2.2. formas de transmision de calor

UNIVERSIDAD VERACRUZANA
FACULTAD DE INGENIERÍA MECÁNICA ELÉCTRICA
ZONA POZA RICA-TUXPAN
“PROYECTO DEL SISTEMA DE AIRE ACONDICIONADO DE LA
CENTRAL TELEFONICA DE LA CIUDAD DE PAPANTLA, VER.”
TESIS
QUE PARA OBTENER EL TÍTULO DE:
INGENIERO MECÁNICO ELECTRICISTA
PRESENTA:
OSCAR GONZALEZ CASADOS
DIRECTOR DE TESIS:
M. EN C. ALVARO CASADOS SANCHEZ
POZA RICA VER.,
2009
1
INDICE
Pág.
Introducción………………………………………………………………………
1
CAPITULO I……………………………………………………………………..
3
1.1. Justificación…………………………………………………………………..
4
1.2. Naturaleza, sentido y alcance del trabajo…………………………………….
5
1.3. Enunciación del problema……………………………………………………
6
1.4. Estructura del trabajo………………………………………………………...
8
1.5. Planteamiento del problema…………………………………………………
10
1.6. Hipótesis del trabajo………………………………………………………...
11
1.7. Proceso de la investigación…………………………………………………
12
CAPITULO II………………………………………………………………….
13
2.1. Marco contextual…………………………………………………………..
14
MARCO TEORICO
2.2. FORMAS DE TRANSMISION DE CALOR……………………………..
17
2.2.1. Transmisión de calor por conducción………………………………
19
2.2.2. Transmisión de calor por conveccion……………………………....
26
2.2.3. Transmisión de calor por radiación………………………………...
31
2.3. CICLOS DE REFRIGERACION……………………………………….
37
2.3.1. Ciclo de Carnot…………………………………………………….
37
2.3.2. La maquina térmica de Carnot…………………………………….
46
2.3.3. El refrigerador y la bomba de calor de Carnot……………………
50
2.3.4. El ciclo invertido de Carnot………………………………………
56
2.3.5. Diagrama de Mollier……………………………………………...
59
2.3.6. El ciclo teórico de refrigeración por compresión de vapor……….
80
2
Pag.
2.4. CALCULO DE LA CARGA TERMICA………………………………..
89
2.4.1. Coeficiente global de transferencia de calor………………………
91
2.4.2. Transferencia de calor através de muros, losas y piso planta baja...
97
2.4.2. Transferencia de calor através de muros, losas y piso planta alta…
101
2.5. DISEÑO DE DUCTOS…………………………………………………..
103
2.5.1. Oficinas comerciales………………………………………………
110
2.5.2. Sala del distribuidor……………………………………………….
112
2.5.3. Sala automática…………………………………………………....
114
2.6. SELECCIÓN DE EQUIPO………………………………………………
119
CAPITULO III………………………………………………………………
133
Conclusiones y proposiciones………………………………………………..
134
Bibliografías…………………………………………………………………..
135
Apéndices……………………………………………………………………
136
3
INTRODUCCION
Las instalaciones de aire acondicionado, tienen el propósito de mantener en un
espacio determinado, condiciones de confort o las necesarias para conservación de
productos o para la realización de un proceso en la industria. Estas condiciones
pueden ser de enfriamiento o de calefacción, pero debido a que México tiene un
clima predominantemente cálido, el aire acondicionado se aplica principalmente
para producir enfriamiento.
La refrigeración, calefacción y ventilación se ha practicado desde tiempos
inmemorables para lograr la comodidad del ser humano, esto ha hecho posible que
el hombre pueda vivir bajo condiciones climatológicas difíciles.
El termino
refrigeración implica el mantener un espacio a una temperatura menor que la de sus
alrededores, la calefacción es el proceso inverso, mientras que la ventilación implica
el suministro de aire atmosférico y el cambio de aire en un espacio interior en
cantidad suficiente para satisfacer las condiciones necesarias en la sala.
En el confort humano debe mantenerse un balance entre el individuo y sus
alrededores, el objetivo de las condiciones mencionadas con anterioridad, es
proveer una atmósfera de comodidad. El mecanismo que regula el cuerpo humano,
permite conservar la temperatura del cuerpo aproximadamente en 98.6ºF ( 37ºC),
siendo esta la temperatura normal del cuerpo humano.
4
En la actualidad el aire acondicionado y la refrigeración son esenciales en el
funcionamiento eficiente de la industria, así como el comercio.
Estos han sido utilizados para aumentar la productividad personal, y para
proveer espacios acondicionados de necesidades específicas.
El rendimiento del personal que trabaja intelectualmente es más difícil de medir,
pero son grandes las ganancias que se obtienen por su aumento de productividad.
La productividad del trabajador en áreas con aire acondicionado, se mejora en
términos de menos ausentismo, menos cambios de labor, menor distracción por
ruido, menos viajes a la fuente de agua, una producción más eficiente
y menos
tiempo perdido debido a la fatiga por calor.
El propósito de este trabajo es dar una breve introducción a la importancia que
tienen los sistemas de aire acondicionado en lograr un buen funcionamiento del
equipo de Telecomunicaciones y su inherente efecto benéfico en el mantenimiento
de dicho equipo.
Los efectos causados por las variaciones de temperatura, humedad,
concentración de polvo en el equipo telefónico son de tan singular importancia que
es necesario establecer normas en relación con los sistemas o instalaciones de aire
acondicionado que deberán adaptarse.
5
CAPITULO I
6
1.1. JUSTIFICACION
En edificios que albergan equipos telefónicos, es de suma importancia el
sistema de aire acondicionado ya que cada fabricante de equipo tiene sus
recomendaciones sobre la humedad y temperatura permitida para sus equipos
telefónicos, pero estos valores pueden variar según el equipo o el fabricante en
cuestión, que pueden significar una gran variedad de costos en las instalaciones de
aire acondicionado.
Un gran ahorro económico en estas instalaciones puede lograrse si es posible
formular ciertas normas estándar, por ejemplo para la instalación, los equipos y las
capacidades y para la operación y mantenimiento de estas.
En el diseño de los edificios para los sistemas y equipos telefónicos es
importante que se tome en cuenta la necesidad de construir, principalmente
pensando en los requisitos del equipo telefónico y no del personal que
ocasionalmente ocupara el edificio.
Si el
edificio contiene además salas de
oficinas, conmutadores, tráfico, etc., es indispensable separar estos lugares
completamente, de las salas de equipo para evitar una entrada de polvo con las
subsecuentes fallas, y además cada una de estas salas deberá tener diferentes
requisitos de ventilación, temperatura y humedad. En este trabajo se efectúa el
proyecto de aire acondicionado para las Oficinas, Distribuidor y Sala Automática.
7
1.2. NATURALEZA, SENTIDO Y ALCANCE DEL TRABAJO
En este trabajo se realiza el cálculo del acondicionamiento de aire de un Edificio
de Teléfonos de México, S.A., además es una guía práctica que contiene un apoyo
de información teórica aplicada a las formas de transmisión de calor, ciclos de
refrigeración, cálculo de la carga térmica, diseño de ductos de aire y la selección de
equipos.
Esta tesis tiene como alcance dar a conocer el cálculo de la carga térmica por el
método de estado estable y el cálculo de ductos por el método de reganancia
estática, este se usa para reducir la velocidad en cada uno de los ramales, de tal
forma que la recuperación de presión estática debido a esta reducción compense
exactamente la fricción en el tramo siguiente.
