DISEÑO VENTILADOR AXIAL PARA REFRIGERACION RESES

UNIVERSIDAD NACIONAL DE SAN AGUSTIN DISEÑO DE EQUIPO PARA REFRIGERACION DE CARNE DE RES

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UNIVERSIDAD NACIONAL DE SAN AGUSTIN FACULTAD DE PRODUCCION Y SERVICIOS

ESCUELA PROFESIONAL DE INGENIERIA MECANICA

TEMA:

PROFESOR: ING. RODRIGUEZ BEJARANO JOSE LUIS ASIGNATURA: VENTILADORES Y COMPRESORES INTEGRANTES: HUANCCO CACERES PABLO LUIS LLALLACACHI HUANCA JESUS ZEBALLOS RIVERA HANS JOANS

DISEÑO DE EQUIPO PARA REFRIGERACION

DE CARNE DE RES


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INDICE

I. Objetivos…………………………………………………. 3

II. Descripción frigorífico para reses..………………………. 3

III. Metodología de Cálculo Carga térmica Neta

III.1. Carga a través de Paredes y Suelo……............... 5

III.2. Carga debido a los Servicios………………..….. 10

III.3. Carga debido a Infiltraciones…………………….11

III.4. Carga debido enfriamiento masa de reposición…. 12

III.5. Carga debido a ventiladores………………. …… 13

IV. Diseño y Selección de Equipos…………………………. 13

V. Diseño de Evaporador

V.1. Intercambiador de Calor…………………….….. 16

V.1.1. Calculo Coeficiente de Convección h……... 18

V.1.2. Resistencia térmica en Aletas y Tubos……. 20

V.1.3. Resistencia de Ebullición y escarchado…… 21

V.2. Diseño Ventiladores………………………........ 23

V.2.1. Perdidas en tubos…………………………. 24

V.2.2. Perdidas en Aletas………………………… 25

V.2.3. Perdidas en la entrada…………………….. 26

V.2.4. Perdidas en la Salida……………………… 27

V.2.5. Calculo del ventilador…………………...... 28

VI. Selección de Equipos

VI.1. Selección Compresor………………………....... 39

VI.2. Selección Condensador………….……….…… 41

VI.3. Selección Válvula de Expansión …………….…. 43

VII. Bibliografía……………………………………………… 44

VIII. Anexos …………………………………………………. 45

VIII.1. Datos de Catálogos

VIII.2. Hoja de Cálculo para el Diseño

IX. Planos…………………………………………………… 46


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I.- OBJETIVOS

Describir el proceso de refrigeración mediante utilización de evaporador.

Encontrar los parámetros principales para el cálculo de un ventilador que se

utilice para impulsar aire caliente a través de un banco de tubos con refrigerante.

Realizar Los cálculos pertinentes para el diseño de los ventiladores a utilizar.

Utilizando los parámetros obtenidos realizar los planos del evaporador.

II.- DESCRIPCION FRIGORIFICO PARA RESES

Las cámaras frigoríficas de carne no son diferentes de otras cámaras alimentarias, se

aplican los mismos principios que se refieren a las condiciones de higiene de las

cámaras frigoríficas y de los edificios en donde éstas están alojadas.

Todas las cámaras frigoríficas de carne deben funcionar bajo normas dadas a conocer

mediante órdenes del servicio de inspección.

Las precauciones adecuadas deben hacer mínimo el crecimiento y la contaminación

bacteriana, esto significa, el uso de materias primas limpias, agua y aire limpios, de una

manipulación de la carne en condiciones sanitarias en todos los aspectos, un buen

control de temperatura de las cámaras, y una limpieza escrupulosa entre turnos de

trabajo de todas las superficies en contacto con la carne.

El enfriamiento rápido de la carne, no sólo reduce el tiempo de crecimiento, sino que

también reduce el número de bacterias. Es un deber del que trata los productos de la

carne recomendar al consumidor normas de preparación adecuadas en las cámaras

frigoríficas, las condiciones sanitarias se reducen a mantener la limpieza y el orden

físicos, evitando la entrada de olores extraños.

La res de vacuno que no se envía el día después de la matanza, debe mantenerse en

cámaras frigoríficas de temperaturas de -5 a 2ºC, con una circulación mínima de aire

para evitar un excesivo cambio de color y una pérdida de peso importante.

Las reses en medias piezas o laterales, se soportan de ganchos suspendidos de un carrito


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con una rueda que corre por carriles elevados. Los carritos, en general, se transportan

desde la sala de despiece a las cámaras de refrigeración mediante cadenas de transporte

motorizadas, equipadas con dedos que engarzan con los carritos, los cuales se

distribuyen a continuación manualmente por el sistema de carriles de las cámaras de

refrigeración y conservación.

Almacenamiento no refrigerado

La carne fresca encoge, pierde peso y es rápidamente atacada por bacterias del aire, de

las manos y de la ropa de limpieza, así como de los medios de transporte. Como la

reproducción de las bacterias aumenta con la temperatura y la humedad, el peligro es

mayor en los trópicos; por este motivo, cuando no se dispone de refrigeración,

tradicionalmente la carne se vende al por menor en un plazo de doce horas desde la

matanza, incluso con el peligro de pérdidas debidas al encogimiento, desechos y

deterioro.

Sin embargo, el método más importante de conservación, que produce escasas pérdidas

de peso y valor y que mantiene más el gusto de la carne fresca así como sus cualidades

nutricionales y organolépticas, es con mucho el sistema de enfriamiento por circulación

forzada, particularmente si va acompañada de un control de la humedad.

