UNIVERSIDAD AUSTRAL DE CHILE Facultad de Ciencias Agrarias Escuela de Agronomía

Diseño de una cámara de refrigeración para zanahoria (Daucus carota L.), betarraga (Beta vulgaris L.) y repollo (Brassica oleracea L. var. capitata) adaptada a las condiciones de Coyhaique, en la XI Región

Tesis presentada como parte de los requisitos para optar al grado de Licenciado en Agronomía.

Eugenio Alejandro Saldías Becerra Valdivia Chile 2003

Profesor Patrocinante:

Sr. Roberto Daroch P. Ing. Agr., M.Sc.

Profesores Informantes:

Sr. Rogelio Moreno M. Ing. Civ. Mec., M.Sc.

Sra. Aage Krarup H. Ing. Agr., M.Sc., Ph. D.

INSTITUTO DE INGENIERIA AGRARIA Y SUELOS

I

INDICE DE MATERIAS

Capítulo

Página

1

INTRODUCCION

1

2

REVISION BIBLIOGRAFICA

3

2.1

Consideraciones en el almacenaje de productos hortícolas frescos

3

2.2

Principios de refrigeración

5

2.3

Refrigerantes

7

2.4

Edificación frigorífica

8

2.5

Maquinaria frigorífica

11

2.5.1

Unidad condensadora

11

2.5.1.1

Compresor

11

2.5.1.2

Condensador o licuefactor

12

2.5.1.3

Tanque receptor de líquido

13

2.5.2

Evaporador

13

2.5.3

Válvulas para control de flujo refrigerante

15

2.5.4

Automatismos del sistema

18

2.5.5

Aparatos anexos al circuito

20

2.6

Recomendaciones en el diseño de tuberías de fluido refrigerante

22

2.6.1

Dimensionamiento de la tubería de succión

23

2.6.2

Dimensionamiento de la tubería de líquido

23

2.7

Ciclo de bombeo en vacío

24

II

Capítulo

Página

3

MATERIAL Y METODO

25

3.1

Descripción del mercado comprador

25

3.2

Estudio técnico

25

3.2.1

Capacidad de la cámara de refrigeración

25

3.2.2

Condiciones ambientales de diseño

25

3.2.3

Dimensionamiento de la cámara de refrigeración

27

3.2.4

Especificaciones constructivas

29

3.2.5

Cálculo de cargas térmicas

29

3.2.5.1

Cálculo de carga por superficies

29

3.2.5.2

Cálculo del calor sensible del producto y embalaje

31

3.2.5.3

Cálculo de cargas por calor de respiración

32

3.2.5.4

Cálculo de cargas por cambios de aire

32

3.2.5.5

Cálculo de cargas por iluminación

33

3.2.5.6

Análisis de las cargas térmicas calculadas

34

3.2.6

Análisis comparativo de refrigerantes

35

3.2.7

Elección de la unidad condensadora

38

3.2.8

Selección de unidades enfriadoras

38

3.2.9

Elección de válvula de expansión

39

3.2.10

Dimensionamiento de tuberías para refrigerante

39

3.2.11

Selección de dispositivos automáticos

42

3.2.12

Aparatos anexos al circuito

42

3.2.13

Esquema fluídico

42

3.3

Costos asociados a la cámara de refrigeración diseñada

42

3.3.1

Costos de inversión

43

3.3.2

Costos por consumo de energía eléctrica

43

4

PRESENTACION Y DISCUSION DE RESULTADOS

46

4.1

Descripción del mercado comprador

46

III

Capítulo

Página

4.2

Estudio técnico

47

4.2.1

Capacidad de la cámara de refrigeración

47

4.2.2

Condiciones de diseño

48

4.2.3

Dimensionamiento de la cámara de refrigeración

50

4.2.4

Especificaciones constructivas

55

4.2.5

Cálculo de cargas térmicas de la cámara de refrigeración

58

4.2.5.1

Cálculo de carga térmica por superficies

58

4.2.5.2

Cálculo de carga térmica del producto y embalaje

61

4.2.5.3

Cálculo de carga térmica por calor de respiración

65

4.2.5.4

Cálculo de carga térmica por cambios de aire

67

4.2.5.5

Cálculo de carga térmica por iluminación

68

4.2.5.6

Análisis de carga térmica total en la cámara

68

4.2.6

Elección del refrigerante

74

4.2.7

Elección de la unidad condensadora

77

4.2.7.1

Equipamiento anexo a la unidad condensadora

78

4.2.8

Elección del evaporador

78

4.2.9

Elección de la válvula de expansión

81

4.2.10

Dimensionamiento de las tuberías de fluido refrigerante

82

4.2.10.1 Dimensionamiento de la tubería de succión

82

4.2.10.2 Dimensionamiento de la tubería de líquido

85

4.2.11

Automatismos del sistema

89

4.2.12

Aparatos anexos al circuito

89

4.2.13

Esquema fluídico de la instalación

90

4.3

Costos relacionados a la instalación frigorífica diseñada

91

4.3.1

Costos de inversión

92

4.3.2

Costos por consumo de energía eléctrica

92

5

CONCLUSIONES

95

IV

Capítulo 6

Página RESUMEN

97

SUMMARY

98

BIBLIOGRAFIA ANEXOS

99 102

V

INDICE DE CUADROS

Cuadro 1

Página Cantidades aproximadas mensuales requeridas por los supermercados

2

46

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

48

3

Condiciones atmosféricas exteriores de diseño para el sector

49

4

Condiciones térmicas de los productos al ingresar a la cámara

5

Condiciones térmicas del embalaje según época de ingreso a la cámara de refrigeración

6

60

Cálculo del coeficiente total de transmisión de calor y resistencia térmica de la puerta

12

59

Cálculo del coeficiente total de transmisión de calor y resistencia térmica para piso

11

53

Cálculo del coeficiente total de transmisión de calor y resistencia térmica para materiales de muros y techo

10

52

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

9

50

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

8

49

Análisis de número de bins, volumen y superficie expuesta según el tipo distribución realizada

7

49

60

Área y coeficiente de trasmisión de calor calculados, y ∆T corregida para cada mes, según el tipo de superficie

62

VI

Cuadro 13

Página Ganancia térmica de las distintas superficies que componen la cámara de refrigeración y ganancia térmica total para cada mes

14

Cálculo del número de bins con productos que ingresan a la cámara diariamente durante el periodo de cosecha

15

64

Calor de respiración de los distintos productos para cada mes

18

63

Cálculo del calor sensible que debe ser retirado diariamente de los productos y embalaje

17

63

Cálculo para la capacidad total de producto que ingresa a la cámara, según aproximación al entero en el número de bins

16

62

66

Condiciones de entalpía y densidad del aire exterior para cada mes y condiciones para el aire al interior de la cámara

67

19

Cálculo de carga térmica por cambios de aire para cada mes

68

20

Cargas térmicas diarias durante el periodo de cosecha por calor sensible (productos y embalaje), calor de respiración y cálculo de acumulación de calor por respiración

70

21

Calor diario total que debe ser removido de la cámara

71

22

Distribución mensual de la cargas térmicas diarias durante los meses de almacenaje

23

72

Cargas térmicas diarias según mes de almacenaje y correcciones según factor de seguridad y tiempo de funcionamiento

24

Cargas térmicas horarias mínimas durantes los meses de mayos a agosto

25

73 74

Cálculo del calor sensible requerido para disminuir la temperatura del refrigerante líquido desde la temperatura de condensación a la temperatura de evaporación

75

VII

Cuadro 26

Página Cálculos de efecto refrigerante, flujo de masa y volumen de vapor de los refrigerantes en estudio

27

75

Trabajo teórico del evaporador, compresor y capacidad teórica del condensador por kg de refrigerante circulado

28

Capacidades

teóricas

requeridas

para

evaporador,

compresor y condensador, expresadas en kcal/h 29

76 76

Cálculo de la potencia corregida según condiciones de funcionamiento del evaporador

79

30

Número de accesorios requeridos en la línea de succión

83

31

Capacidad

corregida

para

cada

tramo

y

diámetros

requeridos para la línea de succión

84

32

Largo equivalente de los accesorios incluidos en cada tramo

84

33

Largo total de la tubería y caída de presión expresada en aumento de temperatura (°K) por tramo

85

34

Accesorios requeridos en cada tramo de la tubería

86

35

Capacidad

corregida

para

cada

tramo

y

diámetros

requeridos para la línea de succión

87

36

Largo equivalente de los accesorios incluidos en cada tramo

87

37

Largo total equivalente a tubo liso recto para el diámetro seleccionado

88

38

Costos de inversión en edificación

92

39

Costos de inversión en maquinaria frigorífica

92

40

Cálculo de horas de funcionamiento máximo anual

93

41

Cálculo del costo anual por funcionamiento de motores

93

42

Cálculo del costo total anual por consumo de energía eléctrica

93

VIII

INDICE DE FIGURAS

Figura 1

Página Esquema

del

fundamento

del

ciclo

mecánico

de

refrigeración 2

Esquema

6 de

válvula

de

expansión

termostática

compensada internamente 3

Esquema

de

válvula

17 de

expansión

termostática

compensada externamente 4

18

Vista en planta de dimensiones interiores de la cámara y distribución de bins

54

5

Vista en elevación y dimensiones de la cámara

54

6

Detalle de unión machihembrada entre paneles

56

7

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

56

8

Detalle del sistema de sujeción del cielo

57

9

Detalle de galpón exterior para cámaras de refrigeración elaborada con paneles prefabricados

10

58

Distribución de la cámara de refrigeración según ubicación de las unidades enfriadoras

81

11

Vista isométrica de la tubería de succión

83

12

Vista isométrica de la línea de líquido

86

13

Esquema fluídico de la instalación frigorífica

91

IX

INDICE DE ANEXOS

Anexo

Página

1

Datos técnicos para verduras seleccionadas

103

2

Propiedades técnicas de los paneles Rudnev

103

3

Propiedades paneles Rudnev según espesor

103

4

Conductividad térmica de distintos materiales

104

5

Conductancia de superficies para diferentes velocidades de aire en movimiento según tipo de material

6

104

Tolerancia por radiación solar para el hemisferio norte en °C

105

7

Calor específico de hortalizas y embalaje de madera

105

8

Calor de respiración producido por hortalizas en estado fresco expresado en kcal/t/día

9

105

Promedio de cambios de aire diario en cuartos de almacenaje

106

10

Carta psicrométrica

107

11

Características de saturación de R-134a

108

12

Características de saturación para R-404a

108

13

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

109

14

Capacidades de compresores Frascold para R-134a

109

15

Datos técnicos de unidades condensadoras Frascold

110

16

Diseño

y

dimensiones

de

unidades

condensadoras

Frascold

111

17

Modelos y características de evaporadores cúbicos Aircoil

112

18

Diseño de evaporadores Aircoil

113

X

Anexo 19

Página Diagrama para factor de corrección según frecuencia de deshielos

113

20

Cuerpo para válvula de expansión termostática Danfoss

114

21

Orificios para cuerpo de válvula Danfoss

114

22

Capacidades en kW para tubo de refrigerante llevando R404a

23

115

Longitud equivalente debida a válvulas y uniones para ser agregada a la longitud de tubería

116

24

Termostatos ambientales Danfoss

117

25

Válvulas solenoides para refrigerantes

117

26

Válvula reguladora de presión

117

27

Filtros deshidratadores Castel

118

28

Visor de líquido con indicador de humedad

118

29

Válvulas de bola para refrigerantes

119

30

Plano de cámara de refrigeración

120

1

1 INTRODUCCION

La región de Aysén presenta una reducida superficie dedicada al cultivo de hortalizas. La mayor parte corresponde a pequeñas huertas particulares cuya producción es destinada tanto al consumo familiar como comercialización a muy baja escala de estos productos. En la mayoría de los casos, el objetivo de estas ventas es mejorar su fuente de ingresos familiares, los que provienen principalmente de la ganadería. Pocos agricultores producen hortalizas a nivel comercial, lo que no es suficiente para abastecer el consumo regional. Este es satisfecho en gran parte por productos provenientes de la zona central y centro-sur del país, los que llegan a precios elevados y, por lo general, son de calidad irregular, la que varía según la época en que son adquiridas y según el cargamento que arriba a la región. A esto se suma el problema de transporte: al no contar con buenas carreteras que unan la región al resto del país se debe realizar parte del trayecto por trasbordador, lo que incide en un mayor costo que eleva el precio de la mercadería, y mayor tiempo de transporte que provoca el deterioro de los productos. La baja producción regional se explica principalmente por razones climáticas y de estacionalidad. El clima de la región condiciona a que muchas hortalizas deban ser cultivadas bajo plástico, lo que eleva los costos de producción. Esto significa una inversión alta en relación a otras regiones, en las cuales su uso no es tan necesario y sólo se restringe a pocos cultivos.

2

Las hortalizas de estación fría pueden ser cultivadas al aire libre durante la temporada de cultivo, alcanzándose altas producciones. Sin embargo, se presenta un problema de estacionalidad al haber sobreoferta de los productos en el momento de la cosecha, lo que conduce a que el productor reciba bajos precios por la mercadería y pierda un gran porcentaje del producto que no puede ser vendido inmediatamente, al no ser almacenado bajo condiciones adecuadas. Las cámaras refrigeradas pueden ser una alternativa o solución complementaria a estos problemas por dos motivos principalmente: permitirían guardar la producción en fresco por largo tiempo, conservando la calidad y reduciendo las pérdidas, y se podría tener una entrega y abastecimiento continuo del producto durante el año, mejorando el nivel de comercialización de los productos. Hortalizas como repollo, betarraga y zanahoria son de consumo común y cotidiano en la región representando un mercado estable; pueden obtenerse buenos rendimientos, incluso superiores al promedio nacional; y poseen características adecuadas para el almacenaje por largo tiempo (meses) en cámaras de refrigeración. El objetivo de este trabajo es diseñar una cámara de refrigeración adecuada a las condiciones climáticas de la ciudad de Coyhaique para el almacenaje de repollo, betarraga y zanahoria, cuyas cantidades son principalmente

destinadas

a

supermercados de dicha ciudad.

satisfacer

los

requerimientos

de

dos

3

2 REVISION BIBLIOGRAFICA

2.1 Consideraciones en el almacenaje de productos hortícolas frescos. FRASER y CHAPUT (2002), LOUGHEED (1983), PLANK (1963) y UYENAKA (1990), concuerdan en que para hortalizas como zanahorias, betarraga y repollo, sólo deben almacenarse productos saludables, sin evidencia de daño producido por plagas o enfermedades, sin cortes, raspaduras o golpes fuertes. Recomiendan temperaturas de almacenaje de 0°C. Otro punto en común de estas hortalizas es que deben ser enfriadas a la temperatura de almacenaje dentro de un periodo no superior a 24 horas para maximizar el tiempo de guarda. Según FRASER y CHAPUT (2002), las zanahorias pueden ser almacenadas en cámaras refrigeradas por un periodo que varía entre 2 a 12 meses. Recomiendan almacenar el producto cuando haya alcanzado su máximo estado de madurez, ya que sus cutículas más gruesas disminuyen el daño por oxidación. FRASER y CHAPUT (2002) aseguran que, para el caso de las zanahorias almacenadas en bins, no es necesario el lavado antes de su ingreso a la cámara de refrigeración debido a que, aparentemente, algunos residuos del suelo ayudan a mantener mejor la calidad del producto durante el periodo de guarda a diferencia de las raíces que son lavadas. Para el almacenaje a granel se han tenido mejores resultados con el lavado previo del producto. Sin embargo, la prontitud con la cual sean almacenadas, influirá en el tiempo que se puedan guardar sin mayores cambios en la calidad, por lo cual, de efectuarse el lavado, éste debe realizarse dentro del lapso de un día.

4

PLANK (1963), señala que el hongo Sclerotinia libertiana F. constituye el mayor peligro para el almacenaje de zanahorias, pues si las raíces proceden de suelos infectados con el hongo, el almacenaje a 0°C no es suficiente para impedir que éste se extienda a los productos almacenados y los daños causados pueden ser enormes. Una solución es limitarse al almacenaje de raíces procedentes de parcelas libres de Sclerotinia. Una medida supletoria consiste en el almacenaje de productos sanos y sin heridas, eliminando todos aquellos que hayan sido cortados por las máquinas cosechadoras. LOUGHEED (1983), señala que los mejores resultados en almacenaje de betarraga se obtienen con temperaturas de 0°C y humedad relativa del 95%. Recomienda que se tengan cuidados similares a las zanahorias. PLANK (1963) y UYENAKA (1990), recomiendan mantener niveles de humedad relativa no inferiores al 90% en almacenaje de repollos. Según PLANK (1963), si se tienen en cuenta todas las recomendaciones, durante el período de almacenaje las pérdidas de peso, incluidas las debidas a la putrefacción y eliminación de agua, no deberían ser superiores al 10%. Este mismo autor agrega que un signo de excesivo envejecimiento es que las hojas o sus nervaduras se suelten del tronco. Los autores FRASER y CHAPUT (2002) y UYENAKA (1990), señalan importantes ventajas del almacenaje en bins. Los productos almacenados a granel no pueden apilarse a una altura de más de 3,5 m en zanahoria y 1,5 m en repollo, ya que disminuye la aireación del producto y las capas inferiores se deterioran con mayor rapidez al ser aplastadas. Los mismos autores agregan que el almacenaje en bins facilita la manipulación del producto desde el sector de cosecha hasta que el producto sale de la cámara de refrigeración; mejora la circulación de aire del producto por

5

las aberturas laterales e inferiores que posee, y además; la construcción no requiere de muros que resistan las fuerzas laterales ejercidas por el peso de los productos, tal como el caso del almacenaje a granel. 2.2 Principios de refrigeración. DOSSAT (1980), define refrigeración como la rama de la ciencia que trata con los procesos de reducción y mantenimiento de la temperatura de un espacio material a temperaturas inferiores respecto de los alrededores correspondientes. ALARCON (2000), explica que la evaporación de un líquido produce una absorción de calor del medio circundante. Para controlar la temperatura de ebullición del líquido refrigerante sólo basta con controlar la presión a la cual se produce el cambio de estado del fluido. DOSSAT (1980), define al refrigerante como la sustancia empleada para absorber calor. Explica que los procesos pueden ser sensibles o latentes y que sólo unos pocos fluidos tienen propiedades adecuadas para ser usados como refrigerantes. Una de éstas es que se vaporicen a bajas presiones y otra es que sean fácilmente compresibles. Según DOSSAT (1980), por motivos prácticos, económicos y ecológicos no es conveniente que el líquido refrigerante escape al exterior y se pierda por difusión en el aire. Por ello el vapor debe colectarse y condensarse para regresarlo a su estado inicial. El cambio de estado o condición del refrigerante es conocido como el ciclo de refrigeración, en el cual el refrigerante pasa por una serie de procesos hasta llegar a una condición inicial. En este ciclo hay cuatro procesos

6

fundamentales:

expansión,

vaporización,

compresión

y

condensación

(DOSSAT, 1980). SEARS et al. (1998), explican el fundamento de un ciclo corriente de refrigeración representándolo esquemáticamente en la Figura 1. El compresor A proporciona a los serpentines B gas (CCl2F2, NH3 u otro) a alta temperatura y presión. El calor es eliminado del gas en B, por agua o aire refrigerante, ocasionando una condensación del gas líquido, todavía a alta presión. El líquido pasa a través de la válvula de estrangulación o expansión C, saliendo en forma de una mezcla de líquido y vapor a temperatura más baja. En los serpentines D, es suministrado calor que convierte el líquido restante en vapor que penetra en el compresor A para repetir el ciclo.