Este proyecto se dirige básicamente a todas aquellas personas dedicadas e
interesadas en acondicionar un espacio, aunque se refiere a un Edificio de
Teléfonos de México, su contenido es de gran apoyo, ya que el análisis es el mismo
para cualquier tipo de espacio que se requiera acondicionar.
8
1.3. ENUNCIACION DEL PROBLEMA
El acondicionamiento del aire en la actualidad es de suma importancia en la
industria, oficinas y en el hogar. El confort en las personas y los requisitos de
condiciones de aire en la industria es muy importante para obtener un mayor
rendimiento.
En este trabajo se lleva a cabo el proyecto de aire acondicionado para salas en
donde estará instalado el equipo telefónico, en donde el buen funcionamiento de
este depende de las condiciones de aire requerido por el fabricante.
Dentro de los elementos que influyen en la carga térmica están los siguientes:
El consumo eléctrico del equipo telefónico, alumbrado, número de personas,
ganancia de calor por infiltración de aire, así como la transferencia de calor a través
de paredes, piso y losa.
Para él diseño de ductos de aire existen tres métodos los cuales son:
El método de reducción de velocidad, el método con caída de presión constante y el
método de reganancia estática que es el utilizado en este proyecto, ya que de los
tres es el más exacto teóricamente, puesto que con este se satisface la condición de
conservar una presión estática uniforme en todos los ramales y descarga de rejillas.
9
La finalidad de este proyecto es obtener las condiciones de aire en la sala
requeridas por el fabricante del equipo telefónico que se instalará.
10
1.4. ESTRUCTURA DEL TRABAJO
Este trabajo se refiere específicamente al acondicionamiento del aire de las
diversas salas integrantes de un edificio de Teléfonos de México S.A.
A
continuación se dará la secuencia del desarrollo del trabajo enfocado al
acondicionamiento del aire utilizando el Método Estático.
El desarrollo de esta investigación cuenta con una estructura de tres capítulos y
se presentan de la siguiente manera:
CAPITULO I
Comprende la justificación del tema tratado, así como de la naturaleza, sentido
y alcance del trabajo, define la ecuación del problema y la estructura del trabajo,
posteriormente se desarrolla el planteamiento del problema de la investigación, así
como la hipótesis del trabajo y para concluir con este capítulo se presenta el
proceso de la investigación.
CAPITULO II
Se presenta el desarrollo del tema, la exposición general, el marco contextual,
es decir el espacio geográfico donde se realizo este proyecto, el marco teórico que
está dividido en cinco temas los cuales son: formas de transmisión de calor, ciclos
11
de refrigeración, cálculo de la carga térmica, diseño de ductos de aire y selección de
equipo.
CAPITULO III
Se mencionan las conclusiones y proposiciones del proyecto, bibliografía, anexos
y apéndices.
Esperando que el trabajo sea de interés general y útil para todas las personas que
están involucradas en los sistemas de aire acondicionado en forma general.
12
1.5. PLANTEAMIENTO DEL PROBLEMA DE LA
INVESTIGACION
El interés en la elaboración de este trabajo se debe a la importancia que tiene
el aire acondicionado en las salas, que alojan equipo telefónico como son los
edificios de Teléfonos de México S.A.; ya que el buen funcionamiento y
conservación de estos, va a depender de que en la sala siempre se mantenga la
temperatura, humedad y ventilación requerida por el fabricante del equipo telefónico.
Por medio de este trabajo se dará a conocer de una manera sencilla y amplía el
cálculo de la carga térmica de enfriamiento mediante el método de estado estable
que es el más utilizado en la actualidad. Para el diseño de ductos se utiliza el
método de reganancia estática, este método se usa para reducir la velocidad en
cada uno de los ramales, de tal forma que la recuperación de presión estática
debido a esta reducción compense exactamente la fricción en el tema siguiente, y
de esta manera ayudar a reducir la capacidad del motor del ventilador y cantidad de
lamina utilizado en los ductos.
Es preciso mencionar que la aplicación de este tipo de proyectos está dirigido al
personal que desarrolla trabajos de esta índole así como también al personal
técnico.
13
1.6. HIPOTESIS DEL TRABAJO
La propuesta de solución que en este trabajo se muestra a la problemática de
las altas temperaturas que presenta la ciudad de Papantla en el estado de Veracruz,
así como de las formas de transmisión de calor, y que de aquí se parte para el
cálculo de la carga térmica y el diseño de los ductos de aire.
Ante la problemática que presenta en todas las ciudades el que exista un buen
funcionamiento en los aparatos telefónicos, es necesario evitar en lo más posible
que se produzcan fallas en la Central Telefónica. A partir de lo antes expuesto, se
establece la deducción de la siguiente hipótesis.
¿El mantener la temperatura,
humedad, limpieza y ventilación en una sala de Equipo Telefónico hará que este
funcione con menos fallas?
14
1.7. PROCESO DE LA INVESTIGACION
Este trabajo, se realizó basándose en estudios previos de investigaciones del
aire acondicionado en varios de los aspectos, pero principalmente en mantener las
condiciones adecuadas de temperatura y humedad en las Salas donde se aloja
equipo telefónico.
Con la ayuda de la empresa CARRIER, conocida mundialmente por su amplio
estudio del tema, se obtuvieron los lineamientos a seguir para la realización del
proyecto, así como una extensa cantidad de datos y valores que nos proporcionaran
el uso correcto de la temática de dicho proyecto.
Se obtuvo la ubicación geográfica, las dimensiones del local a acondicionar y
las condiciones exteriores del aire. La temperatura de bulbo seco y húmedo, la
humedad relativa en base a las cuales se determinaron el punto de rocío y los
gramos de humedad, respecto del Confort interior de las Salas. Se establecieron
los materiales y
equipos para el diseño de ductos y la selección de equipo,
necesarios para la distribución uniforme del aire.
Se empelaron diferentes teorías de investigación, tanto documental, como
bibliografía para el fortalecimiento del marco teórico y fundamentación básica del
tema.
15
CAPITULO II
16
2.1. MARCO CONTEXTUAL
La presentación de este proyecto de investigación tiene la meta de realizar un
estudio del acondicionamiento del aire para el edificio de Teléfonos de México S. A.,
que se encuentra ubicado en la Ciudad de Papantla, Ver., donde el clima es tropical
cálido-húmedo.
La construcción de este edificio fue diseñado para alojar el equipo telefónico
que dará servicio al municipio de Papantla. Dicho edificio consta de una sala
automática y sala de distribución que contaran con unas condiciones de diseño
Internas de 75 º F y 60% de humedad relativa, y sala de oficinas comerciales cuyas
condiciones de diseño serán de 75 º F y 50 % de humedad relativa, siendo de suma
importancia mantener las condiciones antes referidas para evitar fallas en el equipo
telefónico.
A continuación se presentaran los planos de la central telefónica, con sus
respectivas medidas y dimensiones, lo cual es necesario para calcular la carga
térmica en el edificio.
17
18
19
20
2.2. FORMAS DE TRANSMISION DE CALOR
En termodinámica el calor se define como, la energía que se transfiere debido a
gradientes o diferencias de temperatura. De manera consistente con este punto de
vista (tomado del libro [1] Pagina 7). La termodinámica solo reconoce dos modos de
transferencia de calor: Conducción y Radiación. Por ejemplo, la transferencia de
calor a través de una tubería de acero se realiza por conducción, mientras que la
transferencia de calor del sol a la tierra o a una nave espacial se efectúa por
Radiación Térmica. Estas modalidades de transferencia de calor se producen a
escala molecular o subatómica. En el aire a presión normal la conducción se realiza
por medio de moléculas que se desplazan distancias muy cortas ( menores a 0.65
μm) antes de chocar e intercambiar energía con otra molécula. Por otro lado, la
radiación se efectúa por medio de fotones que viajan casi sin encontrar obstáculos
a través del aire de una superficie a otra. Así, una diferencia importante entre la
conducción y radiación es que los portadores de energía en la conducción tienen un
camino libre medio corto, mientras que en la radiación ocurre lo contrario.
