El proyecto a presentar tiene como objetivo el diseño de un sistema fotovoltaico. Para satisfacer en gran medida las necesidades eléctricas para alimentar un sistema de frío de una habitación dedicada a la conservación y almacenamiento de productos que necesiten refrigeración para su conservación. El proyecto propone una buena alternativa energética a los medios tradicionales de producción de energía eléctrica aprovechando la energía solar, respetando el medio ambiente y contribuyendo con el ahorro económico en el consumo eléctrico. Tendremos que conocer el consumo eléctrico necesario, por lo cual se calculará el número y tipo de máquina que se tendrá que instalar, conociendo la potencia eléctrica necesaria que deberá suministrar nuestro equipo fotovoltaico. Seleccionaremos el refrigerante, se realizará la elección de la instalación fotovoltaica y de las maquinarias, así como planos de la instalación y el presupuesto del proyecto.

1. ACADEMIA DE LOGÍSTICA
DEL EJÉRCITO DE TIERRA DE
CALATAYUD
TÉCNICO SUPERIOR
INSTALACIONES TÉRMICAS Y FLUIDOS
Trabajo de Fin de Ciclo
PROYECTO DE HABITACIÓN DE FRÍO MEDIANTE
SISTEMA FOTOVOLTAICO
Autor: S.A Álvaro Fernández Cabrera
Tutor: Javier Del Pico

2. 1
1 RESUMEN ....................................................................................................................6
1.1 ABSTRACT...........................................................................................................6
2 GENERALIDADES ......................................................................................................7
2.1 OBJETO Y JUSTIFICACIÓN DEL PROYECTO ...............................................7
2.2 PETICIONARIO....................................................................................................7
2.3 AUTOR DEL PROYECTO...................................................................................7
2.4 SITUACIÓN Y EMPLAZAMIENTO...................................................................7
2.5 NORMATIVA DE OBLIGADO CUMPLIMIENTO ...........................................8
3 CONDICIONES DE FUNCIONAMIENTO.................................................................9
3.1 CONDICIONES EXTERIORES...........................................................................9
4 CAMARA FRIGORÍFICA............................................................................................9
4.1 DIMENSIÓN DE LA CÁMARA..........................................................................9
4.2 SUPERFÍCIE DE LA CÁMARA..........................................................................9
4.3 VOLÚMEN DE LA CÁMARA ..........................................................................10
4.4 AISLAMIENTO ..................................................................................................10
4.5 PANELES SÁNDWICH (KIDE) ........................................................................10
4.6 CALCULO DE ESPESOR DE AISLAMIENTO................................................10
4.7 TECHO ................................................................................................................13
4.8 PARED ................................................................................................................13
4.9 PUERTAS............................................................................................................14
4.10 SUELO.................................................................................................................15
4.11 ESPESORES DE AISLAMIENTO.....................................................................15
5 CÁLCULO DE MAQUINARIA FRIGORÍFICA.......................................................16
6 CARGAS TÉRMICAS................................................................................................16
6.1 CARGAS TERMICAS POR TRANSMISION A TRAVES DE PAREDES,
TECHOS Y SUELOS......................................................................................................16
6.2 CARGA TÉRMICA RENOVACIÓN DE AIRE EN INTERIOR DE CÁMARA
17
6.3 CALOR APORTADO POR MOTORES. ...........................................................19
6.4 CALOR APORTADO POR PERSONAS...........................................................19
6.5 CARGAS TÉRMICAS PRODUCIDAS POR ILUMINACIÓN.........................20
6.6 CARGAS TÉRMICAS PRODUCIDAS POR VENTILADORES .....................21
6.7 NECESIDADES TÉRMICAS TOTALES ..........................................................21
7 REFRIGERANTE........................................................................................................22

3. 2
7.1 SELECCIÓN DEL REFRIGERANTE:...............................................................25
7.2 SOLUCION A LA ELECCIÓN DEL REFRIGERANTE A UTILIZAR EN
NUESTRA INSTALACIÓN ...........................................................................................29
8 CICLO FRIGORÍFICO ...............................................................................................30
8.1 DISEÑO DE TEMPERATURAS DEL EVAPORADOR Y CONDENSADOR30
8.2 TRAZADO DE CICLO DE REFRIGERACIÓN................................................32
8.3 CAUDALES MÁSICOS .....................................................................................34
8.4 POTENCIA DE COMPRESIÓN.........................................................................34
8.5 COEFICIENTE DE EFICIENCIA ENERGÉTICA............................................34
8.6 SELECCIÓN DEL COMPRESOR .....................................................................34
8.7 DATOS DEL COMPRESOR ..............................................................................38
8.8 EVAPORADORES .............................................................................................38
8.8.1 CLASIFICACIÓN DE EVAPORADORES SEGÚN MÉTODO DE
ALIMENTACIÓN LÍQUIDO .....................................................................................39
8.8.2 CLASIFICACION DE EVAPORADORES SEGÚN CONSTRUCCIÓN .40
8.8.3 CLASIFICACION DE EVAPORADORES SEGÚN SU ENFRIAMIENTO
41
8.8.4 CLASIFICACION SEGÚN EL SISTEMA DE DESCARCHE..................41
8.9 CÁLCULO DEL EVAPORADOR......................................................................43
8.10 SELECCIÓN DEL EVAPORADOR ..................................................................44
8.11 CONDENSADORES...........................................................................................44
8.12 SELECCIÓN DEL CONDENSADOR................................................................47
9 CÁLCULO DE LA INCLINACIÓN ÓPTIMA DE LOS PANELES
FOTOVOLTAICOS ............................................................................................................47
9.1 FACTORES QUE AFECTAN AL RENDIMIENTO DE LA INSTALACIÓN.47
9.2 PÉRDIDAS POR INCLINACIÓN Y ORIENTACIÓN......................................47
9.3 PÉRDIDAS POR SOMBRA. ..............................................................................48
9.4 PANEL FOTOVOLTAICO.................................................................................48
9.5 SELECCIÓN DEL PANEL FOTOVOLTAICO.................................................48
CARACTERÍSTICAS DE LOS PANELES SELECCIONADOS ....................48
9.7 DISTANCIA ENTRE FILAS DE PANELES Y NÚMERO DE FILAS DE
PANELES A INSTALAR ...............................................................................................49
9.8 NÚMERO DE PANELES FOTOVOLTAICOS NECESARIOS .......................50
9.9 BATERÍA ............................................................................................................50
9.10 BATERÍA SELECCIONADA.............................................................................50

4. 3
9.11 NÚMERO DE BATERÍAS A INSTALAR.........................................................50
ANEXO I CÁLCULOS JUSTIFICATIVOS………………...……….…………………..51
1 TEMPERATURAS EXTERIORES………………………………………………...….51
2 CÁLCULO DE ESPESOR DE AISLAMIENTO………………...……………………52
2.1 TECHO……………………………………………………………………………..54
2.2 PARED……………………………………………………………………….…….56
3 TEMPERATURA DE EVAPORADOR Y CONDENSADOR………………………..59
4 CARGA TÉRMICA RENOVACIÓN DE AIRE EN INTERIOR DE CÁMARA……..61
5 ESTIMACIÓN DEL CONSUMO ELÉCTRICO DE LA CÁMARA……………….…62
6 RADIACIÓN DISPONIBLE…………………………………………………………...63
6.1 CÁLCULO DE LA INCLINACIÓN ÓPTIMA DE LOS PANELES…………...…63
6.2 PÉRDIDAS POR SOMBRAS………………………………………………..…….63
6.3 DISTANCIAS ENTRE FILAS DE PANELES…………………………...………..65
6.4 NÚMERO DE PANELES FOTOVOLTAICOS NECESARIOS…………………..66
ANEXO II MATERIALES…………………………………….………………...…….….67
1 PRESUPUESTO………………………………………………....……………………...84
1.1 PRECIOS UNITARIOS………………………………....……………....………….85
1.2 PRESUPUESTO TOTAL POR MEDICIÓN……………………………...……….86
PLANOS…………………………………………………………………………………..87
PLANO DE ALZADO Y COTA…………………………………………..…………..87
PLANO DE AISLAMIENTO DE LAS PAREDES…………………………………...88
PLANO DE VISTA ISOMÉTRICA……………………………………………...……89
PLANO DE PLACAS SOLARES………………………….………………………….90

5. 4
Ilustración 1: Plano de Calatayud ..........................................................................................8
Ilustración 2: Esquema suelo ...............................................................................................15
Ilustración 3: Esquema frigorífico .......................................................................................30
Ilustración 4: Gráfico p-h.....................................................................................................33
Ilustración 5: Características de la placa solar.....................................................................49
Ilustración 6: Cerramientos de flujo de calor.......................................................................54
Ilustración 7: Posición de la partición interior y sentido de flujo de calor ..........................54
Ilustración 8: Composiciones de cubierta............................................................................56
Ilustración 9: Gráfica aire forzado.......................................................................................61
Ilustración 10: Diagrama de aire húmedo............................................................................63
Ilustración 11: Calculadora de horas solares pico................................................................64
Ilustración 12: Calculadora de horas solares pico bis..........................................................65
Ilustración 13: Plano Calatayud pérdidas por sombras........................................................65
Ilustración 14: Distancia entre paneles ................................................................................66

6. 5
Tabla 1: Temperaturas ...........................................................................................................9
Tabla 2: Dimensión de la cámara...........................................................................................9
Tabla 3: Cerramiento de la nave..........................................................................................14
Tabla 4: Cerramiento de la cámara......................................................................................14
Tabla 5: Temperatura con factor de orientación..................................................................15
Tabla 6: Calor a través de las paredes..................................................................................17
Tabla 7: Renovaciones de aire.............................................................................................19
Tabla 8: Calor de los motores..............................................................................................19
Tabla 9: Calor de las personas .............................................................................................20
Tabla 10: Calor por la iluminaria.........................................................................................21
Tabla 11: Calor por los ventiladores....................................................................................21
Tabla 12: Cargas térmicas totales ........................................................................................22
Tabla 13: Salto térmico DT..................................................................................................32
Tabla 14: p-h........................................................................................................................33
Tabla 15: Caudal másico......................................................................................................34
Tabla 16: At evaporador ......................................................................................................44
Tabla 17: Q evaporador .......................................................................................................44
Tabla 18: Resistencias térmicas de los cerramientos...........................................................59
Tabla 19: Consumo eléctrico ...............................................................................................64
Tabla 20: Consumo eléctrico total.......................................................................................64
Tabla 21: Precios unitarios...................................................................................................84
Tabla 22: Presupuesto total por medición............................................................................85

7. 6
1 RESUMEN
El proyecto a presentar tiene como objetivo el diseño de un sistema fotovoltaico. Para
satisfacer en gran medida las necesidades eléctricas para alimentar un sistema de frío de una
habitación dedicada a la conservación y almacenamiento de productos que necesiten
refrigeración para su conservación.
El proyecto propone una buena alternativa energética a los medios tradicionales de
producción de energía eléctrica aprovechando la energía solar, respetando el medio ambiente
y contribuyendo con el ahorro económico en el consumo eléctrico.
Tendremos que conocer el consumo eléctrico necesario, por lo cual se calculará el
número y tipo de máquina que se tendrá que instalar, conociendo la potencia eléctrica
necesaria que deberá suministrar nuestro equipo fotovoltaico. Seleccionaremos el
refrigerante, se realizará la elección de la instalación fotovoltaica y de las maquinarias, así
como planos de la instalación y el presupuesto del proyecto.
1.1 ABSTRACT
The project to be presented has the objective of designing a photovoltaic system.
To largely satisfy the electrical needs to feed a room cold system dedicated to the
conservation and storage of products that need refrigeration for its conservation.
The project proposes a good alternative energy to the traditional means of
production of electric energy taking advantage of the solar energy, respecting the
environment and contributing with the economic saving in the electrical consumption.
We will have to know the necessary electrical consumption, so we will calculate
the number and type of machine that will have to be installed, knowing the necessary
electrical power to be supplied by our photovoltaic equipment. We will select the
refrigerant, the choice of the photovoltaic installation and the machinery, as well as the
installation plans and the budget of the project will be made.

