DISEÑO DE UNA INSTALACIÓN FRIGORÍFICA PARA OCHO CÁMARAS DE 2.560 m3 Pág. 1 Sumario Cálculos necesidades térmicas. Balances energéticos de las dos instalaciones. A.1 Necesidades térmicas...................................................................................... 3 A.1.1 A.1.2 Introducción ...........................................................................................................3 Datos y cálculos previos........................................................................................4 A.1.2.1 Cálculo del volumen y superficie de transmisión de las cámaras.................4 A.1.2.2 Cálculo de la masa de producto almacenable...............................................5 A.1.2.3 Estimación de la masa de producto de rotación diaria almacenable............6 A.1.2.4 Determinación de la temperatura máxima exterior........................................7 A.1.2.5 Cálculo del coeficiente Global de Transmisión..............................................7 A.1.2.6 Tabla resumen de los datos y cálculos previos.............................................9 A.1.3 Estimación de las cargas térmicas........................................................................9 A.1.3.1 Introducción ....................................................................................................9 A.1.3.2 Carga térmica por transmisión de calor por paredes, techo y suelo..........10 A.1.3.3 Carga térmica debida a los servicios (luces, personas, entrada toro, etc.)...............................................................................................................12 A.1.3.4 Carga térmica debida a las infiltraciones .....................................................14 A.1.3.5 Carga térmica por enfriamiento del género .................................................17 A.1.3.6 Carga térmica debidas a la respiración del producto fresco .......................19 A.1.3.7 Carga debida al calor desprendido por los ventiladores .............................21 A.1.3.8 Tabla resumen y necesidades térmicas totales ..........................................23 A.2 Potencia frigorífica.......................................................................................... 25 A.2.1 Instalación descentralizada de R-404A ..............................................................25 A.2.1.1 Introducción ..................................................................................................25 A.2.1.2 Cámara funcionando como almacén de congelados ..................................25 A.2.1.3 Cámara funcionando como almacén de frescos .........................................25 A.2.2 Instalación centralizada de AMONIACO.............................................................26 A.2.2.1 Introducción ..................................................................................................26 A.2.2.2 Demanda máxima de potencia para congelados ........................................26 A.2.2.3 Demanda máxima de potencia para frescos ...............................................27 Pág. 2 ANEXO A A.2.3 Tabla resumen de la potencia frigorífica necesaria en las instalaciones ......... 27 A.2.3.1 Tabla resumen de la potencia frigorífica en la instalación descentralizada de R-404A ......................................................................... 27 A.2.3.2 Tabla resumen de la potencia frigorífica en la instalación centralizada de AMONÍACO........................................................................ 27 A.3 Balance energético ........................................................................................ 28 A.3.1 Instalación descentralizada de R-404A .............................................................. 28 A.3.1.1 Cámara de congelados................................................................................ 28 A.3.1.2 Cámara bitempera........................................................................................ 33 A.3.2 Instalación centralizada de R-717 (Amoníaco) .................................................. 39 A.3.2.1 Cálculos previos para la selección del compresor de la etapa de baja...... 39 A.3.2.2 Ciclo frigorífico condicionado ....................................................................... 41 A.3.2.3 Ciclo frigorífico de máxima eficiencia .......................................................... 52 DISEÑO DE UNA INSTALACIÓN FRIGORÍFICA PARA OCHO CÁMARAS DE 2.560 m3 Pág. 3 A.1 Necesidades térmicas A.1.1 Introducción El cálculo de las cargas térmicas se utiliza para estimar las necesidades de frío por día (MJ/día), y así poder dimensionar la maquinaria frigorífica necesaria para producir frío a partir de energía eléctrica. No es necesario distinguir entre los dos tipos de instalación frigorífica, la centralizada (Booster) y la descentralizada (Simple etapa). Las cargas térmicas estimadas en este apartado se tendrán en cuenta para diseñar ambas instalaciones. A continuación se muestra un esquema de la distribución en la nave industrial de las cámaras y la situación de la sala de máquinas, en el caso de la instalación centralizada. Gráfico 1. Croquis de la distribución de las cámaras. 2 resulta ser de: Sspt = 1. La expresión para calcular el volumen de las cámaras es la siguiente: V = A× L× H (Ec.1) donde: V = Volumen de la cámara en [m3] A = Ancho de la cámara [m] L = Longitud de la cámara [m] H = Altura de la cámara [m] Entonces el volumen de las cámaras según Ec. 4 ANEXO A A. el techo y las paredes de las cámaras según Ec. La expresión para calcular la superficie total del suelo.216 m2. A. 1.1 Cálculo del volumen y superficie de transmisión de las cámaras Todas las cámaras tienen las mismas dimensiones. 1. Tabla de dimensiones cámaras frigoríficas.1 resulta ser de: V = 2.Pág.1.560 m3.2. Consecuentemente se realizará la estimación de las cargas térmicas para una sola cámara y para sus dos posibles modos de trabajo: como almacén de producto congelado o como almacén de producto fresco. 1.2 Datos y cálculos previos Se requiere conocer y definir previamente al cálculo de las cargas térmicas los siguientes datos y conceptos. el techo y las paredes es la siguiente: S spt = 2 × ( A × L ) + 2 × ( A × H ) + 2 × (L × H ) (Ec. DIMENSIONES CAMARA [m] LONGITUD L 20 ANCHO A 16 ALTURA H 8 Tabla 1. 1.1.2) donde: Sspt = Superficie total del suelo + techo + paredes [m2] A = Ancho de la cámara [m] L = Longitud de la cámara [m] H = Altura de la cámara [m] Entonces la superficie total del suelo. . Valor tomado de la referencia bibliográfica [3].3 y 1. 5 En el frío industrial. no se distingue entre suelo.4 se plantean los datos necesarios para determinar el caso más desfavorable que se deberá poder abastecer con la instalación frigorífica que se plantee.3 resulta ser de: Mpf = 576 x103 kg. Masa de producto congelado almacenable . y tampoco se tiene en cuenta su orientación porque el género enfriado en la cámara tiene una elevada inercia térmica y no resulta relevante en los resultados entrar en estos detalles. que solo le falta la carga de rotación diaria para llegar a contener la masa de producto almacenable. paredes y techo.1.3) donde: Mpf = masa de producto fresco almacenable [kg] df = Densidad estiva de producto fresco [kg/m3]. El caso más desfavorable es aquel en que la cámara está prácticamente llena. 1. V = Volumen de la cámara en [m3] Entonces la masa de producto fresco almacenable según la ecuación 1. A.560 m3 Pág.DISEÑO DE UNA INSTALACIÓN FRIGORÍFICA PARA OCHO CÁMARAS DE 2. empleando 225 kg/m3.2. a diferencia de la climatización. Ésta es útil para la estimación de las necesidades de frío de la cámara porque en los apartados 1. Masa de producto fresco almacenable La expresión para calcular la masa de producto fresco almacenable es la siguiente: M pf = d f × V (Ec.2 Cálculo de la masa de producto almacenable La masa de producto almacenable es la cantidad máxima de masa de producto que se puede almacenar en la cámara. Debemos distinguir entre almacén de producto fresco y almacén de producto congelado. es decir. Masa de producto congelado de rotación diaria . La expresión para calcular la masa de producto fresco de rotación diaria es la siguiente: M pc = d c × V (Ec.Pág.600 kg/día.024 x103 kg. 1. Valor tomado de la referencia bibliográfica [3].5 resulta ser de: Rpf = 57.1.4 resulta ser de: Mpc = 1.3 Estimación de la masa de producto de rotación diaria almacenable La masa de producto de rotación diaria almacenable es la cantidad máxima de producto nuevo que puede introducirse al día en una cámara tanto si está vacía como si está llena. empleando 400 kg/m3. 6 ANEXO A La expresión para calcular la masa de producto congelado almacenable es la siguiente: R pf = M pf × 10 100 (Ec. 1.4) donde: Mpc = masa de producto congelado almacenable [kg] dc = Densidad estiva de producto congelado [kg/m3]. A.2.5) donde: Rpf = masa de producto fresco de rotación diaria [kg/día] Mpf = masa de producto fresco almacenable [kg] Entonces la masa de producto fresco de rotación diaria según la ecuación 1. Masa de producto fresco de rotación diaria En el caso del producto fresco se ha previsto un 10% de la masa de producto fresco almacenable como la masa de producto fresco de rotación diaria para no disparar la necesidad térmica. V = Volumen de la cámara en [m3] Entonces la masa de producto congelado almacenable según la ecuación 1. 