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ESTUDIO DEL SISTEMA DE

REFRIGERACIÓN APLICADO

EN LA FABRICA DE HIELO “EL DELFIN”

Análisis fabricación del hielo

2

INDICE

I. INTRODUCCION

II. GENERALIDADES DEL PRODUCTO A CONGELAR

III. PLANTEAMIENTO DEL PROBLEMA

IV. ESQUEMA DE DISEÑO DE LA PLANTA DE CONGELADO

4.1. Tamaño y localización de la Planta

4.2. Productos elaborados

4.3. Descripción de las fases de procesamiento

V. DIMENSIONAMIENTO DE LA CAMARA DE CONGELADO

5.1 Dimensionamiento del producto

5.2 AISLAMIENTO TERMICO DE LA INSTALACION

5.3 SELECCIÓN DEL AISLANTE Y ESPESOR DE AISLAMIENTO

5.3.1 Aislamiento de las Instalaciones

5.3.2 Aislamiento del túnel de congelado

5.3.3 Aislamiento de las paredes

5.3.4 Aislamiento del techo

5.3.5 Aislamiento del suelo

5.3.6 Aislamiento de la cámara de almacenamiento

5.3.7 Aislamiento de las paredes

5.3.8 Aislamiento del techo

5.3.9 Aislamiento del suelo

VI. CALCULO DE LAS CARGAS TERMICAS DE REFRIGERACION

6.1. CAPACIDAD DE REFRIGERACION REQUERIDA

6.2. CAMARA DE ALMACENAMIENTO DE CONGELADO

6.2.1. CARGA TERMICA DEBIDO A LA REFRIGERACION DEL PRODUCTO

6.2.2. PERDIDA DE FRIO ATRAVES DEL AISLAMIENTO

6.2.3. PERDIDA DE FRIO POR INGRESO DE AIRE CALIENTE

6.2.4. EQUIVALENTE CALORICO DEL FUNCIONAMIENTO DE MOTORES ELECTRICOS

6.2.5. CARGAS VARIAS

6.2.5.1. CARGA POR ILUMINACION

6.2.5.2. CARGA POR PERSONAS

6.2.6. CAPACIDAD DE REFRIGERACION REQUERIDA

VII. CICLO TERMODINAMICO DE REFRIGERACION


3

VIII.CONDICIONES DE EVAPORACION

7.1. CONDICIONES DE CONDENSACION

7.2. ESQUEMA DEL CICLO TERMODINÁMICO:

7.3. CALCULO DE LAS MAGNITUDES FUNDAMENTALES DEL CICLO

7.4. CALCULO DE LOS CAUDALES DE REFRIGERANTE QUE CIRCULAN POR CADA UNO DE LOS

EVAPORADORES:

7.5. CALCULO DE LOS CAUDALES DE REFRIGERANTE QUE CIRCULAN POR CADA UNO DE LOS

EVAPORADORES:

7.6. VOLUMEN TEORICO QUE CIRCULA POR EL COMPRESOR

7.7. EQUIVALENTE TERMICO DEL TRABAJO DE COMPRESION

7.8. POTENCIA ELECTRICA DEL MOTOR DE ACCIONAMIENTO DEL COMPRESOR

7.9. CALOR CEDIDO EN EL CONDENSADOR

7.10. EFECTO REFRIGERANTE

7.11. COEFICIENTE DE FUNCIONAMIENTO

7.12. POTENCIA POR TONELADA

7.13. CAUDAL POR TONELADA

IX. SELECCIÓN DE LOS EQUIPOS DEL SISTEMA DE REFRIGERACION

9.1. SELECCIÓN DEL COMPRESOR

9.2. SELECCIÓN DEL CONDENSADOR

9.3. SELECCIÓN DEL DISPOSITIVO DE ESPANSION

9.4. SELECCIÓN DEL EVAPORADOR

9.4.1. TIPO

9.4.2. FLUJO DE CALOR

X. SELECCIÓN DE TUBERIAS Y ACCESORIOS

10.1. SELECCIÓN DE TUBERIAS Y ACCESORIOS

10.1.1. TUBERIA DE ASPIRACION

10.1.2. TUBERIA DE LIQUIDO

10.1.3. TUBERIAS DE DESCARGA

10.2. ACCESORIOS DEL SISTEMA DE REFRIGERACION

10.2.1. ELEMENTOS DE LA LINEA DE SUCCION

10.2.2. ELEMENTOS DE LA LINEA DE DESCARGA

XI. CONCLUSIONES

XII. REFERENCIAS BIBLIOGRAFICAS.


4

I. INTRODUCCION

La actual demanda de bloques de hielo ha crecido rápidamente debido a los avances

tecnológicos en los equipos de refrigeración modernos. Las industrias químicas y de

construcción, por ejemplo, usan bloques de hielo en situaciones donde el uso de equipos no es

práctico. Las industrias de pesca es otro de los mayores consumidores de bloques de hielo, ya

que lo usan para conservar el pescado desde el momento que es atrapado hasta que son

vendidos. Los bloques de hielo también son usados en gran magnitud por los vendedores de

alimentos y bebidas para conservar los alimentos y/o las bebidas frías.

