encuentran:
termostatos, presostatos, válvulas solenoides y válvulas reguladoras de presión,
entre otros.
DOSSAT (1980), señala que los termostatos son controladores actuados
por temperatura. Se usan para control del nivel de la temperatura de un espacio
o producto refrigerado, haciendo ciclar al compresor. ALARCÓN (2000), indica
que el termostato se debe ubicar al interior de la cámara fría para el control de
la temperatura 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), explica que el presostato de baja presión actúa para
interrumpir al compresor y parar al compresor cuando la presión en el lado de
baja presión se vuelve muy pequeña y para cerrar el circuito y hacer funcionar
al compresor cuando la presión del lado de baja retorna a su valor normal. El
14
presostato de alta presión se usa solamente como control de seguridad. Se
conecta en la descarga del compresor, el objetivo del control de presión alta es
parar al compresor en el caso de que la presión en el lado de presión alta del
sistema llegara a tener un valor excesivo. Esto a fin de prevenir posibles daños
al equipo. El presostato combinado de alta y baja presión puede ser
incorporado a la unidad condensadora.
DOSSAT (1980), señala que las válvulas solenoides pueden ser
controladas 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 usado
en cámaras que conservan vegetales en estado fresco.
ALARCÓN (2000), señala que la válvula reguladora de presión es
adecuada en instalaciones que requieren control de humedad o que utilizan
unidades enfriadoras y evaporadores de aire en los que no se quiere formación
de hielo. La válvula reguladora de presión se conecta en la succión principal
para controlar la presión en todos los evaporadores.
2.4.5 Aparatos anexos al circuito: Estos accesorios permiten la mejora en el
rendimiento bajo las condiciones de trabajo para las cuales se diseñó el
sistema. Algunos de estos accesorios son: manómetro de baja y alta presión,
separador de aceite, calefactor para el cárter del compresor, filtro deshidratador
y visor de líquido.
ALARCÓN (2000), indica que 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. Pueden ser incluidos
junto a la unidad condensadora.
15
DOSSAT (1980), señala que el separador de aceite generalmente se
ubica en la tubería de descarga del compresor, y puede ser incorporado a la
unidad condensadora.
ANTARTIC (2003), señala que el separador de aceite cumple la función
de interceptar el aceite mezclado con el refrigerante y lo retorna al cárter del
compresor, asegurando la disponibilidad de aceite en todo momento
permitiendo la correcta lubricación de las partes móviles del compresor. La
utilización de un separador de aceite contribuye a: mayor vida útil del
compresor, mejor rendimiento del sistema, lo que se refleja en un ahorro de
energía y, una operación del sistema más suave, al reducir el sonido de
válvulas y pistones.
DOSSAT (1980), explica que mientras el sistema permanece detenido, el
refrigerante migra hacia el compresor, fluyendo inevitablemente hacia el cárter,
mezclándose con el lubricante allí contenido, aumentando su proporción y
haciendo que el aceite se diluya, lo cual puede provocar daños en el compresor.
El calefactor aumenta la temperatura en el cárter del compresor, lo que permite
que el refrigerante contenido en el lubricante se evapore, causando un aumento
en la presión, lo que evita el flujo de refrigerante hacia el cárter del compresor.
DOSSAT (1980), señala que el filtro deshidratador es imprescindible en
instalaciones que funcionan con refrigerantes ecológicos, debido a que la
humedad al interior del circuito por el que fluye el refrigerante da lugar a la
formación de compuestos altamente corrosivos (generalmente ácidos), los que
pueden reaccionar con el aceite lubricante. 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 ALARCÓN (2000), permite verificar si se
encuentra refrigerante vaporizado en la tubería de líquido. Además, al contar
16
con un indicador de humedad, se detecta cuando debe ser reemplazado el filtro
deshidratador.
2.5 Recomendaciones en el diseño de tuberías de fluido refrigerante DOSSAT (1980), considera que la tubería del refrigerante deberá ser
diseñada e instalada de acuerdo a:
− Asegurar un suministro de refrigerante adecuado para todos los
evaporadores.
− Asegurar un regreso positivo y continuo de aceite al cárter del
compresor.
− Evitar pérdidas excesivas de presión del refrigerante, las cuales reducen
la capacidad y eficiencia del sistema.
− Evitar la entrada de refrigerante líquido al compresor durante su
operación o cerrado del ciclo o durante el arranque del compresor.
− Evitar el entrampe de aceite en el evaporador o en la tubería de succión,
con lo cual subsecuentemente puede regresar al compresor y dañarlo.
2.5.1 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 provoca una caída de presión significativa, lo que
disminuye la capacidad y eficiencia del sistema. Y si el diámetro se
sobredimensiona, se pueden producir velocidades bajas de circulación del
fluido, lo que dificulta el retorno del aceite al cárter del compresor. En el caso de
que el evaporador esté ubicado sobre el nivel del compresor y se incluya un
declive en la tubería horizontal de succión, el retorno del aceite se producirá por
gravedad, por lo que sólo se debe procurar la elección del diámetro adecuado
para no provocar una caída de presión importante en la tubería.
2.5.2 Dimensionamiento de la tubería de líquido: Según DOSSAT (1980), la
función del tubo de líquido es la de entregar el flujo corriente de refrigerante
17
líquido subenfriado procedente del tanque receptor hasta la válvula de control
del flujo refrigerante a una presión suficiente para permitirle a esta última unidad
operar en forma eficiente. Debido a que el refrigerante está en estado líquido
cualquier partícula de aceite que sea arrastrada llegará hasta el evaporador, por
lo que no es un problema el regreso del aceite a la tubería del líquido. El
principal problema en la tubería de líquido es evitar la formación de gas antes
que el líquido llegue a la válvula de control de refrigerante, ya que el gas reduce
la capacidad de la válvula y puede conducir a un control errático del refrigerante
líquido hacia el evaporador. Para evitar la formación de gas en la tubería de
líquido, la presión del líquido en el tubo debe mantenerse por encima del valor
de la presión de saturación correspondiente a la temperatura del líquido.
2.6 Ciclo de bombeo en vacío DOSSAT (1980), explica, que en el ciclo de bombeo en vacío, la
temperatura del espacio refrigerado o del evaporador es controlada
directamente por el termostato. Sin embargo, en lugar de arrancar o parar al
impulsor del compresor, el termostato actúa para abrir o cerrar la válvula
solenoide instalada en la tubería de líquido, por lo general cerca de la válvula de
control del flujo refrigerante (válvula de expansión). A medida que la
temperatura del espacio refrigerado o del evaporador es reducida a la
temperatura de desconectar del termostato, el termostato interrumpe el circuito
solenoide, con lo que desenergiza el solenoide e interrumpe el fluido del líquido
refrigerante hacia el evaporador. La operación continua del compresor causa la
evacuación del refrigerante de la parte del sistema más allá del punto donde el
flujo refrigerante es interrumpido por el solenoide. Cuando la presión en la parte
evacuada del sistema es reducida hasta la presión de desconectar el control de
presión baja, el control de presión baja interrumpe el circuito motriz del
compresor y para al compresor. Cuando la temperatura del espacio o del
evaporador se eleva hasta la temperatura de conectar del termostato, éste
cierra el circuito solenoide y lo energiza, abriendo así la tubería de líquido y
permitiendo la entrada del refrigerante líquido al evaporador. Debido a que el
18
evaporador está caliente, el líquido que está entrando al mismo, se vaporiza
rápidamente de modo que se eleva la presión en el evaporador hasta la presión
de conectar del control de presión baja después de lo cual dicho control cierra el
circuito motriz del compresor y hace arrancar al compresor.
Una de las ventajas más importantes que señala DOSSAT (1980), es
que se reduce la cantidad de refrigerante absorbido por el aceite contenido en
el cárter del compresor, que conlleva a una disminución en el riesgo de entrada
de refrigerante líquido al compresor.
19
3 DESARROLLO DEL TRABAJO
3.1 Condiciones de diseño Los datos correspondientes a las condiciones ambientales de diseño
externas a la cámara de refrigeración, están basados en el boletín climático de
abril de 2002, que pertenece a la estación meteorológica del Centro Regional
de Investigación Tamel Aike, del INIA, ubicado en el sector Santa Elvira, a 32
Km al sur de la ciudad de Coyhaique. Los datos corresponden a un registro
comprendido entre julio de 1997 y enero de 2002.
3.2 Descripción de la situación del mercado
Según INIA (2000), las papas son el producto agrícola de mayor
importancia para la XI región. De acuerdo al Censo Agropecuario de 1997,
existe en la región un total de 455 ha de cultivo, lo que da una producción de
85.955 sacos de 80 Kg. Si se considera que al menos el 10% se pierde en el
almacenaje, quedan 77.396 sacos, lo que significaría que considerando un
consumo promedio nacional de alrededor de 80 Kg per cápita anual y una
población de ese año de 92.750 habitantes, se necesitaría solamente 15.354
sacos para suplir el déficit regional, es decir, aproximadamente 81 ha, bajo los
rendimientos actuales (189 sacos/ha). Con la tecnología de producción que se
encuentra en nuestro país los potenciales de rendimiento de la región deberían
superar los 450 qqm/ha, es decir sobre 550 sacos/ha.
3.3 Dimensionamiento de la cámara Las dimensiones de la cámara se realizaron considerando un total de
8.000sacos de papas a almacenar.
Para la mejor distribución del espacio dentro de la cámara, se debe
considerar que, según CANADA PLAN SERVICE (2003), las papas se pueden
apilar entre 4,2 y 6,0 m de altura dependiendo de la variedad. CANADA PLAN
SERVICE (2003), también recomienda dejar un espacio de 0,5 a 1,5 m entre la
20
parte superior de la pila y el techo. La altura mínima es recomendada para la
correcta circulación del aire. El espacio entre la pila y la pared debe ser de
0,6 m para permitir el acceso del personal a todo el perímetro de la cámara y el
regreso del aire a los evaporadores para hacerlo recircular. Y, según
CONTRERAS (1991), “si el piso es de cemento, es indispensable colocar las
papas sobre un entablado, con una altura mínima de 10 a 15 centímetros del
cemento para que exista circulación de aire por abajo”.
3.4 Especificaciones constructivas
Se determinaron los materiales más adecuados para la instalación. Se
definió el espesor de los paneles a utilizar en las paredes, puerta y techo, de
acuerdo a recomendaciones del fabricante para las condiciones interiores
requeridas en la cámara.
3.5 Cargas térmicas de la cámara de frío
Para determinar la carga térmica total se deben considerar las cargas
térmicas por superficies, calor de respiración del producto, calor sensible del
producto al ingresar a la cámara y cambios de aire.
3.5.1 Cálculo de carga por superficies: Para el cálculo de la carga térmica de
las distintas superficies se utiliza la siguiente ecuación:
TUAQ Δ∗∗=
(3.1)
Donde:
Q, corresponde al flujo de calor en kcal/h;
A, corresponde a la superficie total sobre la que se produce el 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;
21
ΔT, corresponde a la diferencia de temperatura entre el ambiente externo y la
temperatura interna que se desea mantener, en ºC.
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:
∑ ++=
hehiRiU
/1/11
(3.2)
Donde:
hi y he, corresponden a los coeficientes de convección interior y exterior
respectivamente, medidos en kcal/hm2°C;
Ri, corresponde a la resistencia térmica de cada elemento y se calcula de la
siguiente manera:
kixiRi =
(3.3)
Donde:
xi, corresponde al espesor del material i, expresado en m, y
ki, corresponde al coeficiente de conductividad térmica del material i, expresado
en kcal/hm°C.
3.5.1.1 Paredes, techo y puerta: En el Anexo Nº 1, se encuentran las
propiedades de los paneles Rudnev según su espesor.
3.5.1.2 Piso: En el cuadro Nº 1, se muestran las características térmicas de los
materiales que componen el piso. No se incluye el coeficiente de convección
externo, debido a que el efecto del movimiento del aire en el suelo se considera
nulo para efectos de cálculo.
22
CUADRO Nº 1: Características térmicas de los materiales según su espesor.
Material
k Conductividad
térmica (kcal/hm°C)
X Espesor (m)
C = k/x Conductancia
térmica (kcal/hm2ºC)
1/C Resistencia
térmica (hm2ºC/kcal)
Radier 0,799 0,200 3,995 0,250
Hormigón 0,997 0,100 9,970 0,100
Aislación 0,041 0,050 0,814 1,229
Coeficiente de convección
h
(kcal/hm2ºC) 1/h
Interno (aire tranquilo) 9,7 0,103
R = 1,682
U (kcal/hm2ºC) = 0,59446
FUENTE: ASHRAE (1981)
Para el cálculo de la carga térmica en el piso se consideró la temperatura
del suelo a 10 cm.
Para el cálculo de la carga térmica en paredes y techo, considerando la
temperatura máxima media mensual, se obtiene una diferencia de temperatura
equivalente que considera los efectos de la radiación, según CARRIER (1987),
la ecuación a utilizar es la siguiente:
( )TesTemRmRsbTesaTe Δ−Δ+Δ+=Δ
(3.4)
Donde:
ΔTe, corresponde a la diferencia equivalente corregida, en ºC;
a, corresponde a la corrección proporcionada por el Anexo Nº 2, teniendo en
cuenta:
Un incremento distinto de 8ºC entre las temperaturas interior y exterior (esta
última tomada a las 15 horas del mes considerado).
23
Una variación de la temperatura seca exterior distinta de 11ºC.
ΔTes, corresponde a la diferencia equivalente de temperatura a la hora
considerada para la pared a la sombra, en ºC;
ΔTem, corresponde a la diferencia de temperatura a la hora considerada para la
pared soleada, en ºC. (Anexos Nº 3 y Nº 4);
b, corresponde al coeficiente que considera el color de la cara exterior de la
pared. (Anexo Nº 5);
Rs, corresponde a la máxima insolación (kcal/hm2), correspondiente al mes y
latitud supuestos, a través de una superficie acristalada vertical para la
orientación considerada (en el caso de pared): u horizontal (techo). (Anexo Nº
6);
Rm, corresponde a la máxima insolación (kcal/hm2), en el mes de Julio, a 40º de
latitud Norte, a través de una superficie acristalada, vertical, para la orientación
considerada (pared), u horizontal (techo). (Anexo Nº 6)
Para las paredes a la sombra cualquiera sea su orientación:
ΔTem = ΔTes, de donde ΔTe = a + Δtes
3.5.2 Cálculo de carga del producto: La carga diaria de producto que debe ser enfriada, corresponde a la
cantidad total de producto cosechado, dividido por el tiempo que dura la
cosecha, o sea:
Carga de enfriamiento (kg/día) = Total cosechado (kg)/Duración cosecha (días)
(3.5)
El número de sacos que ingresa a la cámara por día, equivale a la carga
diaria de enfriamiento dividida por la capacidad del saco, por lo que:
N° sacos / día = Carga de enfriamiento (kg/día) / Capacidad del saco (kg/saco)
(3.6)
24
El calor que debe ser retirado del producto Qp, que llega a la temperatura
de campo y debe bajarse a la temperatura final de almacenaje, se calcula de
acuerdo a la siguiente ecuación:
tTcm
Q pp
Δ=
**
(3.7)
Donde:
m, corresponde a la masa del producto que ingresa diariamente, expresada en
kg;
cp, corresponde al calor específico del producto a presión constante, en
kcal/kg°C; ΔT, corresponde a la diferencia entre la temperatura de ingreso y la temperatura
final del producto en °C;
t, corresponde al tiempo en el cual debe ser enfriado el producto en horas.
