1. Universidad Austral de Chile
Facultad de Ciencias de la Ingeniería
Escuela Ingeniería Mecánica
“DISEÑO DE UNA CÁMARA DE FRÍO PARA EL
ALMACENAJE DE PAPAS”
Tesis para optar al Título de:
Ingeniero Mecánico.
Profesor Patrocinante:
Sr. Rogelio Moreno M.
Ingeniero Civil Mecánico. M Sc.
MARÍA ALEJANDRA BERNABÉ RAMÍREZ.
VALDIVIA - CHILE
2005

2. El profesor Patrocinante y Profesores Informantes del Trabajo de
Titulación comunican al Director de la Escuela de Mecánica de la Facultad de
Ciencias de la Ingeniería que el Trabajo de Titulación de la señorita:
María Alejandra Bernabé Ramírez
ha sido aprobado en el examen de defensa rendido el día , como
requisito para optar al Título de Ingeniero Mecánico. Y, para que así conste
para todos los efectos firman:
Profesor Patrocinante:
Sr. Rogelio Moreno M.
Ingeniero Civil Mecánico, M. Sc. ___________________________
Profesores Informantes:
Sr. Juan Carlos Lehmann L.
Ingeniero Civil Mecánico. ___________________________
Sr. Misael Fuentes P.
Ingeniero Mecánico. ___________________________
Director de Escuela
Sr. Enrique Salinas A. ________________________________

3. ÍNDICE DE MATERIAS
Capítulo Página
RESUMEN 1
SUMMARY 2
1 INTRODUCCIÓN 3
2 REVISIÓN BIBLIOGRÁFICA 6
2.1 Consideraciones requeridas para el almacenaje del
producto 6
2.2 Principios de refrigeración 7
2.3 Refrigerantes 9
2.4 Maquinaria Frigorífica 10
2.4.1 Unidad condensadora 10
2.4.2 Evaporador 11
2.4.3 Válvula para el control de flujo refrigerante 12
2.4.4 Automatismo del sistema 13
2.4.5 Aparatos anexos al circuito 14
2.5 Recomendaciones en el diseño de tuberías de fluido
refrigerante 16
2.5.1 Dimensionamiento de la tubería de succión 16
2.5.2 Dimensionamiento de la tubería de líquido 16
2.6 Ciclo de bombeo en vacío 17
3 DESARROLLO DEL TRABAJO 19
3.1 Condiciones de diseño 19
3.2 Descripción de la situación del mercado 19
3.3 Dimensionamiento de la cámara 19
3.4 Especificaciones constructivas 20
3.5 Cargas térmicas de la cámara de frío 20

4. 3.5.1 Cálculo de carga por superficies 20
3.5.1.1 Paredes, techo y puerta 21
3.5.1.2 Piso 21
3.5.2 Cálculo de carga del producto 23
3.5.3 Cálculo de carga por calor de respiración 24
3.5.4 Cálculo de carga por cambios de aire 24
3.5.5 Análisis de las cargas térmicas calculadas 26
3.6 Elección de refrigerante 26
3.6.1 Análisis comparativo de los refrigerantes R-134a y R-404A 27
3.6.1.1 Efecto refrigerante 27
3.6.1.2 Flujo de masa refrigerante 28
3.6.1.3 Flujo de volumen de refrigerante 28
3.6.1.4 Cálculo del calor teórico de compresión 29
3.7 Selección de la unidad condensadora 29
3.7.1 Equipo anexo a la unidad condensadora 29
3.8 Selección de evaporadores 30
3.9 Selección de válvulas de expansión 30
3.10 Dimensionamiento de las tuberías de fluido refrigerante 31
3.11 Automatismo del sistema 32
3.12 Aparatos anexos al circuito 33
3.13 Esquema fluídico 33
3.14 Estudio financiero 33
3.14.1 Inversión 33
3.14.2 Cálculo de la depreciación 34
3.14.3 Ingresos 34
3.14.4 Egresos 34
3.15 Evaluación económica y financiera 35
3.15.1 Capital de trabajo 35
3.15.2 Flujo de caja 35
3.15.3 Análisis de sensibilidad 36

5. 4 PRESENTACIÓN Y DISCUSIÓN DE RESULTADOS 37
4.1 Condiciones de diseño 37
4.2 Descripción de la situación del mercado 38
4.3 Dimensionamiento de la cámara 38
4.4 Especificaciones constructivas 40
4.4.1 Paredes y techo 40
4.4.2 Piso 41
4.4.3 Puerta 41
4.5 Cargas térmicas de la cámara de frío 42
4.5.1 Cálculo de carga por superficies 42
4.5.2 Cálculo de carga del producto 46
4.5.3 Cálculo de carga por calor de respiración 47
4.5.4 Cálculo de carga por cambios de aire 48
4.5.5 Análisis de las cargas térmicas calculadas 50
4.6 Elección de refrigerante 52
4.6.1 Análisis comparativo de los refrigerantes R-134a y R404A 52
4.6.1.1 Efecto refrigerante 53
4.7 Selección de la unidad condensadora 55
4.7.1 Equipo anexo a la unidad condensadora 55
4.8 Selección de evaporadores 56
4.9 Selección de válvulas de expansión 57
4.10 Dimensionamiento de las tuberías de fluido refrigerante 58
4.10.1 Dimensionamiento de la tubería de succión 58
4.10.2 Dimensionamiento de la tubería de líquido 60
4.11 Automatismo del sistema 63
4.12 Aparatos anexos al circuito 64
4.13 Esquema fluídico 64
4.14 Estudio financiero 66
4.14.1 Inversión 66
4.14.2 Cálculo de la depreciación 66
4.14.3 Ingresos 67

6. 4.14.4 Egresos 68
4.14.4.1 Debidos a costos de producción 68
4.14.4.2 Debidos a costos indirectos 68
4.14.4.3 Debidos a gastos indirectos 68
4.15 Evaluación económica y financiera 70
4.15.1 Capital de trabajo 70
4.15.2 Flujo de caja 71
4.15.3 Análisis de sensibilidad 72
5 CONCLUSIONES 74
6 BIBLIOGRAFÍA 75
ANEXOS 77

7. ÍNDICE DE CUADROS
Cuadro Página
1 Características térmicas de los materiales según su espesor 22
2 Estructura del flujo de caja 35
3 Condiciones atmosféricas de diseño 37
4 Detalle de las medidas y condiciones para el
dimensionamiento 38
5 Dimensiones interiores de la cámara 39
6a Área, coeficiente de trasmisión de calor y diferencia
equivalente de temperatura de la cámara para cada mes,
según el tipo de superficie 42
6b Área, coeficiente de trasmisión de calor y diferencia
equivalente de temperatura de la cámara para cada mes,
según el tipo de superficie 43
7a Flujo de calor por las superficies para cada mes
considerando la diferencia equivalente de temperatura 43
7b Flujo de calor por las superficies para cada mes
considerando la diferencia equivalente de temperatura 44
8a Área, coeficiente de trasmisión de calor y diferencia de
temperatura de la cámara para cada mes, según el tipo de
superficie 44
8b Área, coeficiente de trasmisión de calor y diferencia de
temperatura de la cámara para cada mes, según el tipo de
superficie 45
9a Flujo de calor por las superficies para cada mes 45
9b Flujo de calor por las superficies para cada mes 46
10 Cantidades diarias que deben ser enfriadas 46
11 Detalle de cálculo para la carga de producto 47
12a Calor de respiración máximo de acuerdo a la cantidad de

8. producto para cada mes 47
12b Calor de respiración máximo de acuerdo a la cantidad de
producto para cada mes 48
13 Condiciones de entalpía y densidad del aire exterior para
cada mes y condiciones para el aire al interior de la cámara
considerando la temperatura máxima media mensual 48
14 Carga mensual por cambios de aire considerando la
temperatura máxima media mensual 49
15 Carga mensual por cambios de aire considerando la
temperatura mínima absoluta mensual 49
16a Resumen de carga térmica considerando la temperatura
máxima media mensual 50
16b Resumen de carga térmica considerando la temperatura
máxima media mensual 50
17a Resumen de carga térmica considerando la temperatura
mínima absoluta mensual 51
17b Resumen de carga térmica considerando la temperatura
mínima absoluta mensual 51
18 Resumen de carga térmica máxima considerando un factor
de seguridad de 10% 52
19 Calor requerido para bajar la temperatura de líquido 53
20 Comparación del efecto refrigerante, flujo de masa y
volumen de los refrigerantes propuestos 53
21 Trabajo teórico del evaporador, compresor y capacidad
teórica del condensador por kg. de refrigerante circulado 54
22 Capacidades teóricas requeridas para evaporador,
compresor y condensador en kcal/h 54
23 Condiciones de diseño del evaporador y potencia corregida 57
24 Capacidad corregida para cada tramo y diámetros
requeridos para la línea de succión 59
25 Largo equivalente de los accesorios incluidos en cada tramo 59

9. 26 Largo total de la tubería y caída de presión expresada como
aumento de temperatura en ºK 60
27 Capacidad corregida para cada tramo y diámetros
requeridos para la línea de líquido 61
28 Largo equivalente de los accesorios incluidos en cada tramo 62
29 Largo total de la tubería y caída de presión expresada como
aumento de temperatura en ºK 62
30 Costos por concepto de edificación 66
31 Costos de maquinaria frigorífica 66
32 Depreciación 67
33 Ingresos primeros diez años 67
34 Egresos debido a costos de producción 68
35 Egresos debido a costos por revisión de instalación 68
36 Cálculo de horas de funcionamiento máximo anual 69
37 Gasto anual por funcionamiento de motores 69
38 Costo total anual por consumo de energía eléctrica 69
39 Egresos debido a gasto de energía eléctrica 70
40 Egresos totales por año 70
41a Flujo de caja 71
41b Flujo de caja 71
42a Flujo de caja optimista 72
42b Flujo de caja optimista 72
43a Flujo de caja pesimista 72
43b Flujo de caja pesimista 72

