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IV.- CARGAS TÉRMICAS Y DIMENSIONADO
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Aunque no se tenga que proyectar una instalación, sino solamente controlar su funcionamiento,
es necesario conocer la lógica que rige la elección o el dimensionado de los órganos principales del
equipo. En el diagrama de bloques de la Fig IV. 1 se representa un primer enfoque racional que expo-
ne las variables que se deben tener en cuenta durante el proyecto de una instalación.
Fig IV.1.- Diagrama de bloques
IV.1.- INFLUENCIA DEL AMBIENTE EXTERIOR
a) En primer lugar hay que conocer a qué se va a destinar el equipo, el tipo de producto y la tempe-
ratura y humedad a las cuales debe éste conservarse .- Sólo a través de una cuidadosa elección de estos
valores se logrará que un producto se pueda conservar el mayor tiempo posible sin alterar sus cuali-
dades organolépticas, las cuales se obtienen de Tablas experimentales en las cuales se encuentran
también indicados otros elementos útiles para definir la carga térmica de las cámaras.
En la Fig IV.2 se ilustra el desarrollo microbiano en la carne, en función de la temperatura.
Fig X.2.- Desarrollo microbiano en la carne, en función de la temperatura
A nivel general, es posible distinguir tres clases de temperaturas según las cuales se pueden agru-
par los equipos de refrigeración.
- Equipos con una temperatura del orden de 0ºC, para la conservación de productos alimenticios
durante un breve período de tiempo
_- Equipos para la congelación, con temperaturas que varían entre - 30ºC y - 40ºC
- Equipos para una conservación prolongada, con temperaturas entre - 20ºC y - 30ºC_
IV.1.- Propiedades térmicas de los productos conservables en cámaras frigoríficas
Temperatura Humedad Tiempo de Calor espec. Calor espec. Calor latente Punto Calor
PRODUCTO de relativa conservación antes de la después de la de de de
conservación % aproximado congelación congelación congelación congelación respiración
(ºC) Kcal/kgºC Kcal/kgºC Kcal/kg (ºC) Kcal/kg.24h
VERDURAS
Espárragos congelados -18 85 a 90 6 a 12 meses --- 0,48 75 -1,2 ---
Espárragos frescos 0 90 a 95 2 a 3 semanas 0,94 --- --- --- 1,
Alcachofas congeladas -18 85 a 90 8 a 12 meses --- 0,45 67 -1,7 ---
Alcachofas frescas 0 90 a 95 3 a 4 semanas 0,87 --- --- --- 1,2 a 3
Zanahorias congeladas -18 80 a 85 6 a 12 meses --- 0,45 70 -1,4 ---
Zanahorias frescas 0 90 a 95 1 a 2 semanas 0,86 --- --- --- 0,
Coliflores 0 90 a 95 2 a 3 semanas 0,93 --- --- -1 1,
Judías frescas 4 a 7 85 a 90 1 a 2 semanas 0,82 --- --- -1,2 2
Judías tiernas 7 85 a 90 8 a 10 días 0,91 --- --- -1,3 2,
Lechuga 0 90 a 95 1 a 3 semanas 0,96 --- --- -0,5 0,5 a 1,
Guisantes congelados -18 85 a 90 8 a 12 meses --- 0,42 59 -1 ---
Guisantes frescos -0,5 a 0 85 a 90 1 a 2 semanas 0,79 --- --- --- 2