8. 7
2 GENERALIDADES
2.1 OBJETO Y JUSTIFICACIÓN DEL PROYECTO
El proyecto consiste en el cálculo y dimensionado de una propuesta de frío de una
habitación mediante un sistema fotovoltaico. Se diseñará y calculará el espesor del aislante
de la habitación de frío, así como la elección de la maquinaria a emplear y esa necesidad
eléctrica se subsanará diseñando una instalación fotovoltaica para cumplir las necesidades
eléctricas que pueda general la habitación.
2.2 PETICIONARIO
El peticionario del proyecto es la Academia de logística de Calatayud.
2.3 AUTOR DEL PROYECTO
El proyecto ha sido elaborado por el Sargento Alumno Álvaro Fernández Cabrera
2.4 SITUACIÓN Y EMPLAZAMIENTO
En la provincia de Zaragoza, a una altitud de 536 m, situado a orillas del río Jalón,
se encuentra Calatayud, de 154,24 km2
y con una población de 20191 habitantes
La ciudad está situada a una latitud de 41º38”, debido a su localización en el valle
del Jalón, y su proximidad a la depresión del valle del Ebro, el clima de Calatayud es
mediterráneo continentalizado, por lo que los inviernos son fríos y los veranos muy
calurosos, llegando como media de mínima en enero de 0º y como máxima de media en
agosto de 30º, el emplazamiento del proyecto será en la Academia de logística de Calatayud.

9. 8
Ilustración 1: Plano de Calatayud
2.5 NORMATIVA DE OBLIGADO CUMPLIMIENTO
Se tendrá que cumplir con las siguientes normativas para la realización del proyecto.
- REAL DECRETO 314/2006, de 17 de marzo de 2006. Código Técnico de la
Edificación.
- REAL DECRETO 1027/2007, de 20 de julio de 2007. RITE Reglamento de
Instalaciones Térmicas en los Edificios.
- REAL DECRETO 842/2002 de 2 de agosto de 2002 Reglamento electrotécnico para
baja Tensión.
- REAL DECRETO. 168/1985 por el que se aprueba la Reglamentación Técnico-
Sanitaria sobre Condiciones Generales de Almacenamiento Frigorífico de Alimentos
y Productos Alimentarios.
- Norma UNE 100001:2001 Climatización. Condiciones climáticas para proyectos.
- Norma UNE 100014:2004 Climatización. Bases para el proyecto.
- Norma UNE-EN 12464-1:2012 Iluminación.
- Instrucción IF-11, del Reglamento de Seguridad de Instalaciones Frigoríficas.

10. 9
3 CONDICIONES DE FUNCIONAMIENTO
La instalación objeto de este proyecto está formada por una cámara frigorífica, le
asignaremos unas condiciones de trabajo para poder llegar a una temperatura interior de
5 ºC y una humedad relativa del 90%.
3.1 CONDICIONES EXTERIORES
Para determinar la temperatura exterior, tomamos la temperatura exterior y la
humedad relativa de proyecto según la norma UNE-100001:2001. En nuestro caso la
instalación se ubica en Calatayud.
Tabla 1: Temperaturas
Temperatura exterior 35,5 0
C
Humedad relativa 32,69 %
Temperatura húmeda 22,6 0
C
4 CAMARA FRIGORÍFICA
La cámara utilizada es de construcción independiente, la cámara está situada en el
interior de una nave. La cámara al ser independiente está separada mediante los muros de la
nave. El acceso a las misma para la carga y descarga de mercancía es mediante muelle que
enlaza directamente con la cámara. El personal laboral tiene acceso a la cámara mediante
escalera fija.
4.1 DIMENSIÓN DE LA CÁMARA
Tabla 2: Dimensión de la cámara
Altura 2,5 m
Largo 5 m
Ancho 2,5 m
4.2 SUPERFÍCIE DE LA CÁMARA
Largo x Ancho = 12,5 m2

11. 10
4.3 VOLÚMEN DE LA CÁMARA
Altura x Largo x Ancho = 31,25 m3
4.4 AISLAMIENTO
El aislamiento para la cámara frigorífica de esta instalación se realiza mediante
paneles tipo sándwich de la marca KIDE con alma de poliuretano (PPU), cuya conductividad
térmica de referencia para realizar los cálculos será de:
(λ) = 0,023
!
" × º&
El aislamiento tiene por objetivo reducir las pérdidas de frío a través de paredes,
techos, puertas y otros elementos. Se trata de hacer la cámara lo más cerrada posible, para
minimizar la entrada de calor y poder mantener unas condiciones interiores fijas.
La importancia del aislamiento es mayor cuanto menor es la temperatura interior que
queremos conseguir.
4.5 PANELES SÁNDWICH (KIDE)
Los paneles están formados por dos caras de acero galvanizado con un espesor cada
una de 0.6 mm y un alma de espuma de poliuretano que proporciona tanto aislamiento
acústico y térmico.
Los paneles prefabricados KIDE permiten la realización por unión entre ellos de
paredes, suelos y techos aislados, constituyendo una Cámara frigorífica, o un recinto
climatizado a temperatura positiva o negativa. La unión entre paneles se realiza por presión
de la junta macho-hembra y un sistema de gancho incorporado sobre los lados largos de los
paneles.
4.6 CALCULO DE ESPESOR DE AISLAMIENTO
Calcularemos el espesor del aislante mediante el flujo máximo para ser mas exactos.
Partiremos de una ecuación que expresa la tasa de transferencia de calor a través de una
pared plana:
Q = U x S x (Te – Ti)
- Q = Tasa de transferencia de calor en W

12. 11
- S = Superficie de cerramiento en m2
- U = Coeficiente global de transferencia de calor
!
"' × (
- Te - Ti = Temperatura exterior - interior en ºC
El flujo de calor será:
Q = U (Te – Ti)
La transmitancia térmica será:
U =
)
*+
La resistencia térmica total (Rt) será:
Rt = Rsi + Rse + R1 + R2 + ri
Rsi y Rse son las resistencias superficiales al aire interior y exterior sacadas de las siguientes
tabla del RITE en:
"' × (
!

13. 12
Rsi =
)
,-
y Rse =
)
,.
hi = Coeficiente de convección interior en
"' × (
!
he = Coeficiente de convención exterior en
"' × (
!
R1, R2,…RI son las resistencias térmicas de cada capa:
Ri =
.-
/-
Ei = espesor de las distintas capas de pared en metros
01 = Conductividad térmica de diseño del material que compone la capa en
!
" × (
Despejando valores de la ecuación de coeficiente global de transferencia de calor obtenemos:
1
3
=
1
ℎ1
+
71
01
+
1
ℎ7
Despreciando los coeficientes Rsi y Rse nos quedaría de la siguiente forma
1
3
=
7
01

14. 13
Uniendo las expresiones anteriores obtenemos que el espesor del aislante será:
e =
/- (9.:9-)
<
Las pérdidas máximas admisibles o flujo de calor se fijan según el reglamento
de seguridad frigorífica (R.S.F)
En nuestro caso para conservación será de:
Q = 8
!
"'
4.7 TECHO
La altura de las cámara será de 2,5 metros:
El techo de la nave tiene una altura mayor al del techo de la cámara frigorífica, estará
construida con paneles tipo sándwich para cubierta, a dos aguas. Este techado cumplirá una
doble función. La primera evacuar el agua de las posibles goteras que pueda tener la nave.
La segunda función será proteger a los paneles de la exposición directa de otras luminarias
exteriores y el aumento de Temperatura en el techo de la cámara frigorífica.
La composición de la cubierta de la cámara será con paneles sándwich de cubierta tapajuntas
con las siguientes características:
- Espesor del panel 120 mm
- Peso del panel 12,80
(=
"'
- Transmitancia térmica 0,17
!
"' × (
- Cubierta de chapa a dos aguas con una inclinación de 30º
4.8 PARED
La composición de los cerramientos que forman la nave ya existente está formado
por la siguiente tabla: K= 0,546
!
"' × (

15. 14
Este dato será imprescindible para dimensionar el espesor del aislante.
Tabla 3: Cerramiento de la nave
Pared exterior de la nave E (m) λ =
>
? @ ºA
R =
"' × (
>
K=
!
"' × (
Revestimiento mono capa 0,015 1,345 0,011
Ladrillo Gero hormigón 0,12 0,39 0,308
Cámara con polietileno
extrusionado
0,055 0,037 1,486
Ladriyeso 0,06 2,38 0,025
TOTAL 1,831 0,546
Tabla 4: Cerramiento de la cámara
Pared Ti ºC Te ºC HR % 1/hi +1/he
BC
× D
E
71
01
S
(m2
)
U
global
e (m)
Norte 5 41,4 90 0,17 5 6,25 0,21 0,1
Sur 5 38,7 90 0,17 5 6,25 0,21 0,1
Este 5 32 90 0,17 5 12,5 0,21 0,1
Oeste 5 35,4 90 0,17 5 12,5 0,21 0,1
4.9 PUERTAS
El acceso a las nave para carga y descarga se realizara a través de la pared Norte
donde estará colocado un muelle de carga, la puerta será de la marca hormman tipo DPU sin
acristalamiento de apertura vertical con dos chapas de acero galvanizado lacadas y con
aislamiento de poliuretano, alta resistencia a condiciones climatológicas exterior, de espesor
80 mm con un coeficiente de transferencia térmica de U = 0,3
!
"' × (

16. 15
También se situara una puerta de acceso a personal de dimensiones estándar, la puerta tendrá
un aislamiento térmico con un coeficiente de transferencia térmica de U = 0,3
!
"' × (
4.10 SUELO
Utilizaremos la configuración más habitual de instalación atendiendo a que se tratan
de almacenes de conservación y con temperaturas positiva luego la transferencia de calor
por el suelo será mínima. (Cámara sin aislamiento en suelo, como mínimo el perímetro en
donde se asentarán los paneles verticales debe estar totalmente nivelado y liso).
Ilustración 2: Esquema suelo
4.11 ESPESORES DE AISLAMIENTO
Las perdidas máximas admisibles en el flujo de calor corresponden a un valor de
q= 8
!
"'
para conservación según R.S.F.
Tabla 5: Temperatura con factor de orientación
Pared Norte 41,4 ºC
Pared Este 38,7 ºC
Pared Sur 32 ºC
Pared Oeste 35,4 ºC

17. 16
Hay que tener en cuenta las resistencias térmicas entre el techo de la cámara
frigorífica y el techo de la nave que está en contacto con el exterior, y también de las paredes
verticales de la cámara frigorífica con las verticales de la nave.
5 CÁLCULO DE MAQUINARIA FRIGORÍFICA
Para calcular la maquinaria tenemos que saber la potencia frigorífica máxima que
debe suministrar las maquinas a la cámara frigorífica mediante el cálculo de carga térmica
necesaria , esta nos permitirá dimensionar los equipos, tales como, compresores,
condensadores, evaporadores, refrigerante utilizado, este cálculo se basa en determina las
infiltraciones de calor que afectan a cada una de las cámaras tanto a través de paredes, suelos
, puertas y el calor producido dentro de las cámaras debida a la propia actividad industrial
realizada dentro de cada cámara , así como calor producido por luces, maquinaria y
ventilación utilizada dentro. Estas cargas las podemos clasificar según:
- Carga debida a las perdidas por transmisión por paredes, techo y suelo.
- Carga debida a las necesidades por renovación de aire.
- Carga térmica debida al producto.
- Carga debida al calor desprendido por ventiladores.
- Carga debida a las necesidades por pérdidas diversa.
6 CARGAS TÉRMICAS
6.1 CARGAS TERMICAS POR TRANSMISION A TRAVES DE PAREDES,
TECHOS Y SUELOS.
La entrada de calor por paredes, techo y suelo de la cámara es inevitable, pero puede
reducirse eficazmente con la disposición de material aislante en toda la superficie interior
del espacio frio.
La expresión que rige el flujo de calor que atraviesa un muro de superficie muy
grande en relación a su espesor e, en régimen estacionario, y a cuyos lados existen
temperaturas te y ti (siendo te >ti), viene dado por la expresión:
Q = U x S x Δt

18. 17
Donde:
U: Coeficiente global de transmisión de calor de la pared, en
!
"' F º&
.
S: Superficie del cerramiento, en m2
.
∆t: Diferencia de temperaturas entre el exterior y el interior, en °C de la cámara. (Existen
valores que pueden hacer modificar este incremento de temperaturas, como la orientación
de los cerramientos exteriores de la cámara, cuando estos están en contacto directo con los
rayos del sol).
A continuación se muestran los datos obtenidos de calor de entrada a través de paredes
Tabla 6: Calor a través de las paredes
Pared Ti ºC Te ºC S (m2
) U
!
"' F º&
e (m) Q (w)
Norte 5 41,4 6,25 0,21 0,1 47,8
Sur 5 32 6,25 0,21 0,1 35,5
Este 5 38,7 12,5 0,21 0,1 88,5
Oeste 5 35,4 12,5 0,21 0,1 79,8
Total 251,6
6.2 CARGA TÉRMICA RENOVACIÓN DE AIRE EN INTERIOR DE CÁMARA
En cualquier recinto refrigerado debe existir ventilación suficiente para poder
renovar periódicamente el aire viciado por aire fresco. Esta ventilación se realiza
normalmente con el uso de las puertas de la cámara, y sobre todo con sistemas de ventilación.
Para la entrada de aire exterior a la cámara debida a las infiltraciones de aire a través
de las puertas, cuando se encuentran abiertas, estas cargas se transmiten en forma de calor.
Para determinar estas cargas utilizamos la ecuación siguiente:
G =
H × I × J ( ℎK − ℎM )
24 × 3600

