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UNIVERSIDAD DE JAÉN Escuela Politécnica Superior de Linares

Trabajo Fin de Grado

______

ESTUDIO Y

DIMENSIONAMIENTO DE UNA

CÁMARA REFRIGERANTE

ACOPLADA A VEHÍCULO PARA

EL TRANSPORTE Y

CONSERVACIÓN DE HELADOS

Alumno: Álvaro Moreno Martínez

Tutor: Francisco Javier Gómez de la Cruz Depto.: Ingeniería Mecánica y Minera

Julio, 2019

ÍNDICE MEMORIA:

1. RESUMEN ................................................................................................................. 1

2. OBJETIVOS ............................................................................................................... 2

3. INTRODUCCIÓN ..................................................................................................... 2

4. NORMATIVA ........................................................................................................... 3

5. DESCRIPCIÓN .......................................................................................................... 4

6. CONDICIONES DE FUNCIONAMIENTO ............................................................. 6

6.1. CONDICIONES EXTERIORES ............................................................................ 6

6.2. CONDICIONES INTERIORES ............................................................................. 8

7. CÁLCULOS JUSTIFICATIVOS .............................................................................. 9

7.1. OBTENCIÓN DEL COEFICIENTE GLOBAL DE TRANSFERENCIA DE

CALOR .............................................................................................................................. 9

7.2. OBTENCIÓN DE LA CARGA TÉRMICA ........................................................ 14

7.2.1. CÁLCULO DE LAS PÉRDIDAS POR TRANSMISIÓN (Q1) ........................ 14

7.2.2. CÁLCULO DE LAS PÉRDIDAS POR ENFRIAMIENTO Y/O

CONGELACIÓN (Q2)................................................................................................... 15

7.2.3. CÁLCULO DE LAS PÉRDIDAS POR RENOVACIONES DE AIRE (Q3) .... 18

7.2.4. CÁLCULO DE LAS PÉRDIDAS POR CALOR DESPRENDIDO POR LOS

VENTILADORES (Q4) .................................................................................................. 22

7.2.5. CÁLCULO DE LAS PÉRDIDAS DEBIDO AL CALOR DESPRENDIDO POR

LAS PERSONAS (Q5) ................................................................................................... 23

7.2.6. CÁLCULO DE PÉRDIDAS DE LAS NECESIDADES POR SERVICIO (Q6) ..

………………………………………………………………………………………...23

7.2.7. PÉRDIDAS TOTALES ................................................................................... 24

7.2.8. REAJUSTE DEL COEFICIENTE GLOBAL DE TRANSFERENCIA DE

CALOR 24

8. ELECCIÓN DE LOS COMPONENTES ................................................................. 26

8.1. CONTEXTO TEÓRICO ...................................................................................... 26

8.1.1. CICLO GENERAL DE REFRIGERACIÓN .................................................. 26

8.1.2. COMPONENTES PRINCIPALES ................................................................. 27

8.2. COMPONENTES ELEGIDOS ............................................................................ 33

8.2.1. EVAPORADOR ............................................................................................. 33

8.2.2. COMPRESOR ............................................................................................... 38

8.2.3. CONDENSADOR .......................................................................................... 39

8.2.4. VÁLVULA DE EXPANSIÓN ......................................................................... 41

8.2.5. TUBERÍAS ..................................................................................................... 44

8.2.6. SISTEMAS DE GESTIÓN DE LA INSTALACIÓN ....................................... 48

8.2.7. RESUMEN .................................................................................................... 50

9. CICLO DE REFRIGERACIÓN............................................................................... 51

9.1. OBTENCIÓN DEL CICLO ................................................................................. 51

9.2. OBTENCIÓN DE LA EFICIENCIA ................................................................... 54

10. COMPARATIVA DE REFRIGERANTES ............................................................. 57

11. MOTOR DIMENSIONADO TENIENDO EN CUENTA LA POTENCIA DEL

COMPRESOR ..................................................................................................................... 61

12. PRESUPUESTO ...................................................................................................... 63

13. CONCLUSIONES ................................................................................................... 64

14. PLANOS .................................................................................................................. 67

15. ANEXOS .................................................................................................................. 77

15.1. ANEXO EVAPORADOR ................................................................................ 77

15.2. ANEXO CONDENSADOR ............................................................................. 78

15.3. ANEXO COMPRESOR ................................................................................... 79

15.4. ANEXO VÁLVULA DE EXPANSIÓN .......................................................... 81

15.5. ANEXO DEPÓSITO DE LÍQUIDO ................................................................ 85

15.6. ANEXO FILTRO DESHIDRATADOR ........................................................... 90

15.7. ANEXO VISOR DE LÍQUIDO ........................................................................ 94

15.8. ANEXO FILTRO DE ACEITE ........................................................................ 97

15.9. ANEXO SEPARADOR DE ACEITE .............................................................. 99

15.10. ANEXO MOTOR MODELO PARA EL SOBREDIMENSIONADO .......... 101

16. REFERENCIAS ..................................................................................................... 104

Álvaro Moreno Martínez Escuela Politécnica Superior de Linares

ÍNDICE DE ILUSTRACIONES: Ilustración 1: Temperatura máxima anual del emplazamiento .............................................. 6

Ilustración 2: Humedad relativa del emplazamiento ............................................................. 7

Ilustración 3: Ejemplo de convección ................................................................................. 10

Ilustración 4: Conducción unidimensional a través de una placa con temperaturas

superficiales constantes ....................................................................................................... 11

Ilustración 5: Estado típico de vapor de agua presente en el aire húmedo .......................... 20

Ilustración 6: Ciclo general de refrigeración ....................................................................... 26

Ilustración 7: Ciclo de refrigeración común ........................................................................ 27

Ilustración 8: Esquema de evaporador de expansión seca ................................................... 28

Ilustración 9: Esquema de evaporador inundado ................................................................. 29

Ilustración 10: Ejemplo de compresor de tornillo ............................................................... 30

Ilustración 11: Condensador enfriado por aire .................................................................... 31

Ilustración 12: Condensador enfriado por agua ................................................................... 31

Ilustración 13: Condensador evaporativo ............................................................................ 32

Ilustración 14: Válvula isoentálpica o de expansión ........................................................... 32

Ilustración 15: Gráfica para el cálculo del factor de corrección en función de la humedad

relativa ................................................................................................................................. 34

Ilustración 16: Gráfica para el cálculo del factor de corrección en función del salto térmico

............................................................................................................................................. 35

Ilustración 17: Comparativa entre desescarche eléctrico de alta eficiencia y desescarche

eléctrico convencional ......................................................................................................... 37

Ilustración 18 Datos relevantes del compresor. .................................................................. 38

Ilustración 19: Ciclo frigorífico establecido en función del compresor. ............................. 39

Ilustración 20: Gráfica para el cálculo del factor de corrección en función de la temperatura

de condensación y evaporación ........................................................................................... 40

Ilustración 21: Valores del factor de corrección en función de la altitud ............................ 40

Ilustración 22: Ejemplo de válvula de expansión ecualizada externamente ....................... 42

Ilustración 23: Diámetros normalizados de tuberías ........................................................... 44

Ilustración 24: Diámetro interior de la tubería de aspiración. ............................................. 45

Ilustración 25: Diámetro interior de la tubería de descarga................................................. 45

Ilustración 26: Diámetro interior de la tubería de líquido. .................................................. 45

Ilustración 27: Datos proporcionados al software Solkane. ................................................ 52


Ilustración 28: Propiedades del ciclo calculadas por el software Solkane. ......................... 52

Ilustración 29: Parámetros obtenidos mediante el software Solkane. ................................. 53

Ilustración 30: Ciclo termodinámico de la instalación en coordenadas p-h ........................ 53

Ilustración 31: Ciclo termodinámico de la instalación en coordenadas t-s ......................... 54

Ilustración 32: Máquina térmica general ............................................................................. 55

Ilustración 33: Ciclo de Carnot invertido en coordenadas T-s ............................................ 56

Ilustración 34: Ciclo de Carnot invertido en coordenadas p-v ............................................ 56

Ilustración 35: Comparación de la capacidad frigorífica de varios refrigerantes ................ 59

Ilustración 36: Comparación de calor cedido en varios refrigerantes ................................. 60

Ilustración 37: Circuito frigorífico normalizado ................................................................. 68


ÍNDICE DE TABLAS: Tabla 1: Valores para el cálculo del coeficiente de convección en función de la velocidad . 7

Tabla 2: Materiales aislantes utilizados. .............................................................................. 13

Tabla 3: Carga térmica por transmisión. ............................................................................. 15

Tabla 4: Carga térmica de enfriamiento y congelación. ...................................................... 17

Tabla 5: Carga térmica por renovaciones de aire. ............................................................... 22

Tabla 6: Carga térmica debida al calor de los ventiladores. ................................................ 22

Tabla 7: Carga térmica debida a la permanencia de personas dentro de la cámara. ........... 23

Tabla 8: Carga térmica por pérdidas debidas a las necesidades por servicio. ..................... 23

Tabla 9: Carga térmica global. ............................................................................................ 24

Tabla 10: Resumen de los componentes elegidos. .............................................................. 44

Tabla 11: Resumen de los componentes elegidos. .............................................................. 50

Tabla 12: Valores de ODP y GWP de varios refrigerantes ................................................. 59

Tabla 13: Precio estimado de los productos conformados por componentes. ..................... 63

Tabla 14: Presupuesto del estudio técnico. .......................................................................... 64

Tabla 15: Conjunto de elementos de la instalación frigorífica. ........................................... 67


1

1. RESUMEN

En el presente estudio técnico se va a realizar el diseño de una cámara frigorífica acoplada

a vehículo para el transporte y conservación de helados. Para ello, en primer lugar, es necesario

establecer unas condiciones interiores y exteriores de temperatura y humedad relativa para

posteriormente utilizar dichos parámetros en los cálculos.

En segundo lugar, se realizará un estudio del espesor de la cámara frigorífica, teniendo en

cuenta diferentes materiales de construcción, de tal forma que la pared se basará en un panel

tipo sándwich de los diferentes componentes elegidos, y se calculará el coeficiente global de

transmisión de calor.

Una vez realizado el cálculo y dimensionamiento de las paredes de la cámara, se procederá

con el estudio de las cargas térmicas específicas que conlleva el mantenimiento de los helados

dentro de la misma: conservación del producto, disminución de su temperatura hasta la

temperatura de régimen, pérdidas por renovaciones de aire, pérdidas por el calor desprendido

por los ventiladores y las pérdidas por las necesidades de servicio.

Por otro lado, también se realizará una elección de los componentes que compondrán el

ciclo de refrigeración, desde los componentes principales (evaporador, compresor, condensador

y válvula de expansión) hasta los componentes secundarios (todo el conjunto de válvulas,

depósitos, etc, que son necesarios para el correcto funcionamiento del sistema).

Realizada la elección de todos los componentes, se proseguirá con el análisis del ciclo desde

el punto de vista del refrigerante, utilizando software externo para la representación del ciclo

frigorífico en distintos gráficos con coordenadas diferentes, y se continuará con la comparativa

del refrigerante utilizado con los diversos refrigerantes utilizados hoy en día en relación a varios

criterios.

Finalmente, se realizará un dimensionado del motor que abastece al compresor, de tal forma

que se han redimensionado las medidas del pistón y la carrera de cada cilindro del motor

encargado de mover al vehículo. Y, por último, se realizarán los planos de la instalación con

los elementos escogidos y representados según la normativa.


2

2. OBJETIVOS

Entre los objetivos más importantes del presente trabajo, están los siguientes:

1. Determinar la carga frigorífica necesaria para el mantenimiento de los helados dentro

de la cabina frigorífica.

2. Análisis del ciclo frigorífico obtenido mediante la unión de los diferentes

componentes elegidos.

3. Comparativa de varios refrigerantes distintos, en términos de toxicidad,

inflamabilidad y ODP (potencial de agotamiento de la capa de ozono).

4. Selección de los integrantes del ciclo frigorífico.

5. Cálculo del coeficiente de operación de la instalación diseñada.

6. Comparativa entre el ciclo ideal de refrigeración y el real, teniendo en cuenta las

pérdidas (pérdidas de carga, rendimiento isentrópico del compresor < 1).

7. Selección de los materiales aislantes para la construcción de la caja isoterma.

8. Dimensionamiento del motor necesario a acoplar al vehículo teniendo en cuenta la

potencia consumida por el compresor.