Tomates maduros 7 a 10 85 a 90 2 a 7 días 0,95 --- --- -0,5 0,5 a 0,
Tomates verdes 11 a 13 85 a 90 3 a 5 semanas 0,95 --- --- -0,5 0,9 a 1,
Apio -0,5 a 0 90 a 95 1 a 4 meses 0,95 --- --- -1,3 0,4 a 0,
Espinaca congelada -18 85 a 90 6 a 12 meses --- 0,48 74 -0,9 ---
Espinaca fresca -0,5 a 0 90 a 95 1 a 2 semanas 0,94 --- --- --- 1 a 1,
FRUTAS
Sandías 2 a 4,5 85 a 90 2 a 3 semanas 0,97 --- --- -1,6 ---
Naranjas 0 a 1 85 a 90 1 a 2 meses 0,9 --- --- -2,2 0,1 a 0,
Plátanos 14 a 16 90 1 a 2 semanas 0,8 --- --- -2,2 2 a 6
Cerezas congeladas -18 90 10 a 12 meses --- 0,45 68 -3,3 ---
Cerezas frescas -1 a 0 85 a 90 1 a 4 semanas 0,87 --- --- --- 0,35 a 0,
Fresas congeladas -18 90 10 a 12 meses --- 0,48 72 -1,2 ---
Fresas frescas 0 85 a 90 1 a 5 días 0,92 --- --- --- 0,6 a 0,
Limones 9 a 10 85 a 90 1 a 2 meses 0,92 --- --- -2,2 0,3 a 0,
Mandarinas 4 a 7 85 a 90 3 a 6 semanas 0,95 --- --- -2,2 1 a 1,
Manzanas -1 a 3 85 a 90 2 a 6 meses 0,86 --- --- -2 0,1 a 0,
CARNES
Cordero congelado -18 90 6 a 8 meses --- 0,3 47 -1,7 ---
Cordero fresco 0 a 1 85 a 90 1 a 2 semanas 0,67 --- --- --- ---
Buey gordo congelado -15 90 a 95 6 a 9 meses --- 0,35 44 -2,2 ---
Buey gordo fresco -1 a 1 85 a 90 1 a 6 semanas 0,6 --- --- --- ---
Tocino 7 90 a 95 4 a 8 meses 0,52 --- --- --- ---
Cerdo congelado -18 90 a 95 4 a 6 meses --- 0,38 36 -2,2 ---
Cerdo fresco -1 a 0 85 a 90 1 a 2 semanas 0,6 --- --- --- ---
Aves congeladas -18 90 a 95 9 a 10 meses --- 0,42 59 -2,8 ---
Aves frescas 0 85 a 90 1 semana 0,79 --- --- --- ---
PESCADOS
Pescado magro cong -18 85 a 90 3 a 4 meses --- 0,45 68 -1,7 ---
Pescado magro fresco -1 a 0 85 a 90 5 a 15 días 0,86 --- --- --- ---
Merluza fresca 0 a 1,7 90 a 95 5 a 15 días 0,9 --- --- -2,2 ---
VARIOS
Cerveza 1,5 a 4,5 --- 1 a 3 meses 0,92 --- --- -2,2 ---
Mantequilla 0 a 4,5 80 a 85 1 a 2 meses 0,64 --- --- -1 ---
Dulces -18 a 10 40 a 65 --- 0,93 --- --- -2,2 ---
Queso -1 a 7 65 a 70 variable 0,50 a 0,75 --- --- --- 1 a 1,
Helados -26 a -30 --- 6 a 9 meses --- 0,39 50 -2,8 ---
Leche 0,5 --- 1 semana 0,93 --- --- -0,5 ---
Margarina 2 60 a 70 1 año 0,32 --- --- --- ---
Pan congelado -18 --- varias semanas --- 0,34 30 -8 ---
Pieles para curtir -12 a -18 40 a 60 1 año variable --- --- --- ---
Huevos frescos -1 a 0 80 a 85 6 a 9 meses 0,73 --- --- --- ---
- El revoque exterior, con coeficiente de transmisión de calor k _1
- La mampostería de ladrillos macizos k_ 2
- Las barreras de vapor k _3
- Los aislamientos k_ _4
- El revoque interior k_ _5
- Los coeficientes de convección (aire-pared) h_ C
y h C
En la Tabla IV. 2 se indican los espesores e del aislamiento recomendados para una cámara frigo-
rífica en función del tipo de material aislante y de la temperatura interior.
En la Tabla IV. 3 se muestran los valores de los coeficientes de película h C correspondientes a va-
rios materiales de uso común.