3.5.3 Cálculo de carga por calor de respiración: 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.
rcmQr *=
(3.8)
Donde:
m, corresponde a la masa de producto al interior de la cámara, expresada en
tonelada, y;
cr, corresponde al calor de respiración de dicho producto, medido en kcal/tonh.
3.5.4 Cálculo de carga 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 de aire. El
cálculo se realiza utilizando la ecuación 3.9:
25
24** nfvVQa =
(3.9)
Donde:
V, corresponde al volumen interno de la cámara expresado en m3;
fv, corresponde al factor de ganancia de calor por cambios de aire en kcal/m3 y;
n, corresponde al número de renovaciones de aire de la cámara por día (Anexo
Nº 7).
El factor de ganancia de calor por cambios de aire se obtiene para cada
mes, de acuerdo a la siguiente ecuación:
fv = δ (he – hi)
(3.10)
Donde:
δ, corresponde a la densidad del aire externo a las condiciones de humedad y
temperatura de diseño, en kg/m3;
he, corresponde a la entalpía del aire externo según temperatura y humedad
relativa de diseño en kcal/Kg;
hi, corresponde a la entalpía del aire al interior de la cámara de refrigeración
según las condiciones de humedad y temperatura deseadas, medidas en
kcal/kg.
Para el cálculo de la carga debido a los cambios de aire considerando la
temperatura mínima absoluta se utiliza la siguiente ecuación:
24**** nVcT
Qa p δΔ=
(3.11)
26
Donde:
ΔT, corresponde a la diferencia de temperatura exterior e interior de la cámara
en ºC;
Cp, corresponde al calor específico del aire en kcal/kgºC;
V, corresponde al volumen de la cámara en m3 ;
n, corresponde al número de renovaciones de aire por día;
δ, corresponde a la densidad del aire externo a las condiciones de humedad y
temperatura de diseño, en kg/m3.
3.5.5 Análisis de las cargas térmicas calculadas: La carga térmica total para la cual deben seleccionarse los equipos
corresponde al valor máximo mensual, producido durante el período de
almacenaje. A la carga térmica total de diseño se le adiciona un 10% como
factor de seguridad. (El porcentaje usado, como factor de seguridad, depende
de la fiabilidad de la información utilizada en el cálculo de la carga térmica, pero
como regla general se considera un 10%. DOSSAT, 1980)
Se analiza también la carga térmica para la temperatura de diseño
negativa (temperatura mínima absoluta mensual), con el objetivo de determinar
el riesgo de congelamiento del producto al interior de la cámara y la
consecuente necesidad de calefacción.
3.6 Elección de refrigerante
Se opta por la utilización de uno de los refrigerantes ecológicos (R-134a
y R-404A), debido a que los clorofluorocarbonados (CFC) e
hidrofluorocarbonados (HCFC) destruyen la capa de ozono y Chile dejará de
importarlos, como plazo máximo para esto se fijó el año 2020, de acuerdo a lo
establecido por la CONAMA, para asegurar el cumplimiento del protocolo de
Montreal.
27
Sobre los refrigerantes R-134a y R-404A, se realiza un análisis
comparativo. Las propiedades de saturación de los refrigerantes se encuentran
especificadas en los Anexos Nº 8 y Nº 9.
3.6.1 Análisis comparativo de los refrigerantes R-134a y R-404A Para la elección del refrigerante más adecuado para la instalación, se
determinan los parámetros de efecto refrigerante, volumen que debe remover el
compresor y el trabajo realizado por el mismo. Además, se determinó el COP,
mediante la utilización del software COOLPACK, para ambos ciclos de
refrigeración real.
3.6.1.1 Efecto refrigerante: Se llama efecto refrigerante a la cantidad de calor
que cada unidad de masa refrigerante absorbe del espacio refrigerado, que en
este caso, corresponde al calor latente de vaporización. La temperatura del
refrigerante debe reducirse a la temperatura de vaporización antes que el
líquido pueda vaporizarse en el evaporador. Por este 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 vaporización. Este enfriamiento
se obtiene de acuerdo a la siguiente ecuación:
)()()( evaplcondlenfrl hhh −=
(3.12)
Donde:
hl (enfr), corresponde al calor sensible de enfriamiento del refrigerante, expresado
en kJ/kg,
hl (cond), corresponde a la entalpía del líquido a la temperatura de condensación,
expresado en kJ/kg;
hl (evap), corresponde a la entalpía del líquido a la temperatura de vaporización,
expresado en kJ/kg;
El efecto refrigerante real se obtiene restando el calor para enfriamiento
de refrigerante, , al calor latente de vaporización del gas respectivo, o sea:
28
( )enfrlfge hhq −=
(3.13)
Donde:
qe, corresponde al efecto refrigerante real, expresado en kJ/kg;
hfg, corresponde al calor de vaporización del fluido refrigerante a la temperatura
de vaporización, expresado en kJ/kg;
hl (enfr), corresponde al calor sensible de enfriamiento del refrigerante, expresado
en kJ/kg.
3.6.1.2 Flujo de masa refrigerante: 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:
eT QQm =
(3.14)
Donde:
m, corresponde al flujo de masa refrigerante, expresada en kg/h;
QT, corresponde a la carga térmica total que debe ser removida, medida en
kcal/h;
Qe, corresponde al efecto refrigerante medido en kcal/kg.
3.6.1.3 Flujo de volumen de refrigerante: 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
(3.15)
Donde:
VR, corresponde al volumen total de vapor del fluido refrigerante circulado por
unidad de tiempo, expresado en m3/h;
v, corresponde al volumen específico del vapor a la temperatura de
vaporización, expresado en m3/kg;
29
m, corresponde a la masa total de refrigerante circulado , expresado en kg/h y
calculado según la ecuación 3.14.
3.6.1.4 Cálculo del 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:
( ) 6818,4vcw hhq −=
(3.16)
Donde:
qw, corresponde al calor teórico de compresión, expresado en kcal/kg;
hv, corresponde a la entalpía del vapor a la temperatura de vaporización,
medida en kJ/kg
hc, corresponde a la entalpía del vapor a la temperatura de condensación,
medida en kJ/kg;
4,1868, corresponde al factor para transformar kJ/kg a kcal/kg.
3.7 Selección de la unidad condensadora La selección de la unidad condensadora se realiza sobre la base de
tablas de rendimiento prediseñadas por el fabricante.
Simultáneamente a la elección de la unidad condensadora se realiza la
elección del refrigerante, dado que el rendimiento del equipo varía dependiendo
del refrigerante que se utilice.
3.7.1 Equipo anexo a la unidad condensadora A la unidad condensadora se le incluyen sistemas de control y regulación
automática, para mejorar su funcionamiento y adaptarla a las condiciones
según las cuales trabajará.
30
3.8 Selección de evaporadores Para la selección de una unidad enfriadora se debe considerar los datos
de temperatura de evaporación, potencia requerida y requerimientos de
circulación de aire del producto.
La capacidad frigorífica requerida debe ser corregida según la siguiente
ecuación, para seleccionar correctamente un evaporador, debido a que el
fabricante presenta potencias estimadas para D.T. de 7ºC y 10ºC.
Potencia corregida = Potencia requerida * (ΔT1)
(ΔT2) * (fc)
(3.17)
Donde:
Potencia requerida, corresponde a la potencia nominal requerida en kcal/h;
ΔT1, corresponde a la diferencia de temperaturas de la columna utilizada por el
catálogo, expresada en ºC (Anexo Nº 18);
ΔT2, corresponde a la diferencia entre la temperatura a mantener en la cámara y
la temperatura de evaporación, expresada en ºC;
fc, factor de corrección obtenido en el diagrama del Anexo Nº 17. Que depende
de la temperatura al interior de la cámara y el intervalo entre deshielos.
Los evaporadores deben cumplir con los requerimientos de circulación de
aire del producto, que para el caso de las papas según el CANADA PLAN
SERVICE (2003), la tasa de circulación de aire es de 6 a 10 l/s. por tonelada.
3.9 Selección de válvulas de expansión: Para el control de flujo refrigerante
se opta por una válvula de expansión termostática, ampliamente usada en
diversos sistemas y aplicaciones de refrigeración. Esta válvula mantiene un
grado constante de sobrecalentamiento en el evaporador, lo que permite
mantenerlo lleno de refrigerante a variadas cargas de operación sin peligro de
llevar líquido al compresor.
31
3.10 Dimensionamiento de las tuberías de fluido refrigerante
La elección del diámetro más indicado se realizó utilizando tablas
prediseñadas por el fabricante. Estas tablas definen los diámetros según la
capacidad refrigerante, expresada en kW, que circula por la línea y considera la
pérdida de carga por roce en la tubería.
La caída de presión para la línea de succión, expresada como caída de
temperatura en ºK, se calcula utilizando la siguiente ecuación, entregada por
SOLKANE (2004): 8,1
*25
*º1 ⎟⎟⎠
⎞⎜⎜⎝
⎛⎟⎠⎞
⎜⎝⎛=Δ
tabla
realrealreal Q
Qm
LKT
(3.18)
Donde:
ΔTreal, corresponde al equivalente de caída de presión del refrigerante por
fricción, expresado como caída de temperatura del refrigerante, medido en ºK;
Lreal, corresponde al 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 fluye en cada tramo de la
tubería, expresado en kW;
Qtabla, corresponde a la potencia refrigerante entregada por la tabla (Anexo Nº
20), expresada en kW.
Para obtener la cantidad de subenfriado necesario, en la línea de líquido,
se calcula la caída de presión en la tubería de líquido, esta caída de presión no
sólo se debe a las pérdidas por fricción, sino también a la presión estática del
refrigerante líquido, esta última se debe a la diferencia de altura entre el
estanque acumulador de líquido y la válvula de expansión.
La caída de presión por roce se calcula con la ecuación siguiente:
32
tabla
realtablaroce L
LPP *Δ=Δ
(3.19)
Donde:
ΔProce, corresponde a la caída de presión por roce en la tubería, en Pa;
ΔPtabla, corresponde a la caída de presión para la cual fue confeccionada la tabla
del anexo Nº 20 (875 Pa);
Lreal, corresponde al largo total de la tubería de líquido, expresado en m;
Ltabla, corresponde al largo en el cual está basada la pérdida de carga de la tabla
(1 m).
La presión estática se calcula con la siguiente ecuación:
0
**g
ghPestáticaρ
=Δ
(3.20)
Donde:
ΔPestática, corresponde a la presión estática del refrigerante, expresada en kg/m2;
ρ, corresponde a la densidad del refrigerante a la temperatura de condensación,
expresada en kg/m3;
h, corresponde a la altura estimada a la que debe ser elevado el refrigerante, es
equivalente a la diferencia de altura entre el tanque de líquido y la válvula de
expansión, expresada en m;
g, aceleración de gravedad, 9,806 m/s2;
g0, factor de conversión de aceleración gravitacional (9,806 kgmm/kgfs2).
3.11 Automatismo del sistema Para que el sistema funcione con la mínima intervención humana, se
requieren implementos de automatización, entre los que se tienen la válvula
solenoide, un termostato y una válvula reguladora de presión.
33
La temperatura del espacio refrigerado se controla mediante un
termostato. El termostato actúa para abrir o cerrar la válvula solenoide
(instalada en la tubería de líquido). Cuando la temperatura del espacio
refrigerado disminuye el termostato interrumpe el circuito solenoide con lo que
cesa el flujo de líquido refrigerante hacia el evaporador. Como el compresor
sigue funcionando se produce la evacuación del refrigerante desde el punto
donde el flujo es interrumpido por la válvula solenoide, lo que causa una
disminución de presión hasta que el control de baja presión interrumpe el
funcionamiento del compresor. Cuando la temperatura del espacio refrigerado
aumenta el termostato cierra el circuito solenoide, abriendo la tubería de líquido,
y permitiendo así la entrada de refrigerante al evaporador. Al elevarse la
presión, el control de baja presión cierra el circuito del compresor haciéndolo
funcionar.
3.12 Aparatos anexos al circuito Para un funcionamiento eficiente de la instalación diseñada, se necesitan
algunos aparatos anexos al circuito, como lo son: filtro deshidratador, visor de
líquido con indicador de humedad y válvulas de paso para aislar la salida de los
evaporadores.
3.13 Esquema fluídico La simbología utilizada en el esquema fluídico corresponde a la
entregada por RAPIN y JACQUARD (1999). Dichos autores se basan en
simbología normalizada por ASHRAE en lo referente a símbolos de aparatos y
dispositivos frigoríficos; y en la norma francesa E 04051 para grifería. 3.14 Estudio financiero 3.14.1 Inversión: La inversión requerida para este proyecto incluye la
edificación y la maquinaria frigorífica.
34
Los costos de maquinaria frigorífica y materiales de construcción
corresponden a cotizaciones realizadas a empresas de la región Metropolitana
y de la ciudad de Coyhaique, las cuales fueron realizadas en el mes de Octubre
de 2004. A las cotizaciones realizadas en la región Metropolitana se les
adicionó el gasto debido al transporte a la ciudad de Coyhaique.
3.14.2 Cálculo de la depreciación: La edificación y la maquinaria frigorífica
tienen una vida útil que está estimada por el SII.
3.14.3 Ingresos: Los ingresos se estiman, de acuerdo al precio de venta del
producto, a pesar de que dependen de la oferta y demanda existente en cada
temporada.