10. ÍNDICE DE FIGURAS
Figura Página
1 Fundamento del ciclo mecánico de refrigeración 8
2 Vista de la distribución del producto al interior de la cámara 39
3 Detalle de unión machihembrada entre paneles 40
4 Detalle de la composición del piso 41
5 Esquema de la tubería de succión 58
6 Esquema de la tubería de líquido 61
7 Esquema fluídico 65

11. ÍNDICE DE ANEXOS
Anexo Página
1 Propiedades de los paneles Rudnev RSP, según su espesor 78
2 Correcciones de las diferencias equivalentes de temperatura
(ºC) 78
3 Diferencia equivalente de temperatura (ºC), para muros
soleados o en sombra 79
4 Diferencia equivalente de temperatura (ºC), para techos
soleados o en sombra 80
5 Coeficiente que considera la cara exterior de la pared 81
6 Máximas aportaciones solares a través de cristal sencillo
(Kcal/hm2) 81
7 Cambio promedio de aire, por 24 horas para cuarto de
almacenamiento superior a 0ºC 82
8 Características de saturación del refrigerante R-134a 82
9 Características de saturación del refrigerante R-404A 83
10 Ciclo de refrigeración real para R-134a 84
11 Ciclo de refrigeración real para R-404A 85
12 Capacidad de unidades condensadoras para R-134a 86
13 Capacidad de unidades condensadoras para R-404A ó R-
507A 87
14 Datos técnicos de unidades condensadoras 88
15 Dimensiones de unidades condensadoras 89
16 Presostatos 90
17 Separadores de aceite 90
18 Calefactores de Cárter 91
19 Diagrama para factor de corrección según frecuencia de
deshielo 91
20 Características de los evaporadores cúbicos 92
21 Válvulas de expansión 92

12. 22 Capacidades en kw para tubo de refrigerante para R-404A 93
23 Longitud equivalente de accesorios 94
24 Válvulas solenoides 94
25 Válvulas reguladoras de presión 95
26 Termostatos 95
27 Filtros deshidratadores 96
28 Visores de líquido con indicador de humedad 96
29 Válvulas de paso tipo bola 97
30 Esquema de la cámara de refrigeración 98

13. 1
RESUMEN
Se realizó el diseño de una cámara de frío que cumple con las
condiciones necesarias para el almacenamiento de papas, considerando las
condiciones climáticas de Coyhaique, en la XI región.
Se determinó las medidas interiores de la cámara, largo 22 m, ancho
19,8 m y alto 5,15 m, en este espacio es posible almacenar la cantidad de
640 ton de papas.
Se calculó una carga térmica de diseño de 24,3 kW y se determinaron las
condiciones de trabajo del refrigerante de -2ºC como temperatura de
evaporación y 30ºC como temperatura de condensación; datos sobre los cuales
se realizó la elección de la maquinaria frigorífica. Se optó por el uso de una
unidad condensadora con potencia de 26,8 kW, que funciona con refrigerante
R-404A (refrigerante ecológico); también se seleccionó dos unidades
enfriadoras que cumplen con las condiciones de circulación de aire requeridas
por el producto y mantienen una correcta distribución del frío al interior de la
cámara.
Se determinaron los costos de inversión que en maquinaria frigorífica y
edificación ascienden a $35.342.706 (IVA incluido).
Se realizó el análisis económico considerando una tasa de descuento de
20% y se llegó a la conclusión de que el proyecto es viable desde el punto de
vista económico.

14. 2
SUMMARY
It was designed a cold chamber that accomplishes with all the necessary
conditions for keeping potatoes, taking into consideration the climatic conditions
of Coyhaique, located in the XI region.
It was determined the inside measures of the chamber, 22 meters long,
19,8 meters wide and 5,15 meters high, in this space it is possible to keep the
amount of 640 tons of potatoes.
It was calculated a desing thermal load of 24,3 kW and it was also
determined the cooler working conditions of -2ºC as evaporation temperature
and 30ºC as condensation temperature. These data were used to carry out the
cooling machinery election. It was decided to use a condensation unit with a
power of 26,8 kW that works with refrigerant R-404A (ecological cooler or
refrigerant); it was also selected two cooling units that accomplish the air
circulation conditions required for the product and keep the correct distribution of
cold air inside the chamber.
It was determined the investment costs that in relation to cooling
machinery and building are $35.342.706 (included IVA).
It was carried out an economical analysis taking into consideration a 20 %
discount and he conclusion was that the project was feasible from the
economical point of view.

15. 3
1 INTRODUCCIÓN
En la XI región existe la necesidad de almacenar las papas, debido a que
en la época de cosecha (marzo-abril), los productores de la IX y X regiones ya
están vendiendo su producción, lo que provoca un fuerte aumento de la oferta ,
y por ende una baja en el precio del producto.
El almacenamiento de las papas implica una serie de requisitos para
asegurar el retardo o reducción de la deshidratación, brotación y pudrición. Así
se asegura la calidad física y química del producto.
Se trata de refrigerar el producto, o sea, “mantenerlo artificialmente por
debajo de la temperatura ambiente a una temperatura óptima para su
conservación; y ello, por encima de su punto de congelación. El agua fisiológica
del producto no se congela. La duración de conservación del producto está
limitada, en relación con la naturaleza del mismo y con la temperatura en que
se conserva”.
El diseño de una cámara de frío para el almacenaje de las papas puede
ser una buena alternativa, esto debido a que permitiría guardar la producción
por largo tiempo, conservando la calidad y reduciendo las pérdidas y; se podría
tener una entrega y abastecimiento continuo del producto durante el año,
mejorando el nivel de comercialización.
El objetivo principal del trabajo de título es diseñar una cámara de frío
para almacenar papas, esta cámara debe adecuarse a las condiciones de la
zona y del producto a almacenar.
Entre los objetivos específicos se pueden nombrar: el dimensionamiento
de la cámara; la elección de los materiales aislantes para paredes, techo, piso y
puertas; el cálculo de la carga térmica y la determinación del costo de

16. 4
materiales y equipos necesarios para construir e implementar la cámara, y los
costos de operación de equipos si los hubiere.
El método de trabajo que se utilizará se describe a continuación:
Descripción de la situación del mercado actual: La cantidad de papas que se
produce en la región estará basada en datos obtenidos por el INIA en la XI
región.
Condiciones de diseño: Se evaluarán las condiciones exteriores, como
temperatura y humedad relativa, en base a un registro meteorológico del sector,
además de las condiciones requeridas para conservar el producto.
Dimensionamiento: Se determinarán las dimensiones de la cámara de acuerdo
al volumen de producto que será almacenado.
Especificaciones constructivas: Se detallarán los materiales ocupados en la
construcción de muros, techo, piso, puertas y sus dimensiones. Para éste
efecto se elegirán materiales que presenten buenas cualidades aislantes.
Carga térmica: Se realizará su cálculo. Se determinarán las pérdidas de calor
de la construcción y las ganancias de calor por respiración del producto, y de
ser necesario, cambios de aire, aporte de calor por luces y motores.
Sistema de conservación: Se realizará un análisis para la elección del sistema
más adecuado para la conservación del producto.
Esquemas: Se detallarán en un esquema la ubicación y distribución de los
distintos componentes de la cámara de frío.

17. 5
Costos: Se detallarán los costos de los materiales y equipos necesarios para la
construcción de la cámara y los costos de operación de los equipos, si los
hubiere.

18. 6
2 REVISIÓN BIBLIOGRÁFICA
2.1 Consideraciones requeridas para el almacenaje del producto
MEJÍAS y TEUBER (1998), explican que en la XI región existe la
necesidad de almacenar las papas a la espera de mejores precios de venta,
esto se debe a que en la época en que se cosecha y comienza a vender es en
los meses de marzo y abril, y en este período los productores de la IX y X
regiones han comenzado sus ventas dos meses antes, lo que provoca un fuerte
aumento de la oferta que conlleva a una disminución del precio del producto.
El almacenamiento de la producción implica una serie de requisitos que
se deben cumplir para asegurar que las papas retarden o reduzcan al mínimo
su deshidratación, brotación y pudrición, ya que evitando estos procesos se
puede asegurar que la calidad física y química del producto se mantenga en
buena forma y no pierda su valor comercial. (MEJÍAS y TEUBER, 1998)
Según RAPIN y JACQUARD (1999), el frío no mejora los productos, sino
que los conserva en el estado en que se colocan dentro del refrigerador o
cámara frigorífica. Es necesario, almacenar el producto en un estado
perfectamente sano. La cámara frigorífica debe hallarse a una temperatura y a
un grado de humedad relativa óptimos. Estas condiciones varían de acuerdo al
producto y al tiempo de conservación.
MONTALDO (1984), señala que para la conservación de las papas se
recomienda una temperatura de 4 a 7ºC y una humedad relativa de 85 a 90%,
además de que deben conservarse en una cámara oscura para que no se
reverdezcan.
Según CANADA PLAN SERVICE (2003), las papas se pueden apilar
entre 4,2 y 6,0 m de altura dependiendo de la variedad. Ya que a mayores
alturas las capas inferiores se deterioran con mayor rapidez debido a la presión
que ejercen las capas superiores sobre ellas.