1.5 Cálculo del coeficiente Global de Transmisión El coeficiente global de transmisión de paredes.2. Finalmente.4 Determinación de la temperatura máxima exterior La temperatura máxima exterior [Text] es necesaria para contemplar el escenario más desfavorable en el que la instalación tendrá que trabajar y mantener las condiciones deseadas en el interior de la cámara.DISEÑO DE UNA INSTALACIÓN FRIGORÍFICA PARA OCHO CÁMARAS DE 2. Aunque la provincia de Lérida esta representada en la norma. Condiciones climáticas para proyectos. techo y suelo [U] es un coeficiente que expresa la potencia en forma de calor [W] que se transmite entre el exterior y el interior de la cámara a través de sus [(paredes. Para determinar la temperatura máxima exterior de las cámaras se debe tener en cuenta la norma UNE 100001: 1985 Climatización . techo y suelo)+(aislamiento)] por metro cuadrado de superficie [m2 ] y por cada grado de temperatura Kelvin [K]. (Se estima la llegada de 4 camiones/día de 20 Tm. cada uno. los valores tomados son los siguientes: • Temperatura exterior: Text = 36 ºC. 7 En el caso del producto congelado se ha previsto una masa de rotación diaria de: Rpc = 80.1.2. • Temperatura del bulbo húmedo: Text. • Del diagrama psicrómétrico (gráfico 2 en la página 20). La expresión para calcular el coeficiente global de transmisión es la siguiente: U= 1 e 1 1 + + hext λ hint = λ (Ec.h = 26 ºC.6) e donde: U = Coeficiente global de transmisión W m2 ⋅ K . se obtiene: o Humedad relativa exterior (%): Hrext = 45%. La norma está referenciada por provincias.1.560 m3 Pág.000 kg/día. con lo que éstas se han variado ligeramente para que se ajusten más a la realidad. A.) A. las temperaturas y humedades relativas de ésta están referenciadas a Lérida capital. Entonces el coeficiente global de transmisión de paredes. techo y suelo. techo y suelo [m] Las cámaras tienen los siguientes posibles modos de trabajo: MODO DE FUNCIONAMIENTO CAMARA 1 CAMARA 2 CAMARA 3 CAMARA 4 CAMARA 5 CAMARA 6 CAMARA 7 CAMARA 8 BITEMPERA: ALMACEN DE CONGELADOS O DE FRESCOS BITEMPERA: ALMACEN DE CONGELADOS O DE FRESCOS BITEMPERA: ALMACEN DE CONGELADOS O DE FRESCOS BITEMPERA: ALMACEN DE CONGELADOS O DE FRESCOS ALMACEN DE CONGELADOS ALMACEN DE CONGELADOS ALMACEN DE CONGELADOS ALMACEN DE CONGELADOS Tabla 2. Grosor del aislamiento poliuretano [e] = 15 cm.Pág. (aislamiento) = 0. Tabla de modo de funcionamiento de las cámaras frigoríficas. dato obtenido de la referencia bibliográfica [1]. Debido a que las cámaras que se emplean como almacén de producto fresco son también empleadas como almacén de congelados. techo y suelo según la ecuación 1.6 resulta ser de: U = 0. 8 ANEXO A hext = Coeficiente de convección del aire exterior W m2 ⋅ K hint = Coeficiente de convección del aire de interior W m2 ⋅ K 1 1 y son sumandos en el denominador de la expresión del coeficiente hint hext de transmisión global [U] que se pueden aproximar a cero si se tiene en cuenta que su orden será mucho menor al del sumando λ = conductividad térmica del poliuretano. m⋅K e = espesor del aislamiento de paredes. empleando: m⋅K λ W .0231 e λ .154 W . se emplea en las ocho cámaras el mismo grosor de aislamiento de poliuretano para paredes. m2 ⋅ K . W . 024 | [m] [m] [m] 3 [m ] 2 [m ] 4 0 | L A H V Sspt Mpc 8 4 | | Longitud Ancho Altura Volumen Superfice de suelo+paredes+techo | Número máximo de cámaras Número mínimo de cámaras | Unidades CAMARA Funcionando como almacén de Funcionando como congelados almacén de frescos 576 Masa de producto de rotación diaria Rpc Rpf [kg/día] Temperatura exterior Text [ºC] 36 Text. 9 Finalmente.3.1.560 1.3 Estimación de las cargas térmicas A. en ⎢ ⎣ día ⎥⎦ .1. Tabla resumen de datos y cálculos previos.6 Tabla resumen de los datos y cálculos previos DATOS Y CALCULOS PREVIOS 20 16 8 2.000 | Mpf | Masa de produco almacenable 57.216 [Tm] 1. resulta de la suma de las siguientes cargas térmicas [q].h Hrext [ºC] 26 45 Temperatura del bulbo húmedo Humedad relativa exterior 80. y sus características se detallan en el apartado B.154 A. los paneles de aislamiento seleccionados son de la empresa TAVER. en ⎢ . 0.que se debe contrarrestar con la ⎣ día ⎥⎦ ⎡ MJ ⎤ : instalación frigorífica.560 m3 Pág.1. A.1 del anexo B.2. 5 cm.600 [%] 2 Coeficiente global de transmisión U [W/(K·m )] Tabla 3.DISEÑO DE UNA INSTALACIÓN FRIGORÍFICA PARA OCHO CÁMARAS DE 2. tienen un espesor de 15.1 Introducción ⎡ MJ ⎤ La estimación de la carga térmica total [Q]. 10 ANEXO A Éstas se calculan y definen por separado en los apartados que prosiguen. suelo.Pág.f = 80% Condiciones exteriores determinadas en el apartado 2. 1. ⎠ (Ec.techo .7) Para calcular cada una de las cargas necesitamos fijar las condiciones de trabajo que se expresan a continuación: Condiciones interiores deseadas para los almacenes de congelados: Temperatura interior para los congelados: Tint.c = -20 ºC Humedad relativa: Hrint.f = 0 ºC Humedad relativa: Hrint. .techo. Qnecesidades térmicas .3.2 Carga térmica por transmisión de calor por paredes.c = -15ºC Temperatura de entrada de los frescos: Tent. expresa las pérdidas frigoríficas ⎢ ⎣ paredes.TOTALES ⎛ ⎞ = ⎜ qtransmisión.3. ⎦ o la cantidad de calor transmitida por unidad de tiempo a través de paredes.calor + qservicios + qinf iltraciones + qenfriamiento + qrespiración + qventiladores ⎟ género ⎝ paredes .f = 25ºC A.4 del anexo A: Temperatura exterior: Text = 36 ºC Humedad relativa: Hrext = 45% Condiciones de entrada del producto a los almacenes: Temperatura de entrada de los congelados: Tent.1. techo y suelo ⎤ ⎡ q transmisió n .c = 80% Condiciones interiores deseadas para los almacenes de frescos: Temperatura interior para los frescos: Tint. techo y suelo de la cámara. calor ⎥ . techo y suelo La carga térmica debida a la transmisión de calor a través de paredes. suelo. c = 906 ⎢ . techo y suelo para el funcionamiento como almacén de congelados Entonces la carga de transmisión por paredes.8 resulta ser de: qtransmisión. ⎡ MJ ⎤ ⎣ día ⎥⎦ = qt . f = carga térmica debida a la transmisión de calor a través de paredes.c = carga térmica debida a la transmisión de calor a través de paredes.k ]k =c . techo y ⎡ MJ ⎤ suelo ⎢ .216 m2 . techo y ⎡ MJ ⎤ . ⎣ día ⎥⎦ suelo para el almacén de frescos ⎢ U = 0.154 W . m2 ⋅ K Sspt = 1.f = 0 ºC Carga térmica por transmisión de calor por paredes. techo y suelo para congelados según la ecuación 1.c = -20 ºC Temperatura interior para los frescos: Tint. Coeficiente global de transmisión calculado en el apartado anterior.calor paredes .techo . f = carga térmica debida a la transmisión de calor a través de paredes.techo . 11 La expresión para calcular la transmisión de calor a través de suelo + techo + paredes es la siguiente: q transmisió n. techo y ⎡ MJ ⎤ .560 m3 Pág.8) donde: qt .DISEÑO DE UNA INSTALACIÓN FRIGORÍFICA PARA OCHO CÁMARAS DE 2. suelo . 1. ⎣ día ⎥⎦ suelo para el almacén de congelados ⎢ qt . = q t . suelo. ⎣ día ⎥⎦ q t . f = U × S spt × (Text − Tint ) × 24horas × 3600 segundos Julios 10 6 × MJ (Ec. Superficie total del suelo + techo + paredes Temperatura exterior: Text = 36 ºC Temperatura interior para los congelados: Tint.k ]k =c .calor paredes . q s . techo y suelo para el funcionamiento como almacén de frescos Entonces la carga de transmisión por paredes.3.k ]k =c . personas. En el caso la carga debida a los servicios se ha previsto un 40% de carga térmica debida a la transmisión de calor a través de paredes.Pág. techo y suelo para frescos según la ecuación 1. f = 582. las personas y las máquinas que se encuentran o trabajan en el interior de las cámaras.1. k ]k =c . entrada toro.c = carga debida a los servicios para el almacén de congelados ⎢ ⎣ día ⎥⎦ ⎡ MJ ⎤ .5 ⎢ A. f = carga debida a los servicios ⎢ . es un porcentaje elevado pero se prevé y se ha planteado así. 12 ANEXO A Carga térmica por transmisión de calor por paredes. 1. q s . techo y suelo. La expresión para estimar la carga debida a los servicios es la siguiente: ( ) q servicios = q s .8 resulta ser de: qtransmisión. f × 40 100 donde: ⎡ MJ ⎤ q s . f = carga debida a los servicios para el almacén de frescos ⎢ ⎣ día ⎥⎦ (Ec. etc.9) . ⎡ MJ ⎤ ⎣ día ⎥⎦ = q t .k ]k =c . ⎣ día ⎥⎦ ⎡ MJ ⎤ . f = qt .3 Carga térmica debida a los servicios (luces. suelo.techo .calor paredes .) La carga debida a los servicios [q servicios ] expresa el calor aportado por las luces. una rotación elevada de producto y por lo tanto debe quedar reflejado el trabajo de reposición (entrada. salida y colocación del material ) las 24 h del día en esta estimación. 9 resulta ser de: ⎡ MJ ⎤ q servicios = q s . 13 qt .9 resulta ser de: ⎡ MJ ⎤ q servicios = q s . f = 233. ⎣ día ⎥⎦ Carga térmica debida a los servicios para el funcionamiento como almacén de congelados Entonces la carga debida a los servicios para congelados según la ecuación 1.k ]k =c .560 m3 Pág. f = carga térmica debida a la transmisión de calor a través de paredes.4 ⎢ ⎣ día ⎥⎦ Carga térmica debida a los servicios para el funcionamiento como almacén de frescos Entonces la carga debida a los servicios para frescos según la ecuación 1. techo y ⎡ MJ ⎤ suelo ⎢ .0 ⎢ ⎣ día ⎥⎦ .c = 362.DISEÑO DE UNA INSTALACIÓN FRIGORÍFICA PARA OCHO CÁMARAS DE 2. f = V × n º renov. c = Volumen específico del aire interior en condiciones de almacén de congelados.Pág. Hrint. 1 1MJ ⎤ × × (hext . f = 0. int. k − hint. f = carga debida a las infiltraciones ⎢ . día ⎣ ν esp .int. q i . ⎡ renovaciones ⎤ nº renov.c = -20ºC.f = 0ºC. 72 m3 . f = carga debida a las infiltraciones para el almacén de frescos ⎢ ⎣ día ⎥⎦ V = 2. int. k ]k = c . k ) × 3 ⎥ día ν esp. obtenemos ν esp.int. f = Volumen específico del aire interior en condiciones de almacén de frescos. q i . = número de renovaciones del aire interior. k 10 KJ ⎦⎥ (Ec. 78 m3 . f donde: ⎡ MJ ⎤ qi .10) k =c . se emplean 4 ⎢ ⎥⎦ . kg [ . obtenemos ν esp. Hrint. Tint. kg ν esp. ⎣ día ⎥⎦ ⎡ MJ ⎤ .3. Tomando el punto en el diagrama psicrométrico del aire (gráfico 2 en la página 16).4 Carga térmica debida a las infiltraciones La carga debida a las infiltraciones [qinf iltraciones ] expresa las pérdidas de calor por entrada de aire exterior en el interior de la cámara.f = 80% ] . Tomando el punto en el diagrama psicrométrico del aire (gráfico 2 en la página 16).c = 80% ] .560 m3 = volumen de la cámara. 