Sin
embargo en el aire y a presiones muy bajas, típicas en dispositivos de alto vacío, el
camino libre medio de las moléculas puede desplazarse sin obstáculos de una
superficie a otra. En este caso la transferencia de calor por medio de moléculas se
rige por las leyes análogas a las de radiación.
m (h +
V
2 2
+ gz) = Q - W …..……..ec (1)
que es la ecuación de energía para flujo estacionario.
21
Ecuación de la energía para flujo estacionario
En virtud de su masa y velocidad un fluido puede transportar cantidad de
movimiento. Al mismo tiempo, en virtud de su temperatura puede ser portador de
energía.
Estrictamente hablando, la convección es el transporte de energía por
movimiento del medio (en ese sentido, un sólido en movimiento bien puede
transportar energía por convección).
En la ecuación de la energía para flujos
estacionarios, ecuación (1), la convección está implícita en el término m⋅h del primer
miembro, mientras que la transferencia de calor por Conducción y Radiación está
representada por Q en el segundo miembro, sin embargo, en Ingeniería el término
convección se suele emplear de una manera más amplia a fin de incluir la
transferencia de calor desde una superficie a un fluido en movimiento, llamada
Transferencia de Calor por Convección.
A pesar de que la Conducción y Radiación desempeña un papel preponderante
cerca de la superficie, donde el fluido esta en reposo. En este sentido la convección
se considera como un modo distinto de transferencia de calor. Un ejemplo de
transferencia por Convección es la transferencia en el radiador de un automóvil en
donde el anticongelante entra al radiador a alta temperatura y con un tipo de flujo de
burbuja y bala, haciéndolo pasar por el serpentín, el calor se extrae por medio de un
ventilador (tiro forzado) y el anticongelante sale del radiador a baja temperatura.
22
La convección suele asociarse a un cambio de fase, por ejemplo cuando el
agua hierve en un recipiente o cuando el vapor se condensa en el condensador de
una central eléctrica. La condensación se puede presentar de dos tipos, de película
o en gotas y la ebullición se presenta por, enucleación o en película. Debido a la
complejidad de estos procesos, la ebullición y la condensación suelen considerarse
como procesos distintos de transferencia de calor.
2.2.1.- Transmisión de calor por conducción
En el ámbito microscópico los mecanismos físicos de la conducción son
complicados; abarcan fenómenos tan variados como las colisiones moleculares en
los gases, las vibraciones de la red en los cristales y el flujo de electrones libres en
los metales.
Sin embargo, se evita en la medida posible, la consideración de
procesos a escala microscópica y prefiere valerse de las leyes fenomenológicas a
nivel microscópico. La ley fenomenológica que rige la conducción del calor fue
propuesta por el físico y matemático francés J. B. Fourier en 1822. En esta tesis se
expondrá dicha ley con la ayuda del sencillo problema del flujo unidimensional de
calor a través de una pared plana por ejemplo, sin aislante y con un respectivo
aislante. En resumen, la Conducción de calor es el resultado de la energía cinética
en el ámbito molecular, transferida en sólidos, .líquidos y gases. La transmisión de
flujo de calor ocurre en la dirección de la disminución de la temperatura. El cálculo
de esta carga térmica en paredes y techos se hace mediante la ley mencionada
anteriormente, que en una dimensión se expresa por:
23
( T1 - T2 )
Q = KA
………………………ec (2)
∆ X
La segunda Ley de la Termodinámica, establece que el calor fluye solo desde
temperaturas mayores a temperaturas menores, el signo negativo en la ecuación (2)
se emplea por que la temperatura disminuye en la dirección del flujo de calor es
decir, T1 - T2 es un numero negativo, el signo menos hace a Q positiva por
conveniencia. La figura (1) muestra el perfil de las temperaturas en un problema de
transmisión de calor unidimensional con conductividad térmica constante, en un
muro infinito donde no hay efectos de bordes.
A
T1
Q
T2
X
Figura 1.- Conducción de Calor Unidimensional
24
En la figura (1) se muestra el flujo de calor estacionario a través de una pared plana,
que muestra la forma de aplicar el principio de la conservación de la energía a un
elemento de volumen, de espesor ∆x.
Si la temperatura depende solo de x, si no hay fuentes de calor en el material, y
si la conductividad térmica puede ser tomada como una constante, entonces el
resultado es:
( T1 - T2 )
Q = - KA ----------- ……………………… ec (3)
∆x
Re arreglando la ecuación (3), se tiene:
( T1 - T2 )
Q =
∆x
-KA
………………………ec (4)
El denominador de la ecuación (4), por analogía con el fenómeno eléctrico es
conocido como la resistencia térmica:
∆x
……………………. ec (5)
R =
-KA
25
La diferencia de temperaturas del numerador de la ecuación (4) es análoga al
voltaje y el flujo de calor es análogo al flujo de corriente, entonces R, es el análogo
térmico de la resistencia eléctrica.
Un uso del concepto de resistencia térmica se muestra en las figuras (2) (a), (b)
y (c).
Como las resistencias eléctricas, las resistencias térmicas pueden ser
conectadas en serie y en paralelo o en combinación de las mismas.
Q
R
T1
T2
x
kA
∆xA
Figuras 2 (a)-- Analogía de la resistencia eléctrica, flujo de calor para una capa.
Q
T1
T2 T3
Q
T1
T4
T2
x A
kA A
T3
x B
kB A
T4
xC
kC A
∆xA ∆xB ∆xC
RT = RA + RB + RC
Figura 2 (b).- Flujo de calor para capas múltiples de resistencia en serie.
26
IB
IA
IB
AB
AA
T1
Q
AB
∆xA
RA =
x A
kA A
RB =
x B
kB A
Q
1
1
1
=
+
RT
RA
RB
Figura 2 (c).- Flujo de calor para capas múltiples en resistencia en paralelo.
27
La ecuación (6) se conoce como ecuación general de transmisión de calor:
Q = UA (T1-T2) ……….…….ec (6)
1
U=
……………………ec (7)
RT
En donde U es el coeficiente global de transmisión de calor, resultado de la
inversa de la suma de cada una de las resistencias térmicas de los materiales de
que consta la pared.
En la tabla (1) se observan algunos valores de conductividad térmica para
diversos materiales.
28
MATERIAL
K
T,ºF
BTU/(H.FT.ºF)
K
T,ºC
W /(m.k)
Materiales de construcción
Asfalto
0.43-0.44
68 - 132
0.74 - 0.76
20 - 55
Cemento, rescoldos
0.44
75
0.76
24
Cristales, Ventanas
0.45
68
0.78
20
10
68
1.73
20
1.2 - 1.7
---
2.08 - 2.94
---
Balsa
0.032
86
0.055
30
Pino Blanco
0.065
86
0.112
30
Roble
0.096
86
0.166
30
Fibra de Vidrio
0.021
75
0.036
24
Poliestireno expandido
0.017
75
0.029
24
Polysocyanurate
0.012
750
0.020
24
Aire
0.0157
100
0.027
38
Helio
0.0977
200
0.169
93
Refrigerante 12
0.048
32
0.0083
0
0.0080
212
0.0038
100
0.00790
190
0.0137
-123
0.02212
350
0.0383
175
Concreto
Mármol
Materiales Aislantes
Gases a Presión Atmosférica
Oxigeno
Tabla (1) Valores de conductividad de materiales para Edificios
29
2.2.2.- Transmisión de Calor por Convección
Como se mencionó anteriormente, la convección o transferencia de calor
convectiva es el término que se usa para describir la transferencia de calor de una
superficie a un fluido en movimiento, cuando hace contacto con una superficie de
temperatura diferente, se produce una transmisión de calor conocida como
convección. La transmisión de calor por convección está asociada con movimientos
de fluido a gran escala, ya sea líquido o gas sobre una superficie caliente o fría.