9. Selección de los componentes secundarios que conforman la instalación frigorífica.

3. INTRODUCCIÓN

La refrigeración, desde su invención hasta la actualidad, supone la facilidad de conservar

productos a la temperatura idónea para así evitar que se deterioren. Para ello, se pueden

utilizar infinidad de configuraciones en cuanto a ciclos de refrigeración se refiere, pero

básicamente la base de cualquier aplicación de refrigeración parte del ciclo básico con los

siguientes componentes:

La necesidad de conservación de los productos a la misma vez que son transportados

derivó en la invención de ciclos frigoríficos portátiles, es decir, cámaras frigoríficas

acopladas a vehículos, de tal forma que se empezaron a diseñar vehículos capaces de

conservar los productos albergados en su interior a la vez que se evita el deterioro de los

mismos. Por tanto, según el Real Decreto 2483/1986 de 14 de noviembre, los vehículos que

se pueden situar dentro de esta categoría son los siguientes:


3

1. Vehículo isotermo: Vehículo que consta de una caja isoterma, es decir, que está

construida con el propósito de evitar el intercambio de calor con el exterior,

favoreciendo el aislamiento del producto. Este objetivo se consigue mediante la

construcción de dicha caja con componentes aislantes del calor, o en su defecto, con

una conductividad muy baja.

2. Vehículo refrigerado: Se trata de un vehículo isotermo que cuenta con un sistema de

producción de frío (suele ser mediante el uso de hielo hídrico con o sin la aportación

de sal, placas eutécticas, hielo carbónico con la posibilidad de la regulación de la

sublimación, etc.) distinto a un sistema mecánico o de absorción, capaz de bajar la

temperatura de la caja y mantenerla con una temperatura exterior superior a los 30℃.

3. Vehículo frigorífico: Al igual que el anterior, consta de un sistema de producción de

frío, pero en este caso se trata de un sistema mecánico (como por ejemplo un grupo

mecánico de compresión, una máquina de absorción, etc.), que permite disminuir la

temperatura interior de la caja, manteniendo su valor de forma permanente, teniendo

una temperatura media exterior de más de 30℃.

4. NORMATIVA

El conjunto de normativas aplicadas en el presente estudio técnico son las siguientes:

- Artículo 14 del Real Decreto de 618/1998 de 17 de abril, por el que se aprueba la

Reglamentación técnico-sanitaria para la elaboración, circulación y comercio de

helados y mezclas envasadas para congelar, los helados se mantendrán a una

temperatura de -18℃, con una tolerancia de 4℃.

- Real Decreto 237/2000, de 18 de febrero, por el que se establecen las

especificaciones técnicas que deben cumplir los vehículos especiales para el

transporte terrestre de productos alimentarios a temperatura regulada y los

procedimientos para el control de conformidad con las especificaciones.


4

- Orden de 15 de octubre de 2001 por la que se modifica el Real Decreto 237/2000, de

18 de febrero, por el que se establecen las especificaciones técnicas que deben

cumplir los vehículos especiales para el transporte terrestre de productos alimentarios

a temperatura regulada y los procedimientos para el control de conformidad con las

especificaciones.

- Real Decreto 380/2001, de 6 de abril, por el que se modifica el apartado 4 del artículo

9 del Real Decreto 237/2000, de 18 de febrero, por el que se establecen las

especificaciones técnicas que deben cumplir los vehículos especiales para el

transporte terrestre de productos alimentarios a temperatura regulada y los

procedimientos para el control de conformidad con las especificaciones.

5. DESCRIPCIÓN

El presente estudio técnico va a consistir en el diseño de una cámara frigorífica (de

dimensiones observables en el Plano 1 (Anexo aparte). Además, también consistirá en la

obtención de la carga frigorífica necesaria a proporcionar a la cámara para la conservación

y transporte de los helados, y para ello, se tendrán que elegir los componentes necesarios

para sustraer la carga térmica global. La instalación consistirá en el acoplamiento de un

evaporador industrial, cuyo modelo se obtendrá por catálogo, al igual que los demás

componentes de la instalación: condensador industrial, válvula de expansión y compresor.

El evaporador se colocará en la pared al fondo de la cámara frigorífica, al igual que la

válvula de expansión, y el compresor se colocará en una caja auxiliar donde irán todos los

componentes. El condensador irá en la parte exterior del vehículo, en la parte de la cámara

que sobresale por encima de la cabina del conductor.

El diseño de la cabina frigorífica se ha realizado teniendo en cuenta una pared tipo

compuesta, es decir, que se puede dividir en varias capas de distintos materiales,

favoreciendo de esta forma a la disminución del calor procedente del exterior.

El cálculo de la cabina frigorífica se ha ejecutado teniendo en cuenta que la carga diaria

es de una tonelada de helados, organizados en cajas de 6 unidades cada una con dimensiones


5

que se pueden observar en la Plano 2. Por lo tanto, en el vehículo frigorífico se deben

introducir 167 cajas para obtener la tonelada diaria de helados.

Además, también se ha optado por la inclusión de estanterías dentro de la cabina

frigorífica para facilitar la organización y el acceso a los helados al encargado, de tal forma

que las medidas se pueden observar en el Plano 3.

En relación al lugar por el que va a circular el vehículo, se han estimado unas condiciones

de funcionamiento comunes, es decir, con una temperatura promedio exterior para asegurar

el correcto funcionamiento de la instalación frigorífica en la provincia de Jaén. Por lo tanto,

se debe destacar que esta instalación frigorífica se ha diseñado para trabajar en esta provincia

con propiedades exteriores determinadas.


6

6. CONDICIONES DE FUNCIONAMIENTO

6.1. CONDICIONES EXTERIORES

El estudio se ha realizado teniendo en cuenta las condiciones más desfavorables en

verano, que se pueden observar a continuación:

Ilustración 1: Temperatura máxima anual del emplazamiento [1].

Como se puede observar en la Ilustración 1, la temperatura máxima del emplazamiento

se sitúa en torno a los 35℃. Teniendo en cuenta que dicho dato no es el más común y que el

vehículo va a estar en movimiento, no se puede aplicar la temperatura del aire que circula

alrededor del mismo en el valor máximo. Por tanto, se tomará un valor de 30℃ como valor

de temperatura ambiente. Además de las condiciones de temperatura, es necesario

especificar la humedad relativa:


7

Ilustración 2: Humedad relativa del emplazamiento [2].

Observando la Ilustración 2, se puede afirmar que los valores máximos del mes de Julio

de 2018 se consideran próximos a 50%. Por tanto, se va a optar por elegir un valor de 60%

para suponer una situación desfavorable.

En relación al coeficiente de convección exterior (he), se debe especificar que su valor

es bastante confuso, debido a que depende de varios factores: la obtención de dicho

parámetro se complica bastante. Por tanto, su valor se establecerá teniendo en cuenta la

ecuación de Jurgens [3], que establece su valor en función de la velocidad del fluido y el tipo

de superficie por la que está pasando el fluido. Finalmente, el coeficiente de convección

exterior será (suponiendo una velocidad exterior del fluido de 30 km/h):

ℎ = 𝑎 + 𝑏 · 𝑣𝑛 (1)

y los datos para el cálculo del coeficiente exterior de convección se pueden observar en

la Tabla 1:

v < 5 m/s v > 5 m/s

a b n a b n

Pulida 4,83 3,3 1 0 6,17 0,78

Rugosa 5,32 3,7 1 0 6,54 0,78

Tabla 1: Valores para el cálculo del coeficiente de convección en función de la velocidad [3].


8

Finalmente, el cálculo se muestra a continuación:

ℎ𝑒 = 6,54 · (30km

h·

1000 m

1 km·

1 h

3600 s)

0,78

= 34,18 kcal

h m2℃= 39,69

W

m2K

6.2. CONDICIONES INTERIORES

En relación a las condiciones interiores del proyecto, son las siguientes:

- La temperatura se establecerá en -22℃, ya que según el artículo 14 del Real Decreto

de 618/1998 de 17 de abril, por el que se aprueba la Reglamentación técnico-sanitaria

para la elaboración, circulación y comercio de helados y mezclas envasadas para

congelar, los helados se mantendrán a una temperatura de -18℃, con una tolerancia

de 4℃.

- La humedad relativa interior dentro de la cámara será del 85%.

- El coeficiente interior de convección se va a calcular teniendo en cuenta el

evaporador elegido, y más concretamente el caudal de aire que suministra y la

sección por la que pasa dicha corriente de aire. A continuación, se muestran los

cálculos:

𝑣 =

�̇�

𝑆

(2)

donde:

�̇� es el caudal proporcionado por el evaporador.

𝑣 es la velocidad proporcionada al aire por el evaporador.

𝑆 es la sección de los ventiladores del evaporador.

𝑣 =28630

m3

h

1 h3600 s

π (630 mm)2

41 m2

1000000 mm2

= 25,51m

s


9

Y utilizando de nuevo la Ecuación 1:

ℎ𝑖 = 𝑎 + 𝑏 · 𝑣𝑛 = 6,54 · 25,510,78 = 81,81 kcal

h m2℃= 95

W

m2K

7. CÁLCULOS JUSTIFICATIVOS

7.1. OBTENCIÓN DEL COEFICIENTE GLOBAL DE

TRANSFERENCIA DE CALOR

Para el cálculo del espesor del aislante, se debe tener en cuenta que, según la normativa

que establece el Real Decreto 2483/1986 de 14 de noviembre, su valor debe ser igual o

inferior a 0,4 𝑊/𝑚2℃.

Antes de comenzar con el cálculo, es necesario introducir previamente el fundamento

teórico de coeficiente global de transferencia de calor: cuando un sólido entra en contacto

con un fluido que se encuentra a distinta temperatura, se produce una tasa de transferencia

de calor en forma de convección según la ley de enfriamiento de Newton:

𝑄𝑐𝑜𝑛𝑣 = ℎ 𝐴 (𝑇𝑠 − 𝑇∞) (3)

donde:

- ℎ∞ es el coeficiente global de transmisión de calor por convección del fluido.

- 𝐴 es el área del sólido en contacto con el fluido.

- 𝑇𝑠 es la temperatura superficial del sólido, es decir, la temperatura en la superficie

externa del mismo.

- 𝑇∞ es la temperatura del fluido en cuestión (se denota con el subíndice infinito debido

a que es necesario que se tenga en cuenta una cierta distancia con respecto al sólido

para que la temperatura y la velocidad del fluido sean constantes).


10

Ilustración 3: Ejemplo de convección [4].

Por otro lado, también es necesario introducir el concepto de flujo de calor por conducción

en un sólido en el que existe un gradiente de temperatura, que viene dado por la ley de Fourier:

𝑄𝑐𝑜𝑛𝑑 = −𝑘 𝐴 𝑑𝑇

𝑑𝑥 (4)

donde:

- 𝑘 es la conductividad térmica del material.

- 𝐴 es la superficie a través de la cual se produce la conducción.

- 𝑑𝑇

𝑑𝑥 es el gradiente de temperatura cuya dirección coincide con la dirección del calor.

Para un caso específico de una conducción unidimensional, en régimen estacionario a

través de una pared plana (como se puede ver en la Ilustración 4), de conductividad térmica

constante y uniforme y que tiene una temperatura constante en cada una de las paredes del

sólido, la transferencia de calor por conducción puede reescribirse de la siguiente forma:

𝑄′′𝑐𝑜𝑛𝑑 =𝑘

𝐿 (𝑇1 − 𝑇2) (5)


11

Ilustración 4: Conducción unidimensional a través de una placa con temperaturas superficiales constantes [5].

de tal forma que 𝐿 es el espesor de la placa en cuestión y 𝑇1 − 𝑇2 la diferencia de

temperaturas entre la superficie más caliente y la más fría, de tal forma que 𝑇1 > 𝑇2.

Aplicando una analogía a la ley de Ohm en circuitos eléctricos:

∆𝑉 = 𝐼 𝑅 (6)

en donde 𝐼 es la intensidad de corriente y 𝑅 es la resistencia eléctrica, podemos extrapolar

el caso de conducción unidimensional a un circuito eléctrico obteniendo resistencias

térmicas de la siguiente forma:

𝑅𝑘 =𝐿

𝐴 𝑘 (7)

𝑅ℎ =

1

𝐴 ℎ (8)

estableciendo 𝑅𝑘 como resistencia térmica de conducción y 𝑅ℎ como resistencia térmica

de convección.