19. 18
n : número de renovaciones de aire por día.
v : volumen interior de la cámara, en m3.
ha : entalpia del aire en las condiciones ambientales exteriores
(S
(=
hf : entalpia del aire en las condiciones interiores de la cámara
(S
(=
ρ : Densidad media del aire entre las condiciones exteriores e interiores 1,2
(=
"T
La entalpía del aire (h) podemos calcularla si sabemos la temperatura (t) y su humedad
absoluta (W), utilizando la ecuación siguiente:
ℎ = UJK × V + W (XY + UJW ×V )
Cpa : Es el calor específico del aire seco. (1,004
(S
(= × º&
)
t : es la temperatura del aire en ºC.
Lo : es el calor latente de ebullición a 0oC. (2.500,6
(S
(=
)
Cpw, es el calor específico del vapor de agua. (1,86
(S
(= × º&
)
w : es la humedad absoluta en kG vapor / kG aire seco.
Este dato lo podemos obtener a través de diagrama psicométrico del aire húmedo, en este
caso para determinar las propiedades físicas del aire, hacemos uso de diagrama de Mollier
en el apartado de cálculos.
A continuación mostramos los datos obtenidos en este tipo de cargas

20. 19
Tabla 7: Renovaciones de aire
6.3 CALOR APORTADO POR MOTORES.
Es el calor debido al trabajo de los motores y las máquinas en el espacio frío.
Para determinar estas cargas utilizamos la ecuación siguiente:
G =
H × Z × V
24
t : Es el tiempo de funcionamiento en horas de utilización por día.
n : Numero de máquinas con misma potencia.
P : es la potencia de cada motor en kW.
Tabla 8: Calor de los motores
nº de tras paletas 2
potencia (w) 800
tiempo (h/día) 2
Q (w) 133
6.4 CALOR APORTADO POR PERSONAS.
Los trabajadores que almacenan o manipula productos en el interior de la cámara
frigorífica aportan calor, estas cargas se transmiten en forma de calor dentro de nuestra
cámara frigoríficas, las cuales nuestro sistema de refrigeración las debe tener en cuenta.
Humedad % 90
Temperatura ºC 5
Volumen m3
31,25
h (Kj/Kg) 17,3
n 1,65
Q(w) 45

21. 20
Para determinar estas cargas utilizamos la ecuación siguiente:
G =
[× H × V
24
q: Calor emitido por persona según trabajo atendiendo la norma UNE-EN ISO 7730
metabolismo (W).
n : Es el número de personas que suele trabajar en el interior de la cámara frigorífica.
t : Tiempo de permanencia en horas en un día
Tabla 9: Calor de las personas
nº de personas 2
q emitido por persona w 290
Tiempo en cámara 4
Q (w) 96
6.5 CARGAS TÉRMICAS PRODUCIDAS POR ILUMINACIÓN
Las lámparas de iluminación desprenden calor las cuales se tendrán que tener en
cuenta a la hora de calcular las pérdidas térmicas, las lámparas de incandescencia producen
menos calor que las lámparas fluorescentes, por lo que son las más utilizadas en este tipo de
instalaciones.
En el caso de desconocer esta instalación de iluminación o desconocer el tipo de
potencia de cada lámpara se puede estimar o prever una potencia de 10
!
"'
, como potencia
máxima de iluminación teniendo en cuenta tanto las potencia de las lámparas como sus
componentes en caso de lámparas incandescentes según C.T.E.
G =
Z × × V
24
t : Tiempo de funcionamiento de la iluminación en horas y por días.
S : Superficie de la instalación m2
.
P : Potencia de iluminación en W.

22. 21
Tabla 10: Calor por la iluminaria
Potencia (W/m) 10
Superficie m2
12,5
Tiempo (h/día) 18
Q (w) 93
6.6 CARGAS TÉRMICAS PRODUCIDAS POR VENTILADORES
La expresión que rige dicha carga es:
G = 860 × Z × H
Donde:
P : Potencia unitaria de los motores, en kW.
N : Número de horas al día de funcionamiento de los motores.
La potencia de los motores y el tiempo de trabajo no son conocidos en un principio, se puede
estimar el valor de Q como el 8% de las suma de cargas térmicas consideradas.
G = 0,08 (GK1_7 + GVJK_)
Tabla 11: Calor por los ventiladores
Q paredes (w) 251
Q reno.aire 45
factor 8 % 0,08
Q (w) 23,7
6.7 NECESIDADES TÉRMICAS TOTALES
Por razones de buen mantenimiento no es posible asegurar la producción frigorífica
durante las 24 horas. Una pauta que nos permite emitir un criterio en el periodo de trabajo
de la cámara es el descarchado.
El equipo de refrigeración está diseñado para trabajo continuo, sin efectos

23. 22
negativos; es el problema del descarche el que determina el tiempo de funcionamiento.
Es práctica común utilizar una simple parada del compresor para descarche, en
cámaras donde su temperatura está por encima de la de congelación, considerando que el
aire en el interior es relativamente cálido, al no pararse los ventiladores, será suficiente
para producir el deshielo. Este sistema requiere que el compresor permanezca parado 1
hora por cada 2 horas de funcionamiento y los cálculos de carga se hacen para cuando la
temperatura del refrigerante está sobre la congelación en la práctica general se seleccionan
equipos para trabajar durante 16 horas diarias, tiempo restante suficiente para el descarche.
Frigoría necesaria = Qtotal ×
Cn
o
= 963,45
Tabla 12: Cargas térmicas totales
Q transferencia paredes, techos y suelos(W ) 251,6
Q transferencia renovación aire(W) 45
Q transferencia por maquinas(W) 133
Q transferencia por personas (W) 96
Q transferencia por iluminación(W) 93
Q transferencia por ventilación (W) 23,7
Q total(W) 642,3
7 REFRIGERANTE
DEFINICION:
De manera general, un refrigerante es cualquier cuerpo o sustancia que actúe como
agente de enfriamiento, absorbiendo calor de otro cuerpo o sustancia.
Desde el punto de vista de la refrigeración mecánica por evaporación de un líquido
y la compresión de vapor, se puede definir al refrigerante como el medio para transportar
calor desde donde lo absorbe por ebullición, a baja temperatura y presión, hasta donde lo
cede al condensarse a alta temperatura y presión.
Un refrigerante ideal ha de cumplir las siguientes propiedades:

24. 23
- Ser químicamente inerte hasta el grado de no ser inflamable, ni tóxico, ni explosivo,
tanto en estado puro como cuando esté mezclado con el aire en determinada
proporción.
- No reaccionar desfavorablemente con los aceites o materiales empleados en la
construcción de los equipos frigoríficos.
- No reaccionar desfavorablemente con la humedad, que a pesar de las precauciones
que se toman, aparece en toda instalación.
- Su naturaleza será tal que no contamine los productos almacenados en caso de fuga.
- El refrigerante ha de poseer unas características físicas y térmicas que permitan la
máxima capacidad de refrigeración con la mínima demanda de potencia.
- La temperatura de descarga de cualquier refrigerante siempre disminuye a medida
que baja la relación de compresión. Por lo tanto deseamos que la temperatura de
descarga sea la más baja posible para alargar la vida del compresor.
- El coeficiente de conductancia conviene que sea lo más elevado posible para reducir
el tamaño y costo del equipo de transferencia de calor.
- La relación presión-temperatura debe ser tal que la presión en el evaporador para la
temperatura de trabajo sea superior a la atmosférica, para evitar la entrada de aire y
de humedad en el sistema en caso de fuga.
- Temperatura y presión crítica alejada de las condiciones de trabajo
- Punto de congelación deberá ser inferior a la temperatura mínima de trabajo.
- Finalmente ha de ser de bajo precio y fácil disponibilidad.
IDENTIFICACION:
Los refrigerantes se identifican por números después de la letra R, que significa
"refrigerante". En España se ha adoptado por indicación de la instrucción técnica
complementaria MIIF002 del vigente Reglamento de Seguridad para Plantas e Instalaciones
Frigoríficas.
De acuerdo con la citada disposición los refrigerantes se denominarán o expresarán
por su fórmula o denominación química, o si procede, por su denominación simbólica
numérica, no siendo suficiente, en ningún caso, su nombre comercial.
En la práctica, los refrigerantes se identifican por su denominación simbólica numérica,

25. 24
La denominación simbólica de un refrigerante se establecerá a partir de su fórmula
química, consistiendo en una expresión alfanumérica en la que:
El primer carácter empezando por la izquierda es una R de Refrigerante. Ejemplo: R-134a
• La primera cifra de la derecha, en los compuestos que carezcan de bromo, indicará el
número de átomos de flúor de su molécula.
• A la izquierda de la anterior se indicará, con otra cifra, el número de átomos de hidrógeno
de su molécula más uno.
• A la izquierda de la anterior se indicará, con otra cifra, el número de átomos de carbono
de su molécula menos uno. Cuando resulte un cero no se indicará.
• El resto de los enlaces se completará con átomos de cloro.
• Si la molécula contiene átomos de bromo se procederá de la manera indicada hasta aquí,
añadiendo luego a la derecha una B mayúscula, seguida del número de dichos
átomos.
• Los derivados cíclicos se expresarán según la regla general, encabezándolos con una C
mayúscula a la izquierda del número del refrigerante.
• En los compuestos isómeros, el más simétrico (en pesos atómicos) se indicará sin letra
alguna a continuación de los números. Al aumentar la asimetría, se colocarán las
letras a, b, c, etc.
• • Los compuestos no saturados seguirán las reglas anteriores, anteponiendo el número 1
como cuarta cifra, contada desde la derecha.
TIPOS DE REFRIGERANTES:
La mayoría de los refrigerantes orgánicos utilizados en la actualidad son
hidrocarburos entre los que tenemos los siguientes tipos:

26. 25
- CFC: (Flúor, Carbono, Cloro), Clorofluorocarbono totalmente halogenado, no
contiene hidrógeno en su molécula química y por lo tanto es muy estable, esta
estabilidad hace que permanezca durante largo tiempo en la atmósfera afectando
seriamente la capa de ozono y es una de las causas del efecto invernadero. (R-11, R-
12, R-115). Está prohibida su fabricación desde 1995.
- HCFC: (Hidrógeno, Carbono, Flúor, Cloro), Es similar al anterior pero con átomos
de hidrógeno en su molécula. La presencia de Hidrógeno le confiere menos
estabilidad, en consecuencia, se descompondrá en la parte inferior de la atmósfera y
no llegará a la estratosfera. Posee un potencial reducido de destrucción de la capa de
ozono. Su desaparición está prevista para el año 2015. (R-22)
- HFC: (Hidrógeno, Flúor, Carbono), Es un Fluorocarbono sin cloro con átomos de
hidrógeno sin potencial destructor del ozono dado que no contiene cloro. (R-134a, y
el R-404).
7.1 SELECCIÓN DEL REFRIGERANTE:
Los refrigerantes deberán elegirse teniendo en cuenta su potencial influencia sobre
el medio ambiente en general, así como sus posibles efectos sobre el medio ambiente local
y su idoneidad como refrigerante para un sistema determinado. Cuando se seleccione un
refrigerante deberán considerarse, respecto a la valoración del riesgo, los siguientes factores
(relación no exhaustiva y sin prioridades):
Efectos medioambientales (medio ambiente global).
- Carga de refrigerante.
- Aplicación del sistema de refrigeración.
- Diseño del sistema de refrigeración.
- Construcción del sistema de refrigeración.