3.14.4 Egresos: Los egresos se deben a los costos de producción, gastos
indirectos y costos indirectos. Los costos de producción están estimados, de
acuerdo a información entregada por INIA Tamel Aike, los gastos indirectos se
deben al consumo de energía eléctrica de los equipos de refrigeración y los
costos indirectos se deben a la mantención de la instalación (personal externo).
Los gastos por consumo de energía eléctrica se calcularon según el uso
horario anual derivado exclusivamente del ciclo de funcionamiento del
compresor.
Los equipos en funcionamiento con consumo de energía relevante,
corresponden a los motores eléctricos del compresor, y ventiladores del
condensador y evaporadores. Su uso horario se calculó según la carga térmica
horaria máxima mensual que debe ser removida de la cámara.
Se considera el gasto por consumo de energía según tarifa AT2. donde
se considera un costo por energía consumida, un cargo fijo y un costo por
35
potencia contratada. El costo por potencia contratada se calculó según un
transformador de 15kW.
3.15 Evaluación económica y financiera
La última etapa del análisis de viabilidad de un proyecto es el estudio
financiero. Los objetivos de esta etapa son ordenar y sistematizar la información
de carácter monetario proporcionada en los puntos anteriores, elaborar los
cuadros analíticos y datos adicionales para la evaluación del proyecto y evaluar
los antecedentes para determinar su rentabilidad.
3.15.1 Capital de trabajo: El capital de trabajo necesario se estima en el gasto
debido al consumo de energía eléctrica para poder operar la cámara durante los
primeros 4 meses, ya que en éstos no se registran ventas, ya que el producto
comienza a venderse en Julio.
3.15.2 Flujo de caja: El horizonte de evaluación será de 10 años.
La construcción del flujo de caja se basa en una estructura general que
considera (SAPAG, 2000):
CUADRO Nº 2: Estructura del flujo de caja.
+ Ingresos afectos a impuestos - Egresos afectos a impuestos - Gastos no desembolsables = Utilidad antes de impuesto - Impuesto = Utilidad después de impuesto + Ajustes por gastos no desembolsables- Egresos no afectos a impuestos + Beneficios no afectos a impuestos = Flujo de caja
Los gastos no desembolsables son aquellos que para fines de tributación
son deducibles, pero que no ocasionan salidas de caja, como la depreciación.
36
Al no ser salidas de caja se restan primero para aprovechar su descuento
tributario y se suman en el ítem ajustes por gastos no desembolsables, de esta
forma, se incluye sólo su efecto tributario.
Los egresos no afectos a impuestos son las inversiones.
En la inversión inicial y en el capital de trabajo, debido al gasto de
energía eléctrica para los primeros 4 meses de operación de la cámara ,se
consideró el IVA, debido a que la cantidad pagada debido al IVA es alta y esto
afecta al costo del capital inmovilizado hasta que ese impuesto es recuperado.
También se consideró como capital de trabajo el 30% de los costos en
maquinaria frigorífica debido a que pudiera necesitarse renovar algún equipo o
accesorio.
Se consideró una tasa de descuento del 20%, ya que la inversión es de
un monto considerable, además de que la cámara se diseñó para almacenar un
producto agrícola, y la producción depende en gran medida de las condiciones
climáticas, que son variables. También se puede decir que si el proyecto se
financiara con un préstamo, la tasa de interés bancaria fluctuaría entre un 14 y
un 16% anual, por lo tanto al proyecto se le puede pedir que rente un 20%.
3.15.3 Análisis de sensibilidad: Se realizará un análisis de sensibilidad, la
variable con la que se trabajará es el ingreso, debido a que el precio de venta
del producto puede variar dependiendo de la oferta y la demanda. Este análisis
permite medir cuán sensible es la evaluación realizada a variaciones en los
parámetros decisorios.
37
4. PRESENTACIÓN Y DISCUSIÓN DE RESULTADOS 4.1 Condiciones de diseño
El siguiente cuadro muestra las condiciones ambientales exteriores de
diseño para los meses de funcionamiento de la cámara.
CUADRO Nº 3: Condiciones atmosféricas de diseño.
Mes Temperatura
máxima media
mensual (ºC)
Temperatura mínima
absoluta mensual (ºC)
Temperatura del suelo a 10 cm (ºC)
Humedad relativa (%)
Marzo 14,4 -1,2 8,2 74,6
Abril 12,3 -2,2 6 76,8
Mayo 8,3 -2,5 3,2 83,1
Junio 5,2 -13,1 0,4 86,5
Julio 6,1 -4,9 0,1 84,4
Agosto 7,5 -4,3 1 80,9
Septiembre 10,1 -2,8 2,5 72,4
Octubre 12,4 -1,4 5,1 71,2
Noviembre 13,2 0 7,1 71
Diciembre 15,1 1 8,8 68,7 Promedio 10,5 -3,14 4,24 76,96
La temperatura de ingreso de las papas corresponde a la temperatura del
suelo a 10 cm de profundidad durante el período de cosecha realizada entre
marzo y abril.
Las condiciones requeridas por las papas para su mejor conservación
son: Según MONTALDO (1984), una temperatura de 4 a 7ºC y una humedad
relativa de 85 a 90%, además de que deben conservarse en una cámara oscura
para que no se reverdezcan.
38
4.2 Descripción de la situación del mercado La cámara se dimensiona para almacenar la producción de un predio en
particular, que produce 8.000 sacos de papas, de acuerdo a los datos
entregados por el INIA, descritos en el punto 3.2, vemos que es posible vender
esta cantidad dentro de la misma región.
4.3 Dimensionamiento de la cámara
La cámara de frío que se diseñará está pensada para la producción de
un predio, por lo tanto el volumen que se desea almacenar corresponde a la
cantidad de 8.000 sacos de papas de 80 kg cada uno. Un saco de papas de
80 kg ocupa un volumen de aproximadamente 0,17 m3, lo que significa que los
8.000 sacos ocupan un volumen de 1.362,24 m3.
Para el diseño de la cámara se considera una altura de apilamiento de
4 m, espacio entre la pila y el techo de 1m, espacio entre la pila y el piso de
0,15 m, un espacio entre las paredes y la pila de 0,6 m y dos pasillos interiores
a lo largo y ancho de la pila de 0,6 m para permitir el acceso de personal a
inspeccionar. Además, se considera un pasillo para permitir la entrada de
maquinaria.
CUADRO Nº 4: Detalle de las medidas y condiciones para el dimensionamiento.
Condiciones de diseño Distancia (m)
Altura de almacenaje 4,0
Largo de almacenaje 20,8
Ancho de almacenaje 18,6
Espacio entre la pila y el techo 1,0
Espacio entre la pila y el piso 0,15
Espacio entre la pila y las paredes 0,6
Ancho separación entre pila a lo largo 0,6
Ancho separación entre pila a lo ancho 0,6
Largo pasillo entrada 6,0
Ancho pasillo entrada 4,0
39
CUADRO Nº 5: Dimensiones interiores de la cámara.
Dimensiones
Altura (m) 5,15
Ancho (m) 19,8
Largo (m) 22,0
Área del piso y techo (m2) 435,6
Área paredes ancho (m2) 101,97
Área paredes largo (m2) 113,3
Volumen interior (m3) 2243,34
La figura Nº 2 muestra una vista superior de la cámara, en la que se
aprecia la distribución del producto al interior de ella.
FIGURA Nº 2: Vista de la distribución del producto al interior de la cámara.
40
4.4 Especificaciones constructivas A continuación se detallan los materiales a ser usados en la cámara de
frío por paredes, puerta, techo y piso.
4.4.1 Paredes y techo: Para la construcción de las paredes y el techo se
utilizarán los paneles Rudnev RSP, de 100 mm de espesor, recomendados por
el fabricante para temperaturas interiores de 0 a 5ºC. Se elige un panel de tipo
autosoportante, con sistema machihembrado de unión lateral, 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.
Los paneles de poliestireno expandido denominados Rudnev RSP se
caracterizan por su sistema machihembrado de unión lateral (figura Nº 3), sin
perfil H de aluminio, otorgando mejor presentación e higiene, por su superficie
lisa y homogénea, así como mayor facilidad de instalación y menor costo.
FIGURA Nº 3: Detalle de unión machihembrada entre paneles.
41
4.4.2 Piso: El piso estará constituido en su parte inferior por una capa de
polietileno de 0,4 mm de espesor como sello de vapor, sobre esta capa se
colocará un radier de 200 mm de espesor, luego un núcleo de poliestireno
expandido de densidad 20 kg/m3 y espesor de 50 mm, más una losa de
hormigón de 100 mm de espesor (figura Nº 4).
Las especificaciones técnicas dadas por AISLAPOL (2003), señalan que
la resistencia a la compresión del poliestireno expandido de densidad 20 kg/m3
es de 0,4 kg/cm2. La presión ejercida por el producto es de 1.865 kg/m2
aproximadamente. La presión ejercida por el hormigón de 100 mm es de
52 kg/m2. La presión total ejercida por el producto y el piso de hormigón es de
1.917 kg/m2 ó 0,19 kg/cm2, por lo cual la resistencia a la compresión del aislante
es dos veces mayor a la carga ejercida sobre éste.
FIGURA Nº 4: Detalle de la composición del piso.
4.4.3 Puerta: Se elige una puerta de apertura manual, de 2,53 m de ancho y
3,5 m de alto. Consta de aislamiento de poliestireno expandido de 100 mm de
espesor, recubierto por láminas de acero galvanizado prepintado de 0,5 mm de
espesor.
42
4.5 Cargas térmicas de la cámara de frío El cálculo de las cargas térmicas está realizado mensualmente para el
período de almacenamiento del producto al interior de la cámara de frío, de
manera de conocer tanto los requerimientos máximos de energía como la
variación del gasto mensual para la correcta elección de la maquinaria
frigorífica.
4.5.1 Cálculo de carga por superficies:
Para el cálculo de la carga por superficies considerando la temperatura
máxima media mensual se consideró el efecto de la radiación solar y, por lo
tanto se corrigieron las diferencias de temperatura para cada mes, según la
ecuación 3.4.
CUADRO Nº 6a: Área, coeficiente de trasmisión de calor y diferencia
equivalente de temperatura de la cámara para cada mes, según el tipo de superficie.
U (kcal/hm2ºC) Area (m2) ΔTe mar.
(ºC) ΔTe abr.
(ºC) ΔTe may.
(ºC) ΔTe jun.
(ºC) ΔTe jul.
(ºC)
pared norte 0,30093 101,97 24,1 22,5 18,0 15,0 15,4 pared sur 0,30093 93,115 20,7 20,1 16,2 13,4 13,6 pared este 0,30093 113,3 19,3 18,7 15,3 12,8 12,7 pared oeste 0,30093 113,3 21,4 20,4 16,5 13,8 13,9 techo 0,30093 435,6 20,1 19,9 16,2 13,6 13,6 puerta sur 0,30093 8,855 20,7 20,1 16,2 13,4 13,6 piso 0,59446 435,6 4,2 2,0 -0,8 -3,6 -3,9
43
CUADRO Nº 6b: Área, coeficiente de trasmisión de calor y diferencia equivalente de temperatura de la cámara para cada mes, según el tipo de superficie.
U (kcal/hm2ºC) Area (m2) ΔTe ago.
(ºC) ΔTe sept.
(ºC) ΔTe oct.
(ºC) ΔTe nov.
(ºC) ΔTe dic.
(ºC)
pared norte 0,30093 101,97 17,0 19,1 21,5 23,0 23,5 pared sur 0,30093 93,115 14,6 15,7 17,0 17,0 16,7 pared este 0,30093 113,3 13,2 14,3 16,1 17,5 18,0 pared oeste 0,30093 113,3 14,9 16,4 18,5 19,9 20,4 techo 0,30093 435,6 14,4 18,5 16,8 17,8 18,1 puerta sur 0,30093 8,855 14,6 16,8 17,0 17,0 16,7 piso 0,59446 435,6 -3,0 -1,5 1,1 3,1 4,8
De acuerdo a la diferencia equivalente de temperatura obtenida
anteriormente, 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, utilizando la ecuación 3.1. estos resultados se
detallan en el cuadro Nº 7a y 7b.
CUADRO Nº 7a: Flujo de calor por las superficies para cada mes considerando la diferencia equivalente de temperatura.
Tipo de superficie Q mar. (kcal/h)
Q abr. (kcal/h)
Q may. (kcal/h)
Q jun. (kcal/h)
Q jul. (kcal/h)
pared norte 739,53 690,43 552,34 460,29 472,56 pared sur 580,04 563,22 453,94 375,48 381,09 pared este 658,04 637,58 521,66 436,42 433,01 pared oeste 729,64 695,55 562,57 470,52 473,93 techo 2634,81 2608,59 2123,58 1782,76 1782,76 puerta sur 55,16 53,56 43,17 35,71 36,24 piso 1087,58 517,89 -207,16 -932,21 -1009,89 Qs total por mes 6484,79 5766,83 4050,11 2628,96 2569,69
44
CUADRO Nº 7b: Flujo de calor por las superficies para cada mes considerando la diferencia equivalente de temperatura.
Tipo de superficie Q ago. (kcal/h)
Q sep. (kcal/h)
Q oct. (kcal/h)
Q nov. (kcal/h)
Q dic. (kcal/h)
pared norte 521,66 586,10 659,75 705,77 721,12 pared sur 409,11 439,93 476,36 476,36 467,95 pared este 450,06 487,56 548,94 596,67 613,72 pared oeste 508,02 559,16 630,76 678,50 695,55 techo 1887,63 2425,07 2202,23 2333,31 2372,64 puerta sur 38,91 44,77 45,30 45,30 44,50 piso -776,84 -388,42 284,84 802,74 1242,94 Qs total por mes 3038,54 4154,18 4848,18 5638,65 6158,42
Cálculo de carga por superficies considerando la temperatura mínima
absoluta de cada mes. Para este cálculo se consideró la diferencia de
temperatura interior y exterior de la cámara, la que se detalla en el siguiente
cuadro.
CUADRO Nº 8a: Área, coeficiente de trasmisión de calor y diferencia de temperatura de la cámara para cada mes, según el tipo de superficie.
U (kcal/hm2ºC) Area (m2) ΔT mar.
(ºC) ΔT abr.
(ºC) ΔT may.
(ºC) ΔT jun.
(ºC) ΔT jul.