1. Se prevén unas cuatro renovaciones al día del total del aire que contiene la cámara con el fin de contemplar en conjunto todas las veces que se abre y se cierra la puerta de la cámara en un día.k ]k =c .c = carga debida a las infiltraciones para el almacén de congelados ⎢ ⎣ día ⎥⎦ ⎡ MJ ⎤ .1. int. 14 ANEXO A A.c = 0. [ Tint. La expresión para estimar la carga debida a las infiltraciones es la siguiente: q inf iltraciones = q i . kg . f = 7.c = 80% ] . Tabla resumen de los datos del aire interior y exterior obtenidos del diagrama psicrométrico. .aire sec hint. Hrint. [ Tint = 36ºC. Tomando el punto en el diagrama psicrométrico del aire (gráfico 2 en la página 16). Hrint. kg. E aire exterior DATOS OBTENIDOS A PARTIR DEL DIAGRAMA PSICROMETRICO Volumen específico Entalpía h υ [ºC] [%] [m3/kg] [kJ/kg aire sec] -20 80 0.72 -18.f = 0ºC.aire sec Tabla resumen datos obtenidos del diagrama psicrométrico del aire (gráfico 2 en la página 16). obtenemos hint. Hr = 45% ] . Tomando el punto en el diagrama psicrométrico del aire (gráfico 2 en la página 16).78 7. Tint.5 [ kJ .f = 80% ].c = Entalpía del aire interior en condiciones de almacén de congelados.5 36 45 | PUNTO DEL DIAGRAMA PSICROMETRICO Ic aire interior en almacén de congelados If aire interior en almacén de frescos DATOS DE ENTRADA AL DIAGRAMA PSICROMETRICO Humedad Temperatura relativa T Hr 80 Tabla 4. obtenemos hext = 80 kJ .c = −18.DISEÑO DE UNA INSTALACIÓN FRIGORÍFICA PARA OCHO CÁMARAS DE 2. obtenemos hint.5 [ kJ . Tint. kg.560 m3 Pág.c = -20ºC.aire sec hint. Tomando el punto en el diagrama psicrométrico del aire (gráfico 2 en la página 16). f = Entalpía del aire interior en condiciones de almacén de frescos. 15 hext = Entalpía del aire exterior.5 0 80 0. 16 -K PIA EN TA L IRE SE CO J/K GA °C TU RA CIÓ NMP ER AT U RA DE SA TE 9 0% % 80 70 % N UME VOL DE % .°C 15 .°C 1.94 % .98 PUNTO DE CONDENSACIÓN .78 PRESIÓN DE VAPOR .92 g m³/k ICO ECÍF ESP 60 .MM DE MERCURIO .86 5 15 35 45 50 55 60 65 70 75 80 85 90 95 10 10 11 12 12 13 13 ES AIR 25 40 E: AIRE EXTERIOR Ic: AIRE INTERIOR ALMACEN CONGELADOS If: AIRE INTERIOR EN ALMACEN FRESCOS PRESIÓN BAROMÉTRICA 760 mm de Mercurio Nivel del mar CARTA PSICOMETRICA 50 RA TU RA 5 BU 45 DE 0 HU ME 55 LB O 16 50 DO 40 60 -° C 5 10 15 20 25 30 35 RAZON DE HUMEDAD G/KG AIRE SECO 55 -20 -40 -10 0 10 20 25 30 35 1 2 3 4 5 6 7 8 9 60 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 31 32 33 34 35 36 37 38 39 40 41 42 43 44 45 0 5 0 5 0 5 0 5 0 5 0 5 0 5 0 5 65 70 75 80 85 90 95 10 10 11 11 12 12 13 13 14 14 15 15 16 16 17 17 ANEXO A ENTALPIA .90 -25 -15 -5 10 20 15 20 0 5 11 5 0 . www.00 .96 50 .88 -20 -10 0 30 25 0 5 0 5 .76 Linric Company Psychrometric Chart.82 -20 -15 5 .-10 -25 -20 -15 -10 0 -5 5 0 .KJ/KG AIRE SECO Pág.84 -25 -20Ic -5 If 0 10 40 25 0 E 25 35 TIVA RELA 35 14 30 30 14 40 5 15 0 35 15 45 40 35 TE MP E ECO -30 -25 -10 0 5 10 15 20 30 .com -15 10 5 20 25 % 30 AD UMED 10% H 20% 30 % 10 15 20 TEMPERATURA DE BULBO SECO .linric.80 -30 -5 . DISEÑO DE UNA INSTALACIÓN FRIGORÍFICA PARA OCHO CÁMARAS DE 2.560 m3 Pág. 17 Carga térmica debida a las infiltraciones para el funcionamiento como almacén de congelados Entonces la carga debida a las infiltraciones para los congelados según la ecuación 1.10 resulta ser de: ⎡ MJ ⎤ qinf iltraciones = q i ,c = 1.400,9 ⎢ ⎣ día ⎥⎦ Carga térmica debida a las infiltraciones para el funcionamiento como almacén de frescos Entonces la carga debida a las infiltraciones para los frescos según la ecuación 1.10 resulta ser de: ⎡ MJ ⎤ q inf iltraciones = q i , f = 951,8 ⎢ ⎣ día ⎥⎦ A.1.3.5 Carga térmica por enfriamiento del género ⎡ ⎤ La carga térmica correspondiente al enfriamiento del género ⎢ qenfriamiento ⎥ , refleja el calor que ⎣ género ⎦ hay que aportar al producto para llegar a su temperatura de conservación. Esta carga depende del calor específico del producto. Como se trata de cámaras de alquiler y no sabemos concretamente que alimentos se conservarán en su interior se han tomado los valores más elevados de los productos representados en el capítulo 26. de la referencia bibliográfica [1], Exigencias del almacenamiento de productos de consumo. De esta manera se contempla el caso más desfavorable. La expresión para estimar la carga por enfriamiento del género es la siguiente: qenfriamiento = qg , k ⎦⎤ género donde: k =c , f 1MJ ⎞ ⎤ ⎛ = ⎜ R pk × Cesp ,k × (Tent ,k − Tint, k ) × 3 ⎟ ⎥ 10 kJ ⎠ ⎦ k =c , f ⎝ (Ec. 1.11) Pág. 18 ANEXO A q g ,k • ] ⎡ MJ ⎤ . ⎣ día ⎥⎦ = carga térmica por enfriamiento del género ⎢ k =c , f q g ,c = carga por enfriamiento del género para el almacén de congelados. q g , f = carga térmica por enfriamiento del género para el almacén de frescos. • Rpc = 80.000 kg/día; masa de producto congelado de rotación diaria. Rpf = 576.000 kg/día; masa de producto fresco de rotación diaria. Cesp,c = 2 kJ ;calor específico del producto congelado. kg ·K Cesp,c = 4 kJ ;calor específico del producto fresco. kg ·K Temperatura de entrada de los congelados: Tent.c = -15ºC. Temperatura de entrada de los frescos: Tent.f = 25ºC. Temperatura interior para los congelados: Tint.c = -20 ºC. Temperatura interior para los frescos: Tint.f = 0 ºC. Carga térmica por enfriamiento del género para el funcionamiento como almacén de frescos Entonces la carga por enfriamiento del género para congelados según la ecuación 1.11 resulta ser de: ⎡ MJ ⎤ qenfriamiento = q g ,c = 800 ⎢ género ⎣ día ⎥⎦ Carga térmica por enfriamiento del género para el funcionamiento como almacén de frescos Entonces la carga por enfriamiento del género para frescos según la ecuación 1.11 resulta ser de: ⎡ MJ ⎤ qenfriamiento = q g , f = 5.760 ⎢ género ⎣ día ⎥⎦ DISEÑO DE UNA INSTALACIÓN FRIGORÍFICA PARA OCHO CÁMARAS DE 2.560 m3 Pág. 19 A.1.3.6 Carga térmica debidas a la respiración del producto fresco La carga térmica debida al calor de respiración ⎡⎣ qrespiración ⎤⎦ expresa el calor que desprenden los productos frescos (frutas y hortalizas) durante el tiempo que están almacenados y todavía no alcanzan su temperatura de congelación. La expresión para estimar la carga debida a la respiración del producto fresco: q respiración = q respiración.1 + q respiración.2 (Ec. 1.12) donde: q respiración.1 :expresa el calor de respiración desprendido por el producto fresco cuando se encuentra a temperaturas superiores a 0ºC y se calcula a partir de la siguiente expresión: q r1, f = q respiración.1 = R pf × C resp1 × 1MJ 1h 24h × × 9 10 mJ 3.600s 1día (Ec. 1.13) donde: ⎡ MJ ⎤ . q r1, f = q respiración.1 ⎢ ⎣ día ⎥⎦ Rpf = 576.000 kg/día; masa de producto fresco de rotación diaria. C resp1 = 400 mW ;calor de respiración medio de frutas y hortalizas a temperatura kg superior a 0ºC. Entonces el calor de respiración desprendido por el producto fresco cuando se encuentra a temperaturas superiores a 0ºC según la ecuación 1.13 resulta ser de: ⎡ MJ ⎤ q respiración.1 = q r1, f = 1.990,6 ⎢ ⎣ día ⎥⎦ q respiración.2 :expresa el calor de respiración desprendido por el producto a la temperatura entre 0ºC y su temperatura de congelación. En la mayoría de los productos la temperatura 2 = (M pf − R pf )× C resp 2 × 1MJ 1h 24h × × 9 10 mJ 3. f = q respiración. 20 ANEXO A de 0ºC es superior a su temperatura de congelación y se calcula a partir de la siguiente expresión: q r 2. C resp 2 = 100 mW . q r 2 .14) donde: ⎡ MJ ⎤ .calor de respiración medio de frutas y hortalizas a temperatura entre kg 0ºC y su temperatura de congelación.Pág. masa de producto fresco de rotación diaria.000 Kg/día.14 resulta ser de: ⎡ MJ ⎤ q respiración.2 ⎢ ⎣ día ⎥⎦ M pf = 576 x103 Kg.600s 1día (Ec.469.2 = 6. f = q respiración.6 ⎢ ⎣ día ⎥⎦ . Entonces el calor de respiración desprendido por el producto fresco cuando se encuentra a temperaturas entre 0ºC y su temperatura de congelación según la ecuación 1. 1.0 ⎢ ⎣ día ⎥⎦ Entonces el calor de respiración desprendido por el producto fresco cuando se encuentra a temperaturas superiores a las de congelación según la ecuación 1.1 + qrespiración. f = 4.12 resulta ser de: ⎡ MJ ⎤ qrespiración = qrespiración. Rpf = 576.2 = q r 2 .479. la masa de producto fresco almacenable. ⎣ día ⎥⎦ ⎞⎤ ⎤ ⎛ q suma.38 ⎢ .techo . = 13.1.k ]k =c . en parte.560 m3 Pág. La expresión para estimar la carga debida al calor desprendido por los ventiladores es la siguiente: 10 ⎤ q ventiladores = q v . 21 A.469.c ⎣ día ⎥⎦ ⎡ MJ ⎤ q suma. f 100 (Ec.DISEÑO DE UNA INSTALACIÓN FRIGORÍFICA PARA OCHO CÁMARAS DE 2. k ⎦ k =c . 1. k ⎦ k =c . ⎣ día ⎥⎦ q v . k género ⎠⎦ k =c . f ⎦ k =c .calor + q servicios + qinfiltraciones + q enfriamiento ⎟⎟⎥ (Ec. se encarguen. 1.16. ⎥ = ⎜⎜ qtransmisión. c arg as . f ⎝ paredes . ⎡ MJ ⎤ q suma.15) donde: ⎡ MJ ⎤ q v .k ]k =c . f = suma de las cargas térmicas calculadas en apartados anteriores.3. parcial.996. f = q suma. a la vez. f ⎣ día ⎥⎦ .según la ecuación 1.16) c arg as . ⎤ q suma. ⎥ × c arg as .según la ecuación 1. de aportar el frío a la cámara. parcial .9 ⎢ . ⎥ c arg as . suelo. = 3. f = la carga debida al calor desprendido por los ventiladores para el ⎡ MJ ⎤ almacén de frescos ⎢ .7 Carga debida al calor desprendido por los ventiladores La carga térmica debida a los ventiladores [ qventiladores ] refleja el calor que aportan los ventiladores de los evaporadores aunque estos. f = la carga debida al calor desprendido por los ventiladores ⎢ .c = la carga debida al calor desprendido por los ventiladores para el ⎡ MJ ⎤ almacén de congelados ⎢ . parcial .16. c arg as . ⎣ día ⎥⎦ q v . parcial. parcial. 15 resulta ser de: ⎡ MJ ⎤ q ventilador es = q v .Pág.7 ⎢ ⎣ día ⎥⎦ .399.94 ⎢ ⎣ día ⎥⎦ Carga debida al calor desprendido por los ventiladores para el funcionamiento como almacén de frescos Entonces la carga debida al calor desprendido por los ventiladores para los frescos según la ecuación 1. f = 1.c = 346.15 resulta ser de: ⎡ MJ ⎤ q ventiladores = q v . 