A

B

D

C Gas a alta presión Líquido a alta presión Líquido a baja presión Gas a baja presión

FIGURA 1. Esquema del fundamento del ciclo mecánico de refrigeración. FUENTE:

SEARS et al. (1998).

7

2.3 Refrigerantes. En 1987 se firma el Protocolo de Montreal (PM), mediante el cual nuestro país se compromete a controlar, reducir y eliminar el consumo de halones, compuestos clorados y bromuro de metilo. Nuestro país también ha suscrito y ratificado las posteriores enmiendas de este Protocolo, realizadas en Londres (1990), Copenhague (1992) y Montreal (1997), las cuales han sido ratificadas y son, por lo tanto, ley de la República (CHILE, COMISION NACIONAL DEL MEDIO AMBIENTE, 2002). CONAMA (2002), prohíbe el uso de R-11 y de aquellas sustancias en las que no se han registrado movimientos importantes de importaciones desde el año 1997. El R-12 se eliminará el año 2007, lo que permitirá la mantención adecuada de los equipos de refrigeración que quedarán en uso hasta esa fecha. Otros clorofluorocarbonados se irán eliminando paulatinamente hasta que, finalmente, el calendario de prohibiciones de importaciones terminará el año 2020, con la eliminación de los hidroclorofluorocarbonados (R-22 entre otros). Según CONAMA (2002), dentro de los refrigerantes antiguos que no tendrán restricciones en su uso se encuentran los refrigerantes naturales, siendo el amoníaco el más comúnmente utilizado. Entre los nuevos refrigerantes hidrofluorocarbonados, en nuestro país ya se encuentran equipos frigoríficos para el uso de R-134a y el azeótropo R- 404a, correspondientes al grupo de los llamados “refrigerantes ecológicos” . RAPIN y JAQUARD (1999), indican que el amoníaco es recomendado para instalaciones industriales y grandes plantas frigoríficas, en las cuales se requiere trazar grandes distancias de tubería, especialmente adecuado para grandes instalaciones de enfriamiento de líquido. La escala de toxicidad de gases del National Board of Fire Underwriters de Estados Unidos, ubica al

8

amoníaco junto con el bromuro de metilo en el segundo grupo en la escala de toxicidad de refrigerantes, debido a que tiene efectos mortales o producen lesiones graves en concentraciones de hasta un 1% con un tiempo de exposición de 30 minutos. Por este motivo es imprescindible un control estricto y frecuente de la instalación. Además, las instalaciones que ocupan amoníaco requieren manejo experimentado por la sofisticación del equipo utilizado. ALARCON (2000), señala que para pequeñas instalaciones de refrigeración y aplicaciones de refrigeración comercial y aire acondicionado, se recomienda

el

refrigerante

clorofluorocarbonado

(CFC)

R-12

y

el

hidrocloroflurorocarbonado (HCFC) R-22. El primero es el de uso más amplio, pero más indicado para instalaciones comerciales con temperatura del evaporador mayor a -15°C. El R-22 fue originalmente diseñado para aplicaciones de baja temperatura, pero puede ser ocupado con excelentes resultados en otras aplicaciones. El hidrofluorocarbonado (HFC) R-134a es reemplazante

del

R-12,

mientras

que

el

R-404a

(azeótropo

hidrofluorocarbonado) reemplaza al R-22 y R-502 en sus aplicaciones. Según SCARICH (1991), la elección del refrigerante está dada principalmente por el fabricante de los equipos de refrigeración, debido a las características especiales tanto en el diseño como en el funcionamiento de cada compresor. Esto produce curvas de rendimiento, según condiciones de funcionamiento, muy distintas a cualquier rendimiento calculado de manera empírica. 2.4 Edificación frigorífica. TRESSLER (1956), señala que para extraer el calor que escapa por las superficies externas en una instalación corriente, se requiere algo más de la mitad de la energía de refrigeración. La economía de la explotación se beneficiará con una baja relación entre la superficie y la capacidad. Los locales

9

de un solo piso casi siempre pueden disponerse procurando la mayor capacidad con el menor costo de construcción. Por lo general, edificios de un piso tienen una alta relación de superficie a capacidad, y en consecuencia consume mayor energía que uno que se asemeje a un cubo. MONVOISIN (1953), señala que la frigoría cuesta 5 ó 6 veces más que el precio de la caloría, por lo cual el frío debe ser conservado con precaución. Agrega que para la buena conservación de los productos almacenados, la temperatura de los locales debe ser mantenida tan constante como sea posible y las variaciones diarias de no debieran sobrepasar 1°C. Según MONVOISIN (1953), los aislantes empleados deben ser malos conductores de calor, no deben ser higroscópicos, no deben asentarse, ni deben desprender olores susceptibles de comunicar a los productos. Recomienda que la pérdida media por las paredes de un depósito bien construido no debe ser superior a 0,25 a 0,3 kcal/hm2ºC, similar a los valores indicados por TRESSLER (1956), que van de 0,3 a 0,4 kcal/hm2°C. Este último autor recomienda extender sobre el piso térreo una capa aisladora y encima de ella el piso de carga. TRESSLER (1956), señala que subdivisiones en cámaras más pequeñas son utilizadas para conservar multitud de productos que deban refrigerarse a distintas temperaturas o para que no se transmita olor entre ellos si es que esto perjudica a los productos. El mismo autor recomienda utilizar calzos de madera como apoyos de las mercancías almacenadas de modo que dejen un espacio de 7,5 cm para que circule el aire por la parte inferior. En el caso de utilizar palletbins, el pallet permite una buena circulación de aire por la parte inferior de los productos.

10

En instalaciones que utilizan bins para almacenar los productos, CANADA PLAN SERVICE (2002) y FRASER y CHAPUT (2002), recomiendan apilar de cuatro a seis unidades y dejar un espacio de 0,5 a 1,5 m entre la parte superior del último bins y el techo. La altura mínima es recomendada para la correcta circulación del aire y espacios mayores para inspección de los productos. El espacio recomendado entre bins corresponde a 15 cm según CANADA PLAN SERVICE (2002), y permite la correcta circulación del aire entre los bins. FRASER y CHAPUT (2002), recomiendan dejar un espacio mínimo de 60 cm entre los bins y los muros, lo que permite el acceso del personal a todo el perímetro de la cámara y el regreso del aire a los evaporadores para hacerlo recircular. Se debe dejar un pasillo interior de 3,4 m de ancho, para facilitar la carga y descarga con horquilla elevadora (FRASER, 2002). Cualquier proyecto bien estudiado debe basarse en las cantidades y naturaleza de los productos, de la cuantía y frecuencia con que van llegando, y las condiciones en las que entran al almacén (TRESSLER, 1956). De acuerdo a la norma ASAE EP344, indicada por ASAE (1980), se recomienda 10 cd-pie (ó 107,6 lux) de luminosidad mínima para almacenes de alimento (grano, raciones, etc.), en los cuales es necesario leer niveles, escalas, detectar daños y enfermedades de los alimentos, y para que una persona pueda moverse con rapidez en el interior de manera segura. Según SEARS et al. (1998), tubos fluorescentes de 40 Watt producen una luminosidad de 58 lúmenes/W.

11

2.5 Maquinaria frigorífica. Se compone de los artefactos que realizan los procesos de expansión, evaporación, compresión y condensación, y los accesorios que automatizan y adaptan los diferentes implementos a condiciones de operación específicas. 2.5.1 Unidad condensadora. RAPIN y JAQUARD (1999), señalan que las unidades condensadoras están compuestas esencialmente por un compresor, un condensador y un tanque recibidor de líquido, los que se encuentran fijados a una bandeja o base principal. En aplicaciones de refrigeración a pequeña escala, el condensador puede actuar también como acumulador de refrigerante líquido. En instalaciones que requieren de maquinaria de gran tamaño, por las grandes cargas térmicas que se deben remover, resulta más práctico seleccionar cada equipo por separado. 2.5.1.1

Compresor. Corresponde a la unidad encargada de comprimir e

impulsar el vapor refrigerante proveniente del evaporador. La compresión es producida para que el vapor refrigerante pueda ser condensado a una mayor temperatura. Pese que existe variedad en el tipo de funcionamiento de los compresores, los autores DOSSAT (1980), RAPIN y JAQUARD (1999), y ALARCON (2000), concuerdan que el compresor de tipo recíproco es el más ampliamente usado. El compresor rotativo es utilizado en sistemas de muy baja capacidad, generalmente refrigeración doméstica, mientras que el compresor centrífugo es ocupado en instalaciones industriales que requieren gran potencia. Según DOSSAT (1980), un compresor recíproco consta de un bloque constituido por uno o varios cilindros con válvulas que permiten la admisión y escape del gas refrigerante. Dentro del cilindro se desliza un pistón unido por una biela al cigüeñal, que le otorga un movimiento ascendente y descendente.

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Bajo el cigüeñal se encuentra el cárter del compresor en el cual es colocado el lubricante para disminuir la fricción entre las partes móviles del compresor. DOSSAT (1980), explica que durante el movimiento descendente del pistón, el cilindro es llenado por el vapor refrigerante al abrirse la válvula de aspiración, mientras se encuentra cerrada la válvula de impulsión. Durante el movimiento ascendente, la válvula de aspiración se cierra, comprimiéndose el gas refrigerante a medida que el volumen en el que se encuentra es reducido. A determinada presión de compresión, se produce la apertura de la válvula de impulsión y el refrigerante es evacuado del cilindro, para posteriormente volver a retomar su posición inicial en el ciclo. 2.5.1.2

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

presión desde el compresor, ingresa al condensador. Éste cumple la función de eliminar del vapor refrigerante, tanto la carga térmica proveniente del interior de la cámara de refrigeración como el equivalente calórico de la energía de compresión. El enfriamiento del vapor refrigerante permite condensarlo, con lo cual se puede efectuar nuevamente el proceso de vaporización (MONVOISIN, 1953). TRESSLER (1956), menciona diversos tipos de condensadores y describe su funcionamiento y aplicación, entre los que se cuentan los condensadores atmosféricos, condensadores de aire forzado y condensadores enfriados por agua. El condensador atmosférico produce el intercambio de calor del refrigerante al ambiente por convección natural y se usa sólo para capacidades limitadas y casi nunca en instalaciones donde el refrigerante es el amoníaco.

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El condensador de aire forzado es una adaptación del condensador atmosférico. Difiere de este último en que el aire sopla sobre los serpentines por medio de ventiladores (convección forzada). Ocupa muy poco espacio y es fácil de montar en cualquier lugar. En los condensadores enfriados por agua, ésta casi siempre circula dentro de los tubos a medida que el gas se condensa en el exterior de los mismos. El agua se distribuye por medio de deflectores especiales que entran en cada tubo, los cuales le imprimen un movimiento en espiral. El consumo de agua y la altura de bombeo de estos aparatos son relativamente grandes. 2.5.1.3 Tanque receptor de líquido. Sirve de depósito de refrigerante licuado, a fin que éste pueda ser suministrado a los evaporadores de forma continua y en la medida que éstos lo requieran (ALARCON, 2000). ALARCON (2000) y RAPIN y JAQUARD (1999), coinciden en que el uso de unidades condensadoras tiene un costo de adquisición menor en relación a los equipos de refrigeración con componentes separados, tanto en instalaciones de baja capacidad como refrigeración doméstica y comercial. Además, presenta ventajas por la facilidad en la instalación y mantención, y puede incluirse equipamiento anexo que permite la completa automatización para el funcionamiento del equipo y regulación de capacidad según variaciones de carga térmica al interior de la cámara. 2.5.2 Evaporador. DOSSAT (1980), define evaporador como cualquier superficie de transferencia de calor en la que se vaporiza un líquido tomando calor del espacio o medio que lo rodea. DOSSAT (1980), menciona diversos tipos de evaporadores según el tipo de construcción entre los que se encuentran los evaporadores: de tubo

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descubierto, de superficie de placa y aletados. Según el tipo de alimentación pueden ser: expansión seca, líquido sobrealimentados y líquido inundados. Según la forma de intercambio de calor pueden ser de convección natural o convección forzada. DOSSAT (1980), señala que la diferencia de temperatura entre el espacio

refrigerado

y

la

temperatura

de

saturación

del

refrigerante

correspondiente a la presión de salida del evaporador (D.T. del evaporador), tiene influencia tanto en el rendimiento del evaporador, como en la humedad relativa al interior del espacio refrigerado. ALARCON (2000) y DOSSAT (1980), indican que mientras menor sea la D.T., mayor humedad relativa se puede tener en la cámara. El primer autor cita como ejemplo que con una D.T. de 5° C, se puede mantener el nivel de humedad relativa entre el 90 a 95% en evaporadores de convección forzada, similar a lo indicado por los autores DOSSAT (1980) y ASHRAE (1981). FRASER y CHAPUT (2002) y ALARCON (2000), coinciden en que el evaporador de aire forzado, también conocido como unidad enfriadora, es el más ampliamente usado en las instalaciones de refrigeración. Las unidades enfriadoras están formadas por un serpentín de tubo de cobre aletado, y la alimentación del fluido puede ser por expansión seca o líquido sobrealimentados (semiinundado). El conjunto va montado dentro de una caja metálica con ventilador directamente dirigido que hace circular el aire forzado, aumentando la absorción de calor y reduciendo la superficie que se necesitaría en un evaporador de convección natural (ALARCON, 2000). DOSSAT (1980), ALARCON (2000), FRASER y CHAPUT (2002) y RAPIN y JAQUARD (1999), mencionan diversas ventajas que lo han hecho el

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evaporador más ampliamente usado, entre las que se señalan: la obtención de temperatura más uniforme, debido a la rápida circulación del aire; tamaño reducido, que lo hacen más fácil de instalar o manipular; costo de adquisición menor que aquellos de convección natural, dado que la menor superficie de evaporación requerida disminuye la cantidad de materiales usados; facilidad en el desescarche, ya que pueden ser equipados con resistencias eléctricas que derriten la escarcha formada en los tubos durante los ciclos de detención del compresor. 2.5.3 Válvulas para control de flujo refrigerante. Según DOSSAT (1980), independiente del tipo de válvula, la función de cualquier control de flujo refrigerante es doble: dosificar el refrigerante líquido que va al evaporador con una rapidez proporcional a la cual ocurre la vaporización en dicha unidad y mantener un diferencial de presión entre los lados de baja y alta presión del sistema. Los seis tipos básicos de válvula, mencionados por DOSSAT (1980), son: válvula de expansión manual, válvula de expansión automática, válvula de expansión termostática, tubo capilar, válvula de flotador de presión baja y válvula de flotador de presión alta. A opinión de DOSSAT (1980), la válvula de expansión termostática es el tipo de válvula más corrientemente usado en instalaciones de refrigeración, dada su alta eficiencia y facilidad de adaptación para distintas situaciones. DOSSAT (1980), RAPIN y JAQUARD (1999) y ALARCON (2000), coinciden en que el principio de funcionamiento se basa en mantener un grado constante de sobrecalentamiento de la succión en la salida del evaporador, circunstancia que permite mantener totalmente lleno de refrigerante al

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evaporador, bajo diferentes condiciones de carga del sistema, con baja probabilidad de derramar líquido en el sistema. BLESA (2003), explica que las válvulas de expansión termostáticas están compuestas de las siguientes piezas: - bulbo remoto: es un elemento cargado con el mismo refrigerante que hay que controlar. La presión que ejerce este refrigerante depende de la temperatura al final del evaporador y actúa sobre el orificio calibrado de la válvula. La presión del bulbo es presión de apertura (a más temperatura mayor apertura). - tornillo de recalentamiento y resorte: en este componente, la presión ejercida sobre el tornillo contrarresta la presión del bulbo. Generalmente se ajusta de fábrica. - aguja y asiento: estas piezas funcionan según cambios de presión, en que la aguja abre y cierra el paso de líquido refrigerante. - fuelle y diafragma de presión: la válvula puede traer incorporada una u otra de éstas piezas, cuya función en ambos casos es regular la apertura y cierre de la aguja según la presión ejercida por el bulbo remoto. La Figura 2 muestra el esquema de funcionamiento para válvulas de expansión termostática compensadas internamente.

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

BLESA (2003).

DOSSAT (1980), explica que las válvulas de expansión termostática con compensación interna, se abren o cierran según la interacción de tres fuerzas independientes: la presión en el evaporador, la presión ejercida por el resorte del tornillo regulador y la presión ejercida por el fluido del bulbo remoto. En la Figura 3 se muestra el esquema de funcionamiento para válvulas de expansión termostática compensadas externamente.

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

BLESA (2003).

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

externamente

se

diferencia

de

la

válvula

compensada

internamente en que cuenta con un capilar que une la salida de succión del evaporador, con una cámara que se encuentra en la parte inferior del fuelle o diafragma accionado por la presión del bulbo remoto. Esto permite compensar las pérdidas de presión producida por el roce del refrigerante mientras éste fluye por el evaporador. Esta caída de presión, será mayor en evaporadores de mayor tamaño, y puede reducir seriamente la capacidad de superficie del evaporador que podría ser usada para enfriamiento efectivo. 2.5.4 Automatismos del sistema. El sistema de automatización se compone de diferentes dispositivos que permiten el funcionamiento de la instalación frigorífica sin intervención humana, entre los que se cuentan presostatos, termostatos, válvulas solenoides y válvulas reguladoras de presión entre otros.

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DOSSAT (1980), explica que el presostato de baja presión tiene la función principal de poner en funcionamiento el compresor al aumentar la presión en la línea de succión por ingreso de refrigerante a los evaporadores. Funciona como control de seguridad en forma suplementaria al detener el compresor si baja la presión en la succión a un nivel predeterminado, de modo que no se dañe la maquinaria frigorífica. El control de alta presión sólo funciona como elemento de seguridad desconectando el compresor al subir la presión en la descarga, antes que ésta alcance niveles que puedan ocasionar daños en los equipos y uniones de la tubería. El presostato combinado de alta y baja presión puede ser incorporado a la unidad condensadora. ALARCON (2000), indica que el termostato ambiental corresponde a un dispositivo de regulación que provoca la detención y encendido del compresor. Es ubicado al interior de la cámara fría para el control de la temperatura del ambiente en la misma. El elemento sensible debe emplazarse siempre en la corriente de aire en movimiento y no debe ser colocado frente a la puerta ni fijarse directamente en la pared o en la caída de aire frío del evaporador. Si se trata de evaporadores de convección forzada es recomendable colocarlos en el corredor de la pared opuesta a las unidades enfriadoras y a la altura media a la cual se instala el evaporador. DOSSAT (1980), señala que la válvula solenoide es un dispositivo de regulación que permite el cierre automatizado de diversos sectores que componen la maquinaria frigorífica, aislando completamente las secciones en la cual se encuentran instaladas. Esta válvula puede ser controlada por un termostato en un ciclo de bombeo en vacío, regulando la temperatura al interior de la cámara, siendo este tipo de control el más utilizado en cámaras que conservan vegetales en estado fresco. Este ciclo también impide la entrada de refrigerante líquido al compresor y mejora el desescarche del evaporador .