Conservación y almacenamiento por refrigeración

Los cambios físicos, químicos y micróbicos que se producen en la carne fresca son

estrictamente una función de la temperatura y la humedad. El control de la temperatura

y la humedad constituye, consecuentemente, en la actualidad el método más importante

de conservación de la carne para atenerse a las necesidades de los procedimientos o del

comercio al por menor de los países industrialmente desarrollados del mundo.

La cámara frigorífica para la cual estamos diseñando el circuito de refrigeración tiene la

misión de conservar la carne de res durante al menos 27 días hasta el momento en que

serán destinadas al comercio, para ello nuestro objetivo es reducir la temperatura de las

especies en -4°C desde los 30°C en los que entra al lugar, además que la humedad debe

ser la optima para evitar el excesivo secado de la carne ya que esto originaria, pérdida

de peso, lo que a la larga resulta en pérdida económica, debido a la disminución del

costo de la carne.


5

III.- CÁLCULO DE LA CARGA TERMICA NETA

Dimensiones y datos de la Cámara de Refrigeración

La expresión para calcular la masa de

producto fresco almacenable es la siguiente:

Donde:

Mpf = masa de producto fresco almacenable [kg]

N = Números de reses para la capacidad máxima [kg/m3],

m = masa aproximada de una res [m3]

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.

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. La expresión para calcular la masa de producto fresco de rotación

diaria es la siguiente:

El aire en el interior de la cámara es necesario que se encuentre con una temperatura

adecuada para la conservación de la carne magra hasta el momento en que se retire del

almacenamiento, para ello es necesario una alta humedad en el aire interior cerca del

95% para que el aire no absorba la humedad de las especies y estas aminoren su peso, lo

que conllevaría a un menor precio de venta en el mercado.

3.1.-Carga térmica debido a transferencia de calor a través de la paredes del

recinto

El recinto donde se refrigerara la carne debe contar con el adecuado aislamiento térmico

de paredes además de protección adicional contra posibles migraciones de vapor de

Largo 15 m

Ancho 15 m

Alto 5 m

Volumen 1125 m3

Capacidad 250 reses

Peso de res prom 400 kg

t de almacén max 22 dias


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agua hacia el exterior para ellos hemos seleccionado placas de Poliuretano para el

aislamiento.

Para las Paredes Representamos en el siguiente diagrama:


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Calculemos el coeficiente de transferencia de calor por convección: evaluemos la

temperatura de película en el interior y exterior de las paredes

T°C aire superficie ambiente promedio

Interior 10 -4 3

Exterior 10 24 17

Consideramos una temperatura de pared del promedio entre el interior y el exterior y

condiciones criticas en las temperaturas interior y exterior.

Ahota evaluemos las propiedades a esas temperaturas:

Propiedad Interior Exterior

Pr 0.735 0.732

β 1/279 1/290

k 0.02401 0.0288

1.82E-5 1.93E-5 ט

Ra(paredes) 3.69E6 3.16E6

Nu(paredes) 25.85 24.88

H(paredes) 4.14 4.78

Relación de Nusselt

En las paredes

Relación de Nusselt

en el techo

Relación de Nusselt en el piso

-

Ra(techos) 5.76E10 4.94E10

Nu(techos) 316.18 366.97

H(techos) 2.47 2.81

Ra(pisos) 5.76E10

Nu(pisos) 577.94

h(pisos) 3.70

Longitud característica paredes 150 150

Longitud característica techo 3750 3750

Para evaluar los valores de Rayleigh , Nusselt y el coeficiente de transferencia de calor

por convección utilizamos:

ט


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De acuerdo al o recomendado por CENGEL utilizamos una longitud equivalente igual a

la altura de las paredes y para el techo y piso es necesario evaluarla con:

Donde:

: Area superficial

: Perímetro

Ahora sumamos todas las resistencias

Para la convección de paredes en el interior:

Para la convección de paredes en el exterior:

para el techo interior:

Para el techo exterior:

Evaluemos las resistencias por conducción y convección en las paredes:


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Para el techo:

Para el piso:

Para calcular la resistencia térmica del piso usamos el método recomendado por

INCROPERA utilizando un factor de forma


10

Calculamos un diámetro equivalente

Entonces la resistencia térmica será:

La resistencia equivalente para el piso esta dada por:

Expresando la carga térmica cedida en el día

3.2.-Carga Térmica debida a los Servicios

Consideramos el calor emitido por la luz, por las personas, irradiación desde otras

superficies en el interior. Considerando la recomendación de iluminación por

fluorocentes para uso industrial, en locales de menos de 6m de altura. Utilizando el

método de los Lumenes (Anexo) 9 fluorecentes de 300 W cada uno:


11

Además estimamos las perdidas debida a otros servicios así como las perdidas debida al

calor generado por las personas que trabajen ocasionalmente en el local durante el día

para ello estimamos que son equivalentes a un 30% de la carga térmica a través de las

paredes.

Entonces el calor total a través de todos los servicios de la habitación.

3.3.-Carga Térmica Debida a las infiltraciones

La carga debida a las infiltraciones expresa las pérdidas de calor por entrada de aire

exterior en el interior de la cámara. 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. La expresión para estimar la carga

debida a las infiltraciones es la siguiente:

Donde:

Vrec : Volumen del recinto (m3)

nren :Numero de renovaciones al dia

pair int : Densidad del aire en el interior (kg/m3)

hair ext : entalpia del aire exterior en condiciones de diseño

hair int : entalpia del aire interior en condiciones de diseño

Para nuestro cálculo consideramos las condiciones del aire exterior de día en verano.