22 ANEXO A Carga debida al calor desprendido por los ventiladores para el funcionamiento como almacén de congelados Entonces la carga debida al calor desprendido por los ventiladores para los congelados según la ecuación 1. calor paredes . suelo .3 Tabla 5. .9 3.816.4 s to género q ventilador Q necesidade 906.0 346.c 80% Temperatura de entrada del producto Tent.3.9 800.c -20ºC Humedad relativa deseada Hrint. Tabla resumen de los datos y las necesidades térmicas para los congelados.8 Tabla resumen y necesidades térmicas totales Tabla resumen y necesidades térmicas totales para el funcionamiento como almacén de congelados ALMACEN DE CONGELADOS DATOS Temperatura interior deseada Tint.c -15ºC CARGAS TERMICAS TRANSMISON suelo+paredes+techo EN q transmisió n . SERVICIOS q servicios INFILTRACIONES q inf iltracione ENFRIAMIENTO GENERO VENTILADORES CARGA TERMICA TOTAL [MJ/día] q enfriamien 362. 23 A.560 m3 Pág.DISEÑO DE UNA INSTALACIÓN FRIGORÍFICA PARA OCHO CÁMARAS DE 2.400. techo .1 es s térmicas .1.TOTALES 1. f 80% Temperatura de entrada del producto T ent.Pág.0 iltracione s q enfriamien 582.469. Tabla resumen de los datos y las necesidades térmicas para los frescos.6 VENTILADORES q ventilador es 1.f 0ºC Humedad relativa deseada Hrint. calor paredes .0 5.760. 24 ANEXO A Tabla resumen y necesidades térmicas totales para el funcionamiento como almacén de frescos ALMACEN DE FRESCOS DATOS Temperatura interior deseada T int. q servicios q inf 233. . techo .0 RESPIRACION GENERO q respiració n 6.f 25ºC CARGAS TERMICAS TRANSMISON suelo+paredes+techo SERVICIOS INFILTRACIONES ENFRIAMIENTO GENERO EN [MJ/día] q transmisió n .7 s TOTALES 8.5 to género 952. suelo .399.927.2 CARGA TERMICA TOTAL Q necesidade térmicas Tabla 6. 1.1.1) A. ⎜ Q R − 404 A [ kW ] ⎟ .560 m3 Pág.2.3 [ kW ] La potencia frigorífica de los frescos se debe obtener a partir del equipo que proporcionará frío para las cámaras bitémperas.2 Potencia frigorífica A.1 Instalación descentralizada de R-404A ⎛ ⎝ • ⎞ ⎠ La expresión para calcular la potencia frigorífica.TOTALES ⎣ día ⎦ 10 kJ Q R − 404 A [ kW ] = × × nº horas 1MJ 3.es la siguiente: ⎡ MJ ⎤ 3 ⎢ ⎥ 1h térmicas . Esto significa que se debe producir con la misma . 25 A.2.3 Cámara funcionando como almacén de frescos Entonces la potencia frigorífica del equipo necesaria para una cámara de frescos trabajando ⎡ h ⎤ según la ecuación 2.2.600 s día Qnecesidades • (Ec.2.1 resulta ser de: éste 16 ⎢ ⎣ día ⎥⎦ • Q R-404A FRESCOS = 267. Cuatro de estos equipos únicamente trabajarán para conservar producto congelado mientras que los otros cuatro pueden conservar producto congelado o producto fresco según sea necesario.1 Introducción Se realiza el cálculo para una sola cámara ya que esta instalación consta de ocho equipos frigoríficos independientes. 2.1.5 [ kW ] A.DISEÑO DE UNA INSTALACIÓN FRIGORÍFICA PARA OCHO CÁMARAS DE 2.2 Cámara funcionando como almacén de congelados Entonces la potencia frigorífica del equipo necesaria para una cámara de congelados ⎡ h ⎤ trabajando éste 8 ⎢ según la ecuación 2.1 resulta ser de: ⎣ día ⎥⎦ • Q R-404A CONGELADOS = 132. A. las 8 cámaras se usen como almacén de congelados.MAXIMA DEMANDA.2 Demanda máxima de potencia para congelados Entonces la demanda máxima de potencia frigorífica para los congelados será cuando todas las cámaras. Entonces la ⎡ h ⎤ potencia del equipo de la etapa de baja trabajando éste 8 ⎢ según la ecuación 2. • Las 8 cámaras funcionando como almacén de congelados.2. ⎜ Q R − 717 [kW ] ⎟ . A. Se sabe que más o menos debe ser el doble la potencia de frescos que la de congelados así que se escoge un tiempo mayor de trabajo que en el caso del funcionamiento como almacén de congelados para obtener más o menos esta proporcionalidad.2 Instalación centralizada de AMONIACO ⎛ ⎝ • ⎞ ⎠ La expresión para calcular la potencia frigorífica.1 Introducción Se realiza el cálculo para las ocho cámaras ya que esta instalación consta de un único equipo frigorífico. A.2) A.es la siguiente: ⎡ MJ ⎤ 3 ⎢ ⎥ 1h térmicas .2. • 4 cámaras funcionando como almacén de frescos. aquél en el que la potencia de la etapa de baja sea máxima y aquél en el que la potencia de la etapa de alta también sea máxima.2. 26 ANEXO A maquinaria la potencia necesaria para las cámaras cuando funcionen como almacén de congelados que cuando funcionen como almacén de frescos.600 s día Qnecesidades • (Ec. En este caso se deben contemplar los casos extremos. es decir. 2.2.Pág.CONGELADOS = 1.TOTALES ⎣ día ⎦ 10 kJ QR −717 [ kW ] = × × × nº cámaras n º horas 1MJ 3.2.060 [ kW ] .2 ⎣ día ⎥⎦ resulta ser de: • Q R −717. es decir. 2. Tabla de la potencia frigorífica para un equipo de R-717 (amoníaco).MAXIMA DEMANDA.1 Tabla resumen de la potencia frigorífica en la instalación descentralizada de R-404A POTENCIA FRIGORÍFICA NECESARIA [kW] FRESCOS 132.2.3. .2 resulta ser de: ⎣ día ⎥⎦ • Q R −717.060 No es un máximo No es un máximo 2.560 m3 Pág.2.5 | CONGELADOS EQUIPO CAMARA CONGELADOS EQUIPO CAMARA BITEMPERA 132.2 Tabla resumen de la potencia frigorífica en la instalación centralizada de AMONÍACO POTENCIA FRIGORÍFICA MÁXIMA NECESARIA POR EL EQUIPO [kW] 8 camaras funcionando como almacén de congelados 4 camaras funcionando como almacén de frescos y 4 como almacén de congelados ETAPA DE BAJA ETAPA DE ALTA 1. Entonces la potencia del equipo de la etapa de ⎡ h ⎤ alta trabajando éste 8 ⎢ según la ecuación 2.3 Tabla resumen de la potencia frigorífica necesaria en las instalaciones A.3 Demanda máxima de potencia para frescos Entonces la demanda máxima de potencia frigorífica para los frescos será cuando 4 de las 8 cámaras se usen como almacén de frescos.140 [ kW ] A.3 Tabla 7.2. A. 27 A.3.140 Tabla 8. FRESCOS = 2.5 267. Tabla de la potencia frigorífica para un equipo de R-404A.2.DISEÑO DE UNA INSTALACIÓN FRIGORÍFICA PARA OCHO CÁMARAS DE 2. c ) bombeado por uno de los compresores que forma parte de la instalación y también las entalpías y temperaturas de puntos del ciclo frigorífico de congelados representado en el diagrama de Moliere log(P)-h del R-404A.c = 0.3.2.3. 28 ANEXO A A.1. 76 ⎢ ⎥ ⎣ kg ⎦ ⎣ kg ⎦ • • Q FRIGORIFICA ≅ Q COMPRESOR.35356 ⎢ ⎥ ⎣ s ⎦ . 45 ⎢ ⎥ .1 resulta ser de: • ⎡ kg ⎤ m R − 404 A.1. Apartado 5. h5 = 263. • • Q FRIGORIFICA = m R − 404 A.2Y-40P) que se encuentra el apartado B. Valores tomados de la Tabla 6.3.2Y-40P según la ecuación 3.1.1 Cámara de congelados • A partir del balance energético obtendremos el caudal másico ( m R − 404 A.1) donde: ∆hEVAPORADOR = (h6 ' − h5 ) .Pág.5 [ kW ] Valor tomado de los resultados de la hoja de elección del compresor de congelados (compresor Bitzer: 6F-40. ⎡ kJ ⎤ ⎡ kJ ⎤ h6' = 357.CONGELADOS = 33.c × ∆hEVAPORADOR (Ec. del anexo B.3 de la memoria. 3. Tabla de propiedades termodinámicas del R-404A en el ciclo de congelados. Entonces el caudal másico bombeado por el compresor Bitzer: 6F-40.3 Balance energético A.1 Instalación descentralizada de R-404A A. Diferencia de entalpía del refrigerante R-404A entre la salida y la entrada al evaporador. c = 0.c = 0. 722 A partir de la potencia absorbida o potencia eléctrica real obtenida de los resultados de la hoja de elección del compresor de congelados (compresor Bitzer: 6F-40.40. Apartado 5.40.4 del anexo B.c ⎢ ⎥ ×ν asp .2Y-40P.2 resulta ser de: ηV . 6 ⎢ ⎥ = cilindrada del compresor Bitzer: 6F-40.2Y-40P según la ecuación 3.2) donde: ⎡ m3 ⎤ CILCOMP:6 F . ⎣ h ⎦ Valores tomados de la hoja de especificaciones técnicas se encuentra el apartado B.2Y-40P.1. Tabla de propiedades termodinámicas del R-404A en el ciclo de congelados.35356 ⎢ ⎥ = caudal másico bombeado por el compresor Bitzer: ⎣ s ⎦ 6F- 40.DISEÑO DE UNA INSTALACIÓN FRIGORÍFICA PARA OCHO CÁMARAS DE 2. • ⎡ kg ⎤ m R − 404 A.3 del anexo B. ⎣ kg ⎦ ν asp .1 = 0. ) .2. 29 A partir de la cilindrada del compresor elegido (compresor Bitzer: 6F-40. 3. 086 ⎢ Valores tomados de la Tabla 6.2Y-40P.1 ⎢ ⎥ ⎣ s ⎦ ⎣ kg ⎦ ηV .c de éste funcionando a plena carga.600 ⎢ ⎥ ⎣h⎦ (Ec.c ⎡s⎤ × 3.2Y-40P) ( ) obtendremos el rendimiento volumétrico ηV . ⎡ m3 ⎤ ⎥ = volumen específico del R-404A en la aspiración del compresor.2Y − 40 P ⎢ ⎥ = ⎣ h ⎦ • ⎡ m3 ⎤ ⎡ kg ⎤ m R − 404 A.2.3 de la memoria.1.560 m3 Pág.2Y − 40 P = 151.1. ⎡ m3 ⎤ CILCOMP:6 F . se obtiene el rendimiento isentrópico η ISO . Entonces el rendimiento volumétrico del compresor Bitzer: 6F-40.2Y-40P) que se ( encuentra el apartado B.c del compresor Bitzer: 6F-40. c = 0.c • ⎡ kJ ⎤ ⎡ kg ⎤ m R − 404 A.c ⎢ ⎥ × (h2 R .2Y-40P.2Y-40P) que se encuentra el apartado B. 30 ANEXO A De la misma expresión se obtiene la entalpía real del R-404A a la salida del ( ) compresor h2 R . 655 Entonces de la ecuación 3.4 del anexo B. (h2T − h1 ) . es decir. 00 ⎢ ⎥ .35356 ⎢ ⎥ = caudal másico bombeado por el compresor Bitzer: ⎣ s ⎦ 6F- 40. se tiene que: • ⎡ kJ ⎤ ⎡ kg ⎤ PotenciaELECTRICA [ kW ] = m R − 404 A. que la compresión teórica del gas refrigerante en isentrópica.c = 0. 3.3 resulta ser de: ηiso .2.2Y-40P según la ecuación 3. ⎡ kJ ⎤ ⎡ kJ ⎤ h2T = 407.c ⎢ ⎥ × (h2T − h1 ) ⎢ ⎥ ⎣ s ⎦ TEORICA ⎣ kg ⎦ = = PotenciaELECTRICA [ kW ] • ⎡ kJ ⎤ ⎡ kg ⎤ m R − 404 A.1. Se considera que ( s2T = s1 ) .c = 432. Diferencia de entalpía teórica del refrigerante R-404A entre la salida y la entrada al compresor.3) donde: • ⎡ kg ⎤ m R − 404 A.39 ⎢ ⎥ ⎣ kg ⎦ .c − h1 ) ⎢ ⎥ = 25 [ kW ] REAL ⎣ s ⎦ ⎣ kg ⎦ Esta expresión permite obtener el valor de la entalpía del R-404A a la salida del compresor: ⎡ kJ ⎤ h2 R .3 y de los resultados de la hoja de elección del compresor de congelados (compresor Bitzer: 6F-40. h1 = 361.c − h1 ) ⎢ ⎥ REAL ⎣ s ⎦ ⎣ kg ⎦ PotenciaELECTRICA [ kW ] (Ec.Pág.c .c ⎢ ⎥ × (h2 R . 69 ⎢ ⎥ ⎣ kg ⎦ ⎣ kg ⎦ PotenciaELECTRICA [ kW ] = 25 [ kW ] REAL Entonces el rendimiento isentrópico del compresor Bitzer: 6F-40. ηiso . Pc = 1. Apartado 5. se obtiene también su temperatura T2 R = 85.O. Tabla de propiedades termodinámicas del R-404A en el ciclo de congelados.3 de la memoria.560 m3 Pág.Pc = PotenciaFrigorifica [ kW ] PotenciaELECTRICA [ kW ] (Ec.4 resulta ser de: C.Pc según la ecuación 3.O.DISEÑO DE UNA INSTALACIÓN FRIGORÍFICA PARA OCHO CÁMARAS DE 2.1.1. Entonces el coeficiente de eficiencia energética C.4 del anexo B. Con estos datos se procede a calcular el coeficiente de eficiencia energética del ciclo frigorífico.1.2.2Y-40P) que se encuentra el apartado B. Apartado 5.O.4) REAL donde: PotenciaELECTRICA = 25 [ kW ] REAL PotenciaFrigorifica = 33. .Pc (Coeficient Of Performance).3 de la memoria.34 A partir de los valores encontrados en el balance energético y el programa Coolpack (en la opción: Refrigeration Utilities) se completa la Tabla 6. C. 05º C .5 [ kW ] Valores tomados de los resultados de la hoja de elección del compresor de congelados (compresor Bitzer: 6F-40.O. Valores reflejados en la Tabla 6. 