Para el caso de la Ilustración 5, con fluidos en contacto con ambos lados de la placa (en

la parte izquierda con un fluido más caliente con 𝑇∞,1 > 𝑇1 y en la parte izquierda con un


12

fluido más frío con 𝑇2 < (𝑇∞)2, podemos establecer el flujo de calor 𝑞 combinado ambos

mecanismos: conducción y convección:

𝑞 =𝑇∞,1 − 𝑇1

1ℎ1𝐴

=𝑇1 − 𝑇2

1𝐴

∑𝐿𝑖

𝑘𝑖

𝑛𝑖=1

=𝑇2 − 𝑇∞,2

1ℎ2𝐴

(9)

Al combinar las ecuaciones anteriores, obtenemos una expresión generalizada que

expresa el valor de la transferencia de calor en función de las temperaturas de los fluidos en

contacto con la placa y una resistencia general 𝑅𝑒𝑞:

𝑞 =𝑇∞,1 − 𝑇∞,2

𝑅𝑒𝑞 (10)

𝑅𝑒𝑞 = ∑ 𝑅𝑖 =1

ℎ1𝐴

𝑛

𝑖=1+

1

𝐴∑

𝐿𝑖

𝑘𝑖

𝑛

𝑖=1+

1

ℎ2𝐴 (11)

Se debe indicar que la resistencia por conducción está conformada por un conjunto de

materiales, de tal forma que la resistencia a tener en cuenta para el cálculo de la misma se

hace como se muestra en la Ecuación 11.

Y finalmente, podemos expresar el coeficiente global de transferencia de calor como la

inversa de la resistencia equivalente del circuito térmico:

𝑈 =1

𝐴 𝑅𝑒𝑞 (12)

𝑞 = 𝑈 𝐴 (𝑇∞,1 − 𝑇∞,2) (13)

Una vez introducido el concepto teórico del coeficiente global de transferencia de calor,

se calculará a continuación su valor para el caso de la cámara frigorífica que se quiere

diseñar. En primer lugar, se debe destacar que los materiales se han elegido en base a dos

motivos principales: precio y conductividad térmica. En la Tabla 2 se enumeran los distintos

materiales utilizados:


13

Corcho

K (W/mk) 0,044

ρ (kg/m3) 110-130

e (cm) 5

Precio (€/m2) 13,8

Fibra de

vidrio

K (W/mk) 0,035

ρ (kg/m3) 22-29

e (cm) 5

Precio (€/m2) 4,51

Poliestireno

expandido

K (W/mk) 0,04

ρ (kg/m3) 20-30

e (cm) 5

Precio (€/m2) 5,9

Lana de

roca

K (W/mk) 0,034

ρ (kg/m3) 55-110

e (cm) 5

Precio (€/m2) 6,59

Tabla 2: Materiales aislantes utilizados.

En cálculo del coeficiente de convección exterior (he), se realiza utilizando de nuevo la

Ecuación (1):

ℎ𝑒 = 6,54 (30km

h

1000m

1km

1h

3600s)

0,78

= 34,17kcal

hm2℃

4180 J

1kcal

1h

3600s= 39,69

W

m2K

Para el caso del coeficiente interior, el valor calculado se refleja en el apartado de las

condiciones interiores de la cámara. Por tanto, el coeficiente será:

ℎ𝑖 = 95W

m2K

El coeficiente global de transferencia de calor, siguiendo la Ecuación 12, finalmente será:

𝑈 = 0,188W

m2K (14)


14

7.2. OBTENCIÓN DE LA CARGA TÉRMICA

Para el diseño de la cámara frigorífica, es necesario el cálculo de la carga térmica, que

proporciona directamente la potencia frigorífica necesaria, y, en consecuencia, se realiza la

elección de los diversos componentes del ciclo frigorífico. Las necesidades de la instalación

variarán en función de:

- Régimen de trabajo.

- Clima.

- Tipo de producto.

- Temperatura del producto a la entrada de la cámara.

- Renovaciones de aire necesarias.

- Calor desprendido por la iluminación y otros elementos de la cámara frigorífica.

En resumen, el cálculo del balance térmico es la suma de las distintas cargas térmicas

parciales en función de su naturaleza. Por lo tanto, la carga térmica total es el valor que la

instalación tiene que vencer para contrarrestar las distintas pérdidas que sufre el circuito

frigorífico. Las cargas térmicas parciales son las siguientes:

7.2.1. CÁLCULO DE LAS PÉRDIDAS POR TRANSMISIÓN (Q1)

El calor transmitido a través de una superficie plana, teniendo en cuenta el coeficiente

global de transferencia de calor 𝑈, y a cuyos lados existen temperaturas del fluido (en este

caso aire) 𝑇∞,𝑖 y 𝑇∞,𝑒, al igual que en la Ecuación 13, viene dado según la expresión:

𝑞 = 𝑈 𝐴 (𝑇∞,1 − 𝑇∞,2) (15)

Teniendo en cuenta las dimensiones de la cámara frigorífica, se puede calcular el valor

de la superficie para el caso de las paredes, el suelo y la puerta de apertura de la cámara.

Todos los datos se resumen en la Tabla 3:


15

U 0,18784668 W/m2K

T∞,1 30 °C

T∞,2 -22 °C

Atecho 7,5 m2

Aparedes 15 m2

Apuerta 12,5 m2

Asuelo 6 m2

Atotal 41 m2

Q1 34537,4261 kJ/día

0,39973873 kW

Tabla 3: Carga térmica por transmisión.

Se debe recalcar que 𝑈 se ha calculado teniendo en cuenta constantes las pérdidas a

través de los cerramientos 𝑞 y la diferencia de temperatura ∆𝑇. La temperatura del interior

de la cámara frigorífica se considerará uniforme en todo momento, la carga térmica irá en

función de la temperatura exterior, y, por tanto, la Ecuación 15 se considera una carga

térmica mayorada.

7.2.2. CÁLCULO DE LAS PÉRDIDAS POR ENFRIAMIENTO Y/O

CONGELACIÓN (Q2)

Las necesidades frigoríficas por enfriamiento o congelación de la mercancía son las más

mayores de todas las que se deben tener en cuenta para el balance global de la carga térmica,

y más aún el caso de las cámaras de refrigeración. Para el cálculo de estas pérdidas, se deben

considerar ciertos aspectos que son bastante importantes:

- Tiempo en el que debe ser enfriado el producto.

- Cantidad del producto que se debe enfriar.

- Necesidad o no de congelación del producto.

Teniendo presente todos estos aspectos, la carga térmica por enfriamiento y congelación

se puede expresar como:

𝑄2 = 𝑄21 + 𝑄22 + 𝑄23 (16)


16

donde:

- 𝑄21 son las necesidades por enfriamiento del producto hasta la temperatura de

congelación.

- 𝑄22 son las necesidades por congelación.

- 𝑄23 son las necesidades de enfriamiento del producto hasta la temperatura deseada.

En el cálculo de 𝑄22 se debe tener en cuenta también:

1. El calor específico del producto antes de la congelación 𝐶1. Su valor se puede obtener

sabiendo el porcentaje de agua del producto, como se muestra en la Ecuación 17:

𝐶1 =

𝑎1 + 𝐶𝐸𝑀𝑂 𝑏1

100 (17)

donde:

- 𝑎1 es el contenido de agua en %.

- 𝑏1 es el contenido de materia sólida en %.

- 𝐶𝐸𝑀𝑂 es el calor específico de la materia orgánica. Su valor se establece en

1,675𝑘𝐽

𝑘𝑔𝐾 [3].

2. El calor latente de solidificación (o en este caso congelación), que se puede calcular

como se muestra en la Ecuación 18:

𝐶2 =𝐶𝐿𝑆𝐴 𝑎1

100 (18)

donde:

- 𝐶𝐿𝑆𝐴 es el calor latente de solidificación del agua. Su valor se establece en 334,9kJ

kg.


17

3. El calor específico del producto después de la congelación, que se puede calcular

como se muestra en la Ecuación 19

𝐶3 =𝐶𝐸𝐻 𝑎1 + 𝐶𝐸𝑀𝑂 𝑏1

100 (19)

donde:

- 𝐶𝐸𝐻 es el calor específico del hielo. Su valor se establece en 2,09kJ

kg.

En el caso de que el producto esté embalado, será necesario añadir la carga térmica para

el enfriamiento del mismo:

𝑄𝑒 = 𝑐𝑒𝑚𝑒(𝑇𝑐𝑒 − 𝑇𝑞) (20)

donde:

- 𝑐𝑒 es el calor específico del material de embalaje. Para el estudio de la carga térmica

global, se va a suponer un embalaje fabricado con Tereftalato de Polietileno, material

cuyo calor específico se sitúa alrededor de 2 kJ

kg.

- 𝑇𝑐𝑒 es la temperatura de entrada del embalaje dentro de la cámara.

- 𝑇𝑞 es la temperatura al final del enfriamiento.

Todos los cálculos relacionados con el cálculo de la carga térmica de enfriamiento o

congelación se resumen en la Tabla 4:

Q21 39160,75 kJ/día

Q22 204289 kJ/día

Q23 40491,15 kJ/día

Qe 422,02944 kJ/día

Q2 284362,9294 kJ/día

3,291237609 kW

Tabla 4: Carga térmica de enfriamiento y congelación.


18

7.2.3. CÁLCULO DE LAS PÉRDIDAS POR RENOVACIONES DE AIRE

(Q3)

Para el cálculo de este tipo de pérdidas, se va a basar el estudio en el número de

renovaciones equivalentes, las cuales se obtienen en función de las pérdidas por

infiltraciones, del volumen de la cámara, del número de veces que se abren las puertas y de

las condiciones exteriores e interiores (en relación a la temperatura y humedad relativa).

Pero antes de la obtención de la carga térmica necesaria en este apartado, es necesario

introducir el concepto de humedad relativa, y de forma más general, la psicrometría.

En condiciones ambientales, el aire está compuesto principalmente por una mezcla de

oxígeno, nitrógeno y pequeñas cantidades de otros gases. Normalmente, el aire contiene una

cantidad determinada de vapor de agua (o humedad), y se conoce como aire húmedo, al

contrario del aire que no contiene vapor de agua que se denomina como seco.

Aunque la cantidad de vapor de agua presente en el aire es pequeña, es fundamental en

el contexto de acondicionamiento de cualquier lugar.

Como la temperatura del aire en las aplicaciones de acondicionamiento suele variar entre

-10℃ y 50℃, la suposición de aire como gas ideal con un valor constante de 𝑐𝑝 = 1,005kJ

kg℃

conlleva a un error de menos del 0.2%. Tomando como referencia el 0℃, la entalpía del aire

se puede expresar mediante:

ℎ𝑎𝑖𝑟𝑒 𝑠𝑒𝑐𝑜 = 𝑐𝑝 𝑇 (21)

A una temperatura de 50℃, la presión de saturación del agua se sitúa en 12,3 kPa, y por

debajo de ese valor, se puede considerar que el vapor de agua presente en el aire se puede

tratar como gas ideal y por tanto, sus transformaciones se rigen por la ecuación de los gases

ideales:

𝑝 𝑣 = 𝑅 𝑇 (22)


19

donde 𝑅 suele tener varios valores en función del carácter que tenga la ecuación:

intensivo o extensivo. Por tanto, el aire se puede tratar como una mezcla de gases ideales

cuya presión se puede expresar:

𝑝 = 𝑝𝑎 + 𝑝𝑣 (23)

siendo 𝑝𝑣 la presión parcial del vapor de agua, y se trata de la presión que tendría el

vapor de agua en el caso de ocupar todo el volumen de la mezcla y su temperatura fuese

igual a la temperatura de la mezcla de gases. Si el vapor de agua por debajo de los 50℃ se

puede considerar como ideal, la entalpía del mismo se puede considerar función de

únicamente la temperatura, como se ha visto en la Ecuación 21, y esta entalpía se aproxima

a la entalpía de la curva límite superior de la campana de Andrews o entalpía de vapor

saturado, es decir:

ℎ𝑣 (𝑇, 𝑝𝑏𝑎𝑗𝑎) ≈ ℎ𝑔 (𝑇)

Por tanto, la entalpía del vapor de agua puede calcularse si tenemos en cuenta que la

entalpía del vapor de agua a 0℃ es 2501,3 kJ

kg y que el valor de 𝑐�̅� del vapor de agua en el

intervalo de -10℃ a 50℃ es de 1,82 kJ

kg. Finalmente, el valor de la entalpía del aire en esas

condiciones se podrá calcular como se muestra a continuación:

ℎ𝑔 (𝑇) ≈ 2501,3 + 1,82 𝑇 (24)

La cantidad de vapor de agua que se encuentra en el aire puede expresarse de diversas

formas, pero la más común es indicar la masa de vapor de agua presente en una masa

determinada de aire seco, a la cual se le denomina humedad absoluta, y se puede expresar

como:

𝜔 =𝑚𝑣

𝑚𝑎=

𝑝𝑣 𝑉𝑅𝑣 𝑇𝑝𝑎 𝑉𝑅𝑎 𝑇

=

𝑝𝑣𝑅𝑣

⁄

𝑝𝑎𝑅𝑎

⁄= 0,622

𝑝𝑣

𝑝 − 𝑝𝑣 (25)


20

Ilustración 5: Estado típico de vapor de agua presente en el aire húmedo [6].