Temperatura aire interior -4°C

Humedad relativa aire interior 95%

Temperatura aire exterior 25°C

Humedad aire exterior 18%

Presión atmosférica local (Arequipa) 78 Kpa

Con estos datos y con la ayuda del programa PSYCRO encontramos las entalpias y la

densidad del aire interior.


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Entalpia aire interior 4.2848 KJ/kg

Densidad aire interior 1.004 kg/m3

Entalpia aire exterior 36.8174 KJ/kg

Densidad aire exterior 0.905 Kg/m3

Entonces con estos datos calculamos las perdidas por infiltraciones en el local para lo

cual aplicamos la formula mencionada líneas arriba.

3.4.-Carga Térmica por enfriamiento de la Masa de Reposición

La carga térmica correspondiente al enfriamiento del género refleja el calor que hay

que aportar al producto para llegar a su temperatura de conservación. Esta carga

depende del calor específico del producto. Este calor lo calculamos para la cantidad de

carne que entra a diario en el almacén (Masa de producto de rotación) Para la carne de

res consideramos los siguientes datos

Calor Especifico Carne de Res 3533.7 J/KgK

Temperatura Ingreso al almacén 30°C

Temperatura optima de Conservación -4°C

Densidad aproximada 945.09 Kg/m3

Porcentaje de agua en especie 74%

La expresión para estimar la carga por enfriamiento del género es la siguiente hasta la

temperatura de congelación:

De todo el calor de enfriamiento una parte es la que comprende el calor resultado de la

evaporación del agua presente en la carne, Calor latente, este contribuye a aumentar la

humedad del aire en el interior, se calcula en base a la masa de agua en carne y el hfg

(Entalpia de Vaporización del agua)


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3.5.-Carga debida al calor desprendido por los ventiladores

La carga térmica debida a los ventiladores refleja el calor que aportan los ventiladores

de los evaporadores aunque estos, a la vez, se encarguen, en parte, de aportar el frío a la

cámara. La expresión para estimar la carga debida al calor desprendido por los

ventiladores es la siguiente:

Con los valores calculados hallamos la carga térmica total en un día:

Carga térmica Paredes Techo y suelo 760.81 MJ/día

Carga térmica debido a Servicios 286.56 MJ/día

Carga térmica debido a Infiltraciones 146.98 MJ/día

Carga térmica enfriamiento Masa Reposición 1201.46 MJ/día

Carga térmica de Ventiladores 119.79 MJ/día

Con ello y para un trabajo de 18 horas al día podemos calcular la potencia neta que

necesita absorber el evaporador entonces

IV.-DISEÑO Y SELECCIÓN: EQUIPOS PARA LA CAMARA FRIGORIFICA

La instalación frigorífica a proyectar consta de un sistema de producción de frío

mediante un sistema de compresión mecánica de simple efecto Utilizando refrigerante

R404a. Básicamente está formado por:

Evaporador: Se sitúa entre la válvula de expansión y la tubería de aspiración del

compresor y su función en la instalación frigorífica es la de absorber calor del recinto a

refrigerar y transmitir ese calor al fluido refrigerante. La finalidad del evaporador se

consigue de la siguiente manera: el refrigerante que proviene del condensador después


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de pasar por el elemento de regulación de flujo refrigerante entra al evaporador a la

temperatura de ebullición correspondiente a la presión existente en el mismo, y lo hace

como líquido saturado o vapor muy húmedo con un título muy bajo. Debido a las

condiciones de presión mencionadas en el interior del intercambiador, el refrigerante

absorbe el calor latente necesario para realizar su cambio de estado de líquido a vapor a

través de las paredes del evaporador.

Compresor: El compresor en esta instalación es el único elemento generador del

movimiento del fluido refrigerante. Desempeña fundamentalmente dos funciones, la de

aspiración y la de compresión. La función de aspiración se refiere a la de aspirar los

vapores generados en el evaporador, por absorción de potencia térmica procedente de la

cámara, con la finalidad de que éstos no se acumulen en el evaporador. Esta

acumulación provocaría un aumento de la presión y como consecuencia aumentaría la

temperatura de evaporación.

Condensador: El condensador es un intercambiador de calor en el que se produce la

condensación del fluido frigorífico que proviene de la descarga del compresor. Para

conseguir el intercambio de calor es necesario un agente de condensación que puede ser

una corriente de aire, de agua o de ambas. En el condensador se produce la cesión de

calor del gas refrigerante al exterior, este calor es la suma del calor absorbido en el

evaporador y el producido por el trabajo de compresión.

Válvula de Expansión: Regular el caudal de líquido refrigerante desde la línea de

líquido hasta el evaporador de manera que el evaporador pueda vaporizar todo el líquido

que se le envía. Mantener una diferencia de presiones entre la presión de alta y la de

baja del sistema para permitir que el refrigerante se vaporice bajo las condiciones de

presión más baja existentes en el evaporador mientras que el proceso de condensación

del refrigerante sucede en la alta presión del condensador.


