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UNIVERSIDAD NACIONAL DE TRUJILLO FACULTAD DE INGENIERIA ESCUELA DE INGENIERIA MECÁNICA DISEÑO DE CAMARA FRIGORIFICA PARA CORDERO INDICE ANALITICO PAG. I. INTRODUCCION 3 II. GENERALIDADES DEL PRODUCTO A REFRIGERAR 4 II.1. Condiciones generales 4 II.2. Condiciones de almacenamiento recomendadas 4 III. PLANTEAMIENTO DEL PROBLEMA 5 IV. DISEÑO DE LA CAMARA DE REFRIGERACION 5 4.1. Dimensionamiento de la cámara 6 4.2. Selección del aislamiento y espesor para: 6 Paredes, techo y piso V. CALCULO DE LA CARGA TERMICA 8 V.1. Flujo de calor a través de las paredes 11 V.2. Carga por cambio de aire 11 V.3. Carga por personas 16 V.4. Carga por iluminación 18 REFRIGERACION Página 1

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ESCUELA DE INGENIERIA MECÁNICA

DISEÑO DE CAMARA FRIGORIFICA PARA CORDERO

INDICE ANALITICO PAG.

I. INTRODUCCION 3

II. GENERALIDADES DEL PRODUCTO A REFRIGERAR 4

II.1. Condiciones generales 4II.2. Condiciones de almacenamiento recomendadas 4

III. PLANTEAMIENTO DEL PROBLEMA 5

IV. DISEÑO DE LA CAMARA DE REFRIGERACION 5

4.1. Dimensionamiento de la cámara 6

4.2. Selección del aislamiento y espesor para: 6 Paredes, techo y piso

V. CALCULO DE LA CARGA TERMICA 8

V.1. Flujo de calor a través de las paredes 11

V.2. Carga por cambio de aire 11

V.3. Carga por personas 16

V.4. Carga por iluminación 18

V.5. Calor liberado por ventiladores 18

V.6. Carga por producto 19

V.7. Capacidad de refrigeración requerida 19

VI. SELECCIÓN DEL REFRIGERANTE 20

VII. CICLO TERMODINAMICO DE REFRIGERACION 22

VII.1. Condiciones de Condensación y Evaporación 22

VII.1.1. Temperatura de Evaporación 22

VII.1.2. Temperatura de Condensación 22

VII.2. Esquema del ciclo termodinámico 23

VII.3. Efecto refrigerante 24

VII.4. Flujo másico del refrigerante 25

VII.5. Potencia del compresor 25

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VII.6. Calor rechazador por el Condensador 25

VII.7. Coeficiente de funcionamiento 25

VII.8. La potencia por tonelada 26

VII.9. Caudal volumétrico por tonelada 26

VIII. SELECCIÓN DE LOS EQUIPOS DE REFRIGERACION 26

VIII.1. Selección del Compresor

26

VIII.2. Selección del Condensador 28

VIII.3. Selección del dispositivo de Expansión 29

VIII.4. Selección del Evaporador

30

IX. SELECCIÓN DE TUBERIAS Y ACCESORIOS 31

IX.1. Datos del proyecto 31

IX.2. Material 31

IX.3. Selección y Dimensionamiento de la Planta 32

IX.3.1. Tubería de succión 33IX.3.2. Tubería de descarga 33

IX.4. Accesorios 34

X. CONLUSIONES Y RECOMENDACIONES 35

XI. REFERENCIAS BIBLIOGRAFICAS 36

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I. INTRODUCCION

Es la actualidad se presenta una gran demanda por la conservación de los alimentos, dada que estos

son producidos y procesados en diversos lugares apartados de la población y en determinadas

épocas. Los alimentos en general presentan una serie de microorganismos que una vez que estos

han sido recolectados y procesados provocan su descomposición a una mayor o menor velocidad

según sea el caso, es por ello que la refrigeración cumple un papel fundamental retardando la

velocidad de descomposición de los alimentos e inclusive hasta eliminando algunos de estos

microorganismos perjudiciales en la conservación de las propiedades de los alimentos.

Debido a la gran demanda de dispositivos de refrigeración existente tanto en el mercado

comercial como en el mercado industrial, entre ellas: congeladoras, exhibidores, cámaras

conservadoras, cámaras frigoríficas, las cuales son muy importantes para el almacenamiento de los

alimentos, disminuyendo así el proceso de descomposición bacterial, que sufre todo alimento

al pasar el tiempo, siendo unos de los contribuyentes el calor.