A mayor velocidad del flujo, mas importante resulta la transmisión de calor por
convección. Existen dos clases de convecciones, la natural o libre y la forzada.
La convección natural o libre, es producida por fuerzas de empuje debidas a
una diferencia de densidad en el fluido, causado por el contacto con la superficie por
o desde la cual ocurre la transmisión de calor. La circulación suave del aire en una
habitación causada por la presencia de una ventana o por pared calentada por el
sol, es una manifestación de la convección natural o libre.
La convección forzada ocurre como en el caso de un líquido que se bombea a
través de una tubería o cuando una fuerza externa mueve un fluido, forzándolo a
pasar por una superficie caliente o fría.
Usualmente
las
velocidades
del
fluido
en
convección
forzada
considerablemente más altas que aquellas que ocurren en convección libre.
son
El
30
porcentaje de transmisión de calor es generalmente mayor en la convección forzada
que la convección libre. El mejoramiento de la transmisión de calor repercute en el
consumo de energía mecánica en el caso del flujo forzado. La transmisión de calor
en varios tipos de calderas, serpentines de calefacción y enfriamiento se realizan
por convección forzada.
Aunque la convección es un mecanismo muy común de transmisión de calor en
edificios, un análisis detallado del mismo es complicado. Sin embrago, la ley de
Newton de enfriamiento es útil para el cálculo de ambos casos: convección forzada
y libre.
La ecuación que expresa la ley de Newton de enfriamiento es:
Q = hconvA(Ts - Tf ) ………........ ec (8)
Donde
Ts
es la temperatura de la superficie sólida,
Tf es la temperatura
del fluido y hconv es el coeficiente de convección.
La transmisión de calor por convección se calcula por medio de ecuaciones
adimensionales que permiten determinar hconv. Estas ecuaciones involucran
números adimensionales tales como el número de Reynolds (convección forzada),
Grashof (convección natural), Prandtl y Nusselt.
Para algunos casos prácticos,
también se pueden usar valores tabulados del coeficiente de convección, como se
31
presentan en la Tabla (2) en donde se muestran valores típicos del coeficiente de
convección.
Los valores grandes ocurren para agua en ebullición o en
condensación, mientras que los valores más bajos se aplican por convección libre
de gases.
Magnitud de coeficiente de convección
2
2
Arreglo
W /( m * K)
Aire, Convección libre
6 - 30
1 - 5
Convección Forzada
30 - 300
5 - 50
Aceite, Convección Forzada
60 - 1800
10 - 300
Agua, Convección Forzada
300 - 60,000
50 - 1000
Agua
3000 - 60,000
500 - 10,000
Vapor condensado
6000 - 120,000
1000 -20,000
BTU/ (h * ft
* F)
Vapor sobrecalentado o aire,
Tabla (2) Valores del coeficiente de convección
32
En términos análogos a la definición de resistencia térmica por conducción, se
puede definir la resistencia térmica por convección. Entonces la ecuación (8) que
expresa la transmisión de calor por convección, queda:
∆ T
Q
…………………ec ( 9 )
=
R
En esta ecuación, la resistencia para la transmisión de calor por convección es:
1
R =
hconv
…………………………. ec ( 10)
A
El valor de resistencia térmica Rt y su reciproco, el valor U son encontrados
de:
1
………………………ec ( 11)
RT =
U
1
………………………... ec( 12)
U =
R
33
Los valores de R y de U usados para simplificar los cálculos de flujo de calor
cuando ambos modos de conducción y convección coexistan.
La determinación de los coeficientes de convección en paredes de edificios es
complicada, pero se dispone de algunas ecuaciones adimensionales descritas
anteriormente, que permiten estimar con suficiente precisión este coeficiente,
cuando se requiere un análisis a mayor profundidad.
34
2.2.3.- Transmisión de calor por radiación
La transferencia de calor por radiación es otro factor importante que afecta a los
espacios acondicionados.
La radiación térmica es una forma de transmisión de calor que tiene como
característica fundamental no necesitar de un medio material para transmitirse.
Esto lo diferencia de los otros dos mecanismos de transmisión de calor por
conducción y por convección.
La radiación térmica se propaga a través de ondas electromagnéticas, que se
transmiten en el vacío a la velocidad de C = 300,000 Km. /s = 3 x 108 m/s. La
relación entre la velocidad de propagación, la longitud de onda
‫ג‬, y la frecuencia de
las ondas v, es:
C = ‫ג‬v
………………….………….ec ( 13 )
Ecuación (13)
Si el medio de propagación no es el vacío, sino otro tipo de medio (algún gas), la
velocidad de propagación de las ondas electromagnéticas es:
Co
=
c
η
………………………..ec ( 14 )
Ecuación (14)
35
La fuente de la radiación térmica es la energía interna de los cuerpos. La
radiación térmica abarca el espectro electromagnético de longitudes de onda de 0.1
-
a 40 µm (1 μm = 10 6 m).
Los cuerpos emiten y absorben radiación térmica todo el tiempo y de esa forma
intercambian calor. Cuando los cuerpos se encuentran en equilibrio térmico, la
cantidad de calor que emiten es igual a la que absorben.
La ley física fundamental que determina la emisión de radiación térmica, es la
ley de Stefan - Bolztman. Esta ley establece que el flujo de calor emitido por un
radiador ideal llamado cuerpo negro es proporcional a la temperatura absoluta a la
cuarta potencia. La constante proporcional expresada por o es llamada constante
de Stefan Bolztman. La ecuación (15) expresa la ley de Stefan Bolztman:
q = σT4 = Eb
………………….……………….ec ( 15 )
El termino Eb es llamado flujo térmico total emitido por el cuerpo negro. El
valor de la constante de Stefan Bolztman es:
σ= 5.67x 10-8 w
2 4
m K
Los cuerpos reales emiten menos energía en forma de radiación térmica que el
cuerpo negro a la misma temperatura.
La proporción del flujo emitido E con
36
respecto al flujo emitido de un cuerpo negro a la misma temperatura Eb, se conoce
como emisividad, que se define por:
E
E
……………………….ec ( 16 )
=
Eb
Aunque la emisividad está en función de la temperatura superficial del material,
una simplificación aplicable a ciertos cuerpos conocidos como cuerpos grises,
considera que la emisividad es constante. Para calcular la radiación térmica en los
edificios, esta es una suposición completamente satisfactoria. Las superficies en las
cuales la emisividad es constante, son llamadas superficies grises.