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16

V.-DISEÑO DE EVAPORADOR

Para calcular el evaporador necesitamos saber a que temperatura trabajara el

refrigerante en dicho elemento para el refrigerante R404a debemos elegir una

temperatura inferior a la temperatura del aire de la cámara que es impulsado por el

ventilador, para ello requerimos analizar el diagrama Presión contra entalpia del

refrigerante. (Revisar anexo A)


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Temperatura refrigerante evaporador -8°C

Entalpía de Salida h 2 362.73 KJ/Kg

Entalpia de Entrada h1 258.07 KJ/Kg

Entalpia de Vaporización 176.06 KJ/Kg

t funcionamiento en el día 18 horas

Presión de operación 4.75 bar

Calculando la masa de refrigerante

Una vez que hemos encontrado el flujo másico de refrigerante para el ciclo ideal de

refrigeración procedemos a diseñar el intercambiador de calor, utilizando como

referencia catálogos de evaporadores de UNICOM (Anexos), el diseño del evaporador

consta de dos partes:

Diseño del Intercambiador de calor

Diseño de sistema de impulsión de aire (Ventilador)

5.1.-Diseño de Intercambiador de calor

Para el intercambiador de calor escogemos el de tipo Flujo cruzado a través de banco de

tubos para lo cual requerimos los datos de entrada del aire del interior de la cámara y de

salida del intercambiador.

Velocidad recomendada de aire 4m/s

Temperatura aire entrada Tae -4 °C

Salto Térmico 4°C

Temperatura de refrigerante Tr -8 °C

Temperatura salida aire frio Tas -7.95 °C


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L(m)

Para el intercambiador descrito procedemos a estimar su coeficiente de transferencia de

calor global, elegimos parámetros iniciales de diseño de intercambiador.

Diámetro interno de Tubería de Cobre 1 pulgada

Espesor tubería de cobre 1/32 pulgada

Espesor aletas de intercambiador 1.0 mm

Separación Aletas en el intercambiador 4.5 aletas/pulg

Separación Longitudinal SL 7.04 cm

Separación Transversal ST 7.04cm

Entonces para dimensionar el intercambiador necesitamos escogemos una configuración

no escalonada para los tubos del intercambiador con una separación longitudinal y

transversal de 6 cm. Entonces la resistencia térmica total entre el aire de la cámara y el

refrigerante se puede dividir en:

Resistencia a la convección externa de los tubos

Resistencia debido a escarcha sobre los tubos

Resistencia de conducción de la tubería de cobre con aletas

Resistencia a la convección para la ebullición del refrigerante

5.1.1.-Calculo coeficiente de Convección Externa

Para ello calculamos la temperatura de película del aire y evaluamos sus propiedades,

esta temperatura es -6°C=267K, con ellos podemos calcular.

T (°c)

-4

-7.95

-8


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Calor especifico 1.006 kJ/kgK

Densidad 1.019 Kg/m3

Viscosidad Dinámica 167.85E-7

Prandt 0.7158

Coef Conductividad 0.02362 W/m*K

Prandt superficie 264K 0.7164

Para hallar la velocidad máxima en el intercambiador para un arreglo alineado de 10x10

tubos (100 tubos)

Con lo que hallamos el número de Reynolds máximo en el arreglo tubular.

Ahora encontramos el numero de Nusselt aplicando la siguiente formula empírica.

h=86.993 W/m2 K


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5.1.2.-Resistencia Conducción aletas y tubos

Para la región de los tubos calculamos la residencia de cilindros huecos, de cobre para

un diámetro de 2.54cm y espesor 1/32´´ para ello tomamos :

Ahora debido a las aletas de aluminio utilizamos el modelo de aleta rectangular para

encontrar la transferencia de calor a través de ella analizado para una pulgada de

longitud.

Entonces el rendimiento de la aleta se calcula con una Lc = 3.62cm, Ac=50.97 cm2

K (Cobre) 401 W/m*k

K (Aluminio) 237 W/m*K

Aleteado 9 aletas/2 pulg

3.52 cm

7.04 cm 1.0 mm

0.464 cm


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Considerando ahora el rendimiento de todas las aletas evaluando para L del tubo de 2

pulgadas.

Ahora calculando la resistencia de las aletas por metro

5.1.3.-Resistencia a la convección para la ebullición del refrigerante y escarchado

de los tubos

Al encontrarse el refrigerante al interior de los tubos en estado de ebullición su

coeficiente de convección es muy elevado, porque para efectos del cálculo

despreciamos su resistencia, estimamos de tablas que la resistencia de una fina capa de

escarchado sobre los tubos se puede considerar:

Ahora calculamos el coeficiente global de transferencia de calor para ello encontramos

la resistencia total del intercambiador.


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Ahora calculamos la temperatura de impulsión del intercambiador de calor.

Entonces calculamos la diferencia media logarítmica de las temperaturas para poder

encontrar el Área necesaria para la transferencia de calor hacia el evaporador.

Entonces del balance energético podemos calcular la longitud de cada paso del tubo

Entonces escogemos diseñar los tubos con una longitud de 3.5m asegurando que se

entregue la carga térmica del aire y así alcanzar la temperatura necesaria.

Utilizando los datos obtenidos podemos diseñar el intercambiador de calor


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Numero pasos de tubo Tubo 100

N vueltas Tubos Transversales 10

N vueltas Tubos Longitudinales 10

ST (Paso transversal) 7.04 cm

SL (Paso longitudinal) 7.04 cm

Diámetro Interno Tubos de cobre 1 pulgada

Espesor tubería 1/32 pulgada

Longitud de cada paso de tubos 3.5m

Aletas de aluminio 4.5 aletas/pulgada

Separación entre aletas 0.464 cm

Espesor de aletas 1 mm

Altura Total del arreglo de tubos y aletas 70.4 cm

Ancho Total arreglo de tubos y aletas 70.4 cm

5.2.-Diseño de los Ventiladores para impulsión del aire

Una vez que conocemos las dimensiones del intercambiador de calor procedemos a

calcular las parámetros esenciales para el cálculo del ventilador axial.