El hielo en bloques es la forma de hielo más vendido debido a una variedad de razones.

Para empezar, los bloques de hielo se derriten más lentamente que los otros tipos de hielos.

Su forma rectangular lo hace fácil de elevar hasta unos 15 metros. Los bloques de hielo

también son separados fácilmente para almacenarlo en grandes cantidades. Otros tipos de

hielos tienen la tendencia de congelarse en conjunto en una masa sólida haciendo difícil su

manipulación y trabajo.

Otro de los beneficios de producir bloques de hielo es su facilidad de transporte.

Cuando son enviados a localidades que están a menos de cuatro horas, los bloques de hielo

pueden ser colocados en la parte trasera de un camión con sólo una tela asfáltica o un toldo

para protegerlo de otros elementos.

Un proceso de refrigeración consiste en la extracción de calor de un cuerpo llevándolo

de una temperatura superior hacia una inferior muchas veces debajo de 0º C, el objetivo de la

refrigeración es optimizar el trabajo al cual esta asociado una extracción de calor adecuada

como por ejemplo, acondicionamiento de aire , conservación de alimentos, etc.

La obtención del hielo a partir del agua, obedece a un sistema adecuado de

fabricación, este sistema es denominado EQUIPO FRIGORIFICO, el cual consta de 4

elementos principales de los cuales garantizan un funcionamiento adecuado para la

fabricación de este producto tan necesario en la industria.

Además de un equipo frigorífico para la fabricación de hielo, muchas veces existe la

necesidad de conservarlo, en ambientes adecuados para evitar la absorción de calor, estos

ambientes son conocidos como Cámara Frigorífica o Cámara de Almacenamiento para

conservar barras de hielo.


5

II GENERALIDADES DEL PRODUCTO A REFRIGERAR

DESCRIPCIÓN GENERAL DE LA PLANTA.

La capacidad de refrigeración de la planta es de 40 toneladas de hielo.

Utiliza como refrigerante al amoniaco ( R717 ).

El hielo es producido en cubetas, teniendo cada una un peso aproximado de 25kg.

La única materia prima utilizada en esta planta de producción de hielo es agua limpia.

Si el hielo producido es para consumo humano, se utilizará agua potable.

DESCRIPCIÓN DEL PROCESO.

1. Cubetas de tamaño rectangular son colocados en enrejados y llevados hacia la

máquina de llenado, que llena automáticamente cada una de las latas con la

cantidad apropiada de agua pre congelado. Agua potable es utilizada para producir

hielo con propósitos de consumo humano.

2. Las cubetas son sujetadas, elevadas y transportadas al tanque de salmuera (cloruro

de sodio y calcio) donde será inmerso el tanque de salmuera mantiene el hielo a

una temperatura de -10ºC. Siendo circulada constantemente para mantener la

temperatura en el tanque.

3. Se sopla aire sobre las latas para provocar un movimiento en remolinos para

eliminar cualquier impureza y burbuja de aire en el agua y también para aumentar la

transferencia de calor.

4. Una vez que se forma hielo, las cubetas son elevadas mediante un sistema

automatizado a control remoto de poleas desde el tanque de congelamiento y son

colocadas en el tanque de descongelado. Agua a temperatura ambiente es utilizada

para que el hielo se deslice fuera de las cubetas.

5. Las cubetas vacías son retornadas a la máquina de llenado y el hielo es colocado en

un área de almacenamiento temporal para luego ser nviado a u estino final el

cliente.

.


6

Análisis del fluido a refrigerar

El agua es un excelente fluido desde el punto de vista de que es abundante, no tóxico,

barato y además transporta importantes cantidades de energía si hay cambio de fase.

Debemos distinguir varias zonas de importancia para el estudio termodinámico de las

propiedades del agua. Estas son:

Zona del Sólido: es la zona que corresponde a las propiedades del hielo.