27. 26
- Cualificación profesional.
- Mantenimiento.
- Eficiencia energética
Seguridad e higiene, por ejemplo, toxicidad, inflamabilidad (entorno local).
- La influencia de un refrigerante en el medio ambiente atmosférico depende de la
aplicación, tipo y estanqueidad del sistema, la carga y manipulación del
refrigerante, de su eficiencia energética, y del potencial de éste para crear o añadir
riesgos contra el medio ambiente.
- Se elegirán los refrigerantes con mejor eficiencia energética en el sistema. Para
una eficiencia energética similar se escogerán aquellos con los valores PAO Y
PCA más bajos posibles (apéndice 1 de la tabla A de la IF-02).
- Está prohibido el empleo de refrigerantes CFC y HCFC en instalaciones nuevas
(valor PAO>0).
- Cuando sea necesario utilizar refrigerantes con un PAO o un PCA superior a cero
(0), se deberá procurar que la carga sea la menor posible.
- Si el calentamiento atmosférico es el único impacto medio ambiental, cuando el
requisito de máxima eficacia energética no pueda cumplirse simultáneamente
con el de menor carga de refrigerante se deberá valorar cual es el criterio
preferente mediante el análisis del ciclo de vida o análisis TEWI recogido en IF-
02. Se deberá considerar que instalaciones con carga de refrigerante
significativamente menor de la necesaria pueden verse afectadas en su eficiencia
energética, contribuyendo indirectamente al efecto invernadero. Los sistemas
indirectos reducen la carga de refrigerante y aseguran una mayor estanqueidad
del sistema; sin embargo, el rendimiento energético podrá ser inferior al de los
sistemas directos.
- El sistema deberá ser diseñado e instalado para que sea estanco. Se deberá prestar
particular atención a los siguientes factores que podrían afectar a la estanqueidad
del sistema:

28. 27
§ Tipo de compresor.
§ Tipo de uniones.
§ Tipo de válvulas.
Los refrigerantes deberán seleccionarse teniendo en cuenta la facilidad para su posible
reutilización o destrucción.
RECOMENDACIONES:
Los nuevos refrigerantes HFC, tienden a sustituir a los CFC y los HCFC.
Nos centramos en los refrigerantes para procesos alimentarios, cámaras refrigeradas o
frigorífico. ( R-134a, R-404a, R-507, R-717).
Los portadores refrigerantes pueden ser puros o mezclas de diferentes gases, las que
a su vez pueden ser azeotrópicas y no azeotrópicas. Las mezclas azeotrópicas se comportan
como una sola molécula pura de refrigerante. Se identifican con el código que empieza por
5, ejemplo R500, R502. Las mezclas no azeotrópicas, formadas por varios componentes, no
se comportan como un refrigerante puro. Se identifican empezando por 4, como son R404,
R407c, etc. Este tipo de mezcla presenta lo que se conoce como deslizamiento, lo que
significa que a la misma presión hay diferentes temperaturas de condensación en los
componentes de la mezcla, por lo que cuando uno está en estado líquido, aún otro
componente puede estar en fase vapor. Este deslizamiento del punto de condensación, puede
alcanzar entre 1 hasta 7 ºC. En el refrigerante 407c se asume un deslizamiento hasta 10 ºC.
Los refrigerantes que su código comienza por 6 son los isobutanos, como el R600 que se
emplea en instalaciones domésticas.
Los portadores refrigerantes inorgánicos, no contribuyen a la contaminación
atmosférica. Estos se identifican con el código que comienza por 7. Ejemplo R717-
amoniaco, el R744 - Dióxido de Carbono o el R764 - Dióxido de Azufre. Los refrigerantes
naturales no alteran la atmósfera, pero algunos como el amoniaco es altamente tóxico.

29. 28
En conclusión, aún no se ha diseñado o existe un refrigerante que satisfaga todas las
condiciones ideales que deben cumplirse y que se han relacionado anteriormente, por lo que
siempre habrá que decidirse por el empleo de uno de ellos, y renunciar a algunas de estas
cualidades.
En primer lugar descartaremos aquellos que sean de alta toxicidad, inflamable y no
compatible con metales como el cobre y sus aleaciones el R717, ahora nos quedarían la
relación siguiente de refrigerantes (R-134a, R-404a, R-507). Estos tres tipos pertenecen al
mismo grupo A1 baja toxicidad y no inflamables, además ninguno daña la capa de ozono
ODP=0.
CONCLUSION:
La decisión se procedería del siguiente modo, se definiría la instalación frigorífica y
una vez definida esta se realizaría el cálculo con cada refrigerante de la selección final
(R-134a, R-404a,R-507). Se observaría COP, que por experiencia en otros diseños son
similares , luego la decisión final ante esta similitud podría ser una elección de aquel
refrigerante que su volumen a la salida del evaporador sea menor así conseguiríamos que el
compresor fuese más pequeño y así su trabajo realizado , llevando al conjunto de la
instalación frigorífica a ser más eficiente también podríamos seguir el criterio más
económico.
En este proyecto la decisión definitiva de refrigerante seguiremos este criterio; Teniendo en
cuenta que la selección de tipo de refrigerante en la que tenemos que decidir sus
características son técnicamente similares, atenderemos al marco normativo con previsión
de futuro según:
- En el actual marco legislativo en Europa, el refrigerante R134A se presenta hoy en
día como la mejor opción para los equipos de refrigeración a media y alta
temperatura.
- Los últimos cambios legislativos y fiscales están forzando la tendencia en Europa
hacia refrigerantes de menor efecto invernadero. Por un lado la recientemente
aprobada directiva europea F-Gas prohibirá el uso del actual R404a en nuevos
equipos a partir del 2020, pero permitirá el empleo del R134A en equipos de
refrigeración estacionarios, por ahora, sin fecha límite. En efecto, a partir de 2020 no

30. 29
se podrán instalar sistemas nuevos con refrigerante con un Potencial de
Calentamiento Atmosférico (PCA) superior a 2500, y a partir de 2022, el refrigerante
utilizado deberá tener un índice PCA menor de 150 para instalaciones centralizadas
de expansión directa de más de 40kW.
- La directiva F-gas introduce además en el espacio comunitario un sistema de cuotas
de emisiones de gases de efecto invernadero, que deberán adquirir los distribuidores
de gases fluorados para poder poner su producto en el mercado. Inevitablemente esta
política acarreará un incremento de los precios del refrigerante, tanto mayor como
mayor sea su efecto invernadero o índice PCA.
- Por otro lado el impuesto de gases fluorados vigente en España B.O.E-A-2013-13765
invita a estudiar alternativas de menor efecto invernadero o potencial de
calentamiento atmosférico (índice PCA), pues grava de manera importante la recarga
de refrigerante en función de su índice PCA.
7.2 SOLUCION A LA ELECCIÓN DEL REFRIGERANTE A UTILIZAR EN
NUESTRA INSTALACIÓN
Atendiendo a los criterios descritos anteriormente de la selección de refrigerante que
disponemos utilizamos el R-134a para nuestra instalación frigorífica puesto que este cumple
con los requisitos legales y técnicos exigidos según.
De todos los factores considerables para la selección de un buen refrigerante los más
determinantes hoy en día son:
- Viabilidad legal: el refrigerante debe tener un índice PCA bajo y ser un refrigerante
seguro (clase 1: no tóxico y no inflamable)
- Viabilidad práctica: el sistema frigorífico debe ser técnicamente viable sin grandes
sofisticaciones.
- Viabilidad económica: el refrigerante debe tener un precio asequible
En lo que respecta al primer factor, la normativa vigente establece para las distintas
aplicaciones los requisitos que debe cumplir el refrigerante en términos de índice PCA, clase
de seguridad y límite de carga. Hay que tener en cuenta que un PCA bajo está reñido con la

31. 30
inflamabilidad de refrigerante. El R134A, de clase 1, con un índice PCA de 1300, resulta
aprobado para equipos estacionarios de refrigeración de hasta 40kW.
La viabilidad práctica hace referencia a la posibilidad de aplicar el refrigerante a
sistemas frigoríficos sin demasiada complejidad, utilizando materiales y componentes
disponibles en el mercado a precios competitivos.
Finalmente el precio es un factor determinante en la elección del refrigerante. Los
nuevos desarrollos de refrigerantes son obviamente más costosos que los refrigerantes que
se consideran amortizados. El R-134a es el refrigerante HFC más común en el mercado y su
precio muy competitivo.
8 CICLO FRIGORÍFICO
El ciclo frigorífico de la instalación está compuesto por un evaporador, un
compresor y un condensador.
Ilustración 3: Esquema frigorífico
8.1 DISEÑO DE TEMPERATURAS DEL EVAPORADOR Y CONDENSADOR
Para determinar la temperatura de condensación TK hay que tener en cuenta el salto
térmico en el condensador (DTT ), que es la diferencia entre la temperatura de condensación
(TK) y la que tiene el fluido refrigerador (agua o aire) a la entrada del condensador.
En condensadores de aire, para que la transferencia de calor sea rápida y este

32. 31
elemento tenga unas dimensiones adecuadas, la temperatura de condensación más frecuente
suele ser DTT = 15ºCº
Estos datos se obtienen a partir de la siguiente ecuación:
pD = pK7 + qV
At : 15 ºC
TK : Temperatura del condensador (ºC)
Tae : Temperatura del exterior (ºC)
Uno de los factores más importantes a tener en cuenta para determinar la temperatura
de evaporación (To) es lo que se denomina salto térmico en el evaporador (DT).
DT se define como la diferencia entre la temperatura del aire que entra al evaporador
y la temperatura de evaporación del refrigerante (To). La temperatura a la que entra el aire
al evaporador suele considerarse igual a la temperatura de cámara o de conservación del
producto (Tc), por lo tanto se puede decir que:
DT = Tc – To
Durante el proceso de cálculo de un evaporador, al definir una temperatura de
evaporación de la máquina frigorífica, estamos marcando la diferencia de temperatura con
la que trabajará el evaporador, es decir, el DT.
DT es un parámetro muy importante y es imprescindible tenerlo en cuenta en el
diseño de una instalación frigorífica ya que influye de manera decisiva en dos factores de la
instalación, que son:
- La humedad relativa que se desarrolla en el interior de la cámara frigorífica (según
producto a almacenar).
- El tamaño del evaporador o superficie del evaporador(no se tiene en cuenta en este
cálculo)

33. 32
Aplicaremos la siguiente ecuación para conocer la temperatura de los evaporadores,
teniendo en cuenta la humedad en el interior de la cámara.
To = Tc – DT
To: Temperatura de evaporación.
Tc: Temperatura de conservación del producto o temperatura de la cámara.
DT: salto térmico en el evaporador, se obtiene a partir de tablas con la humedad relativa en
el interior de cada cámara y teniendo presente que los evaporadores utilizaran ventilación de
aire forzada.
Tabla 13: Salto térmico DT
Temperatura
interior º C
Humedad
%
DT T. Condensador ºC T. Evaporador ºC
5 90 5,6 50,5 -1
8.2 TRAZADO DE CICLO DE REFRIGERACIÓN
El siguiente paso, una vez conocidas las condiciones de funcionamiento (Tk,To),
consiste en trazar el ciclo frigorífico sobre el diagrama, objetivo del trazado es obtener los
datos de entalpía, temperatura, presión y en su caso de volumen específico de cada uno de
los puntos característicos del diagrama, necesarios para los cálculos.
Una vez definidas las temperaturas de evaporación y condensación se definen las
temperaturas de sobrecalentamiento y subenfriamiento. El sobrecalentamiento consiste en
elevar la temperatura a la salida del evaporador, de tal forma que en la aspiración del
compresor haya vapor sobrecalentado y no vapor saturado, en el que podrían aparecer
pequeñas gotas de líquido que dañarían el compresor, el subenfriamiento consiste en bajar
la temperatura a la salida del condensador estos serian sus objetivo principal, y en segundo
lugar se hace para aumentar ligeramente la eficiencia del evaporador, evaporando desde un
porcentaje de vapor más bajo.