Para efectuar el cálculo de los coeficientes h C
de umbral, se puede utilizar la siguiente expresión
en convección natural:
Tabla IV.2.- Espesor en cm del aislamiento de una cámara frigorífica en función del tipo de material aislante
y de la temperatura interior
Temperatura Poliestireno Poliuretano Corcho Foam. glass Isover
de la cámara expandido expandido
3 a 6 8 cm 6 cm 10 cm 12 cm 8 cm
-5 a +3 12 10 14 15 11
-15 a -5 15 12 20 20 14
-20 a -15 18 14 22 28 18
-30 a -20 20 16 25 30 20
otras 25 20 30 35 25
€
ρ = 26 ÷ 30
kg
cm
2
€
ρ = 35 ÷ 40
kg
cm
2
€
ρ = 80 ÷ 100
kg
cm
2
€
ρ = 144
kg
cm
2
€
ρ = 12 ÷ 14
kg
cm
2
Tabla IV.3.- Conductividad térmica de diversas sustancias
k (a 20ºC) SUSTANCIAS k (a 20ºC) SUSTANCIAS k (a 20ºC)
METALES Kcal/m.h.ºC ORGÁNICAS Kcal/m.h.ºC INORGÁNICAS Kcal/m.h.ºC
Al 99% 173 asfalto 0,6 amianto 0,
92 Al + 8 Cu 112 algodón 0,0155 amianto prensado 0,14 a 0,
38 Al +10 Zn + 2 Cu 126 celuloide 0,18 hielo 1,
Pb 29 ebonita 0,15 a 0,05 arcilla cocida a 200ºC 0,
Cu puro 330 fibras 0,325 yeso 1,
Cu con 0,63% P 90 fibras 0,108 vidrio 0,36 a 0,
Cu con 1,98% P 45 carbón 0,15 a 3,60 baldosas de magnesia 0,97 a 2,
Fe puro 58 negro de humo 0,025 Mg O 0,0575 a 0,
Mg 135 grafito 4,32 Mg CO 0,
Latón 94 linóleo 0,16 lana de vidrio 0,
Pt 60 parafina 0,215 mica 0,
Hg 71 seda 0,0342 arena 0,
Ag 351 corcho 0,259 a 0,0369 porcelana 0,9 a 1,
Ni 51 lana 0,042 cuarzo 10,
Zn 96 cera de abejas 0,216 cemento 0,
LÍQUIDOS goma 0,163 ladrillos 0,0101 a 0,
agua 0,515 poliuretano 0,017 GASES
agua a 0ºC 0,5 poliestireno 0,0265 aire 0,
aceite de oliva 0,142 lana mineral 0,0265 a 0,04 argón 0,
aceite de ricino 0,153 helio 0,
petróleo (13º) 0,128 oxígeno (7º a 8º) 0,
alcohol etílico 0,152 hidrógeno 0,
éter 0,109 hidrógeno (100º) 0,
cloroformo (9º a15º) 0,104 nitrógeno (7º a 8º) 0,
benzol (5º) 0,12 metano (7º a 8º) 0,
glicerina (9º a15º) 0,229 0,
ácido acético 0,169 CO 0,
IV.3.- CÁLCULO DE LAS CARGAS TÉRMICAS Q
2
y Q 3
La pérdida de calor que indicamos como Q 2
es la provocada por la necesidad de tener que enfriar
el aire que penetra en la cámara cuando se introducen o se retiran las mercancías, pérdida que es
función de la diferencia de temperaturas entre el exterior y el interior, de la humedad relativa del ai-
re, del número de veces que se abre la puerta para entrar o salir de la cámara, de las dimensiones de
esta última y del numero de renovaciones de aire; se conoce como renovaciones de aire.
Si se recurre a tablas experimentales que permiten una rápida determinación, y tomando como
ejemplo la cámara del caso precedente, funcionando entre, -10ºC y +32ºC, para un volumen de 60 m
3 ,
11 renovaciones en 24 horas, Tabla IV.6, y una humedad relativa del aire exterior del 6 0%, la canti-
dad de calor Q 2
será, teniendo en cuenta las Tablas IV.5 y 6:
Q
2
= 60 m
3 x 11 renovaciones en 24 h x 27, 3
Kcal
m
3
x 0,6 (coef. para una estiba prolongada) = 10.