Veremos un diagrama de fase que muestra las diferentes zonas y tipos de hielo

que existen

Zona del líquido: incluye la interfase sólido líquido. Hablaremos un poco de estos

cambios de fase.

Zona de vapor: estudio elemental de la campana de cambio de fase y zona de

vapor sobrecalentado.

Zona de gas: es la zona en que estamos sobre la temperatura crítica.

Si bien en los párrafos que siguen nos referiremos en especial al agua y vapor de agua,

muchas de las ideas y conceptos que se exponen son aplicables a otros fluidos.

Zona del Sólido:

El hielo de agua tiene una estructura cristalina muy compacta. A medida que las

condiciones de presión y temperatura varían, se pueden formar diferentes estructuras

cristalinas. En la siguiente figura vemos ilustrado una superficie que representa las

propiedades del agua en la zona del sólido (hielo):


7

III. PLANTEAMIENTO DEL PROBLEMA

- Uno de los problemas importantes a tomar en cuenta en la conservación de

productos, tanto industriales como alimenticios es la descomposición de estos por

permanecer expuestos al medio ambiente, la solución es conservarlos en su mayoría a

temperaturas relativamente bajas; el hielo es un elemento primordial en estos caso,

pues tiene la capacidad de absorber calor y mantenerlo a una temperatura adecuada.

- Los rangos de operación del hielo al refrigerarlo, son por debajo de los 0º C:

- Este proceso es relativamente reciente en el que el calor es removido fundiendo un

gran bloque de hielo formado durante días en una pequeña unidad refrigerante. El calor

de la bodega es removido haciendo pasar aire a través de pulverizaciones de agua

fundida a la temperatura del hielo en una cámara separada de la bodega. De esta

manera, el aire frío con alta humedad relativa puede enfriar rápidamente la bodega y el

producto contenido en su interior. En la actualidad, existen unidades disponibles de

menos de cinco toneladas de capacidad.

Temperatura Almacenamiento

Temperatura Ambiente

Húmedad Relativa

Calor Específico

-10ºC

25ºC

85%

0,5 K cal/kg.


8

IV DISEÑO DE LA CÁMARA DE REFRIGERACIÓN

4.1. Dimensionamiento de la Cámara de almacenamiento.

Datos del diseño del molde.

Capacidad de la cámara de almacen. 40 toneladas.

W/barra 50 kg.

Velocidad de la salmuera 40 „/minuto.

Temperat. De la Salmuera (14 F a 15 F) Ts = 15 F (-9.4 C)

De estos datos según tablas del manual técnico ASHRAE (manual de refrigeración)

obtenemos

A =575, t =8”

Dimensiones interiores 8” x 16” x 31”

Espesor (e) 1/8 “

Material Sección rectangular (forma

piramidal) ½”

Convergencia ½”

Peso del Molde 50 kg.

Tiempo de Congelación en horas (F)

Ts

AtFREESINGTF

32)(

2

reemplazando, los datos, anteriores

tenemos:

64,211532

875,5 2

x

F horas

Supongamos que la planta debe congelar hielo en 24 horas; para este tiempo

recalculamos; y despejamos (T)


9

) Salmuera (º6,16

24

)8)(75,5(3232

2

2

ladeatemperaturFT

F

AtT

s

s

Nº de Moldes para producir 40 toneladas en 24 horas

Para producir 40 toneladas;

1 tonelada es equivalente 2000 lbs;

por lo tanto 40 toneladas 80 000 libras

24 x P

000 80 FN donde: F = horas de Congelación

P = peso del molde

N = Nº mínimo de moldes

P = 50 kg (100 lb)

Reemplazando datos:

24 100

24 x 000 80

xN

N = 800 barras Capacidad en barras de almacenamiento

Dimensionado de Cámara de Almacenamiento.- (internamente)

- Debemos tener un espacio para que se pueda mover dentro de la cámara una o dos

personas, demos un área de aproximadamente 100 cm x 300 cm; entonces el área

interna de la cámara será:


10

4.2 Selección del Aislante y Espesor del Aislante

- El ambiente a emplear en cámara de almacenamiento en la pared y el techo,

estará formada por varias capas en función de la capacidad de almacenamiento:

40 toneladas.