Teniendo así que a bajas temperaturas, existe una menor velocidad de descomposición. La

temperatura a la que se debe de refrigerar depende del alimento al que se va a almacenar y al

tiempo en que va a estar dentro del equipo de refrigeración.

La carne de cordero, después de la matanza del animal, es atacada velozmente por bacterias que

están en el ambiente. La reproducción de las bacterias aumenta con la temperatura y la humedad;

por eso, en donde se tiene mucho cuidado es en los lugares trópicos. La carne fresca no

sometida a refrigeración se mantiene al intemperie para la venta, al por menor, como máximo

hasta doce horas después de que se haya matado al animal.

Por todo esto; la carne de cordero se debe conservar siempre refrigerada, solamente en el caso

que se va a consumir (cocer) o cuando se va a vender. Si la carne de cordero se le echa especies

para cocinarla, después de esto no se debe de refrigerar, ya que el fin de estas especies es de

que envejezcan y maduren, para que se hagan más tiernas y gustosas; en el ablandamiento

de la carne se debe principalmente a la acción de enzimas o a fermentos.

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II. GENERALIDADES DEL PRODUCTO A REFRIGERAR

II.1. Condiciones generales

Para el diseño de un sistema de refrigeración, se tiene que contar con parámetros, ya

registrados. Basándose en dichos datos utilizaré los parámetros de diseño para almacenamiento

de carne de cordero (tabla 10 – 11 Dossat), obteniéndose los siguientes datos:

Rango de temperatura de almacenamiento: 0 a 1 °C (32 a 33.8 °F)

Rango de Humedad Relativa: 85 a 90 %

Temperatura al empezar: 25°C (77°F)

II.2. Condiciones de almacenamiento recomendadas

Para el producto de cordero fresco

Tipo de almacenamiento: larga (1 a 2 semanas)

Temperatura Recomendada (almacenamiento): 0 °C (32 °F)

Humedad Relativa Recomendada: 87%.

Datos de almacenamiento

Periodo de Almacenaje Máximo: 2 semanas.

Calor Específico Antes del Congelamiento: 0.67 BTU/lb. °F

Calor Específico Después del Congelamiento: 0.35 BTU/lb. °F

Calor Latente de fusión: 54 BTU/lb

Velocidad máxima del aire en el cuarto: 40 pies/min.

Datos asumidos:

Capacidad: 3 000 Kg. (Aprox. 60 corderos)

Temperatura Ambiente 25 °C (77 °F).

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III. PLANTEAMIENTO DEL PROBLEMA

Las principales causas de que se produzcan los cambios en la carne fresca de cordero son la

temperatura y la humedad. Es por ello que, el control de estas constituye; fundamentalmente, el

método más importante de conservación de la carne de cordero. Y así, satisfacer las necesidades

que se presentan en las industrias, comercios y usos domésticos.

El cordero se debe de mantener a la temperatura de enfriamiento hasta que se utilice; o sea, debe

existir una cadena del frío ininterrumpida desde el matadero hasta el consumidor. Todo el

desarrollo de la refrigeración ha tendido a la realización de este fin.

La temperatura ideal de almacenamiento de la carne fresca oscila entre los 0 °C hasta los 1 °C para

el cordero.

En condiciones comerciales las temperaturas de la carne raramente se mantienen entre -2 °C y

-1°C, por lo que los períodos efectivos de almacenamiento son inferiores a lo previsto. Los tiempos

también se reducirían si la humedad relativa fuera superior al 90 por ciento.

En la práctica se adoptan dos grados principales de enfriamiento que son el de refrigeración y

congelación. El almacenamiento en frío entre 3 °C y 7 °C es común, aunque la carne se conserva

más tiempo a 0 °C y se congela a temperaturas muy inferiores, por lo general en torno a -12 °C a

-18 °C (en las cámaras frigoríficas modernas, de -18 °C a -30 °C). La humedad es tan importante

como la temperatura y el control de ambos factores debe ir unido.

IV. DISEÑO DE LA CAMARA DE REFRIGERACION

Para iniciar con el diseño de la cámara de refrigeración se debe de considerar con algunos

requisitos:

El espacio destinado a la refrigeración y conservación deberá estar en perfecto

estado técnico e higiénico.