34. 33
Estos valores se eligen arbitrariamente dentro de unas cotas fijadas empíricamente.
Se han elegido valores de 5ºC para el recalentamiento y 5ºC para el subenfriamiento ya que
en la mayoría de los ejercicios en clase con el profesor Don Pablo eran así porque lo
dispositivos que regulan estas temperaturas en cada elemento evaporador o condensador son
las válvulas solenoides que están fabricadas ya con este propósito a estas temperaturas.
Valores gráficos p-h
Ilustración 4: Gráfico p-h
Tabla 14: p-h
Punto Temperatura ºC h (Kj/Kg) V.esp (m /Kg)
1 4 401 0,073
2 63,62 435 0,014
3 49 270
4 -1 270

35. 34
8.3 CAUDALES MÁSICOS
Estableciendo el balance de energía en cada evaporador según:
Qf cámara = B_ × (ℎ1 − ℎ4)
Qf cámara : Potencia frigorífica de la cámara que suministrara el evaporador.
mr : Caudal másico de refrigerante necesario para producir la potencia frigorífica en cada
evaporador
Tabla 15: Caudal másico
Qf, cámara (w) mr (Kg/h)
643 4,95
8.4 POTENCIA DE COMPRESIÓN
Realizando un balance sobre el compresor y conocido ya el caudal de refrigerante
que circula por el Ciclo (mr), obtenemos la potencia de compresión necesaria Wc.
Er = B_ × (ℎ2 − ℎ1) = 168,3 w
8.5 COEFICIENTE DE EFICIENCIA ENERGÉTICA
El rendimiento frigorífico o coeficiente de eficiencia energética tiene la siguiente expresión.
UsZ =
tu
!v
= 3,82
8.6 SELECCIÓN DEL COMPRESOR
En una instalación frigorífica se da el nombre de compresor a la máquina que sirve
para producir en el evaporador una presión suficientemente baja para que se vaporice el
refrigerante, y en el condensador una presión suficientemente alta. Un buen condensador
debe responder a las siguientes exigencias esenciales:

36. 35
- Bajo consumo energético.
- Dimensiones reducidas.
- Gran fiabilidad y durabilidad
- Nivel adecuado de seguridad.
- Emisiones sonoras débiles.
- Costes de fabricación y mantenimiento poco elevados.
Clasificación de compresores volumétricos:
Compresores de desplazamiento positivo o volumétrico: Aumentan la presión del
vapor de refrigerante reduciendo el volumen interno de la cámara, consumiendo para ello un
trabajo mecánico. Compresores de desplazamiento positivo pueden ser:
Compresores alternativos:
En los compresores alternativos, el gas refrigerante se mueve en el interior de un
cilindro efectuando su aspiración y su compresión, a través de uno o varios pistones
(normalmente son dos, tres, cuatro o seis) que se mueven en el interior del cilindro mediante
una biela. Cada cilindro dispone de al menos una válvula de aspiración de gas refrigerante
para la admisión, y de una válvula de descarga a través de la cual el refrigerante descarga
hacia el condensador una vez comprimidos. El vapor de refrigerante es conducido a través
de la válvula de succión en el cilindro, hasta que el pistón alcanza su posición más baja.
Mediante el empuje del cigüeñal en el pistón, se comprime el vapor a una presión
ligeramente superior a la de descarga. El vapor caliente abre la válvula de descarga y sale
del cilindro. El refrigerante gaseoso en un compresor alternativo es comprimido mediante al
cambio de volumen interno. La capacidad frigorífica de un compresor alternativo tiene un
rango de 3.5 kW hasta 800 kW
Los refrigerantes normalmente empleados con compresores alternativos son R-22,
R- 21, 134a, R-404A, R-407A y R-407C para aire acondicionado residencial y el Amoniaco
en aplicaciones industriales. Poseen una amplia gama de volúmenes desplazados en el
intervalo, que va desde 0 a 1000 m3/h y su eficiencia volumétrica va típicamente desde 0.92
hasta 0.65.

37. 36
En la actualidad, se aprecia una recuperación importante de los compresores
alternativos de hasta 400m3/h así como la vuelta a filosofías, que algunos consideraban
obsoletas, tales como el accionamiento por correas, que como veremos más adelante, cuenta
con indudables ventajas.
Ventajas del Compresor alternativo:
- Precio hasta un 50 % más barato que su equivalente en compresor de tornillo.
- Mantenimiento frecuente pero sencillo y conocido por prácticamente todo el personal
mecánico: El mantenimiento de un compresor alternativo se realiza cada 10.000
horas aproximadamente y varía según potencia y fabricante. Como norma, podemos
decir que a menor potencia menor mantenimiento.
- Sigue siendo el compresor que más se emplea en el frío comercial.
Inconvenientes del Compresor Alternativo:
- Regulación de capacidad por etapas.
- Frecuentes mantenimientos: Relación 2.5 = 1.
Temperaturas de descarga más elevadas lo que implica más consumo de aceite: Esta
afirmación se basa en los sistemas de separación de aceite empleados con más
frecuencia. Para obtener los mismos niveles de separación que en un compresor de
tornillo es necesario que el sistema sea más sofisticado.
- Rotativos de tornillo:
Los compresores de tornillo pueden ser de un solo tornillo (monotonillo) o de doble
tornillo. Son los más usados para la gama de potencias altas. La potencia de compresión
oscila entre los 100 y los 1250 kW (máxima de 4000 kW)
- Compresores monotonillo:
Se compone de un único rotor helicoidal y dos satélites opuestos, con ejes de rotación
paralelos y situados en un plano perpendicular al del eje del tornillo. El tornillo y los

38. 37
satélites, se encuentran ubicados en una envoltura estanca. El tornillo está unido al motor
de accionamiento, y los satélites son arrastrados por el giro del tornillo.
- Compresores de doble tornillo:
Consta de dos rotores con lóbulos fileteados engranados el uno con el otro. En los
canales, entre carcasa y tornillo se forman cámaras de volumen variable. La aspiración del
gas comienza en una de las extremidades del bloque rotor. La compresión del gas a
consecuencia del acercamiento progresivo de los lóbulos entre sí, produciéndose la
reducción de volumen ocupado por el gas. Una vez alcanzado el valor de presión establecido,
el gas encuentra la abertura de descarga y sale del compresor. Existe aceite entre ambos
tornillos con doble función de lubricación y cierre. El compresor dispone de un orificio de
succión y de dos orificios de descarga, uno axial y otro radial. La regulación se hace
reduciendo el volumen fileteado, retardando el inicio de la fase de compresión. Mediante
una válvula corredera, parte del gas refrigerante introducido para su compresión es desviado
y vuelve a la succión sin ser comprimido. La reducción de la potencia absorbida es
proporcional a la reducción de la capacidad frigorífica. Los compresores de tornillo regulan
su capacidad sustituyendo la corredera longitudinal por un anillo rotativo que va
descubriendo de forma progresiva un orificio que cortocircuita una parte más o menos
grande de la etapa de compresión. El control de capacidad de estos compresores se puede
llevar a cabo de forma continua y oscila entre el 10 y el 100% del valor máximo. Los
compresores monotonillo regulan su capacidad siguiendo el mismo principio que los de
doble tornillo, sustituyendo la corredera longitudinal por un anillo rotativo que va
descubriendo de forma progresiva un orificio que cortocircuita una parte más o menos
grande de la etapa de compresión. Existe también la posibilidad de utilizar motores de dos
velocidades conjuntamente con la válvula de corredera, o añadir un variador de frecuencia
al motor para poder variar la velocidad de giro del motor (sin válvula de corredera). El
número de compresores para la misma potencia es mucho menor que el número de
compresores alternativos. Respecto al rendimiento volumétrico, el compresor de tornillo
obtiene unos resultados excelentes, rozando el 100%.
Este compresor es el último en incorporarse al mercado de la refrigeración y como
ya se ha comentado, ha provocado un cambio en la fabricación de compresores alternativos.
Es el compresor que más se emplea en volúmenes superiores a 400m3/h.

39. 38
Ventajas del Compresor de Tornillo:
- Es el compresor más empleado en refrigeración industrial.
- Cuenta con menos mantenimiento: Relación 2.5 = 1
- Cuenta con menos partes móviles y por tanto susceptibles de problemas.
Inconvenientes del Compresor de Tornillo:
- Precio.
- Mano de obra especializada para su mantenimiento.
8.7 DATOS DEL COMPRESOR
He elegido la marca Area y modelo NE5165CZ con una potencia frigorífica de 0,85 Kw y
una potencia eléctrica de 500w
8.8 EVAPORADORES
Los evaporadores son unos intercambiadores de calor en los que tiene lugar la
evaporación del fluido frigorífero sustrayendo calor del espacio que queremos que se enfríe.
Están constituidos por un haz de tuberías en las que se evapora el fluido frigorífico
extrayendo calor de los alrededores, que es en esencia el fenómeno de producción de frío, o
potencia frigorífica, que se desea conseguir.
El evaporador consiste en un recipiente metálico, (carcasa), al que llega el fluido
frigorígeno procedente de la válvula de estrangulamiento, parcialmente vaporizado,
produciéndose en el mismo la ebullición de la parte licuada, a baja presión, lo que origina la
extracción de calor del medio que le rodea, es decir, de la cámara frigorífica. Al final del
proceso de vaporización de las últimas gotas de líquido, se produce vapor saturado seco.
La temperatura de este vapor puede aumentar, produciéndose un recalentamiento a
expensas del calor extraído al medio exterior, e incluso del propio rozamiento del vapor a su
paso por el evaporador.
Los evaporadores pueden ser de tipos variados, ya que la técnica del frío industrial
abarca una muy amplia gama de aplicaciones, al tiempo que deben acomodarse a diferentes
condiciones de trabajo que dependen, sobre todo de las temperaturas y del grado de

40. 39
humedad, (título), del vapor a la entrada del evaporador.
8.8.1 CLASIFICACIÓN DE EVAPORADORES SEGÚN MÉTODO DE
ALIMENTACIÓN LÍQUIDO
Evaporadores inundados:
En este tipo de evaporadores, el fluido se encuentra en estado líquido desde la entrada
hasta la salida, la salida se encuentra en estado de mezcla de gas y líquido, pero en un
porcentaje considerable de líquido. Son evaporadores de un gran rendimiento, ya que si a la
salida el fluido está en un porcentaje elevado de líquido, implica que la diferencia de
temperaturas entre el fluido refrigerante y el medio a enfriar es prácticamente constante.
También se caracterizan por su sistema de expansión, ya que utilizan los denominados
reguladores de nivel o válvula flotador.
Evaporadores semis inundados:
Están formados por dos colectores, uno de menor diámetro que es la entrada del
fluido refrigerante, y otro de mayor diámetro, que es la salida del fluido. Los dos tubos
quedan unidos a través de tubos en paralelo, por donde circula el fluido refrigerante.
Al estar los tubos conectados en paralelo, la velocidad del fluido refrigerante a través
de ellos es muy baja y el líquido se va depositando en la parte inferior de los tubos,
inundándolos. El vapor se va formando circula por la parte superior. En general, estos
evaporadores son de tubos con aletas.
Evaporadores secos:
Se caracterizan porque el fluido refrigerante se encuentra en la salida del evaporador,
en estado gas. Es decir, una parte de la superficie de transmisión se utiliza para el
recalentamiento del fluido frigorífico.
En los evaporadores secos, la alimentación se produce generalmente a través de
válvulas de expansión termostáticas. El fluido entra expansionando y a la salida, a
consecuencia de la transmisión de calor, se encuentra en estado de vapor. Esto es debido a
que las válvulas de expansión termostáticas trabajan según el recalentamiento de vapor a la
salida del evaporador.

41. 40
Este tipo de evaporador es más barato y más simple si lo comparamos en cuanto a
diseño con los dos tipos de evaporadores descritos anteriormente.
8.8.2 CLASIFICACION DE EVAPORADORES SEGÚN CONSTRUCCIÓN
Evaporadores de placas:
Tienen las mismas características constructivas que los condensadores de placas y
también se fabrican con placas de acero inoxidable debidamente troqueladas. Los
evaporadores de placas pueden ser compactos o desmontables, para facilitar su limpieza.
Se utilizan con frecuencia para enfriar el aceite de los compresores de tornillo
haciendo un intercambio refrigerante-aceite. También se utilizan como economizadores o
sub-enfriadores de líquido de las instalaciones de baja temperatura o para la utilización en
camiones refrigerados.
Evaporadores de tubos con aletas:
Se trata de un serpentín de tubos lisos sobre los cuales se colocan unas placas
metálicas. Estas aletas tienen el efecto de aumentar la superficie del intercambio del
evaporador. El espacio entre ellas varía desde los 2 hasta los 20mm. Esta separación va
relacionada con su uso y con la temperatura que se quiere conseguir en el interior de la
cámara. En cámaras de temperatura negativa, el vapor de agua se condensa entre las aletas
de la batería, en forma de hielo. Provocando un nulo intercambio de calor. Como más
pequeño sea este espacio entre aletas, más fácilmente se formará hielo y como consecuencia
será necesaria una mayor frecuencia de des escarches. También la separación debe de ser
mayor para evaporadores de convección natural.
La capa de hielo reduce el rendimiento del evaporador. Respecto a la eficiencia del
evaporador con aletas, es evidente que debe existir un buen contacto térmico entre aletas y
tubos.
Con los tubos aleteados conseguimos evaporadores más pequeños que con tubos
lisos, debido a una mayor superficie de transferencia de calor. Los materiales utilizados para
fabricar los tubos y las aletas, deben de ser buenos conductores de calor, pero al mismo
tiempo han de ser compatibles con el fluido refrigerante.