- Material aislante: según ASHRAE HANDBOOK

Tipo de Construcción de pared con aislante


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Paredes y Techo:

Pared/techo Conductivitas Térmica Espesor

Ladrillo común

Placa de corcho

Revestimiento de Plástico

(3 capas)

5 Btu plg/hp2 ºF

0,3 Btu plg/hp2 ºF

3,41 Btu plg/hp2 ºF

12 in

6 in

-


12

4.3 Esquema de Cámara Frigorífica


13

V CALCULO DE LA CARGA TÉRMICA:

5.1 Carga Térmica a través de pared, techo y piso

- Calculamos el coef. Global de transf. de calor; atravez de la pared:

HoKK

e

K

e

HiV

1111

3

2

1

1

2

Donde: Hi = Conduct. Aire interior

H2 = Conduct. Aire exterior

K1 = Conduct. Térmica paredes de ladrillo común

K2 = Conduct. Térmica en placa de corcho

K3 = Conduct. Térmica del Revestimiento

Asumiendo que:

Aire dentro de cámara (calma) Hi = 1.65 Btu/hp2 F

Aire fuera de cámara (Vm = 4 m/h) He = Btu/hp2 F

Reemplazando datos de (K) y (H); tenemos:

U = 0.04232 Btu/h.p2 F

Efecto de la Radiación Solar en la Transferencia de Calor.-

- Si se considera al techo y 2 paredes expuestas al sol las variaciones de temperatura

serán:


14

- Incremento de Variación de temperatura en paredes expuesta al sol serán: (Tabla

10.6) Paredes = 4ºF

Techo = 9ºF

- entonces ∆T para paredes

expuesto al sol: ∆T = FCC º45

9)º10(º25

∆T = 67ºF

- ∆T para el techo expuesto al sol: ∆T= FCC º95

9)º10(º25

∆T = 72ºF

- Cálculo de Áreas en paredes y techos.-

Paredes (N) y (S) = A =6.92 x 3.48 = 24.08 m2 = 259 pies2

Paredes (E) y (o) = A = 13.92 x 3.48 = 48.44 m2 = 521 pies2

Techos = A 6.92 x 13.92 = 96.32 m2 = 1036.7 pies2

- Carga térmica en Paredes (N) y (S)


15

QA = QN + QS

QA = A V ∆TN +∆V∆T‟ = AV (∆TN + ∆T‟)

QA = 259 p2 x 0,04232 x (63 ºF + 67ºF)

QB = 1425.0 Btu/h

- Carga en paredes (O) y (E)

QB = AV (∆TO + ∆T‟)

QA = 521 p2 x 0,04232 x (63 ºF + 67ºF)

QB = 2866,33 Btu/h

- Carga a través del techo

QC = AV ∆T‟‟= 1036,7 p2 x 0,04272 x ( 72ºF)

QB = 3188.72 Btu/h; remplazando tenemos:

Q1= QA + QB +Qc

Q1 = 7480,05 Btu/h Q1 = 2,19 KJ/S.

- Carga a través del piso

Para piso de loza de concreto de espesor 8” y espesor de aislamiento 6” tenemos que:

U =0.047 Btu/hp2 F, si asumimos que Tp = 18 C y la temperatura interna de

almacenamiento de -10 C, la carga a travez del piso será :

Q2 = A U ∆T

Q2 = 1036.7 x 0.047 x (18 C –(-10 C)) x 9/5

Q2 = 2455.73 Btu/h. Q2 = 719 J/s.

5.2) Carga por cambio de aire.

Cuando la puerta se abre, del aire caliente del exterior entra al espacio para reemplazar al

aire frio mas denso, esto es una perdida del espacio refrigerado al calor eliminado.

La ganancia de calor en el espacio refrigerado como resultado de los cambios de airees

difícil determinarla con exactitud.


16

Q3 = Carga x Cambio de aire

Datos : volumen int. De la cámara 45.67 x 22.70 x 8.41 = 8718.72 pies2

De la tabla 10-8B (DOSSAT), tenemos los cambios de aire por 24 horas: 4.12

(interpolando).

De la tabla 10-7B (DOSSAT), determinaremos el factor por cambio de aire:

Para O = 85 y T =-10 C = 14 F y T.ext = 77 C es 2.364

luego tenemos :

Q3 = 8718.72 pies3 x 4.12 x 2.36

Q3 = 84773.85 Btu/24 horas.

Q3 = 3532.24 Btu/h. Q3 = 1.03 Kj/s.

5.3. Carga térmica del Producto

Esta carga está constituida por el calor que debe ser eliminado del producto a refrigerar a

fin que la temperatura del mismo baje al nivel deseado.

Cantidad máxima del producto a conservar a 40000 Kg.

m = 88200 lb.