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DOSSAT (1980) y ALARCON (2000), coinciden en que la válvula reguladora de presión es adecuada en instalaciones que requieran control de humedad o que utilizan unidades enfriadoras, evaporadores de aire en los que no se quiera formación de hielo. Se conecta en la succión principal para controlar la presión en todos los evaporadores. 2.5.5 Aparatos anexos al circuito. A la maquinaria frigorífica puede incorporársele diferentes instrumentos que la adaptan de mejor manera para las condiciones de trabajo deseadas y según el tipo de refrigerante utilizado. Estos accesorios permiten la mejora en el rendimiento bajo condiciones de trabajo para la cual se diseñó la instalación. Algunos de estos dispositivos son relatados brevemente a continuación. Los manómetros de baja y alta presión permiten verificar que la maquinaria frigorífica se encuentre dentro de un rango de presiones aceptable para el correcto funcionamiento y pueden ser incluidos junto con la unidad condensadora (ALARCON, 2000). El separador de aceite, señala DOSSAT (1980), generalmente se ubica en la tubería de descarga del compresor, y puede ser incorporado junto a la unidad condensadora. Cumple la función de separar el refrigerante del aceite y regresar este último al cárter del compresor. Según DOSSAT (1980), en muchas instalaciones es frecuente el uso de un calefactor para el cárter del compresor. Si la temperatura del cárter desciende a un valor bajo la temperatura que se tiene en el evaporador, el refrigerante se condensa en el cárter. Esto ocurre sólo durante ciclo de paro del compresor y, por lo general, en períodos invernales, cuando el compresor se encuentra ubicado al aire libre o en bodegas frías. La mezcla de refrigerante con aceite produce un fuerte espumeo a medida que se aumenta la proporción

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de refrigerante, lo cual trae como consecuencia que una cantidad considerable de aceite sea sacada del cilindro hacia el cárter. El calefactor del cárter, en el primer caso, mantiene la temperatura del cárter sobre la temperatura de evaporación del refrigerante; en el segundo caso, al mantener el aceite a una temperatura mayor a la normal, reduce la cantidad de refrigerante que puede disolverse en el aceite. DOSSAT (1980), señala que el filtro deshidratador es imprescindible en instalaciones que funcionan con refrigerantes HFC (ecológicos), HCFC y CFC, debido a que la humedad al interior del circuito por el que fluye el refrigerante en diferentes grados, da lugar a la formación de compuestos altamente corrosivos (generalmente ácidos), los que pueden reaccionar con el aceite lubricante y algunos otros materiales del sistema, incluyendo los metales. Este filtro se puede instalar en la tubería de líquido, al interior de la cámara de refrigeración, ya que al ser la parte más fría tiende a condensar mayor cantidad de la humedad. El visor de líquido, según ALARCON (2000), permite determinar si se encuentra refrigerante vaporizado en la tubería de líquido. Además, si éste cuenta con un indicador de humedad, se detecta el momento en el cual debe ser reemplazado el filtro deshidratador. Otro equipamiento anexo corresponde a válvulas de servicio, válvulas de seguridad, o un flexible antivibración. Éste último reduce el ruido producido por la vibración del compresor durante su funcionamiento, el cual es transmitido y amplificado por el sistema de tuberías. Todos éstos dispositivos pueden ser incorporados en unidades condensadoras (ALARCON, 2000).

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2.6 Recomendaciones en el diseño de tuberías de fluido refrigerante. DOSSAT (1980), considera los siguientes supuestos básicos para el correcto diseño del tendido de tuberías: - asegurar un suministro adecuado a todos los evaporadores, - asegurar el retorno adecuado del aceite al cárter del compresor, - evitar pérdidas excesivas de presión del refrigerante, - evitar la entrada de refrigerante líquido al compresor, - evitar el entrampe de aceite en el evaporador o tubería de succión que dificulten la correcta circulación del refrigerante. Para los refrigerantes CFC, HCFC y HFC se recomienda el uso de tuberías de cobre. DOSSAT (1980), señala que entre sus ventajas sobre otros materiales comúnmente usados se cuenta su peso ligero, resistencia a la corrosión y facilidad de instalación. Para refrigeración sólo deben ser utilizados los tipos K y L. Con presiones de trabajo inferiores a 17 bar pueden ocuparse uniones roscadas en tuberías de diámetro menor a 3 pulgadas. En tuberías de diámetro menor a ½ pulgada puede usarse soldadura suave (95% estaño y 5% antimonio) que se funde a 240°C, mientras que en diámetros mayores se recomiendan soldaduras fuertes (plata y latón) con puntos de fusión desde 550°C. DOSSAT (1980), sugiere que un buen diseño requiere que la tubería sea dimensionada para una caída de presión máxima equivalente a una caída de temperatura de 1,1°K para refrigerantes CFC y HCFC, lo cual es corroborado por ALARCON (2000), que amplia este criterio para refrigerantes HFC. Para amoníaco se admiten pérdidas de presión equivalentes una caída de temperatura de 0,55°K.

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2.6.1 Dimensionamiento de la tubería de succión. Según DOSSAT (1980), el diseño de la tubería de succión es el más crítico. Colocar un tubo de menor diámetro al necesario produce una caída de presión significativa en el refrigerante, lo que disminuye la capacidad y eficiencia del sistema. Si el diámetro se sobredimensiona, se pueden producir velocidades bajas de circulación del fluido, lo cual dificulta el retorno del aceite lubricante al cárter del compresor. En el caso que los evaporadores estén ubicados sobre el nivel del compresor y en el diseño se incluya dejar un declive a lo largo de la tubería horizontal de succión, el retorno del aceite se puede producir por gravedad, por lo que sólo se debe procurar la elección de un diámetro que no provoque una caída de presión importante en la tubería. 2.6.2 Dimensionamiento de la tubería de líquido. DOSSAT (1980), explica que la función del tubo de líquido es entregar refrigerante subenfriado procedente del tanque receptor hasta la válvula del control de flujo refrigerante a una presión suficiente que permita a esta última operar en forma eficiente. El diseño debe evitar la formación instantánea de gas antes de que el líquido llegue a la válvula de expansión, ya que reduce la capacidad de dicha válvula, causa erosión de la aguja y asiento, y conduce a un control errático del refrigerante hacia el evaporador. Para evitar la formación de gas, la presión del líquido en el tubo debe mantenerse por encima de la presión de saturación correspondiente a su temperatura. El mismo autor indica que cualquier aceite arrastrado por la tubería llega hasta el evaporador, por lo cual no es un problema el retorno de aceite al cárter. Agrega que el subenfriamiento del líquido al salir del condensador ayuda a asegurar que no se forme gas en la línea, ya que permite mantener el refrigerante en estado líquido con una caída de presión equivalente al grado térmico de subenfriamiento.

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2.7 Ciclo de bombeo en vacío. Según DOSSAT (1980), el ciclo de bombeo en vacío es indicado especialmente en instalaciones de almacenaje de vegetales, en el que el inicio del ciclo es controlado por la temperatura de la cámara o del producto almacenado. El mismo autor explica que la temperatura del espacio refrigerado, producto o evaporador es controlada directamente por el termostato. Sin embargo, en lugar de activar y detener el impulsor del compresor, el termostato actúa para abrir o cerrar una válvula solenoide instalada en la línea de líquido por lo general cerca de la válvula de expansión. A medida que la temperatura es reducida hasta la temperatura de control, el termostato interrumpe el circuito solenoide cerrando la válvula, con lo cual se detiene el paso de refrigerante a la válvula de control. La operación continua del compresor evacúa el refrigerante hasta la válvula solenoide, con lo cual se reduce la presión de la succión hasta un valor predeterminado, desconectando el control de presión baja, que a su vez interrumpe el circuito motriz del compresor y lo detiene. Cuando la temperatura se eleva a un valor predeterminado el termostato acciona la apertura de la válvula solenoide, permitiendo el libre paso de líquido refrigerante al evaporador. Debido a que el evaporador se encuentra caliente, el líquido es vaporizado rápidamente elevándose la presión de la succión con lo cual se produce la conexión del control de presión baja, cerrando el circuito motriz del compresor y accionando su funcionamiento. La ventaja principal de este ciclo, indicada por DOSSAT (1980), es la reducción de refrigerante absorbido por el compresor con la consecuente disminución en el riesgo de entrada de refrigerante líquido al compresor.

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3 MATERIAL Y METODO

3.1

Descripción del mercado comprador. El diseño de la cámara de refrigeración está basado en los

requerimientos de zanahoria, betarraga y repollo de dos supermercados de la ciudad de Coyhaique, principales destinatarios de los productos. Las cantidades presentadas fueron aportadas en forma directa por ambos supermercados y no corresponden a cifras publicadas. 3.2 Estudio técnico. Incluye los cálculos para dimensionamiento de la cámara de refrigeración, elección de materiales, cálculo de las cargas térmicas y elección de la maquinaria frigorífica. 3.2.1 Capacidad de la cámara de refrigeración. La capacidad de la cámara de refrigeración se determinó de acuerdo a las cantidades requeridas por el mercado comprador durante el período comprendido entre los meses de mayo a diciembre, tiempo en el cual el producto puede ser mantenido en buenas condiciones y sin mayores variaciones en su calidad. Dado que se considera el almacenaje en bins con capacidad de almacenamiento de 1 m3, se procedió a calcular el número de bins requeridos para cada producto según la masa en estado fresco que puede ser almacenada (Anexo 1). 3.2.2 Condiciones ambientales de diseño. Se evaluaron condiciones de temperatura y humedad exterior en base a un registro meteorológico del sector, y condiciones del producto tales como su temperatura de ingreso (basado en la

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temperatura del ambiente en la época de almacenamiento) y las características del embalaje utilizado. Estos datos son necesarios para cálculo de cargas térmicas. Los datos correspondientes a las condiciones ambientales de diseño externas a la cámara de refrigeración fueron procesados en base a registros de la Dirección General de Aeronáutica Civil, Estación Meteorológica del Aeródromo Teniente Vidal, ubicada en el sector El Claro, a 5 km en dirección oeste de la ciudad de Coyhaique. El registro contiene las temperaturas mínima y máxima diarias, humedad relativa y velocidad del viento, correspondiente a datos registrados entre enero de 1991 a diciembre de 1999. Con éstos se obtuvo la temperatura, humedad relativa y velocidad del viento de diseño de la cámara. La temperatura ambiental de diseño, calculada para cada mes, corresponde a la temperatura media histórica máxima, para el periodo que comprende el registro. La temperatura ambiental mínima de diseño calculada corresponde a la mínima temperatura media histórica registrada para el mismo periodo. La humedad relativa de diseño, calculada para cada mes, corresponde a la humedad relativa promedio máxima registrada entre los años 1991 a 1999. La velocidad de diseño del viento calculada, corresponde a la máxima velocidad media registrada entre los meses de marzo a diciembre, durante el período abarcado por el registro meteorológico. Los datos de temperatura de diseño del suelo, medida a 10 cm de profundidad, fueron obtenidos de la estación meteorológica del Centro Regional de Investigaciones Tamel Aike, ubicado en el sector Santa Elena, 32 km al sur

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de la ciudad de Coyhaique, y corresponden a un registro comprendido entre julio de 1997 hasta febrero de 2002. Se tomó como temperatura de diseño el valor máximo de temperatura media ocurrida para el período que comprende el registro. La temperatura de diseño mínima del suelo corresponde al valor mínimo registrado para el mismo período. 3.2.3 Dimensionamiento de la cámara de refrigeración. Las dimensiones de la cámara de refrigeración se realizaron según el número de bins que deben ser almacenados. Se busca tener la mejor distribución de los productos en la cámara, de manera que se exponga la menor superficie con el máximo de volumen. Cuanto menor sea la superficie expuesta, menores serán las ganancias térmicas por superficies. Según la ecuación 3.1 se realizó el cálculo del número de bins de acuerdo a la altura de apilamiento y distribución en el largo y ancho para determinar la cantidad más cercana a los requerimientos. BT = Bh * Ba * Bl

(3.1)

en el que BT , corresponde al número total de bins; Bh, corresponde al número de bins apilados; Ba, equivale al número de bins colocados en el ancho de la cámara y; Bl, corresponde al número de bins colocados en el largo de la cámara. La superficie total se calculó de acuerdo a la sumatoria de las superficies interiores de la cámara (piso, techo y muros), considerando que los

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bins son colocados uno al lado del otro sin dejar espacio entre los mismos, ni espacios entre éstos y las paredes, piso y techo. SMa = 2 * (Bh* h) * (Ba* a)

(3.2)

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

(3.3)

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

(3.4)

En las ecuaciones 3.2, 3.3 y 3.4, los términos h, a y l corresponden a las dimensiones de altura, ancho y largo del bin respectivamente, expresadas en metros. El término SMa corresponde a la superficie de los muros ubicados en la zona ancha de la cámara; SMl equivale a la superficie de los muros ubicados en la zona larga y; SPT a de las superficies de piso y techo. Todas las superficies están expresadas en m2. Dado que no todas las distribuciones generan el mismo número de bins, para que estas sean comparables se determinó el parámetro de número de bins por unidad de superficie para cada distribución (ecuación 3.5), en el cual el área corresponde a la sumatoria de las superficies interiores de cada disposición en particular.

BS =

(S M a

BT + S M l + S PT )

(3.5)

en la que BS corresponde al número de bins por unidad de superficie, siendo ésta última medida en m2. Una vez elegida la distribución, para determinar las dimensiones interiores reales de la cámara de refrigeración, se añadieron dimensiones

29

constantes de espaciamiento entre bins, espaciamiento entre bins y muros y entre bins y techo. Dado que se requiere un pasillo interior para maniobrar con horquilla elevadora, se determinó la ubicación más favorable al interior de la cámara de acuerdo a la alternativa que exponga una menor área. 3.2.4 Especificaciones constructivas. Se determinaron los materiales más adecuados para la instalación así como características constructivas especiales acordes al diseño planteado. Se definió el grosor de los paneles que componen los muros y techo según tablas de recomendación entregadas por el fabricante (Anexo 3), los cuales recomiendan el espesor del panel de acuerdo a la temperatura que se desea mantener al interior de la cámara. 3.2.5 Cálculo de cargas térmicas. Se determinaron las cargas térmicas por superficie, calor de respiración, calor sensible del producto y embalaje al ingresar a la cámara, cambios de aire y por luces según diferentes ecuaciones para el cálculo de estos parámetros. 3.2.5.1 Cálculo de carga por superficies. Según DOSSAT (1980), para el cálculo de cargas térmicas de las distintas superficies se recurre a la ecuación: Qs = A * U * ∆T

(3.6)

en la que Qs corresponde al flujo de calor en kcal/h; A corresponde a la superficie total sobre la que se produce éste flujo de calor expresada en m2; U corresponde al coeficiente total de transferencia de calor según los materiales ocupados, medido en kcal/hm2°C y; ∆T corresponde a las diferencias de

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temperatura de diseño entre el ambiente externo y la temperatura interna que se desea mantener, medida en grados Celsius. Según ASHRAE (1981) y DOSSAT (1980), el ∆T

de diseño de la

ecuación 3.6 debe ser corregido, ya que las superficies que están expuestas al sol tienen una temperatura mayor que aquellas que se encuentran a la sombra. La corrección consiste en adicionar al ∆T, la temperatura de corrección indicada en el Anexo 6, según características de color y ubicación del muro. Debido a que las correcciones del Anexo 6 están referidas al hemisferio norte, para hacer equivalentes estos datos al hemisferio sur se tomaron los datos de corrección de temperatura de “Pared Este” por “Pared Oeste”, “Pared Sur” por “Pared Norte”, y “Pared Oeste” por “Pared Este”. No se corrigió la temperatura de diseño del techo debido a que éste se encontrará bajo sombra, de acuerdo al diseño propuesto en las especificaciones constructivas. Dado que el coeficiente total de transferencia de calor depende de los materiales ocupados, para cada tipo de superficie a analizar se ocupará la ecuación 3.7 (DOSSAT, 1980).

U =

1 ∑ Ri + 1/ hi + 1/ he

(3.7)

en la cual hi y he corresponden a los coeficientes de conductancia superficial interior y exterior respectivamente, medidos en kcal/hm2°C. DOSSAT (1980), señala que Ri corresponde a la resistencia térmica de cada elemento y se determina según la ecuación:

Ri =

xi ki

(3.8)

31

en la cual xi equivale al espesor del material i, expresado en m, y ki corresponde al coeficiente de conductividad térmica del material i, expresado en kcal/hm°C. 3.2.5.2 Cálculo del calor sensible del producto y embalaje. Según DOSSAT (1980), el calor que debe ser retirado del producto, que llega a temperatura de campo y debe disminuirse a la temperatura final de almacenaje, se calcula de acuerdo a la ecuación:

QP =

m * c * ∆T t

(3.9)

en la cual m corresponde a la masa del producto que ingresa diariamente, expresada en kg; c al calor específico en kcal/kg°C; ∆T a la diferencia entre la temperatura de ingreso y la temperatura final del producto en °C; t es el tiempo en el cual debe ser enfriado el producto. Esta ecuación también es válida para calcular el calor que debe ser retirado del embalaje. Para determinar la masa diaria de cada producto que debe ser enfriada, se debe conocer la cantidad total de producto cosechado y el tiempo que dura la cosecha. Esta fue calculada según la ecuación 3.10.

CE =

CT CD

(3.10)

en la que CE es la carga de producto que debe ser enfriada diariamente, expresada en kg/día; CT la cantidad total de producto cosechado, medida en kg; CD es el tiempo de duración de la cosecha, expresado en días.

32

El número de bins que ingresa a la cámara por día, equivale a la carga diaria de enfriamiento dividido por la capacidad del bin para cada producto, por lo que:

BD =

CE CB

(3.11)

donde BD es el número de bins ingresados diariamente y CB es la capacidad de almacenaje del bin expresada en kg, ésta última calculada a partir del Anexo 1. 3.2.5.3 Cálculo de cargas por calor de respiración. Según DOSSAT (1980), para realizar el cálculo de calor de respiración total de los productos (QR) se considera la masa del producto que será almacenado y el calor de respiración producido a la temperatura de almacenaje. En la ecuación 3.10, se detalla la manera de realizar el cálculo. QR = m * cr

(3.12)

en la que m corresponde a la masa de producto al interior de la cámara expresada en toneladas, y cr al calor de respiración de dicho producto medido en kcal/t h. 3.2.5.4 Cálculo de cargas por cambios de aire. El calor que se transmite por cambios de aire de la cámara (QA) es función del volumen de la misma, el calor necesario para enfriar el aire externo y el número de renovaciones del aire. El cálculo se realiza utilizando la ecuación 3.13, entregada por DOSSAT (1980).

33

QA =

V * fv * n 24

(3.13)

en el que V, es el volumen interno de la cámara expresado en m3; fv, el factor de ganancia de calor por cambios de aire en kcal/m3; n corresponde al número de renovaciones de aire de la cámara por día. El valor fv es obtenido para cada mes de acuerdo a la ecuación 3.14 (DOSSAT, 1980). fv = δ * (he – hi)

(3.14)

en la cual δ corresponde a la densidad del aire externo a las condiciones de humedad y temperatura de diseño, en kg/m3; he es la entalpía del aire externo según temperatura y humedad relativa de diseño en kcal/kg; hi es la entalpía del aire al interior de la cámara de refrigeración según las condiciones de humedad y temperatura deseadas, medidas en kcal/kg. 3.2.5.5 Cálculo de cargas por iluminación. Según la luminosidad recomendada por ASAE (1981) para almacenes de alimento y la intensidad de iluminación para tubos fluorescentes dada por SEARS et al. (1998), se realizó el cálculo de luminosidad (L) según la ecuación 3.15, y posteriormente la ganancia térmica por iluminación (QL) según la ecuación 3.16 entregada por DOSSAT (1980).