Kcal
24 h
Para conservación prolongada se multiplica el n ° de renovaciones x 0, 6
Para conservación normal se multiplica el n ° de renovaciones x 1
Para conservación breve se multiplica el n ° de renovaciones x 2
Tabla IV.5.- Carga térmica en Kcal/m
3 , (calor sensible + calor latente)
para el enfriamiento del aire de renovación
Temperatura Temperatura exterior 32ºCTemperatura exterior 32ºC Temperatura exterior 38ºCTemperatura exterior 38ºC
de la Humedad relativaHumedad relativa Humedad relativaHumedad relativa
cámara 50% 60% 50% 60%
10 14,4 16,6 20,3 23,
5 17,8 20,1 23,7 27,
0 20,1 22,5 26,2 29,
-5 21,7 24,1 27,9 1,
-10 24,9 27,3 31,2 34,
-15 27,7 30,3 34,2 38
-20 30,3 32,8 36,9 40,
-25 32,6 35,2 39,3 43,
-30 34,5 37,2 41,4 45,
Tabla IV.6.- Cantidad media de renovaciones de aire necesarias en 24 horas
a causa de la apertura de las puertas y de la infiltración de aire en la cámara frigorífica
5 10 15 20 25 30 45 60 100 150 200 300 500 650 900
Número de renovaciones 40 35 25 21 19 15 13 11 9 7 5 4 3 2,5 2
€
Volumen de la cámara, m
3
Tabla IV.7.- Calor perdido en Kcal por persona/hora, a diferentes temperaturas
Temperatura de la cámara en ºC 0 -5 -10 -15 -20 -
(Kcal/hora) por persona 235 260 285 310 340 365
Las pérdidas térmicas Q 3
son las provocadas por el encendido de las luces en las cámaras, por la
presencia de eventuales motores eléctricos de los ventiladores, por las personas que trabajan en el in-
terior de las cámaras, Tabla IV.7, y por las fuentes de calor utilizadas para el descongelamiento o
para tener abiertas las descargas del agua de condensación.
También se tendrán en cuenta la exposición de las paredes al sol, de forma que cuando se calcule
la dispersión a través de estas últimas se sumarán 10ºC, 5ºC y 3ºC a la temperatura exterior, según
que el color de las paredes sea oscuro, gris o blanco.
IV.4.- CÁLCULO DE LA CARGA TÉRMICA Q
4
A las cargas térmicas anteriores hay que añadir la correspondiente a los productos a refrigerar,
congelar o conservar y que indicamos como Q 4
. Toda sustancia que esté a mayor temperatura que la
cámara en la cual se va a introducir, pierde calor hasta alcanzar el equilibrio térmico. En las sustan-
cias vegetales, intervienen el calor específico, el calor latente y el calor de respiración que concierne a
aquellos vegetales que, estando aún vivos, absorben oxígeno despidiendo anhidrido carbónico y calor.
IV.5.- CARGA TOTAL
La carga total correspondiente a 24 horas se calcula sumando las anteriores cargas térmicas:
Q
1
, transmisión de calor a través de las paredes (infiltraciones)
Q
2
, renovaciones de aire
Q
3
, calor debido a luces, personas, etc
Q
4
, calor debido a la carga de los productos a refrigerar, congelar o conservar
Para obtener la carga por hora, dato que servirá para dimensionar los componentes del equipo, en
vez de dividir las calorías totales por 24 horas, se las divide por 16 horas o por 18 horas, a fin de tener
una reserva de potencia para los casos de emergencia.
Una de las primeras precauciones que deben tomarse cuando se inspecciona o prueba un equipo
de refrigeración es la de controlar los tiempos de parada y de funcionamiento, para ver si la potencia
frigorífica suministrada es suficiente. Si llegara a resultar insuficiente, habría que determinar si la
diferencia se debe a un funcionamiento defectuoso del equipo, o al subdimensionado del espesor de los
componentes del aislamiento o a la carga excesiva.