Debe ser de fácil limpieza en todos sus componentes así como disponer de un suelo

impermeable, desagüe y paredes lavables.

Debe de ser de fácil acceso y que permita el libre tránsito de las personas.

Además, se debe tener en cuenta los diversos detalles que aparecen en el desarrollo del diseño de

la cámara de refrigeración, que son: Aislamiento, Cierre del Vapor, Acabado del Suelo, etc.

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IV.1. Dimensionamiento de la cámara:

Para el diseño de la cámara frigorífica para cordero, consideraremos un capacidad de almacenaje de

3000 Kg de carne de cordero con una volumen de cámara de 150m3; además de los elementos

básicos que comprenden las cámaras frigoríficas (aislantes, evaporador, condensador, tubos, entre

otros)

a. Dimensiones de la cámara

4.2. Selección del aislamiento y espesor para Paredes, techo y piso:

La cámara que diseñaremos será un cuarto de forma rectangular en el que se instalara un grupo

mecánico de compresión que permitirá bajar la temperatura del ambiente y mantenerla entre

0 a 1 ºC.

Debido a ello utilizaremos materiales altamente aislantes para paredes, techo y piso puesto que

nuestra prioridad es evitar la transferencia de calor a través de la cámara.

Seleccionaremos según la tabla 10.3 Dossat, paredes de tipo Tabique autosoportante que

consiste en un tarrajeo de cemento en ambos lados, en el medio van dos placas de corcho y sello

de vapor en el lado caliente la utilización de corcho se justifica debido a que posee baja

conductividad, por ser más ligero, no corrosivo, exento de capilaridad y por tener suficiente

resistencia mecánica para la mayoría de las condiciones a las que se le somete.

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DIMENSIONES UNIDADESLARGO m 10ANCHO m 5ALTO m 3

VOLUMEN m3 150

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Según la tabla 10-17 (Roy Dossat) tenemos para la temperatura de almacenamiento

de cordero (32°F) y la temperatura Ambiente (77°F).

Espesor: El espesor se elige de acuerdo a la información de la siguiente tabla que nos da TECSUP

en Refrigeración de Sistemas Industriales

Temp. de la cámara ( ºF ) Espesor de corcho ( pulg )

- 45 a - 15 10

- 15 a 0 8

0 a 15 7

15 a 25 6

25 a 35 5

35 a 50 4

50 a 60 3

Escogemos como espesor de aislante: 5” entonces en base a esto calculamos los

espesores de las paredes.

Para el piso seleccionamos según tabla 10.3 Dossat, las siguientes características, acabado

de concreto 3 pulg., aislamiento 5 pulg., piso de losa de 5 pulg, y sello de vapor en el lado

caliente.

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Para el techo se utilizara el cielo recomendado en la tabla 10.3 Dossat que está compuesto por una

losa de concreto de 8 pulg., durmiente de madera y placa de corcho 5 pulg., así como sello de

vapor en la parte caliente

V. CALCULO DE LA CARGA TERMICA

Para simplificar los cálculos de la carga, la carga total de enfriamiento se divide en un

determinado número de partes de acuerdo a las fuentes de calor que suministran la carga. La

suma de estas cargas parciales será la carga de enfriamiento total del equipo.

La carga total de enfriamiento se divide en las siguientes partes:

V.1. Flujo de calor a través de las paredes (Qpar):

Q=A∗U∗∆T

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Donde:

Q: Cantidad de calor transferido (BTU/hr)

A: Área de la superficie de transferencia (Pies2)

U: Coeficiente global de transferencia de la pared en grados Fahrenheit (

BTUhr . pie2 . ° F

)

∆T : Diferencia de Temperatura a través de la pared en grados Fahrenheit (°F)

a) Paredes

Calculo de áreas:

A1=2 (10 x3 )+2(5x 3)

A1=90m2=968.75 pie2

Cuando una pared está construida de varias capas de diferentes materiales, la resistencia térmica total

de la pared es la suma de las resistencias de los diferentes materiales de que está construida la pared,

incluyéndose las películas de aire, esto es (según Dossat Pág.197):

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1U 1

=1f i

+x1

k 1+x2

k2+x3

k3+ 1f 0

Donde:

U1: coeficiente de transmisión de calor Fi: coeficiente de convección de pared interior = 1.65 f0: coeficiente de convección de pared exterior = 4 x1: espesor del tarrajeo de concreto = 0.5pulg. x2: espesor del aislante = 5pulg. x3: espesor del ladrillo = 4pulg. k1: coeficiente de conductividad térmica del concreto = 5 k2: coeficiente de conductividad térmica del aislante = 0.3 k3: coeficiente de conductividad térmica del del ladrillo = 5

1U 1

= 11.65

+ 0.55

+ 50.3

+ 45+ 1

4

U1=0.0543 BTUhr . pie2 .° F

Diferencia de temperatura:

∆T=T ext−T∫¿ ¿

∆T=72−32→∆T=40

Q1=A1∗U 1∗∆T

b) Techo

Calculo de área

A2=10∗5

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Calculo de U2:

1U 2

= 1f i

+x1

k 1+x2

k2+x3

k3+ 1f 0

Donde:

x1: espesor de entablado de madera = 25/32 pulg. x2: espesor del aislante = 5 pulg. x3: espesor de concreto = 0.5 pulg. k1: coeficiente de conductividad térmica de la madera = 1.1 k2: coeficiente de conductividad térmica del aislante = 0.3 k3: coeficiente de conductividad térmica del del concreto = 5 fi y fo son los mismos coeficientes del caso anterior.

1U2

= 11.65

+ 0.781.1

+ 50.3

+ 0.55

+ 14

U2=0.0545 BTUhr . pie2 .° F

Diferencia de temperatura:

∆T=T ext−T∫¿ ¿

∆T=72−32→∆T=40

Q2=A2∗U 2∗∆T

Q2=538.20∗0.0545∗40

Q2=1 173.28 BTUhr

Q2=0.3439 kw

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c) Piso

Calculo de área

A3=10∗5

A3=50m2=538.20 pie2

Calculo de U3:

1U 3

= 1f i

+x1

k 1+x2

k2+x3

k3+ 1f 0

Donde:

x1: espesor del concreto = 0.5 pulg. x2: espesor del aislante = 5 pulg. x3: espesor del piso de loza = 4 pulg. k1: coeficiente de conductividad térmica del del concreto = 5 k2: coeficiente de conductividad térmica del aislante = 0.3 k3: coeficiente de conductividad térmica de la loza = 5 fi y fo son los mismos coeficientes del caso anterior.

1U3

= 11.65

+ 0.55

+ 50.3

+ 45+ 1

4

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U3=0.0545 BTUhr . pie2 .° F

Diferencia de temperatura: (suponiendo que la temperatura de suelo es igual a la . .

temperatura ambiente)

∆T=T ext−T∫¿ ¿

∆T=72−32→∆T=40

Q3=A3∗U 3∗∆T

Q3=538.20∗0.0545∗40

Q3=1173.28 BTUhr

Q3=0.3439 kw

Por lo tanto el flujo de calor transferido a través de las paredes es:

Qpared=Q1+Q2+Q3

Q pared=1.305 kw

V.2. Carga por cambio de aire

Al abrirse la puerta de un espacio refrigerado, el aire caliente del exterior entra al espacio

para reemplazar al aire frio más denso, esto constituye una pérdida en el espacio

refrigerado. El calor que debe ser eliminado por este aire caliente del exterior para

reducirle su temperatura y contenido de humedad a las condiciones de diseño del espacio,

constituye una parte de la carga de enfriamiento total del equipo. A esta parte de la

carga se le llama carga por cambio de aire.

Considerando los siguientes datos (asumidos en la parte II):

Temperatura de almacenamiento : 32 °F

REFRIGERACION Página 13

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Humedad relativa aire : 87%

Temperatura de entrada de aire : 77 °F = 25 °C

Volumen de la cámara : 150 m3 = 5 297.20 pie3

De las tablas 10-7B y 10-8B de (Roy Dossat) interpolando y extrapolando calculamos el factor de cambio (fc):

Extrapolando:Tabla 10-7B

Interpolando:

Tabla 10-8B

Temperatura de aire de entrada, °F50 77 80

0.784 2.273 2.439

Por lo tanto de la tabla 10-8B obtenemos un factor de cambio (fc):

f c=2.273BTU / pie3

Interpolando:

Tabla 10-8C

REFRIGERACION Página 14

Temperatura cuartoalmacén, °F

Temperatura aire de entrada, °F50 °F 80 °F

Humedad relativa aire de entrada, %70 80 87 50 60 87

30 0.58 0.66 0.716 1.69 1.87 2.35628 0.784 2.43925 0.75 0.83 0.886 1.86 2.05 2.563

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Por lo tanto de la tabla 10-8C obtenemos los cambios de aire promedio por 24 hr (ca):

ca=5.25(24 hr)−1

Entonces, la carga por cambio de aire se obtiene (según Dossat Pág.209):

Qcam=volumen interio x cambiode aire x factor decambiode aire

Es decir:

Qcam=vol xca x fc

Qcam=5297.2 x5.25 x2.273

Qcam=63 212.81 BTU24hr

Qcam=2633 88 BTUhr

Qcam=0.772 kw

V.3. Carga por personas

En el diseño de esta cámara de refrigeración se estima que entrarán 4 personas

diariamente para el acomodo del producto, verificar equipos (condensador y evaporador),

retirar producto para la venta, etc. Para calcular la carga por personas tenemos (Según

Dossat Pág. 216):

Q per=factor∗N °de personas∗horasdias

decada persona

Donde:

Factor se obtiene de la tabla = 970 BTU/( persona.hr)

N° de personas = 5

horasdias

de cada persona = 4horasdias

REFRIGERACION Página 15

Volumen en pie3

Cambios de aire por 24Horas

4000 5.75 297.20 5.25

6000 5.0

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Entonces se obtiene:

Q per=factor∗N °de personas∗horasdias

decada persona

Qper=970 x5 x 4

Qper=19 400 BTUdia

Q per=808.33 BTUhr

Qper=0.2369 kw

V.4. Carga por iluminación

En el diseño de la cámara frigorífica, para tener una buena iluminación en el espacio

refrigerado, decidí utilizar 8 fluorescentes (marca GE, código USA: 15946, ver

anexos) de 32 watts los cuales se encenderán aproximadamente 4 horas diarias, por lo

tanto para calcular la carga por iluminación tenemos (Según Dossat Pág. 216):

Qilumin=w∗3.42 BTUw∗hr

∗N °de fluorescentes∗hrdia

Qilumin=32∗3.42 BTUw∗hr

∗8∗4 hrdia

Qper=3502.08 BTUdia

Q per=145.92 BTUhr

Qilumin=0 .0428 kw

V.5. Calor liberado por ventiladores

En el diseño de la cámara frigorífica, asumo un evaporador cuyo ventilador esta

accionado por un motor eléctrico de 1HP, por lo tanto para calcular el calor liberado por

ventiladores tenemos (Según Pág. 216 y tabla 10-14, Dossat):

Qventil=factor∗potencia

Factor:3700BTU /Hp .hr

Potencia: 1 Hp

REFRIGERACION Página 16

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Qventil=3700∗1

Qventil=3700 BTU /hr→Qventil=1,084 kw

V.6. Carga por producto

Cuando el producto entra al espacio de almacenamiento a temperatura mayor que la que

se tiene dentro del espacio, el producto cederá calor al espacio hasta que este se enfría a la

temperatura que se tiene en el espacio. Por lo tanto se tiene (según Dossat Pág. 210):

Q∏ ¿= m∗Ce∗∆T

tiempodeenfriamieto¿

m: masa del producto: 3000kg = 6 613.87 lb

Ce: calor especifico antes de la conservación = 0.67 BTU/lb.°f

∆T=T ext−T∫¿=77−32=40 ° F¿

Tiempo de enfriamiento: 2 semanas

Q∏ ¿= 6 613.87∗0.67∗40

2

sem∗7dias1 sem

∗24 hr

1dia

¿

Q∏ ¿=527.535 BTU

hr→Q∏ ¿=0.1546kw¿ ¿

V.7. Capacidad de refrigeración requerida (cap ref):

La capacidad de refrigeración requerida es el cociente entre la suma de todas las

cargas calculadas anteriormente y el tiempo de funcionamiento, entonces tenemos:

Qrefrig=Qpard+Q cambaire+Q person+Qilumin+Qventil+Q∏ ¿¿

Qrefrig=3.595kw

Usando un factor de seguridad de 1.1:

REFRIGERACION Página 17

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Qrefrig=3.955 kw=323 897.60 BTUdia

Considerando un tiempo de funcionamiento de 12 hr/dia:

Cap ref=Qrefrig

tiem}¿

Cap ref=323 897.60 BTU /dia12hr /dia

=26 991.47BTU /hr

Cap ref=7.91 kw

Ahora obteniendo el resultado en toneladas de refrigeración:

Cap ref=2.25 tonref

VI. SELECCIÓN DEL REFRIGERANTE

Según la siguiente tabla:

REFRIGERACION Página 18

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Teniendo en cuenta la seguridad de las instalaciones, sabiendo que el cordero es un producto muy

sensible y obedeciendo a las recomendaciones de la tabla superior, escojo el refrigerante R-134a

que es comercializado por la empresa Gas-Servei S.A., la cual proporciona todos los datos

técnicos necesarios así como el diagrama de Mollier (ver anexos).

Características y aplicaciones

El gas refrigerante R-134a es un HFC que sustituye al R-12 en instalaciones nuevas. Como todos

los refrigerantes HFC no daña la capa de ozono. Tiene una gran estabilidad térmica y química, una

baja toxicidad y no es inflamable, además de tener una excelente compatibilidad con la mayoría

de los materiales.

No es miscible con los aceites tradicionales del R-12; en cambio su miscibilidad con los aceites

poliésteres (POE) es completa, por lo que debe de utilizarse siempre con este tipo de aceites.

Toxicidad y almacenamiento

R-134a es una sustancia con muy poca toxicidad. El índice por inhalación LCLO de 4 horas en

ratas es inferior a 500.000ppm y el NOEL en la relación a problemas cardíacos es

REFRIGERACION Página 19

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aproximadamente 75.000 ppm. En exposiciones durante 104 semanas a una concentración de

10.000 ppm no se ha observado efecto alguno. Los envases de R-134a deben ser almacenados

en lugares frescos y ventilados lejos de focos de calor. Los vapores de R-134a son más

pesados que el aire y suelen acumularse cerca al suelo.

VII. CICLO TERMODINAMICO DE REFRIGERACION

VII.1.Condiciones de Condensación y Evaporación

Con los datos obtenidos hasta ahora establecemos los parámetros de

funcionamiento del condensador y evaporador, de la siguiente manera:

VII.1.1.Temperatura de Evaporación

T evap=T almc−∆T

Según la tabla 11-2 (Dossat) para una humedad relativa de 87% (recomendación, Parte II

de este proyecto) y para convección forzada obtengo un ∆T=(10−12 )° F , del cual elijo

un∆T=12 ° F

T evap=32−12

T evap=20° F→Tevap=−6.67 ° C

VII.1.2.Temperatura de Condensación

T cond=T amb+∆T

Suponemos un ∆T=18 ° F (para asi obtener un ∆T ext=10 ° F ):

T cond=77+18

T cond=95° F→Tcond=35 °C

REFRIGERACION Página 20

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Ahora para el refrigerante seleccionado (según datos otorgados por el fabricante) se

tiene:

Gráfico de Presión / Temperatura

VII.2.Esquema del ciclo termodinámico

REFRIGERACION Página 21

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Cálculo de los estados termodinámicos: (Cálculos basados en datos otorgados por el

fabricante, ver anexos)

REFRIGERACION Página 22

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Para el punto 2, todas las propiedades fueron halladas gráficamente

Para el punto 4 se obtiene una calidad: X=0.289

Cuadro resumen:

Estado T(°C) P (KPa) (kg/m3) h (KJ/Kg) s(KJ/kg°K)

1 -6.67 226.97 11.3 397.15 1.7405

2 43.125 888 40 427 1.74118

3 35 888 1164.89 248.42 1.1650

4 -6.67 226.97 1315.4 248.42 1.1840

VII.3.Efecto refrigerante

Erefrig=h1−h4

Erefrig=397.15−248.42

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Erefrig=148.73 kj /kg

VII.4.Flujo másico del refrigerante

m=C refrig

Erefrig

m= 7.91kw148.73 kj /kg

m=0.0532 kg /s→m=3.191 kg /min

VII.5.Potencia del compresor

Pcomp=m(h2−h1)

Pcomp=0.0532∗(427−397.15)