3. en inglés se denomina C.c . 31 ( ) A partir del la entalpía real del gas refrigerante a la salida del compresor h2 R . Tabla de propiedades termodinámicas del R-404A en el ciclo de congelados. Es la relación entre la potencia frigorífica y la potencia absorbida por la máquina frigorífica. 2Y-40P. Tabla resumen de los valores obtenidos en el ciclo de congelados.c × ∆hCONDENSADOR (Ec.35356 Rendimiento volumétrico ηv. 32 ANEXO A Con los datos de la Tabla 6 y la siguiente expresión se calcula la potencia calorífica necesaria que debe aportar el condensador en el ciclo de congelados.c = 4 × m R − 404 A. Valores tomados de la Tabla 6.1.5) donde: • ⎡ kg ⎤ m R − 404 A.35 ⎢ ⎥ ⎣ kg ⎦ ⎣ kg ⎦ Entonces la potencia calorífica necesaria que debe aportar el condensador en la instalación de congelados según la ecuación 3. ∆hCONDENSADOR = (h3 − h4' ) .Pág.39 COP Potencia calorífica del condensador [kW] COPc 1.c Tabla 9. • • Q CALORIFICA.722 Rendimiento isentrópico ηiso. . h4' = 269.3 de la memoria. Tabla de propiedades termodinámicas del R-404A en el ciclo de congelados. 3.35356 ⎢ ⎥ = caudal másico bombeado por el compresor Bitzer: ⎣ s ⎦ 6F- 40.c 0.c 432. Diferencia de entalpía del refrigerante R-404A entre la salida y la entrada al condensador.c = 215.5 resulta ser de: • Q CALORIFICA.34 215.c VALOR 0.655 Entalpía real a la salida del compresor [kJ/kg] h2R. Apartado 5.c 0. 64 ⎢ ⎥ .c = 0. 37 [ kW ] Tabla resumen de los valores obtenidos en el ciclo de congelados NOMENCLATURA Caudal másico[kg/s] SIMBOLO mR404A. ⎡ kJ ⎤ ⎡ kJ ⎤ h3 = 421.37 QCALORIFICA. 2Y-40P abasteciendo frío en ciclo de congelados. .2 Cámara bitempera Como ya se dispone del modelo de compresor. tomamos PB =4.3 de la memoria. Apartado 5.6) donde: PA = la presión de alta o de condensación.2Y-40P. ηv = 1 − e × PA PB (Ec. obtenemos el rendimiento volumétrico del compresor Bitzer: 6F-40.1. PB = la presión de baja o de evaporación.333 bar. A partir de la cilindrada y las nuevas presiones de trabajo del ciclo de frescos.3. Bitzer: 6F-40.560 m3 Pág. obtendremos el espacio muerto (e) del compresor.397 × 10−2 Con la misma expresión pero cambiando las presiones de trabajo por las del ciclo de frescos. tomamos PA =20.449 bar.2Y-40P.DISEÑO DE UNA INSTALACIÓN FRIGORÍFICA PARA OCHO CÁMARAS DE 2.499 bar. funcionando para el modo de trabajo de frescos en las cámaras bitémperas ya que el espacio muerto no es una variable.2Y-40P según la ecuación 3. tomamos PB =2.449 bar. PB = la presión de baja o de evaporación.6 resulta ser de: e = 3. obtenido en el apartado anterior (A. PA = la presión de alta o de condensación. A partir del rendimiento volumétrico obtenido en el modo de trabajo como almacén de congelados y la siguiente expresión. ηV . Cámaras de congelados). rendimiento volumétrico del compresor Bitzer: 6F-40. sino un parámetro. 722 .3. tomamos PA =20.1. Valores tomados de la Tabla 6 Tabla de propiedades termodinámicas del R-404A en el ciclo de congelados. comprobaremos que el compresor nos abastece también en el modo de trabajo de la cámara como almacén de frescos.c = 0. Entonces el espacio muerto (e) del compresor Bitzer: 6F-40.1.1. 33 A. 3. f ) bombeado por uno de los compresores Bitzer: 6F-40.7 resulta ser de: • ⎡ kg ⎤ m R − 404 A.397 × 10−2 . f = 0.1 ⎢ kg ⎥ ⎣ ⎦ ηV .2.840 • A partir de la expresión 3. Tabla de propiedades termodinámicas del R-404A en el ciclo de frescos. ηV .3 de la memoria. ⎣ kg ⎦ ν asp .3 de la memoria.6 resulta ser de: ηV .Pág.1. Entonces el caudal másico bombeado por el compresor Bitzer: 6F-40.4 del anexo B.2Y-40P abasteciendo frío para el ciclo de frescos.2Y-40P abasteciendo frío para las cámaras bitémperas funcionando como almacén de frescos según la ecuación 3. 70046 ⎢ ⎥ ⎣ s ⎦ . Tabla de propiedades termodinámicas del R-404A en el ciclo de frescos. • ⎡ m3 ⎤ CILCOMP:6 F .840 .1.2Y-40P que forma parte de la instalación para las cámaras bitémperas cuando la cámara a la que abastece funciona como almacén de frescos. rendimiento volumétrico del compresor Bitzer: 6F-40.1. e = 3. f = 0.2Y − 40 P = 151.2Y − 40 P ⎢ ⎥ = ⎣ h ⎦ m R − 404 A. 0505 ⎢ Valores tomados de la Tabla 8. Entonces rendimiento volumétrico del compresor Bitzer: 6F-40.2Y-40P. ⎡ m3 ⎤ ⎥ = volumen específico del R-404A en la aspiración del compresor.40. Apartado 5. ⎣ h ⎦ Valores tomados de la hoja de especificaciones técnicas se encuentra el apartado B. f ⎡s⎤ × 3.2Y-40P en el ciclo de frescos según la ecuación 3.7) donde: ⎡ m3 ⎤ CILCOMP:6 F .1 = 0. 6 ⎢ ⎥ = cilindrada del compresor Bitzer: 6F-40. f = 0.600 ⎢ ⎥ ⎣h⎦ (Ec. f ⎡ m3 ⎤ ⎡ kg ⎤ ⎢⎣ s ⎥⎦ ×ν asp . Apartado 5. espacio muerto del compresor Bitzer: 6F-40. 34 ANEXO A Valores tomados de la Tabla 8.2Y-40P.40.7 obtendremos el nuevo caudal másico ( m R − 404 A. 3. DISEÑO DE UNA INSTALACIÓN FRIGORÍFICA PARA OCHO CÁMARAS DE 2.8 se calcula la potencia frigorífica que realizará el compresor.8 resulta ser de: • • Q FRIGORIFICA.2Y-40P en el ciclo de frescos. • • Q FRIGORIFICA.2. Tabla de propiedades termodinámicas del R-404A en el ciclo de frescos. h5 = 263. 3.2.84 ⎢ ⎥ . f = m R − 404 A. La hoja de elección del compresor de la instalación para las cámaras bitémperas funcionando como almacén de frescos se encuentra el apartado B.2 [ kW ] ≈ 71. 35 Entonces con el valor del caudal másico bombeado por el compresor Bitzer: 6F-40. del anexo B. 4 [ kW ] ( ) Este valor.2. f × ∆hEVAPORADOR (Ec. Diferencia de entalpía del refrigerante R-404A entre la salida y la entrada al evaporador.2. f ≅ Q COMPRESOR. Valores tomados de la Tabla 12.2Y-40P abasteciendo frío para el ciclo de frescos y la expresión 3. FRESCOS = 72. 4 [ kW ] es el obtenido en el programa Bitzer 4. Apartado 5. ∆hEVAPORADOR = (h6 ' − h5 ) . 71. ⎡ kJ ⎤ ⎡ kJ ⎤ h6' = 366. f = 0.8) donde: • ⎡ kg ⎤ m R − 404 A.560 m3 Pág.1. 70046 ⎢ ⎥ = caudal másico bombeado por el compresor Bitzer: ⎣ s ⎦ 6F- 40.3 de la memoria. 76 ⎢ ⎥ ⎣ kg ⎦ ⎣ kg ⎦ Entonces la potencia frigorífica que realizará el compresor Bitzer: 6F-40. .2Y-40P según la ecuación 3. f − h1 ) ⎢ ⎥ REAL ⎣ s ⎦ ⎣ kg ⎦ PotenciaELECTRICA [ kW ] (Ec.58 ⎢ ⎥ . Se considera que ( s2T = s1 ) .2Y-40P en el ciclo de frescos. h1 = 371. De la misma expresión se obtiene la entalpía real del R-404A a la salida del ( ) compresor. (h2T − h1 ) . se obtiene el ( rendimiento isentrópico η ISO . f ) del compresor Bitzer: 6F-40.9. f . Entonces el rendimiento isentrópico del compresor Bitzer: 6F-40. 36 ANEXO A A partir de la potencia absorbida o potencia eléctrica real y la ecuación 3.2. f = 0.1[ kW ] .9 resulta ser de: ηiso .2 del anexo B. f = 0. 3. que la compresión teórica del gas refrigerante en isentrópica. 70046 ⎢ ⎥ = caudal másico bombeado por el compresor Bitzer: ⎣ s ⎦ 6F- 40.2Y-40P funcionando en el ciclo de frescos. f • ⎡ kJ ⎤ ⎡ kg ⎤ m R − 404 A. es decir. Diferencia de entalpía teórica del refrigerante R-404A entre la salida y la entrada al compresor.38 ⎢ ⎥ ⎣ kg ⎦ ⎣ kg ⎦ PotenciaELECTRICA [ kW ] = 35.9) donde: • ⎡ kg ⎤ m R − 404 A. ⎡ kJ ⎤ ⎡ kJ ⎤ h2T = 405. ηiso .Pág.2Y-40P en el ciclo de frescos según la ecuación 3. f ⎢ ⎥ × (h2 R . h2 R.2Y-40P en la instalación para las cámaras bitémperas trabajando como almacén de frescos que se encuentra el apartado B.Valor obtenido de los resultados de la hoja de REAL comprobación del funcionamiento del compresor Bitzer modelo: 6F-40. 682 . f ⎢ ⎥ × (h2T − h1 ) ⎢ ⎥ ⎣ s ⎦ TEORICA ⎣ kg ⎦ = = • PotenciaELECTRICA [ kW ] ⎡ kJ ⎤ ⎡ kg ⎤ m R − 404 A.2. 9 que se muestra a continuación.2.1[ kW ] REAL ⎣ s ⎦ ⎣ kg ⎦ se obtiene el valor de la entalpía real del R-404A a la salida del compresor: ⎡ kJ ⎤ h2 R . f ⎢ ⎥ × (h2 R .3 de la memoria.Pf = PotenciaFrigorifica [ kW ] PotenciaELECTRICA [ kW ] (Ec. f − h1 ) ⎢ ⎥ = 35.Pf = 2.1. 4 [ kW ] Valores tomados de los resultados de la hoja de comprobación del funcionamiento del compresor Bitzer modelo: 6F-40.2Y-40P en la instalación para las cámaras bitémperas trabajando como almacén de frescos que se encuentra el apartado B. Es la relación entre la potencia frigorífica y la potencia absorbida por la máquina frigorífica. se obtiene también su temperatura T2R = 61. 37 Aislando h2R de la parte de la expresión 3. 77º C . Valores reflejados en la Tabla 8. f .10) REAL donde: PotenciaELECTRICA = 35. en inglés se denomina C.10 resulta ser de: C . • ⎡ kJ ⎤ ⎡ kg ⎤ PotenciaELECTRICA [ kW ] = m R − 404 A. C. del anexo B.2.DISEÑO DE UNA INSTALACIÓN FRIGORÍFICA PARA OCHO CÁMARAS DE 2.Pf (Coeficient Of Performance). Tabla de propiedades termodinámicas del R-404A en el ciclo de frescos.O. f = 421. Entonces el coeficiente de eficiencia energética C. 49 ⎢ ⎥ ⎣ kg ⎦ ( ) A partir del la entalpía real del gas refrigerante a la salida del compresor h2 R.Pf según la ecuación 3. 03 .O.2.1[ kW ] REAL PotenciaFrigorifica = 71.O. Con estos datos se procede a calcular el coeficiente de eficiencia energética del ciclo frigorífico. 3.O.560 m3 Pág. Apartado 5. según la ecuación 3. 70046 ⎢ ⎥ = caudal másico bombeado por el compresor Bitzer: ⎣ s ⎦ 6F- 40.35 ⎢ ⎥ ⎣ kg ⎦ ⎣ kg ⎦ Entonces la potencia calorífica necesaria que debe aportar el condensador cuando las cámaras funcionen como almacén de frescos. ⎡ kJ ⎤ ⎡ kJ ⎤ h3 = 410.1. Tabla resumen de los valores obtenidos en el ciclo de frescos. Valores tomados de la Tabla 8. f = 4 × m R − 404 A.f 0.1. Tabla de propiedades termodinámicas del R-404A en el ciclo de frescos.2Y-40P en el ciclo de frescos.682 Entalpía real a la salida del compresor [kJ/kg] h2R.3 de la memoria. f × ∆hCONDENSADOR (Ec. • • Q CALORIFICA.3 de la memoria. h4' = 269. Apartado 5.f Tabla 9.2 Rendimiento volumétrico ηv.96 Potencia frigorífica del evaporador [kW] QCALORIFICA. Apartado 5. ∆hCONDENSADOR = (h3 − h4' ) . 