IV.6.- ELECCIÓN DEL DIAGRAMA DE TRABAJO
Elección de temperaturas.- Conocido el producto a enfriar y el tiempo medio de permanencia en
la cámara, se definen la temperatura y la humedad relativa para el régimen de funcionamiento. Tam-
bién hay que definir la temperatura del fluido frigorígeno en el evaporador y, por lo tanto, la diferen-
cia de temperaturas entre la cámara y el fluido en el evaporador, y la temperatura de condensación
teniendo en cuenta el sistema de refrigeración del condensador (aire en convección forzada, agua de
manantial, agua de torre de refrigeración, etc) y su diseño y tipo.
Elección del fluido frigorígeno.- Fijadas las temperaturas se pasa a la elección del refrigerante
(fluido frigorígeno), que se realiza teniendo en cuenta los siguientes parámetros:
- La temperatura de ebullición del fluido frigorígeno debe ser sensiblemente más baja que la tem-
peratura a la cual el líquido se evaporará en el evaporador.
- La temperatura final de la compresión, debe ser lo más baja posible para no comprometer la du-
ración del aceite lubricante o del compresor.
- El calor latente de evaporación del fluido frigorígeno debe ser alto, junto con un volumen específi-
co bajo (para obtener una capacidad volumétrica elevada y un alto rendimiento)
Con el tipo de fluido frigorígeno elegido y con las temperaturas de evaporación y de condensación
se traza en el diagrama el ciclo de refrigeración que se quiere realizar. En base a dicho diagrama se
Con el valor así obtenido se calcula el diámetro D de los pistones y, consiguientemente, el tamaño
del compresor.
El rendimiento de un compresor frigorífico alternativo viene influenciado por distintos factores,
que se subdividen en:
- Factores de proyecto: cilindrada, espacio muerto, características de las válvulas de aspiración y
de alimentación
- Factores de trabajo: velocidad de rotación del compresor, presión de aspiración (evaporador) y
presión de alimentación (condensación)
La velocidad de rotación y la potencia absorbida son directamente proporcionales a la potencia fri-
gorífica que se desea obtener.
a.1) Capacidad frigorífica de un compresor en función de la temperatura de aspira-
ción.- En la mayor parte de las aplicaciones prácticas, las cargas térmicas varían de un modo bastan-
te amplio durante el funcionamiento normal.
Fig IV.4.- Capacidad frigorífica, potencia del compresor y consumo específico, en función de la temperatura de aspiración
Así, al comienzo de cada ciclo la cantidad de calor que se debe extraer es considerable, mientras
que al final, esta cantidad se hace pequeña, produciéndose una disminución de la temperatura y de la
presión del gas aspirado, hasta el momento en que interviene el presostato de baja presión (si aún no
lo hubiera hecho el termostato de la cámara).
Cuando la presión es baja, el volumen del vapor refrigerante aumenta, mientras que el del vapor
impulsado por el compresor permanece constante, disminuyendo el rendimiento; ademas, el vapor que
queda en el espacio muerto al final de la compresión, se expande al reducirse la presión de aspiración,
impidiendo con ésto el llenado total de las cámaras de compresión, lo cual implica un rendimiento fri-
gorífico horario menor, una reducción del consumo de energía y un mayor consumo específico en,
(CV x Frig./hora).
Todo lo dicho se ilustra en la Fig IV.4, en la cual, la curva a representa la capacidad frigorífica, la
curva b , la potencia absorbida y la c , los consumos específicos en, CV/1000 Frig/hora.
a.2) Capacidad frigorífica de un compresor en función de la temperatura de condensa-
ción.- Cuando la temperatura de condensación aumenta, la capacidad frigorífica del compresor dismi-
nuye, mientras que la potencia que absorbe aumenta; ésto sucede debido a:
a) Una disminución del efecto refrigerante del líquido al aumentar la temperatura del mismo
b) Una reducción del rendimiento volumétrico provocada por una mayor expansión del vapor en el
espacio muerto del cilindro
c) Al aumento de la presión de alimentación que se produce al elevar la temperatura de condensa-
ción
Por lo tanto, el consumo específico se incrementa, como se indica en la Fig IV.9.