42. 41
8.8.3 CLASIFICACION DE EVAPORADORES SEGÚN SU ENFRIAMIENTO
Debemos de procurar que el aire que circula en el interior de la cámara, lo haga de
forma adecuada, ya que la velocidad del aire es esencial para un correcto intercambio de
calor entre el ambiente de la cámara, el producto y el evaporador. No todos los productos
tienen las mismas exigencias térmicas ni el mismo grado de humedad. Todos estos aspectos
están íntimamente relacionados con la velocidad de circulación del aire.
Convección natural:
El evaporador de circulación natural se puede construir con tubos lisos o con tubos y
aletas. Lógicamente el enfriamiento del aire se consigue por las diferencias de densidad del
aire. El salto térmico entre la temperatura de la cámara y la de evaporación debe de ser mayor
que en el caso de convección forzada. Este sistema se utilizada en su mayoría, en pequeños
congeladores domésticos o en pequeños almacenes de refrigeración.
Convección forzada:
Es el evaporador más utilizado en la actualidad. Está formado por un haz de tubos y
aletas, cerrados en una envolvente, por donde circula el aire forzado movido por
ventiladores. Estos evaporadores se construyen de serie. En función de la temperatura a la
que van destinados, frecuencia de des escarches y clase de producto a enfriar se elige la
separación de las aletas (muy juntas para altas temperaturas y más separadas para baja
temperatura).
En función de la salida del aire tratado, pueden ser evaporadores murales, de techo
cúbico, de techo horizontales o con bocas de descarga.
En función de la presión de la salida del aire, pueden ir equipados con ventiladores
helicoidales o con ventiladores centrífugos.
8.8.4 CLASIFICACION SEGÚN EL SISTEMA DE DESCARCHE
El des escarche es el proceso que consiste en la eliminación del hielo que es creado
sobre la superficie del evaporador. Este hielo es muy perjudicial para el rendimiento del
evaporador, ya que actúa de aislante entre el aire y el fluido refrigerante, como consecuencia,
tenemos una doble problemática:

43. 42
- Impide que el aire de la cámara al pasar por el serpentín se refrigere hasta la
temperatura necesaria, obligando al compresor a trabajar en ciclos largos. También
nos encontramos que el caudal de aire a través del serpentín, es menor.
- Si no existe una correcta transmisión de calor, el refrigerante no puede evaporarse,
cosa que implica que salga en estado líquido hacia el compresor. El descarche como
podemos observar es una operación muy importante en toda máquina frigorífica. El
método utilizado, así como sus intervalos de actuación, dependerán en gran medida
de las características de la instalación. Pueden utilizarse los siguientes sistemas
descritos a continuación.
Descarche por aire:
Es el método más sencillo y se aplica generalmente en cámaras cuya temperatura está por
encima de 0 ºC.
El ciclo es regulado por un control de presión. Al formarse hielo en el evaporador, la
presión de aspiración va disminuyendo y llega a un punto límite, en que el control desconecta
el compresor. Con el compresor parado y el ventilador en funcionamiento, el aire a
temperatura superior a la de congelación va quitando la escarcha.
Descarche por resistencia eléctrica:
Consiste en resistencias eléctricas dispuestas a lo largo de los tubos para calentar y
fundir el hielo formado. Durante el descarche se detiene el compresor y ventiladores del
evaporador y condensador, es decir, se paraliza temporalmente la instalación y entran en
funcionamiento las resistencias, que actúan durante un intervalo de tiempo fijo o variable.
En este caso un termostato detecta el momento en que el hielo termina de fundirse y se
interrumpe el paso de electricidad a través de las resistencias, entrando de nuevo en
funcionamiento todos los componentes de la cámara.
El ciclo de refrigeración en sistemas que usan descarche eléctrico está concebido para
trabajar alrededor de 20 horas al día descarcha durante breves y numerosos períodos que
suman unas 4 horas en total.

44. 43
Descarche por gas caliente:
Existen varios tipos de descarchado por gas caliente, y entre ellos el más destacado
es el denominado “de ciclo invertido”, cuyo elemento esencial es la válvula inversora. En
funcionamiento normal (refrigeración), un serpentín interior actúa como evaporador
absorbiendo calor, y uno exterior como condensador cediendo calor. Durante el descarche
la válvula inversora desvía el flujo de refrigerante, de modo que éste recorre el circuito en
sentido opuesto, excepto a su paso por el compresor. El resultado es que el serpentín interior
pasa a trabajar como condensador, mientras que el exterior es ahora el evaporador. De esta
forma, el calor de compresión se encarga de calentar el serpentín interior eliminando el hielo.
El motivo por el cual este sistema es más caro, es debido a que los dos intercambiadores
necesitan estar equipados con válvulas de expansión, provistas de sus correspondientes
bypass para que el refrigerante no pase por ellas en sentido inverso.
8.9 CÁLCULO DEL EVAPORADOR
Lo primero que debemos tener en cuenta para un correcto cálculo en el
dimensionamiento del evaporador, es su capacidad frigorífica. Que es la cantidad de calor
que éste, es capaz de absorber de la cámara.
G = 3 × q × qV
Q: Cantidad de calor absorbida (W)
U: Coeficiente global de transferencia de calor (
!
"' F (
)
A: Área de transferencia de calor (m2
)
Cuanto más grande sea U, mayor será la transferencia de calor a través de la
superficie, lo cual se traduce, a igualdad de capacidad frigorífica, en una menor superficie y
como consecuencia directa, menores dimensiones. Los valores más frecuentes de U para
cada tipo de evaporador, se pueden extraer de diferentes catálogos de fabricantes o en valores
aproximados de tablas que aparecen en los libros de refrigeración. En el caso de
evaporadores aleteados de convección forzada de aire, es aconsejable un valor de 20-40
W/m2K.

45. 44
qp =
9.w+xyzy:9x.ux-=. :(9{y|-zy:9x.ux-=.)
}~× ((9.w+xyzy:9x.ux-=.)/(9{y|-zy:9x.ux-=.))
= 5,48
Tabla 16: At evaporador
Tentrada aire Refrigerante T salida aire At
5 -1 4 5,48
Tabla 17: Q evaporador
U(W/m2K) Q(W) At A(m2)
20 1370 5,48 12,5
8.10 SELECCIÓN DEL EVAPORADOR
He seleccionado un evaporador cúbico pala 250mm modelo SHCN 025/1 C4 de 1,5 Kw de
potencia frigorífica y 750 w de potencia eléctrica.
8.11 CONDENSADORES
Es un intercambiador de calor en el que se produce la condensación de los gases a la
salida del compresor. El condensador debe de ser capaz de extraer y disipar el calor
absorbido en el evaporador más el calor equivalente al trabajo de compresión. La liberación
de este calor pasa por tres fases. La primera consiste en el enfriamiento de los gases desde
la temperatura de descarga del compresor, hasta la temperatura de condensación. Esta fase
es muy rápida, debido a la gran diferencia de temperaturas entre el fluido frigorífico y el
propio condensador. Actúa generalmente en la primera cuarta parte del condensador. La
segunda fase consiste en la cesión del calor latente de condensación. Es la etapa más lenta y
más importante, es donde el fluido efectúa su cambio de estado. La última fase es el
enfriamiento del líquido desde la temperatura de condensación hasta la temperatura deseada
(líquido subenfriado). Este enfriamiento se produce en la última cuarta parte del
condensador. La temperatura final del líquido dependerá del salto térmico existente.
Clasificación:

46. 45
Los diferentes tipos de condensadores más comunes, se clasifican según su forma de
disipar el calor y del medio utilizado.
- Condensadores refrigerados por aire.
- Condensadores refrigerados por agua.
Condensadores refrigerados por aire:
Los condensadores refrigerados por aire suelen trabajar normalmente en condiciones
de convección forzada, en aplicaciones en concreto como puede ser en muebles frigoríficos,
la condensación la realizan mediante convección natural. Según su forma, pueden ser de
tubos lisos, de tubos con aletas o de placas. El tipo de condensador más habitual es el de
tubo con aletas. Las aletas tienen una separación ya estudiada, para así facilitar el paso del
aire y a su vez reducir la posibilidad de acumular suciedad en el condensador. Normalmente
la velocidad del aire que pasa entre las aletas, suele estar entre 2 ́5 y 5 m/s. Sin embargo,
dado que el consumo de potencia de los ventiladores es relación directa de la velocidad, se
considera una correcta velocidad del aire de 3 m/s. La diferencia entre la temperatura de
condensación y del medio condensador (aire) debe de oscilar entre los 12 y 16 ºC. La
temperatura del medio condensador es la del aire en las condiciones de máxima temperatura.
En climas muy cálidos, las elevadas temperaturas de condensación pueden repercutir en un
bajo rendimiento del sistema.
Condensadores refrigerados por agua:
Dentro de este grupo, podemos diferenciar los que utilizan el calor sensible del agua,
el calor latente o la combinación de los dos. Los condensadores que utilizan el calor sensible,
pueden diferenciarse según: doble tubo a contracorriente o multitubulares. Los
condensadores de doble tubo a contracorriente son el tipo más clásico de intercambiador de
calor. Está formado por dos tubos concéntricos de diferentes diámetros. El refrigerante
circula por el espacio que definen los dos tubos, y el agua por el conducto interior en sentido
contrario. Como ventaja, son fáciles de diseñar y permiten velocidades altas de circulación
con un aumento del coeficiente global de transferencia de calor. Como desventaja, valorar
el elevado consumo de agua. En la actualidad son utilizados principalmente como
intercambiadores de subenfriamiento. Los condensadores multitubulares son el diseño
perfeccionado de los de doble tubo a contracorriente. La condensación se efectúa en el

47. 46
exterior de los tubos de agua. Para aumentar la superficie de intercambio se incorporan aletas
de refrigeración a los tubos, implicando directamente una reducción en la medida del
condensador. Es un tipo de condensador muy utilizado. Según la colocación de los tubos,
pueden ser verticales u horizontales. El consumo de agua suele ser mayor en los verticales,
también el coste de fabricación. Los condensadores que utilizan el calor latente del agua
como mecanismo de refrigeración, se llaman condensadores valorativos. Con este tipo de
condensadores podemos llegar a reducir el consumo de agua respecto a los citados
anteriormente (utilizan menos de un 10% de agua, comparándolo con el condensador
multitubular horizontal). Están construidos por un grupo de tubos con aletas, en el que entra
el refrigerante por la parte superior y sale por la parte inferior del condensador. El conjunto
está formado por una carcasa, la cual tiene una entrada de aire en la parte inferior y una
salida en l aparte superior (techo).Sobre los tubos hay una serie de toberas encargadas de
pulverizar el agua a medida que va circulando el aire por el interior de la carcasa. Los
condensadores que utilizan tanto el calor sensible como el calor latente del agua para
refrigerar, son llamados condensadores atmosféricos. Están formados por una serie de
serpentines donde por el interior de ellos circula el fluido frigorífico. En la parte superior
son instalados unos serpentines de agua, provocando una lluvia. El efecto de enfriamiento
se obtiene a la vez por el recalentamiento del agua y por su evaporación parcial al contacto
por el aire. Existen cuatro tipos dentro de este grupo: de tubos horizontales, de descarga,
sistema Block y de tubos transversales.
La potencia frigorífica del condensador se calcula con la siguiente ecuación:
ZrYH =
(Ä.ÅyÇÄvÉ")/
Ñ) × ÑC
= 2,4 Kw
Pcond : Potencia del condensador
Pevap : Potencia frigorífica del evaporador
Pcompre : Potencia del compresor
F1 : Coeficiente de corrección según comercial de condensadores(1)
F2 : Coeficiente de corrección según comercial de condensadores(0,98)

48. 47
8.12 SELECCIÓN DEL CONDENSADOR
He seleccionado el condensador Pecomark modelo LH33/2KC 05.2 Y con 2,4 Kw de
rendimiento a 5 ºC y con una potencia eléctrica de 120 w
9 CÁLCULO DE LA INCLINACIÓN ÓPTIMA DE LOS PANELES
FOTOVOLTAICOS
Según el CTE indica que para una instalación con uso permanente tanto en invierno
como en verano, esta inclinación corresponde con la misma aproximación de latitud de la
localización luego la inclinación en Calatayud será de 41º,38”
9.1 FACTORES QUE AFECTAN AL RENDIMIENTO DE LA INSTALACIÓN
Según el CTE existen unos factores limites en la instalación que hay que calcular y
que tienen que cumplir según:
El caso que se ajusta a nuestra instalación es General además del más restringido en
pérdidas y realizamos el cálculo para comprobar que cumple la instalación con el CTE.
- Perdidas por orientación e inclinación.
- Perdidas por sombra.
9.2 PÉRDIDAS POR INCLINACIÓN Y ORIENTACIÓN
Según el CTE se calculan con la siguiente ecuación:
Dado que lo hemos puesto con misma inclinación que la latitud las pérdidas serán menor del
10%.