En la Ilustración 5, se muestra un estado en el que, fijando la presión parcial 𝑝𝑣 y la

temperatura de la mezcla 𝑇, el vapor se encuentra recalentado. En el caso de que la presión

parcial del vapor de agua coincida con la presión de saturación del agua a la temperatura de

la mezcla, se dice que la mezcla está saturada. La cantidad de vapor de agua presente en el

aire húmedo varía desde un valor nulo en el caso de tener aire seco, hasta un valor máximo

de 1 cuando se tiene aire húmedo y la mezcla está saturada, dependiendo principalmente de

la temperatura y la presión.

El nivel de comodidad depende directamente de la cantidad de vapor de agua (𝑚𝑣) que

contiene el aire en relación a la máxima cantidad de agua que podría llegar a tener para esa

misma temperatura (𝑚𝑔). A la relación entre estas dos cantidades de masa se le conoce como

humedad relativa:

𝛷 =

𝑚𝑣

𝑚𝑔=

𝑝𝑣

𝑝𝑔 (26)

donde:

𝑝𝑣 = 𝑝𝑔,𝑠𝑎𝑡𝑢𝑟𝑎𝑐𝑖ó𝑛 = exp (14,2928 −5291

𝑇(℃) + 273.15) (27)

Finalmente, la humedad específica o absoluta se puede expresar en términos de la

humedad relativa, la presión de vapor de saturación a la temperatura evaluada y la presión

total de la mezcla:


21

𝜔 =0,622 Φ 𝑝𝑔

𝑝 − 𝑝𝑔 (28)

Este valor de humedad relativa varía entre 0 (aire seco) y (aire saturado). Por otro lado,

al aire atmosférico se compone de aire seco y vapor de agua, y por tanto la entalpía del

mismo se puede poner en función de las entalpías del aire seco y del vapor de agua como se

describe a continuación:

ℎ = ℎ𝑎 + 𝜔 ℎ𝑔

(29)

Una vez introducidos los conceptos teóricos necesarios para la compresión de los

cálculos de este apartado, se prosigue describiendo la expresión que determina las pérdidas

por renovaciones del aire 𝑄3, que se puede observar en la Ecuación 30 [3]:

𝑄3 = 𝑉 𝐷𝑖 𝛿𝑚 𝑁 (30)

donde:

- 𝑉 es el volumen de la cámara (m3).

- 𝐷𝑖 es la diferencia entre las entalpías del aire exterior y el interior (kJ

kg).

- 𝛿𝑚 es la densidad media del aire entre condiciones interiores y exteriores (kg

m3).

- 𝑁 es el número de renovaciones.

Todos los datos necesarios para la obtención del resultado final de la carga térmica se

resumen en la Tabla 5:


22

Volumen 18,75 m3

Ti -22 ℃

(Pvap)i 0,00113437 bar

ϕi 0,85

ωi 0,00059261 kgH2O/kgaire

hi -20,6512034 kJ/kg

Te 30 ℃

(Pvap)e 0,04225442 bar

ϕe 0,6

ωe 0,01596658 kgH2O/kgaire

he 70,9653709 kJ/kg

VE 0,87202263 m3/kg

δ 1,14675923 kg/m3

N 27

Q4 53187,7147 kJ/día

0,61559855 kW

Tabla 5: Carga térmica por renovaciones de aire.

7.2.4. CÁLCULO DE LAS PÉRDIDAS POR CALOR DESPRENDIDO POR

LOS VENTILADORES (Q4)

El cálculo preciso de 𝑄4 solo se podrá realizar una vez elegidos los equipos adecuados,

por lo que en la práctica se supone un valor aproximado.

𝑄4 = 𝑉 𝐶𝐷𝑉 (31)

donde:

- 𝐶𝐷𝑉 es el calor desprendido por los ventiladores. Para el estudio presente, se ha

supuesto un valor de 200 kJ

m3 [3] al día.

Volumen 15 m3

CDV 200 kJ/m3día

Q4 3000 kJ/día

0,03472222 kW

Tabla 6: Carga térmica debida al calor de los ventiladores.


23

7.2.5. CÁLCULO DE LAS PÉRDIDAS DEBIDO AL CALOR

DESPRENDIDO POR LAS PERSONAS (Q5)

El cálculo de ese tipo de pérdidas suele ser confuso porque nunca se va a saber con

exactitud el tiempo que va a estar una persona dentro del recinto. Por tanto, se han supuesto

unos valores razonables de los parámetros que intervienen en el cálculo de las pérdidas:

𝑄5 = 𝑁 𝐶𝑝 𝐻𝑃 (32)

donde:

- 𝑁 = Número de personas dentro de la cámara.

- 𝐶𝑝 = Calor emitido por una persona en una hora [3].

- 𝐻𝑃 = Horas de permanencia dentro de la cámara.

N 1

CP 1600 kJ/h

HP 0,25 h

Q5 9600 kJ/día

10,6666667 kW

Tabla 7: Carga térmica debida a la permanencia de personas dentro de la cámara.

7.2.6. CÁLCULO DE PÉRDIDAS DE LAS NECESIDADES POR

SERVICIO (Q6)

Este tipo de carga térmica se ha diseñado teniendo en cuenta la suma de las 3 primeras:

𝑄6 = 𝑍 (𝑄1 + 𝑄2 + 𝑄3) (33)

Z 0,15

Q8 47835,0533 kJ/día

0,55364645 kW

Tabla 8: Carga térmica por pérdidas debidas a las necesidades por servicio.


24

7.2.7. PÉRDIDAS TOTALES

Finalmente, el cómputo global de todas las cargas térmicas se recoge en la Tabla 9:

𝑄𝑇 =

1

𝑁𝐻(𝑄1 + 𝑄2 + 𝑄3 + 𝑄4 + 𝑄5 + 𝑄6) (34)

Estableciendo un número de horas laborables de 10h, el resultado es el siguiente:

QT

432523,123 kJ/día

43252,3123 kJ/h

10330,6373 kcal/h

12,0145312 kW

Tabla 9: Carga térmica global.

7.2.8. REAJUSTE DEL COEFICIENTE GLOBAL DE TRANSFERENCIA

DE CALOR

Se debe realizar un ajuste del coeficiente global de transferencia de calor ya que el

coeficiente interior de convección se ha calculado en torno al caudal proporcionado por el

evaporador, pero esa suposición no es correcta. Se debe calcular en base al caudal necesario

a proporcionar a los helados teniendo en cuenta el siguiente procedimiento:

𝑄 = �̇� 𝑐𝑝 (𝑇𝑒 − 𝑇𝑖) (35)

donde:

- 𝑄 es la carga térmica global (kW).

- �̇� es el flujo de aire (kg/s).

- 𝑐𝑝 es el coeficiente de calor a presión constante (kJ/kgK).

- 𝑇𝑒 = Temperatura del aire en el exterior de la cámara frigorífica (K).

- 𝑇𝑖 = Temperatura del aire en el interior de la cámara frigorífica (K).

De tal forma que utilizando la Ecuación 35 se puede obtener el flujo de aire:


25

�̇� =𝑄

𝑐𝑝 (𝑇𝑒 − 𝑇𝑖)=

12,01 kW

1,006kJ

kgK (30 − (−22))K

= 0,23kg

s

Y directamente se puede obtener el caudal utilizando la Ecuación 36:

�̇� =

�̇�

𝜌 (36)

�̇� =�̇�

𝜌=

0,23 kgs

1,394 + 1,1642

kgm3

= 0,1795 m3

s 3600 s

1 h= 646,21

m3

h

Utilizando de nuevo la Ecuación 2 se puede calcular la nueva velocidad:

𝑣 =�̇�

𝑆=

646,21 m3

h

1 h3600 s

π (630 mm)2

41 m2

1000000 mm2

= 0,58m

s

Recurriendo de nuevo a la Tabla 1 y a la ecuación de Jurgens, se puede calcular el nuevo

coeficiente de convección interior:

ℎ′𝑖 = 𝑎 + 𝑏 𝑣𝑛 = 5,32 + 3,7 0,581 = 7,45 kcal

h m2℃= 8,65

W

m2K

Una vez recalculado, se procede con el cálculo por segunda vez del coeficiente global de

transferencia de calor:

𝑈′ = 0,181 W

m2K

Como se puede observar, su valor no ha cambiado significativamente, y al utilizar el

valor anterior, se está cometiendo un error de:

%𝐸𝑟𝑟𝑜𝑟 =(0,188 − 0,181)

Wm2K

0,188 W

m2K

100 % = 3,7 %

Si se adopta el criterio de 5% de error, podemos considerar el anterior valor correcto.


26

8. ELECCIÓN DE LOS COMPONENTES

8.1. CONTEXTO TEÓRICO

8.1.1. CICLO GENERAL DE REFRIGERACIÓN

Antes de proceder con la elección de los componentes, es necesario introducir el contexto

teórico de un ciclo frigorífico. Para ello, se va a mostrar a continuación el concepto general

del mismo:

Ilustración 6: Ciclo general de refrigeración [7].

Como se puede observar en la Ilustración 6, esta máquina térmica obtiene calor del foco

frío, y junto a la energía aportada por un dispositivo externo en forma de trabajo, se expulsa

toda la energía en forma de calor hacia el foco caliente. Para el caso de este estudio técnico,

se ha optado por la utilización de un ciclo frigorífico que cuenta con los componentes

principales.


27

8.1.2. COMPONENTES PRINCIPALES

Ilustración 7: Ciclo de refrigeración común [7].

donde se pueden observar varios elementos:

- Evaporador: El evaporador se trata de un intercambiador de calor entre el fluido

refrigerante y el medio a enfriar, cuya eficiencia dependerá principalmente del

coeficiente global de transmisión de calor que tenga el propio evaporador, de la

superficie del mismo y de la superficie del medio que se quiere enfriar.

En una instalación frigorífica está ubicado entre la válvula de expansión isoentálpica

y la tubería de aspiración del compresor. Su misión es la de absorber calor del recinto

a refrigerar y transmitir ese calor al fluido refrigerante, provocando su cambio de fase

de líquido a gas lo que se consigue de la forma siguiente: el fluido proveniente de la

válvula isoentálpica o de expansión entra al evaporador en estado de líquido a baja

presión: al producirse este descenso brusco de presión, se consigue la ebullición, y

consecuentemente, la absorción del calor. A medida que avanza por el evaporador la

masa de líquido contiene burbujas de vapor que finalmente se convierten en una masa

de vapor que arrastra gotas de líquido, mezcla que se denomina vapor húmedo.

Finalmente, cuando las últimas gotas de líquido se han evaporado sólo queda vapor

saturado o recalentado.


28

Hay diferentes tipos de evaporadores según la alimentación del refrigerante:

De expansión directa o expansión seca: la evaporación del refrigerante se lleva a

cabo a través de su recorrido por el evaporador, encontrándose este en estado de

mezcla entre vapor y líquido en un punto intermedio de este. De esta manera, el

fluido que abandona el evaporador es puramente vapor sobrecalentado. Estos

evaporadores son los más comunes en sistemas de aire acondicionado. No

obstante, son muy utilizados en la refrigeración de media y baja temperatura, no

son los más apropiados para instalaciones de gran volumen.

Evaporador inundado: Los evaporadores inundados trabajan con refrigerante

líquido, por lo tanto, se llenan por completo a fin de tener humedecida toda la

superficie interior del intercambiador y, en consecuencia, la mayor transferencia

de calor posible. El evaporador inundado está equipado con un acumulador o

colector de vapor que sirve, a la vez, como receptor de líquido, desde el cual el

refrigerante líquido es circulado por gravedad a través de los circuitos del

evaporador.

Ilustración 8: Esquema de evaporador de expansión seca [8].


29

- Compresor: Su función es la de tomar el refrigerante en estado de vapor recalentado

a baja presión y temperatura y produce un aumento tanto en presión y temperatura

hasta alcanzar valores más altos.

En los compresores alternativos, uno o más pistones recorren el interior de un

cilindro, efectuando la aspiración y la compresión del gas refrigerante. Cada uno de

los cilindros dispone al menos de una válvula de aspiración de gas refrigerante (a

través de la cual el gas accede al cilindro durante la fase de aspiración) y de una

válvula de descarga a través de la cual el gas refrigerante descarga hacia el

condensador después de haber sido comprimido. Según la forma de compresión, los

compresores se pueden clasificar en:

Compresores de desplazamiento positivo o volumétricos: Su funcionamiento se

basa en la disminución del volumen del aire en la cámara de compresión,

produciéndose un incremento de la presión interna hasta llegar al valor de diseño

previsto, momento en el cual el aire es descargado al sistema.

Ilustración 9: Esquema de evaporador inundado.[8]


30

Ilustración 10: Ejemplo de compresor de tornillo [9].