19. 7
CANADA PLAN SERVICE (2003), recomienda dejar un espacio de 0,5 a
1,5 m entre la parte superior de la pila y el techo. La altura mínima es
recomendada para la correcta circulación del aire. El espacio entre la pila y la
pared debe ser de 0,6 m para permitir el acceso del personal a todo el
perímetro de la cámara y el regreso del aire a los evaporadores para hacerlo
recircular.
Según CONTRERAS (1991), “si el piso es de cemento, es indispensable
colocar las papas sobre un entablado, con una altura mínima de 10 a 15
centímetros del cemento para que exista circulación de aire por abajo”.
2.2 Principios de refrigeración
“En general la refrigeración se define como cualquier proceso de
eliminación de calor. Más específicamente, se define como la rama de la ciencia
que trata con los procesos de reducción y mantenimiento de la temperatura de
un espacio o material a temperatura inferior con respecto de los alrededores
correspondientes” (DOSSAT, 1980).
La carga térmica es la cantidad de calor que debe ser retirado del
espacio por refrigerar, para reducir o mantener la temperatura deseada.
Generalmente esta carga es la suma de ganancias de calor provenientes de
diferentes fuentes, calor que se fuga a través de las paredes, calor que
producen los productos por refrigerar, calor del aire que llega al espacio a
través de puertas que se abren y se cierran, etc. (DOSSAT, 1980 y
HERNÁNDEZ, 1999).
HERNÁNDEZ (1999), define al refrigerante como cualquier sustancia que
es capaz de absorber calor de otra. También explica que los procesos de
refrigeración pueden ser sensibles o latentes. El proceso es sensible, cuando la
temperatura del refrigerante varía al absorber calor, y es latente cuando la
temperatura del refrigerante, al absorber calor, permanece constante y causa

20. 8
cambio de estado. En los dos procesos la temperatura del agente refrigerante
es menor que la del espacio por refrigerar.
A medida que el refrigerante circula a través del sistema pasa por un
número de cambios de estado o condición, cada uno de los cuales es llamado
un proceso. El refrigerante empieza en un estado o condición inicial, pasa a
través de una serie de procesos en una secuencia definida y regresa a su
condición inicial. A esta serie de procesos se le llama ciclo. El ciclo de
refrigeración simple consta de cuatro procesos fundamentales: expansión,
vaporización, compresión y condensación (DOSSAT, 1980).
Los fundamentos de un ciclo típico de refrigeración están representados
esquemáticamente en la figura Nº 1. El vapor pasa por el compresor (A), que lo
envía a los serpentines (B), a alta temperatura y presión (condensador), donde
se enfría por agua o aire, ocasionando la condensación del vapor, todavía a alta
presión. El líquido pasa a través de la válvula de expansión (C), saliendo como
una mezcla de líquido y vapor a temperatura más baja. En los serpentines (D),
se suministra calor (evaporador), que convierte el líquido en vapor que penetra
en el compresor para repetir el ciclo.
A
D B
C
G as a alta presión
Líquido a alta presión
Líquido a baja presión
G as a baja presión
FIGURA Nº 1: Fundamento del ciclo mecánico de refrigeración.

21. 9
2.3 Refrigerantes
En 1987 se firma el protocolo de Montreal donde Chile se compromete a
controlar, reducir y eliminar el consumo de halones (contenidos en sistemas de
extinción de incendios), clorofluorocarbonos (conocidos como CFC o freones,
utilizados principalmente en la fabricación de aparatos de refrigeración y aire
acondicionado, en mezclas para cámaras de esterilización, en la fabricación de
colchones, espumas rígidas de aislación, y algunos aerosoles) y bromuro de
metilo (utilizado principalmente en la agricultura como desinfectante de suelos y
fumigación de frutas de exportación). Nuestro país también ha suscrito y
ratificado las posteriores enmiendas del Protocolo de Montreal, realizadas en
Londres (1990), Copenhague (1992) y Montreal (1997), las cuales son, por lo
tanto, ley de la República (CONAMA, 2003).
CONAMA (2003), señala que el R-12 se eliminará el año 2007, lo que
permitirá la mantención adecuada de los equipos de refrigeración que quedarán
en uso hasta esa fecha. Otros clorofluorocarbonados se irán eliminando
paulatinamente hasta que, finalmente, el calendario de prohibiciones de
importaciones terminará el año 2020, con la eliminación de los
hidroclorofluorocarbonados.
En nuestro país ya se encuentran equipos frigoríficos para el uso de R-
134a y el azeótropo R-404A, correspondientes al grupo de los llamados
refrigerantes ecológicos.
RAPIN y JAQUARD (1999), señalan que el amoníaco se recomienda
para instalaciones industriales y grandes plantas frigoríficas, en las cuales se
requiere trazar grandes distancias de tubería, especialmente adecuado para
grandes instalaciones de enfriamiento de líquido. El amoníaco posee una alta
toxicidad, por lo cual es imprescindible un control estricto y frecuente de la
instalación. Generalmente, las instalaciones que ocupan amoníaco requieren
manejo experimentado, por la sofisticación del equipo utilizado.

22. 10
2.4 Maquinaria Frigorífica
Se compone de los equipos que realizan los procesos de evaporación,
compresión y condensación. Y a los accesorios que automatizan y adaptan los
diferentes implementos a condiciones de operación específica.
2.4.1 Unidad condensadora: DOSSAT (1980), señala que las unidades
condensadoras están compuestas por el compresor, el condensador, el tanque
receptor y el impulsor del compresor (motor eléctrico).
Compresor: Corresponde a la unidad encargada de comprimir e impulsar el
vapor refrigerante proveniente del evaporador. La compresión es producida
para que el vapor refrigerante pueda ser condensado a mayor temperatura.
DOSSAT (1980) y RAPIN y JACQUARD (1999), concuerdan con que el
compresor más ampliamente usado es el de tipo recíproco. El compresor
rotativo se utiliza en sistemas de muy baja capacidad (refrigeración doméstica),
mientras que el compresor centrífugo se ocupa en instalaciones industriales que
requieren gran potencia.
Condensador: Corresponde a una superficie de transferencia de calor. El calor
del vapor refrigerante caliente pasa a través de las paredes del condensador
para su condensación. Como resultado de su pérdida de calor hacia el medio
condensante, el vapor refrigerante es primero enfriado hasta saturación y
después condensado hasta su fase de estado líquido (DOSSAT, 1980).
El calor total rechazado en el condensador incluye tanto el calor
absorbido en el evaporador como la energía equivalente del trabajo de
compresión.
Según HERNÁNDEZ (1999), existen tres tipos de condensadores: los
enfriados por aire, los enfriados por agua y los evaporativos.

23. 11
Los condensadores enfriados por aire, emplean el aire como medio
condensante, y pueden ser de tiro natural (usados en refrigeración doméstica) y
de tiro forzado (usados en refrigeración industrial, aire acondicionado, etc.)
mientras que los condensadores enfriados por agua, emplean agua para
condensar al refrigerante, y los condensadores evaporativos emplean tanto aire
como agua, en éstos la condensación del refrigerante en el condensador se
efectúa principalmente por la evaporación del agua rociada o atomizada sobre
el condensador. Y la función del aire es la de aumentar la razón de evaporación
sacando el vapor de agua que resulta del proceso de evaporación (DOSSAT,
1980).
Tanque receptor de líquido: Sirve de depósito de refrigerante licuado, con el fin
de que éste pueda ser suministrado a los evaporadores de forma continua y en
la medida que éstos lo requieran (ALARCÓN, 2000).
2.4.2 Evaporador: DOSSAT (1980), señala que un evaporador es cualquier
superficie de transferencia de calor en el cual se vaporiza un líquido volátil para
eliminar calor de un espacio o producto refrigerado.
DOSSAT (1980), señala que la diferencia de temperatura entre el
espacio refrigerado y la temperatura de saturación del refrigerante
correspondiente a la presión de salida del evaporador (D.T. del evaporador),
tiene influencia tanto en el rendimiento del evaporador, como en la humedad
relativa al interior del espacio refrigerado. Mientras menor sea la D.T. mayor
humedad relativa se puede mantener en la cámara.
ALARCÓN (2000), señala que el evaporador de aire forzado es el más
ampliamente usado en instalaciones de refrigeración. A este tipo de evaporador
también se la llama unidad enfriadora.

24. 12
Las unidades enfriadoras son esencialmente serpentines de tubo
descubierto o de tubo aletado colocados en una carcaza metálica y equipados
con uno o más ventiladores para proporcionar la circulación del aire, con lo cual
se aumenta la absorción de calor y se reduce la superficie que se necesitaría en
un evaporador de convección natural (ALARCÓN, 2000 y DOSSAT, 1980).
2.4.3 Válvula para el control de flujo refrigerante: Según DOSSAT (1980), la
función de cualquier control del flujo refrigerante es doble: medir el refrigerante
líquido en la tubería del líquido que va hacia el evaporador con una rapidez que
sea proporcional a la cual está ocurriendo la vaporización en dicha unidad; y
mantener un diferencial de presión entre los lados de alta y baja presión del
sistema, a fin de permitir vaporizar el refrigerante bajo las condiciones de baja
presión deseadas en el evaporador y al mismo tiempo efectuar la condensación
a la presión alta que se tiene en el condensador.
Según DOSSAT (1980), existen seis tipos básicos de válvulas para el
control del flujo refrigerante: la válvula de expansión manual, la válvula de
expansión automática, la válvula de expansión termostática, el tubo capilar, el
flotador de presión baja y la válvula de flotador de presión alta.
La válvula de expansión termostática es la más usada en para control del
refrigerante, esto se debe a su alta eficiencia y adaptabilidad a cualquier tipo de
aplicaciones de refrigeración (DOSSAT, 1980).
El principio de funcionamiento de la válvula de expansión termostática es
el de mantener un grado constante de sobrecalentamiento de la succión en la
salida del evaporador, circunstancia que permite mantener al evaporador
completamente lleno de refrigerante bajo las condiciones de carga del sistema,
sin peligro de derramar líquido dentro de la tubería de succión (DOSSAT, 1980
y RAPIN y JACQUARD, 1999).