Las tablas (3) en lista los valores de emisividad para un número determinado de
materiales de edificios. La utilidad de esos valores se encuentra en los cálculos de
las cargas de enfriamiento de edificios. Esta tabla indica que la emisividad de la
mayoría de los materiales usados en edificios es de aproximadamente 0.9
37
SUPERFICIE
TEMPERATURA
TEMPERATURA
ºC
ºF
E
Ladrillo Rojo, áspero
40
100
0.93
Concreto Áspero
40
100
0.94
Vidrio Liso
40
100
0.94
Hielo Liso
0
32
0.97
40
100
0.95
Negras brillosas
40
100
0.90
Blanca
40
100 - 500
0.89
Varias pinturas de Aceite
40
10 - 20
0.97
Mármol Blanco
Pinturas
-
0.82
Papel
Blanco
40
100
0.95
Arenisca
40 - 250
100 - 500
0.83
Nieve
41 (-12)-(-6)
10 - 20
0.90
-
0.82
Agua 0.1 mm o más gruesa
40
100
0.96
Roble, Plana
40
100
0.90
Nuez, lijado
40
100
0.83
Lijado
40
100
0.82
Haya
40
100
0.94
Madera
Tabla (3) Emisividad de algunos materiales comunes de edificios a
temperaturas específicas.
38
A continuación se presentan las propiedades de la radiación: Absortividad,
Transmitividad
y
Reflectividad.
Adicional a la emisividad, tres propiedades de superficies afectan el porcentaje
de transmisión de calor por radiación, y estos son:
 , y 
que se conocen como
absortividad a, transmitividad t y reflectividad p. La figura 3 muestra la distribución
de estas propiedades.
La conservación de energía requiere que la suma de estas tres propiedades sea
igual a la unidad:
      1 ………………………………….ec (17)


Figura
(3)
Representación

esquemática
de
absortividad,
transmitividad
y
reflectividad.
39
De acuerdo a la ecuación (17), conociendo dos propiedades de radiación, la
tercera puede determinarse indirectamente.
Para los cuerpos opacos se tiene que

 + 
= 0 y entonces
= 1…………………..…………ec (18)
Ecuación (18)
La identidad conocida como de Kirchhoff, establece que la absortividad y
emisividad de superficies grises son iguales, por lo que se tiene otra expresión muy
útil en los cálculos de radiación térmica:
E
=  …………………………………….ec(19)
Ecuación (19)
Para los cuerpos negros
E=
= 1, lo que indica que además de ser emisor
perfecto, es un absorbedor perfecto, por lo que absorbe el total de la radiación
térmica que llega, y así se tiene que
 = 0
 = 0
De aquí se puede deducir que la única manera de reducir la carga térmica por
radiación en edificios, es utilizado materiales con propiedades de radiación
adecuados a las aplicaciones, debido a que no se puede actuar sobre la principal
fuente de radiación térmica, que normalmente es el sol.
40
2.3.- CICLOS DE REFRIGERACION
2.3.1.-CICLO DE CARNOT
Es probable que el ciclo mas conocido sea el ciclo de Carnot, propuesto por primera
vez en 1824 por el ingeniero francés sadi carnot. La maquina térmica teórica que
opera en el ciclo de carnot se llama maquina teórica de carnot. El ciclo de Carnot se
compone de cuatro procesos reversibles (2 isotérmicos y 2 adiabáticos) y puede
ejecutarse ya sea en un sistema cerrado o en uno de flujo permanente.
Considere un sistema cerrado compuesto por un gas contenido en un
dispositivo de cilindro-embolo adiabático, como se indica en la figura (4)
Figura (4) Ejecución de un ciclo de Carnot en un sistema cerrado.
41
El aislamiento de la cabeza del cilindro es tal que puede quitarse para poner al
cilindro en contacto con depósitos que permitan la transferencia de calor.
Los
cuatro procesos reversibles que componen el ciclo de Carnot son los siguientes:
1.- expansión isotérmica reversible (proceso 1-2 TH= Cte). En un inicio (estado
1) la temperatura del gas es TH y la cabeza del cilindro esta en estrecho contacto
con una fuente de temperatura TH. Se permite que el gas se expanda lentamente y
que realice trabajo sobre los alrededores.
Cuando el gas se expande, su
temperatura tiende a disminuir. Pero tan pronto como la temperatura disminuya en
una cantidad infinitesimal dT, un poco de calor fluye del depósito al gas, lo cual
eleva la temperatura de este a TH. En consecuencia la temperatura del gas se
mantiene constante en TH. Como la diferencia de temperatura entre el gas y el
depósito nunca excede una cantidad diferencial dT, este es un proceso de
transferencia de calor reversible. El cual continua hasta que el embolo alcanza la
posicion2. La cantidad de calor total transferida al gas durante este proceso es Q H.
2.- Expansión adiabática reversible (proceso 2-3, la temperatura disminuye de
TH a
TL). En el estado 2, el depósito que estaba en contacto con la cabeza del
cilindro se quita y se reemplaza por un aislamiento, de manera que, el sistema se
vuelva adiabático. El gas continua su expansión lenta y efectúa trabajo sobre los
alrededores hasta que su temperatura desciende de TH a TL (estado 3). Se supone
que no hay fricción entre el embolo y que el proceso será de cuasi equilibrio, por lo
que el proceso es tanto reversible como adiabático.
42
3.-
Comprensión isotérmica reversible (proceso 3-4 TL= Cte). En el estado 3
se quita el aislamiento en la cabeza del cilindro y este entra en contacto con un
sumidero a temperatura TL. Después el embolo se empuja hacia adentro mediante
una fuerza externa, y efectúa trabajo sobre el gas. A medida que se comprime el
gas su temperatura tiende a aumentar. Pero tan pronto como se incrementa en una
cantidad infinitesimal dT, fluye calor del gas al sumidero, lo cual provoca que la
temperatura del gas disminuya a TL. De esta manera la temperatura del gas se
mantiene constante en TL. Como la diferencia de la temperatura entre el gas y el
sumidero nunca excede una cantidad diferencial dT, este es un proceso de
transferencia de calor reversible. El proceso continua hasta que el embolo alcanza
la posición 4. La cantidad de calor desechada por el gas en este proceso es QL.
4.-
Comprensión adiabática reversible (proceso 4-1, la temperatura aumenta
de TL a TH). El estado 4 es tal que cuando el depósito de baja temperatura se quita
y se vuelve a poner el asilamiento sobre la cabeza del cilindro y el gas se comprime
de manera reversible, este regresa a su estado inicial (estado 1). La temperatura
aumenta de TL a TH durante este proceso, el cual completa el ciclo.
43
Figura (5) Diagrama P-v Del ciclo de Carnot
El área bajo la curva del proceso representa el trabajo de frontera en procesos
de casi equilibrio (internamente reversibles), observe que el área bajo la curva 1-2-3
es el trabajo efectuado por el gas durante la parte de expansión del ciclo, y el área
bajo la curva 3-4-1 es el trabajo realizado sobre el gas durante la parte de
comprensión del ciclo. El Área encerrada por la trayectoria del ciclo (área 1-2-3-4-1)
es la diferencia entre estas dos y representa el trabajo neto efectuado durante el
ciclo.
44
El ciclo de Carnot también puede ejecutarse en un sistema de flujo permanente.
Al ser un ciclo reversible, es un ciclo más eficiente que opera entre dos límites de
temperaturas especificados. Aun cuando el ciclo de Carnot no es posible en la
realidad, la eficiencia de los ciclos reales puede mejorarse si se aproxima lo más
posible al ciclo de Carnot.
45
Los Principios de Carnot
La segunda ley de la termodinámica impone limitaciones en la operación de
dispositivos cíclicos, según lo expresan los enunciados de Kelvin-Plack y Clausius.
Una maquina térmica no opera si intercambia calor con un solo deposito, y un
refrigerador no puede operar sin una entrada de trabajo neto de una fuente externa.
Figura (6) Los principios de carnot
Es posible extraer conclusiones valiosas de estos enunciados. Dos de ellos se
refieren a la eficiencia de maquinas térmicas reversibles o irreversibles (esto es,
46
reales), y se conocen como los principios de Carnot.