L=

LR RA

(3.15)

en la cual L corresponde luminosidad requerida medida en W/m2; LR es la luminosidad recomendada, medida en lum/m2; RA es el rendimiento del tubo fluorescente o ampolleta, expresado en lum/W.

34

QL = Pl * 0,86 * 1,25

(3.16)

en la cual QL es el calor total removido (kcal/h); Pl la potencia de alumbrado (W), obtenida del producto entre la luminosidad requerida y la superficie de la cámara de refrigeración; 0,86 es el factor para transformar Watt en kcal/h; y 1,25 es el 25% adicional de calor producido por el partidor del tubo. Las cargas térmicas por personal que ingrese a la cámara o el trabajo realizado por la horquilla elevadora en su interior se omitieron por ser insignificante en la carga total, debido al poco tiempo en que se realizan las labores que en el interior y lo esporádico de las mismas. 3.2.5.6 Análisis de las cargas térmicas calculadas. Durante la cosecha es el momento en el cual se produce la carga térmica máxima. Esto ocurre porque se debe disminuir la temperatura del producto y embalaje desde la temperatura de campo a la temperatura de almacenaje, lo que no se produce en los meses posteriores en los que sólo debe mantenerse la temperatura de almacenaje. Además, al finalizar la cosecha se tiene el momento de máxima acumulación de producto al interior de la cámara, con la consecuente mayor cantidad de carga térmica por respiración. Para determinar la variación de cargas térmicas durante la cosecha se calculó la carga diaria de enfriamiento (calor del producto + calor del embalaje) según el producto y la época de almacenaje. Al ir aumentando la cantidad de producto al interior de la cámara de refrigeración, aumenta de igual manera el calor de respiración a una tasa equivalente a la cantidad ingresada y según el tipo de producto almacenado. La carga horaria de respiración durante la cosecha se calculó para cada día según

35

la sumatoria del calor de respiración de los productos almacenados y el calor de respiración del producto ingresado durante el día. Para el cálculo de la carga térmica total, a la sumatoria de las cargas relativas al producto (respiración diaria y carga de enfriamiento) se le adicionó el valor constante de carga por iluminación y las ganancias térmicas por superficies y cambios de aire. La carga térmica total para la cual deben seleccionarse los equipos corresponde al valor máximo producido durante la cosecha. A la carga térmica total de diseño se le adicionó un 10% como factor de seguridad, según lo recomendado por DOSSAT (1980), y se prorrateó para un tiempo máximo de funcionamiento de la maquinaria de 18 horas por día, de modo que se tenga tiempo suficiente para el deshielo de los evaporadores. Para conocer las variaciones de carga térmica durante los meses de almacenaje, se realizaron los cálculos correspondientes de carga mensual máxima, a los que se le incluyeron el factor de seguridad de 10% y prorrateo de la carga para un tiempo de funcionamiento de 18 horas. Se realizó el cálculo de cargas térmicas para temperaturas ambientales de diseño negativas producidas durante los meses más fríos del año, con el objetivo de determinar el riesgo de congelamiento de los géneros al interior de la cámara y la consecuente necesidad de calefacción para dicho período. Las cargas térmicas mínimas por calor de respiración corresponden a las generadas por la cantidad mínima de producto al interior de la cámara, valor que equivale a la cantidad máxima de producto del mes siguiente. 3.2.6 Análisis comparativo de refrigerantes. Para la comparación de los refrigerantes R-134a y R-404a, se determinaron los parámetros de efecto

36

refrigerante, volumen de refrigerante que debe remover el compresor y el trabajo realizado por el mismo, según ecuaciones entregadas por DOSSAT (1980). Dado que la temperatura del líquido refrigerante al llegar a la válvula de expansión es superior a la temperatura de vaporización, la temperatura del refrigerante deberá reducirse hasta la temperatura de vaporización antes que el líquido pueda vaporizarse en el evaporador. Por tal motivo, al calor latente de vaporización debe restársele el calor sensible para que el refrigerante líquido pase de la temperatura de condensación a la de evaporación. Este enfriamiento se obtiene restando la entalpía del líquido a temperatura de condensación, a la entalpía del líquido a temperatura de evaporación (ecuación 3.17). hl enfr. = hl cond. – hl evp.

(3.17)

El efecto refrigerante real se obtiene restando el calor para enfriamiento de líquido al calor latente de vaporización del gas respectivo, o sea: qe = hfg - hl enfr.

(3.18)

en la cual qe corresponde al efecto refrigerante real, expresado en kJ/kg; hfg es el calor latente de vaporización del fluido refrigerante a la temperatura de evaporación, expresado en kJ/kg; hl enfr. es el calor sensible de enfriamiento del refrigerante desde la temperatura de condensación a la temperatura de evaporación, expresado en kJ/kg. La masa de refrigerante circulado corresponde a la razón entre el flujo de calor que debe ser removido de la cámara y el efecto refrigerante real, por lo que:

37

m=

QT qe

(3.19)

en la que m corresponde al flujo de masa refrigerante expresada en kg/h; QT es la carga térmica total que debe ser removida medida en kcal/h; qe es el efecto refrigerante medido en kcal/kg. El volumen de vapor circulado por unidad de tiempo corresponde al producto entre el volumen específico del gas a la temperatura del evaporador y la masa refrigerante circulada por unidad de tiempo, o sea: VR = v * m

(3.20)

en la cual VR corresponde al volumen total de vapor del fluido refrigerante circulado por unidad de tiempo, expresado en m3/h; v es el volumen específico del vapor a la temperatura de vaporización, expresado en m3/kg; m es la masa total de refrigerante circulado expresado en kg/h y calculado según la ecuación 3.19. El calor teórico de compresión corresponde al trabajo efectuado sobre el vapor para incrementar su energía (entalpía) desde la temperatura de vaporización a la temperatura a la cual será condensado:

qw =

(hv − hc ) 4,18

(3.21)

en la cual qw corresponde al calor teórico de compresión expresado en kcal/kg; hv es la entalpía del vapor a la temperatura de evaporación y hc es la entalpía del vapor a la temperatura de condensación, medidos en kJ/kg; 4,18 es el factor para transformar kJ/kg a kcal/kg.

38

Se calculó un valor más aproximado de la potencia requerida por el compresor, estimada mediante el producto entre el cambio de presión y el volumen de vapor que debe ser desplazado. La ecuación 3.22, entregada por KUNII y LEVENSPIEL (1969), indica la potencia teórica (PT), medida en kW, requerida para la compresión del gas considerándola como proceso isotrópico. PT = (γ/ γ-1) * p1 * V2 * [1 - (p1/p2)(γ-1)/γ]

(3.22)

en la que γ, es la razón entre cp/cv (adimensional); p1 corresponde a la presión de entrada al compresor, p2 es la presión a la salida del compresor, medida en kPa; V2 corresponde al flujo de volumen del gas a la salida del compresor, expresada en m3/s. 3.2.7 Elección de la unidad condensadora. La selección se realizó sobre la base de tablas de rendimiento prediseñadas por el fabricante (Anexo 13). Simultáneamente a la elección de la unidad condensadora se realizó la elección del refrigerante, dado que el rendimiento del equipo varía tanto con el refrigerante ocupado y como con las condiciones de operación requeridas. El equipamiento anexo a la unidad condensadora se seleccionó de acuerdo a las necesidades de la instalación. Los modelos son recomendados por el distribuidor de los equipos. 3.2.8 Selección de unidades enfriadoras. Para la elección de unidades enfriadoras se consideraron los datos de temperatura de evaporación, potencia requerida y requerimientos de circulación de aire de los géneros almacenados, éste último indicado en el Anexo 1. Para la elección de unidades enfriadoras marca Aircoil, los datos de potencia requerida fueron corregidos debido a que el catálogo (Anexo 17)

39

presenta potencias estimadas para D.T. de 7 y 10°C. Estos datos son corregidos según la ecuación 3.23 (AIRCOIL, 2003), entregada por la misma firma para la selección de sus productos.

PC =

PR * ∆Tc ∆Tr * fc

(3.23)

en la que PC es la potencia corregida, medida en kcal/h; PR corresponde al cálculo de carga térmica que debe ser removida del interior de la cámara, medida en kcal/h; ∆Tr corresponde a la diferencia entre la temperatura de evaporación y la temperatura al interior de la cámara, en ºC; ∆Tc corresponde a la diferencia entre la temperatura de evaporación del refrigerante y la temperatura que se desea mantener al interior de la cámara, que en este caso particular entrega valores para un D.T. de 7 y 10°C; fc corresponde al factor de corrección según la frecuencia de deshielos realizadas en el día. 3.2.9 Elección de válvula de expansión. El cuerpo de válvula se selecciona del catálogo indicado en el Anexo 20 según el refrigerante utilizado. Para la elección del orificio de la válvula (Anexo 21), se calculó la potencia frigorífica de cada evaporador. La potencia real de evaporadores trabajando a la temperatura de evaporación requerida, fue calculada despejando el valor de la potencia requerida en la ecuación 3.23. 3.2.10 Dimensionamiento de tuberías para refrigerante. En primer lugar se realizó un listado de accesorios requeridos según esquemas tentativos de las líneas de refrigerante. La elección del diámetro más indicado de la tubería para la capacidad de la instalación se realizó utilizando cuadros prediseñados por los fabricantes

40

de refrigerantes. Estos cuadros definen los diámetros según la capacidad (en kW) para el refrigerante que circula por la tubería, y considera la pérdida de carga por roce en la tubería de la mezcla de refrigerante (gaseoso y líquido) y lubricante, en condiciones de funcionamiento normales. Dado que la tabla está diseñada para una temperatura de condensación de 40°C, la capacidad entregada en el Anexo 22 se corrigió para la temperatura de condensación real multiplicándola por el factor respectivo. Teniendo en cuenta el diámetro de tubería seleccionado, se obtuvo el largo equivalente de los accesorios requeridos para dicho diámetro según el Anexo 23. El largo de los tramos de tubo liso requerido se calculó de acuerdo a las distancias estimadas según un esquema tentativo realizado de acuerdo a la ubicación de los componentes de la maquinaria frigorífica en la instalación. La suma entre el largo de tubo recto y el largo equivalente de los accesorios corresponde al largo total estimado de la tubería. La caída de presión para la línea de succión fue calculada según la ecuación 3.24, entregada por SOLKANE (2003). 1,8

∆Treal

L  Q  = 1º K *  real  *  real   25m   Qtabla 

(3.24)

El término ∆Treal corresponde al equivalente de caída de presión del refrigerante por fricción expresado como caída de temperatura del refrigerante medido en grados Kelvin para un determinado tramo; la pérdida de roce sobre la cual está confeccionado el Anexo 22 es de 1°K por 25 metros de longitud de tubería, por lo cual estos valores son incorporados en la ecuación; Lreal es el largo total de cada tramo de tubería expresado en metros, e incluye el largo equivalente de los accesorios; Qreal corresponde a la potencia refrigerante que

41

fluye en cada tramo de la tubería, expresado en kW; Qtabla corresponde a la potencia refrigerante indicada en el Anexo 22, expresada en kW. La caída de presión por roce de la línea de líquido fue calculada según la ecuación 3.25, entregada por SOLKANE (2003).

∆Pr =

∆Ptabla * Lreal Ltabla

(3.25)

en la que ∆Pr, corresponde a la caída de presión por roce; ∆Ptabla es la caída de presión para la cual está confeccionada la tabla (875 Pa); Lreal es el largo total de la tubería de líquido, expresada en metros, y; Ltabla es el largo en el cual está basada la pérdida de carga de la tabla (1 m). La presión estática debido a la elevación vertical corresponde al producto entre la densidad del refrigerante (a la temperatura de condensación) y la distancia total de elevación vertical (DOSSAT,1980).

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

(3.26)

en la cual, ∆Pestática corresponde a la presión estática del refrigerante; ρ corresponde a la densidad del refrigerante a la temperatura de condensación y; h es la altura estimada a la que debe ser elevado el refrigerante, equivalente a la diferencia de altura entre el tanque de líquido y la válvula de expansión. La caída de presión total de la línea es equivalente a la suma de las caídas de presión por roce y por elevación vertical de los tramos más desfavorables.

42

3.2.11 Selección de dispositivos automáticos. Se eligieron diferentes dispositivos para el control automatizado de la instalación, requeridos paras las condiciones de funcionamiento que exigen los productos. La

elección

del

termostato

se

realizó

sobre

la

base

de

recomendaciones de uso dadas por el fabricante (Anexo 24). La elección de la válvula solenoide se realizó según el caudal de vapor refrigerante circulado, sobre el cual se seleccionó la válvula de tablas prediseñadas por el fabricante (Anexo 25). La válvula reguladora de presión fue seleccionada según el diámetro de la tubería de succión (Anexo 26). 3.2.12 Aparatos anexos al circuito. Se seleccionaron distintos implementos según requerimientos de la instalación. El filtro deshidratador, visor de líquido y válvulas de paso son seleccionados de acuerdo al diámetro de la tubería en la cual serán instalados (Anexos 27, 28 y 29). 3.2.13 Esquema fluídico. La simbología utilizada corresponde a la entregada por RAPIN y JAQUARD (1999). Dichos autores se basaron en símbolos normalizados por ASHRAE en lo referente a aparatos y dispositivos frigoríficos y en la normativa francesa E 04051 en lo referente a grifería. 3.3 Cálculo de costos asociados a la cámara de refrigeración diseñada. Se realizó el estudio de los costos de inversión y costos por consumo anual de energía eléctrica asociados al funcionamiento del compresor, por ser

43

los implementos que generan el mayor consumo de energía de la instalación diseñada. 3.3.1 Costos de inversión. Los costos totales de inversión de la instalación incluyen los costos de materiales de construcción (colocados en la ciudad) y costos de construcción de la cámara de refrigeración. Además, se determinaron las proporciones de los distintos componentes en el costo total de inversión. Se determinaron los costos relativos a la maquinaria frigorífica (puesta en la ciudad) y las proporciones de los equipos, incluyéndose los costos de la maquinaria y los distintos dispositivos, además de los costos de instalación de los equipos. Los costos de materiales de construcción y máquinas corresponden principalmente a cotizaciones proporcionadas por empresas de la Región Metropolitana y de la ciudad de Coyhaique, las cuales fueron realizadas durante el mes de junio de 2003. A las cotizaciones realizadas en la Región Metropolitana se le adicionó el recargo por transporte a la ciudad de Coyhaique. 3.3.2 Costos por consumo de energía eléctrica. Se calcularon los costos por consumo de energía eléctrica según el uso horario anual derivado exclusivamente del ciclo de funcionamiento del compresor. Los artefactos en funcionamiento con consumo de energía relevante, corresponden a los motores eléctricos del compresor y motores eléctricos de los ventiladores del condensador y de los evaporadores. Su uso horario se calculó según la carga térmica horaria máxima mensual que debe ser removida de la cámara.

44

La carga térmica horaria durante la cosecha fue calculada según el promedio de las cargas horarias para cada día. Se determinó la carga térmica durante el almacenaje en el mes de abril por la diferencia entre la carga máxima durante la cosecha y la carga térmica por calor a retirar del bin y el producto almacenado para ese día. Todas las cargas están expresadas en kcal/h y fueron transformadas a Watt. Para el cálculo de costos no se incluye el factor de seguridad de 10% ni se prorratean las cargas para un funcionamiento diario de 18 horas. Dichos factores son sólo recomendados para la elección de la maquinaria frigorífica según lo indicado por DOSSAT (1980). Dado que las cargas están expresadas en Watt, fueron multiplicadas por 24 h/día para obtener la carga en W-h/día (QTi). El cálculo de horas de funcionamiento de la maquinaria por día (TF), corresponde la relación entre la carga diaria y la capacidad del compresor (ecuación 3.27). La capacidad frigorífica del compresor (QC), el cual se encuentra integrado a la unidad condensadora, fue estimada por interpolación de los valores indicados en el Anexo 13, para una temperatura de condensación de 30°C, y se encuentra medida en W.

TF =

QTi QC

(3.27)

Las horas anuales de funcionamiento durante la cosecha se estimaron según el producto entre los días de duración de la cosecha (34 días) y las horas de funcionamiento por día de la maquinaria.

Las horas anuales de

funcionamiento durante el periodo de almacenaje en el mes de abril, se calcularon según el producto entre el número de días que se ocupa para tales efectos (15 días) y las horas de funcionamiento por día. Las horas anuales para

45

los meses de mayo a diciembre se calcularon por el producto entre el número de días del mes respectivo, es decir 30 ó 31 días según corresponda, y las horas de uso diario para cada mes en particular. Los costos anuales por consumo de energía se determinaron según el producto entre la potencia de cada motor (kW), el tiempo anual de funcionamiento (h) y el costo por consumo de energía (kW-h). En motores se considera el costo por consumo de energía según tarifa AT3, indicada para el año del estudio. El costo total anual por concepto de energía eléctrica corresponde a la suma entre los costos por energía consumida anualmente, costos por potencia contratada y costo fijo por cliente. El costo de potencia contratada se calculó según el requerimiento de un transformador de 10 kW, cuyo arriendo se estimó por un periodo de 12 meses al tratarse de un contrato obligatoriamente anual. De la razón entre el costo total anual por consumo de energía eléctrica y la masa total almacenada se obtuvo el aumento del precio del producto por unidad de peso (ecuación 3.28).

ACP =

CAE MPA

(3.28)

donde ACP es el aumento del costo del producto, en $/kg; CAE corresponde al costo anual por consumo de energía eléctrica, en $; MPA corresponde a la masa total de producto almacenado, expresada en kg.

46

4 PRESENTACION Y DISCUSION DE RESULTADOS

4.1 Descripción del mercado comprador. En el Cuadro 1 se muestra la demanda actual aproximada en forma mensual de los productos considerados en el diseño de la cámara de refrigeración, para ambos supermercados. CUADRO 1. Cantidades aproximadas mensuales requeridas por los supermercados. Temporada

Baja

Alta

Mes Abril Mayo Junio Julio Agosto Septiembre

Octubre Noviembre Diciembre Enero Febrero Marzo Total anual

Zanahoria (kg) 8.820 8.820

Betarraga (kg) 840 840

Repollo (Unid.) 3.650 3.650

8.820 8.820 8.820 8.820

840 840 840 840

3.650 3.650 3.650 3.650

9.800 9.800 9.800 9.800 9.800 9.800 111.720

1.630 1.630 1.630 1.630 1.630 1.630 14.820

6.810 6.810 6.810 6.810 6.810 6.810 62.760

Se estima que el periodo de almacenaje de los productos en la cámara de refrigeración debiera prolongarse desde inicios de la cosecha (segunda semana de marzo) hasta finales de diciembre, tiempo en el cual se pueden mantener las hortalizas sin mayores variaciones en su calidad. La cantidad almacenada corresponderá a la demanda estimada entre los meses de mayo

47

hasta diciembre, época de baja oferta de producto fresco en buenas condiciones. 4.2 Estudio técnico. El análisis de los parámetros técnicos define las características de las dimensiones y materiales de construcción más adecuados para la cámara refrigeración, así como el sistema de refrigeración que debe ser empleado según las condiciones ambientales exteriores y el tipo de producto que es almacenado en su interior. 4.2.1 Capacidad de la cámara de refrigeración. Dado que la demanda de los productos equivale a un periodo de ocho meses (cinco meses de temporada baja y tres meses de temporada alta), las cantidades que deben ser almacenadas son de 73.500 kg de zanahoria, 9.100 kg de betarraga y 38.650 unidades de repollo. Considerando un peso promedio por unidad de repollo de 1,6 kg aproximadamente, se almacenaría el equivalente a 61.900 kg. Se prefiere almacenaje en bins en lugar de almacenaje a granel debido a que se guardarán distintos productos en su interior que deben mantenerse separados, además de sus múltiples ventajas mencionadas en el Capítulo 2. Se utilizan bins de 1,22 x 1,22 m de base y 0,91 m de altura, el cual cuenta con un volumen aprovechable de 1 m3 aproximadamente. Según el Anexo 1, se pueden almacenar 500 kg de repollo, 550 kg de zanahoria y 600 kg de betarragas en un m3, que equivale a la cantidad que se puede almacenar efectivamente por bins. Dividiendo la masa total de cada producto que será cosechado, por el peso que sostiene cada bins por producto, se obtiene el número de bins que serán ocupados para cada género, y la suma de estos indica la cantidad total

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de bins que serán almacenados. En el Cuadro 2 se muestra el número de bins necesarios por cada producto. CUADRO 2. Cálculo de número de bins totales que ingresan en la cámara a diseñar. Producto

Total (kg)

Zanahoria Betarraga Repollo Total

73.500 9.100 61.900 144.500

Masa de producto por bin (kg) 550 600 500 -

N° de bins 134 16 124 274

La capacidad de la cámara debe tener un volumen que permita almacenar alrededor de 274 bins, equivalentes a 73.500 kg de zanahoria, 9.100 kg de betarraga y 61.900 kg de repollo. 4.2.2 Condiciones de diseño. El Cuadro 3 muestra las condiciones exteriores de diseño durante los meses de funcionamiento de la cámara a proyectar, como temperatura (ambiental y del suelo) y humedad relativa. Se incluyen las temperaturas de diseño mínimas (ambiental y del suelo) para los meses más fríos del año. Para el cálculo del coeficiente de convección externo se considera una velocidad de viento de diseño de 40 km/h. El Cuadro 4 muestra las condiciones de ingreso de los distintos productos, mientras que el Cuadro 5 las condiciones de ingreso del embalaje según el mes en el cual son almacenados.