Para impedir una caída de presión excesiva en grandes instalaciones,a consecuencia de la reduc-
ción de la carga térmica, y para evitar que el compresor trabaje inadecuadamente, arrancando y dete-
niéndose con frecuencia, conviene utilizar motores eléctricos de velocidad variable, desviando en la as-
piración mediante un by-pass parte de la alimentación o del líquido, y descargando uno o varios cilin-
dros mediante la válvula de aspiración.
Otra consideración que se observa en la Fig IV. 4 es la enorme variación del COP en función de la
temperatura de evaporación, que se verifica cuando se pasa de temperaturas próximas a cero a tem-
peraturas muy bajas. Esta es una de las razones por las que se utilizan los sistemas en cascada, a fin
de obtener temperaturas muy bajas.
Fig IV.5.- Influencia de la presión de admisión en la capacidad frigorífica del compresor, n= Cte
Fig IV.6.- Influencia de la presión de escape en la capacidad frigorífica del compresor, n= Cte
La potencia así obtenida no tiene en cuenta las pérdidas por rozamiento del compresor, el trabajo
empleado para accionar la bomba de aceite, la sobrecarga de la puesta en marcha debida a la desi-
gualdad de las presiones de aspiración y de alimentación, las pérdidas por rozamiento del motor eléc-
trico, las pérdidas magnéticas, el factor de potencia, el par de arranque, etc., por lo que el valor ha-lla-
do se deberá aumentar multiplicándolo por un valor comprendido entre 1,5 y 2.
En nuestro caso:
Kcal
kg
x 38
kg
hora
x
Kcal
kW
= 1 , 15 kW
Luego se recurre a los catálogos de los fabricantes y se busca el motocompresor que, por exceso, se
encuentre más próximo al valor hallado.
b) DIMENSIONADO Y SELECCIÓN DEL EVAPORADOR.- La cantidad de calor que pasa de
un ambiente caracterizado por una temperatura alta a otro que se encuentra a una temperatura más
baja depende de las siguientes variables:
La superficie de intercambio
La diferencia de temperaturas
El coeficiente global de transmisión de calor
El espesor del material que separa los dos ambientes
El tiempo
La Fig IV. 1 0 muestra el diagrama correspondiente a las diferencias de temperatura existentes en-
tre el interior y el exterior de un evaporador.
Fig IV.10.- Diferencia de temperaturas entre el interior y el exterior de un evaporador
En el caso más común de un evaporador que utiliza aire en convección forzada a T 1 , el calor am-
biente pasa a través de una capa de aire que circunda la superficie metálica, luego a través del metal
del tubo y, por último, atraviesa la película de aceite que baña la pared interior, calentando el líquido
a una temperatura T 2
, evaporándolo, por lo que (T 1
- T
2
) = ΔT es el salto térmico de la relación prece-
dente. Normalmente, los fabricantes proporcionan el coeficiente global de transmisión de calor U para
cada tipo de evaporador que producen.
En un evaporador ventilado, el coeficiente U es más grande que en un evaporador estático no cu-
bierto de escarcha y éste, a su vez, posee un coeficiente mayor que uno cubierto, estando sus valores
indicativos en la relación:
U = 40 / 7 / 5
Kcal
h m
2 ºC
El salto térmico ΔT que se impone al circuito es
importante, ya que determina la humedad relati-
va en el interior de la cámara; se elige en función
del producto que se desea conservar, de acuerdo
con la Fig IV. 10 , o con el ábaco de Mehner, Fig
IV.11.
La elección del evaporador se efectúa consideran-
do la superficie de intercambio térmico A necesa-
ria para disipar las calorías de proyecto según la
expresión:
A =
Q
U Δ T
Una vez hallada la superficie de intercambio tér-
mico A se consultan los catálogos de los fabrican-
tes y se elige el tipo y el número de evaporadores
que servirán para disipar el calor de la cámara.
Hay que hacer notar que el calculo resulta senci-
llo si ΔT representa la diferencia existente entre
la temperatura de evaporación del lí-quido en el
interior del serpentín y la temperatura ambiente
cuando ésta alcanza las condiciones de régimen,
pero conduce a errores, dado que las temperaturas del fluido y del aire de la cáma-ra, cuando éstos
atraviesan el evaporador, se comportan según una evolución logarítmica y no lineal, por lo cual hay
que utilizar la LMTD.