El caudal de aire necesario para el intercambiador se calcula de la siguiente formula:


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Como el caudal es grande y debido a que es recomendable distribuir lo mas

uniformemente el aire sobre los tubos del evaporador utilizaremos cuatro ventiladores

en paralelo para generar el flujo considerando perdidas por fugas.

Ahora calculas las perdidas mecánicas en el intercambiador para poder encontrar la

presión necesaria que debe generar los ventiladores las cuales incluyen.

Perdidas en los tubos del intercambiador de calor

Perdidas por fricción en aletas de evaporador

Perdidas en la entrada del equipo

Perdidas en la salida, expansión abrupta

5.2.1.-Perdidas en los Tubos del Intercambiador de calor

En el intercambiador utilizamos el siguiente diagrama para calcular factor de fricción

Reynods= 15000


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Encontramos que:

Coef. de fricción f 0.18

Factor de corrección X 1

5.2.2.-Perdidas a través de las aletas del Evaporador

Consideramos un flujo entre placas paralelas para lo cual utilizamos el modelo de flujo

interno a través de placas de área mayor a su separación, además considerando

superficie lisa utilizamos la siguiente ecuación para hallar el Diámetro Hidráulico.

Con lo cual hallamos en número de Reynolds

Debido a la interferencia de los tubos en el interior consideramos el flujo como

turbulento para ello aplicamos la siguiente expresión del coeficiente de fricción.

Ancho del canal a 0.464 cm

Alto del canal b 70.4 cm

Longitud del canal c 70.4 cm


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Con el factor de fricción encontramos la perdida de carga debido a fricción en las aletas

del evaporador.

5.2.3.-Perdidas en la entrada del equipo

Para ello calculamos las pérdidas que surgen al atravesar la rejilla de entrada que

funciona como filtro, datos sacados del manual de Salvador Scolda, para ello

calculamos la presión dinámica para una entrada en la conducción de 10 644.5 m3/hora,

para una entrada de 55 cm aproximadamente, entonces del diagrama .

Existen diversos métodos para

calcular la pérdida de carga

debida a los accidentes de una

canalización, siendo el mas

usado en los manuales

especializados el siguiente:

Se basa este método en calcular

la perdida de carga de un

elemento de la conducción en

función de la presión dinámica

Pd del aire que circula y de

unos coeficientes ≪n≫ de

proporcionalidad, determinados

experimentalmente,

Para cada uno según su forma y

dimensiones. La formula usada

es:

Perdida de carga

P = n x Pd (mm c.d.a.)


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Utilizando el diagrama encontramos Presión dinámica=17 mmca y utilizando el

diagrama para el cálculo de n para rejillas en la entrada de la conducción. Para un área

Libre del 90% de la total

5.2.4.-Perdidas En la Salida del equipo

Para ello consideramos que la salida se da abruptamente a través de una rejilla hacia el

interior de la cámara frigorífica.

Para las perdidas a la salida con un coeficiente por expansión abrupta de 0.1


28

5.2.5.- Calculo de Pérdidas Totales

Sumando todas las perdidas y utilizando un factor de seguridad de 1.3 para las perdidas

no consideradas.

Una vez encontrado el Caudal y la presión necesaria procedemos a diseñar los

ventiladores para la impulsión del aire.

Caudal Requerido por ventilador 10 644 m3/hora

Presión Requerida 202.53 Pa

Numero de ventiladores 4

Densidad del aire interior 1.019 Kg/m3

Con lo cual procedemos a diseñar los ventiladores

5.2.5.- Calculo de Ventilador

Productividad:

Presión:

Velocidad:

Densidad del aire:


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Determinemos el coeficiente de rapidez del ventilador

1/2

1/2

3/4 3/4

10644 3.14*1800

53 3600 3053 323.007

200y

Q

P

El valor obtenido es característico para ventiladores axiales con paletas de chapa:

( 200 400)y

Determinemos el diámetro del rodete utilizando la ecuación:

0.32 0.545 4y b pD

n

El ancho de la paleta b lo adoptamos:

150b mm

0.32 0.545*323.007 4*0.15 2000.444

1800D m

Calculemos el diámetro del rodete utilizando la ecuación de continuidad:

3 32

12.9

(1 )

Qd

k n

El diámetro relativo del casquillo para la mayoría de ventiladores axiales caria entre

0.4 0.8 asumimos 0.4 relación entre la velocidad y la tangencial en el diámetro exterior

del casquillo a

BT

ck

u (usualmente varía entre 0.6-1)

Para nuestro cálculo asumimos 1k entonces:

332

1 361502.9 0.554

0.4(1 0.4 ) 0.7*1800d m

El resultado obtenido varia satisfactoriamente con el valor anterior, asumimos la magnitud

intermedia 0.530d


30

La velocidad tangencial en el diámetro exterior del rodete se determina según la formula:

3.14*0.530*180049.951 /

60 60

Dnu m s

No se recomienda superar los 100 m/s por el ruido excesivo.

Calculemos el área de la circunferencia con el diámetro D.