Compresores de desplazamiento cinemático o dinámicos: El principio de

funcionamiento de estos compresores se basa en la aceleración de las partículas

del fluido a comprimir. El aire es aspirado por el rodete a través de su campana

de entrada y acelerado a gran velocidad. Después es descargado directamente a

unos difusores situados junto al rodete, donde toda la energía cinética del aire se

transforma en presión estática. A partir de este punto es liberado al sistema.

- Condensador: El condensador transfiere calor de un lugar que se desea refrigerar a

un lugar con mayor temperatura; transfiere el calor desde el refrigerante a un medio

que puede absorberlo y removerlo. Los medios más usados en los procesos de

transferencia de calor en el condensador son aire, agua o una combinación de ambas:

Condensador por aire: de circulación natural o forzada: en el que el calor extraído

del medio a refrigerar es disipado directamente al aire por transferencia del calor

sensible como si actuara igual que un intercambiador de calor. Los condensadores

enfriados por aire incluyen uno o varios ventiladores para aumentar el flujo.

Cuando el aire se pone en contacto con el condensador caliente absorbe calor y

sube. Esto permite que el are que enfría circule sobre el condensador. Estos

condensadores pueden ser axiales o centrífugos.


31

Ilustración 11: Condensador enfriado por aire [10].

Condensador por Agua de Doble Tubo a Contracorriente: en los que el calor

sensible es transferido por agua. Esta agua puede ser recuperada y recirculada al

condensador después de ser enfriada mediante cesión de calor sensible y latente

en un circuito externo.

Ilustración 12: Condensador enfriado por agua [11].


32

Condensadores evaporativos: que cuentan con la utilización de serpentines de

rociado simple o a contracorriente para disipar el calor en el aire por transferencia

sensible y latente.

- Válvula de expansión: Como el fluido refrigerante sale del condensador en estado

líquido, es necesario una disminución de la presión desde la propia del condensador

hasta la presión del evaporador.

Ilustración 14: Válvula isoentálpica o de expansión [13].

Ilustración 13: Condensador evaporativo [12].


33

8.2. COMPONENTES ELEGIDOS

Para la realización del estudio técnico, se va realizar el estudio del ciclo de refrigeración

determinado principalmente por la carga térmica necesaria para la refrigeración de la cámara.

Para ello, se dimensionará el evaporador teniendo en cuenta la potencia (delimitada por la

carga térmica global), para posteriormente realizar la elección del compresor y el

condensador acordes a la potencia del evaporador, y por último se escogerá la válvula de

expansión correcta.

8.2.1. EVAPORADOR

Con la carga térmica global obtenida del apartado 9.2, se obtiene la potencia necesaria

en el evaporador, mediante la ecuación que se muestra a continuación:

𝑄𝑛 =

𝑄𝑡

𝐹𝑐𝐹𝑟 (37)

donde:

- 𝑄𝑛 es la potencia nominal del evaporador.

- 𝑄𝑡 es la carga térmica global de la instalación.

- 𝐹𝑟 es el factor de corrección debido al refrigerante.

- 𝐹𝑐 es el factor de corrección debido al salto térmico

Una vez explicados todos los términos que intervienen en la elección del evaporador

necesario, se procede con la obtención de los mismos:

- Factor de corrección debido al refrigerante: Se obtiene directamente, teniendo en

cuenta que se va a utilizar el refrigerante R-404a, el factor de corrección, según

catálogo, será de:

𝐹𝑟 = 1

- Factor de corrección debido al salto térmico: el salto térmico se define como la

diferencia entre la temperatura del aire en la cámara a la entrada del evaporador 𝑇𝑐

y la temperatura de evaporación 𝑇𝑒. Este salto valor se puede obtener directamente


34

teniendo en cuenta la humedad relativa interior de la cámara, establecida en 85%.

Por lo tanto, observando la Ilustración que se muestra a continuación, el salto térmico

se establecerá en un valor de ∆𝑇 = 6𝐾.

Ilustración 15: Gráfica para el cálculo del factor de corrección en función de la humedad relativa [14].

Una vez conocido el salto térmico, se procede con la obtención del factor de corrección

referente al mismo:


35

Ilustración 16:Gráfica para el cálculo del factor de corrección en función del salto térmico [14].

Estableciendo el salto térmico en 6K y sabiendo el valor de la temperatura interior de la

cámara, se puede obtener el valor del factor de corrección correspondiente:

𝐹𝑐 ≈ 0,65

Finalmente, utilizando la Ecuación 35, se obtiene:

𝑄𝑛 =12,01 𝑘𝑊

0,65 · 1= 18,48 kW

Entrando en el catálogo de la empresa FRIMETAL, se obtiene el modelo FRL-1795,

con una capacidad nominal de 𝑄𝑛 = 19,7 𝑘𝑊.

Este modelo se trata de un evaporador cúbico (por su diseño) y se trata de un evaporador

de expansión directa, es decir, que el flujo de refrigerante que entra al evaporador está

limitado a la cantidad que pueda evaporarse durante el recorrido del fluido refrigerante, de

tal forma que a la entrada del compresor sólo llegue vapor recalentado.


36

Para comprobar si el evaporador proporciona el caudal necesario de aire para congelar

los helados, se recurre a la Ecuación 36:

𝑄 = �̇� 𝑐𝑝 (𝑇𝑒 − 𝑇𝑖) (48)

donde:

- �̇� es el flujo de aire (kg/s).

- 𝑐𝑝 es el coeficiente de calor a presión constante (kJ/kgK).

- 𝑇𝑒 = Temperatura del aire en el exterior de la cámara frigorífica (K).

- 𝑇𝑖 = Temperatura del aire en el interior de la cámara frigorífica (K).

De tal forma que utilizando la Ecuación 36 se puede obtener el flujo de aire:

�̇� =𝑄

𝑐𝑝 (𝑇𝑒 − 𝑇𝑖)=

12,01 kW

1,006kJ

kgK (30 − (−22))K

= 0,23kg

s

Y directamente se puede obtener el caudal utilizando la Ecuación 37:

�̇� =

�̇�

𝜌 (39)

�̇� =�̇�

𝜌=

0,23 kgs

1,394 + 1,1642

kgm3

= 0,1795 kg

s 3600 s

1 h= 646,21

m3

h

Por lo tanto, se acaba de comprobar el evaporador proporciona el caudal suficiente de

aire. Además, esta empresa plantea la posibilidad de la inclusión de un desescarche eléctrico

de elevada eficiencia que mejora el desescarche eléctrico estándar. Este sistema consiste en:

- Un elevado nº de resistencias de baja potencia.

- Resistencias introducidas en tubos de cobre.


37

Ilustración 17: Comparativa entre desescarche eléctrico de alta eficiencia y desescarche eléctrico convencional [14].

Entre las ventajas del uso de este tipo de desescarches de alta eficiencia se encuentran:

- Mejora sustancial de la eficiencia energética, al ser la potencia total en el caso del

desescarche de alta eficiencia la mitad de la versión estándar.

- Mejor distribución del calor por la batería sin quedar zonas aisladas con escarcha

permanente por no llegar el calor.

- Menor formación de vapor de agua. Este vapor se produce habitualmente por exceso

de calor en las resistencias y asciende hasta el techo donde se vuelve a congelar

formando placas de hielo en el evaporador y techo de la cámara.

- Menor aportación de calor a la cámara que después debe ser absorbido por el sistema

de frío.

- Más duración de las resistencias por sufrir menos estrés y dilataciones al trabajar con

potencia y temperatura reducidas.

- El entubamiento de las resistencias mejora la transmisión del calor a la batería y

facilita el trabajo de sustitución.


38

8.2.2. COMPRESOR

Para la obtención del compresor de la instalación, se ha recurrido al software

proporcionado por la empresa Bitzer, que, a partir de la potencia frigorífica del evaporador,

obtiene automáticamente el compresor idóneo para las necesidades del cliente. Por tanto,

estableciendo la carga frigorífica en el evaporador, las temperaturas de subenfriamiento y

sobrecalentamiento del refrigerante la salida del condensador y evaporador respectivamente,

se elige el compresor adecuado:

- Subenfriamiento: 5℃.

- Recalentamiento: 7℃.

Con los datos anteriores, el compresor elegido es el modelo 4NES-14Y-40P. A

continuación se muestran los datos más relevantes del compresor:

Ilustración 18 Datos relevantes del compresor.

Respecto a las características principales a destacar de este compresor, se encuentran:

- Alternativo, ya que cuenta con la acción de pistones que se encargan de proporcionar

la presión adecuada al refrigerante.

- Se trata de un compresor semihermético, es decir, no es totalmente cerrado, lo que

facilita su manipulación y arreglo cuando sea necesario cambiar una pieza o

arreglarlo.


39

Ilustración 19: Ciclo frigorífico establecido en función del compresor.

8.2.3. CONDENSADOR

Para la elección de este componente, Se ha optado de nuevo por la elección de un

condensador de la marca FRIMETAL. En la parte de condensadores del catálogo, se

encuentra el cálculo de la capacidad nominal que debe tener el condensador para que

funcione correctamente, y se puede observar a continuación:

𝑄𝑛 = 𝑄𝑓

15

Δ𝑡 𝐹𝑐 𝐹𝑟 𝐹𝑎 (40)

donde:

- 𝑄𝑓 es la carga frigorífica que se debe extraer del recinto a refrigerar.

- 𝑄𝑛 es la potencia nominal utilizada para la búsqueda del condensador.

- 𝐹𝑐 es el factor de corrección debido a la diferencia entre la temperatura de

condensación y evaporación.

- 𝐹𝑟 es el factor de corrección debido a la elección del refrigerante.

- 𝐹𝑎 es el factor de corrección debido a la altitud.

Se procede a continuación con la obtención de todos los factores de corrección:

- Factor de corrección debido a la diferencia de temperaturas: Para ello, se utiliza la

gráfica propuesta en el catálogo:


40

Ilustración 20: Gráfica para el cálculo del factor de corrección en función de la temperatura de condensación y

evaporación [14].

Sabiendo la temperatura de evaporación (𝑇𝑒𝑣𝑎𝑝 = −28℃) y la temperatura de

condensación (𝑇𝑐𝑜𝑛𝑑 = 40℃), y observando la Ilustración 24, se obtiene finalmente el

factor de corrección:

𝐹𝑐 = 1,62

- Factor de corrección debido al refrigerante: Al igual que con el evaporador, la

elección del refrigerante R404A supone un valor directo del factor de corrección,

estableciendo su valor por catálogo en:

𝐹𝑟 = 1

- Factor de corrección debido a la altitud: El catálogo ofrece el valor del factor de

corrección para unos valores determinados de altura, por lo tanto, será necesario

interpolar para obtener el valor preciso a la altura del emplazamiento elegido:

Ilustración 21: Valores del factor de corrección en función de la altitud [14].


41

Debido a que en el caso del presente estudio la altitud se sitúa en 419 m, se realiza la

interpolación a continuación:

800 − 400

800 − 419=

1,06 − 1,03

1,06 − 𝑥⟹ 𝑥 = 1,0314 (41)

𝐹𝑎 = 1,0314

Teniendo en cuenta todos los datos anteriores, la carga nominal del condensador será:

𝑄𝑛 = 12,01 kW ·15

7· 1,62 · 1 · 1,01314 = 42,41 kW

Con la capacidad nominal que debe tener el condensador, en el catálogo se obtiene que

el más próximo por arriba es el modelo CBN-107, con una potencia nominal de 49,7 kW.

Este condensador está refrigerado por aire, es decir, utiliza el aire del ambiente para

enfriar el refrigerante provocando su cambio de fase a estado líquido. Su funcionamiento es

similar al evaporador: el refrigerante entra en estado de vapor recalentado al condensador, y

a medida que avanza por el conducto del propio condensador, la fase de vapor se va

convirtiendo en líquido, de tal forma que a la salida existe únicamente líquido.

8.2.4. VÁLVULA DE EXPANSIÓN

Para la selección de la válvula de expansión, se ha elegido el catálogo ofrecido por la

empresa Parker, cuyo proceso de selección es el siguiente:

1. Temperatura del refrigerante a la entrada de la válvula: Observando la Ilustración 26,

la temperatura de entrada del refrigerante es de 𝑇𝑒 = 31,6℃ = 88,88℉.

2. Caída de presión a través de la válvula: Se debe obtener mediante la diferencia de

presión del condensador y la presión del evaporador. La presión del condensador se

sitúa en 16,87 bar y la presión del evaporador se sitúa en 2,20 bar, por tanto, la

diferencia de presión será de:

∆𝑃 = 𝑃𝑐𝑜𝑛𝑑 − 𝑃𝑒𝑣𝑎𝑝 = 16,87 bar − 2,2 bar = 14,67 bar = 212,77 psi (38)


42

3. Selección de la válvula en las tablas de capacidad: Con una temperatura de

evaporación en el caso del presente estudio técnico cercana a 𝑇𝑒𝑣𝑎𝑝 = −20℉, y una

capacidad de refrigeración de la instalación de 𝑄𝑔𝑙𝑜𝑏𝑎𝑙 = 12,01 kW = 3,41 Tn ref

en catálogo obtenemos un tipo de válvula denominada S (Ext), con una capacidad

nominal de refrigeración de 𝑄𝑛 = 6 Tn ref.