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

Temperatura Temperatura Humedad Temperatura Temperatura de diseño mínima Relativa de diseño del mínima de ambiental ambiental de Promedio suelo (°C) diseño del (°C) diseño (°C) (%) suelo (°C) Marzo 19,4 72,8 9,1 Abril 16,0 76,0 7,8 Mayo 15,0 -2,4 83,2 5,4 1,6 Junio 11,1 -15,0 86,0 3,5 -1,5 Julio 13,5 -11,0 84,0 2,0 -1,5 Agosto 12,4 -4,0 77,3 2,4 -0,5 Septiembre 14,0 73,3 2,8 Octubre 16,0 68,2 6,2 Noviembre 19,0 67,6 8,0 Diciembre 22,0 66,3 10,0 -

CUADRO 4. Condiciones térmicas de los productos al ingresar a la cámara. Tipo de producto Zanahoria Betarraga Repollo

kg de producto por bin Temperatura de ingreso (° C) 550 9,1 600 9,1 500 16

CUADRO 5. Condiciones térmicas del embalaje según época de ingreso a la cámara de refrigeración. Tipo de embalaje Bin marzo Bin abril

Peso (kg)

Dimensiones (m)

110 110

1,22 x 1,22 x 0,91 1,22 x 1,22 x 0,91

Temperatura de ingreso (° C) 19,4 16

La cámara comienza a funcionar durante el mes de marzo (época de cosecha de las raíces, las que serán enfriadas a medida que ingresan a la cámara), y termina en el mes de diciembre, por lo cual sólo se consideran las

50

temperaturas (ambiental y del suelo) y humedad relativa de diseño para éste periodo. La temperatura de ingreso de las raíces corresponde a la temperatura del suelo a 10 cm de profundidad durante el periodo de cosecha realizada en el mes de marzo, mientras que la temperatura de ingreso del repollo corresponde a la temperatura de diseño durante la cosecha realizada en el mes de abril. No se considera el efecto de un alza de temperatura de las raíces antes de ingresar a la cámara, ya que éstas se irán guardando inmediatamente en la medida que los bins sean llenados por los productos. 4.2.3 Dimensionamiento de la cámara de refrigeración. Se busca tener la mejor distribución de los productos en la cámara, de manera que se exponga la menor superficie con el máximo de volumen. Cuanto menor sea la superficie expuesta, menores serán las ganancias térmicas por superficies. En el Cuadro 6 se muestran diferentes formas de distribución de los bins, el volumen requerido y la superficie expuesta según la disposición, calculados de acuerdo a las ecuaciones 3.1, 3.2, 3.3, 3.4 y 3.5. CUADRO 6. Análisis de número de bins, volumen y superficie expuesta según el tipo distribución realizada. D istrib ució n d e lo s b ins A lto A ncho L a rg o 4 4 18 4 5 14 4 6 12 4 7 10 4 8 9 5 4 14 5 5 11 5 6 10 5 7 8

N° b ins 288 280 288 280 288 280 275 300 280

V o lum e n en m³ 390 379 390 379 390 379 372 406 379

S up e rficie N° b ins / to ta l (m ²) sup . to ta l 4 0 9 ,7 0 ,7 0 3 3 7 7 ,1 0 ,7 4 2 3 7 4 ,2 0 ,7 7 0 3 5 9 ,4 0 ,7 7 9 3 6 5 ,3 0 ,7 8 8 3 6 6 ,5 0 ,7 6 4 3 4 1 ,4 0 ,8 0 6 3 5 6 ,2 0 ,8 4 2 3 3 3 ,2 0 ,8 4 0

51

Del análisis del Cuadro 6, se concluye que la distribución que más se ajusta a las necesidades es apilar 5 bins y colocar 7 bins de ancho, por 8 bins de largo. Esta distribución excede en 6 bins la cantidad requerida, lo cual es deseable por permitir almacenar cualquier pequeño incremento que se tenga en la producción o la demanda del producto. Las otras alternativas interesantes son: (1) apilar 4 bins y colocar 7 bins de ancho y 10 de largo; (2) apilar 5 bins y colocar 5 de ancho y 11 de largo y; (3) apilar 5 bins de alto, colocar 6 bins de ancho y 10 bins de largo. La primera alternativa se descartó debido a que aunque permite almacenar 280 bins (al igual que la alternativa elegida), la distribución presentada expone una mayor superficie al exterior, lo cual no es deseado debido a la ganancia de carga térmica por paredes. La segunda alternativa fue descartada debido a que se ajusta excesivamente a los requerimientos, lo que perjudicaría cualquier pequeño incremento en la cantidad de hortalizas que se almacenen. Además, a diferencia de la alternativa escogida, ésta alternativa presenta un ligero incremento en el área expuesta por la cámara, aún teniendo menor número de bins para almacenar. La tercera alternativa se descartó por exceder la cantidad requerida para almacenar, aunque tiene una mejor relación de bin por superficie expuesta. Si se considera que para efectos de cálculos posteriores se dejará un pasillo interior de 3,4 metros de ancho (para maniobrar con horquilla elevadora), el cual puede ser usado en gran parte para almacenar o amortiguar aumentos de cantidad de producto, ésta alternativa excedería aún más la capacidad volumétrica de la cámara.

52

Debido a que la distribución elegida excede en 6 bins a la cantidad estimada para almacenar, para efectos de cálculos posteriores se asignan dos bins a la cantidad total de zanahorias, un bins adicional a la cantidad de betarraga y 3 bins a la cantidad de repollo. La capacidad de almacenamiento en unidad de peso de la cámara sería de 74.800 kg de zanahoria (136 bins x 550 kg/bin), 10.200 kg de betarraga (17bins x 600 kg/bin) y 63.000 kg de repollo (126 bins x 500 kg/bin) Dado el tamaño estimativo de la cámara, para el diseño se considera un apilamiento de cinco bins; espacio entre bins y techo de 0,5 m; espacio entre bins y muros de 0,6 m y; espacio entre bins de 0,15 m. Se debe dejar un pasillo interior de 3,4 m de ancho, para facilitar la carga y descarga con horquilla elevadora. CUADRO 7. Detalle de medidas de espaciamiento y medidas para la distribución elegida según dimensiones de los bins. Condiciones de diseño Separación entre bins Separación bin-muro Separación bin-techo Altura 5 bins sin espaciamiento Ancho 7 bins sin espaciamiento Largo 8 bins sin espaciamiento Ancho pasillo de entrada Numero de bins en altura Numero de bins en ancho Numero de bins en largo Número total de bins

Distancia (m) 0,15 0,60 0,50 4,55 8,54 9,76 3,40 5 7 8 280

Utilizando las distancias de separación del Cuadro 7, se determina el largo, ancho y altura total interior de la cámara de refrigeración, las cuales se

53

encuentran en el Cuadro 8. El pasillo interior puede ser ubicado tanto en el ancho de la cámara, como en el largo. De este cuadro, se desprende que la mejor distribución, manteniéndose constante la altura, es colocar el pasillo en el largo de la cámara, ya que expone una menor área para las necesidades de almacenamiento requeridas. CUADRO 8. Dimensiones interiores de la cámara y área total expuesta según ubicación del pasillo. Dimensiones Altura (m) Ancho (m) Largo (m) Area del piso y techo (m²) Area paredes ancho (m²) Area paredes largo (m²) Area total (m²) Volumen interior (m³)

Pasillo Ancho

Pasillo Largo

5,05 13,89 12,01 333,6 140,3 121,3 595,2 842,4

5,05 10,64 15,26 324,7 107,5 154,1 586,3 820,0

Considerando los espacios entre bins, muros y pasillos interiores, las dimensiones reales internas de la cámara corresponden a las indicadas en el Cuadro 8. En las Figuras 4 y 5 se muestra el detalle del dimensionamiento de la cámara según la distribución elegida. Las dos hileras de bins ubicadas al centro indican la cantidad adicional que puede ser almacenada en el pasillo.

54

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

FIGURA 5.

Vista en elevación y dimensiones de la cámara.

55

4.2.4 Especificaciones constructivas. Se detallan las características de los materiales ocupados en la construcción de la cámara de refrigeración. Para la construcción de muros y techo se eligen paneles Rudnev (Anexo 3) de 100 mm de espesor, recomendado por el fabricante para cámaras con temperaturas interiores de 0°C. Se elige un panel de tipo autosoportante, con sistema machihembrado de unión lateral (Figura 6), constituido por un núcleo de poliestireno expandido de 100 mm de espesor, recubierto por ambas caras con una lámina de acero galvanizado y prepintado de 0,5 mm de espesor. La barrera de vapor está constituida por la lámina de acero exterior. Este panel presenta las siguientes ventajas, respecto a construcción de albañilería: −

permite fácil montaje, lo que minimiza tiempo para la entrada en funcionamiento de la cámara de refrigeración,

−

sus materiales otorgan resistencia mecánica (frente a esfuerzos de pandeo, flexión y cargas de viento), y resistencia a la corrosión,

−

las uniones entre paneles evitan los puentes térmicos,

−

dados los materiales ocupados y el tipo de unión entre paneles, se asegura la hermeticidad de la cámara, minimizando el intercambio térmico con el exterior, y protegiendo al producto tanto de enfermedades como de plagas. Los muros se empotran sobre una base de cemento, mediante ángulo

de aluminio anodizado y remaches POP, y las uniones de las esquinas son realizadas mediante perfil ángulo y remaches POP (Figura 7). Los paneles del

56

cielo son colgados mediante un sistema de suspensión (Figura 8), constituido por discos de aluminio, perno de poliamida central, tensor, cadena y grilletes de alta seguridad con resistencia de 400 kg de carga de trabajo.

FIGURA 6. Detalle de unión machihembrada entre paneles. FUENTE:

AISLAPOL (2003).

FIGURA 7. Detalle de unión panel-piso y panel-muro o panel-cielo. FUENTE:

AISLAPOL (2003).

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FIGURA 8. Detalle del sistema de sujeción del cielo. FUENTE:

AISLAPOL (2003).

El piso estará constituido en su parte inferior por una capa de polietileno de 0,4 mm de espesor como sello de vapor, sobre la cual se colocará un radier de 200 mm de espesor, luego un núcleo de poliestireno expandido de densidad 30 kg/m3 y espesor de 50 mm, más una losa de hormigón armado de 100 mm de espesor. Las especificaciones técnicas dadas por AISLAPOL (Anexo 2), señalan que la resistencia a la compresión del poliestireno expandido de densidad 30 kg/m3 es de 1kg/cm2. La presión máxima ejercida por una columna de 5 bins con producto es de 3.100 kg/m2. La presión ejercida por el hormigón armado de 100 mm es de 270 kg/m2. La presión total ejercida por los productos y el piso de hormigón es de 3.370 kg/m2 ó 0,38 kg/cm2, por lo cual la resistencia a la compresión del aislante es casi tres veces mayor a la carga ejercida sobre éste.

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Se elige una puerta de apertura manual de corredera, de 2,1 m de ancho y 2,7 m de alto. Cuenta con una aislamiento de poliuretano expandido de 80 mm de espesor, recubierto por láminas de acero galvanizado prepintado de 0,5 mm de espesor. Incluye marco autosoportante y resistencia eléctrica que impide la formación de escarcha entre la puerta y el marco. Se requiere una estructura metálica externa con el objetivo principal de sujetar los paneles que componen el techo (Figura 9).

FIGURA 9. Detalle de galpón exterior para cámaras de refrigeración elaborada con paneles prefabricados.

4.2.5 Cálculo de cargas térmicas de la cámara de refrigeración. Estos cálculos están realizados mensualmente para el periodo de almacenamiento de los productos al interior de la cámara de refrigeración, de manera de conocer tanto los requerimientos máximos de energía como la variación del gasto mensual para la correcta elección de la maquinaria frigorífica. 4.2.5.1 Cálculo de carga por superficies. Para el cálculo de cargas térmicas de las distintas superficies se recurre a la ecuación 3.6; dado que el coeficiente total de transferencia de calor depende de los materiales ocupados, para cada

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tipo de superficie a analizar se utilizó la ecuación 3.7; la resistencia térmica de cada elemento se realiza utilizando la ecuación 3.8. Los coeficientes de conductividad térmica y de conductancia térmica fueron obtenidos de los Anexos 3 y 4. Los coeficientes de conductancia superficial para aire tranquilo y aire en movimiento (40 km/h) fueron obtenidos del Anexo 5, en el cual las velocidades de circulación de aire están expresadas en millas/h y los coeficientes de conductancia superficial, denominado como f, en btu/hpie2°F, por lo que las unidades fueron ajustadas a su equivalente en km/h y kcal/hm2°C respectivamente. En el Cuadro 9 se encuentran las características térmicas de los materiales que componen los muros y techo (paneles Rudnev), y los coeficientes de convección según la velocidad de circulación del aire externo e interno de la cámara. CUADRO 9. Cálculo del coeficiente total de transmisión de calor y resistencia térmica para materiales de muros y techo. Material Lámina acero galvanizado (ext.) Poliestireno expandido Lámina acero galvanizado (int) Coeficiente de convección Externo (aire a 40 km/h) Interno (aire tranquilo)

k (kcal/hm°C) Espesor (m) 46 0,0005 0,041 0,100 46 0,0005

C 92000 0,41 92000 h 33,0 9,0 R= U=

1/C 0,00001 2,45700 0,00001 1/h 0,030 0,111 2,598 0,385

Utilizando la ecuación 3.8, se obtuvieron las resistencias térmicas de cada material. La resistencia térmica total del muro, que se obtiene sumando la resistencia térmica de cada material y los coeficientes de convección,

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corresponde a 2,57 hm2°C/kcal. El coeficiente total de transmisión de calor se obtuvo utilizando la ecuación 3.7, y corresponde a 0,389 kcal/hm2°C. En el Cuadro 10 muestran las características térmicas del piso. Los cálculos se realizaron con el mismo procedimiento utilizado en el caso de muros y techo. En este caso no se incluye el coeficiente de convección externo, debido a que el efecto del movimiento de aire en el suelo se considera nulo para efectos de cálculo. CUADRO 10. Cálculo del coeficiente total de transmisión de calor y resistencia térmica para piso. Material Radier Hormigón Aislación Coeficiente de convección Interno (aire tranquilo)

k (kcal/hm°C) Espesor (m) 0,799 0,200 0,997 0,100 0,041 0,050

C 3,995 9,970 0,814 h 9,0 R= U=

1/C 0,250 0,100 1,229 1/h 0,111 1,690 0,592

El Cuadro 11 muestra las características térmicas de la puerta calculada del mismo modo que en el caso de muros y techo. CUADRO 11. Cálculo del coeficiente total de transmisión de calor y resistencia térmica de la puerta. Material Lámina acero galvanizado (ext.) Poliuretano expandido Lámina acero galvanizado (int) Coeficiente de convección Externo (aire a 40 km/h) Interno (aire tranquilo)

k (kcal/hm°C) Espesor (m) 46 0,0005 0,029 0,080 46 0,0005

C 92000 0,3625 92000 h 33,0 9,0 R= U=

1/C 0,00001 2,75862 0,00001 1/h 0,030 0,111 2,900 0,345

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Los datos obtenidos de coeficiente de transmisión total de calor, área de cada una de las superficies, y las diferencias de temperatura entre el exterior e interior de la cámara son ordenados en los Cuadro 12. Se corrigieron las temperaturas de diseño por mes (∆T) según la tolerancia por radiación solar referidas en el Anexo 6. De acuerdo a la temperatura de diseño exterior e interior, a las dimensiones de la cámara y al coeficiente de transferencia de calor de los materiales, se obtuvo la carga térmica total de las superficies de la cámara para cada mes (Cuadro 13). Los cálculos fueron realizados utilizando la ecuación 3.6. 4.2.5.2 Cálculo de carga térmica del producto y embalaje. La carga dependerá en gran parte de la frecuencia de entrada de los distintos productos a la cámara. La betarraga es cosechada durante la primera semana de marzo, la zanahoria desde la segunda semana de marzo hasta principios de abril y el repollo es cosechado durante la primera quincena de abril. La carga diaria de cada producto que debe ser enfriada expresada en kg/día, fue calculada utilizando la ecuación 3.10. El número de bins que ingresa a la cámara por día se calcula utilizando la ecuación 3.11. El resumen de los cálculos efectuados de las ecuaciones 3.10 y 3.11 para cada producto cosechado se indican en el Cuadro 14.

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63

CUADRO 14. Cálculo del número de bins con productos que ingresan a la cámara diariamente durante el periodo de cosecha. Producto Betarraga Zanahoria Repollo

Total cosechado (kg) 10.200 74.800 63.000

Duración de la cosecha (días) 6 14 14

Carga diaria de enfriamiento (kg) 1.700 5.343 4.500

N° bins de prod. 2.83 9,72 9

El número de bins que ingresa a la cámara se aproxima al entero, por lo cual, deben modificarse las cantidades totales que entran diariamente y, en consecuencia, se modifica la masa total de producto que será almacenado. El Cuadro 15 contiene las cantidades definitivas que podrán ser almacenadas. CUADRO 15. Cálculo para la capacidad total de producto que ingresa a la cámara, según aproximación al entero en el número de bins. Producto Betarraga Zanahoria Repollo Total

N° bins de Carga diaria de producto/día enfriamiento (kg) 3 1.800 10 5.500 9 4.500 -

Duración de cosecha (días) 6 14 14 34

Capacidad total (kg) 10.800 77.000 63.000 150.800

Según las cantidades calculadas en el Cuadro 15, del producto entre el número de bins ingresados diariamente y la duración de la cosecha para cada género en particular, se deduce que se almacenaría un total de 18 bins de betarraga, 140 bins de zanahoria y 126 bins de repollo, lo que corresponde a un total de 284 bins. El espacio está diseñado para 280 bins, pero en el pasillo es posible almacenar 50 bins más, por lo que no existe problema para almacenar los 4 bins que exceden la capacidad de diseño.