25. 13
DOSSAT (1980), explica que las válvulas de expansión termostática con
compensación interna, se abren o cierran según la interacción de tres fuerzas
independientes: la presión en el evaporador, la presión ejercida por el resorte y
la presión ejercida por la mezcla de líquido vapor en el bulbo remoto. Las
válvulas termostáticas compensadas externamente se diferencian de las
compensadas internamente en que la presión que actúa sobre el diafragma de
la válvula es la presión de salida del evaporador, esto se logra a través de un
tubo conectado a la salida del evaporador o a la tubería de succión más delante
de donde está conectado el bulbo remoto.
2.4.4 Automatismo del sistema: El sistema de automatización se compone de
diferentes dispositivos que permiten el funcionamiento de la instalación
frigorífica sin la intervención humana. Entre estos dispositivos se encuentran:
termostatos, presostatos, válvulas solenoides y válvulas reguladoras de presión,
entre otros.
DOSSAT (1980), señala que los termostatos son controladores actuados
por temperatura. Se usan para control del nivel de la temperatura de un espacio
o producto refrigerado, haciendo ciclar al compresor. ALARCÓN (2000), indica
que el termostato se debe ubicar al interior de la cámara fría para el control de
la temperatura ambiente en la misma. El elemento sensible debe emplazarse
siempre en la corriente de aire en movimiento y no debe ser colocado frente a la
puerta ni fijarse directamente en la pared o en la caída de aire frío del
evaporador. Si se trata de evaporadores de convección forzada es
recomendable colocarlos en el corredor de la pared opuesta a las unidades
enfriadoras y a la altura media a la cual se instala el evaporador.
DOSSAT (1980), explica que el presostato de baja presión actúa para
interrumpir al compresor y parar al compresor cuando la presión en el lado de
baja presión se vuelve muy pequeña y para cerrar el circuito y hacer funcionar
al compresor cuando la presión del lado de baja retorna a su valor normal. El

26. 14
presostato de alta presión se usa solamente como control de seguridad. Se
conecta en la descarga del compresor, el objetivo del control de presión alta es
parar al compresor en el caso de que la presión en el lado de presión alta del
sistema llegara a tener un valor excesivo. Esto a fin de prevenir posibles daños
al equipo. El presostato combinado de alta y baja presión puede ser
incorporado a la unidad condensadora.
DOSSAT (1980), señala que las válvulas solenoides pueden ser
controladas por un termostato en un ciclo de bombeo en vacío, regulando la
temperatura al interior de la cámara, siendo este tipo de control el más usado
en cámaras que conservan vegetales en estado fresco.
ALARCÓN (2000), señala que la válvula reguladora de presión es
adecuada en instalaciones que requieren control de humedad o que utilizan
unidades enfriadoras y evaporadores de aire en los que no se quiere formación
de hielo. La válvula reguladora de presión se conecta en la succión principal
para controlar la presión en todos los evaporadores.
2.4.5 Aparatos anexos al circuito: Estos accesorios permiten la mejora en el
rendimiento bajo las condiciones de trabajo para las cuales se diseñó el
sistema. Algunos de estos accesorios son: manómetro de baja y alta presión,
separador de aceite, calefactor para el cárter del compresor, filtro deshidratador
y visor de líquido.
ALARCÓN (2000), indica que los manómetros de baja y alta presión
permiten verificar que la maquinaria frigorífica se encuentre dentro de un rango
de presiones aceptable para el correcto funcionamiento. Pueden ser incluidos
junto a la unidad condensadora.

27. 15
DOSSAT (1980), señala que el separador de aceite generalmente se
ubica en la tubería de descarga del compresor, y puede ser incorporado a la
unidad condensadora.
ANTARTIC (2003), señala que el separador de aceite cumple la función
de interceptar el aceite mezclado con el refrigerante y lo retorna al cárter del
compresor, asegurando la disponibilidad de aceite en todo momento
permitiendo la correcta lubricación de las partes móviles del compresor. La
utilización de un separador de aceite contribuye a: mayor vida útil del
compresor, mejor rendimiento del sistema, lo que se refleja en un ahorro de
energía y, una operación del sistema más suave, al reducir el sonido de
válvulas y pistones.
DOSSAT (1980), explica que mientras el sistema permanece detenido, el
refrigerante migra hacia el compresor, fluyendo inevitablemente hacia el cárter,
mezclándose con el lubricante allí contenido, aumentando su proporción y
haciendo que el aceite se diluya, lo cual puede provocar daños en el compresor.
El calefactor aumenta la temperatura en el cárter del compresor, lo que permite
que el refrigerante contenido en el lubricante se evapore, causando un aumento
en la presión, lo que evita el flujo de refrigerante hacia el cárter del compresor.
DOSSAT (1980), señala que el filtro deshidratador es imprescindible en
instalaciones que funcionan con refrigerantes ecológicos, debido a que la
humedad al interior del circuito por el que fluye el refrigerante da lugar a la
formación de compuestos altamente corrosivos (generalmente ácidos), los que
pueden reaccionar con el aceite lubricante. Este filtro se puede instalar en la
tubería de líquido, al interior de la cámara de refrigeración, ya que al ser la parte
más fría tiende a condensar mayor cantidad de la humedad.
El visor de líquido, según ALARCÓN (2000), permite verificar si se
encuentra refrigerante vaporizado en la tubería de líquido. Además, al contar

28. 16
con un indicador de humedad, se detecta cuando debe ser reemplazado el filtro
deshidratador.
2.5 Recomendaciones en el diseño de tuberías de fluido refrigerante
DOSSAT (1980), considera que la tubería del refrigerante deberá ser
diseñada e instalada de acuerdo a:
− Asegurar un suministro de refrigerante adecuado para todos los
evaporadores.
− Asegurar un regreso positivo y continuo de aceite al cárter del
compresor.
− Evitar pérdidas excesivas de presión del refrigerante, las cuales reducen
la capacidad y eficiencia del sistema.
− Evitar la entrada de refrigerante líquido al compresor durante su
operación o cerrado del ciclo o durante el arranque del compresor.
− Evitar el entrampe de aceite en el evaporador o en la tubería de succión,
con lo cual subsecuentemente puede regresar al compresor y dañarlo.
2.5.1 Dimensionamiento de la tubería de succión: Según DOSSAT (1980), el
diseño de la tubería de succión es el más crítico. Colocar un tubo de menor
diámetro al necesario provoca una caída de presión significativa, lo que
disminuye la capacidad y eficiencia del sistema. Y si el diámetro se
sobredimensiona, se pueden producir velocidades bajas de circulación del
fluido, lo que dificulta el retorno del aceite al cárter del compresor. En el caso de
que el evaporador esté ubicado sobre el nivel del compresor y se incluya un
declive en la tubería horizontal de succión, el retorno del aceite se producirá por
gravedad, por lo que sólo se debe procurar la elección del diámetro adecuado
para no provocar una caída de presión importante en la tubería.
2.5.2 Dimensionamiento de la tubería de líquido: Según DOSSAT (1980), la
función del tubo de líquido es la de entregar el flujo corriente de refrigerante

29. 17
líquido subenfriado procedente del tanque receptor hasta la válvula de control
del flujo refrigerante a una presión suficiente para permitirle a esta última unidad
operar en forma eficiente. Debido a que el refrigerante está en estado líquido
cualquier partícula de aceite que sea arrastrada llegará hasta el evaporador, por
lo que no es un problema el regreso del aceite a la tubería del líquido. El
principal problema en la tubería de líquido es evitar la formación de gas antes
que el líquido llegue a la válvula de control de refrigerante, ya que el gas reduce
la capacidad de la válvula y puede conducir a un control errático del refrigerante
líquido hacia el evaporador. Para evitar la formación de gas en la tubería de
líquido, la presión del líquido en el tubo debe mantenerse por encima del valor
de la presión de saturación correspondiente a la temperatura del líquido.
2.6 Ciclo de bombeo en vacío
DOSSAT (1980), explica, que en el ciclo de bombeo en vacío, la
temperatura del espacio refrigerado o del evaporador es controlada
directamente por el termostato. Sin embargo, en lugar de arrancar o parar al
impulsor del compresor, el termostato actúa para abrir o cerrar la válvula
solenoide instalada en la tubería de líquido, por lo general cerca de la válvula de
control del flujo refrigerante (válvula de expansión). A medida que la
temperatura del espacio refrigerado o del evaporador es reducida a la
temperatura de desconectar del termostato, el termostato interrumpe el circuito
solenoide, con lo que desenergiza el solenoide e interrumpe el fluido del líquido
refrigerante hacia el evaporador. La operación continua del compresor causa la
evacuación del refrigerante de la parte del sistema más allá del punto donde el
flujo refrigerante es interrumpido por el solenoide. Cuando la presión en la parte
evacuada del sistema es reducida hasta la presión de desconectar el control de
presión baja, el control de presión baja interrumpe el circuito motriz del
compresor y para al compresor. Cuando la temperatura del espacio o del
evaporador se eleva hasta la temperatura de conectar del termostato, éste
cierra el circuito solenoide y lo energiza, abriendo así la tubería de líquido y
permitiendo la entrada del refrigerante líquido al evaporador. Debido a que el

30. 18
evaporador está caliente, el líquido que está entrando al mismo, se vaporiza
rápidamente de modo que se eleva la presión en el evaporador hasta la presión
de conectar del control de presión baja después de lo cual dicho control cierra el
circuito motriz del compresor y hace arrancar al compresor.
Una de las ventajas más importantes que señala DOSSAT (1980), es
que se reduce la cantidad de refrigerante absorbido por el aceite contenido en
el cárter del compresor, que conlleva a una disminución en el riesgo de entrada
de refrigerante líquido al compresor.

31. 19
3 DESARROLLO DEL TRABAJO
3.1 Condiciones de diseño
Los datos correspondientes a las condiciones ambientales de diseño
externas a la cámara de refrigeración, están basados en el boletín climático de
abril de 2002, que pertenece a la estación meteorológica del Centro Regional
de Investigación Tamel Aike, del INIA, ubicado en el sector Santa Elvira, a 32
Km al sur de la ciudad de Coyhaique. Los datos corresponden a un registro
comprendido entre julio de 1997 y enero de 2002.
3.2 Descripción de la situación del mercado
Según INIA (2000), las papas son el producto agrícola de mayor
importancia para la XI región. De acuerdo al Censo Agropecuario de 1997,
existe en la región un total de 455 ha de cultivo, lo que da una producción de
85.955 sacos de 80 Kg. Si se considera que al menos el 10% se pierde en el
almacenaje, quedan 77.396 sacos, lo que significaría que considerando un
consumo promedio nacional de alrededor de 80 Kg per cápita anual y una
población de ese año de 92.750 habitantes, se necesitaría solamente 15.354
sacos para suplir el déficit regional, es decir, aproximadamente 81 ha, bajo los
rendimientos actuales (189 sacos/ha). Con la tecnología de producción que se
encuentra en nuestro país los potenciales de rendimiento de la región deberían
superar los 450 qqm/ha, es decir sobre 550 sacos/ha.
3.3 Dimensionamiento de la cámara
Las dimensiones de la cámara se realizaron considerando un total de
8.000sacos de papas a almacenar.
Para la mejor distribución del espacio dentro de la cámara, se debe
considerar que, según CANADA PLAN SERVICE (2003), las papas se pueden
apilar entre 4,2 y 6,0 m de altura dependiendo de la variedad. CANADA PLAN
SERVICE (2003), también recomienda dejar un espacio de 0,5 a 1,5 m entre la