Pcomp=1.59 kw→Pcomp=2.13Hp

VII.6.Calor rechazador por el Condensador

Qc=m(h2−h3)

Qc=0.0532∗(427−248.42)

Qc=9.5 kw

VII.7.Coeficiente de funcionamiento

β=Crefrig

Pcomp

β=7.91 kw1.59 kw

→β=4.97

VII.8.La potencia por tonelada

Pot / ton=Pcomp

Crefr i g

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Pot / ton= 2.13Hp2.25 tonrefrig

Pot / ton=0.947 Hp / tonrefrig

VII.9.Caudal volumétrico por tonelada (qton):

Hallando q:

q=m1∗v1=m1∗1ρ1

q=3.191 kg /min∗111.3 kg/m3

q=0.283m3/min

Ahora hallamos el Caudal volumétrico por tonelada:

q ton=q

C refrig

q ton=0.283

2.25 tonrefrig

q ton=0.126m3/min .ton refrig

VIII. SELECCIÓN DE LOS EQUIPOS DE REFRIGERACION

VIII.1. Selección del Compresor

Para la selección del compresor contamos con el catálogo de la empresa

Danfoss (Anexo)

Teniendo en cuenta los siguientes datos obtenidos anteriormente:

T evap=−6.67 °C

T cond=35 ° C

C refrig=7910w=2.25ton refrig

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Con estos datos seleccionamos el compresor MLZ058; tomando como

referencia una capacidad nominal de refrigeración de 8200 W para el refrigerante

R-134a; además la potencia del compresor de 7 1/2 HP

Datos técnicos del compresor

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VIII.2. Selección del Condensador

En este caso selecciono un condensador modelo OP-MPUC125 MLP00E de la empresa

Danfoss, en donde el fabricante nos brinda las siguientes especificaciones

técnicas (medidas y planos del condensador en el anexo):

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Condensador OP-MPUC125

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VIII.3. Selección del dispositivo de Expansión

Seleccionamos una válvula termostática por ser una de las más eficientes para nuestros

requerimientos

T evap=−6.6 °C Pevap=226.97 Kpa

T cond=35 °C Pcond=888Kpa

∆ P=Pcond−Pevap=6.61 ¯C refrig=7910w

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TIPO DE VÁLVULAR-134a

0°C -6.67°C -10°CF&EF(Ext)-

G&EG(Ext)-C(Int)-S 9.37 8.67 8.32

Del catálogo Sporlan, del cual selecciono válvula de expansión termostática Tipo F&EF(Ext)-

G&EG(Ext)-C(Int)-S, el cual tiene una capacidad real de 8.67x1.15x1=9.971 KW el cual es el

más cercano a la capacidad de refrigerante obtenida en el presente informe.

VIII.4. Selección del Evaporador

Se tienen los siguientes requerimientos:

T evap=−6.67 °CT cond=35° C

C refrig=7910w=6800 kcal /hr

Con el catálogo elegimos evaporadores modelo IC-504 para una mejor

recirculación del aire por consiguiente.

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IX. SELECCIÓN DE TUBERIAS Y ACCESORIOS

IX.1. Datos del proyecto

Producto a conservar : 3000 kg de Cordero

Temperatura de evap : -6.67 °C

Temperatura de cond : 35 °C

Presión de evap : 226.97 kPa

Presión de cond : 888 kPa

Capacidad de refrig. : 7910 w = 2.25 ton refrg.

IX.2. Material

El material que más se emplea para los conductos de succión y descarga del refrigerante

R-134a es el cobre por ser resistente a la corrosión, de bajo peso y facilidad de instalación

IX.3. Selección y Dimensionamiento de la Planta

IX.3.1. Tubería de succión

Esta tubería conecta el evaporador con el compresor según la tabla 19-2 (Roy Dossat)

y para el refrigerante R-12 (utilizo esta tabla porque el R-12 es el refrigerante que

tiene características muy parecidas al R-134a que es un refrigerante ecológico) se

utilizara tuberías de diámetro 1 3/8”, con una capacidad de 3.44 Ton. Basada en

una temperatura condensante de 100 °F.