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Dado que el producto entra en pequeñas cantidades a la cámara y la cosecha está programada para que ingrese un tipo de producto por el lapso de la cosecha, la cámara enfriará rápidamente los primeros bins de producto y el enfriamiento se irá haciendo más lento en la medida que se necesite remover mayor calor de respiración. El calor que debe ser retirado del producto, que llega a temperatura de campo, debe bajarse a la temperatura final de almacenaje y se calcula de acuerdo a la ecuación 3.9. El calor específico en kcal/kg°C es obtenido del Anexo 7 para los productos y el embalaje. En el Cuadro 16 se muestra la cantidad de calor que debe ser removida para cada producto y el embalaje. En el caso del calor que debe ser retirado diariamente del embalaje, se incluye el cálculo de carga térmica para un número de 3, 10 y 9 bins, requeridos para almacenar betarraga, zanahoria y repollo, respectivamente. Las temperaturas de ingreso del embalaje varían según la temperatura de diseño del mes en el cual son almacenados. CUADRO 16. Cálculo del calor sensible que debe ser retirado diariamente de los productos y embalaje. P roduc tos y em balaje B etarraga Zanahoria Repollo B in m arz o x 3 B in m arz o x 10 B in abril x 9

M as a diaria (k g) 1800 5500 4500

Calor es pec ífic o (k c al/k g °C) 0,870 0,869 0,871

∆ T (°C)

330 1100 990

0,530 0,530 0,530

19,4 19,4 16,0

9,1 9,1 16,0

Tiem po de Calor a retirar enfriam iento (h) (k c al/h) 24 594 24 1.812 24 2.613 24 24 24

141 471 350

Según la cantidad de producto que debe ser almacenado, la carga térmica diaria de bins con producto corresponderá a la suma de la carga térmica del producto y la carga térmica de los bins requeridos por producto según la época de cosecha.

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4.2.5.3 Cálculo de cargas por calor de respiración. Para realizar el cálculo de calor de respiración total de los productos (Qr) se utiliza la ecuación 3.12. En el Anexo 8, se encuentra el calor de respiración para los distintos productos. Las cantidades de producto varían cada mes, ya que durante la cosecha ingresan las hortalizas a la cámara de forma constante y en cantidades relativamente grandes, mientras que en los meses siguientes se comercializan los productos disminuyendo las cantidades a una menor tasa que la intensidad de ingreso del producto y, en consecuencia, disminuye el calor de respiración. La disminución de producto al interior de la cámara se produce a una tasa menor durante los meses de temporada baja

y mayor en los meses de

temporada alta (Cuadro 1). Para el cálculo de la masa mensual de producto, se consideraron las proporciones entre las cantidades transadas durante la temporada baja y temporada alta. Con estas proporciones, según las cantidades finales consideradas para el diseño, se determinan las cantidades mensuales de cada producto que quedan en la cámara. En el Cuadro 17 se detallan las cantidades máximas de producto para cada mes, el calor de respiración de cada producto y las cargas máximas de respiración por mes.

66

67

4.2.5.4 Cálculo de carga térmica por cambios de aire. El cálculo se realiza utilizando la ecuación 3.13. Según el Cuadro 8, el volumen interior corresponde a 820 m3. Del Anexo 9, el valor n para dicho volumen corresponde a 2,8 renovaciones por día. El valor fv es obtenido para cada mes, de acuerdo a la ecuación 3.14. De la carta psicrométrica del Anexo 10, se obtuvo el volumen específico del aire en lb/pie3, y la entalpía en btu/lb, cuyas unidades fueron ajustadas al sistema métrico (kg/m3 y kcal/h respectivamente). El Cuadro 18 muestra las condiciones ambientales de diseño y los valores de densidad y entalpía del aire para cada mes. En el Cuadro 19 se muestra la carga total por cambios de aire para cada mes según la ecuación 3.13. CUADRO 18. Condiciones de entalpía y densidad del aire exterior para cada mes y condiciones para el aire al interior de la cámara. Mes

Temperatura de Humedad Volumen esp. diseño (°C) Relativa (%) (m³/kg)

Densidad (kg/m³)

Entalpía (kJ/kg)

Entalpía (kcal/kg)

Marzo Abril Mayo Junio Julio Agosto Septiembre Octubre Noviembre Diciembre

19,4 16,0 15,0 11,1 13,5 12,4 14,0 16,0 19,0 22,0

72,8 76,0 83,2 86,0 84,0 77,3 73,3 68,2 67,6 66,3

0,84 0,83 0,83 0,81 0,82 0,82 0,82 0,83 0,84 0,85

1,19 1,20 1,21 1,23 1,22 1,22 1,22 1,21 1,19 1,18

46 38 38 29 35 30 33 36 43 50

11 9 9 7 8 7 8 9 10 12

Condición Interior

0,0

95,0

0,83

1,20

9

2

68

CUADRO 19. Cálculo de carga térmica por cambios de aire para cada mes. Mes

fv (kcal/m³)

Marzo Abril Mayo Junio Julio Agosto Septiembre Octubre Noviembre Diciembre

11 8 8 6 8 6 7 8 10 12

Volumen de la cámara (m³) 820 820 820 820 820 820 820 820 820 820

Número de renovaciones/día 2,8 2,8 2,8 2,8 2,8 2,8 2,8 2,8 2,8 2,8

Carga cambios de aire (kcal/h) 1.005 800 803 563 724 588 668 745 926 1.104

4.2.5.5 Cálculo de carga térmica por iluminación. Para la cámara se requiere una potencia de iluminación de 1,86 W/m2, calculado según la ecuación 3.15. Dado que la superficie de la cámara es de 167 m2, se requieren 311 W. Se deben

colocar 8 tubos de 40 W cada uno para producir la luminosidad

requerida, por lo que la potencia de iluminación es de 320 W. Por lo tanto, según la ecuación 3.16, la ganancia de calor por iluminación que debe ser removido sería de aproximadamente 344 kcal/h. El cálculo considera que la maquinaria frigorífica trabajando en su máxima capacidad, será capaz de remover el calor producido por la totalidad de la iluminación en un momento dado. Esta carga no varía durante los meses de almacenaje, por lo cual se considera un valor constante para cálculos posteriores. 4.2.5.6

Análisis de carga térmica total en la cámara. En el Cuadro 20 se

muestra la carga térmica diaria durante el momento de la cosecha, derivada exclusivamente de los productos que se almacenan. Se considera: el calor que debe ser retirado del producto y respectivo embalaje, calculado en el Cuadro 16; el calor de respiración diario calculado por producto según la ecuación 3.7 y;

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la acumulación de respiración que se produce al almacenarse el producto en la cámara de refrigeración, calculado en el Cuadro 17 para los meses de marzo y abril (periodo de cosecha). En el Cuadro 21 se ordenó: la carga térmica total horaria producida por los productos almacenados calculados en el Cuadro 20 (sumatoria del calor que debe ser retirado para bajar la temperatura del producto y sus embalajes a la temperatura de la cámara y acumulación del calor de respiración); la ganancia horaria de calor por superficies, calculada en el Cuadro 13 para los meses de marzo y abril; la ganancia horaria de calor por iluminación calculada según la ecuación 3.10 y; la ganancia térmica horaria producida por cambios de aire durante los meses de marzo y abril, calculados en el Cuadro 19. La sumatoria de las cargas horarias equivale a la carga horaria total por día.

70

CUADRO 20. Cargas térmicas diarias durante el periodo de cosecha por calor sensible (productos y embalaje), calor de respiración y cálculo de acumulación de calor por respiración. Días

Producto cosechado

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 31 32 33 34

Betarraga Betarraga Betarraga Betarraga Betarraga Betarraga Zanahoria Zanahoria Zanahoria Zanahoria Zanahoria Zanahoria Zanahoria Zanahoria Zanahoria Zanahoria Zanahoria Zanahoria Zanahoria Zanahoria Repollo Repollo Repollo Repollo Repollo Repollo Repollo Repollo Repollo Repollo Repollo Repollo Repollo Repollo

Carga producto (kcal/h)

Carga bins (kcal/h)

Carga respiración (kcal/h)

594 594 594 594 594 594 1.812 1.812 1.812 1.812 1.812 1.812 1.812 1.812 1.812 1.812 1.812 1.812 1.812 1.812 2.613 2.613 2.613 2.613 2.613 2.613 2.613 2.613 2.613 2.613 2.613 2.613 2.613 2.613

141 141 141 141 141 141 471 471 471 471 471 471 471 471 471 471 471 471 471 471 350 350 350 350 350 350 350 350 350 350 350 350 350 350

55 55 55 55 55 55 135 135 135 135 135 135 135 135 135 135 135 135 135 135 62 62 62 62 62 62 62 62 62 62 62 62 62 62

Carga prod. + bin Carga resp. acum. (kcal/h) (kcal/h)

735 735 735 735 735 735 2.283 2.283 2.283 2.283 2.283 2.283 2.283 2.283 2.283 2.283 2.283 2.283 2.283 2.283 2.963 2.963 2.963 2.963 2.963 2.963 2.963 2.963 2.963 2.963 2.963 2.963 2.963 2.963

55 110 165 220 275 330 466 601 736 871 1.006 1.142 1.277 1.412 1.547 1.682 1.818 1.953 2.088 2.223 2.285 2.348 2.410 2.472 2.534 2.597 2.659 2.721 2.783 2.846 2.908 2.970 3.032 3.095

71

CUADRO 21. Calor diario total que debe ser removido de la cámara. Días

Producto cosechado

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 31 32 33 34

Betarraga Betarraga Betarraga Betarraga Betarraga Betarraga Zanahoria Zanahoria Zanahoria Zanahoria Zanahoria Zanahoria Zanahoria Zanahoria Zanahoria Zanahoria Zanahoria Zanahoria Zanahoria Zanahoria Repollo Repollo Repollo Repollo Repollo Repollo Repollo Repollo Repollo Repollo Repollo Repollo Repollo Repollo

Total acum. carga prod. kcal/h

Carga sup. kcal/h

Carga luces kcal/h

Carga cambio aire kcal/h

TOTAL kcal/h

790 845 900 955 1.010 1.065 2.749 2.884 3.019 3.155 3.290 3.425 3.560 3.695 3.831 3.966 4.101 4.236 4.371 4.507 5.248 5.311 5.373 5.435 5.497 5.560 5.622 5.684 5.746 5.809 5.871 5.933 5.995 6.058

4.254 4.254 4.254 4.254 4.254 4.254 4.254 4.254 4.254 4.254 4.254 4.254 4.254 4.254 4.254 4.254 4.254 4.254 4.254 4.254 3.575 3.575 3.575 3.575 3.575 3.575 3.575 3.575 3.575 3.575 3.575 3.575 3.575 3.575

344 344 344 344 344 344 344 344 344 344 344 344 344 344 344 344 344 344 344 344 344 344 344 344 344 344 344 344 344 344 344 344 344 344

1.005 1.005 1.005 1.005 1.005 1.005 1.005 1.005 1.005 1.005 1.005 1.005 1.005 1.005 1.005 1.005 1.005 1.005 1.005 1.005 800 800 800 800 800 800 800 800 800 800 800 800 800 800

6.394 6.449 6.504 6.559 6.614 6.669 8.352 8.488 8.623 8.758 8.893 9.028 9.164 9.299 9.434 9.569 9.704 9.840 9.975 10.110 9.967 10.030 10.092 10.154 10.216 10.279 10.341 10.403 10.465 10.528 10.590 10.652 10.714 10.777

La carga térmica máxima durante la cosecha determina la capacidad que deben tener la maquinaria frigorífica para mantener la temperatura de diseño interior de la cámara de refrigeración (0°C). Esta equivale a 10.777

72

kcal/h. A este resultado se adiciona un 10% como factor de seguridad, por lo cual la carga total de refrigeración asciende a 11.854 kcal/h. El cálculo de 11.854 kcal/h considera el funcionamiento continuo del motor durante el día para condiciones de carga térmica máxima. Se debe tener un tiempo mínimo de detención para permitir el deshielo de los evaporadores, ya que la escarcha baja considerablemente su eficiencia. Por este, motivo se consideran tiempos de funcionamiento menores a 24 horas. Para el diseño de la cámara se prorrateó la carga térmica diaria en 18 horas, por lo que la carga de diseño total equivale a 15.806 kcal/h ó 18,4 kW. En el Cuadro 22 se resumen las cargas térmicas mensuales calculadas para la época de almacenaje de los productos, mientras que en el Cuadro 23 se calcularon las cargas térmicas totales producidas por mes durante el periodo de almacenaje, las que son corregidas con el factor de seguridad y tiempo de funcionamiento de 18 horas, al igual que en el caso anterior.

CUADRO 22. Distribución mensual de la cargas térmicas horarias durante los meses de almacenaje. Mes

Carga por Carga por luces Carga por cambios Carga por superficies (kcal/h) (kcal/h) de aire (kcal/h) respiración (kcal/h) Mayo 3.182 344 803 3.095 Junio 2.364 344 563 2.755 Julio 2.611 344 724 2.415 Agosto 2.470 344 588 2.075 Septiembre 2.769 344 668 1.735 Octubre 3.422 344 745 1.396 Noviembre 4.083 344 926 930 Diciembre 4.764 344 1.104 465

73

CUADRO 23. Cargas térmicas horarias según mes de almacenaje y correcciones

por

factor

de

seguridad

y

tiempo

de

funcionamiento. Mes

Carga máxima Carga máxima mensual Carga removida mensual (kcal/h) con f.s. 10% (kcal/h) en 18 h (kcal/h) Mayo 7.423 8.166 10.887 Junio 6.026 6.629 8.838 Julio 6.094 6.703 8.938 Agosto 5.477 6.025 8.033 Septiembre 5.517 6.069 8.091 Octubre 5.907 6.497 8.663 Noviembre 6.284 6.913 9.217 Diciembre 6.677 7.345 9.794

Carga removida en 18 h (kW) 12.663 10.279 10.395 9.343 9.411 10.076 10.720 11.391

Las cargas permanecen relativamente constantes durante el periodo en el cual son almacenados los productos. Esto se debe a que la carga térmica por superficies y por cambios de aire se incrementa en el periodo que se tiene menor cantidad de producto al interior de la cámara, lo que significa que las cargas por respiración son menores. En el Cuadro 24 se muestra el cálculo de las cargas térmicas para temperaturas mínimas de diseño. Los resultados indican que durante los meses más fríos (de mayo a agosto) se producen cargas térmicas negativas por superficies que producen transferencia de calor desde el interior de la cámara al exterior, lo que puede producir un descenso de la temperatura bajo los 0°C. El calor de respiración mínimo para cada mes (indicado en el Cuadro 17 para los meses de junio a septiembre) y el calor producido por la iluminación bastan para contrarrestar este efecto y disminuir las posibilidades de congelamiento de los productos almacenados.

74

CUADRO 24. Cargas térmicas horarias mínimas durante los meses de mayo a agosto. Mes Mayo Junio Julio Agosto

Carga mínima por Carga por luces Carga mínima por superficies kcal/h kcal/h respiración kcal/h -237 344 2.755 -2.618 344 2.415 -1.959 344 2.075 -708 344 1.735

Carga minima mensual kcal/h 2.862 141 460 1.372

4.2.6 Elección del refrigerante. Se opta por la utilización de uno de los refrigerantes ecológicos R-134a y R-404a, sobre los cuales se realiza un análisis comparativo teórico como referencia para tener un acercamiento de las necesidades de potencia requerida en la compresión, volumen de refrigerante circulado, flujo de masa refrigerante circulada, efecto refrigerante y capacidad requerida por el condensador. Las propiedades de saturación de los refrigerantes se encuentran especificadas en los Anexos 11 y 12. Para la comparación de los refrigerantes se determinan los parámetros de efecto refrigerante, flujo de masa circulado, volumen que debe remover el compresor y el trabajo realizado por el mismo. Las condiciones de trabajo a las que estará sujeto el fluido refrigerante es una temperatura condensante de 30°C y temperatura de evaporación de -5°C. El resultado para el enfriamiento del líquido de cada refrigerante en particular, es mostrado en el Cuadro 25 y fue calculado según la ecuación 3.17.

75

CUADRO 25. Cálculo del calor sensible requerido para disminuir la temperatura del refrigerante líquido desde la temperatura de condensación a la temperatura de evaporación.

Refrigerante R-143a R-404a

h l 30° (kJ/kg)

h l -5° (kJ/kg)

h l enfr. (kJ/kg)

241,0 245

193,4 193

47,6 52,1

El efecto refrigerante real se obtiene restando el calor para enfriamiento de líquido, calculado en el Cuadro 25, al calor latente de vaporización del gas respectivo, según la ecuación 3.18; el flujo de masa refrigerante es obtenido de la ecuación 3.19; el flujo de volumen de refrigerante o volumen de vapor circulado por unidad de tiempo fue calculado según la ecuación 3.20. El Cuadro 26 muestra el resumen de los resultados de efecto refrigerante real, flujo de masa refrigerante y flujo de volumen del vapor refrigerante, calculados para R-134a y R-404a. CUADRO 26. Cálculos de efecto refrigerante, flujo de masa y flujo de volumen de vapor de los refrigerantes en estudio. Refrigerante Efecto refrigerante real Carga a remover Masa kJ/kg kcal/kg kcal/h refrigerante kg/h R-143a 153,4 36,7 15.806 431 R-404a 122,0 29,2 15.806 542

Volumen de vapor m³/h 35,51 21,75

El cálculo del calor teórico de compresión fue realizado utilizando la ecuación 3.21. La suma entre el trabajo efectivo realizado por el compresor y el efecto refrigerante real (capacidad del evaporador por kg de refrigerante), indica

76

el calor

teórico que debe ser eliminado por el condensador (por kg de

refrigerante circulado). Los valores calculados se encuentran en el Cuadro 27.