32. 20
parte superior de la pila y el techo. La altura mínima es recomendada para la
correcta circulación del aire. El espacio entre la pila y la pared debe ser de
0,6 m para permitir el acceso del personal a todo el perímetro de la cámara y el
regreso del aire a los evaporadores para hacerlo recircular. Y, según
CONTRERAS (1991), “si el piso es de cemento, es indispensable colocar las
papas sobre un entablado, con una altura mínima de 10 a 15 centímetros del
cemento para que exista circulación de aire por abajo”.
3.4 Especificaciones constructivas
Se determinaron los materiales más adecuados para la instalación. Se
definió el espesor de los paneles a utilizar en las paredes, puerta y techo, de
acuerdo a recomendaciones del fabricante para las condiciones interiores
requeridas en la cámara.
3.5 Cargas térmicas de la cámara de frío
Para determinar la carga térmica total se deben considerar las cargas
térmicas por superficies, calor de respiración del producto, calor sensible del
producto al ingresar a la cámara y cambios de aire.
3.5.1 Cálculo de carga por superficies: Para el cálculo de la carga térmica de
las distintas superficies se utiliza la siguiente ecuación:
Q = A ∗ U ∗ ΔT
(3.1)
Donde:
Q, corresponde al flujo de calor en kcal/h;
A, corresponde a la superficie total sobre la que se produce el flujo de calor
expresada en m2;
U, corresponde al coeficiente total de transferencia de calor según los
materiales ocupados, medido en kcal/hm2°C, y;

33. 21
ΔT, corresponde a la diferencia de temperatura entre el ambiente externo y la
temperatura interna que se desea mantener, en ºC.
Dado que el coeficiente total de transferencia de calor depende de los
materiales ocupados, para cada tipo de superficie a analizar se ocupará la
ecuación:
1
U =
∑ Ri + 1/ hi + 1/ he
(3.2)
Donde:
hi y he, corresponden a los coeficientes de convección interior y exterior
respectivamente, medidos en kcal/hm2°C;
Ri, corresponde a la resistencia térmica de cada elemento y se calcula de la
siguiente manera:
xi
Ri =
ki
(3.3)
Donde:
xi, corresponde al espesor del material i, expresado en m, y
ki, corresponde al coeficiente de conductividad térmica del material i, expresado
en kcal/hm°C.
3.5.1.1 Paredes, techo y puerta: En el Anexo Nº 1, se encuentran las
propiedades de los paneles Rudnev según su espesor.
3.5.1.2 Piso: En el cuadro Nº 1, se muestran las características térmicas de los
materiales que componen el piso. No se incluye el coeficiente de convección
externo, debido a que el efecto del movimiento del aire en el suelo se considera
nulo para efectos de cálculo.

34. 22
CUADRO Nº 1: Características térmicas de los materiales según su
espesor.
k C = k/x 1/C
Material Conductividad X Conductancia Resistencia
térmica Espesor (m) térmica térmica
2
(kcal/hm°C) (kcal/hm ºC) (hm2ºC/kcal)
Radier 0,799 0,200 3,995 0,250
Hormigón 0,997 0,100 9,970 0,100
Aislación 0,041 0,050 0,814 1,229
h 1/h
2
Coeficiente de convección (kcal/hm ºC)
Interno (aire tranquilo) 9,7 0,103
R= 1,682
2
U (kcal/hm ºC) = 0,59446
FUENTE: ASHRAE (1981)
Para el cálculo de la carga térmica en el piso se consideró la temperatura
del suelo a 10 cm.
Para el cálculo de la carga térmica en paredes y techo, considerando la
temperatura máxima media mensual, se obtiene una diferencia de temperatura
equivalente que considera los efectos de la radiación, según CARRIER (1987),
la ecuación a utilizar es la siguiente:
ΔTe = a + ΔTes + b
Rs
(ΔTem − ΔTes )
Rm
(3.4)
Donde:
ΔTe, corresponde a la diferencia equivalente corregida, en ºC;
a, corresponde a la corrección proporcionada por el Anexo Nº 2, teniendo en
cuenta:
Un incremento distinto de 8ºC entre las temperaturas interior y exterior (esta
última tomada a las 15 horas del mes considerado).

35. 23
Una variación de la temperatura seca exterior distinta de 11ºC.
ΔTes, corresponde a la diferencia equivalente de temperatura a la hora
considerada para la pared a la sombra, en ºC;
ΔTem, corresponde a la diferencia de temperatura a la hora considerada para la
pared soleada, en ºC. (Anexos Nº 3 y Nº 4);
b, corresponde al coeficiente que considera el color de la cara exterior de la
pared. (Anexo Nº 5);
Rs, corresponde a la máxima insolación (kcal/hm2), correspondiente al mes y
latitud supuestos, a través de una superficie acristalada vertical para la
orientación considerada (en el caso de pared): u horizontal (techo). (Anexo Nº
6);
Rm, corresponde a la máxima insolación (kcal/hm2), en el mes de Julio, a 40º de
latitud Norte, a través de una superficie acristalada, vertical, para la orientación
considerada (pared), u horizontal (techo). (Anexo Nº 6)
Para las paredes a la sombra cualquiera sea su orientación:
ΔTem = ΔTes, de donde ΔTe = a + Δtes
3.5.2 Cálculo de carga del producto:
La carga diaria de producto que debe ser enfriada, corresponde a la
cantidad total de producto cosechado, dividido por el tiempo que dura la
cosecha, o sea:
Carga de enfriamiento (kg/día) = Total cosechado (kg)/Duración cosecha (días)
(3.5)
El número de sacos que ingresa a la cámara por día, equivale a la carga
diaria de enfriamiento dividida por la capacidad del saco, por lo que:
N° sacos / día = Carga de enfriamiento (kg/día) / Capacidad del saco (kg/saco)
(3.6)

36. 24
El calor que debe ser retirado del producto Qp, que llega a la temperatura
de campo y debe bajarse a la temperatura final de almacenaje, se calcula de
acuerdo a la siguiente ecuación:
m * c p * ΔT
Qp =
t
(3.7)
Donde:
m, corresponde a la masa del producto que ingresa diariamente, expresada en
kg;
cp, corresponde al calor específico del producto a presión constante, en
kcal/kg°C;
ΔT, corresponde a la diferencia entre la temperatura de ingreso y la temperatura
final del producto en °C;
t, corresponde al tiempo en el cual debe ser enfriado el producto en horas.
3.5.3 Cálculo de carga por calor de respiración: Para realizar el cálculo de
calor de respiración total de los productos (Qr) se considera la masa del
producto que será almacenado y el calor de respiración producido a la
temperatura de almacenaje.
Qr = m * c r
(3.8)
Donde:
m, corresponde a la masa de producto al interior de la cámara, expresada en
tonelada, y;
cr, corresponde al calor de respiración de dicho producto, medido en kcal/tonh.
3.5.4 Cálculo de carga por cambios de aire: El calor que se transmite por
cambios de aire de la cámara (Qa) es función del volumen de la misma, el calor
necesario para enfriar el aire externo y el número de renovaciones de aire. El
cálculo se realiza utilizando la ecuación 3.9:

37. 25
V * fv * n
Qa =
24
(3.9)
Donde:
V, corresponde al volumen interno de la cámara expresado en m3;
fv, corresponde al factor de ganancia de calor por cambios de aire en kcal/m3 y;
n, corresponde al número de renovaciones de aire de la cámara por día (Anexo
Nº 7).
El factor de ganancia de calor por cambios de aire se obtiene para cada
mes, de acuerdo a la siguiente ecuación:
fv = δ (he – hi)
(3.10)
Donde:
δ, corresponde a la densidad del aire externo a las condiciones de humedad y
temperatura de diseño, en kg/m3;
he, corresponde a la entalpía del aire externo según temperatura y humedad
relativa de diseño en kcal/Kg;
hi, corresponde a la entalpía del aire al interior de la cámara de refrigeración
según las condiciones de humedad y temperatura deseadas, medidas en
kcal/kg.
Para el cálculo de la carga debido a los cambios de aire considerando la
temperatura mínima absoluta se utiliza la siguiente ecuación:
ΔT * c p *V * δ * n
Qa =
24
(3.11)

38. 26
Donde:
ΔT, corresponde a la diferencia de temperatura exterior e interior de la cámara
en ºC;
Cp, corresponde al calor específico del aire en kcal/kgºC;
V, corresponde al volumen de la cámara en m3 ;
n, corresponde al número de renovaciones de aire por día;
δ, corresponde a la densidad del aire externo a las condiciones de humedad y
temperatura de diseño, en kg/m3.
3.5.5 Análisis de las cargas térmicas calculadas:
La carga térmica total para la cual deben seleccionarse los equipos
corresponde al valor máximo mensual, producido durante el período de
almacenaje. A la carga térmica total de diseño se le adiciona un 10% como
factor de seguridad. (El porcentaje usado, como factor de seguridad, depende
de la fiabilidad de la información utilizada en el cálculo de la carga térmica, pero
como regla general se considera un 10%. DOSSAT, 1980)
Se analiza también la carga térmica para la temperatura de diseño
negativa (temperatura mínima absoluta mensual), con el objetivo de determinar
el riesgo de congelamiento del producto al interior de la cámara y la
consecuente necesidad de calefacción.
3.6 Elección de refrigerante
Se opta por la utilización de uno de los refrigerantes ecológicos (R-134a
y R-404A), debido a que los clorofluorocarbonados (CFC) e
hidrofluorocarbonados (HCFC) destruyen la capa de ozono y Chile dejará de
importarlos, como plazo máximo para esto se fijó el año 2020, de acuerdo a lo
establecido por la CONAMA, para asegurar el cumplimiento del protocolo de
Montreal.