Se expresan del modo
siguiente:
1.-
La eficiencia de una maquina térmica irreversible, siempre es menor que la
eficiencia de una reversible que opera entre los mismos dos depósitos.
2.-
La eficiencia de todas las maquinas térmicas reversibles que operan entre los
dos mismos depósitos son iguales.
Estos dos enunciados pueden probarse demostrando que la violación de
cualquiera de ellos viola la segunda ley de la termodinámica.
Para probar el primer enunciado considere dos máquinas térmicas que operen
entre los mismos depósitos, como en la figura (7) Una maquina irreversible y la
otra reversible. A cada máquina se le suministra la misma cantidad de calor QH. La
cantidad de trabajo producida por la maquina térmica reversible es W rev y la
cantidad producida por la maquina irreversible W irrev.
47
Figura (7) Prueba del primer principio de Carnot.
En violación del primer principio de Carnot, suponga que la maquina térmica
irreversible es más eficiente que la reversible (esto es nt,irrev>nt,rev) y por ello
entrega más trabajo que esta. Deje ahora que la maquina térmica reversible se
invierta y opere como un refrigerador. Este refrigerador recibirá una entrada de
trabajo de W rev y desechara calor en el depósito de alta temperatura. Como el
refrigerador rechaza calor en la cantidad de QH en el depósito de alta temperatura y
la máquina térmica irreversible recibe la misma cantidad de calor de este depósito,
el intercambio de calor neto para este depósito es cero.
De modo que podría
48
eliminarse al tener la descarga del refrigerador QH directamente en la máquina
térmica irreversible.
Ahora considere el refrigerador y la máquina irreversible en conjunto, tiene una
máquina que produce una cantidad de trabajo neto igual a W irrev-W rev mientras
intercambia calor con un solo deposito (una violación del enunciado de Kelvin-Plack
de la segunda ley). Por tanto la suposición inicial de que nt,irrev>nt,revn es incorrecta.
Así, ninguna máquina térmica puede ser más eficiente que una máquina térmica
reversible que opera entre los mismos dos depósitos.
El segundo principio de Carnot también puede formarse de manera similar. En
este caso, sustituye a la máquina irreversible por otra máquina reversible que sea
más eficiente y que por lo tanto entregue más trabajo que la primera máquina
reversible. Con el mismo razonamiento anterior, tendría una máquina que produce
una cantidad neta de trabajo mientras intercambia calor con un solo deposito, lo que
constituye una violación de la segunda ley.
Por ello, ninguna máquina térmica
reversible puede ser más eficiente que otra máquina térmica que opera entre los
dos mismos depósitos, independientemente de cómo se termina el ciclo o del tipo
de fluido de trabajo utilizado.
49
2.3.2.- LA MAQUINA TERMICA DE CARNOT
La hipotética máquina térmica que opera en el ciclo reversible de Carnot se
llama máquina térmica de Carnot.
La eficiencia térmica de cualquier máquina
térmica, reversible o irreversible, está dada por la siguiente ecuación:
t  1 
QL
QH
ec (20)
Donde:
QH es el calor transferido a la maquina térmica desde un deposito de alta
temperatura a TH.
QL es el calor desechado en un depósito de baja temperatura a TL
En máquinas térmicas reversibles, el cociente de transferencia de calor en la
relación de calor puede ser sustituido por el cociente de temperatura absoluta de los
depósitos, de acuerdo con la siguiente ecuación:
 QH

 QL

T
  H
 rev TL
ec (21)
50
En ese caso la eficiencia de una maquina de Carnot, o de cualquier máquina
térmica
reversible,
vuelve:
se
t ,rev  1 
TL
TH
ec (22)
Ecuación (22)
Con frecuencia esta relación se le conoce como la eficiencia de Carnot ya que la
máquina térmica de Carnot es la máquina reversible más conocida. Esta es la
eficiencia más alta que puede tener una máquina térmica que opere entre los dos
depósitos de energía térmica a temperaturas TL y TH.
Figura (8) La máquina térmica de Carnot es la más eficiente de todas las máquinas
térmicas que operan entre los mismos depósitos de alta y baja temperatura.
51
Todas las máquinas térmicas irreversibles (reales) que operen entre estos
límites de temperatura (TL y TH) tendrán eficiencias más bajas.
Una máquina
térmica real no puede alcanzar este valor de eficiencia teórica máxima porque es
imposible eliminar por completo todas las irreversibilidades asociadas al ciclo real.
Como TL y TH son
temperaturas absolutas, utilizar ºC o ºF en la relación
anterior produciría resultados con un error muy grande. Las eficiencias térmicas de
máquinas térmicas reales y reversibles que operan entre los mismos límites de
temperatura se comparan de la manera siguiente:
nt < nt,rev
máquina térmica irreversible
nt = nt,rev
máquina térmica reversible
nt > nt,rev
máquina térmica imposible
Figura 9 Ninguna máquina térmica pueda tener una eficiencia más alta que una
máquina térmica reversible que opere entre los mismos depósitos de alta y baja
temperatura.
52
Casi todos los dispositivos que producen trabajo (Máquinas térmicas) en
operación, tienen eficiencias por abajo del 40%, lo cual parece bajo en relación con
el 100%. Sin embargo, cuando se evalúa el rendimiento de máquinas térmicas
reales, las eficiencias no deben compararse con 100% en vez de eso deben
compararse con la eficiencia de una máquina térmica reversible que opere entre los
mismos limites de temperatura (debido a que este es el verdadero límite superior
teórico para la eficiencia, no el 100%).
Por la ecuación (22), la eficiencia de una máquina térmica de Carnot aumenta
cuando TH se incrementa o cuando TL se reduce. Esto era de esperarse pues
conforme TL disminuye, lo mismo ocurre con la cantidad de calor desechada, y a
medida que TL se aproxima a cero, la eficiencia de Carnot se acerca a la unidad.
Esto también es cierto para las maquinas térmicas reales. La eficiencia térmica de
las máquinas térmicas reales puede maximizarse al suministrar calor a la máquina a
la temperatura más alta posible (limitada por la resistencia del material) y
desechando calor de la máquina a la temperatura más baja posible (limitada por la
temperatura del medio de enfriamiento como ríos, lagos o la atmósfera.
53
2.3.3.- EL REFRIGERADOR Y LA BOMBA DE CALOR DE CARNOT
Sabemos que el calor fluye en la dirección de las temperaturas decrecientes; de
la región de alta temperaturas a las de baja. Dicho proceso de transferencia de
calor sucede en la naturaleza sin que se requiera algún dispositivo. El proceso
inverso, sin embargo, no sucede por si solo. La transferencia de calor de una región
de baja temperatura a una de alta temperatura requiere dispositivos especiales
llamados refrigeradores.
Los refrigeradores son dispositivos cíclicos y los fluidos de trabajo empleados
en los ciclos de refrigeración se llaman refrigerantes. En la figura (10) se muestra
de manera esquemática un refrigerador. En este caso QL es la magnitud del calor
extraído del espacio refrigerado a la temperatura TL, QH es la magnitud del calor
liberado hacia el espacio caliente a temperatura T H, y W neto,en es la entrada neta de
trabajo al refrigerador. Siendo QL y QH cantidades positivas.
Otro dispositivo que transfiere calor de un medio de baja temperatura a uno de
alta temperatura es la bomba de calor. Los refrigeradores y las bombas de calor
son, en esencia, los mismos dispositivos; solo difieren en sus objetivos. El objetivo
de un refrigerador es mantener el espacio refrigerado en una temperatura baja y
extraer el calor de él. La descarga de este calor en un medio de temperatura mayor
54
es una parte necesaria de la operación, no el propósito. El objetivo de una bomba
de calor, sin embargo es mantener un espacio calentado a alta temperatura, esto se
logra al absorber calor de una fuente de baja temperatura como el agua de un pozo
o el aire exterior frió en el invierno, y al suministrar este calor a un medio más
caliente, como una casa.