67 ⎢ ⎥ . Con los datos de la Tabla 8 y la siguiente expresión se calcula la potencia calorífica necesaria que debe aportar el condensador en el ciclo de congelados.03 395.70046 QFRIGORIFICA.49 COP Potencia calorífica del condensador [kW] COPf 2.f 72. . 38 ANEXO A A partir de los valores encontrados en el balance energético y el programa Coolpack (en la opción: Refrigeration Utilities) se completa la Tabla 8.Pág. Diferencia de entalpía del refrigerante R-404A entre la salida y la entrada al condensador.11.f VALOR 0. resulta ser de: • Q CALORIFICA.96 [ kW ] Tabla resumen de los valores obtenidos en el ciclo de frescos NOMENCLATURA Caudal másico[kg/s] SIMBOLO mR404A. Tabla de propiedades termodinámicas del R-404A en el ciclo de frescos.11) donde: • ⎡ kg ⎤ m R − 404 A. f = 395.f 421.f 0. f = 0.84 Rendimiento isentrópico ηiso. 3. 560 m3 Pág. 64 ⎢ ⎥ ⎣ kg ⎦ ⎣ kg ⎦ Entonces el caudal másico optimo que debe ser bombeado por los compresores de la etapa de baja según la ecuación 3. 3.3.2. de la memoria. Tabla de propiedades termodinámicas del R-717 en el ciclo condicionado.OPTIMO = 0. ⎡ kJ ⎤ ⎡ kJ ⎤ h11 = 1422. Diferencia de entalpía del refrigerante R-717 entre la CONGELADOS salida y la entrada de los evaporadores de congelados.DISEÑO DE UNA INSTALACIÓN FRIGORÍFICA PARA OCHO CÁMARAS DE 2.2 Instalación centralizada de R-717 (Amoníaco) A.2.CONGELADOS = 1. obtendremos el caudal másico optimo de vapor ( m R − 717 BAJA .MAXIMA DEMANDA. se ha dispuesto para la instalación centralizada cuatro compresores de tornillo AERZENER modelo: VMY336M. 46 ⎢ ⎥ . .MAXIMA DEMANDA.060 [ kW ] . Valores tomados de la Tabla 12.3. ∆hEVAPORADOR = (h11 − h10 ') . Máxima demanda de potencia frigorífica para los congelados calculada en el apartado 2 de este mismo anexo. 39 A.12) CONGELADOS donde. A partir del balance energético de la etapa de baja del ciclo Booster y de la máxima demanda de potencia frigorífica de baja temperatura (las ocho cámaras funcionan como almacén de • congelados).3. 781 ⎢ ⎥ ⎣ s ⎦ Finalmente. Apartado 5. dos unidades para realizar la etapa de baja y dos unidades para la etapa de alta. o de la Tabla 10.1 Cálculos previos para la selección del compresor de la etapa de baja En el caso de la instalación centralizada se requieren datos previos del balance energético para realizar la selección de los compresores. • Q R −717.CONGELADOS = m R −717 BAJA . h10 ' = 64. • • Q R −717.12 resulta ser de: • ⎡ kg ⎤ m R −717 BAJA .OPTIMO × ∆hEVAPORADOR (Ec.OPTIMO ) que deben bombear los compresores de la etapa de baja. Tabla de propiedades termodinámicas del R-717 en el ciclo de máxima eficiencia. 5. A partir de los datos de funcionamiento de los compresores se pueden determinar los puntos. del ciclo en el que se está trabajando. se encuentran en el anexo B. Respuesta de los compresores en distintas situaciones de trabajo. apartado B.OPTIMO ⎡ kg ⎤ = 0.3. como se disponen dos compresores para la etapa de baja. el caudal másico optimo que debe bombear cada uno resulta ser de: • m R − 717 BAJA .390 ⎢ ⎥ COMPRESOR ⎣ s ⎦ Los cálculos realizados con el programa AERZENER para la distribución de la carga entre los compresores del equipo frigorífico en cada una de las situaciones que se plantean a continuación. 40 ANEXO A Entonces. .Pág. del diagrama de Moliere log(P)-h del R-717. de la memoria. aunque se calculará la eficacia energética de ambas soluciones. La instalación frigorífica funciona según las presiones de trabajo del ciclo condicionado en la siguiente situación: SITUACIÓN 1: Cuatro cámaras funcionando como almacén de frescos y cuatro cámaras funcionando como almacén de congelados.2.3. Tabla de propiedades termodinámicas del R717 en el ciclo condicionado.MAXIMA DEMANDA. Los cálculos para determinar los puntos del diagrama de Moliere del amoníaco se realizarán para la solución a). DEMANDA = 530 [ kW ] CONGELADOS Para esta situación se ha previsto dos soluciones posibles para el funcionamiento de los compresores: Solución a) • Un compresor de baja funcionando al 93% de su capacidad.DISEÑO DE UNA INSTALACIÓN FRIGORÍFICA PARA OCHO CÁMARAS DE 2. 41 A. . la instalación trabaja según las presiones del ciclo condicionado. FRESCOS = 2140 [ kW ] • Demanda total de frío para congelados: Q R −717.2. del ciclo condicionado y se completa la Tabla 10. • Dos compresores de la etapa de alta: uno funcionando al 100% de su capacidad y el otro al 84% de su capacidad. Solución b) • Un compresor de baja funcionando al 93% de su capacidad. Apartado 5.560 m3 Pág. • Dos compresores de la etapa de alta funcionando los dos al 92% de su capacidad.3. • Demanda total de frío para frescos: Q R − 717.2 Ciclo frigorífico condicionado A continuación se determina los puntos en el diagrama de Moliere log(P)-h del R-717. Apartado 5.3.600 ⎢ ⎥ ⎣h⎦ (Ec. del anexo B. ⎡ m3 ⎤ ⎥ = volumen específico del R-717 en la aspiración del compresor de ⎣ kg ⎦ ν asp . ⎡ m3 ⎤ 93 CILCOMP:VMY 336 M ⎢ ⎥ × = ⎣ h ⎦ 100 • ⎡ m3 ⎤ ⎡ kg ⎤ m R −171COMPRESOR ⎢ ⎥ ×ν asp .1.930 A partir de la potencia absorbida o potencia eléctrica real obtenida de la hoja de resultados para la selección del compresor de la etapa de baja según las presiones de trabajo del ciclo .5. • ⎡ kg ⎤ m R −171COMPRESOR = 0.1 ⎢ ⎥ BAJA ⎣ s ⎦ ⎣ kg ⎦ ηV . Valores tomados de la Tabla 10. 42 ANEXO A Cálculos para determinar los puntos en el diagrama de Moliere del R-717 del ciclo condicionado para la solución a).13 resulta ser de: modelo: ηV .5. Dato proporcionado también por el programa de selección AERZENER en la hoja de resultados del apartado B. ⎡ m3 ⎤ CILCOMP:VMY 336 M = 1810 ⎢ ⎥ .dato que se obtiene de la hoja de resultados para la BAJA ⎣ s ⎦ selección del compresor de la etapa de baja según las presiones de trabajo del ciclo condicionado que se encuentra en el apartado B.1.1 = 1.3. ETAPA DE BAJA: Entonces a partir de la siguiente ecuación se determina el rendimiento volumétrico del compresor de baja funcionando en las condiciones descritas anteriormente. del anexo B.13) donde. BAJA = 0. 03 ⎢ baja. Entonces el rendimiento volumétrico del compresores de tornillo AERZENER VMY336M según la ecuación 3. 3. BAJA ⎡s⎤ × 3. Tabla de propiedades termodinámicas del R-717 en el ciclo condicionado.3.3.Pág. del anexo B.2.dato que se obtiene de la hoja de las características ⎣ h ⎦ técnicas del compresor que se encuentra en el apartado B. 4180 ⎢ ⎥ . de la memoria.9. que la compresión teórica del gas refrigerante es isentrópica. Se obtiene el rendimiento isentrópico (η ISO . BAJA ) del compresor en las condiciones de trabajo especificadas. ⎡ kJ ⎤ ⎡ kJ ⎤ h2T = 1562. 4180 ⎢ ⎥ BAJA ⎣ s ⎦ = caudal másico bombeado por el compresor AERZENER modelo: VMY336M en la etapa de baja.14 resulta ser de: ηiso . BAJA • ⎡ kJ ⎤ ⎡ kg ⎤ m R −171COMPRESOR ⎢ ⎥ × (h2T − h1 ) ⎢ ⎥ BAJA ⎣ s ⎦ TEORICA ⎣ kg ⎦ = = PotenciaELECTRICA [ kW ] • ⎡ kJ ⎤ ⎡ kg ⎤ m R −171COMPRESOR ⎢ ⎥ × (h2 R .c − h1 ) ⎢ ⎥ REAL BAJA ⎣ s ⎦ ⎣ kg ⎦ PotenciaELECTRICA [ kW ] (Ec.59 ⎢ ⎥ ⎣ kg ⎦ ⎣ kg ⎦ PotenciaELECTRICA = 90. BAJA = 0.1. es decir. h1 = 1434. del anexo B. 43 condicionado que se encuentra en el apartado B.591 . Diferencia de entalpía teórica del refrigerante R-717 entre la salida y la entrada al compresor de baja. 3. ηiso . 26 ⎢ ⎥ .14) donde: • ⎡ kg ⎤ m R −171COMPRESOR = 0. Se considera que ( s2T = s1 ) .5.3.3 [ kW ] REAL Entonces el rendimiento isentrópico compresores de tornillo AERZENER modelo: VMY336M según la ecuación 3.DISEÑO DE UNA INSTALACIÓN FRIGORÍFICA PARA OCHO CÁMARAS DE 2.560 m3 Pág. (h2T − h1 ) . • • m R −717 EVAPORADORES = ALTA Q R −717. debe circular por los .3 [ kW ] BAJA REAL ⎣ s ⎦ ⎣ kg ⎦ ⎡ kJ ⎤ h2 R = 1650. 3.3. Tabla de propiedades termodinámicas del R-717 en el ciclo condicionado. FRESCOS FRESCOS salida y la entrada de los evaporadores de frescos.Pág. 62 ⎢ ⎥ ⎣ kg ⎦ Con el valor de la entalpía real del R-717 a la salida del compresor de baja ( h2R ) . de la memoria.2. Valores tomados Tabla 10. • • ⎛• ⎞ ⎡ kg ⎤ − m R −171EVAPORADORES ⎟ ⎢ ⎥ × ( h3 − h7 ) = m R −171TEORICO ⎜ m R −171OPTIMO ALTA ALTA BAJA ⎝ ⎠⎣ s ⎦ ⎡ kg ⎤ ⎢⎣ s ⎥⎦ × ( h2 R − h9 ) (Ec. 44 ANEXO A Entonces con el denominador de la misma expresión se obtiene la entalpía real del R-717 a la salida del compresor de baja ( h2R ) . • • ⎡ kg ⎤ m R −171EVAPORADORES = 1. 3.16. Se puede realizar el balance energético del ciclo condicionado con el cual se obtiene el valor optimo del caudal de alta. 636 ⎢ ⎥ .caudal ALTA ⎣ s ⎦ másico que evaporadores de frescos según la ecuación 3. FRESCOS ∆hEVAPORADOR (Ec. • ⎡ kJ ⎤ ⎡ kg ⎤ PotenciaELECTRICA [ kW ] = m R −171COMPRESOR ⎢ ⎥ × (h2 R − h1 ) ⎢ ⎥ = 90.MAXIMA ∆hEVAPORADOR = (h3 − h9 ) .MAXIMA DEMANDA.15) donde. Apartado 5. Diferencia de entalpía del refrigerante R-717 entre la DEMANDA.16) FRESCOS • = 2140 [ kW ] Q R −717. 45 ⎢ ⎥ .CONGELADOS ∆hEVAPORADOR BAJA (Ec. 62 ⎢ ⎥ = valor de la entalpía real del R-717 a la salida del ⎣ kg ⎦ compresor de baja ( h2R ) que se ha calculado.caudal másico que debe circular por los BAJA ⎣ s ⎦ evaporadores de congelados según la ecuación 3. Diferencia de entalpía del refrigerante CONGELADOS CONGELADOS R-717 entre la salida y la entrada de los evaporadores de congelados.2. h7 = 339 ⎢ ⎥ . 64 ⎢ • ⎡ kg ⎤ m R −171COMPRESOR = 0. Entonces el caudal optimo que se bombea en la etapa de alta según la ecuación del balance energético 3.3. Apartado 5.3. 46 ⎢ ⎥ ⎣ kg ⎦ • ⎡ kJ ⎤ ⎥ ⎣ kg ⎦ .17) CONGELADOS • Q R −717. 4180 ⎢ ⎥ .560 m3 Pág. Tabla de propiedades termodinámicas del R-717 en el ciclo condicionado. h10 ' = 64.52 ⎢ ⎥ ⎣ kg ⎦ ⎣ kg ⎦ ⎣ kg ⎦ • ⎡ kJ ⎤ h2 R = 1650.19 ⎢ ⎥ ALTA ⎣ s ⎦ .2. de la memoria: ⎡ kJ ⎤ ⎡ kJ ⎤ ⎡ kJ ⎤ h3 = 1462. ⎡ kJ ⎤ h11 = 1422.15 resulta ser de: • ⎡ kg ⎤ m R −171OPTIMO = 2. Tabla de propiedades termodinámicas del R-717 en el ciclo de máxima eficiencia.17. 3. Apartado 5. DEMANDA. 