39. 27
Sobre los refrigerantes R-134a y R-404A, se realiza un análisis
comparativo. Las propiedades de saturación de los refrigerantes se encuentran
especificadas en los Anexos Nº 8 y Nº 9.
3.6.1 Análisis comparativo de los refrigerantes R-134a y R-404A
Para la elección del refrigerante más adecuado para la instalación, se
determinan los parámetros de efecto refrigerante, volumen que debe remover el
compresor y el trabajo realizado por el mismo. Además, se determinó el COP,
mediante la utilización del software COOLPACK, para ambos ciclos de
refrigeración real.
3.6.1.1 Efecto refrigerante: Se llama efecto refrigerante a la cantidad de calor
que cada unidad de masa refrigerante absorbe del espacio refrigerado, que en
este caso, corresponde al calor latente de vaporización. La temperatura del
refrigerante debe reducirse a la temperatura de vaporización antes que el
líquido pueda vaporizarse en el evaporador. Por este motivo, al calor latente de
vaporización debe restársele el calor sensible para que el refrigerante líquido
pase de la temperatura de condensación a la de vaporización. Este enfriamiento
se obtiene de acuerdo a la siguiente ecuación:
hl ( enfr ) = hl ( cond ) − hl ( evap )
(3.12)
Donde:
hl (enfr), corresponde al calor sensible de enfriamiento del refrigerante, expresado
en kJ/kg,
hl (cond), corresponde a la entalpía del líquido a la temperatura de condensación,
expresado en kJ/kg;
hl (evap), corresponde a la entalpía del líquido a la temperatura de vaporización,
expresado en kJ/kg;
El efecto refrigerante real se obtiene restando el calor para enfriamiento
de refrigerante, , al calor latente de vaporización del gas respectivo, o sea:

40. 28
q e = h fg − hl (enfr )
(3.13)
Donde:
qe, corresponde al efecto refrigerante real, expresado en kJ/kg;
hfg, corresponde al calor de vaporización del fluido refrigerante a la temperatura
de vaporización, expresado en kJ/kg;
hl (enfr), corresponde al calor sensible de enfriamiento del refrigerante, expresado
en kJ/kg.
3.6.1.2 Flujo de masa refrigerante: La masa de refrigerante circulado
corresponde a la razón entre el flujo de calor que debe ser removido de la
cámara y el efecto refrigerante real, por lo que:
m = QT Qe
(3.14)
Donde:
m, corresponde al flujo de masa refrigerante, expresada en kg/h;
QT, corresponde a la carga térmica total que debe ser removida, medida en
kcal/h;
Qe, corresponde al efecto refrigerante medido en kcal/kg.
3.6.1.3 Flujo de volumen de refrigerante: El volumen de vapor circulado por
unidad de tiempo corresponde al producto entre el volumen específico del gas a
la temperatura del evaporador y la masa refrigerante circulada por unidad de
tiempo, o sea:
VR = v * m
(3.15)
Donde:
VR, corresponde al volumen total de vapor del fluido refrigerante circulado por
unidad de tiempo, expresado en m3/h;
v, corresponde al volumen específico del vapor a la temperatura de
vaporización, expresado en m3/kg;

41. 29
m, corresponde a la masa total de refrigerante circulado , expresado en kg/h y
calculado según la ecuación 3.14.
3.6.1.4 Cálculo del calor teórico de compresión: Corresponde al trabajo
efectuado sobre el vapor para incrementar su energía (entalpía) desde la
temperatura de vaporización a la temperatura a la cual será condensado:
qw = (hc − hv ) 4,18 68
(3.16)
Donde:
qw, corresponde al calor teórico de compresión, expresado en kcal/kg;
hv, corresponde a la entalpía del vapor a la temperatura de vaporización,
medida en kJ/kg
hc, corresponde a la entalpía del vapor a la temperatura de condensación,
medida en kJ/kg;
4,1868, corresponde al factor para transformar kJ/kg a kcal/kg.
3.7 Selección de la unidad condensadora
La selección de la unidad condensadora se realiza sobre la base de
tablas de rendimiento prediseñadas por el fabricante.
Simultáneamente a la elección de la unidad condensadora se realiza la
elección del refrigerante, dado que el rendimiento del equipo varía dependiendo
del refrigerante que se utilice.
3.7.1 Equipo anexo a la unidad condensadora
A la unidad condensadora se le incluyen sistemas de control y regulación
automática, para mejorar su funcionamiento y adaptarla a las condiciones
según las cuales trabajará.

42. 30
3.8 Selección de evaporadores
Para la selección de una unidad enfriadora se debe considerar los datos
de temperatura de evaporación, potencia requerida y requerimientos de
circulación de aire del producto.
La capacidad frigorífica requerida debe ser corregida según la siguiente
ecuación, para seleccionar correctamente un evaporador, debido a que el
fabricante presenta potencias estimadas para D.T. de 7ºC y 10ºC.
Potencia corregida = Potencia requerida * (ΔT1)
(ΔT2) * (fc)
(3.17)
Donde:
Potencia requerida, corresponde a la potencia nominal requerida en kcal/h;
ΔT1, corresponde a la diferencia de temperaturas de la columna utilizada por el
catálogo, expresada en ºC (Anexo Nº 18);
ΔT2, corresponde a la diferencia entre la temperatura a mantener en la cámara y
la temperatura de evaporación, expresada en ºC;
fc, factor de corrección obtenido en el diagrama del Anexo Nº 17. Que depende
de la temperatura al interior de la cámara y el intervalo entre deshielos.
Los evaporadores deben cumplir con los requerimientos de circulación de
aire del producto, que para el caso de las papas según el CANADA PLAN
SERVICE (2003), la tasa de circulación de aire es de 6 a 10 l/s. por tonelada.
3.9 Selección de válvulas de expansión: Para el control de flujo refrigerante
se opta por una válvula de expansión termostática, ampliamente usada en
diversos sistemas y aplicaciones de refrigeración. Esta válvula mantiene un
grado constante de sobrecalentamiento en el evaporador, lo que permite
mantenerlo lleno de refrigerante a variadas cargas de operación sin peligro de
llevar líquido al compresor.

43. 31
3.10 Dimensionamiento de las tuberías de fluido refrigerante
La elección del diámetro más indicado se realizó utilizando tablas
prediseñadas por el fabricante. Estas tablas definen los diámetros según la
capacidad refrigerante, expresada en kW, que circula por la línea y considera la
pérdida de carga por roce en la tubería.
La caída de presión para la línea de succión, expresada como caída de
temperatura en ºK, se calcula utilizando la siguiente ecuación, entregada por
SOLKANE (2004):
1,8
⎛L ⎞ ⎛Q ⎞
ΔTreal = 1º K * ⎜ real ⎟ * ⎜ real
⎜ ⎟
⎟
⎝ 25m ⎠ ⎝ Qtabla ⎠
(3.18)
Donde:
ΔTreal, corresponde al equivalente de caída de presión del refrigerante por
fricción, expresado como caída de temperatura del refrigerante, medido en ºK;
Lreal, corresponde al largo total de cada tramo de tubería expresado en metros,
e incluye el largo equivalente de los accesorios;
Qreal, corresponde a la potencia refrigerante que fluye en cada tramo de la
tubería, expresado en kW;
Qtabla, corresponde a la potencia refrigerante entregada por la tabla (Anexo Nº
20), expresada en kW.
Para obtener la cantidad de subenfriado necesario, en la línea de líquido,
se calcula la caída de presión en la tubería de líquido, esta caída de presión no
sólo se debe a las pérdidas por fricción, sino también a la presión estática del
refrigerante líquido, esta última se debe a la diferencia de altura entre el
estanque acumulador de líquido y la válvula de expansión.
La caída de presión por roce se calcula con la ecuación siguiente:

44. 32
ΔPtabla * Lreal
ΔProce =
Ltabla
(3.19)
Donde:
ΔProce, corresponde a la caída de presión por roce en la tubería, en Pa;
ΔPtabla, corresponde a la caída de presión para la cual fue confeccionada la tabla
del anexo Nº 20 (875 Pa);
Lreal, corresponde al largo total de la tubería de líquido, expresado en m;
Ltabla, corresponde al largo en el cual está basada la pérdida de carga de la tabla
(1 m).
La presión estática se calcula con la siguiente ecuación:
ρ *h* g
ΔPestática =
g0
(3.20)
Donde:
ΔPestática, corresponde a la presión estática del refrigerante, expresada en kg/m2;
ρ, corresponde a la densidad del refrigerante a la temperatura de condensación,
expresada en kg/m3;
h, corresponde a la altura estimada a la que debe ser elevado el refrigerante, es
equivalente a la diferencia de altura entre el tanque de líquido y la válvula de
expansión, expresada en m;
g, aceleración de gravedad, 9,806 m/s2;
g0, factor de conversión de aceleración gravitacional (9,806 kgmm/kgfs2).
3.11 Automatismo del sistema
Para que el sistema funcione con la mínima intervención humana, se
requieren implementos de automatización, entre los que se tienen la válvula
solenoide, un termostato y una válvula reguladora de presión.

45. 33
La temperatura del espacio refrigerado se controla mediante un
termostato. El termostato actúa para abrir o cerrar la válvula solenoide
(instalada en la tubería de líquido). Cuando la temperatura del espacio
refrigerado disminuye el termostato interrumpe el circuito solenoide con lo que
cesa el flujo de líquido refrigerante hacia el evaporador. Como el compresor
sigue funcionando se produce la evacuación del refrigerante desde el punto
donde el flujo es interrumpido por la válvula solenoide, lo que causa una
disminución de presión hasta que el control de baja presión interrumpe el
funcionamiento del compresor. Cuando la temperatura del espacio refrigerado
aumenta el termostato cierra el circuito solenoide, abriendo la tubería de líquido,
y permitiendo así la entrada de refrigerante al evaporador. Al elevarse la
presión, el control de baja presión cierra el circuito del compresor haciéndolo
funcionar.
3.12 Aparatos anexos al circuito
Para un funcionamiento eficiente de la instalación diseñada, se necesitan
algunos aparatos anexos al circuito, como lo son: filtro deshidratador, visor de
líquido con indicador de humedad y válvulas de paso para aislar la salida de los
evaporadores.
3.13 Esquema fluídico
La simbología utilizada en el esquema fluídico corresponde a la
entregada por RAPIN y JACQUARD (1999). Dichos autores se basan en
simbología normalizada por ASHRAE en lo referente a símbolos de aparatos y
dispositivos frigoríficos; y en la norma francesa E 04051 para grifería.
3.14 Estudio financiero
3.14.1 Inversión: La inversión requerida para este proyecto incluye la
edificación y la maquinaria frigorífica.