2 2*0.5300.221

4 4

dF m

Calculemos el coeficiente de caudal:

106540.268

3600*0.221*49.951

ucQQ

Fu u

Calculemos el coeficiente de presión:

2 2

2 2*2000.157

1.003*49.951

p

u

Calculemos el coeficiente teórico de presión:

1.25*0.2070 0.197T k

Para el valor adoptado del diámetro relativo del casquillo 0.4BTD

D entonces el diámetro

del casquillo y la longitud de la paleta serán:

0.53*0.4 0.212BTD

0.530 0.2120.159

2 2

BTD Dl

Las paletas cilíndricas las utilizamos para es decir para las paletas cortas , en este caso

es admisible calcular los parámetros de las paletas según el diámetro medio.


31

2 2 2 20.530 0.2120.3842

2 2

BTcp

D DD

En nuestro caso 0.4 paletas largas dividimos las paletas en 13 partes y para cada una

calculamos según su diámetro medio adoptamos VA sin PGE.

Calculamos la correspondiente axial de la velocidad Ca y el coeficiente de caudal.

Relación de de aéreas de secciones de casquillo y de rodete

22

2

4

4

BT BTF DY

F D

El área de la sección anular:

2

1 1 (1 )BTBT

FF F F F F

F

De donde el coeficiente de caudal:

2 2 2

0.26830.3194

(1 ) (1 ) (1 0.4 )

Q Q

F u

La componente axial de la velocidad:

0.3194*49.951 15.955 /ac u m s

Calculamos el radio relativo promedio de todas las secciones con la formula siguiente:

Para diseñar los alabes torcidos dividimos en 13 secciones el alabe (n=13) en los cuales

tenemos que calcular el radio medio:


32

Además encontramos el radio promedio.

Para el cálculo de U (Velocidad tangencial) en cualquier sección incluyendo la sección

media aplicamos:

Para calcular la componente tangencial de la velocidad absoluta a la salida del rodete

utilizamos la expresión.

Para calcular los triángulos de velocidad en el rodete dígase Beta1 y Beta 2 utilizamos

las siguientes formulas (Evaluadas en promedio).


33

Luego calculamos el ángulo medio de entrada a la paleta de sección i.

Los resultados a anteriormente descritos son evaluados en la sección media, para las

otras trece secciones los datos se presentan a continuación.

i R medio R relativo U (m/s) C2u (m/s) Beta 1 Beta

med

Beta 2

1 0.112 0.423 21.133 12.383 37 47 61 2 0.124 0.469 23.439 11.165 34 42 52 3 0.136 0.515 25.744 10.165 32 38 46 4 0.148 0.562 28.050 9.330 30 34 40 5 0.161 0.608 30.355 8.621 28 31 36 6 0.173 0.654 32.660 8.013 26 29 33 7 0.186 0.700 34.966 7.484 25 27 30 8 0.198 0.746 37.271 7.021 23 25 28 9 0.210 0.792 39.577 6.612 22 24 26 10 0.222 0.838 41.882 6.248 21 22 24 11 0.234 0.885 44.188 5.922 20 21 23 12 0.247 0.931 46.493 5.629 19 20 21 13 0.259 0.977 48.799 5.363 18 19 20

PROMEDIO 0.202 0.762 38.042 6.879 22.75 24.75 27.11 Procedemos a calcular los parámetros aerodinámicos de las secciones del alabe,

primeramente determinamos las cargas aerodinámicas en cada sección:

Asumiendo


34

Encontramos la relación cuerda paso para la sección media:

Procedemos a calcular el número de alabes requerido en los ventiladores.

Seleccionamos

Ahora para calcular la Relación cuerda paso en cada sección utilizamos:

Para cada sección calculamos el coeficiente de sustentación.

Los Datos para cada sección se presentan en la siguiente tabla:

i CyT REL CUERDA PASO Cy

1 1.035 1.065 0.972

2 0.857 0.960 0.893

3 0.719 0.874 0.823

4 0.610 0.802 0.761

5 0.524 0.741 0.707

6 0.454 0.689 0.659

7 0.397 0.643 0.617

8 0.350 0.604 0.580

9 0.311 0.569 0.547

10 0.278 0.537 0.518

11 0.250 0.509 0.491

12 0.226 0.484 0.467

13 0.205 0.461 0.445

PROMEDIO 0.336 0.518 0.652


35

Ahora Procedemos a calcular el promedio de los coeficientes de sustentación para

verificar la suposición inicial de dicho coeficiente de ser necesario se debe proceder con

el cálculo iterativo hasta encontrar una respuesta satisfactoria.

El siguiente paso es linealizar el alabe con el fin de reducir las tensiones en la raíz de

este, para ello utilizamos el cálculo para aerogeneradores adaptado para ventiladores.

Calculando para ello el coeficiente en cada sección

El siguiente paso es aplicar la formula empírica:

Los resultados se presentan en la siguiente tabla:

Con el coeficiente de sustentación elegimos un perfil NACA, se recomienda utilizar

para el caso de turbomáquinas los perfiles de la serie de cuatro dígitos 44XX, entre los

cuales se encuentran: 4421, 4418, 4415, 4412, 4409. Hemos seleccionado el perfil 4412

del catalogo de perfiles NACA adjunto, se muestra las dimensiones relativas del perfil.

i TSR Cuerda (m)

1 1.325 0.173 2 1.469 0.154 3 1.614 0.138 4 1.758 0.126 5 1.903 0.116 6 2.047 0.107 7 2.192 0.100 8 2.336 0.093 9 2.481 0.088 10 2.625 0.083 11 2.770 0.079 12 2.914 0.075 13 3.059 0.071


36

Para poder seleccionar el perfil utilizamos las propiedades del aire, para encontrar su

número de Reynolds.