CUADRO 27. Trabajo teórico del evaporador, compresor y capacidad teórica del condensador por kg de refrigerante circulado. Refrigerante R-143a R-404a

Capacidad teórica del evaporador (kcal/kg) 36,7 29,2

Trabajo teórico del compresor (kcal/kg) 4,5 4,0

Capacidad del condensador (kcal/kg) 41,2 33,2

La capacidad total (en kcal/h) del evaporador, compresor y condensador, se obtienen del producto entre el flujo de masa refrigerante y: el efecto refrigerante, trabajo teórico del compresor y capacidad teórica del condensador. Los resultados se muestran en el Cuadro 28. CUADRO 28. Capacidades

teóricas

requeridas

para

evaporador,

compresor y condensador, expresadas en kcal/h. Refrigerante R-143a R-404a

Efecto refrigerante teórico (kcal/h) 15.806 15.806

Trabajo teórico del compresor (kcal/h) 1.937 2.189

Capacidad teórica del condensador (kcal/h) 17.743 17.995

Para tener un valor más aproximado de la capacidad del compresor, se utilizó la ecuación 3.22, que describe un proceso isotrópico. Según la ecuación 3.22, para el rango de temperaturas y presión de trabajo de los refrigerantes (Anexos 11 y 12), la potencia teórica para R-134a sería: PT (kW)=[(7,7–2,4)(bar)*(100.000)(Pa/bar)] * [{(35,5)(m3/h)/3600 s}] PT (kW) = 5,2

77

La potencia teórica requerida por un compresor funcionando con R404a sería: PT (kW)=[(14,3–5,2)(bar)*(100.000)(Pa/bar)] * [{(21,6)(m3/h)/3600 s}] PT (kW) = 5,5 Del análisis de los Cuadros 27 y 28 y la ecuación 3.22, se concluye que, teóricamente, debiera optarse por un sistema que funcione con R-134a, debido al menor (aunque leve) requerimiento de potencia de compresión y mayor efecto refrigerante. 4.2.7 Elección de la unidad condensadora. La capacidad requerida para la unidad condensadora corresponde a 18,4 kW, por lo que se elige aquella que presente mayor rendimiento según el refrigerante empleado. De los Anexos 13 y 14, se escoge la unidad que funciona con refrigerante 404a y de potencia frigorífica aproximada de 19,5 kW para las condiciones de trabajo requeridas, dado que requiere un motor con una potencia de 7,7 hp (5,5 kW), en lugar de la unidad que funciona con refrigerante 134a, debido a que esta última funciona con un motor de 10 hp (7,5 kW). La potencia teórica calculada para un proceso isotrópico en la ecuación 3.22, es similar al requerimiento de potencia para refrigerante 404a, pero difiere notablemente para el refrigerante 134a. Esto es explicado, en parte, por las características de diseño del compresor. Se debe considerar también que el fabricante realiza pruebas de medición en base a resultados entregados por el compresor en funcionamiento, sobre las cuales son confeccionadas las tablas de rendimiento.

78

Como ejemplo, se selecciona la

unidad

condensadora

de

la

marca Frascold, modelo SA 7 33 S-(Y)/2, que cumple con las necesidades de refrigeración de la cámara diseñada. Es seleccionada según una temperatura de evaporación de -5°C y temperatura de condensación de 30°C. Sus características más relevantes se encuentran en los Anexos 15 y 16. La unidad estándar incluye un compresor semihermético con sus respectivas válvulas de servicio y un motor de 5,5 kW; flexible antivibración; condensador enfriado por aire con 2 ventiladores de flujo aspirante; tanque acumulador de líquido con válvula de servicio y válvula de seguridad. 4.2.7.1 Equipamiento anexo a la unidad condensadora. Para mejorar el funcionamiento y adaptar la unidad condensadora a las condiciones en las cuales trabajará, a dicha unidad puede incluírsele sistemas de control y regulación automática. Para la unidad condensadora se seleccionaron los siguientes dispositivos y modelos, cuyas marcas pueden ser reemplazadas por sus equivalentes: - Presostato de baja y alta presión, modelo KP15 de la marca Danfoss. - Separador de aceite, modelo 5540/9 de la marca Castel. - Manómetros de baja y alta presión, modelo estándar. - Calefactor de cárter, modelo TOOCH01 de la marca Frascold. 4.2.8 Elección del evaporador. Dadas las características de la cámara de refrigeración, se opta por un evaporador de convección forzada (conocido también como unidad enfriadora), el más ampliamente usado para este tipo de instalaciones. Las razones para elegir este modelo son:

79

−

forma compacta,

−

tamaño reducido,

−

facilidad de instalación y mantención,

−

obtención de una temperatura más uniforme, debido a la rápida circulación del aire,

−

fácil automatización del sistema. Para la elección de unidades enfriadoras marca Aircoil, tomada como

ejemplo para este caso, los datos de potencia requerida deben ser corregidos, debido a que el catálogo (Anexo 17) presenta potencias estimadas para diferencias de temperaturas (D.T.), entre la cámara y evaporador, de 7 y 10°C. Estos datos son corregidos según la ecuación 3.23, entregada por la misma firma para la elección de sus productos. El D.T. requerido corresponde a 5°C; el D.T. del catálogo corresponde a un D.T. de 7 y 10°C; el fc escogido es de 0,92 según una frecuencia de deshielos cada 4 horas (Anexo 19). El Cuadro 29 muestra el cálculo realizado para estimar la potencia corregida, que será elegida según un D.T. del catálogo de 7°C.

CUADRO 29. Cálculo de la potencia corregida según condiciones de funcionamiento del evaporador. D.T. Requerido (°C) 5

D.T. Catálogo (°C) 7

Factor de corrección (fc ) 0,92

Potencia requerida (kcal/h) 15.806

Potencia corregida (kcal/h) 24.052

Según el Anexo 1, los evaporadores deben cumplir con los requerimientos de circulación de aire de los productos. Para este tipo de hortalizas se recomienda una tasa circulación de aire de 20 a 30 l/s t .

80

Dado que todas las hortalizas requieren la misma tasa de circulación de aire, se tiene una suma de 150,8 toneladas de todos los productos al interior de la cámara. Si se opta por una tasa de circulación intermedia, o sea 25 l/s t, la tasa total de circulación corresponde a 13.572 m3/h. En la elección de los evaporadores se debe chequear esta condición de modo de satisfacer correctamente dicho requerimiento. De acuerdo con el catalogo del Anexo 17, se opta por utilizar dos unidades enfriadoras modelo DE 185 E-S, las cuales en conjunto generan 25.890 kcal/h (para un D.T. de 7°C) y una circulación de aire de 18.640 m3/h. Otras características relevantes se encuentran en el Anexo 18. Para realizar una correcta instalación de los evaporadores y líneas de tuberías, la distribución al interior de la cámara será en definitiva, como se muestra en la Figura 10. La flecha de aire que alcanza los 19 m, permite la ubicación de los evaporadores de modo que el flujo de aire circule por la parte más extensa de la cámara. De esta forma se disminuye el largo en el tendido de tuberías. El área de servicio o pasillo de ingreso, es ubicado en el lado derecho de la cámara de refrigeración, tal como se muestra en la Figura 10. Dicha área de servicio tiene capacidad para introducir la misma cantidad adicional de bins que en el diseño anterior, mostrado en la Figura 4.

81

FIGURA 10. Distribución de la cámara de refrigeración según ubicación de las unidades enfriadoras.

4.2.9

Elección de la válvula de expansión. Dado que se trata de dos

unidades enfriadoras, debe seleccionarse una válvula por cada unidad. Como ejemplo, se elige una válvula de expansión termostática Danfoss para cada evaporador, con cuerpo de válvula modelo TES2 y ecualizador de presión externo. Sus características más relevantes se encuentran en el Anexo 20. Para la elección del orificio de la válvula, se debe calcular la potencia frigorífica de cada evaporador. Dado que la capacidad elegida para los

82

evaporadores para un D.T. 7°C es de 25.890 kcal/h, reemplazando en la ecuación 3.23, se calculó que la potencia requerida (PR) para un D.T. de 5°C, corresponde a 15.806 kcal/h, ó 5,092 T.R. (toneladas de refrigeración). Dado que se trata de dos válvulas de expansión, para cada una se opta por el orificio de válvula Danfoss, modelo N° 06, con capacidad para 2,6 T.R., el más cercano a los requerimientos de cada evaporador (Anexo 21). 4.2.10 Dimensionamiento de las tuberías de fluido refrigerante. La caída de presión máxima permitida en la tubería no debe superar una caída de presión equivalentes a una disminución en la temperatura de saturación de 1°K para cualquier refrigerante, por lo que para el refrigerante 404a, la caída de presión máxima permitida equivale a 0,18 bar para vapor y 0,19 bar para líquido (Anexo 12). 4.2.10.1 Dimensionamiento de la tubería de succión. Para que el aceite regrese al cárter del compresor no es necesario que la velocidad de circulación del refrigerante presente un valor mínimo, de modo que se produzca el arrastre del lubricante. Esto se debe a que los evaporadores están ubicados sobre el nivel del compresor y el diseño incluye dejar un declive de un 2%, a lo largo de la tubería de retorno en dirección al compresor, para que el aceite drene por gravedad. La Figura 11 corresponde a una vista isométrica de la línea de succión, sobre la cual se determinaron los distintos tramos, se estimaron las distancias de cada uno y los accesorios requeridos.

83

FIGURA 11. Vista isométrica de la tubería de succión. El Cuadro 30 muestra el tipo de accesorio (fitting) requerido para cada tramo de la línea de succión, así como la cantidad requerida por sector.

CUADRO 30. Número de accesorios requeridos en la línea de succión. N° 1 2 3

Número de accesorios Tramo Sector Reducción Expansión Vál. de bola codo 90° codo 45° Evaporador1 - Succión principal 1 1 1 1 1 Evaporador2 - Succión principal 1 1 1 1 1 Succión principal - compresor 1 1 1 -

La elección del diámetro más indicado para cada tramo se realiza de acuerdo a la capacidad refrigerante (en kW) que fluye por la línea. Dado que la

84

tabla está diseñada para una temperatura de condensación de 40°C, la capacidad entregada en el Anexo 22 se corrigió para una temperatura de condensación de 30°C multiplicándola por el factor 1,17. El Cuadro 31 muestra la capacidad real de cada línea, la capacidad seleccionada del Anexo 22, la capacidad corregida para una temperatura de condensación de 30°C y el diámetro requerido para cada tramo.

CUADRO 31. Capacidad

corregida

para

cada

tramo

y

diámetros

requeridos para la línea de succión. Tramo Diametro del tubo (mm) Capacidad Capacidad Capacidad N° Sector Nominal Interior (kW) seleccionada (kW) corregida (kW) 1 Ev.1-Succ.ppal. 9,75 13,21 15,46 28 26,04 2 Ev.2-Succ.ppal. 9,75 13,21 15,46 28 26,04 3 Succ.ppal-comp. 19,50 23,00 26,91 35 32,13

Según los diámetros seleccionados se estima el largo equivalente de los accesorios utilizados (Cuadro 32) de acuerdo al Anexo 23, expresado en pies y posteriormente adaptado al sistema métrico. CUADRO 32. Largo equivalente de los accesorios incluidos en cada tramo. Tramo (N°) 1

2

3

Accesorios

N°

Válvula de bola codo 90° codo 45° Reducción 1 3/8 a 1 1/8 Expansión 1 1/8 a 1 3/8 Válvula de bola codo 90° codo 45° Reducción 1 3/8 a 1 1/8 Expansión 1 1/8 a 1 3/8 Val de bola codo 90°

1 1 2 1 1 1 1 2 1 1 1 1

Largo equivalente Largo equivalente Largo equivalente por unidad (pies) total (pies) total (m) 30 30 9,14 3 3 0,91 1,3 2,6 0,79 0,9 0,9 0,27 0,9 0,9 0,27 30 30 9,14 3 3 0,91 1,3 2,6 0,79 0,9 0,9 0,27 0,9 0,9 0,27 45 45 13,72 4,6 4,6 1,40

85

En el Cuadro 33 se muestra el largo total de tubo recto y el largo equivalente total de los accesorios para cada tramo. También se muestra la caída de presión expresada su equivalente de caída de temperatura en ºK para cada sección, calculada según la ecuación 3.24.

CUADRO 33. Largo total de la tubería y caída de presión expresada en aumento de temperatura (°K) por tramo. Tramo Largo tubería Largo equivalente Largo total por Caída de N° Sector (m) tramo (m) presión (°K) accesorios (m) 1 Evaporador1-Succión principal 2,72 11,13 13,84 0,24 2 Evaporador1-Succión principal 2,72 11,13 13,84 0,24 3 Succión principal-compresor 5,22 15,12 20,34 0,46

Los tramos 1 y 2 se juntan en la línea principal de succión y llegan con la misma caída de presión, por lo que al llegar a la succión del compresor el refrigerante presenta una caída de presión de 0,46°K superior a los 0,24°K. Esto implica una caída de presión equivalente a una caída de temperatura de 0,70°K desde que el refrigerante sale de los evaporadores hasta que llega a la succión del compresor, debido al roce con las paredes de la tubería. La sección del tramo 3, que abarca desde la salida de la cámara de refrigeración hasta la entrada al compresor, debe ser correctamente aislada para impedir el exceso de calentamiento del refrigerante a la entrada del compresor, con la consecuente pérdida de eficiencia. 4.2.10.2 Dimensionamiento de la tubería de líquido. La Figura 12 corresponde a una vista isométrica de los tramos que conforman la línea de líquido según la ubicación del tanque receptor de líquido y los evaporadores.

86

FIGURA 12. Vista isométrica de la línea de líquido. El tipo y número de accesorios se muestra en el Cuadro 34, según su ubicación en cada tramo de la línea de líquido. CUADRO 34. Accesorios requeridos en cada tramo de la tubería. Tramo N° Sector Reducción 4 Línea principal-líneas secundarias 1 5 Línea secundaria-evaporador1 1 6 Línea secundaria-evaporador2 1

Número de accesorios Vál. angular codo 90° 3 1 1 1 1

T 1 -

La elección del diámetro más indicado para cada tramo se realiza del mismo modo que la línea de succión. Del Anexo 22, se utilizan las capacidades indicadas para líneas de líquido. La capacidad para una temperatura de

87

evaporación de –5°C se obtiene interpolando entre las capacidades dadas para temperaturas de evaporación de –20 y 5°C. El cuadro está diseñado para una temperatura de condensación de 40°C y en el caso de líneas de líquido la capacidad es corregida para la temperatura de condensación de 30°C, multiplicándola por el factor 1,079. El Cuadro 35 muestra la capacidad real de cada línea, la capacidad seleccionada del Anexo 22, la capacidad corregida para una temperatura de condensación de 30°C y el diámetro requerido para cada tramo. En el Cuadro 36 se muestra el largo equivalente de los accesorios que se encuentran en cada tramo, según el diámetro requerido (Anexo 23).

CUADRO 35. Capacidad

corregida

para

cada

tramo

y

diámetros

requeridos para la línea de succión. Tramo Capacidad Capacidad Capacidad Diametro del tubo (mm) N° Sector Interior (kW) seleccionada (kW) corregida (kW) Nominal 4 Línea principal-líneas secundarias 19,50 18,10 19,53 15 13,84 5 Línea secundaria-evaporador1 9,75 9,63 10,39 12 10,92 6 Línea secundaria-evaporador2 9,75 9,63 10,39 12 10,92

CUADRO 36. Largo equivalente de los accesorios incluidos en cada tramo. Tramo Accesorios (N°) Reducción 3/4 a 5/8 1 codo 90° Teé Válvula angular 2 codo 90° Reducción 1/2 a 3/8 Válvula angular 3 codo 90° Reducción 1/2 a 3/8

N° 1 3 1 1 1 1 1 1 1

Largo equivalente Largo equivalente Largo equivalente por unidad (pies) total (pies) total (m) 0,5 0,5 0,15 1,7 5,1 1,55 3,75 3,75 1,14 8 8 2,44 1,5 1,5 0,46 0,3 0,3 0,09 8 8 2,44 1,5 1,5 0,46 0,3 0,3 0,09

El largo total de la tubería para cada tramo, incluyendo el largo equivalente de los accesorios, se encuentran calculados en el Cuadro 37.

88

CUADRO 37. Largo total equivalente a tubo liso recto para el diámetro seleccionado. Tramo Largo tubería Largo equivalente Largo total por Caída de N° Sector (m) accesorios (m) tramo (m) presión (°K) 3,65 2,85 6,50 0,13 4 Línea principal-líneas secundarias 5 Línea secundaria-evaporador1 3,23 2,99 6,21 0,11 6 Línea secundaria-evaporador2 2,13 2,99 5,11 0,09

Para corroborar que el diámetro seleccionado es adecuado, se escoge la línea de líquido con el tendido más desfavorable de retorno a los evaporadores, que en este caso corresponde a la sumatoria de las distancias totales de los tramos 4 y 5. La caída total de presión corresponde a la sumatoria de la caída de presión por roce de la tubería y la presión estática del refrigerante líquido, ésta última producida por la diferencia de altura entre el tanque acumulador de líquido y la válvula de expansión. Del Anexo 22, el diámetro del tubo está basado en una caída de presión de 875 Pa en 1 metro de longitud equivalente de tubo. Dado que la longitud equivalente total en la línea de líquido es de 12,71 m (tramo 4 + tramo 5), la caída de presión será la calculada con la ecuación 3.25.

∆Proce = ( 875 (Pa) * 12,71 (m) ) / 1 (m) La caída de presión por roce es de 11.121 Pa, la cual es equivalente a 1.134 kg/m2. La presión estática debido a la elevación vertical corresponde al producto entre la densidad del líquido (a la temperatura de condensación) y la distancia total de elevación vertical, y se calcula según la ecuación 3.26.

∆Pestatica (kg/m2) = 1.020 (kg/m3) * 2,76 (m)

89

∆Pestatica = 2.815 (kg/m2) La pérdida total de presión en la línea corresponde entonces a 3.949 kg/m2 (1.134 + 2.815), equivalente a 0,387 bar. Utilizando el programa SOLKANE 3.2.0, para cálculo de propiedades termodinámicas de refrigerantes, se puede determinar con facilidad que si la presión del refrigerante líquido a 30°C es de 14,330 bar y a 28,9°C es de 13,940 bar, un subenfriamiento de 1,1°C, es suficiente para que el refrigerante se encuentre en estado líquido con una caída de presión de 0,390 bar (14,330 – 13,940). 4.2.11

Automatismos del sistema. Para que el sistema de refrigeración

funcione con la mínima intervención humana, se requerirán distintos implementos de automatización, entre los que seleccionan como ejemplo: - Termostato ambiental, modelo KP69 de la marca Danfoss (Anexo 24) indicado para las condiciones requeridas en la cámara de refrigeración. - Válvula solenoide, según flujo de masa de refrigerante 404a calculado en el Cuadro 27, que corresponde a 541 kg/h y el volumen específico del líquido refrigerante a 30°C que corresponde a 9,8 x 10-4 m3/kg, el caudal circulado equivale a 0,53 m3/h. Se requieren dos válvulas (una antes de cada válvula de expansión), por lo que se opta por el modelo EVR-3 de la marca Danfoss, que posee conexión flare de 3/8” y capacidad de 0,27 m3/h (Anexo 25). - Válvula reguladora de presión, requerida en la succión principal. Se elige el modelo ORIT-6 con conexiones O.D.S. de entrada y salida de 1 1/8”, del Anexo 26. 4.2.12 Aparatos anexos al circuito. Según las necesidades de la instalación, se requirieron distintos aparatos anexos para un funcionamiento eficiente de la

90

instalación diseñada. Las marcas de los dispositivos listados a continuación, están citadas como ejemplo, al igual que en los casos de selección de equipos, y pueden ser reemplazados por sus equivalentes de marcas alternativas. - Filtro deshidratador, marca Castel, modelo 4308/4, con conexión flare de ½”, del Anexo 27. - Visor de líquido con indicador de humedad, modelo SGI 12, de la marca Danfoss, con conexión flare de ½”, del Anexo 28. - Válvulas de paso para aislar la salida de los evaporadores. Se utilizarán válvulas de paso tipo bola, modelo 6591/7 de la marca Castel, con conexión O.D.S. (Anexo 29). 4.2.13 Esquema fluídico de la instalación. En la Figura 13 se muestra el esquema fluídico de la instalación con la correspondiente distribución de los equipos.

91

HBP

P

P

P

Hu

Ev

Cd

Ev

T

SIMBOLOGÍA DEL ESQUEMA FLUÍDICO P

Cd

Compresor de pistones

Condensador de aire por circulación forzada

Hu

Ev

Recipiente de líquido

Separador de aceite

Evaporador enfriador de aire por circulación forzada Válvula de expansión termostática con ecualizador externo

Válvula de mando manual Válvula solenoide Válvula de retención Flexible antivibración Deshidratador

HBP

Presotato de alta y baja presión

P

Manómetro

T

Termostato Tubería aislada Línea eléctrica Separación interior-exterior

Visor de líquido

FIGURA 13. Esquema fluídico de la instalación frigorífica. 4.3 Costos relacionados a la instalación frigorífica diseñada. Se definieron los costos de inversión relativos a la edificación y a la maquinaria seleccionada.