46. 34
Los costos de maquinaria frigorífica y materiales de construcción
corresponden a cotizaciones realizadas a empresas de la región Metropolitana
y de la ciudad de Coyhaique, las cuales fueron realizadas en el mes de Octubre
de 2004. A las cotizaciones realizadas en la región Metropolitana se les
adicionó el gasto debido al transporte a la ciudad de Coyhaique.
3.14.2 Cálculo de la depreciación: La edificación y la maquinaria frigorífica
tienen una vida útil que está estimada por el SII.
3.14.3 Ingresos: Los ingresos se estiman, de acuerdo al precio de venta del
producto, a pesar de que dependen de la oferta y demanda existente en cada
temporada.
3.14.4 Egresos: Los egresos se deben a los costos de producción, gastos
indirectos y costos indirectos. Los costos de producción están estimados, de
acuerdo a información entregada por INIA Tamel Aike, los gastos indirectos se
deben al consumo de energía eléctrica de los equipos de refrigeración y los
costos indirectos se deben a la mantención de la instalación (personal externo).
Los gastos por consumo de energía eléctrica se calcularon según el uso
horario anual derivado exclusivamente del ciclo de funcionamiento del
compresor.
Los equipos en funcionamiento con consumo de energía relevante,
corresponden a los motores eléctricos del compresor, y ventiladores del
condensador y evaporadores. Su uso horario se calculó según la carga térmica
horaria máxima mensual que debe ser removida de la cámara.
Se considera el gasto por consumo de energía según tarifa AT2. donde
se considera un costo por energía consumida, un cargo fijo y un costo por

47. 35
potencia contratada. El costo por potencia contratada se calculó según un
transformador de 15kW.
3.15 Evaluación económica y financiera
La última etapa del análisis de viabilidad de un proyecto es el estudio
financiero. Los objetivos de esta etapa son ordenar y sistematizar la información
de carácter monetario proporcionada en los puntos anteriores, elaborar los
cuadros analíticos y datos adicionales para la evaluación del proyecto y evaluar
los antecedentes para determinar su rentabilidad.
3.15.1 Capital de trabajo: El capital de trabajo necesario se estima en el gasto
debido al consumo de energía eléctrica para poder operar la cámara durante los
primeros 4 meses, ya que en éstos no se registran ventas, ya que el producto
comienza a venderse en Julio.
3.15.2 Flujo de caja: El horizonte de evaluación será de 10 años.
La construcción del flujo de caja se basa en una estructura general que
considera (SAPAG, 2000):
CUADRO Nº 2: Estructura del flujo de caja.
+ Ingresos afectos a impuestos
- Egresos afectos a impuestos
- Gastos no desembolsables
= Utilidad antes de impuesto
- Impuesto
= Utilidad después de impuesto
+ Ajustes por gastos no desembolsables
- Egresos no afectos a impuestos
+ Beneficios no afectos a impuestos
= Flujo de caja
Los gastos no desembolsables son aquellos que para fines de tributación
son deducibles, pero que no ocasionan salidas de caja, como la depreciación.

48. 36
Al no ser salidas de caja se restan primero para aprovechar su descuento
tributario y se suman en el ítem ajustes por gastos no desembolsables, de esta
forma, se incluye sólo su efecto tributario.
Los egresos no afectos a impuestos son las inversiones.
En la inversión inicial y en el capital de trabajo, debido al gasto de
energía eléctrica para los primeros 4 meses de operación de la cámara ,se
consideró el IVA, debido a que la cantidad pagada debido al IVA es alta y esto
afecta al costo del capital inmovilizado hasta que ese impuesto es recuperado.
También se consideró como capital de trabajo el 30% de los costos en
maquinaria frigorífica debido a que pudiera necesitarse renovar algún equipo o
accesorio.
Se consideró una tasa de descuento del 20%, ya que la inversión es de
un monto considerable, además de que la cámara se diseñó para almacenar un
producto agrícola, y la producción depende en gran medida de las condiciones
climáticas, que son variables. También se puede decir que si el proyecto se
financiara con un préstamo, la tasa de interés bancaria fluctuaría entre un 14 y
un 16% anual, por lo tanto al proyecto se le puede pedir que rente un 20%.
3.15.3 Análisis de sensibilidad:Se realizará un análisis de sensibilidad, la
variable con la que se trabajará es el ingreso, debido a que el precio de venta
del producto puede variar dependiendo de la oferta y la demanda. Este análisis
permite medir cuán sensible es la evaluación realizada a variaciones en los
parámetros decisorios.

49. 37
4. PRESENTACIÓN Y DISCUSIÓN DE RESULTADOS
4.1 Condiciones de diseño
El siguiente cuadro muestra las condiciones ambientales exteriores de
diseño para los meses de funcionamiento de la cámara.
CUADRO Nº 3: Condiciones atmosféricas de diseño.
Temperatura Temperatura
Temperatura
máxima mínima Humedad
Mes del suelo a
media absoluta relativa (%)
10 cm (ºC)
mensual (ºC) mensual (ºC)
Marzo 14,4 -1,2 8,2 74,6
Abril 12,3 -2,2 6 76,8
Mayo 8,3 -2,5 3,2 83,1
Junio 5,2 -13,1 0,4 86,5
Julio 6,1 -4,9 0,1 84,4
Agosto 7,5 -4,3 1 80,9
Septiembre 10,1 -2,8 2,5 72,4
Octubre 12,4 -1,4 5,1 71,2
Noviembre 13,2 0 7,1 71
Diciembre 15,1 1 8,8 68,7
Promedio 10,5 -3,14 4,24 76,96
La temperatura de ingreso de las papas corresponde a la temperatura del
suelo a 10 cm de profundidad durante el período de cosecha realizada entre
marzo y abril.
Las condiciones requeridas por las papas para su mejor conservación
son: Según MONTALDO (1984), una temperatura de 4 a 7ºC y una humedad
relativa de 85 a 90%, además de que deben conservarse en una cámara oscura
para que no se reverdezcan.

50. 38
4.2 Descripción de la situación del mercado
La cámara se dimensiona para almacenar la producción de un predio en
particular, que produce 8.000 sacos de papas, de acuerdo a los datos
entregados por el INIA, descritos en el punto 3.2, vemos que es posible vender
esta cantidad dentro de la misma región.
4.3 Dimensionamiento de la cámara
La cámara de frío que se diseñará está pensada para la producción de
un predio, por lo tanto el volumen que se desea almacenar corresponde a la
cantidad de 8.000 sacos de papas de 80 kg cada uno. Un saco de papas de
80 kg ocupa un volumen de aproximadamente 0,17 m3, lo que significa que los
8.000 sacos ocupan un volumen de 1.362,24 m3.
Para el diseño de la cámara se considera una altura de apilamiento de
4 m, espacio entre la pila y el techo de 1m, espacio entre la pila y el piso de
0,15 m, un espacio entre las paredes y la pila de 0,6 m y dos pasillos interiores
a lo largo y ancho de la pila de 0,6 m para permitir el acceso de personal a
inspeccionar. Además, se considera un pasillo para permitir la entrada de
maquinaria.
CUADRO Nº 4: Detalle de las medidas y condiciones para el
dimensionamiento.
Condiciones de diseño Distancia (m)
Altura de almacenaje 4,0
Largo de almacenaje 20,8
Ancho de almacenaje 18,6
Espacio entre la pila y el techo 1,0
Espacio entre la pila y el piso 0,15
Espacio entre la pila y las paredes 0,6
Ancho separación entre pila a lo largo 0,6
Ancho separación entre pila a lo ancho 0,6
Largo pasillo entrada 6,0
Ancho pasillo entrada 4,0

51. 39
CUADRO Nº 5: Dimensiones interiores de la cámara.
Dimensiones
Altura (m) 5,15
Ancho (m) 19,8
Largo (m) 22,0
2
Área del piso y techo (m ) 435,6
2
Área paredes ancho (m ) 101,97
2
Área paredes largo (m ) 113,3
3
Volumen interior (m ) 2243,34
La figura Nº 2 muestra una vista superior de la cámara, en la que se
aprecia la distribución del producto al interior de ella.
FIGURA Nº 2: Vista de la distribución del producto al interior de la cámara.

52. 40
4.4 Especificaciones constructivas
A continuación se detallan los materiales a ser usados en la cámara de
frío por paredes, puerta, techo y piso.
4.4.1 Paredes y techo: Para la construcción de las paredes y el techo se
utilizarán los paneles Rudnev RSP, de 100 mm de espesor, recomendados por
el fabricante para temperaturas interiores de 0 a 5ºC. Se elige un panel de tipo
autosoportante, con sistema machihembrado de unión lateral, constituido por un
núcleo de poliestireno expandido de 100 mm de espesor, recubierto por ambas
caras con una lámina de acero galvanizado y prepintado de 0,5 mm de espesor.
La barrera de vapor está constituida por la lámina de acero exterior.
Los paneles de poliestireno expandido denominados Rudnev RSP se
caracterizan por su sistema machihembrado de unión lateral (figura Nº 3), sin
perfil H de aluminio, otorgando mejor presentación e higiene, por su superficie
lisa y homogénea, así como mayor facilidad de instalación y menor costo.
FIGURA Nº 3: Detalle de unión machihembrada entre paneles.