4. Necesidad de inclusión de un ecualizador externo: En este caso, se va a optar por la

ecualización externa de la válvula, de tal forma que el lado de abajo del diafragma es

aislado de la presión de salida de la válvula usando un material de empaque alrededor

de las barras de empuje, o en su defecto, con barras de empuje que han sido ajustadas

estrechamente. La presión del evaporador se transmite al diafragma por medio de un

tubo que conecta la línea de succión del compresor, cerca de la salida evaporador,

con la conexión de ecualizador externo de la válvula. La conexión externa está unida

a un pasadizo que termina en el lado de abajo del diafragma. El proceso se muestra

en la Ilustración 22:

Ilustración 22: Ejemplo de válvula de expansión ecualizada externamente [15].


43

De tal forma que el comportamiento de la válvula de expansión se puede explicar en

función de las diferentes presiones que interactúan sobre la misma:

𝑃𝑏 = 𝑃𝑒 + 𝑃𝑟 (42)

donde:

- 𝑃𝑏 es la presión de bulbo. Es la presión media a la salida del evaporador. Actúa sobre

la parte superior de la membrana de la válvula y tiende a abrir la misma.

- 𝑃𝑒 es la presión de evaporación. Es la presión a la entrada del evaporador. Actúa

sobre la parte inferior de la membrana y tiende a cerrarla.

- 𝑃𝑟 es la presión de resorte. Es la fuerza de un muelle que actúa directamente sobre el

vástago de la válvula.

En definitiva, se pueden dar dos condiciones principales:

1. 𝑃𝑏 > 𝑃𝑒 + 𝑃𝑟 → La válvula se abre.

2. 𝑃𝑏 < 𝑃𝑒 + 𝑃𝑟 → La válvula se cierra.

Como se puede observar, el recalentamiento obtenido en ese caso para diferentes

condiciones de funcionamiento de la válvula de expansión, se ha obtenido un

subenfriamiento de 5℃, por tanto, la suposición empleada a la hora de la elección del

compresor se puede considerar válida.

5. Selección del tipo de cuerpo: Observando el catálogo, es necesario escoger una

válvula tipo S porque es la única compatible con las conexiones de entrada (5/8’’) y

salida (7/8’’) de la válvula.

6. Selección de la carga Termostática Selectiva: Se obtiene del mismo catálogo una

carga tipo SZP.

Finalmente, el modelo elegido de es: SSE-6 x 7/8’’ x 1-1/8’’ x 1/4’’ODF x 5’


44

A continuación, se muestra una tabla resumen de los componentes elegidos hasta el

momento:

Modelo

Evaporador PIB-2150

Compresor 4NES-14Y-40P

Condensador CBN-107

Válvula de expansión SSE-6 x 7/8" x 1-1/8" x 1/4" ODF x 5"

Tabla 10: Resumen de los componentes elegidos.

8.2.5. TUBERÍAS

La elección de los diámetros de las tuberías se debe realizar teniendo en cuenta los

diámetros normalizados de las mismas, que se pueden observar en la Ilustración 23:

Ilustración 23: Diámetros normalizados de tuberías [16].

Para la elección de las tuberías, se ha optado por el software Solkane, que proporciona

las medidas y materiales idóneos para cada tipo de tubería, ya que se debe diferenciar entre

tubería de aspiración, de descarga y de líquido:


45

- Tubería de aspiración:

Ilustración 24: Diámetro interior de la tubería de aspiración.

- Tubería de descarga:

Ilustración 25:Diámetro interior de la tubería de descarga.

- Tubería de líquido de alta presión:

Ilustración 26: Diámetro interior de la tubería de líquido.


46

Para la comprobación de la correcta elección de los diámetros de las tuberías, es

necesario calcular el diámetro que debería tener cada tubería en función de las pérdidas de

carga que se producen por el paso del fluido. Existen varios criterios para la selección de los

diámetros, pero en este caso se va a utilizar el criterio de velocidad, en el que las velocidades

mínimas que tendrá el gas en los tramos de aspiración y descarga (referentes a la entrada y

la salida del compresor) deben ser las siguientes:

- Tramo horizontal: Velocidad de 2,5 m/s.

- Tramo vertical: Velocidad de 5 m/s.

Los datos proporcionados anteriormente se consideran valores normales, pero también

es necesario establecer unos valores máximos para tomar precauciones, de tal forma que no

se superen en ningún momento:

- Aspiración y descarga del refrigerante: Velocidad máxima de 14 m/s [16].

- Entrada y salida de la válvula de expansión (tramo líquido): Velocidad comprendida

entre los valores de 0,5 y 1 m/s [16].

Para determinar la velocidad, primero se debe obtener el flujo másico de refrigerante en

la instalación. conocida la potencia frigorífica de la misma y teniendo en cuenta la diferencia

de entalpías del evaporador se puede calcular directamente. En la Ecuación (50) se refleja el

resultado:

𝑄𝑡 = �̇�∆ℎ = �̇� (ℎ𝑓 − ℎ𝑜) → �̇� =𝑄𝑡

(ℎ𝑓 − ℎ𝑜) (43)

�̇� =12,01 𝑘𝑊

(356,6 − 246,3)𝑘𝐽𝑘𝑔

= 0,109 𝑘𝑔

𝑠

Una vez conocido el flujo másico que circula por la instalación, se procede con la

expresión de la velocidad en función de dicho parámetro teniendo en cuenta el caudal que

circula por un conducto, la sección del mismo y la misma velocidad:

�̇� = 𝑆 𝑣 (44)


47

La ecuación anterior se puede modificar teniendo en cuenta la densidad del refrigerante,

de tal forma que finalmente:

𝑚 ̇

𝜌= 𝜋

𝐷2

4𝑣 → 𝐷 = √

4 𝑚 ̇

𝜋 𝑣 𝜌 (45)

Y para el cálculo de la densidad, teniendo en cuenta los volúmenes específicos al

principio y al final del tramo estudiado, se realiza la media de ambos y se obtiene la densidad

a tener en cuenta en dicho tramo:

𝜌 =1

𝑣𝑖 + 𝑣𝑓

2

(46)

Teniendo en cuenta la Ecuación (52) y la Ecuación (54), finalmente se puede expresar

el diámetro en función de todos los valores conocidos:

𝐷 =√

4 𝑚 ̇

𝜋 𝑣 1

𝑣𝑖 + 𝑣𝑓

2

(47)

1. Tramo de entrada y salida del compresor: Para el cálculo de la densidad en el

tramo estudiado, se ha realizado en base a una media entre los dos puntos

extremos de cada caso: inicio y final del tramo estudiado.

Entrada al compresor: Las condiciones de temperatura y presión a la entrada

y salida del mismo se pueden obtener de la Ilustración (31):

𝐷 =√

4 · 0,109𝑘𝑔𝑠

𝜋 · 14𝑚𝑠 ·

191,04 + 91,04

2𝑘𝑔

𝑑𝑚3 ·1000 𝑑𝑚3

1 𝑚3

= 30,04 𝑚𝑚


48

Salida del compresor:

𝐷 =√

4 · 0,109𝑘𝑔𝑠

𝜋 · 14𝑚𝑠 ·

114,54 + 14,54

2 ·𝑘𝑔

𝑑𝑚3 ·1000 𝑑𝑚3

1 𝑚3

= 12 𝑚𝑚

2. Tramo de entrada y salida de la válvula de expansión: Para el caso de la tubería

de líquido, se debe escoger únicamente el valor inicial del volumen específico ya

que al final del mismo, el refrigerante se encuentra en estado saturado y por tanto

el volumen específico del mismo en estado saturado no coincide con el volumen

específico del líquido.

𝐷 =√

4 · 0,109𝑘𝑔𝑠

𝜋 · 1𝑚𝑠 ·

10,99

2 ·𝑘𝑔

𝑑𝑚3 ·1000 𝑑𝑚3

1 𝑚3

= 8,28 𝑚𝑚

Como se puede observar, los diámetros elegidos para las tuberías en los 3 casos

estudiados superan los valores mínimos permitidos, por tanto, observando la Ilustración 23,

los diámetros elegidos para cada línea de la instalación frigorífica son los siguientes:

- Línea de aspiración: 𝐷𝑖𝑛𝑡 = 39 mm; 𝑫𝑵 = 𝟏 − 𝟓/𝟖"

- Línea de descarga: 𝐷𝑖𝑛𝑡 = 14,27 mm; 𝑫𝑵 = 𝟓/𝟖"

- Línea de líquido: 𝐷𝑖𝑛𝑡 = 14,27 mm; 𝑫𝑵 = 𝟓/𝟖"

8.2.6. SISTEMAS DE GESTIÓN DE LA INSTALACIÓN

- Depósito de líquido: Este componente se encarga (en caso de que fuera necesario) de

la compensación de la variación de volumen del refrigerante debidas a las diferencias

de temperaturas y a las aperturas de la válvula de expansión que regula el flujo

entrante al evaporador. En este caso, se va a optar por la elección de un depósito

vertical, y el volumen del mismo se establecerá como 1,25 veces el valor del volumen

interno del evaporador. Por tanto, al contar el evaporador elegido con 38,5l, el


49

volumen mínimo del depósito elegido será de 48,13 l. El modelo que más se acerca

a dicho valor por arriba es el RLVCY 500.

- Filtro deshidratador: Se encarga de eliminar las impurezas como partículas sólidas o

humedad. En este caso, gracias al programa CoolSelector, el componente elegido

será un filtro DML 055s teniendo en cuenta una conexión de 5/8”.

- Visor de líquido: Se suelen instalar en la tubería de líquido entre el filtro secador y

la válvula de expansión, y se utilizan para controlar el estado del refrigerante.

Utilizando el catálogo proporcionado por la empresa Carly, para el refrigerante

R404A se obtiene un visor de líquido de modelo VCYL 35 S. También se ha elegido

otro visor para la línea del aceite del compresor, de tal forma que el modelo elegido

para esta aplicación es el VCYL 35 S.

- Válvula solenoide: Su función principal es la regulación y el control del líquidos o

gases de tal forma que un solenoide (o imán) se encarga de provocar el cierre de la

válvula mediante un impulso electromagnético. Se va a escoger una válvula para la

línea de líquido y se posicionará entre la válvula de expansión y el depósito de

líquido. Con el programa CoolSelector, se obtiene que la válvula idónea es la que

corresponde al modelo EVR 10 man v2.

- Presostatos de alta y baja presión: Se utilizan para la regulación de la presión, y en

caso de producirse un valor de presión fuera del intervalo establecido, emiten una

alerta. Se van a acoplar presostatos a la entrada del compresor (presostato de baja

presión) y a la salida del compresor (presostato de alta presión):

Presostato de baja presión: KP1 060-5236.

Presostato de alta presión: KPU6B 060-5603.

- Termostato: Se encarga de controlar la temperatura de los fluidos con los que el

refrigerante intercambia calor, bien el evaporador o en el condensador y controlar el

funcionamiento de la máquina si la temperatura de los fluidos sobrepasa o desciende

de ciertos valores. En este caso se ha optado por la elección del modelo RT11 017-

508366 gracias al software CoolSelector.


50

- Separador de aceite: Se encarga de la separación del aceite lubricante que contiene

el refrigerante en la etapa de compresión y también se encarga de retornarlo hacia el

compresor. Se ha elegido un separador OUB 4 elegido con el software CoolSelector.

- Filtro de aceite: Se encarga de la limpieza de las impurezas del aceite en los

compresores evitando de esta forma posibles impurezas. Se opta por la elección del

modelo HCYF 84 de la empresa Carly.

8.2.7. RESUMEN

En este apartado se realiza un resumen de de los componentes elegidos hasta el momento

en la Tabla 11

Modelo

Evaporador PIB-2150

Compresor 4NES-14Y-40P

Condensador CBN-107

Válvula de expansión SSE-6 x 7/8" x 1-1/8" x 1/4" ODF x 5"

Tuberías

Aspiración: DN = 1-5/8"

Descarga: DN = 5/8"

Líquido: DN = 5/8"

Depósito de líquido RLCVY 500

Filtro deshidratador DML 055s

Visor de líquido VCYL 35S

Válvulas solenoides EVR 10 man V2

Presostato alta presión KPU6B 060-5603

Presostato baja presión KP1 060-5236

Termostato RT11 017-508366

Separador de aceite EMERSON 250-0007

Filtro de aceite HCYF 84

Humidostato W43C-9100

Tabla 11: Resumen de los componentes elegidos.