Para los intercambiadores de placas en equi o en contracorriente, y los intercambiadores de doble
tubo concéntricos en equi o en contracorriente, se utiliza la LMTD, diferencia logarítmica media de
temperaturas, considerando que la diferencia de temperaturas del fluido ΔT es función de q , y varía
entre ΔT 2 y ΔT 1 , por lo que:
Q = U A
Δ T
2
- Δ T
1
ln
Δ T
2
Δ T
1
Cuando el coeficiente global de transmisión de calor U varíe mucho de uno a otro extremo del in-
tercambiador, no es posible representarle por este valor; si se admite que U varía linealmente con la
diferencia de temperaturas ΔT, se puede poner:
Q = A
U
1
Δ T
2
- U
2
Δ T
1
ln
U
1
Δ T
2
U
2
Δ T
1
El significado de los símbolos de esta ecuación se observa claramente en las Fig IV.12 a 15, de las
Fig IV.11.- Abaco de Mehner
Longitud del tubo
TC
TC
TF
TF
TF1 TC
TF
TFi
TC
Temperatura
Fig IV.14.- Intercambiador 1-2, con equicorriente a la salida
Longitud del tubo
TC
TC
TF
TF
TC TF
TC TF
Fig IV.15.- Distribución de temperaturas en intercambiadores (2-4)
Ejemplo: Hallar el valor de Δ T para un evaporador estático enfriado por aire, de circulación natu-
ral, con un solo paso por la parte de la camisa (mezcla a la entrada y a la salida) y 10 pasos de tubos,
y que trabaje entre las siguientes temperaturas:
T
C 1
= + 5 ° C ; T
C 2
= 0 ° C
T
F 1
= -13 ° C ; T
F 2
= - 7 ° C
DT
2
= salto térmico a la salida = 0 - (- 7) = + 7 ° C
DT
1
= salto térmico a la entrada = + 5 - (-13) = +18 ° C
Mediante el ábaco de Mehner, Fig IV.11, se obtiene: Δ T m
= LMTD = 11, 6 ° C , ó también:
LMTD =
Δ T
2
- Δ T
1
ln
Δ T
2
Δ T
1
ln
= 11, 65 ° C
Para la determinación del factor de corrección F se recurre a la gráfica de la Fig IV.17a, calculan-
do los valores P y Z, y con éstos, F:
P =
T
F 1
- T
F 2
T
F 1
- T
C 1
Z =
T
C 1
- T
C 2
T
F 2
- T
F 1
⇒ F = 0, 96
Fig IV.16.- Intercambiador simple de tubos concéntricos
por lo que: Δ T = Δ T m
x F = 11 , 6 x 0 , 96 = 11 , 1 ºC
Calculando ΔT con la media aritmética se hallaría, ΔT = 12 ,5, que resulta superior del 12% res-
pecto al precedente, que conduciría a un dimensionado de la superficie de evaporación inferior a las
necesidades. En cambio, eligiendo como temperatura de la cámara el valor 0ºC y un ΔT = 10 ºC, la su-
perficie de evaporación resultará un 11% superior a las necesidades
Vale la pena aclarar que es menos grave incurrir en un error del segundo tipo, sobre todo en el
caso de funcionamiento a baja temperatura.
FACTORES DE CORRECCIÓN DE LA LMTD PARA ALGUNOS TIPOS DE INTERCAMBIADORES
Fig IV.17a.- Factor de corrección de la LMTD para un intercambiador en contracorriente (1-2), o un múltiplo par de pasos de tubos
Fig IV.17b.- Factor de corrección de la LMTD para un intercambiador (1-3), con dos de los pasos en contracorriente
Fig IV.17c.- Factor de corrección de la LMTD para un intercambiador en contracorriente (2-4) y un múltiplo par de pasos de tubos
Fig IV.17h.- Factor de corrección de la LMTD para un intercambiador de flujos cruzados con mezcla de ambos fluidos y un paso de tubos
Fig IV.17i.j.- Factor de corrección de la LMTD para un intercambiador de flujos cruzados,
con mezcla de un fluido en la parte de la carcasa y sin mezcla del otro fluido, y un múltiplo de 2 pasos de tubos
c) DIMENSIONADO Y SELECCIÓN DEL CONDENSADOR.- Aparte de las calorías que ex-
trae de la cámara frigorífica, el condensador debe disipar también las que el compresor cede al fluido
durante el trabajo de compresión.