49. 48
9.3 PÉRDIDAS POR SOMBRA.
Estas pérdidas son debidas a obstáculos que provocan sombra sobre la instalación de
paneles fotovoltaicos, provocando pérdidas en la producción de electricidad, como no hay
ningún edificio más alto alrededor no contaremos estas pérdidas.
9.4 PANEL FOTOVOLTAICO
Las placas fotovoltaicas es el elemento en la instalación que se encarga de
transformar la irradiación solar recibida del sol en energía eléctrica, señalar que la energía
eléctrica generada es en corriente continua D.C.
9.5 SELECCIÓN DEL PANEL FOTOVOLTAICO
El criterio seguido para la selección de placas es relación entre su precio y la
producción energética que proporciona.
CARACTERÍSTICAS DE LOS PANELES SELECCIONADOS
El panel seleccionado es mono cristalino de 60 células tipo Panda 60 Cell de potencia
280wp elegimos la mayor potencia en este tipo para reducir el número de paneles a instalar.

50. 49
Ilustración 5: Características de la placa solar
9.7 DISTANCIA ENTRE FILAS DE PANELES Y NÚMERO DE FILAS DE
PANELES A INSTALAR
Con el tipo de panel anteriormente seleccionado y con sus dimensiones calculamos
las distancia mínima de separación (d) entre filas de paneles fotovoltaicos a la que hay que
situarlas para que la fila de delante no proyecte sombra sobre la fila posterior, estos caculos
se pueden observar más adelante.

51. 50
9.8 NÚMERO DE PANELES FOTOVOLTAICOS NECESARIOS
Öº Ü7 JKH7á7à =
â7BKHÜK 7áérV_1rK Ü1K_1K
Z. JKH7á × åà × ç Ü7á JKH7á
Hs : Horas de sol pico para la inclinación optima.
P.panel : Potencia pico del panel.
Ηpanel : Rendimiento de panel.
Conociendo los datos obtenemos el siguiente valor:
Öº ZKH7á7à =
éCnèè
Cêè × C,ën × è,í
= 49 paneles
9.9 BATERÍA
Las baterías, también llamado acumuladores solares o fotovoltaicos, se utilizan para
almacenar la energía eléctrica generada por el sistema de generadores fotovoltaicos, con
objeto de disponer de ella en periodos nocturnos o en aquellas horas del día que no luzca el
sol.
9.10 BATERÍA SELECCIONADA
He seleccionado la batería powerball de testa con una capacidad de 13,5 Kwh
9.11 NÚMERO DE BATERÍAS A INSTALAR
Como nuestra instalación es de 32,4 Kwh he decidido instalar 4 y así tener 54 Kwh

52. 51
ANEXO I CÁLCULOS JUSTIFICATIVOS
1 TEMPERATURAS EXTERIORES
Utilizamos estos cálculos según la norma UNE-100001:2001.
Escogeremos la temperatura seca máxima de proyecto que es aquella que es sobre
pasada un tanto por ciento las horas del periodo estival (Junio, Julio, Agosto y Septiembre)
y para las 15 horas.
Obtenemos una temperatura:
Calatayud = 35,5 ºC
Con esta temperatura exterior calculamos las temperaturas en diferentes muros de la
instalación según orientación con respecto al sol, Norte, Sur, Este y Oeste ya que debido al
movimiento del sol esta temperaturas que inciden en los mismos variaran. En el cálculo de
temperatura por orientación hay que tener en cuenta que intervienen algunos factores de
corrección, mediante la siguiente ecuación:
Tfinal = Testándar + ∆Tmes+ ∆Thora+ ∆Taltura
Tomamos como referencia el periodo estival y a las 15 horas porque es el tiempo más
desfavorable ∆Tmes = 0
La temperatura varia con la altura, estimándose en -1ºC cada 150 m con respecto a
la estación meteorológica, ∆Taltura= - ∆z/150 donde ∆z = diferencia de cotas entre el lugar
considerado (Calatayud a 536 m ) y la estación meteorológica de la ciudad de Zaragoza
aeropuerto = 263 m, luego:
∆Taltura = -
(ìéë:Cëé)
)ìè
= - 1,82 ºC
También hay que tener en cuenta la localización de la instalación ya que si esta
estuviera en el centro de la propia capital la temperatura se estima que aumentaría desde 1ºC
hasta 3ºC, en esta instalación situada a las afueras de Calatayud se toma en la práctica como

53. 52
referencia 1ºC de aumento. Tomados los valores de temperatura media según CTE de 24,3
ºC luego se hará lo siguiente :
∆Tlocaliza = (T,exteriormáxima - 24,3 + ∆Tciudad)
∆Tlocaliza = (35,5 - 24,3 + 1) = 12,2 ºC.
En el DTE se clasifican los muros según los Kg/m2 , el cerramiento de la nave es de 300
Kg/m2. la Testándar queda en :
Norte = 31,3
Este = 28,6
Sur = 21,9
Oeste = 25,3
∆Thora: Fluctuación para variaciones diarias de temperatura en la localidad de Calatayud =
2,1 ºC
Obteniendo en la ecuación anteriormente descrita T,equivalente los siguientes valores:
- Norte = 31,3 + 12,2 - 2,1 = 41,4
- Este = 28,6 + 12,2 - 2,1 = 38,7
- Sur = 21,9 + 12,2 - 2,1 = 32
- Oeste = 25,3 + 12,2 - 2,1 = 35,4
Pared Norte 41,4 ºC
Pared Este 38,7 ºC
Pared Sur 32 ºC
Pared Oeste 35,4 ºC
Estas temperaturas de resumen se utilizan solo para el cálculo de espesores de
aislamiento de cada cámara en los demás cálculos para temperatura exterior tomaremos la
que hace referencia al lugar de instalación según normativa.

54. 53
2 CALCULO DE ESPESOR DE AISLAMIENTO
Calcularemos el espesor del aislante mediante el flujo máximo para ser mas exactos.
Partiremos de una ecuación que expresa la tasa de transferencia de calor a través de una
pared plana:
Q = U x S x (Te – Ti)
- Q = Tasa de transferencia de calor en W
- S = Superficie de cerramiento en m2
- U = Coeficiente global de transferencia de calor
!
"' × (
- Te - Ti = Temperatura exterior - interior en ºC
El flujo de calor será:
Q = U (Te – Ti)
La transmitancia térmica será:
U =
)
*+
La resistencia térmica total (Rt) será:
Rt = Rsi + Rse + R1 + R2 + ri
Rsi y Rse son las resistencias superficiales al aire interior y exterior sacadas de las siguientes
tabla del RITE en:
"' × (
!

55. 54
Ilustración 6: Cerramientos de flujo de calor
Ilustración 7: Posición de la partición interior y sentido de flujo de calor
Rsi =
)
,-
y Rse =
)
,.
hi = Coeficiente de convección interior en
"' × (
!
he = Coeficiente de convención exterior en
"' × (
!
R1, R2,…RI son las resistencias térmicas de cada capa:

56. 55
Ri =
.-
/-
Ei = espesor de las distintas capas de pared en metros
01 = Conductividad térmica de diseño del material que compone la capa en
!
" × (
Despejando valores de la ecuación de coeficiente global de transferencia de calor obtenemos:
1
3
=
1
ℎ1
+
71
01
+
1
ℎ7
Despreciando los coeficientes Rsi y Rse nos quedaría de la siguiente forma
1
3
=
7
01
Uniendo las expresiones anteriores obtenemos que el espesor del aislante será:
e =
/- (9.:9-)
<
Las pérdidas máximas admisibles o flujo de calor se fijan según el reglamento de seguridad
frigorífica (R.S.F)
En nuestro caso para conservación será de:
Q = 8
!
"'
2.1 TECHO
î × 3J =
)
*+.v,É
3 = 3J × î
Up : Transmitancia térmica.
b : Coeficiente de reducción de temperatura.
Supongo un espesor de aislante de 0,20 m que luego comprobare si cumple con las
expectativas.

57. 56
Rtecho = Rse + Rsi + e/λ = 0,17 + 0,17 + (0,20/0,023) = 9
"'× (
!
Para conservación: Rtecho = 8 así que nuestro aislante será válido
La transmitancia térmica del techo :
3J =
)
*+.v,É
= 0,104
"'× (
!
Ilustración 8: Composiciones de cubierta
La composición de la cubierta de la cámara será con paneles sándwich de cubierta tapajuntas
con las siguientes características:
- Espesor del panel 120 mm
- Cubierta de chapa a dos aguas con una inclinación de 30º

58. 57
2.2 PARED
La composición de los cerramientos que forman la nave ya existente está formado
por la siguiente tabla: K= 0,546
!
"' × (
Este dato será imprescindible para dimensionar el espesor del aislante.
Pared exterior de la nave E (m) λ =
>
? @ ºA
R =
"' × (
>
K=
!
"' × (
Revestimiento mono capa 0,015 1,345 0,011
Ladrillo Gero hormigón 0,12 0,39 0,308
Cámara con polietileno
extrusionado
0,055 0,037 1,486
Ladriyeso 0,06 2,38 0,025
TOTAL 1,831 0,546
Calcularemos el espesor del aislante mediante el flujo máximo para ser mas exactos.
Partiremos de una ecuación que expresa la tasa de transferencia de calor a través de una
pared plana:
Q = U x S x (Te – Ti)
- Q = Tasa de transferencia de calor en W
- S = Superficie de cerramiento en m2
- U = Coeficiente global de transferencia de calor
!
"' × (
- Te - Ti = Temperatura exterior - interior en ºC
El flujo de calor será:
Q = U (Te – Ti)
La transmitancia térmica será:
U =
)
*+
La resistencia térmica total (Rt) será:
Rt = Rsi + Rse + R1 + R2 + ri

59. 58
Rsi y Rse son las resistencias superficiales al aire interior y exterior sacadas de las siguientes
tabla del RITE en:
"' × (
!
Rsi =
)
,-
y Rse =
)
,.
hi = Coeficiente de convección interior en
"' × (
!
he = Coeficiente de convención exterior en
"' × (
!
R1, R2,…RI son las resistencias térmicas de cada capa:

60. 59
Ri =
.-
/-
Ei = espesor de las distintas capas de pared en metros
01 = Conductividad térmica de diseño del material que compone la capa en
!
" × (
Despejando valores de la ecuación de coeficiente global de transferencia de calor obtenemos:
1
3
=
1
ℎ1
+
71
01
+
1
ℎ7
Despreciando los coeficientes Rsi y Rse nos quedaría de la siguiente forma
1
3
=
7
01
Uniendo las expresiones anteriores obtenemos que el espesor del aislante será:
e =
/- (9.:9-)
<
Las pérdidas máximas admisibles o flujo de calor se fijan según el reglamento de seguridad
frigorífica (R.S.F)
En nuestro caso para conservación será de:
Q = 8
!
"'
Tabla 18: Resistencias térmicas de los cerramientos
Resistencias térmicas de los
cerramientos
1/he
BC
× D
E
1/hi
BC
× D
E
1/hi +1/he
BC
× D
E
Paredes Exteriores 0,04 0,13 0,17
Utilizando la resistencia térmica superficial de la tabla, y la resistencia térmicas del
cerramiento de la pared de la nave de 0,546
!
"' × (

61. 60
1
3
=
7
01
Rpared =
)
è,ìnë
"' × (
!
Utilizando los valores anteriores y sustituyendo en las formulas obtenemos los
siguientes resultados:
Pared Ti ºC Te ºC HR % 1/hi +1/he
BC
× D
E
71
01
S (m) U
global
e (m)
Norte 5 41,4 90 0,17 5 6,25 0,21 0,1
Sur 5 38,7 90 0,17 5 6,25 0,21 0,1
Este 5 32 90 0,17 5 12,5 0,21 0,1
Oeste 5 35,4 90 0,17 5 12,5 0,21 0,1
3 TEMPERATURA DE EVAPORADOR Y CONDENSADOR
Utilizamos la siguiente ecuación para obtener la temperatura de condensador:
Tcondensador = Tambiente + 15 ºC
Tcondensador = 35,5 + 15 = 50,5 ºC
Para condensador refrigerado por aire se suele tomar un valor entre (10 ºC y 20 ºC) en la
práctica se toma un valor de 15 ºC.
Para la temperatura del evaporador se utilizara la siguiente ecuación:
To = Tc – DT
To: Temperatura de evaporación.