Temperatura del ingreso al espacio refrigerado, aproximadamente -7 C = 19.4 F

Temperatura de salida: -10 C = 14 F.

Calor específico del hielo: Cp=0.5 Kcal/Kg. C = 0.5 Btu/lb. F.

Q4 = m Cp. ∆T

Q4 = 88200 x 0.5 x (19.4-14) = 238140 Btu/24 h.

Q4 = 9922.5 Btu/h. Q4 = 2.907 Kj/s.


17

5.4. Cargas varias

Esta carga está formada por el calor de los motores que funcionan dentro del espacio

refrigerado, por el alumbrado y por las personas que puedan entrar a la cámara d

almacenamiento.

Asumiendo que cuatro focos estaràn alumbrando la càmara.

- Calor por alumbrado ( QA) QA = Voltaje x 3.42 Btu/watt.h

QA = 4x (50 watts/foco) x 3.42 Btu/watt.h

QA = 684 Btu/ h. QA = 200 J/s

- Calor por Motores Electrices (QM) QM= Factor x hp

El factor se halla en Tabla 10-14; perdidas de Motores trabajando dentro del espacio

refrigerado; asumiendo 2 motores de ½ HP cada uno.

QM = (4250 Btu/hp -h) x 2 x (1/2 hp)

QM = 4250 Btu/h

- Calor por personas (Qp) Qp = factor x Nº personas

- El factor se halla en Tabla 10.15 consideramos 2 personas

Qp = 1050 x 2 Qp = 2100 Btu/h


18

- Cargas Varias (Q5)

Q5 = QA + QM + Qp

Q5 = 684 + 4250 + 2100

Q5 = 7034 Btu/h Q5 = 2,060 Kw.

5.5 Capacidad de Refrigeración Requerida

- Carga Térmica Total

QT = Q1 + Q2 + Q3 + Q4 + Q5

QT = 7480,05 + 2455,73 + 3532,24 + 9922,5 + 7034

QT = 30424,52 Btu/h QT = 8,91 Kw.

- Aplicamos un factor de seguridad de: N = 10%; entonces:

QT = 30424,52 (1,10)

QT = 33467,0 Btu/h QT = 9,805 Kw.

Capacidad de refrigeración en (Ton) de refrigeración

- Suponiendo que el funcionamiento de la cámara es de 20 horas.

soperacione T.

horas 24QTCAP

Btu/h 4.40160

20

240.34673

CAP

CAP

CAP = 3.34 Ton. refr.


19

VI. CICLO TERMODINÁMICO DE REFRIGERACIÓN

7.1) Condiciones de Condensación y Evaporación

7.1.1) Condiciones de Evaporación

Para una humedad relativa HR = 85%, le corresponde una DT = 16 ºF

Por lo tanto DE TABLAS OBTENEMOS :

nevaporacióTfrigeradoesapaciore

DT .cámara la de Temper.

donde T. Camara = 14ºF

entonces T. Evap. = 14 – 16 = -2 ºF

T. Evap. = -2 ºF = -18 ºC

para una T. Evap. = -2 ºF le corresponde

T. Evap. = 37.19 lb/plg2

7.1.2) Condiciones de Condensación

Tenemos la temperatura de condensación según ASHRAE HANDBOOK

(manual de refrigeración) para:

Ta = 25 ºC (77 ºF) tenemos DT = 11 ºC, entonces:

Tc = 25 ºC + 11 ºC = 36 ºC (97 ºF)

Tc = 36 ºC

Pcond = 204 lb/pulg2.


20

7.2) Esquema del Ciclo Termodinámico

Diagrama P-H

P (psi)


21

Esquema de Planta.

Consideremos el ciclo estándar de compresión de vapor con los datos hallados

anteriormente.

7.3) Cálculo de los puntos principales del Ciclo

Punto 1 T1 = -2 ºF (-18 ºC)

P1 = 37.19 psi (0.2563 MPa)

h1 = 58.320 Cal/Kg = 244.174 J/Kg

S1 = 0.2294 Cal/Kg ºK

v1 = 0.0864 m3/Kg

Punto 2 P2 = 204 psi (1.4063 MPa)

S2 = S1 = 0.2294 Cal/Kg ºK

Calculamos la calidad:

S2 = Sf3 + x (Sj3 – Sf3)

0.2294 = 0.0808 + x (0.2121 – 0.0808)

x = 1.131759

Luego:

h2 = hf3 + x (hg3 + hf3)

h2 = 22.177 + 1.1317 (62.754 – 22.177)