Ahora procedemos a utilizar las graficas del perfil para encontrar su ángulo de

instalación óptimo y su coeficiente de arrastre.

X YB YH

0.00 0.00 0.00

1.25 2.44 -1.43

2.50 3.39 -1.95

5.00 4.73 -2.49

7.50 5.76 -2.74

10.00 6.59 -2.86

15.00 7.89 -2.88

20.00 8.80 -2.74

25.00 9.41 -2.50

30.00 9.76 -2.26

40.00 9.80 -1.80

50.00 9.19 -1.40

60.00 8.14 -1.00

70.00 6.69 -0.65

80.00 4.89 -0.39

90.00 2.71 -0.22

95.00 1.47 -0.16

100.00 0.13 -0.13

Densidad(Kg/m3) 1.003

Viscosidad din 10 ^-7 172.1

Diámetro (m) 0.530

Temperatura (K) 271

Presión Local (Pa) 78000

R del aire KJ/KgK 0.287

Velocidad (ft/sec) 52.345

Numero Reynods 492756


37


38

Angulo de Ataque 2.5 °

Coeficiente de arrastre Cx 0.007

Coeficiente de Calidad de Perfil 92.857

Calculamos coeficiente

Entonces procedemos a calcular el rendimiento del rodete:

Considerando rendimiento mecánico igual al 92 % podemos calcular el rendimiento del

ventilador:

Procedemos a calcular la potencia necesaria para mover el ventilador (consideramos

acoplamiento directo con el motor)

Con lo cual seleccionamos el motor del catalogo de Siemens adjunto: De las siguientes

características:


39

CODIGO 25000001113

TIPO 1LA7-080-4YA60

TAMAÑO 80 M

POTENCIA 1 HP

EFICIENCIA 69.2 %

FACTOR DE SERVICIO 1.15

FACTOR DE POTENCIA 0.87

VELOCIDAD NOMINAL 1660 RPM

PESO 8.1 Kg

Los demás datos y dimensiones se pueden consultar en el anexo correspondiente a

selección del motor adjunto al documento.

VI.- SELECCIÓN DE EQUIPOS

Comprende la selección del resto de equipos necesarios para completar el ciclo de

refrigeración del refrigerante R404a

Selección de Compresor

Selección de Condensador

Selección de Válvula d Expansión Termostática

6.1.-Selección del Compresor

Al igual que las bombas, los compresores también desplazan fluidos, pero a diferencia

de las primeras que son máquinas hidráulicas, éstos son máquinas térmicas, ya que su

fluido de trabajo es compresible, sufre un cambio apreciable de densidad y,

generalmente, también de temperatura; a diferencia de los ventiladores y los sopladores,

los cuales impulsan fluidos compresibles, pero no aumentan su presión, densidad o

temperatura de manera considerable.

DATOS DE ENTRADA

temperatura de evaporación -10°C

temperatura ambiente 27°C

potencia de refrigeración 38,821 kw

Seleccionamos la serie CRL-1500 –FZ y el modelo 4h-15.2y-4p

http://es.wikipedia.org/wiki/Densidad

http://es.wikipedia.org/wiki/Ventilador


40

modelo W H D agujeros de fijación

CRL-1500-FZ 1665 895 1160 1549X474

Datos técnicos del compresor:

DATOS TECNICOS

COMPRESOR

modelo 4h-15.2y-4p

suministro de energía v/3ph/50hz 380-420

minimo-maximo volts 360-440

conecciones electricas Parte de bobinado estrella Y/YY

Partición del bobinado 50%/50%

código del motor 40P

terminal box protección IP54

desplazamiento m3/h 73.7

numero de cilindros 4

carga de aceite dm3 4.0

máximo corriente de

operación amp 31

máximo consumo de potencia kw 18.1

corriente de arranque amp 81

Resistencia del cárter W/V 140/230

Peso neto kg 183

MOTOR DEL VENTILADOR

suministro de energía v/3ph/50hz 400


41

cantidad 2

corriente nominal /motor amp 1.8/0.95

corriente total amp 3.6/1.9

Entrada de potencia/motor watt 700/480

Entrada total de potencia watt 1400/960

salida de potencia del motor watt 450/250

velocidad RPM 1400/1000

number of blades of propeller 5

número de palas de hélice mm 500

Flujo de aire

m3/h 10300

cfm 6080

Bobina del condensador

diámetro del tubo 3/8”

número de aletas / pulgada 12

numero de filas 5

ancho con aletas

inch 56.7

mm 1440

peso de aletas

inch 33

mm 838.2

RECEPTOR DE LÍQUIDO

capacidad litros 18.4

TUBERIA DE REFRIGERANTE

diámetro de succión inch 1-5/8

mm 42

diámetro del liquido inch 7/8

mm 22

diámetro de descarga inch 1-1/8

mm 28

PESO NETO kg 350

6.2.-Selección del Condensador

Los tipos de condensadores más utilizados en una máquina frigorífica son los

siguientes:

Tubos y aletas. Se utilizan cuando se disipa el calor a una corriente de aire.