(ºC)
pared norte 0,30093 101,97 -5,2 -6,2 -6,5 -17,1 -8,9 pared sur 0,30093 93,115 -5,2 -6,2 -6,5 -17,1 -8,9 pared este 0,30093 113,3 -5,2 -6,2 -6,5 -17,1 -8,9 pared oeste 0,30093 113,3 -5,2 -6,2 -6,5 -17,1 -8,9 techo 0,30093 435,6 -5,2 -6,2 -6,5 -17,1 -8,9 puerta 0,30093 8,855 -5,2 -6,2 -6,5 -17,1 -8,9 piso 0,59446 435,6 4,2 2 -0,8 -3,6 -3,9
45
CUADRO Nº 8b: Área, coeficiente de trasmisión de calor y diferencia de temperatura de la cámara para cada mes, según el tipo de superficie.
U (kcal/hm2ºC) Area (m2) ΔT ago.
(ºC) ΔT sept.
(ºC) ΔT oct.
(ºC) ΔT nov.
(ºC) ΔT dic.
(ºC)
pared norte 0,30093 101,97 -8,3 -6,8 -5,4 -4 -3 pared sur 0,30093 93,115 -8,3 -6,8 -5,4 -4 -3 pared este 0,30093 113,3 -8,3 -6,8 -5,4 -4 -3 pared oeste 0,30093 113,3 -8,3 -6,8 -5,4 -4 -3 techo 0,30093 435,6 -8,3 -6,8 -5,4 -4 -3 puerta 0,30093 8,855 -8,3 -6,8 -5,4 -4 -3 piso 0,59446 435,6 -3 -1,5 1,1 3,1 4,8
Para el cálculo de la carga térmica en paredes, techo y piso
considerando la temperatura mínima absoluta se trabajó con la ecuación 3.1.
CUADRO Nº 9a: Flujo de calor por las superficies para cada mes.
Tipo de superficie Q mar. (kcal/h)
Q abr. (kcal/h)
Q may. (kcal/h)
Q jun. (kcal/h)
Q jul. (kcal/h)
pared norte -159,57 -190,25 -199,46 -524,73 -273,10 pared sur -145,71 -173,73 -182,14 -479,16 -249,39 pared este -177,30 -211,39 -221,62 -583,03 -303,45 pared oeste -177,30 -211,39 -221,62 -583,03 -303,45 techo -681,64 -812,73 -852,05 -2241,56 -1166,66 puerta sur -13,86 -16,52 -17,32 -45,57 -23,72 piso 1087,58 517,89 -207,16 -932,21 -1009,89 Qs total por mes -267,79 -1098,12 -1901,37 -5389,28 -3329,66
46
CUADRO Nº 9b: Flujo de calor por las superficies para cada mes.
Tipo de superficie Q ago. (kcal/h)
Q sep. (kcal/h)
Q oct. (kcal/h)
Q nov. (kcal/h)
Q dic. (kcal/h)
pared norte -254,69 -208,66 -165,70 -122,74 -92,06 pared sur -232,58 -190,54 -151,31 -112,08 -84,06 pared este -282,99 -231,85 -184,11 -136,38 -102,29 pared oeste -282,99 -231,85 -184,11 -136,38 -102,29 techo -1088,01 -891,38 -707,86 -524,34 -393,26 puerta sur -22,12 -18,12 -14,39 -10,66 -7,99 piso -776,84 -388,42 284,84 802,74 1242,94 Qs total por mes -2940,21 -2160,82 -1122,66 -239,86 461,00
4.5.2 Cálculo de carga del producto: La carga dependerá de la frecuencia de entrada del producto a la
cámara. Las papas se cosechan entre fines de marzo y principios de abril.
La carga diaria a ser enfriada, expresada en kg, fue calculada según la
ecuación 3.5. El número de sacos que ingresa a la cámara por día se calculó
utilizando la ecuación 3.6.
CUADRO Nº 10: Cantidades diarias que deben ser enfriadas.
Producto Total cosechado
(kg) Duración de la cosecha (días)
Carga diaria de enfriamiento (kg)
N° sacos
Papas 640.000 30 21.334 267
El resumen de los cálculos efectuados de la ecuación 3.7 se indica en el
siguiente cuadro.
47
CUADRO Nº 11: Detalle de cálculo para la carga de producto.
Masa diaria
(kg) Calor específico
(kcal/kgºC) ΔT (ºC) Tiempo de enfriamiento (h)
Calor a retirar (kcal/h)
marzo 21.334 0,86 4,2 24 3.210,77 abril 21.334 0,86 2 24 1.528,94
Dado que el producto entra en pequeñas cantidades a la cámara, y la
cosecha está programada para que ingrese la misma cantidad de producto
durante 30 días, la cámara enfriará rápidamente al principio, y luego el
enfriamiento será más lento en la medida que se necesite remover mayor calor
de respiración.
4.5.3 Cálculo de carga por calor de respiración: Utilizando la ecuación 3.8, se realizan los cálculos de calor de respiración
para cada mes, considerando la capacidad máxima de la cámara que son 640
toneladas de producto para el segundo y tercer mes de almacenamiento, ya
que la cosecha va de mediados de marzo a mediados de abril, y luego la
cantidad de producto va disminuyendo, ya que se comienza a vender el
producto en julio y se termina en diciembre. Para el cálculo de la masa mensual
máxima se consideró que se vende aproximadamente un 15% mensual a partir
del mes de julio. En el cuadro Nº 12 se detalla la cantidad máxima de producto,
el calor de respiración y la carga máxima de respiración por mes.
CUADRO Nº 12a: Calor de respiración máximo de acuerdo a la cantidad de producto para cada mes.
Mes Producto Condiciones del
producto Mar. Abr. May. Jun. Jul. Masa mensual máxima (ton) 320,00 640,00 640,00 640,00 548,56
Calor de respiración (kcal/ton h)
16,07 16,07 16,07 16,07 16,07 Papas
Calor total de respiración (kcal/h)
5.140,80 10.281,60 10.281,60 10.281,60 8.812,62
48
CUADRO Nº 12b: Calor de respiración máximo de acuerdo a la cantidad de producto para cada mes.
Mes Producto Condiciones del
producto Ago. Sep. Oct. Nov. Dic. Masa mensual máxima (ton) 457,12 365,68 274,24 182,80 91,36
Calor de respiración (kcal/tonh)
16,07 16,07 16,07 16,07 16,07 Papas
Calor total de respiración (kcal/h)
7.343,63 5.874,65 4.405,67 2.936,68 1.467,70
4.5.4 Cálculo de carga por cambios de aire: De la carta psicrométrica, se obtuvo el volumen específico del aire en
pie3/lb (cuyo inverso corresponde a la densidad), y la entalpía en Btu/lb, luego
se transformaron los datos para obtener el calor en kcal/h. En el cuadro Nº 13
se muestran las condiciones ambientales de diseño y los valores de densidad y
entalpía del aire para cada mes. En el cuadro Nº 14 se muestra la carga total
por cambios de aire para cada mes, según la ecuación 3.9.
CUADRO Nº 13: Condiciones de entalpía y densidad del aire exterior para cada mes y condiciones para el aire al interior de la cámara considerando la temperatura máxima media mensual.
Mes Temperatura (ºC)
Humedad Relativa (%)
Volumen esp. (m3/kg)
Densidad (kg/m3)
Entalpía (kJ/kg)
Marzo 14,4 74,6 0,82 1,21 12,67 Abril 12,3 76,8 0,82 1,22 11,39 Mayo 8,3 83,1 0,81 1,24 10,00 Junio 5,2 86,5 0,79 1,26 8,22 Julio 6,1 84,4 0,80 1,25 8,72 Agosto 7,5 80,9 0,80 1,25 9,28 Septiembre 10,1 72,4 0,81 1,24 9,94 Octubre 12,4 71,2 0,82 1,23 11,00 Noviembre 13,2 71,0 0,82 1,22 11,50 Diciembre 15,1 68,7 0,83 1,21 12,33 Condición Interior 4,0 85,0 0,79 1,26 7,94
49
Según el cuadro Nº 4, el volumen interior de la cámara corresponde a
2.243,34 m3. El número de renovaciones por día (Anexo Nº 7) para dicho
volumen corresponde a 1,6 y el factor fv se calculó de acuerdo a la ecuación
3.10.
CUADRO Nº 14: Carga mensual por cambios de aire considerando la temperatura máxima media mensual.
Mes fv
(kcal/m3) Volumen de la cámara (m3)
Número de renovaciones/día
Carga por cambios de aire (kcal/h)
Marzo 5,73 2243,34 1,6 857,42 Abril 4,21 2243,34 1,6 630,19 Mayo 2,55 2243,34 1,6 380,74 Junio 0,35 2243,34 1,6 52,30 Julio 0,97 2243,34 1,6 145,75 Agosto 1,66 2243,34 1,6 248,31 Septiembre 2,47 2243,34 1,6 369,59 Octubre 3,74 2243,34 1,6 559,90 Noviembre 4,34 2243,34 1,6 648,54 Diciembre 5,32 2243,34 1,6 795,09
La carga por cambios de aire considerando la temperatura mínima
absoluta mensual se calculó de acuerdo a la ecuación 3.11. Los resultados se
indican en el siguiente cuadro.
CUADRO Nº 15: Carga mensual por cambios de aire considerando la temperatura mínima absoluta mensual.
Mes ΔT
ambiente (ºC)
Cp (kcal/kgºC)
Densidad (kg/m^3)
Volumen (m^3)
Número de renovaciones/día
Carga por cambios de aire (kcal/h)
Marzo -5,2 0,24 1,21 2243,34 1,6 -228,02 Abril -6,2 0,24 1,22 2243,34 1,6 -273,94 Mayo -6,5 0,24 1,24 2243,34 1,6 -290,75 Junio -17,1 0,24 1,26 2243,34 1,6 -777,53 Julio -8,9 0,24 1,25 2243,34 1,6 -402,78 Agosto -8,3 0,24 1,25 2243,34 1,6 -373,29 Septiembre -6,8 0,24 1,24 2243,34 1,6 -303,47 Octubre -5,4 0,24 1,23 2243,34 1,6 -238,96 Noviembre -4,0 0,24 1,22 2243,34 1,6 -176,20 Diciembre -3,0 0,24 1,21 2243,34 1,6 -131,25
50
4.5.5 Análisis de las cargas térmicas calculadas: En el cuadro Nº 16a y 16b se muestra la sumatoria de las cargas
térmicas por superficies, calor de respiración del producto, calor sensible del
producto al ingresar a la cámara y cambios de aire. Considerando la
temperatura máxima media mensual.
CUADRO Nº 16a: Resumen de carga térmica considerando la temperatura máxima media mensual.
Carga térmica Mar. Abr. May. Jun. Jul. Por superficies (kcal/h) 6484,8 5766,8 4050,1 2629,0 2569,7 Por producto (kcal/h) 3210,8 1528,9 Por respiración (kcal/h) 5140,8 10281,6 10281,6 10281,6 8812,6 Por cambios de aire (kcal/h) 1724,9 1423,8 748,7 482,1 502,3 Carga térmica total (kcal/h) 16561,3 19001,2 15080,4 13392,7 11884,6 CUADRO Nº 16b: Resumen de carga térmica considerando la temperatura
máxima media mensual.
Carga térmica Ago. Sep. Oct. Nov. Dic. Por superficies (kcal/h) 3038,5 4154,2 4848,2 5638,7 6158,4 Por producto (kcal/h) Por respiración (kcal/h) 7343,6 5874,6 4405,7 2936,7 1467,7 Por cambios de aire (kcal/h) 717,8 890,3 1216,8 1410,9 1409,8 Carga térmica total (kcal/h) 11100,0 10919,2 10470,6 9986,2 9035,9
En los cuadros 16a y 16b, se puede ver que en los meses de marzo y
abril la carga térmica es mayor, Esto se debe a que hay que disminuir la
temperatura del producto desde la temperatura de campo a la temperatura de
almacenaje, lo que no se produce en los meses posteriores, en que sólo se
tiene el calor de respiración del producto.
En el cuadro Nº 17a y 17b se muestra la sumatoria de las cargas
térmicas por superficies, calor de respiración del producto, calor sensible del
producto al ingresar a la cámara y cambios de aire. Considerando la
temperatura mínima absoluta mensual.
51
CUADRO Nº 17a: Resumen de carga térmica considerando la temperatura mínima absoluta mensual.
Carga térmica Mar. Abr. May. Jun. Jul. Por superficies (kcal/h) -267,8 -1098,1 -1901,4 -5389,3 -3329,7 Por producto (kcal/h) 3210,8 1528,9 Por respiración (kcal/h) 5140,8 10281,6 10281,6 10281,6 8812,6 Por cambios de aire (kcal/h) -219,0 -264,6 -285,9 -1404,7 -396,6 Carga térmica total (kcal/h) 7864,7 10447,8 8094,3 3487,6 5086,4
CUADRO Nº 17b: Resumen de carga térmica considerando la temperatura mínima absoluta mensual.
Carga térmica Ago. Sep. Oct. Nov. Dic. Por superficies (kcal/h) -2940,2 -2160,8 -1122,7 -239,9 461,0 Por producto (kcal/h) Por respiración (kcal/h) 7343,6 5874,6 4405,7 2936,7 1467,7 Por cambios de aire (kcal/h) -364,8 -295,7 -232,2 -170,4 -127,7 Carga térmica total (kcal/h) 4038,6 3418,1 3050,8 2526,5 1801,0
En los cuadros Nº 17a y Nº 17b se puede ver que se producen cargas
térmicas negativas por superficie, lo que significa que se produce transferencia
de calor desde el interior al exterior de la cámara, también se ve que la carga
por cambios de aire es negativa, esto se explica debido a que el aire exterior
está a una temperatura por debajo de la temperatura al interior de la cámara.
Pero el calor de respiración es suficiente para permitir que la carga térmica total
sea positiva. Por lo tanto, no se requiere utilizar calefacción para mantener los
4ºC requeridos para la conservación de las papas.
La carga térmica máxima determina la capacidad que debe tener la
maquinaria frigorífica para mantener la temperatura de diseño interior de la
cámara de refrigeración (4ºC). Esta equivale a 19.001,2 kcal/h y se produce en
el mes de abril. A este resultado se adiciona un 10% como factor de seguridad,
por lo cual la carga de refrigeración sería de 20.901,32 kcal/h, lo que equivale a
24,3 kW. El resumen de la carga térmica máxima mensual considerando un
factor de seguridad de 10% se muestra en el siguiente cuadro.
52
CUADRO Nº 18: Resumen de carga térmica máxima considerando un factor de seguridad de 10%.
Mes Carga Máxima
Mensual (kcal/h)
Carga Máxima Mensual con f.s.
10% (kcal/h)
Carga Máxima Mensual con f.s.