Figura (10) El objetivo de un refrigerador es extraer calor (QL) del medio frío, el
objetivo de una bomba de calor es suministrar calor (QH) a un medio caliente.
55
El rendimiento de refrigeradores y de bombas de calor se expresa en términos
del coeficiente de operación (COP), el cual se define como:
COPR =
Salida deseada
= Efecto de enfriamiento
= QL
Entrada requerida
=
= Wneto, en
COPBC= Salida deseada
Entrada requerida
Entrada de trabajo
=
Efecto de calentamiento
= QH
=
Entrada de trabajo
= Wneto,en
Advierta que tanto COPR y COPBC pueden ser mayores que uno.
Una
comparación de estas dos ecuaciones revela que:
COPBC = COPR + 1
……………………………..ec ( 23 )
Ecuación (23)
Para valores fijos para QL y QH. Esta relación implica que COPBC>1 puesto que
COPR es una cantidad positiva. Es decir, una bomba de calor funcionara, en el peor
de los casos, como un calentador re resistencia, que suministrara tanto energía a la
casa como ella consuma. En realidad, parte de Q H se pierde en el aire exterior por
las tuberías y otros dispositivos, y el valor de COPBC cae por debajo de la unidad
56
cuando la temperatura del aire exterior es muy baja. Cuando esto pasa, el sistema
se cambia a un modo de calentamiento de resistencia.
La capacidad de enfriamiento de un sistema de refrigeración (la relación de
calor extraído del espacio refrigerado) con frecuencia se expresa en tonelada de
refrigeración. La capacidad de un sistema de refrigeración que puede congelar una
tonelada (2000 lbm) de agua líquida a 0ºC (32ºF) en hielo a 0ºC en 24 hrs. Será
una tonelada, una tonelada de refrigerante es equivalente a 211 Kj/min o 200
Btu/min. La carga de enfriamiento de una resistencia de 200 m2 está en el nivel de
3 toneladas (10 KW).
Un refrigerador o una bomba de calor que operen en un ciclo de Carnot
invertido, se llama refrigerador de Carnot, o bomba de calor de Carnot.
El
coeficiente de rendimiento de cualquier refrigerador o bomba de calor, reversible o
irreversible, también está dado por las siguientes ecuaciones:
COPR 
1
QH
QL
1
y
COPBC 
1
1  QL
QH
Donde QL es la cantidad de calor absorbida de un medio de baja temperatura, y
QH es la cantidad de calor desechada en un medio de alta temperatura. Los COP
de todos los refrigeradores o bombas de calor reversibles (como los de Carnot) se
determinan al sustituir los cocientes de transferencia de calor en las relaciones
57
anteriores por los cocientes de las temperaturas absolutas de los medios de alta y
baja temperatura, según lo expresa la ecuación 2-2. En ese caso, las relaciones del
COP para refrigeradores y bombas de calor reversibles se vuelven:
COPR ,rev 
1
TH
TL
1
y
COPBC ,rev 
Estos son los coeficientes de operación más altos
1
1  TL
TH
que puede tener un
refrigerador o una bomba de calor que opera entre los límites de temperatura de TL
y TH. Todos los refrigeradores o bombas de calor reales que operen entre esos
límites de temperatura (TL y TH) tendrán coeficientes de operación inferiores.
Los coeficientes de operación de refrigeradores reales y reversibles (como el de
Carnot) que operen entre los mismos límites de temperatura pueden compararse
como sigue:
COP R < COPR,rev
Refrigerador Irreversible
COPR = COPR,rev
Refrigerador Reversible
COPR > COPR,rev
Refrigerador Imposible
58
Una relación similar se obtiene al sustituir todos los valores del COP R en la
ecuación por los del COPBC.
El COP de un refrigerador o una bomba de calor reversible es el máximo valor
teórico para los límites de temperatura especificados.
Los refrigeradores o las
bombas de calor reales pueden aproximarse a estos valores conforme se mejoren
sus diseños, aunque nunca pueden alcanzarlos. Los COP tanto para refrigeradores
como de bombas de calor disminuyen conforme T L disminuye. Es decir, requiere
más trabajo absorber calor de un medio de temperatura menor.
Cuando la
temperatura del espacio refrigerado se aproxima a cero la cantidad de trabajo
requerido para producir una cantidad finita de refrigeración tiende a infinito y el
COPR se aproxima a cero.
59
2.3.4.- EL CICLO INVERTIDO DE CARNOT
Puesto que es un ciclo reversible, los cuatro procesos que comprenden el ciclo
de Carnot pueden invertirse. Al hacerlo también se invertirán las direcciones de
todas las interacciones térmicas y de trabajo. El resultado es un ciclo que opera en
direcciones contrarias a las manecillas del reloj, el cual se llama Ciclo Invertido de
Carnot. Un refrigerador o bomba de calor que opera en un ciclo invertido de Carnot
recibe el nombre de Refrigerador de Carnot o Bomba de Calor de Carnot.
Considere un ciclo invertido de Carnot ejecutado dentro de la campana de
saturación de un refrigerante, como muestra la figura (11). El refrigerador absorbe
calor isentropicamente de una fuente de baja temperatura a T L en la cantidad de QL
(proceso1-2, se comprime isentropicamente hasta el estado 3 (la temperatura
aumenta hasta TH), rechaza calor isotermicamente en un sumidero de alta
temperatura a TH en la cantidad de QH (proceso3-4) y se expande isentropicamente
hasta el estado 1 (la temperatura desciende hasta TL). El refrigerante cambia de un
estado de vapor saturado a un estado de líquido saturado en el condensador
durante el proceso 3-4.
El COP aumenta conforme decrece la diferencia entre las dos temperaturas, a
medida que TL aumenta o TH disminuye. El ciclo invertido de Carnot es el ciclo de
60
refrigeración más eficiente que opera entre dos niveles de temperatura específicos.
Por tanto, es natural considerarlo primero como un ciclo ideal esperado para los
refrigeradores y las bombas de calor. Si fuera posible, sin duda seria tomado como
el Ciclo ideal. Pero el ciclo invertido de Carnot es un modelo inadecuado para los
ciclos de refrigeración.
Figura (11). Diagrama esquemático de un refrigerador de Carnot y diagrama T-s del
ciclo de Carnot invertido.
61
Los dos procesos isotérmicos de transferencia de calor no son difíciles de
alcanzar en la práctica porque al mantener una presión constante se fija de manera
automática la temperatura de una mezcla bifásica en el valor de saturación. Por
consiguiente los procesos 1-2 y 3-4 pueden ser aproximados en los evaporadores y
condensadores reales. Sin embargo, los procesos 2-3 y 4-1 no pueden aproximarse
lo suficiente en la práctica debido a que el proceso 2-3 incluye la compresión de una
mezcla liquido vapor que requiere un compresor que maneja dos fases, y los
procesos 4-1 aplican la expansión de un refrigerante con alto contenido de
humedad.
En apariencia estos problemas se eliminarían si se ejecutara el ciclo invertido
de Carnot fuera de la región de saturación. Pero en este caso hay dificultades para
mantener las condiciones isotérmicas durante los procesos de absorción y rechazo
de calor.