45 • • m R −717TEORICO = Q R −717.DEMANDA = 530 [ kW ] ∆hEVAPORADOR = (h11 − h10 ') .DISEÑO DE UNA INSTALACIÓN FRIGORÍFICA PARA OCHO CÁMARAS DE 2. Valores tomados de la Tabla 10. h9 = 154. de la memoria. • Los valores de las entalpías de la Tabla 12. • CILCOMP:VMY 336 M ⎡ m3 ⎤ 92 ⎢ h ⎥ × 100 = ⎣ ⎦ m R −171COMPRESOR ALTA ⎡ m3 ⎤ ⎡ kg ⎤ ⎢⎣ s ⎥⎦ ×ν asp .3 = 0.2. del anexo B. Apartado 5.5. • ⎡ kg ⎤ m R −171COMPRESOR = 0.1. ⎡ m3 ⎤ ⎥ = volumen específico del R-717 en la aspiración del compresor ⎣ kg ⎦ ν asp . ETAPA DE ALTA: Entonces a partir de la siguiente ecuación se determina el rendimiento volumétrico del compresor de alta funcionando en las condiciones descritas anteriormente.18 resulta ser de: modelo: ηV . Entonces el rendimiento volumétrico del compresores de tornillo AERZENER VMY336M según la ecuación 3. del anexo B.1.dato que se obtiene de la hoja de las características ⎣ h ⎦ técnicas del compresor que se encuentra en el apartado B.3 ⎢ kg ⎥ ⎣ ⎦ ηV . Valores tomados de la Tabla 10.5.3.922 A partir de la potencia absorbida o potencia eléctrica real obtenida de la hoja de resultados para la selección del compresor de la etapa de alta según las presiones de trabajo del ciclo . 46 ANEXO A Este es el caudal total que aproximadamente deben bombear los compresores de la etapa de alta y que se debe comparar con el caudal real que es el que se obtiene en las hojas de resultados del programa AERZENER. Tabla de propiedades termodinámicas del R-717 en el ciclo condicionado. 3. ALTA ⎡s⎤ × 3.976 ⎢ ⎥ . ALTA = 0.3.dato que se obtiene de la hoja de resultados para la ALTA ⎣ s ⎦ selección del compresor de la etapa de alta según las presiones de trabajo del ciclo condicionado que se encuentra en el apartado B.Pág.18) donde. CILCOMP:VMY 336 M ⎡ m3 ⎤ = 1810 ⎢ ⎥ .3. Dato proporcionado también por el programa de selección AERZENER en la hoja de resultados del apartado B.3. de la memoria.600 ⎢ ⎥ ⎣h⎦ (Ec. del anexo B.9. 437 ⎢ de alta. 19) donde: • ⎡ kg ⎤ m R −171COMPRESOR = 0.DISEÑO DE UNA INSTALACIÓN FRIGORÍFICA PARA OCHO CÁMARAS DE 2. Se obtiene el rendimiento isentrópico (η ISO .3. 47 condicionado que se encuentra en el apartado B.560 m3 Pág. ALTA ) del compresor en las condiciones de trabajo especificadas. ALTA = 0.1. del anexo B. 60 ⎢ ⎥ . 756 . ηiso . es decir.1.3. 45 ⎢ ⎥ ⎣ kg ⎦ ⎣ kg ⎦ PotenciaELECTRICA = 306 [ kW ] REAL Entonces el rendimiento isentrópico compresores de tornillo AERZENER modelo: VMY336M según la ecuación 3. ALTA • ⎡ kJ ⎤ ⎡ kg ⎤ m R −171COMPRESOR ⎢ ⎥ × (h4T − h3 ) ⎢ ⎥ ALTA ⎣ s ⎦ TEORICA ⎣ kg ⎦ = = PotenciaELECTRICA [ kW ] • ⎡ kJ ⎤ ⎡ kg ⎤ m R −171COMPRESOR ⎢ ⎥ × (h4 R − h3 ) ⎢ ⎥ REAL ALTA ⎣ s ⎦ ⎣ kg ⎦ PotenciaELECTRICA [ kW ] (Ec. ( h4T − h3 ) .19 resulta ser de: ηiso .976 ⎢ ⎥ = . 3. Se considera que ( s4T = s3 ) .dato que se obtiene de la hoja de resultados para la ALTA ⎣ s ⎦ selección del compresor de la etapa de alta según las presiones de trabajo del ciclo condicionado que se encuentra en el apartado B. que la compresión teórica del gas refrigerante es isentrópica.5.5. h3 = 1462. ⎡ kJ ⎤ ⎡ kJ ⎤ h4T = 1699. del anexo B. Diferencia de entalpía teórica del refrigerante R-717 entre la salida y la entrada al compresor de alta. 48 ANEXO A Entonces con el denominador de la misma expresión se obtiene la entalpía real del R-717 a la salida del compresor de baja ( h2R ) . según la ecuación 3.20) REAL Donde para la solución a): • Un compresor de baja funcionando al 93% de su capacidad. • Dos compresores de la etapa de alta funcionando los dos al 92% de su capacidad.97 ⎢ ⎥ ⎣ kg ⎦ Con estos datos se procede a calcular el coeficiente de eficiencia energética del ciclo frigorífico. se calcula: • • PotenciaFrigorifica = 2 × QCOMPRESOR + QCOMPRESORBAJA = 2670 [ kW ] FRESCOS ALTA 92% 93% PotenciaELECTRICA = 2 × 306 + 90. = 3. Con los valores obtenidos con el programa AERZENER correspondientes al apartado B.3 [ kW ] = 708.PCOND.1[ kW ] REAL Entonces el coeficiente de eficiencia energética C.PCOND. C. SOLUCIÓN a). = PotenciaFrigorifica [ kW ] PotenciaELECTRICA [ kW ] (Ec. 3.20 resulta ser de: C. en el Anexo B.O.5.O. en inglés se denomina C. • ⎡ kJ ⎤ ⎡ kg ⎤ PotenciaELECTRICA [ kW ] = m R −171COMPRESOR ⎢ ⎥ × (h4 R − h3 ) ⎢ ⎥ = 306 [ kW ] ALTA REAL ⎣ s ⎦ ⎣ kg ⎦ ⎡ kJ ⎤ h4 R = 1775.O.O. Es la relación entre la potencia frigorífica y la potencia absorbida por la máquina frigorífica.80 .1 Hoja de resultados para la SITUACIÓN 1.Pág.PCOND.PCOND. (Coeficient Of Performance).3. 82 .O. Con los valores obtenidos con el programa AERZENER correspondientes al apartado B.DISEÑO DE UNA INSTALACIÓN FRIGORÍFICA PARA OCHO CÁMARAS DE 2.5.2 Hoja de resultados para la SITUACIÓN 1. 49 Donde para la solución b): • Un compresor de baja funcionando al 93% de su capacidad.560 m3 Pág. en el Anexo B. se calcula: • • • PotenciaFrigorifica = QCOMPRESOR + QCOMPRESOR + QCOMPRESORBAJA = 2670 [ kW ] FRESCOS ALTA FRESCOS ALTA 100% 84% 93% PotenciaELECTRICA = 322 + 287 + 90. • Dos compresores de la etapa de alta: uno funcionando al 100% de su capacidad y el otro al 84% de su capacidad.3 [ kW ] REAL Entonces el coeficiente de eficiencia energética C. según la ecuación 3.20 resulta ser de: C.PCOND. = 3.3.PCOND. SOLUCIÓN b).3 [ kW ] = 699.O. COND . = 2777. 3. y la siguiente expresión se calcula la potencia calorífica necesaria que se debe disipar el condensador en el ciclo condicionado para la solución a).21 resulta ser de: • Q CALORIFICA. = ⎜ 2 × m COMPRESOR ⎟ × ∆hCONDENSADOR ALTA ⎝ ⎠ (Ec. Tabla de propiedades termodinámicas del R-717 en el ciclo condicionado.2.30 ⎢ ⎥ ⎣ kg ⎦ ⎣ kg ⎦ Entonces la potencia calorífica necesaria que debe aportar el condensador en la instalación centralizada según las presiones de trabajo del ciclo condicionado según la ecuación 3. Tabla de propiedades termodinámicas del R-717 en el ciclo condicionado en el apartado 5. ∆hCONDENSADOR = (h4 R − h6 ' ) . • • ⎛ ⎞ Q CALORIFICA.COND.3 de la memoria. 05 [ kW ] .21) donde: • ⎡ kg ⎤ m R −171COMPRESOR = 0. Valores tomados de la Tabla 10.Pág. ⎡ kJ ⎤ ⎡ kJ ⎤ h4 R = 1775.976 ⎢ ⎥ = caudal másico bombeado por el compresor AERZENER ALTA ⎣ s ⎦ modelo: VMY336M en la etapa de alta. h6' = 353.97 ⎢ ⎥ . Diferencia de entalpía del refrigerante R-717 entre la salida y la entrada al condensador. 50 ANEXO A Con los datos de la Tabla 10. 922 Rendimiento isentrópico Entalpía real a la salida del compresor de alta [KJ/Kg] ηiso.095 Rendimiento volumétrico ηv. DEMANDA DE CONGELADOS = 530 kW. .DISEÑO DE UNA INSTALACIÓN FRIGORÍFICA PARA OCHO CÁMARAS DE 2.8 Caudal másico óptimo por compresor [Kg/s] COP CICLO CONDICIONADO Potencia calorífica del condensador en QCALORIFICA.93 Rendimiento isentrópico Entalpía real a la salida del compresor de baja [kJ/kg] ηiso.560 m3 Pág.19 ETAPA DE ALTA Caudal másico óptimo total [Kg/s] mR717. CICLO CONDICIONADO SITUACION 1 DEMANDA DE FRESCOS MÁXIMA = 2140 kW.OPTIMO.82 Tabla 12.591 h2R 1650.B 0.OPTIMO.97 COPCOND.756 h4R 1775. DEMANDA DE CONGELADOS = 530 kW.BAJA 0.781 ETAPA DE BAJA SOLUCIÓIN a) 1 COMPRESOR DE BAJA 93% 2 COMPRESORES DE ALTA 92% Caudal másico óptimo total [kg/s] mR717. SOLUCIÓIN b) 1 COMPRESOR DE BAJA 93% 1 COMPRESOR DE ALTA 100% 1 COMPRESOR DE ALTA 84% NOMENCLATURA SIMBOLO VALOR COP CICLO CONDICIONADO COPCOND. 3. 2777. 3.OPTIMO.B/C Caudal másico óptimo por compresor [kg/s] OMPRESOR 0. 51 Tablas resumen de los valores obtenidos en el ciclo condicionado CICLO CONDICIONADO SITUACION 1 DEMANDA DE FRESCOS MÁXIMA = 2140 kW. el ciclo condicionado [kW] COND.05 Tabla 11.62 mR717.OPTIMO. Tabla resumen de los valores obtenidos para la solución a) en el ciclo condicionado.ALTA 0.A/C OMPRESOR 1. Tabla resumen de los valores obtenidos para la solución b) en el ciclo condicionado.A 2.ALTA 0.39 Rendimiento volumétrico ηv.BAJA 0. NOMENCLATURA SIMBOLO VALOR mR717. 060 [ kW ] • Demanda total de frío para frescos: Q R − 717.MAXIMA DEMANDA.3.3 Ciclo frigorífico de máxima eficiencia A continuación se determinan los puntos en el diagrama de Moliere del R-717 del ciclo de máxima eficiencia y se completa la Tabla 12. • Demanda total de frío para congelados: Q R − 717.Pág. Solución b) • Dos compresores de la etapa de baja: uno funcionando al 100% de su capacidad y el otro al 93% de su capacidad. la instalación trabaja según las presiones del ciclo de máxima eficiencia. • Un compresor de la etapa de alta funcionando al 80% de su capacidad.CONGELADOS = 1. Tabla de propiedades termodinámicas del R717 en el ciclo de máxima eficiencia. en la siguiente situación: SITUACIÓN 2: Ocho cámaras funcionando como almacén de congelados. 52 ANEXO A A.3. . Los cálculos para determinar los puntos en el diagrama de Moliere del R-717 se realizarán para la solución a).2. de la memoria.DEMANDA = 0 [ kW ] FRESCOS Para esta situación se ha previsto dos soluciones posibles para el funcionamiento de los compresores: Solución a) • Dos compresores de baja funcionando al 97% de su capacidad.2. La instalación frigorífica funciona según las presiones de trabajo del ciclo de máxima eficiencia. • Un compresor de la etapa de alta funcionando al 80% de su capacidad. aunque se calculará la eficiencia energética de ambas soluciones. Apartado 5. del anexo B.DISEÑO DE UNA INSTALACIÓN FRIGORÍFICA PARA OCHO CÁMARAS DE 2.9.1 = 1. del anexo B. del anexo B.22) donde.5.1 ⎢ ⎥ BAJA ⎣ s ⎦ ⎣ kg ⎦ ηV .2. ⎡ m3 ⎤ ⎥ = volumen específico del R-717 en la aspiración del compresor de ⎣ kg ⎦ ν asp . BAJA = 0.3.3. 03 ⎢ baja. ETAPA DE BAJA: Entonces a partir de la siguiente ecuación se determina el rendimiento volumétrico del compresor de baja funcionando en las condiciones descritas anteriormente.22 resulta ser de: ηV . Tabla de propiedades termodinámicas del R-717 en el ciclo de máxima eficiencia.dato que se obtiene de la hoja de las características ⎣ h ⎦ técnicas del compresor que se encuentra en el apartado B. Entonces el rendimiento volumétrico del compresores de tornillo AERZENER VMY336M según la ecuación 3.3. ⎡ m3 ⎤ 97 = CILCOMP:VMY 336 M ⎢ ⎥ × ⎣ h ⎦ 100 • ⎡ m3 ⎤ ⎡ kg ⎤ m R −171COMPRESOR ⎢ ⎥ ×ν asp . BAJA ⎡s⎤ × 3. • ⎡ kg ⎤ m R −171COMPRESOR = 0.3. ⎡ m3 ⎤ CILCOMP:VMY 336 M = 1810 ⎢ ⎥ .918 modelo: .600 ⎢ ⎥ ⎣h⎦ (Ec. 3. 