10% (kW)
Marzo 16561,3 18217,4 21,2 Abril 19001,2 20901,3 24,3 Mayo 15080,4 16588,5 19,3 Junio 13392,7 14732,0 17,1 Julio 11884,6 13073,0 15,2 Agosto 11100,0 12210,0 14,2 Septiembre 10919,2 12011,1 14,0 Octubre 10470,6 11517,7 13,4 Noviembre 9986,2 10984,8 12,8 Diciembre 9035,9 9939,5 11,6
4.6 Elección de refrigerante Se opta por la utilización de uno de los refrigerantes ecológicos (R-134a
y R-404A). Estos refrigerantes no producen agotamiento de la capa de ozono.
4.6.1 Análisis comparativo de los refrigerantes R-134a y R404A
La temperatura de condensación debe ser mayor que la temperatura del
medio condensante (para que se produzca la condensación). Según DOSSAT
(1980), en la práctica la diferencia de temperatura entre el medio condensante y
la temperatura de condensación fluctúa entre los 8 y 20ºC.
La temperatura de diseño máxima ocurre en el mes de diciembre y es de
15,1ºC, por lo tanto la temperatura de condensación podría fluctuar entre 23,1 y
35,1ºC. Para efectos del análisis se utilizará una temperatura de condensación
de 30ºC.
Por lo tanto, las condiciones de trabajo a las que estará sujeto el fluido
refrigerante son una temperatura condensante de 30ºC y una temperatura de
evaporación de -2ºC.
53
4.6.1.1 Efecto refrigerante: Dado que la temperatura del líquido refrigerante a
la salida del condensador es 30ºC y la temperatura de vaporización
corresponde a -2ºC, la temperatura del refrigerante deberá reducirse primero
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 una temperatura de 30ºC
a -2ºC.
El resultado para el enfriamiento del líquido de cada refrigerante en
particular, es mostrado en la cuadro Nº 19 y fue calculado según la ecuación
3.12.
CUADRO Nº 19: Calor requerido para bajar la temperatura de líquido.
Refrigerante Entalpía Líquido a 30ºC
Entalpía Líquido a -2ºC
Entalpía Líquido enfriamiento
(kJ/kg) (kJ/kg) (kJ/kg) R-134a 241 197,4 43,6 R-404A 245,3 197,3 48,0
El cuadro Nº 20 muestra el resumen de los resultados de efecto
refrigerante real (ecuación 3.13), flujo de masa refrigerante (ecuación 3.14) y
flujo de volumen del vapor refrigerante (ecuación 3.15), calculados para R-134a
y R-404A.
CUADRO Nº 20: Comparación del efecto refrigerante, flujo de masa y volumen de los refrigerantes propuestos.
Refrigerante Efecto refrigerante real Carga a remover Masa refrigerante Volumen de
vapor kJ/kg kcal/kg kcal/h kg/h m3/h
R-134a 155,3 37,1 20901,3 563,6 41,9
R-404A 123,8 29,6 20901,3 707,0 25,9
54
El trabajo teórico que debe realizar el compresor es equivalente al calor
teórico de compresión (ecuación 3.16). La suma entre el trabajo efectivo
realizado por el compresor y el efecto refrigerante real (capacidad del
evaporador por kg. de refrigerante), indica el calor teórico que debe ser
eliminado por el condensador (por kg. de refrigerante circulado). Los valores se
encuentran en el cuadro Nº 21.
CUADRO Nº 21: Trabajo teórico del evaporador, compresor y capacidad teórica del condensador por kg. de refrigerante circulado.
Refrigerante Capacidad teórica del evaporador (kcal/kg)
Trabajo teórico del compresor (kcal/kg)
Capacidad del condensador (kcal/kg)
R-134a 37,1 4,1 41,1 R-404A 29,6 3,6 33,2
La capacidad total (en kcal/h) del evaporador, compresor y condensador,
se obtienen del producto entre la masa refrigerante circulada por unidad de
tiempo (cuadro Nº 20) y el efecto refrigerante, trabajo teórico del compresor y
capacidad teórica del condensador respectivamente. Los resultados se
muestran en el cuadro Nº 22.
CUADRO Nº 22: Capacidades teóricas requeridas para evaporador, compresor y condensador en kcal/h.
Refrigerante Efecto refrigerante teórico (kcal/h)
Trabajo teórico del compresor (kcal/h)
Capacidad teórica del condensador (kcal/h)
R-134a 20901,3 2.288 23.190 R-404A 20901,3 2.560 23.461
También se realizó el análisis sobre el ciclo de refrigeración real,
mediante el software COOLPACK, a través del cual se obtiene el valor del COP
para cada situación (anexos Nº 10 y Nº 11), para el caso del refrigerante R-
404A el COP arrojó el valor de 3,3 y para el refrigerante R-134a el valor de 3,5;
El COP se define como la razón entre la capacidad del evaporador y el
consumo de energía del compresor (trabajo del compresor).
55
De este análisis se concluye que se debería elegir el refrigerante R-134a,
debido a que requiere un menor trabajo del compresor (aunque leve).
4.7 Selección de la unidad condensadora La capacidad que se requiere para la unidad condensadora es de
20.901,3 kcal/h, o sea 24,3 kW, por lo que se elige aquella que presente el
mayor rendimiento según el refrigerante empleado. La elección de la unidad
condensadora se realiza con la temperatura de evaporación y la temperatura
ambiente, de acuerdo a los anexos Nº 12 y Nº 13.
Se escoge la unidad condensadora para R-404A, modelo SA 7 33 S -
Y/2, que posee una potencia frigorífica de 26,8 kW para las condiciones de
trabajo requeridas (temperatura de evaporación de -2ºC y temperatura ambiente
de 15,1ºC), dado que demanda un motor de potencia 5,5 kW, en lugar de la
unidad condensadora para R-134a que posee una potencia frigorífica de 25,2
kW y requiere de un motor de 7,5 kW.
Se utiliza una temperatura ambiente de 15,1ºC para seleccionar la unidad
condensadora, debido a que es la mayor temperatura de diseño y corresponde
al mes de diciembre.
La unidad condensadora se compone de un compresor semi-hermético
con sus válvulas de servicio y un motor de 5,5 kW, un condensador enfriado por
aire con dos ventiladores, recibidor de líquido provisto de válvula de servicio en
la salida y válvula de seguridad.
Las características de la unidad condensadora seleccionada se muestran
en los Anexos Nº 14 y Nº 15.
4.7.1 Equipo anexo a la unidad condensadora Los dispositivos que se seleccionan son los siguientes:
56
Presostato: Se selecciona un presostato de alta y baja presión, modelo KP 15,
con conexiones flare de 1/4”. (Anexo Nº 16)
Separador de aceite: Se escoge el separador de aceite, modelo 5540/9, con
conexiones O.D.S. de 1 1/8”. (Anexo Nº 17)
Manómetro de alta y baja presión: modelo estándar.
Calefactor del cárter del compresor: El calefactor seleccionado es el modelo
TOOCH01, recomendado para la serie del compresor. (Anexo Nº 18)
4.8 Selección de evaporadores Dadas las características de la cámara de refrigeración, se opta por un
evaporador de convección forzada, el más usado para este tipo de
instalaciones. Las razones para elegir este modelo son:
− 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 selección del evaporador se considera una D.T. de 6ºC, con la
que se puede mantener el nivel de humedad relativa entre 85 y 90%, según el
fabricante, en evaporadores de convección forzada.
Se escoge una temperatura de evaporación de -2°C y se utiliza un factor
de corrección de 0,95 según una frecuencia de deshielos cada 6 horas. (Anexo
Nº 19)
57
El siguiente cuadro muestra la potencia total corregida según ecuación
3.17.
CUADRO Nº 23: Condiciones de diseño del evaporador y potencia corregida.
ΔT1 ΔT2 fc Potencia requerida Potencia corregida (ºC) (ºC) (kcal/h) (kcal/h)
7 6 0,95 20.901 25.668
Dado que la cantidad de producto máxima a almacenar es de 640 ton, si
se opta por una tasa de circulación de aire de 8l/s ton, la tasa total de
circulación de aire corresponde a 18.432 m3/h.
Considerando la tasa total de circulación de aire y la potencia corregida
en el cuadro Nº 23, se opta por dos evaporadores DE 185 E-S (Anexo Nº 20),
los cuales en conjunto generan 25.890 kcal/h (para un D.T. de 7ºC) y una
circulación de aire de 18.640 m3/h.
La flecha de aire alcanza los 20 m, lo que permite una circulación de aire
en todo el espacio que ocupa el producto dentro de la cámara.
4.9 Selección de válvulas de expansión Los componentes de la válvula se eligen por separado. Del Anexo Nº 21,
se opta por el cuerpo de válvula, modelo TES 5, indicado para funcionar con R-
404A. Dado que son dos evaporadores se requiere un número igual de
válvulas.
La capacidad requerida para los dos evaporadores es de 20.901 kcal/h, o
6,9 T.R. (toneladas de refrigeración).
Dado que se trata de dos válvulas de expansión, se opta por el conjunto
de orificio de válvula, modelo 01 p/cuerpo 5.
58
El cuerpo de válvula posee una conexión de entrada de 1/2” y una
conexión de salida de 5/8” Flare.
4.10 Dimensionamiento de las tuberías de fluido refrigerante 4.10.1 Dimensionamiento de la tubería de succión
Cuando el evaporador está ubicado arriba del compresor el aceite drena
por gravedad hasta el cárter del compresor, sin importar la velocidad de
circulación del refrigerante, incluyendo en el diseño un declive de un 2% a lo
largo de la tubería de retorno en dirección del compresor.
La figura Nº 5 es un esquema de la línea de succión, sobre el cual se
determinaron los distintos tramos, se estimaron las distancias de cada uno de
ellos y los accesorios requeridos.
Evaporador 1
Evaporador 2
Unidad condensadora
Tramo 1
Tramo 2
Tramo 3
FIGURA Nº 5: Esquema de la tubería de succión.
59
La elección del diámetro de tubería más indicado para cada tramo se
realiza de acuerdo a la capacidad refrigerante (en kW) que fluye por la línea. La
tabla del Anexo Nº 22, está diseñada para una temperatura de condensación de
40ºC, por lo tanto hay que corregir la capacidad multiplicándola por el factor
1,17 que se entrega para una temperatura condensante de 30ºC.
CUADRO Nº 24: Capacidad corregida para cada tramo y diámetros requeridos para la línea de succión.
Tramo Diámetro del tubo (mm)
Nº
Capacidad (kW)
Capacidad corregida
(kW)
Capacidad seleccionada
(kW) Nominal Interior 1 13,45 15,74 26,063 35 32,13 2 13,45 15,74 26,063 35 32,13 3 26,90 31,47 41,164 42 38,23
Según los diámetros seleccionados se estima el largo equivalente de los
accesorios (Anexo Nº 23).
CUADRO Nº 25: Largo equivalente de los accesorios incluidos en cada tramo.
Tramo
Nº Accesorios Nº
Largo equivalente por unidad
(pies)
Largo equivalente total (pies)
Largo equivalente
total (m)
Válvula de bola 1 39,0 39,0 12,3 Codo 90º 1 3,0 3,0 0,9 Codo 45º 2 1,8 3,6 1,1
1
Expansión 1 3/8 a 1 5/8 1 0,9 0,9 0,3 Válvula de bola 1 39,0 39,0 12,3 Codo 90º 1 3,0 3,0 0,9 Codo 45º 2 1,8 3,6 1,1
2
Expansión 1 3/8 a 1 5/8 1 0,9 0,9 0,3 Válvula de bola 1 48,5 48,5 15,3 Codo 90º 2 4,6 9,3 2,9 3 Reducción 1 5/8 a 1 3/8 1 1,1 1,1 0,3
60
En el siguiente cuadro se muestra el largo total de tubo, el largo
equivalente total de los accesorios para cada tramo y la caída de presión
expresada como caída de temperatura en ºK para cada tramo, la cual se calcula
utilizando la ecuación 3.18.
CUADRO Nº 26: Largo total de la tubería y caída de presión expresada como aumento de temperatura en ºK.
Tramo (m) Largo tubería (m)
Largo equivalente accesorios
(m)
Largo total por tramo
(m) Caída de
presión (ºK)
1 3,90 14,62 18,52 0,56 2 3,90 14,62 18,52 0,56 3 5,46 18,51 23,97 0,72
Los tramos 1 y 2 se juntan en la línea principal de succión (tramo 3) y
tienen la misma caída de presión, por lo que al llegar a la succión del compresor
el refrigerante presenta una caída de presión de 1,28ºK, debido al roce en la
tubería.
La sección del tramo 3, comprendida entre la salida de la cámara de
refrigeración y la entrada del compresor, debe aislarse para impedir que el
refrigerante se sobrecaliente a la entrada del compresor, lo que provocaría una
pérdida de eficiencia.
4.10.2 Dimensionamiento de la tubería de líquido La figura Nº 6 es un esquema de la línea de líquido, según el cual se
estimaron las distancias de los diferentes tramos y los accesorios requeridos.
61
Evaporador 1
Evaporador 2
Unidad condensadora
Tramo 1
Tramo 2
Tramo 3
FIGURA Nº 6: Esquema de la tubería de líquido.
La elección del diámetro más indicado para cada tramo se realiza del
mismo modo que para la tubería de succión. La tabla del Anexo Nº 22 está
diseñada para una temperatura de condensación de 40ºC, por lo tanto hay que
corregir la capacidad multiplicándola por el factor 1,079 que se entrega para
una temperatura condensante de 30ºC.
CUADRO Nº 27: Capacidad corregida para cada tramo y diámetros requeridos para la línea de líquido.
Tramo Diámetro del tubo (mm)
Nº Capacidad
(kW) Capacidad corregida
(kW)
Capacidad seleccionada
(kW) Nominal Interior
1 13,45 14,51 18,37 15 13,84 2 13,45 14,51 18,37 15 13,84 3 26,90 29,03 31,33 19 16,92
62
Según los diámetros seleccionados se estima el largo equivalente de los
accesorios (Anexo Nº 23).
CUADRO Nº 28: Largo equivalente de los accesorios incluidos en cada tramo.
Tramo
Nº Accesorios Nº
Largo equivalente por unidad
(pies)
Largo equivalente total (pies)
Largo equivalente
total (m)
Válvula angular 1 9,5 9,5 3,0 Codo 90º 1 1,8 1,8 0,6 1 Expansión 5/8 a 7/8 1 0,4 0,4 0,1 Válvula angular 1 9,5 9,5 3,0 Codo 90º 1 1,8 1,8 0,6 2 Expansión 5/8 a 7/8 1 0,4 0,4 0,1 T 1 3,8 3,8 1,2 3 Codo 90º 2 2,0 4,0 1,3
CUADRO Nº 29: Largo total de la tubería y caída de presión expresada como aumento de temperatura en ºK.