51

9. CICLO DE REFRIGERACIÓN

9.1. OBTENCIÓN DEL CICLO

En este apartado se va a tratar el conjunto de transformaciones por las cuales el

refrigerante debe pasar para absorber el calor en el evaporador y cederlo en el condensador.

El ciclo ideal que seguiría el refrigerante a lo largo del circuito son ideales y no se producen

pérdidas. Sin embargo, el ciclo real seguido por el refrigerante no se producen las

transformaciones de forma ideal y por tanto se proceden pérdidas debido a varios factores:

- En el caso del compresor, las pérdidas producidas se deben a la entropía generada

durante el proceso de aumento de presión del refrigerante, de tal forma que se puede

establecer un rendimiento isentrópico que más tarde se establecerá para hacer

coincidir la potencia real consumida del compresor elegido y la potencia del

compresor evaluado por el software Solkane:

𝜂𝑖𝑠𝑒𝑛𝑡 =Δℎ𝑖𝑑𝑒𝑎𝑙

Δℎ𝑟𝑒𝑎𝑙=

ℎ2′ − ℎ1

ℎ2 − ℎ1 (48)

donde:

ℎ2

′ es la entalpía correspondiente a las condiciones de entropía del punto 1.

ℎ2 es la entalpía para diferentes condiciones del punto 1.

ℎ1 es la entalpía del punto 1.

- En el caso del evaporador y el condensador, se producen pérdidas de carga debido a

los materiales de los conductos, la geometría de los mismos, etc. Por ello, según

catálogo, corresponde una pérdida de carga de Δ𝑃𝑐𝑜𝑛𝑑 = 0.02 𝑏𝑎𝑟 y para el caso del

evaporador Δ𝑃𝐸𝑣𝑎𝑝 = 0.02 𝑏𝑎𝑟.

- A la salida del evaporador se produce un recalentamiento, que, aunque disminuye un

poco la eficiencia de la instalación, asegura que la cantidad de vapor saturado que

entre al compresor sea nula.

Una vez introducidas todas las pérdidas que se producen en el transcurso del refrigerante

a lo largo de la instalación, se procede con el software Solkane, que permite graficar en un


52

diagrama p-h de forma detallada del ciclo de refrigeración teniendo en cuenta las pérdidas

de carga en el condensador y en el evaporador, el rendimiento isentrópico y el

recalentamiento y subenfriamiento del refrigerante:

1. En primer lugar, se deben establecer las condiciones del evaporador (temperatura de

evaporación del refrigerante, recalentamiento a la salida del mismo, pérdida de

presión y capacidad frigorífica) y del condensador (temperatura de condensación del

refrigerante, subenfriamiento a la salida del mismo y pérdida de presión).

2. Después se debe establecer el rendimiento isentrópico del compresor. Para ello, se

debe buscar un valor que haga coincidir la potencia proporcionada por el software

con la potencia real que consume el compresor definida en el catálogo. Por tanto, el

valor del rendimiento que determina dicha potencia es de 𝜂𝑖𝑠𝑒𝑛𝑡 = 0,607.

En las Ilustraciones siguientes se muestran los datos proporcionados al software y el

ciclo final obtenido.

Ilustración 27: Datos proporcionados al software Solkane.

Ilustración 28: Propiedades del ciclo calculadas por el software Solkane.


53

Ilustración 29: Parámetros obtenidos mediante el software Solkane.

Ilustración 30: Ciclo termodinámico de la instalación en coordenadas p-h


54

Ilustración 31: Ciclo termodinámico de la instalación en coordenadas t-s

Como se puede observar en la Ilustración 31, la compresión del refrigerante no se

produce de forma isentrópica ya que la línea que determina la acción del compresor no es

vertical, y por tanto las condiciones de entropía a la entrada y a la salida del compresor

difieren.

9.2. OBTENCIÓN DE LA EFICIENCIA

También es necesario establecer la eficiencia del ciclo obtenido mediante el software

utilizado. La eficiencia de una máquina térmica se define como un dispositivo que, operando

de forma cíclica, toma calor de un foco caliente, realiza un trabajo y expulsa calor al foco

frío (normalmente se suele establecer dicho foco frío como el ambiente). Por tanto:

𝜂 =

𝑊

𝑄𝑎𝑝=

𝑄𝑎𝑝 − 𝑄𝑐𝑒𝑑

𝑄𝑎𝑝 (49)

donde:

- 𝑊 es el trabajo realizado por la máquina térmica.

- 𝑄𝑎𝑝 es el calor absorbido por la máquina térmica del foco caliente.

- 𝑄𝑐𝑒𝑑 es el calor cedido por la máquina térmica al foco frío


55

Ilustración 32: Máquina térmica general [17].

Por otro lado, como ya se adelantó en el apartado 9.1.1, una máquina térmica se puede

configurar de tal forma que funcione de manera contraria a la máquina térmica convencional:

absorbe calor de un foco frío (normalmente el medio que se quiere refrigerar) y con la ayuda

de un trabajo aportado de forma externa, cede calor al foco caliente (normalmente el

exterior). Por eso mismo, para determinar la eficiencia de una máquina frigorífica que

funcionar de forma reversible, es necesario introducir el concepto de la eficiencia de Carnot,

que se define como la eficiencia ideal que tendría una máquina frigorífica que trabaja entre

dos focos de temperatura distintos.


56

Ilustración 33: Ciclo de Carnot invertido en coordenadas T-s [18].

Ilustración 34: Ciclo de Carnot invertido en coordenadas p-v [19].

La eficiencia del ciclo de Carnot invertido se puede expresar en función de las

temperaturas de los focos que intervienen en el proceso, como se puede observar en la

Ecuación

휀 =

𝑇2

𝑇1 − 𝑇2 (50)


57

Para el caso de la máquina frigorífica diseñada se obtiene una eficiencia de Carnot:

휀𝐶𝑎𝑟𝑛𝑜𝑡 =𝑇2

𝑇1 − 𝑇2=

(273,15 − 22)K

[273,15 + 30 − (273,15 − 22)]K= 4,83

Y la eficiencia real de la instalación frigorífica sería de:

휀 =11,8 kW

7,65 kW= 1,54

Como se puede observar, hay una diferencia bastante significativa entre la eficiencia de

Carnot de una máquina frigorífica y su eficiencia real, y expresando la diferencia en

porcentaje:

% Valor =휀

휀𝐶𝑎𝑟𝑛𝑜𝑡∗ 100% = 31,89 %

Se puede apreciar que el valor de la eficiencia de la máquina frigorífica es de un 32% del

valor de la eficiencia de Carnot.

10. COMPARATIVA DE REFRIGERANTES

Antes de realizar la comparativa entre los diferentes refrigerantes utilizados en el

mercado actual, es necesario establecer una clasificación que los distinga. Para ello, se van

a clasificar según:

- Según su composición química:

CFC (Clorofluorocarburos): Se componen de átomos de cloro, flúor y carbono.

Destruyen la capa de ozono y también contribuyen al efecto invernadero.

HCFC (Hidrogenoclorofluorocarburos): Son compuestos formados por átomos

de hidrógeno, cloro, flúor y carbono. Contribuyen a la destrucción de la capa de

ozono como los anteriores, pero en menor medida, al igual que su contribución

al aumento del efecto invernadero.


58

HFC (Hidrogenoflorocarburos): Su composición se basa en átomos de hidrógeno,

flúor y carbono. No destruyen la capa de ozono, sin embargo, contribuyen al

aumento del efecto invernadero.

HC (Hidrogenocarburos): Compuestos únicamente por átomos de hidrógeno y

carbono. Ayudan al aumento del efecto invernadero y tienen una gran capacidad

de inflamabilidad.

- Según el mantenimiento de su composición química:

Mezclas zeotrópicas: Se llama así a las mezclas formadas por dos o más

componentes (refrigerantes puros) de diferente volatilidad. Cuando estas mezclas

se evaporan o se condensan en un sistema de refrigeración, su composición y su

temperatura de saturación cambian.

Mezclas azeotrópicas: Se llama así a las mezclas de dos o más componentes de

diferente volatilidad, las cuales, al ser utilizadas en un sistema de refrigeración,

NO cambian su composición ni su temperatura de saturación al hervir en el

evaporador, o se condensan a una presión constante. Generalmente el punto de

ebullición resultante de una mezcla azeotrópica, es menor o igual que el del

componente con el más bajo punto de ebullición.

Se va a proceder con la comparativa de los refrigerantes estudiados en relación a varios

aspectos:

- La contribución al efecto invernadero: Para definir la capacidad de contribución al

efecto invernadero de los refrigerantes, se utiliza el GWP (Global Warning

Potencial), estableciendo como referencia al dióxido de carbono con un valor de la

unidad. Además, también se introdujo el término ODP (Ozone Depleption

Potencial), que especifica la capacidad de destrucción de la capa de ozono de cada

refrigerante. En la Tabla 12 se muestran los valores de los refrigerantes estudiados:


59

Refrigerante ODP (R-11 = 1) GWP (CO2 = 1)

R-23 0 11700

R-124 0,022 480

R-125 0 2800

R-134A 0 1300

R-404A 0 3260

R-410A 0 1725

R-507 0 3300

R-11 1 200

R-502 0,33 4660

R-717 0 0

Tabla 12: Valores de ODP y GWP de varios refrigerantes [20].

- Capacidad frigorífica: La capacidad frigorífica define la importancia de un

refrigerante para absorber calor en su paso por el evaporador. Sobresale, por tanto,

el R-717, muy por encima del resto; la anchura del segmento de evaporación en su

caso, en un diagrama p-h, es la mayor en los fluidos utilizados habitualmente. Esto

hace que su uso en instalaciones de mediano o gran tamaño sea en ocasiones muy

adecuado. En el resto de los fluidos se aprecia una variación muy pequeña en las

cifras, todas ellas bastante similares. Todos los datos se pueden observar en la Gráfica

Ilustración 35: Comparación de la capacidad frigorífica de varios refrigerantes [20].


60

- Calor expulsado al exterior: Se trata del calor cedido en el condensador y,

nuevamente, el único sobresaliente viene a ser el R-717, con cifras relevantes que

repercutirán en las instalaciones necesarias. En este parámetro las gráficas, aunque

cuentan con carácter decreciente, tiene pendientes muy pequeñas. Todos los datos se

pueden observar en la Gráfica 2.

Ilustración 36: Comparación de calor cedido en varios refrigerantes [20].


61

11. MOTOR DIMENSIONADO TENIENDO EN CUENTA

LA POTENCIA DEL COMPRESOR

En este apartado se va a tratar de dimensionar el motor necesario del vehículo teniendo

en cuenta la potencia del compresor. Para ello, se ha optado por la elección del motor del

modelo de furgoneta 35C15 de la marca IVECO. Se ha elegido esta furgoneta porque las

medidas de la cámara que podría albergar concuerdan con las medidas de la cámara del

presente proyecto. Las características representativas del motor son las siguientes:

- 𝑉𝑡 = 2998 cm3 (Cilindrada total).

- 𝑁 = 4 (Número de cilindros).

- 𝑆 = 104 mm (Carrera de los cilindros).

- 𝐷 = 95,8 mm (Diámetro de los cilindros).

Para el dimensionado del motor, se ha elegido un punto de la arbitrario de potencia y

régimen de giro:

- 𝑃 = 108,22 CV = 79 kW (Potencia máxima).

- 𝑛 = 2000 rpm (Régimen de giro a potencia máxima).

Una vez introducidos todos los datos del motor escogido de modelo, se procede con la

expresión que determina la potencia del motor en función de la cilindrada y la presión

efectiva:

𝑁𝑒 = 𝑉𝑢 · 𝑧 · 𝑃𝑀𝐸 · 𝑛 · 𝑛′ (51)

Con los datos proporcionados por el catálogo, se puede calcular la presión media

efectiva, de tal forma que:

𝑃𝑀𝐸 =𝑁𝑒

𝑉𝑢 · 𝑧 · 𝑛 · 𝑛′=

108,22 CV ·0,73 kW

1 CV

2998 cm3 ·1 m3

106 cm3 · 2000revmin ·

1 min60 s ·

1 ciclo2 rev

·1 bar

102 kJm3

𝑃𝑀𝐸 = 15,81 bar


62

Una vez conocida la presión media efectiva, se calculan los valores del diámetro y la

carrera que debería tener el motor sobredimensionado que proporciona la potencia necesaria

al compresor. Por tanto, la nueva potencia máxima del motor será:

𝑁𝑒

′ = 𝑁𝑒 + 𝑁𝑐𝑜𝑚𝑝 = 79 kW + 7,58 kW = 86,58 kW

Recurriendo de nuevo a la Ecuación 63, se obtiene el nuevo valor de la cilindrada útil

suponiendo constante la presión media efectiva calculada anteriormente:

𝑉𝑢′ =

𝑁𝑒′

𝑃𝑀𝐸 · 𝑛 · 𝑛′ · 𝑧

𝑉𝑢′ =

86,58 kW

15,81 bar ·102 kJ

m3

1 bar· 2000

revmin ·

1 min60 s ·

1 ciclo2 rev · 4 cil

·106 cm3

1 m3= 821,44 cm3

Y suponiendo una relación de carrera/diámetro constante:

ℎ

𝐷=

104 mm

95,8 mm= 1,09

𝑉𝑢′ = 𝜋 ·

(𝐷′)2

4· ℎ′ = 𝜋 ·

(𝐷′)2

4· 1,09𝐷′

𝐷′ = √𝑉𝑢

′ · 4

𝜋 · 1,09

3

= √821,44 cm3 · 4

𝜋 · 1,09

3

= 9,863 cm = 98,63 mm

ℎ′ = 1,09𝐷′ = 107,5 mm

Como se puede observar, los cambios en el diámetro y en la carrera son insignificantes,

aunque se debe decir que la cilindrada unitaria ha aumentado casi un 10%, suponiendo un

cambio considerable.