22

h2 = 68.097 Cal/Kg = 285.10 J/Kg

Punto A (vapor saturado)

TA = 97 ºF (36 ºC)

PA = 204 psi (1.4063 Mpa)

hA= 62.754 Cal/Kg = 262.738 J/Kg

Punto 3 (liquido saturado)

P3 = 204 psi (1.4063 Mpa)

T3 = 97 ºF (36 ºC)

h3 = 22.177 Cal/Kg = 92.85 J/Kg

Punto 4

P4 = 37.19 psi (0.2563 Mpa)

T4 = -2 ºF (-18 ºC)

h4 = h3 = 22.177 Cal/Kg = 92.85 J/Kg

7.4) Efecto Refrigerante.

E.R. = h1 – h4 = 58.320 – 22.177 = 36.143 Cal/h

E.R. = 36.143 Cal/Kg = 151.32 J/Kg

7.5) Flujo Másico del Refrigerante.

Q = 9.805 Kj/s

ER

Qemo

; donde: Qe ------capacidad requerida de refrigeración

o

m ------flujo másico del refrigerante

ER------efecto refrigerante

sKgm

sKgKgKj

sKjm

o

o

/80.64

/80.64/15132.0

/805.9

7.6) Potencia de Compresión Teórico.

Nc = o

m We = o

m (h2 – h1)

Donde: Nc ----- potencia de compresor


23

o

m ------ flujo másico

Wc ------ trabajo de compresor

Wc = h2 – h1 = 285.10 – 244.174 = 40.926 J/Kg

Nc =

Kg

J

s

Kg926.4080.64

Nc = 2652 J/s ó Nc = 3.604 hp

7.7) Calor Rechazado por el Condensador.

o

Q c = o

m (h2 – h3)(285.10 – 92.85) J/Kg

o

Q c = 64.8 Kg/s

o

Q c = 12.457 KJ/s

7.8) Coeficiente de Funcionamiento. (β)

KgJ

KgJ

Wcm

ERm

Nc

evapQo

oo

/926.40

/32.151

)(

)(

B = 3.697

7.9) Caudal Volumétrico Teórico.

o

V = o

m · v1 =64.8 Kg/s (0.0864 m3/Kg)

o

V = 5.5987 m3/s

VII. SELECCIÓN DE LOS EQUIPOS DEL SISTEMA DE REFRIGERACIÓN

8.1) Selección del Compresor

8.1.1) Tipo.-


24

En la planta de hielo “ El Delfín “ utilizan compresores reciprocantes marca

GRAM

8.1.2) Potencia de Compresión Real

Relacion de Compresión 48.519.37

204

.Pevap

.Pcand

htNv

NcNCR ; donde: Nv = Eficiencia Volumétrica

Nc = Potencia de Compresión Teorica

Para una relacion de compresión ε = 5.48 según la Fig. (12 - 4) Dossat, se

obtiene Nv = 65%

1.165.0

604.3CRN Ncr = 6.0 hp

8.1.3) Potencia de Accionamiento del Motor


25

La potencia de accionamiento del motor del compresor para el requerimiento de

la potencia de compresión tiene que ser mayor:

CRNNacc

Se elige una Nacc = 7 hp.

8.1.4) Desplazamiento Volumétrico Real

)s

m5987.5(65.0VNvV3o

T

o

R

smV

o

R

3

640.3

8.2) Selección del Condensador

Elegimos un condensador enfriado por aire de tiro forzado con ventilador (para la

camara de almacenamiento).

8.2.1) Flujo de Calor en el Condensador.

s/Kj457.12cQo

Ha sido calculado anteriormente.

8.2.2) Calculo de Capacidad del Condensador.

De la grafica en la Fig. (6 - 4) de STOOKER, tenemos la relaciòn de eliminación

de calor en el condensador, considerando el calor añadido por ineficiencia en el

compresor. Para

T evap. = -18ºC y

T cond. = 36ºC; interpretando tenemos: R = 1.36

Entonces: C.cond. = C.evap. x R

C.cond. = 3.35 x 1.3625

C.cond = 3.56 ton.refr.

1 Ton = 50.4 cal/mm = 12000 Btu/hr.


26

C.cond = 54720 Btu/h.

Segun la tabla R – 14ª, se obtiene, que la unidad tamaño 3 tiene una capacidad

de 48000 Btu/h lo que satisface las condiciones del diseño.

El numero de circuitos disponibles es (2)

(otra alternativa – ver selección de equipo con catalogo.)