Tramo (m) Largo tubería (m)
Largo equivalente accesorios
(m)
Largo total por tramo
(m) Caída de
presión (ºK)
1 4,05 3,7 7,71 0,13 2 4,05 3,7 7,71 0,13 3 4,61 2,4 7,05 0,12
Dado que la longitud equivalente en la línea de líquido es de 14,76 m
(suma del tramo 1 y 3, ó 2 y 3), la caída de presión por roce es de 12.915 Pa, la
cual equivale a 1.317 kg/m2 (ecuación 3.19).
La densidad del líquido a la temperatura de condensación es de
1.020 kg/m3 y la distancia total de elevación vertical es de 2,87 m; por lo tanto la
presión estática es de 2.927 kg/m2 (ecuación 3.20).
63
La pérdida total de presión en la línea corresponde a la suma de la
presión estática y la caída de presión por roce lo que da un total de 4.244 kg/m2,
equivalente a 0,416 bar.
La temperatura condensante es de 30ºC, la presión en el condensador es
de 14,19 bar. La presión en la válvula de expansión es de 13,774 bar que
corresponden a una temperatura de saturación de 28,8ºC, lo que significa que
la cantidad de subenfriamiento requerido es de aproximadamente 1,2ºC (30º-
28,8º), para evitar la formación de gas en el líquido.
4.11 Automatismo del sistema
Válvula solenoide: Según el flujo de masa calculado en el cuadro Nº 20, que
corresponde a 707 kg/h y el volumen específico del líquido refrigerante a 30ºC
que corresponde a 9,83*10-4 m3/kg, el caudal circulado equivale a 0,69 m3/h. Se
requieren dos válvulas solenoides, una antes de cada válvula de expansión, por
lo que se opta por el modelo EVR-6, que posee una capacidad de 0,8 m3/h y
conexiones flare de 1/2" de entrada y salida (Anexo Nº 24).
Válvula reguladora de presión: Se instala en sistemas de evaporadores
múltiples, en los que todos ellos operan a la misma temperatura y están
conectados a un solo compresor. Además, 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. Se
elige el modelo ORIT-6 con conexiones O.D.S. de entrada y salida 1 1/8”.
(Anexo Nº 25).
Termostato Ambiental: Se elige el modelo KP 69. (Anexo Nº 26)
64
4.12 Aparatos anexos al circuito
Filtro deshidratador: Se debe instalar en la tubería de líquido al interior de la
cámara de refrigeración. Se escoge el modelo 4316/5 con conexiones flare de
5/8” y capacidad de 250 cm3. (Anexo Nº 27)
Visor de líquido con indicador de humedad: permite verificar si se encuentra
refrigerante vaporizado en la tubería de líquido. Se escoge el modelo SGI 15
con conexiones flare de 5/8”. (Anexo Nº 28)
Válvulas de paso, para aislar la salida de los evaporadores: Se utilizan válvulas
de paso, modelo 6590/11, con conexiones O.D.S de 1 3/8”.(Anexo Nº 29)
4.13 Esquema fluídico En la figura Nº 7 se muestra el esquema fluídico de la instalación.
65
Ev
Ev
Cd
P
Hu
P
HBP
Compresor de pistón
Evaporador enfriador de aire por circulación forzada
Condensador de aire por circulación forzada
Separador de aceite
Recipiente de líquido vertical
Válvula de Expansión Termostática con equilibrio exterior de presiónVálvula de presión constante
Válvula de mando manual
Válvula solenoide
Tubería flexible (Amortiguador de vibraciones)Manómetro
Filtro Deshidratador
Presostato combinado de alta y baja presión
Visor de líquido indicador de humedad
T Termostato
Tubería Aislada
Línea eléctrica
PHu Cd
H B P
T
PP
Ev
Inte
rior
cám
ara
Ext
erio
r cá
mar
a
SIMBOLOGÍA
FIGURA Nº 7: Esquema Fluídico.
66
4.14 Estudio financiero El estudio financiero entrega la evaluación financiera que ayuda a decidir
la materialización del proyecto, desde el punto de vista de la inversión
económica.
4.14.1 Inversión: En el Cuadro Nº 30 se detallan los costos de edificación de la
cámara de refrigeración y en el Cuadro Nº 31 los costos de inversión en
maquinaria frigorífica. (Estos valores no incluyen IVA).
CUADRO Nº 30: Costos por concepto de edificación.
Edificación Costo ($)
Galpón externo 6.000.000 Piso 3.623.000 Paneles aislantes 13.677.600 Puerta aislante 1.125.000 Accesorios y montaje paneles y puertas 4.692.300 Total 24.425.600
CUADRO Nº 31: Costos de maquinaria frigorífica.
Maquinaria frigorífica Costo ($)
Unidad condensadora 1.744.587 Evaporadores 2.072.112 Tubería, válvulas y accesorios 474.498 Carga de refrigerante 82.956 Instalación de equipos 900.000 Total 5.274.153
De estos dos cuadros se deduce que la inversión inicial es de
29.699.753.
4.14.2 Cálculo de la depreciación: Los equipos necesarios para el
funcionamiento de la cámara de frío consideran 10 años como período para
67
depreciación normal, y la estructura (edificación) considera un período de 25
años para una depreciación normal, esto según el Servicio de Impuestos
Internos.
La depreciación se calcula tomando como base el valor neto y
considerando un valor residual de cero al final del período considerado por SII.
CUADRO Nº 32: Depreciación.
Año Edificación Maquinaria frigorífica Año Edificación Maquinaria
frigorífica
2005 977.024 519.120 2018 977.024 0 2006 977.024 519.120 2019 977.024 0 2007 977.024 519.120 2020 977.024 0 2008 977.024 519.120 2021 977.024 0 2009 977.024 519.120 2022 977.024 0 2010 977.024 519.120 2023 977.024 0 2011 977.024 519.120 2024 977.024 0 2012 977.024 519.120 2025 977.024 0 2013 977.024 519.120 2026 977.024 0 2014 977.024 519.120 2027 977.024 0 2015 977.024 0 2028 977.024 0 2016 977.024 0 2029 977.024 0 2017 977.024 0 2030 0 0
4.14.3 Ingresos: Para efectos de análisis se considerará un valor de $10.000
por saco de 80 kg de producto, considerando una alta oferta de producto. Por lo
tanto, los ingresos esperados para los primeros diez años son de:
CUADRO Nº 33: Ingresos primeros diez años.
Año Ingresos Año Ingresos 2005 80.000.000 2010 80.000.000 2006 80.000.000 2011 80.000.000 2007 80.000.000 2012 80.000.000 2008 80.000.000 2013 80.000.000 2009 80.000.000 2014 80.000.000
68
4.14.4 Egresos: 4.14.4.1 Debidos a costos de producción: Según INIA Tamel-aike, el costo
de producción de papas asciende a aproximadamente $6.000 el saco de 80 kg,
para la región de Aysén. Por lo tanto los egresos debido al costo de producción
son de:
CUADRO Nº 34: Egresos debido a costos de producción.
Año Egresos Año Egresos 2005 48.000.000 2010 48.000.000 2006 48.000.000 2011 48.000.000 2007 48.000.000 2012 48.000.000 2008 48.000.000 2013 48.000.000 2009 48.000.000 2014 48.000.000
4.14.4.2 Debidos a costos indirectos: El costo indirecto a considerar es la
mantención de la instalación, para ello se considera el pago a una empresa
externa por la revisión de la instalación, se estima que esta revisión se realizará
tres veces en el año y su costo será de aproximadamente 1 U.F. la hora, se
estima también que cada revisión durará aproximadamente 16 horas (más
gastos de viaje (aproximadamente $120.000).
CUADRO Nº 35: Egresos debido a costos por revisión de instalación.
Año Egresos Año Egresos 2005 1186560 2010 1186560 2006 1186560 2011 1186560 2007 1186560 2012 1186560 2008 1186560 2013 1186560 2009 1186560 2014 1186560
4.14.4.3 Debidos a gastos indirectos: El gasto indirecto a considerar es el
consumo de energía eléctrica y se calcula según el uso mensual en horas
derivado del funcionamiento del compresor.
69
CUADRO Nº 36: Cálculo de horas de funcionamiento máximo anual.
Mes Carga
Máxima Mensual (kcal/h)
Carga Máxima Mensual
(w)
Carga diaria
(w-h/día)
Capacidad del
compresor (w)
Tiempo de func. del
compresor (h/día)
Días/mes efectivos
Func. máximo (h/mes)
Marzo 16.561 19.261 462.259 26.800 17 15 259 Abril 19.001 22.098 530.361 26.800 20 30 594 Mayo 15.080 17.539 420.924 26.800 16 31 487 Junio 13.393 15.576 373.817 26.800 14 30 418 Julio 11.885 13.822 331.723 26.800 12 31 384 Agosto 11.100 12.909 309.823 26.800 12 31 358 Septiembre 10.919 12.699 304.777 26.800 11 30 341 Octubre 10.471 12.177 292.255 26.800 11 31 338 Noviembre 9.986 11.614 278.735 26.800 10 30 312 Diciembre 9.036 10.509 252.210 26.800 9 15 141
Los equipos en funcionamiento con consumo de energía eléctrica
relevantes son los motores eléctricos del compresor, ventiladores del
condensador y de los evaporadores.
CUADRO Nº 37: Gasto anual por funcionamiento de motores.
Variables para cálculo de costos por funcionamiento de motores
Motor del compresor
Motores de ventiladores
del condensador
Motores de ventiladores
del evaporador
Corriente requerida trifásica trifásica monofásica Potencia (kW) 5,50 0,9 1,04 Precio por consumo ($/kW-h) 47,3 47,3 47,3 Funcionamiento anual (h) 3.632 3.632 3.632 Costo por funcionamiento ($) 944.550 154.563 178.606
CUADRO Nº 38: Costo total anual por consumo de energía eléctrica.
Costo energía consumida ($) Costo fijo ($) Costo potencia
contratada 15kW ($)Gasto total energía
eléctrica ($)
1.277.718 8.484 1.403.572 2.689.774
70
El costo fijo y el costo por potencia contratada se consideraron durante
los 12 meses del año, ya que los contratos son anuales.
Por lo tanto los gastos indirectos ascienden a:
CUADRO Nº 39: Egresos debido a gasto de energía eléctrica.
Año Gasto por
energía eléctrica
Año Gasto por
energía eléctrica
2005 2.689.774 2010 2.689.774 2006 2.689.774 2011 2.689.774 2007 2.689.774 2012 2.689.774 2008 2.689.774 2013 2.689.774 2009 2.689.774 2014 2.689.774
Los egresos totales por período se resumen en el siguiente cuadro.
CUADRO Nº 40: Egresos totales por año.
Año Egresos totales Año Egresos
totales 2005 51.876.334 2010 51.876.334 2006 51.876.334 2011 51.876.334 2007 51.876.334 2012 51.876.334 2008 51.876.334 2013 51.876.334 2009 51.876.334 2014 51.876.334
4.15 Evaluación económica y financiera
4.15.1 Capital de trabajo: El capital de trabajo necesario para poder operar la
cámara durante los primeros 4 meses, en los que no se registran ventas, ya que
el producto comienza a venderse en Julio, asciende a $1.089.346. Esta suma
sólo considera el gasto de energía eléctrica.
También se considerará el 30% de los costos debidos a maquinaria
frigorífica, ya que se pudiera tener que renovar algún equipo o accesorio.
71
4.15.2 Flujo de caja: CUADRO Nº 41a: Flujo de caja.
período 0 2005 2006 2007 2008 2009 Ingresos 80.000.000 80.000.000 80.000.000 80.000.000 80.000.000 Egresos -51.876.334 -51.876.334 -51.876.334 -51.876.334 -51.876.334 depreciación -1.496.144 -1.496.144 -1.496.144 -1.496.144 -1.496.144 Utilidad antes de impuesto 26.627.522 26.627.522 26.627.522 26.627.522 26.627.522 impuesto(17%) -4.526.679 -4.526.679 -4.526.679 -4.526.679 -4.526.679 Utilidad neta 22.100.843 22.100.843 22.100.843 22.100.843 22.100.843 depreciación 1.496.144 1.496.144 1.496.144 1.496.144 1.496.144 Inversión Inicial -35.342.706 Inversión en capital de trabajo -2.878.568 FNO -38.221.274 23.596.987 23.596.987 23.596.987 23.596.987 23.596.987 CUADRO Nº 41b: Flujo de caja.
período 2010 2011 2012 2013 2014 Ingresos 80.000.000 80.000.000 80.000.000 80.000.000 80.000.000 Egresos -51.876.334 -51.876.334 -51.876.334 -51.876.334 -51.876.334 depreciación -1.496.144 -1.496.144 -1.496.144 -1.496.144 -1.496.144 Utilidad antes de impuesto 26.627.522 26.627.522 26.627.522 26.627.522 26.627.522 impuesto(17%) -4.526.679 -4.526.679 -4.526.679 -4.526.679 -4.526.679 Utilidad neta 22.100.843 22.100.843 22.100.843 22.100.843 22.100.843 depreciación 1.496.144 1.496.144 1.496.144 1.496.144 1.496.144 Inversión Inicial Inversión en capital de trabajo FNO 23.596.987 23.596.987 23.596.987 23.596.987 23.596.987 VAN (20%) = $50.590.363
TIR = 61%
PR = 2
De este análisis podemos decir que el proyecto proporciona $50.590.363
por sobre lo exigido. Y la inversión se recuperará en los primeros dos períodos.
72
4.15.3 Análisis de sensibilidad:
Optimista: Considerando un aumento de 20 % en los ingresos.
CUADRO Nº 42a: Flujo de caja optimista.
período 0 2005 2006 2007 2008 2009 FNO -38.221.274 36.876.987 36.876.987 36.876.987 36.876.987 36.876.987
CUADRO Nº 42b: Flujo de caja optimista.
período 2010 2011 2012 2013 2014 FNO 36.876.987 36.876.987 36.876.987 36.876.987 36.876.987
VAN (20%) = $96.987.054
TIR = 96%
PR = 2
Pesimista: Considerando una disminución de 20 % en los ingresos.