92

4.3.1 Costos de inversión. En el Cuadro 38 se detallan los costos de edificación de la cámara de refrigeración y en el Cuadro 39 los costos de inversión en maquinaria frigorífica. CUADRO 38. Costos de inversión en edificación.

Inversiones en edificación frigorífica Galpón externo Pavimento Paneles frigoríficos Puerta frigorífica Accesorios e Iluminación Costos de construcción y ensamblaje Inversión total del edificio

Costo (miles de $)

Proporción en inversión (%)

1.900 4.578 5.906 1.430 150 4.000 17.964

11 25 33 8 1 22 100

CUADRO 39. Costos de inversión en maquinaria frigorífica. Inversiones en maquinaria frigorífica Unidad condensadora equipada Evaporadores Controles de ciclo y accesorios Líneas de tubería y fitting Carga de refrigerante Instalación de equipos Inversión total en maquinaria frigorífica

Costo (miles de $)

Proporción en inversión (%)

1.824 2.074 415 57 124 600 5.095

36 41 8 1 2 12 100

4.3.2 Costos por consumo de energía eléctrica. En el Cuadro 40 se muestra el cálculo de las horas anuales de funcionamiento que requiere la maquinaria frigorífica para remover las cargas térmicas máximas de cada mes. Las horas de funcionamiento por día del compresor fueron calculadas según la ecuación 3.27.

93

CUADRO 40. Cálculo de horas de funcionamiento máximo anual. Epoca de almacenaje Cosecha Abril Mayo Junio Julio Agosto Septiembre Octubre Noviembre Diciembre

Carga Carga diaria Cap. compresor Tiemp, func. Días/mes Func. máx. total (W) (W-h/día) (W) compr. (h/día) efectivos mensual (h/mes) 10.729 257.487 19.500 13 34 449 9.088 218.111 19.500 11 15 168 8.634 207.208 19.500 11 31 329 7.009 168.205 19.500 9 30 259 7.088 170.103 19.500 9 31 270 6.370 152.891 19.500 8 31 243 6.417 153.997 19.500 8 30 237 6.870 164.878 19.500 8 31 262 7.309 175.414 19.500 9 30 270 7.766 186.392 19.500 10 31 296

En el Cuadro 41 se muestra la potencia de los motores eléctricos asociados al ciclo de funcionamiento del compresor, las horas anuales de funcionamiento de dichos motores y el costo anual por energía eléctrica consumida. En el Cuadro 42 se detalla el costo anual por consumo de energía, el costo anual por potencia contratada y el costo total anual derivado de la remoción directa de las cargas térmicas durante el año. CUADRO 41. Cálculo del costo anual por funcionamiento de motores. Variables requeridas para cálculo de costos Motor del por funcionamiento de motores compresor Corriente requerida Trifásica Potencia (kW) 5,5 Precio por consumo ($/kW-h) 53,9 Funcionamiento anual (h) 2.784 Costo por funcionamiento (miles de $) 826

Motores de ventiladores Motores de ventiladores del condensador del evaporador Trifásica Monofásica 0,9 1,0 53,9 53,9 2.784 2.784 135 156

CUADRO 42. Cálculo del costo total anual por consumo de energía eléctrica. Costo energía consumida (miles de $) 1.117

Costo potencia contratada 10 kW (miles de $) 1.003

Costo total energía eléctrica (miles de $) 2.119

94

Si la masa de producto almacenado corresponde a 150.800 kg y el costo por consumo de energía eléctrica corresponde a $2.119.000, el aumento en el costo del producto derivado exclusivamente de los factores analizados, para condiciones de carga máxima, es de $14 por kg aproximadamente (ecuación 3.28).

95

5 CONCLUSIONES

De acuerdo al estudio de diseño de la cámara de refrigeración para hortalizas, se concluye lo siguiente: Mediante el análisis de dimensionamiento presentado, se logra establecer la menor superficie externa que permita reducir la cantidad de materiales de construcción y las cargas térmicas de la cámara. Dado que las mayores cargas térmicas se producen durante el ingreso de productos al interior de la cámara, una correcta programación en éstas labores influirá directamente en un uso más eficiente de los equipos, disminuyendo así la necesidad de seleccionar compresores de capacidad excesivamente superior a la requerida durante el periodo de almacenaje. Las cargas térmicas mínimas de diseño calculadas no representan un riesgo en la disminución de la temperatura de almacenaje a niveles que puedan producir el congelamiento de los productos al interior de la cámara. La baja carga térmica de diseño calculada, posibilita la selección de una unidad condensadora de costo menor que la adquisición de sus componentes por separado. El refrigerante más adecuado para la instalación corresponde al R-404a, ya que tiene una mayor eficiencia para las condiciones de trabajo indicadas funcionando con la unidad condensadora elegida.

96

Dado el tamaño de la cámara de refrigeración, se seleccionaron diversos

dispositivos

de

control

automático

que

permitan

regular

el

funcionamiento seguro de la maquinaria frigorífica, disminuyendo así la necesidad mantener constantemente personal especializado en la instalación. En consecuencia, los parámetros considerados en el presente trabajo permitieron el diseño de una cámara de refrigeración ajustada a las necesidades de almacenaje, convirtiéndola en una alternativa tecnológica de interés para el desarrollo hortícola y en una herramienta para mejorar la calidad nutricional de los productos consumidos por la población regional.

97

6 RESUMEN

Se realizó el diseño de una cámara de refrigeración adaptada a la condiciones climáticas de Coyhaique, en la XI Región, para almacenaje de zanahoria, betarraga y repollo durante ocho meses a 0ºC de temperatura. En el estudio se determinaron medidas interiores de la cámara de 10,64 m de amplitud, 15,24 m de longitud y 5,05 m de altura, espacio en el cual es posible el almacenaje en bins de 74.800 kg de zanahoria, 10.200 kg de betarraga y 63.000 kg de repollo. Se calculó una carga térmica de diseño de 18,4 kW y se determinaron condiciones de trabajo del refrigerante de –5ºC de temperatura de evaporación y 30ºC de temperatura de condensación, datos sobre los cuales se realizó la elección de la maquinaria frigorífica. Se optó por el uso de una unidad condensadora con potencia de 5,5 kW, la que funcionando con refrigerante 404a (ecológico) es capaz de remover 19,5 kW de calor del interior de la cámara. Se seleccionaron dos unidades enfriadoras que cumplen con los requerimientos de circulación de aire requeridos por los productos y mantiene una correcta distribución del frío al interior de la cámara. Para la maquinaria frigorífica seleccionada se escogieron aparatos anexos para un funcionamiento correcto y distintos dispositivos para una mayor automatización de la instalación, y se realizaron los cálculos para determinar los diámetros más adecuados de las tuberías de succión y descarga. Se determinaron costos de inversión de $17.964.000 en edificación y de $5.095.000 en maquinaria frigorífica, y se estimó un costo anual por consumo de energía eléctrica de $2.119.000.

98

SUMMARY

A refrigeration chamber adapted to the climatic conditions of Coyhaique, located in the XI Region, was designed for the storage of carrots, table beets, and cabbage at a temperature of 0ºC for a period of 8 months. The measurements for this chamber of 10,64 m wide, 15,24 m long and 5,05 m height was chosen to permit the storage of bins containing 74.800 kg of carrots, 10.200 Kg of table beets and 63.000 kg of cabbage. It was determined that the chosen design permitted a thermal load of 18,4 kW under coolant operating conditions consisting of evaporation temperature of –5ºC and a condensation temperature of 30ºC, for which the requirements of the refrigerating units was selected.

A condenser with a

capacity of 5,5 KW was chosen for its capability to remove a heat load of 19,5 kW from the chamber, when operated with a 404a coolant (ecologic). Two cooling units were selected to permit the air circulation requirements of the products and to maintain the proper distribution of cold within the chamber. Several accessories were chosen in order to make the selected refrigeration unit work properly and several devices were added to enhance the automation of the equipment.

Calculations were conducted to

determine the most appropriate diameter for suction and discharge pipes. An investment of $17.964.000 in building and $5.095.000 in refrigeration equipment was determined plus an estimated annual electrical energy of $2.119.000 as the total cost.

99

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102

ANEXOS

103

ANEXO 1. Datos técnicos para verduras seleccionadas. B u lk

d e n s ity

P ile

d e p th V e n t i l a ti o n n e e d s

P ro d u c e k g /m ³ 700 500 550 550 670 600 600 650

B e e ts Cabbage C a r r o ts P a rn s h ip s P o ta to e s P u m p k in s & s q u a s h R u ta b a g a s & tu r n i p s O n io n s

m 3 .0 - 4 .0 2 .0 - 3 .0 3 .0 - 4 .0 2 .5 - 3 .6 4 .2 - 6 .0 3 .0 - 3 .6 3 .0 - 3 .6 -

L /s .t 2 0 -3 0 2 0 -3 0 2 0 -3 0 2 0 -3 0 6 .0 - 1 0 1 5 -2 0 1 5 -2 5 1 0 -1 2

FUENTE: CANADA PLAN SERVICE (2003). ANEXO 2. Propiedades técnicas de los paneles Rudnev. C T * K * K R K C

la s if ic a c ió n a l f u e g o e m p e r a t u r a d e t r a b a jo R e s is t e n c ia a la c o m p r e s ió n p a n e l 2 0 g /m ² R e s is t e n c ia a la c o m p r e s ió n p la n c h a 3 0 g /m ³ e s is t e n c ia a la t r a c c ió n p la n c h a 2 0 g /m ³ o n d u c t iv id a d t é r m ic a a 1 0 º C

D IN

4 1 0 2 ºC

**B 1 -4 0

K g /c m ²

0 ,4

K g /c m ²

1 .0

K g /c m ² (W /m ºK )

0 ,2 8 0 ,0 3 5

N o ta : * 2 %

d e f o r m a c ió n la r g o p la z o a 2 0 º C

* * D if ic ilm e n t e in f la m a b le

FUENTE: AISLAPOL (2003). ANEXO 3. Propiedades paneles Rudnev según espesor. E spesor del panel R S P m m

T e m p e r a tu r a d e la c á m a r a º C

* L u c e s m á x im a s e n tr e s o p o r te s mm

P eso panel K g /m ²

T r a n s m it a n c ia t é r m ic a K W /m ²º C

50

12

75

5

4 .0 0 0

10

0 .7 0 0

5 .0 0 0

1 0 ,5

100

0

0 .4 6 7

6 .0 0 0

11

0 .3 5 0

125

-8

6 .6 5 0

1 1 ,5

0 .2 8 0

150

-1 5

7 .0 0 0

12

0 .2 3 3

175

-2 0

7 .5 0 0

1 2 ,5

0 .2 0 0

200

-2 5

8 .0 0 0

13

0 .1 7 5

225

-3 0

8 .5 0 0

1 3 ,5

0 .1 5 6

250

-4 0

9 .2 5 0

14

0 .1 4 0

300 -4 0 1 0 .5 0 0 15 0 .1 1 7 * L u c e s m á x im a s p a r a p a n e le s R S P d e c ie lo , e n f u n c ió n d e s u e s p e s o r , c o n c a r g a d e 5 0 K g /m ² , y d e f o r m a c ió n d e L /2 0 0 .

FUENTE: AISLAPOL. (2003).

104

ANEXO 4. Conductividad térmica de distintos materiales.

Descripción Lámina de acero galvanizado Radier Hormigón Poliuretano expandido Poliestireno expandido FUENTE: ASHRAE (1981).

Conductividad Térmica k (kcal/hm°C) 46 0,799 0,997 0,029 0,041

ANEXO 5. Conductancia de superficies para diferentes velocidades de aire en movimiento según tipo de material.

FUENTE: ASHRAE (1981).

105

ANEXO 6. Tolerancia por radiación solar para el hemisferio norte en °C. Tip o d e su p erficie S u p erficies color oscu ro: L osas d e tech os. Tech os im p erm eab ilizad os. P in tu ras n eg ras. S u p erficies d e color n eg ro: M ad era sin p in tar. L ad rillo. Teja roja. C em en to oscu ro. P in tu ra roja, g ris, verd e. S u p erficies color lig ero: P ied ra b lan ca. C em en to color lig ero. P in tu ra b lan ca.

P ared E ste

P ared S u r

P ared O este

Tech o P lan o

5

3

5

11

4

3

4

9

3

2

3

5

FUENTE: ASHRAE (1981). ANEXO 7. Calor específico de hortalizas y embalaje de madera. Vegetal

Repollo tardío Zanahoria Betarraga Madera (pino)

Contenido Punto de de agua congelación (% masa) (°C) 92 88 89 -

-0,9 -1,4 -1,1 -

Calor específico Calor latente de fusión Antes de congelación Después de congelación (kJ/kg) (kcal/kg °C) (kcal/kg °C) 0,871 0,852 307 0,869 0,851 294 0,870 0,851 297 0,530 -

FUENTE: ASHRAE (1981). ANEXO 8. Calor de respiración producido por hortalizas en estado fresco expresado en kcal/t/día. Especie Betarraga (raíces) Brócoli Espárrago Espinaca Lechuga Papas Repollo Zanahoria

FUENTE: PLANK (1963).

0°C 734 2.063 2.299 1.260 731 182 332 590

5°C 1.124 3.961 3.878 2.639 969 396 492 961

15°C 2.005 11.606 8.864 10.376 2.548 1.130 2.238

106

ANEXO 9. Promedio de cambios de aire diario en cuartos de almacenaje. V o lu m e n in te rio r (m ³) 5 10 15 20 25

C a m b io s d e a ir e p o r 2 4 h T e m p e ra tu ra T e m p e ra tu ra d e l c u a rto d e l c u a rto s o b re 0 ° C b a jo 0 ° C 5 0 ,1 3 8 ,0 3 1 ,1 2 4 ,2 2 5 ,3 1 9 ,6 2 1 ,2 1 6 ,9 1 8 ,7 1 4 ,9

V o lu m e n in te rio r (m ³) 500 625 750 1000 1250

C a m b io s d e a ir e p o r 2 4 h T e m p e ra tu ra T e m p e ra tu ra d e l c u a rto d e l c u a rto s o b re 0 ° C b a jo 0 ° C 3 ,7 2 ,8 3 ,3 2 ,5 2 ,9 2 ,3 2 ,5 1 ,9 2 ,2 1 ,7

30 40 50 75 100

1 6 ,7 1 4 ,3 1 2 ,8 1 0 ,1 8 ,7

1 3 ,5 1 1 ,7 1 0 ,2 8 ,0 6 ,7

1800 2400 3000 4000 5000

1 ,6 6 1 ,4 3 1 ,3 5 1 ,2 3 1 ,1 7

1 ,4 2 1 ,2 2 1 ,1 1 0 ,9 9 0 ,9 3

125 150 200 250 375

7 ,7 7 ,0 5 ,9 5 ,3 4 ,2

6 ,0 5 ,4 4 ,6 4 ,1 3 ,2

6000 8000 10000 12000 14000

1 ,1 1 1 ,0 5 0 ,9 7 0 ,9 1 0 ,8 7

0 ,8 6 0 ,8 5 0 ,8 3 0 ,8 1 0 ,8 0

FUENTE: ASHRAE (1981).

107

108

ANEXO 11. Características de saturación de R-134a. Temperatura P° Absoluta °C (bar) -15 -10 -5 0 5 10 15 20 25 30 35

1,6381 2,0041 2,4309 2,9247 3,4924 4,1411 4,8779 5,7105 6,6467 7,6946 8,8626

v líquido

v vapor

h líquido

h vapor

(m³/kg)

(m³/kg)

(kJ/kg)

(kJ/kg)

Calor latente (kJ/kg)

0,00075 0,00076 0,00076 0,00077 0,00078 0,00079 0,00081 0,00082 0,00083 0,00084 0,00086

0,120204 0,099186 0,082450 0,069005 0,058111 0,049214 0,041893 0,035827 0,030766 0,026517 0,022927

180,4 186,9 193,4 200,0 206,6 213,3 220,1 227,0 233,9 241,0 248,1

388,8 391,7 394,4 397,4 400,2 403,0 405,6 408,2 410,8 413,2 415,6

208,4 204,8 201,0 197,4 193,6 189,7 185,5 181,2 176,9 172,2 167,5

FUENTE: RAPIN y JACQUARD (1999).

ANEXO 12. Características de saturación para R-404a. Temperatura °C

P° ebullición (bar)

P° de rocío (bar)

v líquido (m³/kg)

v vapor (m³/kg)

h líquido (kJ/kg)

h vapor (kJ/kg)

Calor latente (kJ/kg)

-15 -10 -5 0 5 10 15 20 25 30 35

3,6797 4,3804 5,1789 6,0841 7,1048 8,2505 9,5307 10,9554 12,5348 14,2798 16,2012

3,5677 4,2566 5,0438 5,9380 6,9486 8,0852 9,3574 10,7755 12,3498 14,0911 16,0102

0,00083 0,00084 0,00086 0,00087 0,00089 0,00090 0,00092 0,00094 0,00096 0,00098 0,00101

0,0562 0,0474 0,0402 0,0342 0,0292 0,0250 0,0215 0,0186 0,0160 0,0139 0,0120

180,0 186,5 193,2 200,0 207,0 214,2 221,6 229,2 237,1 245,3 253,8

361,4 364,4 367,3 370,2 372,9 375,5 378,0 380,3 382,4 384,2 385,8

181,4 177,9 174,1 170,2 165,9 161,3 156,4 151,1 145,3 138,9 132,0

FUENTE: RAPIN y JACQUARD (1999).

109

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

FUENTE: FRASCOLD (2003). ANEXO 14. Capacidades de compresores Frascold para R-134a.

FUENTE: FRASCOLD (2003).

110

ANEXO 15. Datos técnicos de unidades condensadoras Frascold.

FUENTE: FRASCOLD (2003).

111

ANEXO 16. Diseño y dimensiones de unidades condensadoras Frascold.

FUENTE: FRASCOLD (2003).

112

ANEXO 17. Modelos y características de evaporadores cúbicos Aircoil.

FUENTE: AIRCOIL (2003).

113

ANEXO 18. Diseño de evaporadores Aircoil.

FUENTE: AIRCOIL (2003). ANEXO 19.

Diagrama para factor de corrección según frecuencia de deshielos.

FUENTE: AIRCOIL (2003).

114

ANEXO 20. Cuerpo para válvula de expansión termostática Danfoss.

FUENTE: ANTARTIC (2003).

ANEXO 21. Orificios para cuerpo de válvula Danfoss.

FUENTE: ANTARTIC (2003).

115

116

117

ANEXO 24. Termostatos ambientales Danfoss.

FUENTE: ANTARTIC (2003). ANEXO 25. Válvulas solenoides para refrigerantes.

FUENTE: ANTARTIC (2003). ANEXO 26. Válvula reguladora de presión.

FUENTE: ANTARTIC (2003).

118

ANEXO 27. Filtros deshidratadores Castel.

FUENTE: ANTARTIC (2003). ANEXO 28. Visor de líquido con indicador de humedad.

FUENTE: ANTARTIC (2003).

119

ANEXO 29. Válvulas de bola para refrigerantes.

FUENTE: ANTARTIC (2003).

ANEXO 30. Plano de cámara de refrigeración.

120

120