8.3) Selección del Dispositivo de Expansión

8.3.1) Dispositivo de Expansion

Como la finalidad del dispositivo de expansion es el de reducir la presion del

liquido refrigerante y de regular el paso del refrigerante al evaporador; para

nuestro sistema de refrigeración utilizaremos una válvula de expansión

termostática por ser la mas empleada para sistemas de refrigeración de tamaño

medio.

El control no se hace por la temperatura del evaporador sino por el grado de

sobrecalentamiento del gas de admisión que sale del evaporador

La caida de presion, de la presion del condensador a la presion del evaporador

Es: P = Pcond – Pevap = (1.4063 – 0.2563) MPa.

P = 1.15 MPa

(Equipo a usar – ver selección de equipo con catalogo)

8.4) Selección del Evaporador

8.4.1) Tipo

Se utiliza un evaporador de Serpentin de Tubo aletado por conversión forzada

(ventilador) con el criterio de que ocupa menor espacio en comparación con el

evaporador por conversión natural y tambien porque las eletas incrementan el

proceso de transferencia de calor.


27

8.4.2) Flujo de Calor

El flujo de calor que debe ser absorbido en el evaporador es de:

o

Q evap = o

m (h1 – h4) = 64.8s

Kg(244.174 – 92.85)

o

Q evap = 9.80 KJ/s

o

Q evap = 33440.755 Btu/h

por lo tanto seleccionaremos una unidad enfriadora (evaporador) modelo UC 204 (Tab. R-8

Dossat) con capacidad de 37200 Btu/hr que satisface el requerimiento de nuestra carga

total de enfriamiento.

8.4.3) Area de Transferencia de Calor

Según la tabla R – 8 (Dossat) le corresponde una superficie de

A = 755 pie2

Numero de circuitos = 2

Diámetro del tubo = ¾ pulg

Motor del ventilador = 1/6 HP

# revoluciones = 1140 r.p.m.

cantidad de aire = 4050 pie3/mm

tiro de aire = 27

VIII. SELECCIÓN DE TUBERÍAS Y ACCESORIOS

9.1) Datos del Proyecto

Para realizar este proyecto se tiene los siguientes datos:

- Capacidad de refrigeración = 3.35 ton. refrig.

- Cantidad producto = 40000 Kg

- T evap. = -2 ºF (-18 ºC)

- P evap. = 37.19 lb/pulg2 (0.2563 Mpa)

- T cond. = 97 ºF (36 ºC)

- P cond. = 204 lb/pulg2 (1.4063 Mpa)

DUNHAN Bus – Inc.


28

Se va a utilizar tuberías de cobre, puesto que tiene la ventaja de ser de peso

ligero, mas resistente a la corrosion y mas fàcil de instalarse que los otros

materiales (hierro dulce y acero).

9.2) Selección y Dimensionamiento de la Tubería

La tubería de refrigeración debera ser diseñada de tal forma que cumpla con los

siguientes requisitos:

- Asegurar un suministro de refrigerante adecuado para el evaporador.

- Evitar la entrada de refrigerante liquido al compresor, etc.

9.2.1) Tubería de Admisión entre el Evaporador y el Compresor

Se necesita una alta eficiencia en el sistema, el diseño requiere que la tubería de

succion sea dimensionada de modo que la caida de presion que se tenga en la

tubería no cause una caida de temperatura de succion saturada, mayor a uno o

dos grados para el refrigerante R – 22.

Entonces teniendo en cuenta los datos del proyecto; seleccionamos:

Tubería de cobre de 1 3/8 pulg. De diámetro exterior que tiene una capacidad

de 3.35 ton. (Tab. 19 – 3 Dossat), basado en una temperatura condensante de

105 ºF y una perdida de presión en el tubo de succión equivalente a 2 ºF por 100

pies del tubo.

Longitud real equivalente de la tubería de succión:

Longitud del tubo = X pies

3 codos estándar 90º: 3 (2.952) = 8.856 pies

1 válvula esférica abierta = pies)X736.36(

pies88.27

De la tabla (19 – 3) Dossat corregimos el tonelaje para una temperatura

constante de 97 ºF es (1.045) hallado interpolando.

Tonelaje corregido = 3.35 x 1.045 = 3.5 ton.

De la tabla antes mencionada, para –2 ºF hay P= 1.555 lb/pulg2

(interpolado).


29

De la gráfica en la parte inferior de la tabla (19 – 3) le corresponde una perdida

de temperatura equivalente (T) ºF = 2 ºF

8.1

tabla de Toneladas

reales Toneladas

50

equiv.real long.