CUADRO Nº 43a: Flujo de caja pesimista.
período 0 2005 2006 2007 2008 2009 FNO -38.221.274 10.316.987 10.316.987 10.316.987 10.316.987 10.316.987
CUADRO Nº 43b: Flujo de caja pesimista.
período 2010 2011 2012 2013 2014 FNO 10.316.987 10.316.987 10.316.987 10.316.987 10.316.987
VAN (20%) = $4.193.672
TIR = 24%
PR = 4
73
Del análisis de sensibilidad, se deduce que el proyecto es viable
económicamente, ya que al ponerse en la posición pesimista el proyecto igual
renta más de lo exigido.
La evaluación económica y financiera realizada anteriormente
contempla el negocio de las papas, incluyendo la producción y almacenamiento
de ellas.
No se realizó un análisis económico exclusivo de la cámara de frío,
debido a que para ello se debe considerar la diferencia entre las pérdidas de
producto por almacenamiento dentro de la cámara (que son mínimas) y las
pérdidas de producto debidas a los diferentes tipos de almacenaje utilizados en
la zona (silos, paperas y bodegas) y como estas pérdidas dependen de las
condiciones climáticas de cada año en particular, es difícil estimarlas.
También se debe considerar, para realizar el análisis económico y
financiero de la cámara de frío, la diferencia de precio entre vender el producto
en los primeros meses después de la cosecha y el precio del producto en los
meses de invierno, en que se produce una disminución de la oferta, debido a
que no se puede transportar producto de las regiones más al norte, ya que el
producto se daña en el viaje debido a las condiciones climáticas; y por ende,
aumenta el precio del producto en la zona.
Si se considera una pérdida de 30% del producto en los diferentes tipos
de almacenaje utilizados en la zona y una diferencia de precio de $7.000 entre
el período de cosecha y los meses de invierno se tiene una TIR de 26%, un
VAN(20%) de $6.513.507 y un período de recuperación de la inversión de 4
años.
74
5 CONCLUSIONES
De acuerdo al estudio de diseño de la cámara de refrigeración para el
almacenaje de papas, se concluye lo siguiente:
La carga térmica mayor se presenta en abril, debido a que todavía se
está ingresando producto a la cámara y se debe disminuir la temperatura del
producto desde la temperatura de campo a la temperatura de almacenaje, lo
que no se produce en los meses posteriores, en que sólo se tiene el calor de
respiración del producto.
Las cargas mínimas de diseño calculadas no representan un riesgo en la
disminución de la temperatura de almacenaje al punto de provocar deterioro, o
congelamiento de las papas al interior de la cámara.
El refrigerante más adecuado corresponde al R-404A, ya que presenta
una mayor eficiencia bajo las condiciones de trabajo indicadas funcionando con
la unidad condensadora seleccionada.
Del análisis financiero realizado se concluye que el proyecto resulta
viable, debido a que renta por sobre lo exigido, aún bajo condiciones
pesimistas.
Los parámetros considerados en el estudio permitieron el diseño de una
cámara de refrigeración que se ajusta a las necesidades de almacenaje del
producto, convirtiéndola en una herramienta para mantener la calidad del
producto a largo plazo. Pudiendo así, ser una alternativa tecnológica de interés
para el desarrollo del rubro en la región.
75
6 BIBLIOGRAFÍA
• AIRCOIL. Catálogo de evaporadores cúbicos comerciales. (9 septiembre
2004).
http://usuarios.lycos.es/vibadis/VibadisWeb/aircoil/0400-
VFDN_vfd_vde_Tec.htm
• AISLAPOL. Paneles frigoríficos. (24 agosto 2003).
http://www.basf.cl/aislapol/productos/rudnev/index.html
• ANTARTIC. Antartic refrigeration. (11 noviembre 2003).
http://www.antartic.cl/htm
• ALARCÓN, J. Tratado práctico de refrigeración automática. Doceava
edición. Ed Alfaomega. México. 2000.
• AMERICAN SOCIETY OF HEATING. Ashrae Handbook and product
directory: 1980 systems. Segunda edición. Ed. Refrigerating and air-
conditioning engineers, Inc. Atlanta, Estados Unidos. 1981.
• CANADA PLAN SERVICE. Fruti and vegetable storage. (13 abril 2003).
http://www.cps.gov.on.ca/english/plans/E6000/6000/M-6000L.pdf
• CARRIER AIR CONDITIONING COMPANY. Manual de aire
condicionado. Ed. Marcombo, S. A. Barcelona, España. 1987.
• COMISIÓN NACIONAL DEL MEDIO AMBIENTE. (4 abril 2004).
www.conama.cl/portal/1255/article-26314.html
• CONTRERAS, A. Cosecha, preselección y almacenaje de papas.
Valdivia, Chile. 1991.
76
• DOSSAT, R. Principios de refrigeración. Segunda edición. Ed.
Continental. México. 1980.
• FRASCOLD. Refrigeration and air conditioning. (26 agosto 2004).
http://www.frascold.it
• HERNÁNDEZ, E. Fundamentos de aire acondicionado y refrigeración.
Decimoséptima edición. Ed. Limusa, S. A. México, D. F., México. 1999.
• MEJÍAS, J. y TEUBER, O. Investigación en papas en la región de Aysén
(informe final). INIA Centro de Investigación Tamel Aike. Coyhaique,
Chile. 1998.
• MONTALDO, A. Cultivo y mejoramiento de la papa. Ed. IICA. San José,
Costa Rica. 1984.
• RAPIN, P. y JACQUARD, P. Formulario del frío. Ed. Marcombo.
Barcelona, España. 1999.
• SAPAG, N. y SAPAG, R. Preparación y evaluación de proyectos. Cuarta
edición. Ed. McGraw-Hill interamericana de Chile Ltda. Santiago, Chile.
2000.
• SOLKANE. Pipe Sizing. (11 septiembre 2004).
www.solvay-fluor.com/docroot/fluor/static_files/attachments/i_15.pdf
77
ANEXOS
78
ANEXO Nº 1: Propiedades de los paneles Rudnev RSP, según su espesor
Espesor panel RSP (mm)
Temperatura de la Cámara (ºC)
Peso del Panel (kg/m^2)
Coeficiente Total de Transferencia de Calor
(kcal/hm^2ºC)
75 5 10,5 0,40153 100 0 11 0,30093 125 -8 11,5 0,24074
FUENTE: AISLAPOL® (2003)
ANEXO Nº 2: Correcciones de las diferencias equivalentes de temperatura (ºC)
FUENTE: CARRIER AIR CONDITIONING COMPANY (1987)
Variación de la temperatura exterior en 24h Temperatura
exterior a las 15h para el mes
considerado menos temperatura interior
5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22-16 -21,2 -21,7 -22,3 -22,8 -23,3 -23,8 -24,2 -24,7 -25,1 -25,6 -26 -26,5 -27 -27,4 -27,9 -28,8 -29,3 -29,8-12 -17,2 -17,7 -18,3 -18,8 -19,3 -19,8 -20,2 -20,7 -21,1 -21,6 -22 -22,5 -23 -23,4 -23,9 -24,8 -25,3 -25,8-8 -13,2 -13,7 -14,3 -14,8 -15,3 -15,8 -16,2 -16,7 -17,1 -17,6 -18 -18,5 -19 -19,4 -19,9 -20,8 -21,3 -21,8-4 -9,2 -9,7 -10,3 -10,8 -11,3 -11,8 -12,2 -12,7 -13,1 -13,6 -14 -14,5 -15 -15,4 -15,9 -16,8 -17,3 -17,80 -5 -5,5 -6,1 -6,6 -7,1 -7,6 -8 -8,5 -8,9 -9,4 -9,8 -10,3 -10,8 -11,2 -11,7 -12,6 -13,1 -13,62 -3,1 -3,6 -4,2 -4,7 -5,2 -5,6 -6,1 -6,6 -7 -7,5 -7,9 -8,4 -8,9 -9,3 -9,8 -10,6 -11,1 -11,74 -1,1 -1,6 -2,2 -2,7 -3,2 -3,6 -4,1 -4,6 -5 -5,5 -5,9 -6,4 -6,9 -7,3 -7,8 -8,6 -9,1 -9,76 0,8 0,3 -0,3 -0,8 -1,3 -1,7 -2,2 -2,7 -3,1 -3,6 -4 -4,5 -5 -5,4 -5,9 -6,7 -7,2 -7,88 2,8 2,3 1,7 1,2 0,7 0,3 0 -0,7 -1,1 -1,6 -2 -2,5 -3 -3,4 -3,9 -4,7 -5,2 -5,8
10 4,7 4,2 3,6 3,1 2,6 2,2 1,7 1,2 0,8 0,3 -0,1 -0,6 -1,1 -1,5 -2 -2,8 -3,3 -3,912 6,8 6,3 5,7 5,2 4,7 4,3 3,8 3,3 2,9 2,4 1,8 1,3 0,8 0,4 -0,1 -0,7 -1,2 -1,814 8,8 8,3 7,7 7,2 6,7 6,3 5,8 5,3 4,9 4,4 3,8 3,3 2,8 2,4 1,9 1,3 0,8 0,216 10,8 10,3 9,7 9,2 8,7 8,3 7,8 7,3 6,9 6,4 5,8 5,3 4,8 4,4 3,9 3,3 2,8 2,218 12,8 12,3 11,7 11,2 10,7 10,3 9,8 9,3 8,9 8,4 7,8 7,3 6,8 6,4 5,9 5,3 4,8 4,220 14,8 14,3 13,7 13,2 12,7 12,3 11,8 11,3 10,9 10,4 9,8 9,3 8,8 8,4 7,9 7,3 6,8 6,222 16,9 16,4 15,8 15,3 14,8 14,4 13,9 13,4 13 12,5 11,9 11,4 10,9 10,5 10 9,4 8,9 8,3
79
ANEXO Nº 3: Diferencia equivalente de temperatura (ºC), para muros soleados o en sombra Hora solar
mañana tarde mañana Orientación Peso del muro (Kg/m^2) 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 1 2 3 4 5
100 2,8 8,3 12,2 12,8 13,3 10,6 7,8 7,2 6,7 7,2 7,8 7,8 7,8 6,7 5,5 4,4 3,3 2,2 1,1 0 -1,1 -1,7 -2,2 -1,1300 -0,5 -1,1 -1,1 2,8 13,3 12,2 11,1 8,3 5,5 6,1 6,7 7,2 7,8 7,2 6,7 6,1 5,5 4,4 3,3 2,2 1,1 0,5 0 -0,5500 2,2 1,7 2,2 2,2 2,2 5,5 8,9 8,3 7,8 6,7 5,5 6,1 6,7 6,7 6,7 6,1 5,5 5 4,4 3,9 3,3 3,3 2,8 2,8
NE
700 2,8 2,8 3,3 3,3 3,3 3,3 3,3 5,5 7,8 8,9 7,8 6,7 5,5 5,5 5,5 5,5 5,5 5,5 5,5 5 5 4,4 3,9 3,9100 0,5 9,4 16,7 18,3 20 19,4 17,8 11,1 6,7 7,2 7,8 7,8 7,8 6,7 5,5 4,4 3,3 2,2 1,1 0 -0,5 -1,1 -1,7 -1,7300 -0,5 -0,5 0 11,7 16,7 17,2 17,2 10,6 7,8 7,2 6,7 7,2 7,8 7,2 6,7 6,1 5,5 4,4 2,8 2,2 1,7 0,5 0,5 0500 2,8 2,8 3,3 4,4 7,8 11,1 13,3 13,9 13,3 11,1 10 8,9 7,8 7,8 7,8 7,2 6,7 6,1 5,5 5 4,4 3,9 3,9 3,3
E
700 6,1 5,5 5,5 5 4,4 5 5,5 8,3 10 10,6 10 9,4 8,9 7,8 6,7 7,2 7,8 7,8 7,8 7,2 7,2 6,7 6,7 6,7100 5,5 3,3 7,2 10,6 14,4 15 15,6 14,4 13,3 10,6 8,9 8,3 7,8 6,7 5,5 4,4 3,3 2,2 1,1 0 -0,5 -0,5 -1,1 -1,1300 0,5 0,5 0 7,2 11,1 13,3 15,6 14,4 13,9 11,7 10 8,3 7,8 7,2 6,7 6,1 5,5 4,4 3,3 2,8 2,2 1,7 1,7 1,1500 3,9 3,9 3,3 3,3 3,3 6,1 8,9 9,4 10 10,6 10 9,4 7,8 7,2 6,7 6,1 5,5 5,5 5,5 5 5 4,4 -4,4 3,9
SE
700 5 4,4 4,4 4,4 4,4 3,9 3,3 6,1 7,8 8,3 8,9 10 8,9 8,3 7,8 7,2 6,7 6,7 6,7 6,1 6,1 5,5 5,5 5100 -0,5 -1,1 -2,2 0,5 2,2 7,8 12,2 15 16,7 15,6 14,4 11,1 8,9 6,7 5,5 3,9 3,3 1,7 1,1 0,5 0,5 0 0 -0,5300 -0,5 -1,7 -2,2 -1,7 -1,1 3,9 6,7 11,1 13,3 13,9 14,4 12,8 11,1 8,3 6,7 5,5 4,4 3,3 2,2 1,1 0,5 0,5 0 -0,5500 2,2 2,2 1,1 1,1 1,1 1,7 2,2 4,4 6,7 8,3 8,9 10 10 8,3 7,8 6,1 5,5 5 4,4 4,4 3,9 3,3 3,3 2,8
S