63

12. PRESUPUESTO

Por último, se va a realizar un presupuesto estimado de todos los materiales y

componentes elegidos para el diseño de la cámara frigorífica. Los precios unitarios y total

se pueden observar en la Tabla 13:

Material Elemento Área (m2) Precio

(€/m2) Precio unit (€) Cantidad Precio (€)

Corcho

Pared 9,24 13,8 127,512 2 255,024

Suelo/Techo 9,24 13,8 127,512 2 255,024

Frontal 8,41 13,8 116,058 1 116,058

Acople 2,16 13,8 29,808 1 29,808

Puerta 4,205 13,8 58,029 2 116,058

Fibra de

vidrio

Pared 8,64 4,51 38,9664 2 77,9328

Suelo/Techo 8,64 4,51 38,9664 2 77,9328

Frontal 7,84 4,51 35,3584 1 35,3584

Acople 1,59 4,51 7,1709 1 7,1709

Puerta 4,205 4,51 18,96455 2 37,9291

Poliestireno

expandido

Pared 8,06 5,9 47,554 2 95,108

Suelo/Techo 8,06 5,9 47,554 2 95,108

Frontal 7,29 5,9 43,011 1 43,011

Acople 1,04 5,9 6,136 1 6,136

Puerta 4,205 5,9 24,8095 2 49,619

Lana de

roca

Pared 7,5 6,59 49,425 2 98,85

Suelo/Techo 7,5 6,59 49,425 2 98,85

Frontal 6,76 6,59 44,5484 1 44,5484

Acople 0,51 6,59 3,3609 1 3,3609

Puerta 4,205 6,59 27,71095 2 55,4219

Acero Estanterías 5,59 30 167,7 2 335,4

Total aislantes 1598,3092

Total estanterías 335,4

Tabla 13: Precio estimado de los productos conformados por componentes.

En la Tabla 13 se han mostrado los precios de los componentes que se pueden dividir en

elementos individuales debido a que precisan una construcción previa. Por último, en la

Tabla 14 se muestra el presupuesto en el que se ha desglosado el IVA y se muestran las

cantidades y precio unitario de cada producto elegido de catálogo:


64

Productos Precio unit (€) Descuento

(%)

Precio

Descuento Cantidad Total

Aislantes 1598,3092 15 1358,56282 1 1358,56282

Estanterías 335,4 5 318,63 1 318,63

Compresor 2260 0 2260 1 2260

Evaporador 7295 0 7295 1 7295

Condensador 5427 0 5427 1 5427

Válvula expansión 119 0 119 1 119

Depósito de líquido 52,4 0 52,4 1 52,4

Separador de aceite 75,9 0 75,9 1 75,9

Filtro de cartucho 82,65 0 82,65 1 82,65

Válvula solenoide 42,8 0 42,8 1 42,8

Filtro secador 20,92 0 20,92 1 20,92

Presostato baja 37,4 0 37,4 1 37,4

Presostato alta 37,4 0 37,4 1 37,4

Visor de líquido 15,3 0 15,3 1 15,3

Total Bruto 17142,9628

I.V.A. (%) 21 3600,02219

Total presupuesto 20742,985

Tabla 14: Presupuesto del estudio técnico.

En resumen, la ejecución del estudio técnico costará un precio de 20742,985 €.,

13. CONCLUSIONES

A lo largo del presente estudio técnico se ha llevado a cabo la planificación y el diseño

De una instalación frigorífica acoplada a un vehículo, con el fin de transportar y conservar

los helados para su posterior consumo.

Los objetivos propuestos en un principio han sido alcanzados y se han completado, con

diversas dificultades originadas por la búsqueda de información, pero han sido resueltas

durante el proceso de ejecución.

La utilización del refrigerante R404A supone una contribución al aumento del efecto

invernadero, pese a que dicho refrigerante no tiene ningún efecto sobre la capa de ozono.

Por tanto, en caso de realizar la construcción de la instalación frigorífica planteada en el

presente estudio técnico, debería estudiarse la posibilidad de una adecuación de la instalación


65

para el uso de otro refrigerante, ya que a partir a partir de cierto punto los refrigerantes HFC

no se podrán usar.

Los componentes elegidos suponen que la eficiencia del ciclo no alcance un valor de 2.

Esto quiere decir que, en comparación con otras máquinas frigoríficas, la instalación

planteada no es tan eficiente como podría llegar a serlo, aunque también se debe tener en

cuenta que el compresor está trabajando con un rango de temperaturas muy elevado, desde

la temperatura de evaporación situada en -22℃ hasta la temperatura de condensación situada

en 30℃.

La consideración de la temperatura ambiente en torno a los 30℃ no es correcta, debido

a que en el emplazamiento elegido las temperaturas durante la época estival suelen rondar

los 35℃. La justificación de la elección de dicha temperatura se basa en dos razones

principales:

- La temperatura del aire que fluye por la cámara frigorífica no se puede establecer en

35℃ ya que la suposición de dicho valor se consideraría errónea, debido a que el aire

en movimiento suele disminuir su temperatura con respecto al aire sin la presencia

de una corriente.

- En caso de haber supuesto una temperatura mayor, la eficiencia del ciclo (que ya de

por sí es baja) hubiese descendido drásticamente, obteniendo valores cercanos a 1 e

incluso menores.

El sobredimensionamiento del motor se ha realizado para tener una idea de la potencia

que consume el compresor en relación a la potencia útil que puede desarrollar el vehículo:

se puede observar que los parámetros característicos del motor (diámetro y carrera de los

cilindros) no han cambiado sustancialmente, sin embargo, la cilindrada unitaria ha variado

significativamente, aumentando su valor un 10%, es decir, que para cambios relativamente

pequeños de los parámetros más relevantes del motor, se corresponde con un aumento

importante de la cilindrada. También se debe destacar que se ha elegido dicho régimen de

revoluciones ya que los motores de ese tipo suelen trabajar en torno a las 2000-2500 rpm.


66

La eficiencia del ciclo se ha establecido en un valor de aproximadamente un 34% de la

eficiencia de Carnot entre las temperaturas diseñadas. Dicho resultado explica que la

instalación diseñada no es de las más eficientes.

El presupuesto realizado tanto de las estanterías como el de los aislantes se ha ejecutado

sin tener en cuenta el espesor de las placas, debido a falta de información en cuanto a precios

de placas del espesor utilizado.

Para el cálculo del coeficiente interior de convección, se ha utilizado un proceso iterativo

basado en:

- En primer lugar, se ha calculado en función a los parámetros que ofrece el evaporador

(caudal y sección).

- En segundo lugar, se ha calculado el coeficiente global de transferencia de calor

utilizando el valor calculado.

- A continuación, se han calculado las cargas térmicas, y, en consecuencia, la carga

térmica global.

- Posteriormente, se ha calculado el flujo másico de aire, y con ello el caudal necesario.

- Finalmente, con el caudal y la sección de los ventiladores se puede calcular la

velocidad del aire y con ello el coeficiente interior de convección.

Y se ha demostrado que el coeficiente global de transferencia de calor no se ve apenas

modificado.


67

14. PLANOS

Para facilitar la comprensión de la instalación frigorífica, se ha optado por realizar un

esquema frigorífico que cuenta con todas las tuberías, como se puede ver en la Ilustración

33 que se ha realizado con el software QElectrotech., en donde se pueden distinguir los

siguientes componentes con su marca de identificación:

Designación eqt Etiqueta

Depósito 1

Separador de aceite 2

Filtro de aceite 3

Válvula de expansión 4

Válvula solenoide 5

Filtro deshidratador 6

Presostato Baja 7

Compresor 8

Visor de líquido 9

Evaporador techo 10

Cámara 11

Presostato Alta 12

Condensador 13

Tabla 15: Conjunto de elementos de la instalación frigorífica.


68

Ilustración 37: Circuito frigorífico normalizado


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15. ANEXOS

15.1. ANEXO EVAPORADOR


78

15.2. ANEXO CONDENSADOR


79

15.3. ANEXO COMPRESOR


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81

15.4. ANEXO VÁLVULA DE EXPANSIÓN


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84


85

15.5. ANEXO DEPÓSITO DE LÍQUIDO


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15.6. ANEXO FILTRO DESHIDRATADOR


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93


94

15.7. ANEXO VISOR DE LÍQUIDO


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96


97

15.8. ANEXO FILTRO DE ACEITE


98


99

15.9. ANEXO SEPARADOR DE ACEITE


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101

15.10. ANEXO MOTOR MODELO PARA EL

SOBREDIMENSIONADO


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103


104

16. REFERENCIAS

[1]. CLIMATEDATA.ORG. Disponible en:

https://es.climate-data.org/europe/espana/andalucia/linares-57058/

[2]. Weatheronline. Disponible en: https://www.woespana.es/

[3]. Pablo Melgarejo Moreno. Aislamiento, cálculo y construcción de cámaras frigoríficas.

Madrid: A.Madrid Vicente, Ediciones, 1995.

[4]. Turmero Pablo. Transmisión de calor. Disponible en

https://www.monografias.com/docs114/transmision-del-calor/transmision-del-calor2.shtml

[5]. DEPARTAMENTO DE FÍSICA APLICADA 1 (UNIVERSIDAD DE SEVILLA):

Prácticas de tecnología de fluidos y calor.

[6]. Fernando Cruz Peragón et al: “Ingeniería Térmica II”

[7]. READER.DIGITALBOOKS.COM: Disponible en:

http://reader.digitalbooks.pro/content/preview/books/39119/book/OEBPS/Text/chapter1.ht

ml

[8] Pedro Fernández Diez. Disponible en: http://es.pfernandezdiez.es/

[9]. ENERGIAEUMATICA.COM. Disponible en:

http://www.energianeumatica.com/compresores-de-tornillo-lubricado.html

[10]. REFRIGERACIÓNHAVC.BLOGSPOT. Disponible en:

http://refrigeracionhavc.blogspot.com/2017/01/condensadores-enfriador-por-aire.html

[11]. DIRECTINDUSTRY. Disponibles en:

http://www.directindustry.es/prod/bitzer/product-17562-581060.html

[12]. TSOLUCIONA.COM. Disponible en:

https://t-soluciona.com/noticias/condensadores-evaporativos-teva/

[13]. Idoia Arnabat (Mayo 2016): La válvula de expansión T2 de Danfoss cumple 50 años

en plena forma. Disponible en:

https://www.caloryfrio.com/aire-acondicionado/aire-instalaciones-componentes/la-valvula-

de-expansion-t2-de-danfoss-cumple-50-anos-en-plena-forma.html

[14]. FRIMETAL (2019): Catálogo general.

[15]. Parker Y Sporlan (Junio 2011): Boletín 10-9 (S1).

[16]. Fran Enríquez (2019): “Diseño y cálculo de tuberías frigoríficas (I)”. Disponible en:

https://coolproyect.es/2017/05/07/diseno-y-calculo-de-tuberias-frigorificas-i/

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105

[17]. Departamento de Física Aplicada III, Universidad de Sevilla: “Máquinas térmicas

(GIE)”. Disponible en:

http://laplace.us.es/wiki/index.php/M%C3%A1quinas_t%C3%A9rmicas_(GIE)

[18].

[19]. MONTE.UPM. Disponible en:

http://www2.montes.upm.es/dptos/digfa/cfisica/termo2p/carnot.html

[20]. E. García Ortiz et al: “Análisis comparativo de las características básicas de los fluídos

refrigerantes más utilizados”

http://laplace.us.es/wiki/index.php/M%C3%A1quinas_t%C3%A9rmicas_(GIE)

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