53. 41
4.4.2 Piso: El piso estará constituido en su parte inferior por una capa de
polietileno de 0,4 mm de espesor como sello de vapor, sobre esta capa se
colocará un radier de 200 mm de espesor, luego un núcleo de poliestireno
expandido de densidad 20 kg/m3 y espesor de 50 mm, más una losa de
hormigón de 100 mm de espesor (figura Nº 4).
Las especificaciones técnicas dadas por AISLAPOL (2003), señalan que
la resistencia a la compresión del poliestireno expandido de densidad 20 kg/m3
es de 0,4 kg/cm2. La presión ejercida por el producto es de 1.865 kg/m2
aproximadamente. La presión ejercida por el hormigón de 100 mm es de
52 kg/m2. La presión total ejercida por el producto y el piso de hormigón es de
1.917 kg/m2 ó 0,19 kg/cm2, por lo cual la resistencia a la compresión del aislante
es dos veces mayor a la carga ejercida sobre éste.
FIGURA Nº 4: Detalle de la composición del piso.
4.4.3 Puerta: Se elige una puerta de apertura manual, de 2,53 m de ancho y
3,5 m de alto. Consta de aislamiento de poliestireno expandido de 100 mm de
espesor, recubierto por láminas de acero galvanizado prepintado de 0,5 mm de
espesor.

54. 42
4.5 Cargas térmicas de la cámara de frío
El cálculo de las cargas térmicas está realizado mensualmente para el
período de almacenamiento del producto al interior de la cámara de frío, de
manera de conocer tanto los requerimientos máximos de energía como la
variación del gasto mensual para la correcta elección de la maquinaria
frigorífica.
4.5.1 Cálculo de carga por superficies:
Para el cálculo de la carga por superficies considerando la temperatura
máxima media mensual se consideró el efecto de la radiación solar y, por lo
tanto se corrigieron las diferencias de temperatura para cada mes, según la
ecuación 3.4.
CUADRO Nº 6a: Área, coeficiente de trasmisión de calor y diferencia
equivalente de temperatura de la cámara para cada mes,
según el tipo de superficie.
U ΔTe mar. ΔTe abr. ΔTe may. ΔTe jun. ΔTe jul.
Area (m2)
(kcal/hm2ºC) (ºC) (ºC) (ºC) (ºC) (ºC)
pared norte 0,30093 101,97 24,1 22,5 18,0 15,0 15,4
pared sur 0,30093 93,115 20,7 20,1 16,2 13,4 13,6
pared este 0,30093 113,3 19,3 18,7 15,3 12,8 12,7
pared oeste 0,30093 113,3 21,4 20,4 16,5 13,8 13,9
techo 0,30093 435,6 20,1 19,9 16,2 13,6 13,6
puerta sur 0,30093 8,855 20,7 20,1 16,2 13,4 13,6
piso 0,59446 435,6 4,2 2,0 -0,8 -3,6 -3,9

55. 43
CUADRO Nº 6b: Área, coeficiente de trasmisión de calor y diferencia
equivalente de temperatura de la cámara para cada mes,
según el tipo de superficie.
U ΔTe ago. ΔTe sept. ΔTe oct. ΔTe nov. ΔTe dic.
Area (m2)
(kcal/hm2ºC) (ºC) (ºC) (ºC) (ºC) (ºC)
pared norte 0,30093 101,97 17,0 19,1 21,5 23,0 23,5
pared sur 0,30093 93,115 14,6 15,7 17,0 17,0 16,7
pared este 0,30093 113,3 13,2 14,3 16,1 17,5 18,0
pared oeste 0,30093 113,3 14,9 16,4 18,5 19,9 20,4
techo 0,30093 435,6 14,4 18,5 16,8 17,8 18,1
puerta sur 0,30093 8,855 14,6 16,8 17,0 17,0 16,7
piso 0,59446 435,6 -3,0 -1,5 1,1 3,1 4,8
De acuerdo a la diferencia equivalente de temperatura obtenida
anteriormente, a las dimensiones de la cámara y al coeficiente de transferencia
de calor de los materiales, se obtuvo la carga térmica total de las superficies de
la cámara para cada mes, utilizando la ecuación 3.1. estos resultados se
detallan en el cuadro Nº 7a y 7b.
CUADRO Nº 7a: Flujo de calor por las superficies para cada mes
considerando la diferencia equivalente de temperatura.
Q mar. Q abr. Q may. Q jun. Q jul.
Tipo de superficie
(kcal/h) (kcal/h) (kcal/h) (kcal/h) (kcal/h)
pared norte 739,53 690,43 552,34 460,29 472,56
pared sur 580,04 563,22 453,94 375,48 381,09
pared este 658,04 637,58 521,66 436,42 433,01
pared oeste 729,64 695,55 562,57 470,52 473,93
techo 2634,81 2608,59 2123,58 1782,76 1782,76
puerta sur 55,16 53,56 43,17 35,71 36,24
piso 1087,58 517,89 -207,16 -932,21 -1009,89
Qs total por mes 6484,79 5766,83 4050,11 2628,96 2569,69

56. 44
CUADRO Nº 7b: Flujo de calor por las superficies para cada mes
considerando la diferencia equivalente de temperatura.
Q ago. Q sep. Q oct. Q nov. Q dic.
Tipo de superficie
(kcal/h) (kcal/h) (kcal/h) (kcal/h) (kcal/h)
pared norte 521,66 586,10 659,75 705,77 721,12
pared sur 409,11 439,93 476,36 476,36 467,95
pared este 450,06 487,56 548,94 596,67 613,72
pared oeste 508,02 559,16 630,76 678,50 695,55
techo 1887,63 2425,07 2202,23 2333,31 2372,64
puerta sur 38,91 44,77 45,30 45,30 44,50
piso -776,84 -388,42 284,84 802,74 1242,94
Qs total por mes 3038,54 4154,18 4848,18 5638,65 6158,42
Cálculo de carga por superficies considerando la temperatura mínima
absoluta de cada mes. Para este cálculo se consideró la diferencia de
temperatura interior y exterior de la cámara, la que se detalla en el siguiente
cuadro.
CUADRO Nº 8a: Área, coeficiente de trasmisión de calor y diferencia de
temperatura de la cámara para cada mes, según el tipo
de superficie.
U ΔT mar. ΔT abr. ΔT may. ΔT jun. ΔT jul.
Area (m2)
(kcal/hm2ºC) (ºC) (ºC) (ºC) (ºC) (ºC)
pared norte 0,30093 101,97 -5,2 -6,2 -6,5 -17,1 -8,9
pared sur 0,30093 93,115 -5,2 -6,2 -6,5 -17,1 -8,9
pared este 0,30093 113,3 -5,2 -6,2 -6,5 -17,1 -8,9
pared oeste 0,30093 113,3 -5,2 -6,2 -6,5 -17,1 -8,9
techo 0,30093 435,6 -5,2 -6,2 -6,5 -17,1 -8,9
puerta 0,30093 8,855 -5,2 -6,2 -6,5 -17,1 -8,9
piso 0,59446 435,6 4,2 2 -0,8 -3,6 -3,9

57. 45
CUADRO Nº 8b: Área, coeficiente de trasmisión de calor y diferencia de
temperatura de la cámara para cada mes, según el tipo
de superficie.
U ΔT ago. ΔT sept. ΔT oct. ΔT nov. ΔT dic.
Area (m2)
(kcal/hm2ºC) (ºC) (ºC) (ºC) (ºC) (ºC)
pared norte 0,30093 101,97 -8,3 -6,8 -5,4 -4 -3
pared sur 0,30093 93,115 -8,3 -6,8 -5,4 -4 -3
pared este 0,30093 113,3 -8,3 -6,8 -5,4 -4 -3
pared oeste 0,30093 113,3 -8,3 -6,8 -5,4 -4 -3
techo 0,30093 435,6 -8,3 -6,8 -5,4 -4 -3
puerta 0,30093 8,855 -8,3 -6,8 -5,4 -4 -3
piso 0,59446 435,6 -3 -1,5 1,1 3,1 4,8
Para el cálculo de la carga térmica en paredes, techo y piso
considerando la temperatura mínima absoluta se trabajó con la ecuación 3.1.
CUADRO Nº 9a: Flujo de calor por las superficies para cada mes.
Q mar. Q abr. Q may. Q jun. Q jul.
Tipo de superficie
(kcal/h) (kcal/h) (kcal/h) (kcal/h) (kcal/h)
pared norte -159,57 -190,25 -199,46 -524,73 -273,10
pared sur -145,71 -173,73 -182,14 -479,16 -249,39
pared este -177,30 -211,39 -221,62 -583,03 -303,45
pared oeste -177,30 -211,39 -221,62 -583,03 -303,45
techo -681,64 -812,73 -852,05 -2241,56 -1166,66
puerta sur -13,86 -16,52 -17,32 -45,57 -23,72
piso 1087,58 517,89 -207,16 -932,21 -1009,89
Qs total por mes -267,79 -1098,12 -1901,37 -5389,28 -3329,66

58. 46
CUADRO Nº 9b: Flujo de calor por las superficies para cada mes.
Q ago. Q sep. Q oct. Q nov. Q dic.
Tipo de superficie
(kcal/h) (kcal/h) (kcal/h) (kcal/h) (kcal/h)
pared norte -254,69 -208,66 -165,70 -122,74 -92,06
pared sur -232,58 -190,54 -151,31 -112,08 -84,06
pared este -282,99 -231,85 -184,11 -136,38 -102,29
pared oeste -282,99 -231,85 -184,11 -136,38 -102,29
techo -1088,01 -891,38 -707,86 -524,34 -393,26
puerta sur -22,12 -18,12 -14,39 -10,66 -7,99
piso -776,84 -388,42 284,84 802,74 1242,94
Qs total por mes -2940,21 -2160,82 -1122,66 -239,86 461,00
4.5.2 Cálculo de carga del producto:
La carga dependerá de la frecuencia de entrada del producto a la
cámara. Las papas se cosechan entre fines de marzo y principios de abril.
La carga diaria a ser enfriada, expresada en kg, fue calculada según la
ecuación 3.5. El número de sacos que ingresa a la cámara por día se calculó
utilizando la ecuación 3.6.
CUADRO Nº 10: Cantidades diarias que deben ser enfriadas.
Total cosechado Duración de la Carga diaria de
Producto N° sacos
(kg) cosecha (días) enfriamiento (kg)
Papas 640.000 30 21.334 267
El resumen de los cálculos efectuados de la ecuación 3.7 se indica en el
siguiente cuadro.