62. 61
Tc: Temperatura de conservación del producto o temperatura de la cámara.
DT: Salto térmico en el evaporador, se obtiene a partir de tablas con la humedad relativa en
el interior de cada cámara y teniendo presente que los evaporadores utilizaran ventilación de
aire forzada.
Ilustración 9: Gráfica aire forzado
Sustituyendo los valores de humedad y teniendo en cuenta que la refrigeración en
los evaporadores se realizara mediante ventiladores (forzadas) línea rosa de la tabla
obtenemos el valor DT y sustituyendo este en la formula anterior obtenemos los siguientes
resultados de la temperatura de evaporador:

63. 62
Temperatura
interior º C
Humedad
%
DT T. Condensador ºC T. Evaporador ºC
5 90 5,6 50,5 -1
4 CARGA TÉRMICA RENOVACIÓN DE AIRE EN INTERIOR DE CÁMARA
En cualquier recinto refrigerado debe existir ventilación suficiente para poder
renovar periódicamente el aire viciado por aire fresco. Esta ventilación se realiza
normalmente con el uso de las puertas de la cámara, y sobre todo con sistemas de ventilación.
Para la entrada de aire exterior a la cámara debida a las infiltraciones de aire a través
de las puertas, cuando se encuentran abiertas, estas cargas se transmiten en forma de calor.
Para determinar estas cargas utilizamos la ecuación siguiente:
G =
H × I × J ( ℎK − ℎM )
24 × 3600
n : número de renovaciones de aire por día.
v : volumen interior de la cámara, en m3.
ha : entalpia del aire en las condiciones ambientales exteriores
(S
(=
hf : entalpia del aire en las condiciones interiores de la cámara
(S
(=
ρ : Densidad media del aire entre las condiciones exteriores e interiores 1,2
(=
"T
Las entalpias las obtenemos a través de diagrama psicométrico del aire húmedo, en este caso
para determinar las propiedades físicas del aire, hacemos uso de diagrama de Mollier.

64. 63
La entalpia dentro de esta cámara como podemos observa en el diagrama es 17,3 y la entalpia
en el exterior es de 80 en condiciones iniciales.
.
5 ESTIMACIÓN DEL CONSUMO ELÉCTRICO DE LA CÁMARA
Tenemos en cuenta el consumo eléctrico de compresor, evaporador y condensador
que son los elementos más importantes en estos sistemas de frio y los que consumen
electricidad, estos datos son obtenidos de las fichas técnicas de cada elemento seleccionado
Humedad % 90
Temperatura ºC 5
Volumen m3
31,25
h (Kj/Kg) 17,3
n 1,65
Q(w) 45
Ilustración 10: Diagrama de aire húmedo

65. 64
Tabla 19: Consumo eléctrico
Evaporador (w)
Condensador
(w)
Compresor
(w)
750 120 850
Así el consumo medio diario para la cámara frigorífica, se obtiene a partir de
Consumo CA (Kwh) = (Evaporador + Condensador + Compresor)*no de horas de
funcionamiento, número de horas que trabajan al día (16 horas)
A continuación el consumo Ca obtenido hay que añadirle pérdidas debidas a los
rendimientos de cada elemento que formara la instalación ya que en ellos existen perdidas
energéticas en su funcionamiento obteniendo el consumo global por cada cámara según la
ecuación siguiente:
Tabla 20: Consumo eléctrico total
Evaporador (w)
Condensador
(w)
Compresor
(w)
Consumo
(Kwh)
750 120 850 27,52
Con un coeficiente de rendimiento de 0,85 quedaría en 32,4 Kw
6 RADIACIÓN DISPONIBLE
Utilizare una calculadora de horas solares pico en el mes de enero (2,646)
Ilustración 11: Calculadora de horas solares pico

66. 65
6.1 CÁLCULO DE LA INCLINACIÁN ÓPTIMA DE LOS PANELES
FOTOVOLTAICOS
La inclinación optima será de 50 grados porque es la que más Hsp nos proporciona
Ilustración 12: Calculadora de horas solares pico bis
6.2 PÉRDIDAS POR SOMBRAS
Anulamos las perdidas por sombras por no haber edificios cercanos con mayor altura.
Ilustración 13: Plano Calatayud pérdidas por sombras

67. 66
6.3 DISTANCIA ENTRE FILAS DE PANELES
La distancia d, medida sobre la horizontal, entre filas de módulos o entre una fila y
un obstáculo de altura h que pueda proyectar sombras, se recomienda que sea tal que se
garanticen al menos 4 horas de sol en torno al mediodía del solsticio de invierno según CTE.
En cualquier caso, d ha de ser como mínimo igual a h*k, siendo k un factor a
dimensional al que, en este caso, se le asigna el valor 1/tan(61° – latitud).
Asimismo, la separación entre la parte posterior de una fila y el comienzo de la
siguiente no será inferior a h*k, siendo en este caso h la diferencia de alturas entre la parte
alta de una fila y la parte baja de la posterior.
Conocemos el ángulo de inclinación optima 50º y la longitud del panel a instalar 0,99m.
aplicando trigonometría cálculo la altura Ho = 0,82 m
Dividimos la altura entre tan ( 61 – latitud ) y nos da una distancia entre paneles de:
d = 2,43 m
Ilustración 14: Distancia entre paneles

68. 67
6.4 NÚMERO DE PANELES FOTOVOLTAICOS NECESARIOS
Öº ZKH7á7à =
rYHàïBY ñáYîKá
Z. JKH7á × ℎàJ × óJKH7á
Hsp : Horas sol picos para la inclinación optima de 50º para en el mes más crítico Enero en
esta instalación =2,64
P.panel : Potencia pico del módulo fotovoltaico seleccionado en condiciones estándar según
Wp=280w
ηpanel : Rendimiento de panel ya que existen perdidas como limpieza , mantenimiento etc,
Öº ZKH7á7à =
éCnèè
Cêè × C,ën × è,í
= 49 paneles

69. 68
ANEXO II MATERIALES
16Kide 2017
Cámaras Frigoríficas
Panel
frigorífico
industrial
Kide
La unión hace la fuerza y,
por tanto, el aislamiento
Para la unión entre paneles, KIDE ha desarrollado un
sistema de doble machihembrado que confiere a la
unión la rigidez necesaria para la correcta realización de
las instalaciones.
Además, el panel puede llevar incorporado el sistema
de sujeción mediante gancho, que refuerza el ajuste
de un panel contra el otro, logrando una hermeticidad
óptima.
Todo ello permite garantizar a nuestras cámaras
máximo poder de aislamiento, traduciéndose en un
considerable ahorro energético.
UN SISTEMA QUE ENGANCHA
A QUIEN LO PRUEBA
DOBLE JUNTA
MACHIHEMBRADA KIDE: LA
JUNTA PERFECTA PARA UN
AISLAMIENTO TOTAL.
El PANEL FRIGORÍFICO INDUSTRIAL KIDE garantiza
máximo poder de aislamiento en todo tipo de
cámaras industriales. Y es que puede ser fabricado
con un largo de hasta 12 metros, lo que reduce al
máximo el número de juntas de las paredes, y puede
alcanzar hasta los 200 mm. de espesor, logrando
un aislamiento total sea cual sea la magnitud de la
cámara.

70. 69
Kide 201717
Fácil de montar y
desmontar
A la hora de instalar una cámara, es fundamental que el
montaje de los paneles, además de garantizar máximos
resultados de aislamiento, sea lo más rápido y sencillo
posible, permitiéndole ahorrar tiempo y, por lo tanto,
dinero.
Conscientes de ello, las ventajas de nuestro sistema
de sujeción con gancho también se traducen en una
mayor rapidez y facilidad de montaje frente a los
sistemas convencionales, ya que tan sólo basta girar la
llave 3/4 de vuelta para que el ajuste entre los paneles
sea perfecto. Además, en caso de tener que soltar los
paneles, este sistema es tan fácil de soltar como de
ajustar.
Fabricar en discontinuo
aporta continuas ventajas
El hecho de que nuestros PANELES INDUSTRIALES
se fabriquen en discontinuo también aporta una serie
de importantes ventajas. Por un lado, ventajas en
cuanto a flexibilidad productiva ya que nuestro sistema
de fabricación nos permite adaptarnos mucho más
fácilmente a las exigencias de nuestros clientes, tanto
en plazos de entrega como en medidas, espesores y
otros requerimientos específicos. Posibilitando además
la reposición instantánea de cuaquier panel en caso de
que sufra deterioros durante la instalación.
Por otro lado, la fabricación en discontinuo nos permite
suministrar al cliente el panel totalmente terminado,
para minimizar los trabajos en obra. De esta forma
el montaje es mucho más rápido y económico. Con
la posibilidad de que los paneles lleven incorporados
los ganchos de unión para facilitar al máximo dicho
montaje.

71. 70
18Kide 2017
Cámaras Frigoríficas
Especificaciones técnicas
Los paneles aislantes prefabricados KIDE, tipo
SANDWICH de poliuretano, están acreditados con el
certificado de producto AENOR y marcado conforme
a la norma UNE-EN 14509. Constan de:
/ AISLAMIENTO
Espuma rígida de poliuretano sin CFC ni HCFC
Densidad 40 Kg/m3
(tolerancia +3 -0 Kg/m3
)
COEFICIENTE DE TRANSMISIÓN TÉRMICA media “U”
/ REACCIÓN AL FUEGO
- Panel BS2d0 (según Euroclases UNE-EN 13501-1)
- Rango de trabajo: Entre -40ºC y +75ºC según
espesor.
/ REVESTIMIENTO
STANDARD:
Chapa de acero ligeramente nervado, galvanizado y
prelacado poliester (25µ) con un film de protección
pelable.
Color blanco. Calidad alimentaria.
BAJO PEDIDO:
Chapa de acero inoxidable.
Chapa de acero plastificado PVC alimentario de 120µ
Chapa de acero de otros espesoresy acabados.
/ SISTEMA DE UNIÓN
Junta doble machihembrada y con cajetines
insertados que realizan el ensamblaje de los paneles
mediante un gancho excéntrico (de acero inoxidable
AISI 430), el cual se hace girar con una llave cuadrada
y engancha a un eje metálico. Los ganchos van
insertados únicamente en el lado largo del panel.
Máxima estanqueidad debido a su específico diseño.
- AL AIRE: Clasificación “O” a 50 Pa (EN 12114)
- AL AGUA: Clasificación “A” a 1.200 Pa (EN 12865)
/ PANELES DE SUELO Y TECHO
Largo: Longitud máxima de 12.000 mm.
Ancho: 1.180 mm. útil. Ancho total 1.195 mm.
Espesor: 60, 75, 100, 120, 150, 180, 200 mm.
Tolerancias: Según norma UNE-EN 14509
Espesor panel en mm. 60 75 100 120 150 180 200
U (W/m2
ºC) 0,38 0,31 0,23 0,19 0,15 0,13 0,12
Peso panel Kg./m2
Revestido 2 caras chapa 0,5 mm. 11 12 13 14 15 17 18

72. 71
Kide 201719
Cargas admisibles para panel con tres apoyos y flecha de
L/200, siendo L la distancia entre apoyos
Cargas admisibles para panel con dos apoyos y flecha de
L/200, siendo L la distancia entre apoyos
Cargas admisibles para panel según el espesor, flecha
L/200 y norma NBE 95. El coeficiente de seguridad es de
1,7. Por tanto y según la norma, las combinaciones de
cargas NO deben ser mayoradas.
e = 60 mm
e = 75 mm
e = 100 mm
e = 120 mm
e = 150 mm
e = 180 mm
e = 200 mm
e = 60 mm
e = 75 mm
e = 100 mm
e = 120 mm
e = 150 mm
e = 180 mm
e = 200 mm

73. 72
Kide 201719
Cargas admisibles para panel con tres apoyos y flecha de
L/200, siendo L la distancia entre apoyos
Cargas admisibles para panel con dos apoyos y flecha de
L/200, siendo L la distancia entre apoyos
Cargas admisibles para panel según el espesor, flecha
L/200 y norma NBE 95. El coeficiente de seguridad es de
1,7. Por tanto y según la norma, las combinaciones de
cargas NO deben ser mayoradas.
e = 60 mm
e = 75 mm
e = 100 mm
e = 120 mm
e = 150 mm
e = 180 mm
e = 200 mm
e = 60 mm
e = 75 mm
e = 100 mm
e = 120 mm
e = 150 mm
e = 180 mm
e = 200 mm