Fº en

succion de tubo en

presión de Perdidas

8.1

5.3

35.3

50

X736.362

Long. Tubo = 71.467 pies

9.2.2) Tubería de Descarga entre el Compresor y el Condensador

De la tabla (19 - 2) Dossat para tubos de cobre de 1 ¼ pulg. De diámetro

exterior, le corresponde una capacidad de 4.56 Ton. (para –2 ºF Succi.) basados

en una caída total de presión del refrigerante por 100 pies de longitud

equivalente que corresponde a una caída de 2 ºF (1 ºC) en la temp. de

saturación de R -117

Lungitud real equivalente de la tubería de descarga

- Longitud del tubo = Y pies.

- 3 codos estándar 90º: 3(1.968) = 5.904 pies.

- 1 valvula esferica abierta = piesY

pies

)864.28(

96.22

de la parte inferior ubicamos el factor de correcciòn que es 0.923 (tab. 19 – 3)

Tonelaje corregido: 0.923 x 4.56 tonl. = 4.2 ton.

De la garfica en la parte inferior, con P = 6.1 lb/pulg2 (dato) encontramos

(T) ºF = 7.7 (interpolando)

8.1

2.4

35.3

50

4864.287.7

longitud del tubo = 549.5366 pies.


30

9.2.3) Tubería entre la Válvula de Expansion y el Evaporador

Esta tubería es tan corta en algunos casos se obvia, en esta instalaciòn asumimos que

la longitud es de ¼ metro tubería de cobre de ½ pulg. De diámetro exterior.

9.3) Accesorios del Sistema

A) Vàlvula de paso del refrigerante

Tiene por finalidad permitir aislar el compresor del resto del sistema, ademas cuenta con

manòmetro y termómetro ubicado entre la válvula de paso de la linea de succiòn y el

compresor, para indicar la condiciones de succiòn en que se encuentra trabajando el

compresor.

b) Preóstato de baja presión

Constituido de un fuelle metálico sobre el cual actua la presión del refrigerante y un

contacto eléctrico que se abre o cierra por un movimiento de palancas accionado por los

desplazamientos del fuelle metálico.

c) Filtro de succión

Protege las partes moviles del compresor de la suciedad de las incrustaciones que puedan

haber introducido en el sistema durante las operaciones de montaje o de reparación.

d) Válvula de paso

Cumple igual finalidad que la válvula de paso de la linea de succiòn.

e) Recibidor de líquido

Sirve para cumular el líquido refrigerante en los momentos en que la carga de

refrigeración sea baja y para recoger el refrigerante cuando sea necesario evacuar el

sistema para reparación.

f) Válvula de expansión termostática

Detiene la circulación del refrigerante, cuando el compresor se para, con el objeto de

evitar la excesiva inundación de los serpentines del evaporador, que puede ocasionar un

retorno del refrigerante líquido al compresor en el arranque. La válvula de solenoide esta

conectada eléctricamente al circuito de control de arranque del motor del compresor, de


31

modo que la válvula sea exitada para permanecer abierta cuando el compresor se

encuentra en operación normal.

X. CONCLUSIONES Y RECOMENDACIONES.

Para el diseño de la cámara de almacenamiento se llegó a las siguientes conclusiones:

a) La carga máxima a extraerse es de 3.35 ton. de refrigeración usando refrigerante

R717.

b) El ciclo de refrigeración tiene las siguientes caracteristicas:

T.evap = -18 C (-2 F)

T.cond = 36 C (97 F)

P.evap = 0.256 MPa.

P.cond = 1.406 Mpa.

c) El ciclo cumple con la condición de que la Presión deben ser mayores que la Presión

atmosférica, con esto se evita la entrada de aire al sistema.

d) La producción de hielo es un proceso muy diferente al de un sistema de

almacenamiento debido a que en la producción se controla rigurosamente las

propiedades de la salmuera.


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XI. ESQUEMAS, FOTOS Y PLANOS

PLANOS DE COMPRESOR GRAM


33

Fotografias


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XII. REFERENCIAS BIBLIOGRAFICAS

1. ASHRAE STANDARD HANDBOOK 15-1992, Safety Code for Mechanical Refrigeration.

2. STOECKER, Wilbert F.; INDUSTRIAL REFRIGERATION HANDBOOK ,

3. STOECKER, Wilbert F.; REFRIGERACION Y AIRE ACONDICIONADO

4. http://www.atykajv.com/principal.htm

proyecto de refrigeracio-moya-pinedo.pdf

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