Como sabemos, el cálculo de la superficie de intercambio no sólo depende de las calorías que de-
ben disiparse, sino también del modo en el que se produce dicho intercambio, ya que éste se puede
realizar utilizando aire o agua, o del tipo de intercambiadores si son con haces de tubos o flujos cruza-
dos, etc.
Además, y siempre en base al ciclo de trabajo, se observa que el intercambio térmico debe tener
en cuenta las tres diferentes fases en las que se transforma el fluido.
En la primera fase, hasta la curva de saturación, es gas sobrecalentado; en la segunda, es líquido
y vapor en condensación; en la tercera, es sólo líquido.
Por lo tanto, el dimensionado debe efectuarse como si existieran tres condensadores distintos que
luego quedarán reunidos en uno solo.
Ejemplo.- Calcular la superficie de intercambio térmico de un condensador de un equipo de refri- geración cuyo gasto másico es de 60 kg/hora de R-12 y se enfría mediante agua en contracorriente. El compresor comprime el gas desde una presión de 1, 4 kg/cm 2 a otra de 8 kg/cm 2 , sobrecalentán- dolo hasta los 5 5ºC. El R- 12 se satura a 3 5ºC, condensando; una vez que ha terminado de condensar se subenfria hasta los 20ºC. La temperatura del agua de refrigeración a la entrada es de 15ºC, y de 25ºC a la salida. De las tablas del R-12, o del diagrama (log p-i) se obtienen las entalpías siguientes: Vapor sobrecalentado a 55ºC = 143, 5 Kcal kg Vapor saturado a 35ºC = 139, 5 Kcal kg ⎧ ⎨ ⎪ ⎩ ⎪ Líquido a 35ºC = 108 Kcal kg Líquido a 20ºC = 105 Kcal kg ⎧ ⎨ ⎪ ⎩ ⎪ El calor total a extraer del R-12 es: €
Kcal kg , desglosado en ⎯ ⎯ ⎯ ⎯ ⎯ ⎯ ⎯⎯→ Primer enfriamiento, 143, 5 - 139, 5 = 4 Kcal kg (10, 4%) Segundo enfriamiento, 139, 5 - 108 = 31, 5 Kcal kg (81, 8%) Tercer enfriamiento, 108 - 105 = 3 Kcal kg (7, 8%) ⎧ ⎨ ⎪ ⎪ ⎪ ⎩ ⎪ ⎪ ⎪ Fig IV.18.- Proceso térmico para el dimensionado del condensador Por lo tanto, el agua en contracorriente absorbe calor durante el primer enfriamiento incremen- tando su temperatura en:
( 25 ºC - 15 ºC )
10 , 4 100 = 1 , 04 ºC
Durante el segundo enfriamiento el incrementando de temperatura es de 8,18ºC, y de 0 , 78 ºC en el tercer enfriamiento, situación que se ilustra en la Fig IV.18.
€
Δ T
m 1
ln
30
11 , 1 = 19 ° C ; Δ T
m 2
ln
11 , 1
19 , 22 = 14 , 8 ° C ; Δ T
m 3
ln
19 , 22
5 = 10 , 56 ° C
En cada una de las tres fases la sección de intercambio térmico es:
A
i
=
Q
i
U
i
( LMTD )
i , por lo que: € Q 1 = 10 , 4% de 38 , 5 x 60 kg hora = 240, 24 kg hora Q 2 = 8 , 18% de 38 , 5 x 60 kg hora = 188, 96 kg hora Q 3 = 78 % de 38 , 5 x 60 kg hora = 1801, 8 kg hora ⎧ ⎨ ⎪ ⎪ ⎪ ⎩ ⎪ ⎪ ⎪ pfernandezdiez.es Cargas térmicas y dimensionado.IV.-