De placas. Se utilizan cuando se disipa el calor a una corriente de agua.

http://es.wikipedia.org/wiki/M%C3%A1quina_frigor%C3%ADfica


42

Según recomendación de FRASCOLD podemos seleccionar el condensador con los

datos de entrada del refrigerante y la capacidad de refrigeración, y las temperaturas de

evaporación y ambiente:

refrigerante R404A

capacidad de

refrigeración 38.021KW

temperatura de

evaporación -10°C

temperatura ambiente 27°C

Luego el condensador seleccionado será:

modelo

SA 15 71 V-

Y/2

COMPRESOR

modelo V15 71 Y

potencia 15 HP

desplazamiento 84.92 m3/h

MOTOR DEL

VENTILADOR

cantidad 2

diámetro 450 mm

flujo de aire

10400 m3/h

tot

potencia 450 w

receptor 12.0 lit


43

6.3.-Selección de Válvula de Expansión Termostática

Este dispositivo permite mejorar la eficiencia de los sistemas de refrigeración y de aire

acondicionado, ya que regula el flujo másico del refrigerante en función de la carga

térmica. El refrigerante que ingresa al evaporador de expansión directa lo hace en estado

de mezcla líquido y vapor, ya que al salir de la válvula se produce una brusca caída de

presión producida por la "expansión directa" del líquido refrigerante, lo que provoca un

parcial cambio de estado del fluido a la entrada del evaporador. A este fenómeno

producido en válvulas se le conoce como flash-gas.

Calculamos la Variación de presión efectiva:

Capacidad de Selección:

Presión Condensador 16.67 bar

Presión Evaporador 4.75 bar

Caída presión válvula 2.00 bar

http://es.wikipedia.org/wiki/Sistema_de_refrigeraci%C3%B3n

http://es.wikipedia.org/wiki/Aire_acondicionado

http://es.wikipedia.org/wiki/Aire_acondicionado

http://es.wikipedia.org/wiki/Flujo_m%C3%A1sico

http://es.wikipedia.org/wiki/Carga_t%C3%A9rmica_%28climatizaci%C3%B3n_y_refrigeraci%C3%B3n%29

http://es.wikipedia.org/wiki/Carga_t%C3%A9rmica_%28climatizaci%C3%B3n_y_refrigeraci%C3%B3n%29

http://es.wikipedia.org/wiki/Evaporador_de_expansi%C3%B3n_directa

http://es.wikipedia.org/wiki/Cambio_de_estado

http://es.wikipedia.org/wiki/Flash-gas


44

Del Catalogo de Danfoss Adjunto seleccionamos la válvula de expansión

correspondiente con las siguientes características.

Modelo TES-5

Código 3100-DA117

Orificio 04p/cuerpo 5

Conexiones Cuerpo 5/8 pulg x 7/8pulg soldar

Capacidad 36.2 Kw


45

VII.-BIBLIOGRAFIA

1. BOMBAS, VENTILADORES Y COMPRESORES, V. M. Chercasski, URSS 1984

2. APUNTES DE CLASE, Ventiladores y Compresores, Diseño Ventiladores Axiales

3. MANUAL PRACTICO DE VENTILACION, Salvador Escoda, 2 da Edicion 08025

Barcelona 2002

4. MANUAL PRACTICO DE VENTILACION, Soler y Palau, Ventilation Group 2012

5. INSTALACION SISTEMA DE REFRIGERACION BOHN, Boletin 430.1 Mexico 2006

6. APUNTES UNVERSIDAD CANTABRIA VENTILADORES, Pedro Fernadez Diez

7. CATALOGO EVAPORADORES UNICOM, Monclova, Mexico 2012

8. CATALOGO EVAPORADORES BOHN, Boletin 430.1 Mexico 2006

9. CATALOGO CONDENSADORES FRASCOLD, I-20027 Rescaldina (MI) Italia 2009

10. CATALOGO COMPRESORES , I-20027 Rescaldina (MI) Italia 2009

11. CATALOGO MOTORES ELECTRICOS SIEMENS, Colombia

12. CATALOGO VALVULAS DE EXPANSION TERMOSTATICAS DANFFOS, Antartic

Refrigeracion, Santiago de Chile, 2006

13. INSTRUCCIONES DE SERVICIOS, Fan Systems Witt, Transporte Utilización

mantenimiento.

14. FICHA TECNICA R404a, EURO REFRIGERANTS, gas Servei S.A.

15. CATALOGO ACCESORIOS PARA VENTILADORES ZUBEHOR, Zhihel Abegg

16. TRANSFERENCIA DE CALOR Y MASA, Incropera 4Ta edición ISBN 970-17-0170-4

17. OPTIMIZACION DE DISEÑOS AERODINAMICOS, Jose Luis Ramirez Herrera,

Michoacan Mexico, 2009

18. THE CHARACTERISTICS OF 78 RELATED AIRFOIL SECTION FROM TEST,

Kastman N. Jacobsm, Kenneth E Ward y Robert M Pinkerton, 1933.

19. CIENCIA DE LA CARNE. R.A. Lawrie, 1982

20. TECNOLOGIA PRACTICA D ELA CARNE. Weiling y Concellon Vol N2 1980


46

VIII.- ANEXOS

Comprende:

Hoja de cálculo Ventiladores Axiales

Datos comparativos de perfiles NACA similares al elegido

Especificaciones Técnicas de refrigerante R404a de catalogo

Datos comparativos de evaporador sacado de catalogo

Especificaciones técnicas de compresor Sacada de catalogo

Especificaciones técnicas de condensador Sacada de catalogo

Especificaciones técnicas de válvula de expansión Seleccionada Sacada de

catalogo

Dimensiones y Especificaciones Técnicas de motor para el ventilador

Datos meteorológicos en Arequipa

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DISEÑO VENTILADOR AXIAL PARA REFRIGERACION RESES