Tamaño del

tubo

(diámetro

exterior )

1 3/8 pulg

Temp. De

succion (°F)0 16 20

Capacidad

(Ton)2.4 3.44 3.7

ΔP (psi) 1.01 1.306 1.38

Ahora para calcular la longitud real de la tubería de succión, tenemos que tener en

cuenta que a lo largo de la tubería se utilizará codos y válvulas entonces se tendrá que

tomar en cuenta la longitud equivalente de estos dispositivos (Tabla 15-1, Roy Dossat)

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Longitud real del Tubo: Ls

Longitud de codos (3 de 90° de 3.5): 10.5 pies.

Válvula Expansión: 2 pies.

Longitud total: Ls + 12.5 pies

El factor de corrección del tonelaje para una Temperatura de condensación de 95 °F

es 1.055. Entonces nuestro caso el Tonelaje corregido es 2.374 ton de refrig.

Para nuestra temperatura de succión tenemos que ΔP= 1.306 Lb. /pulg2. por lo tanto

en la gráfica adjunta a la tabla 19-2 tenemos que para esta caída de presión le

corresponde una pérdida de temperatura equivalente ΔT = 2 °F.

Ahora estos datos obtenidos, reemplazamos en la expresión siguiente:

ΔT=long realdelequip ( pies )

50x ( tonrealestontabla )

1 .8

2= ls+12.550

x ( 2.252.5 )

18

ls=108.4 pies

IX.3.2. Tubería de descarga

Esta tubería está conectada entre el compresor y el condensador según la tabla 19-2

(Roy Dossat) y para el refrigerante R-12 (igual que en el caso anterior utilizo esta

tabla por lo parecido al R134a) se utilizara tuberías de diámetro 1 3/8”, con una

capacidad de 3.44 Ton basada en una temperatura condensante de 105°F y una caída

de presión en el tubo de succión equivalente a 2°F por 100 pies de tubo.

Ahora para calcular la longitud real de la tubería de descarga, tenemos que tener en

cuenta que a lo largo de la tubería se utilizará codos y válvulas entonces se tendrá que

tomar en cuenta la longitud equivalente de estos dispositivos

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Longitud real del Tubo: Ls

Longitud de codos (3 de 90° de 3.5): 10.5 pies.

Válvula Expansión: 2 pies.

Longitud total: Ls + 12.5 pies

El factor de corrección del tonelaje para una Temperatura de condensación de 95 °F

es 0.905. Entonces nuestro caso el Tonelaje corregido es 2.036 ton de refrig.

Para nuestra temperatura de succión tenemos que ΔP= 3.66 Lb. /pulg2. por lo tanto en

la gráfica adjunta a la tabla 19-2 tenemos que para esta caída de presión le

corresponde una pérdida de temperatura equivalente ΔT = 4.2 °F.

Ahora estos datos obtenidos, reemplazamos en la expresión siguiente:

ΔT=long realdelequip ( pies )

50x ( tonrealestontabla )

1.8

4. 2= ls+12.550

x ( 2.252.5 )

18

ls=241.35 pies

IX.4. Accesorios

En cuanto a accesorios se cuenta con:

Manómetros: Colocados a la salida del compresor condensador, evaporador y el

dispositivo de expansión.

Termómetros: En el evaporador y condensador

Válvula Reguladora de presión: Mantienen la presión constante en el

evaporador y en el condensador.

Tanque receptor: Recibe el fluido condensado proveniente del condensador.

Indicador de humedad del líquido:

Filtro secador.

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X. CONLUSIONES Y RECOMENDACIONES

El diseño de la cámara se hizo suponiendo que el sistema operaria bajo las

máximas condiciones es decir 12 horas que son necesarias y obligatorias

para la buena conservación del producto.

Las cajas en donde se conservaran los pollos deben ser muy rígidas ya que

los pollos son muy sensibles a la presión que se puede ejercer sobre ellas.

Las unidades de condensación y evaporación seleccionadas, con valores por

encima de los obtenidos da la seguridad del buen funcionamiento de dicha

cámara.

Se creó también un peralte con un drenaje en el centro para fácil limpieza de

dicha cámara, detalle mostrado en los planos.

XI. REFERENCIAS BIBLIOGRAFICAS

Dossat, R. J. “Principios de Refrigeración” décima séptima reimpresión,

Compañía Editorial Continental S.A. México 1997.

STOECKER, W. F. “Refrigeración y Acondicionamiento de Aire” Edith. Mc.

Graw -Hill. México, 1970

Catálogo técnico: http://www.danfoss.co

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