700 3,9 3,3 3,3 2,8 2,2 2,2 2,2 2,2 2,2 3,9 5,5 7,2 7,8 8,3 8,9 8,9 7,8 6,7 5,5 5,5 5 5 4,4 3,9100 -1,1 -2,2 -2,2 -1,1 0 2,2 3,3 10,6 14,4 18,9 22,2 22,8 23,3 16,7 13,3 6,7 3,3 2,2 1,1 0,5 0,5 0 -0,5 -0,5300 1,1 0,5 0 0 0 0,5 1,1 4,4 6,7 13,3 17,8 19,4 20 19,4 18,9 11,1 5,5 3,9 3,3 2,8 2,2 2,2 1,7 1,7500 3,9 2,8 3,3 2,8 2,2 2,8 3,3 3,9 4,4 6,7 7,8 10,6 12,2 12,8 13,3 12,8 12,2 8,3 5,5 5,5 5 5 4,4 3,9
SO
700 4,4 4,4 4,4 4,4 4,4 3,9 3,3 3,3 3,3 3,9 4,4 5 5,5 8,3 10 10,6 11,1 7,2 4,4 4,4 4,4 4,4 4,4 4,4100 -1,1 -1,7 -2,2 -1,1 0 1,7 3,3 7,8 11,1 17,8 22,2 25 26,7 18,9 12,2 7,8 4,4 2,8 1,1 0,5 0 0 -0,5 -0,5300 1,1 0,5 0 0 0 1,1 2,2 3,9 5,5 10,6 14,4 18,9 22,2 22,8 20 15,6 8,9 5,5 3,3 2,8 2,2 1,7 1,7 1,1500 3,9 3,9 3,3 3,3 3,3 3,3 3,3 3,9 4,4 5,5 6,7 9,4 11,1 13,9 15,6 15 14,4 10,6 7,8 6,7 6,1 5,5 5 4,4
O
700 6,7 6,1 5,5 5 4,4 4,4 4,4 5 5,5 5,5 5,5 6,1 6,7 7,8 8,9 11,7 12,2 12,8 12,2 11,1 10 8,9 8,3 7,2100 -1,7 -2,2 -2,2 -1,1 0 1,7 3,3 5,5 6,7 10,6 13,3 18,3 22,2 20,6 18,9 10 3,3 2,2 1,1 0 -0,5 -0,5 -1,1 -1,1300 -1,1 -1,7 -2,2 -1,7 -1,1 0 1,1 3,3 4,4 5,5 6,7 11,7 16,7 17,2 17,8 11,7 6,7 4,4 3,3 2,2 1,7 0,5 0 -0,5500 2,8 2,2 2,2 2,2 2,2 2,2 2,2 2,2 2,2 2,8 3,3 5 6,7 9,4 11,1 11,7 12,2 7,8 4,4 3,9 3,9 3,3 3,3 2,8
NO
700 4,4 3,9 3,3 3,3 3,3 3,3 3,3 3,3 3,3 3,3 3,3 3,9 4,4 5 5,5 7,8 10 10,6 11,1 8,9 7,2 6,1 5,5 5100 -1,7 -1,7 -2,2 -1,7 -1,1 0,5 2,2 4,4 5,5 6,7 7,87 7,2 6,7 5,5 4,4 3,3 2,2 1,1 0 0 -0,5 -0,5 -1,1 -1,1300 -1,7 -1,7 -2,2 -1,7 -1,1 -0,5 0 1,7 3,3 4,4 5,5 6,1 6,7 6,7 6,7 5,5 4,4 3,3 2,2 1,1 0,5 0 -0,5 -1,1500 0,5 0,5 0 0 0 0 0 0,5 1,1 1,7 2,2 2,8 2,8 2,8 4,4 3,9 3,3 2,8 2,2 1,7 1,7 1,1 1,1 0,5
N (en la sombra)
700 0,5 0,5 0 0 0 0 0 0 0 0,5 1,1 1,7 2,2 2,8 3,3 3,9 4,4 3,9 3,3 2,2 1,7 1,1 1,1 0,5
Valedero para muros de color oscuro, 35ºC de temperatura exterior, 27ºC de temperatura interior, 11ºC de variación
de la temperatura exterior en 24h, mes de Julio y 40º de latitud Norte
FUENTE: CARRIER AIR CONDITIONING COMPANY (1987)
80
ANEXO Nº 4: Diferencia equivalente de temperatura (ºC), para techos soleados o en sombra
Hora solar
mañana tarde mañana Condiciones Peso del techo (Kg/m^2) 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 1 2 3 4 5
50 -2,2 -3,3 -3,9 -2,8 -0,5 3,9 8,3 13,3 17,8 21,1 23,9 25,6 25 22,8 19,4 15,6 12,2 8,9 5,5 3,9 1,7 0,5 -0,5 -1,7100 0 -0,5 -1,1 -0,5 1,1 5 8,9 12,8 16,7 20 22,8 23,9 23,9 22,2 19,4 16,7 13,9 11,1 8,3 6,7 4,4 3,3 2,2 1,1200 2,2 1,7 1,1 1,7 3,3 5,5 8,9 12,8 15,6 18,3 21,1 22,2 22,8 21,7 19,4 17,8 15,6 13,3 11,1 9,4 7,2 6,1 5 3,3300 5 4,4 3,3 3,9 4,4 6,1 8,9 12,2 15 17,2 19,4 21,1 21,7 21,1 20 18,9 17,2 15,6 13,9 12,2 10 8,9 7,2 6,1
Soleado
400 7,2 6,7 6,1 6,1 6,7 7,2 8,9 12,2 14,4 15,6 17,8 19,4 20,6 20,6 19,4 18,9 18,9 17,8 16,7 15 12,8 11,1 10 7,8100 -2,8 -1,1 0 1,1 2,2 5,5 8,9 10,6 12,2 11,1 10 8,9 7,8 6,7 5,5 3,3 1,1 0,5 0,5 -0,5 -1,1 -1,7 -2,2 -2,8200 -1,7 -1,1 -0,5 -0,5 0 2,8 5,5 7,2 8,3 8,3 8,9 8,3 8,3 7,8 6,7 5,5 3,9 2,8 1,7 0,5 -0,5 -1,7 -1,7 -1,7
Cubierto de agua
300 -0,5 -1,1 -1,1 -1,1 -1,1 1,1 2,8 3,9 5,5 6,7 7,8 8,3 8,9 8,3 7,8 6,7 5,5 4,4 3,3 2,2 1,7 1,1 0,5 0100 -2,2 -1,1 0 1,1 2,2 4,4 6,7 8,3 10 9,4 8,9 8,3 7,8 6,7 5,5 3,3 1,1 0,5 0 -0,5 -1,1 -1,1 -1,7 -1,7200 -1,1 -1,1 -0,5 -0,5 0 1,1 2,8 5 7,2 7,8 7,8 7,8 7,8 7,2 6,7 5 3,9 2,8 1,7 0,5 0 0 -0,5 -0,5Rociado
300 -0,5 -1,1 -1,1 -1,1 -1,1 0 1,1 2,8 4,4 5,5 6,7 7,2 7,8 7,2 6,7 6,1 5,5 4,4 3,3 2,2 1,1 0,5 0 -0,5100 -2,8 -2,8 -2,2 -1,1 0 1,1 3,3 5 6,7 7,2 7,8 7,2 6,7 5,5 4,4 2,8 1,1 0,5 0 0,5 -1,7 -2,2 -2,8 -2,8200 -2,8 -2,8 -2,2 -1,7 -1,1 0 1,1 2,8 4,4 5,5 6,7 7,2 6,7 6,1 5,5 4,4 3,3 2,2 1,1 0 -0,5 -1,7 -2,2 -2,8
(en la sombra)
300 -1,7 -1,7 -1,1 -1,1 -1,1 -0,5 0 1,1 2,2 3,3 4,4 5 5,5 5,5 5,5 5 4,4 3,3 2,2 1,1 0,5 0 -0,5 -1,1Valedero para techos de color oscuro, 35ºC de temperatura exterior, 27ºC de temperatura interior, 11ºC de variación
de la temperatura exterior en 24h, mes de Julio y 40º de latitud Norte
FUENTE: CARRIER AIR CONDITIONING COMPANY (1987)
81
ANEXO Nº 5: Coeficiente que considera la cara exterior de la pared Color de la pared b
Oscuro (azul oscuro, rojo oscuro, marrón oscuro, etc.)
1
Medio (verde, azul o gris claros) 0,78
Claro (blanco, crema, etc.) 0,55 FUENTE: CARRIER AIR CONDITIONING COMPANY (1987)
ANEXO Nº 6: Máximas aportaciones solares a través de cristal sencillo (Kcal/hm2)
Orientación (latitud Norte) Latitud norte Mes
N NE E SE S SO O NO Horiz Mes Latitud
Sur
Junio 46 360 439 301 146 301 439 360 642 Diciembre Julio y Mayo 40 344 444 339 187 339 444 344 631 Nov. y enero
Agosto y Abril 29 276 439 395 276 395 439 276 580 Oct. y FebreroSept. y Marzo 24 157 404 439 379 439 404 157 496 Sept. y Marzo Oct. y Febrero 19 94 330 442 439 442 330 94 349 Agosto y Abril Nov. y enero 13 32 271 423 450 423 271 32 279 Julio y Mayo
40º
Diciembre 13 27 233 401 447 401 233 27 230 Junio
40º
Junio 43 341 444 366 252 366 444 341 596 Diciembre Julio y Mayo 38 317 442 387 287 387 442 317 572 Nov. y enero
Agosto y Abril 29 254 428 425 374 425 428 254 501 Oct. y FebreroSept. y Marzo 21 157 374 442 428 442 374 157 401 Sept. y Marzo Oct. y Febrero 13 78 284 425 452 425 284 78 254 Agosto y Abril Nov. y enero 10 24 173 344 414 344 173 24 143 Julio y Mayo
50º
Diciembre 8 19 127 314 382 314 127 19 108 Junio
50º
S SE E NE N NO O SO Horiz Orientación (latitud Sur)
FUENTE: CARRIER AIR CONDITIONING COMPANY (1987)
82
ANEXO Nº 7: Cambio promedio de aire, por 24 horas para cuarto de almacenamiento superior a 0ºC
Volumen (pies3)
Cambios de aire por 24
horas 50.000 2 75.000 1,6 100.000 1,4
FUENTE: HERNÁNDEZ (1999) ANEXO Nº 8: Características de saturación del refrigerante R-134a
Temperatura Presión absoluta
Volumen específico
Volumen específico Entalpía Entalpía Calor latente
Líquido Vapor Líquido Vapor ºC bar
m3/kg m3/kg kJ/kg kJ/kg kJ/kg
-15 1,6381 0,000746 0,120204 180,4 388,8 208,4 -10 2,0041 0,000755 0,099186 186,9 391,7 204,8 -5 2,4309 0,000764 0,08245 193,4 394,4 201,2 0 2,9247 0,000733 0,069005 200 397,4 197,4 5 3,4924 0,000783 0,058111 206,6 400,2 193,6 10 4,1411 0,000794 0,049214 213,3 403 189,6 15 4,8779 0,000805 0,041893 220,1 405,6 185,5 20 5,7105 0,000816 0,035827 227 408,2 181,3 25 6,6467 0,000829 0,030766 233,9 410,8 176,8 30 7,6946 0,000842 0,026517 241 413,2 172,2 35 8,8626 0,000857 0,022927 248,1 415,6 167,4 40 10,1593 0,000872 0,019876 255,4 417,8 162,4
FUENTE: RAPIN Y JACQUARD (1999)
83
ANEXO Nº 9: Características de saturación del refrigerante R-404A
Temperatura Presión
de ebullición
Presión de rocío
Volumen específico
líquido
Volumen específico
vapor Entalpía líquido
Entalpía vapor
Calor latente
ºC bar bar m3/kg m3/kg kJ/kg kJ/kg kJ/kg -15 3,6797 3,5677 0,000831 0,0562 180 361,4 181,4 -10 4,3804 4,2566 0,000844 0,0474 186,5 364,4 177,9 -5 5,1789 5,0438 0,000857 0,0402 193,2 367,3 174,2 0 6,0841 5,938 0,000871 0,0342 200 370,2 170,2 5 7,1048 6,9486 0,000886 0,0292 207 372,9 165,9
10 8,2505 8,0852 0,000902 0,0250 214,2 375,5 161,3 15 9,5307 9,3574 0,000920 0,0215 221,6 378 156,4 20 10,9554 10,7755 0,000939 0,0186 229,2 380,3 151,1 25 12,5348 12,3498 0,000705 0,0160 237,1 382,4 145,3 30 14,2798 14,0911 0,000983 0,0139 245,3 384,2 139 35 16,2012 16,0102 0,001009 0,0120 253,8 385,8 132 40 18,3104 18,1185 0,001038 0,0104 262,7 387 124,3
FUENTE: RAPIN Y JACQUARD (1999)
84
ANEXO Nº 10: Ciclo de refrigeración real para R-134a
85
ANEXO Nº 11: Ciclo de refrigeración real para R-404A
86
ANEXO Nº 12: Capacidad de unidades condensadoras para R-134a
FUENTE: FRASCOLD SpA (2001)
87
ANEXO Nº 13: Capacidad de unidades condensadoras para R-404A ó R-507A
FUENTE: FRASCOLD SpA (2001)
88
ANEXO Nº 14: Datos técnicos de unidades condensadoras
FUENTE: FRASCOLD SpA (2001)
89
ANEXO Nº 15: Dimensiones de unidades condensadoras
FUENTE: FRASCOLD SpA (2001)
90
ANEXO Nº 16: Presostatos
FUENTE: ANTARTIC (2003) ANEXO Nº 17: Separadores de aceite
FUENTE: ANTARTIC (2003)
91
ANEXO Nº 18: Calefactores de Cárter
FUENTE: ANTARTIC (2003) ANEXO Nº 19: Diagrama para factor de corrección según frecuencia de deshielo
FUENTE: ANTARTIC (2003)
92
ANEXO Nº 20: Características de los evaporadores cúbicos
FUENTE: AIRCOIL® (2004)
ANEXO Nº 21: Válvulas de expansión
FUENTE: ANTARTIC (2003)
93
ANEXO Nº 22: Capacidades en kw para tubo de refrigerante para R-404A
FUENTE: SOLKANE® (2004)
94
ANEXO Nº 23:Longitud equivalente de accesorios
FUENTE: DOSSAT (1980) ANEXO Nº 24: Válvulas solenoides
FUENTE: ANTARTIC (2003)
95
ANEXO Nº 25: Válvulas reguladoras de presión
FUENTE: ANTARTIC (2003) ANEXO Nº 26: Termostatos
FUENTE: ANTARTIC (2003)
96
ANEXO Nº 27: Filtros deshidratadores
FUENTE: ANTARTIC (2003) ANEXO Nº 28: Visores de líquido con indicador de humedad
FUENTE: ANTARTIC (2003)
97
ANEXO Nº 29: Válvulas de paso tipo bola
FUENTE: ANTARTIC (2003)
98
ANEXO Nº 30: Esquema de la cámara de refrigeración
PASILLO DE ENTRADA
ÁREA DE CARGA
UNIDAD CONDENSADORA
UNIDADES ENFRIADORAS
PUERTA
PASILLO
UNIVERSIDAD AUSTRAL DE CHILE
Facultad de Ciencias de la Ingeniería
Escuela de MecánicaInstituto de materiales y
procesos termomecánicos
UNIDAD DE MEDIDA: MM
MARÍA ALEJANDRA BERNABÉ RAMÍREZ
ESCALA 1:250