4307 ⎢ ⎥ .3.560 m3 Pág.3.dato que se obtiene de la hoja de resultados para la BAJA ⎣ s ⎦ selección del compresor de la etapa de baja según las presiones de trabajo del ciclo de máxima eficiencia que se encuentra en el apartado B. de la memoria. Dato proporcionado también por el programa de selección AERZENER en la hoja de resultados del apartado B. 53 Cálculos para determinar los puntos en el diagrama de Moliere del R-717 del ciclo de máxima eficiencia para lo solución a). Apartado 5.5. Se obtiene el rendimiento isentrópico (η ISO . ⎣ kg ⎦ ⎡ kJ ⎤ h1 = 1434. Se considera que ( s2T = s1 ) . 4307 ⎢ ⎥ BAJA ⎣ s ⎦ = caudal másico bombeado por el compresor AERZENER modelo: VMY336M en la etapa de baja. BAJA ) del compresor en las condiciones de trabajo especificadas. ηiso . que la compresión teórica del gas refrigerante es isentrópica.3[ kW ] REAL Entonces el rendimiento isentrópico compresores de tornillo AERZENER modelo: VMY336M según la ecuación 3. BAJA = 0.23) donde: • ⎡ kg ⎤ m R −171COMPRESOR = 0. 3. 645 Entonces con el denominador de la misma expresión se obtiene la entalpía real del R-717 a la salida del compresor de baja ( h2R ) . 26 ⎢ ⎥ ⎣ kg ⎦ . Diferencia de entalpía teórica del refrigerante R-717 entre la salida y la entrada al compresor de baja.23 resulta ser de: ηiso .3. del anexo B.3. BAJA • ⎡ kJ ⎤ ⎡ kg ⎤ m R −171COMPRESOR ⎢ ⎥ × (h2T − h1 ) ⎢ ⎥ BAJA ⎣ s ⎦ TEORICA ⎣ kg ⎦ = = • PotenciaELECTRICA [ kW ] ⎡ kJ ⎤ ⎡ kg ⎤ m R −171COMPRESOR ⎢ ⎥ × (h2 R − h1 ) ⎢ ⎥ REAL BAJA ⎣ s ⎦ ⎣ kg ⎦ PotenciaELECTRICA [ kW ] (Ec. • ⎡ kJ ⎤ ⎡ kg ⎤ PotenciaELECTRICA [ kW ] = m R −171COMPRESOR ⎢ ⎥ × (h2 R − h1 ) ⎢ ⎥ = 118.81 ⎢ ⎥ . ⎡ kJ ⎤ h2T = 1611.59 ⎢ ⎥ ⎣ kg ⎦ PotenciaELECTRICA = 118.3[ kW ] BAJA REAL ⎣ s ⎦ ⎣ kg ⎦ ⎡ kJ ⎤ h2 R = 1709. (h2T − h1 ) .5.Pág. 54 ANEXO A A partir de la potencia absorbida o potencia eléctrica real obtenida de la hoja de resultados para la selección del compresor de la etapa de baja según las presiones de trabajo del ciclo condicionado que se encuentra en el apartado B. es decir. 92 ⎢ ⎥ ⎣ kg ⎦ ⎣ kg ⎦ ⎣ kg ⎦ ⎡ kJ ⎤ h2 R = 1709.2.560 m3 Pág.24 resulta ser de: • ⎡ kg ⎤ m R −171OPTIMO = 1. h7 = 339 ⎢ ⎥ . Tabla de propiedades termodinámicas del R-717 en el ciclo de máxima eficiencia. Entonces el caudal mínimo que se bombea en la etapa de alta según la ecuación 3. 3. h9 = 191.3. 26 ⎢ ⎥ = valor de la entalpía real del R-717 a la salida del compresor de ⎣ kg ⎦ baja ( h2R ) que se ha calculado.24) Donde. Apartado 5.DISEÑO DE UNA INSTALACIÓN FRIGORÍFICA PARA OCHO CÁMARAS DE 2. 55 ETAPA DE ALTA: Como en esta situación no existe demanda de potencia frigorífica por parte de los frescos. se calcula el caudal mínimo que se debe bombear en la etapa de alta a partir del balance energético del ciclo de máxima eficiencia: • • ⎡ kg ⎤ ⎡ kg ⎤ m R −171OPTIMO ⎢ ⎥ × ( h3 − h7 ) = 2 × m R −171COMPRESOR ⎢ ⎥ × ( h2 R − h9 ) ALTA BAJA ⎣ s ⎦ ⎣ s ⎦ (Ec.51 ⎢ ⎥ . de la memoria: ⎡ kJ ⎤ ⎡ kJ ⎤ ⎡ kJ ⎤ h3 = 1476. A partir de los valores de las entalpías de la Tabla 12.15 ⎢ ⎥ ALTA ⎣ s ⎦ Este es el caudal total que aproximadamente deben bombear los compresores de la etapa de alta y que se debe comparar con el caudal real que es el que se obtiene en las hojas de resultados del programa AERZENER. . 929 modelo: .3 = 0. • ⎡ kg ⎤ m R −171COMPRESOR = 1. ⎡ m3 ⎤ 80 CILCOMP:VMY 336 M ⎢ ⎥ × = ⎣ h ⎦ 100 • ⎡ m3 ⎤ ⎡ kg ⎤ m R −171COMPRESOR ⎢ ⎥ ×ν asp .25) donde. Dato proporcionado también por el programa de selección AERZENER en la hoja de resultados del apartado B.15 ⎢ ⎥ . 56 ANEXO A Entonces a partir de la siguiente ecuación se determina el rendimiento volumétrico del compresor de alta funcionando en las condiciones descritas anteriormente.3. Valores tomados de la Tabla 12.3.dato que se obtiene en los cálculos realizados en la página ALTA ⎣ s ⎦ anterior.600 ⎢ ⎥ ⎣h⎦ (Ec. Apartado 5. ALTA = 0.3.Pág.322 ⎢ de alta. ⎡ m3 ⎤ CILCOMP:VMY 336 M = 1810 ⎢ ⎥ . ALTA ⎡s⎤ × 3. del anexo B.5. Entonces el rendimiento volumétrico del compresores de tornillo AERZENER VMY336M según la ecuación 3.9.dato que se obtiene de la hoja de las características ⎣ h ⎦ técnicas del compresor que se encuentra en el apartado B.3 ⎢ ⎥ ALTA ⎣ s ⎦ ⎣ kg ⎦ ηV . Tabla de propiedades termodinámicas del R-717 en el ciclo de máxima eficiencia.25 resulta ser de: ηV . de la memoria.3. 3.2. del anexo B. ⎡ m3 ⎤ ⎥ = volumen específico del R-717 en la aspiración del compresor ⎣ kg ⎦ ν asp . 5 ⎢ ⎥ .560 m3 Pág. ⎡ kJ ⎤ h4T = 1662. ALTA • ⎡ kJ ⎤ ⎡ kg ⎤ m R −171COMPRESOR ⎢ ⎥ × (h4T − h3 ) ⎢ ⎥ ALTA ⎣ s ⎦ TEORICA ⎣ kg ⎦ = = PotenciaELECTRICA [ kW ] • ⎡ kJ ⎤ ⎡ kg ⎤ m R −171COMPRESOR ⎢ ⎥ × (h4 R − h3 ) ⎢ ⎥ REAL ALTA ⎣ s ⎦ ⎣ kg ⎦ PotenciaELECTRICA [ kW ] (Ec. que la compresión teórica del gas refrigerante es isentrópica. es decir. ηiso . Se considera que ( s4T = s3 ) .15 ⎢ ⎥ = caudal másico bombeado por el compresor AERZENER ALTA ⎣ s ⎦ modelo: VMY336M en la etapa de alta.5. • ⎡ kJ ⎤ ⎡ kg ⎤ PotenciaELECTRICA [ kW ] = m R −171COMPRESOR ⎢ ⎥ × (h4 R − h3 ) ⎢ ⎥ = 286 [ kW ] ALTA REAL ⎣ s ⎦ ⎣ kg ⎦ ⎡ kJ ⎤ h4 R = 1725. 20 ⎢ ⎥ ⎣ kg ⎦ . ⎣ kg ⎦ ⎡ kJ ⎤ h3 = 1476. Se obtiene el rendimiento isentrópico (η ISO ) del compresor en las condiciones de trabajo especificadas.3.DISEÑO DE UNA INSTALACIÓN FRIGORÍFICA PARA OCHO CÁMARAS DE 2. ( h4T − h3 ) .51 ⎢ ⎥ ⎣ kg ⎦ PotenciaELECTRICA = 286 [ kW ] REAL Entonces el rendimiento isentrópico compresores de tornillo AERZENER modelo: VMY336M según la ecuación 3. del anexo B. Diferencia de entalpía teórica del refrigerante R-717 entre la salida y la entrada al compresor de alta.26) donde: • ⎡ kg ⎤ m R −171COMPRESOR = 1. 748 Entonces con el denominador de la misma expresión se obtiene la entalpía real del R-717 a la salida del compresor de baja ( h4R ) . 3.26 resulta ser de: ηiso . ALTA = 0.3. 57 A partir de la potencia absorbida o potencia eléctrica real obtenida de la hoja de resultados para la selección del compresor de la etapa de baja según las presiones de trabajo del ciclo condicionado que se encuentra en el apartado B. • Dos compresores para la etapa de baja: uno funcionando al 100% de su capacidad y el otro al 93% de su capacidad.O.Pág.5.3 [ kW ] REAL Entonces el coeficiente de eficiencia energética C.PEF . (Coeficient Of Performance). 6 [ kW ] REAL Entonces el coeficiente de eficiencia energética C. 462 Donde para la solución b): • Un compresor de alta funcionando al 80% de su capacidad.PEF. en el Anexo B. 58 ANEXO A Con estos datos se procede a calcular el coeficiente de eficiencia energética del ciclo frigorífico. en inglés se denomina C. = PotenciaFrigorifica [ kW ] PotenciaELECTRICA [ kW ] (Ec.8 + 115. SOLUCION b) en el Anexo B. = 4. se calcula: • • PotenciaFrigorifica = QCOMPRESOR + 2 × QCOMPRESORBAJA = 2332 [ kW ] FRESCOS ALTA 97% 80% PotenciaELECTRICA = 286 + 2 ×118. = 4.O. SOLUCION a).27) REAL Donde para la solución a): • Un compresor de alta funcionando al 80% de su capacidad.O. Con los valores obtenidos con el programa AERZENER correspondientes al apartado B.4 Hoja de resultados para la SITUACIÓN 2.3 [ kW ] = 522.PEF. 465 .3.O.3 Hoja de resultados para la SITUACIÓN 2. C.O.PEF . Es la relación entre la potencia frigorífica y la potencia absorbida por la máquina frigorífica.PEF . Con los valores obtenidos con el programa AERZENER correspondientes al apartado B.5 [ kW ] = 522.3. según la ecuación 3.5. 3. según la ecuación 3.PEF.27 es de: C.O. • Dos compresores de la etapa de baja funcionando los dos al 92% de su capacidad. se calcula: • • • PotenciaFrigorifica = QCOMPRESOR + QCOMPRESORBAJA + QCOMPRESORBAJA = 2332 [ kW ] FRESCOS ALTA 80% 100% 93% PotenciaELECTRICA = 286 + 120.27 es de: C. h6' = 353.28) ALTA • ⎡ kg ⎤ m R −171COMPRESOR = 1. EF . Tabla de propiedades termodinámicas del R-717 en el ciclo de máxima eficiencia en el apartado 5. = m COMPRESOR × ∆hCONDENSADOR (Ec. = 1577. Tabla de propiedades termodinámicas del R-717 en el ciclo de máxima eficiencia y la siguiente expresión se calcula la potencia calorífica necesaria que se debe disipar el condensador en el ciclo de máxima eficiencia para la solución a).2.560 m3 Pág. Valores tomados de la Tabla 15.3.28 resulta ser de: • Q CALORIFICA. Diferencia de entalpía del refrigerante R-717 entre la salida y la entrada al condensador. 68 [ kW ] . ∆hCONDENSADOR = (h4 R − h6 ' ) . 3. ⎡ kJ ⎤ ⎡ kJ ⎤ h4 R = 1725.15 ⎢ ⎥ = caudal másico bombeado por el compresor AERZENER ALTA ⎣ s ⎦ modelo: VMY336M en la etapa de alta. donde: • • Q CALORIFICA. 59 Con los datos de la Tabla 12. 20 ⎢ ⎥ . de la memoria.30 ⎢ ⎥ ⎣ kg ⎦ ⎣ kg ⎦ Entonces la potencia calorífica necesaria que debe aportar el condensador en la instalación centralizada según las presiones de trabajo del ciclo de máxima eficiencia según la ecuación 3. EF .DISEÑO DE UNA INSTALACIÓN FRIGORÍFICA PARA OCHO CÁMARAS DE 2. ALTA 0. 4.ALTA 0. 60 ANEXO A Tabla resumen de los valores obtenidos en el ciclo de máxima eficiencia CICLO DE MAXIMA EFICIENCIA SITUACION 2 SOLUCIÓIN a) 2 COMPRESORESDE BAJA 97% 1 COMPRESOR DE ALTA 80% DEMANDA DE FRESCOS = 0 kW.Pág. DEMANDA DE CONGELADOS MÁXIMA = 1060 kW.929 Rendimiento isentrópico Entalpía real a la salida del compresor de alta [kJ/kg] ηiso.BAJA 0. NOMENCLATURA SIMBOLO VALOR Rendimiento volumétrico ηv.918 Rendimiento isentrópico Entalpía real a la salida del compresor de baja [kJ/kg] ηiso. Tabla resumen de los valores obtenidos en el ciclo de máxima eficiencia. SOLUCIÓIN b) 1 COMPRESOR DE BAJA 100% 1 COMPRESOR DE BAJA 93% 1 COMPRESOR DE ALTA 80% NOMENCLATURA SIMBOLO VALOR COP CICLO MAXIMA EFICIENCIA COPEF.645 h2R 1709.68 Tabla 13. 4.748 h4R 1725. .EF.26 mR717.OPTIMO.2 COP CICLO DE MAXIMA EFICIENCIA COPEF. CICLO DE MAXIMA EFICIENCIA SITUACION 2 DEMANDA DE FRESCOS = 0 kW. DEMANDA DE CONGELADOS MÁXIMA = 1060 kW. Tabla resumen de los valores obtenidos para la solución b) en el ciclo de máxima eficiencia.A 1.465 Tabla 14. 1577.462 ETAPA DE BAJA ETAPA DE ALTA Caudal másico óptimo total [kg/s] Potencia calorífica del condensador en el ciclo condicionado [kW] QCALORIFICA.BAJA 0.15 Rendimiento volumétrico ηv.