Por ello, se concluye que el ciclo invertido de Carnot no puede
aproximarse en los dispositivos reales y no es un modelo realista de los ciclos de
refrigeración. A pesar de ello, el ciclo invertido de Carnot sirve como un estándar
contra el cual se comparan los ciclos de refrigeración reales.
62
2.3.5.- DIAGRAMA DE MOLLIER
Las propiedades de los refrigerantes se pueden indicar en tablas o se pueden
mostrar en una grafica. Como ejemplo de la forma tabular se tienen, las tablas de
las propiedades en condiciones saturadas.
Existen una variedad de tipos y
combinaciones de diagramas de propiedades. Al diagrama de mayor utilidad y que
se usa con mayor frecuencia en los cálculos de refrigeración, se llama Diagrama de
presión entalpía (P-h) o Diagrama de Mollier. Se le llama diagrama P-h porque las
propiedades de presión y entalpía se muestran en los ejes vertical y horizontal
respectivamente.
Otros diagramas que ocasionalmente se utilizan son los
diagramas de temperatura-entropía, y entalpía-entropía.
Antes de pasar a estudiar como se utiliza el diagrama P-h para representar el
ciclo de refrigeración, es necesario entender cómo se construye y como se lee en el
mismo los valores de las propiedades. Primero se explicaran las características
principales de los diagramas P-h.
63
LINEA DE SATURACION Y REGIONES DE LIQUIDOS Y VAPOR
En la figura (12) se representa un esquema de la construcción básica de los
diagramas presión-entalpía.
Los valores de la presión se sitúan en la escala
vertical, y los valores de la entalpía en la escala horizontal.
Figura 12 Forma de una diagrama de presión-entalpía que indica las regiones de
liquido y vapor.
64
La curva gruesa en forma de domo que aparece en el diagrama, representa
todas las condiciones de líquido y vapor saturados, correspondientes al refrigerante.
La parte izquierda de la línea curvada indica condiciones del líquido saturado y
la parte derecha indica las condiciones del vapor saturado. El punto crítico separa
la línea del líquido saturado de la línea de vapor saturado.
La región dentro del domo representa todas las posibles condiciones de las
mezclas de líquido y vapor saturado. La región a la izquierda de la línea del líquido
saturado representa todas las condiciones a las cuales pueden existir los líquidos
subenfriados, y la región a la derecha de la línea de vapor saturado representa
todas las condiciones del vapor sobrecalentado.
El punto crítico representa un límite de temperatura y presión por encima del
cual el refrigerante existe en un estado tal, que no se puede distinguir el líquido del
vapor. En los procesos de refrigeración, nunca se llega al punto crítico.
65
LINEAS DE PROPIEDADES EN EL DIAGRAMA DE PRESION-ENTALPIA
Las propiedades que se muestran en los diagramas P-h son: presión, entalpía,
temperatura, entropía y volumen. Algunos diagramas muestran además la calidad.
Calidad.- Es la cantidad de masa de vapor en una mezcla de liquido y vapor
En la figura (13) se muestran las líneas de valores de presión constantes las
cuales son horizontales y en la figura (14) se muestran líneas de valores de entalpía
específica constante, las cuales, son verticales. Se observara que las líneas de
valores constantes son siempre perpendiculares a la escala correspondiente.
Lineas de presion constante
Figura 13 Líneas de presión constante en el diagrama P-h
66
Figura 14 Líneas de entalpía constante en el diagrama P-h
La figura (15) muestra líneas de temperatura constante.
Se observara que
estas líneas cambian de dirección, en la región de vapor sobrecalentado, son líneas
ligeramente curvadas con una pendiente muy fuerte. En la región de la mezcla de
líquido y vapor, las líneas de temperatura constante son horizontales. Se observara
que esto está de acuerdo con el hecho de que cuando una sustancia cambia de
estado entre un líquido y un vapor a presión constante, no cambia su temperatura.
Esto es, en la región saturada, una línea de temperatura constante, es así mismo
una línea de presión constante (una línea horizontal) en el diagrama P-h.
67
En las regiones de líquidos subenfriado, las líneas de temperatura constante
son casi exactamente verticales.
Algunas graficas no muestran las líneas de
temperatura en esta región. En este caso se pueden utilizar las líneas de entalpía
constante como una guía vertical, sin que haya una pérdida significativa de la
exactitud.
En la figura (16) se muestran líneas de volumen específico constante. Estas
líneas muestran una ligera pendiente desde la zona inferior izquierda hasta la zona
superior derecha, en la región del vapor sobrecalentado.
No se muestran los
valores en otras regiones, debido a que en este caso se pueden utilizar las tablas de
las propiedades saturadas.
Figura 15 Líneas de temperatura constante en el diagrama P-h
68
Figura 16 Líneas de Volumen especifico constante en el diagrama P-h
69
En la figura 17 se muestran líneas de entropía específica constante. Estas
líneas muestran una fuerte pendiente desde la zona inferior izquierda hacia la zona
superior derecha, en la región del vapor sobrecalentado.
Figura 17 Líneas de entropía constante en el diagrama P-h
70
CAMBIOS DE ESTADO EN EL DIAGRAMA PRESION-ENTALPIA
En la figura 18, se considera un refrigerante en el estado de liquido saturado
(punto A).
Cuando se agrega calor, aumenta su entalpía, pero su presión y
temperatura permanecen constantes. Por consiguiente, el cambio en la condición
debe ser hacia el punto B. En esta condición se nota que una parte del refrigerante
esta en forma de vapor. Esto es se ha evaporado una parte del mismo. Si se sigue
agregando calor, la condición se desplaza aun más hacia la derecha (aumento de
entalpía) hasta que llega al punto C como vapor saturado, todavía a la temperatura
y presión de saturación.
Figura 18 Diagrama P-h en el que se muestra el cambio de estado a presión
constante
71
Si se agrega ahora más calor a la misma presión, la entalpía aumenta hasta el
punto D, aumentando también la temperatura. El refrigerante es ahora un vapor
sobrecalentado. Se debe observar que esto está de acuerdo con el diagrama; está
en la región de sobrecalentamiento.
Si se remueve calor del liquido saturado en su estado inicial en el punto A, sin
cambiar su presión, disminuye la entalpía, y la nueva condición se halla en el punto
E.
Se observara que el punto E está en la región en la que se indica que el
refrigerante es un liquido subenfriado, lo que era de esperarse.
72
INTERPRETACION DE UN DIAGRAMA REAL DE PRESION-ENTALPIA
Después de describir las regiones generales y cada una de las líneas de
propiedad en el diagrama P-h, resulta conveniente estudiar la manera como toda
esta información se reúne en un diagrama real. Se utilizara el ejemplo para el
refrigerante R-22
.
Existen algunas características relacionadas con las unidades y los valores, que
se deben tener en cuenta. La presión se expresa en unidades absolutas: lb/pulg2
abs o KPa abs. La entalpía esta en Btu/lb o KJ/Kg. Se toma el valor cero para la
entalpía de liquido saturado a -40ºF. esto constituye una selección arbitraria que no
tiene importancia puesto que en los problemas prácticos lo que importa es el cambio
de entalpía. En los diagramas y tablas expresados en unidades SI, se escoge un
valor de O KJ/Kg para la entalpía del liquido saturado a-40ºC.
Se observa que los valores de la temperatura se indican a lo largo de las curvas
de saturación. En los casos en que no se muestren las líneas de temperatura
constante en las regiones del líquido subenfriado, se pueden trazar líneas verticales
desde los valores de temperatura en la línea del líquido saturado, para obtener
líneas aproximadas de temperatura constante. (Las líneas de entalpía se pueden
usar con este fin, pero por supuesto no se deben usar la escala de entalpía)
73
Debe observarse que la distancia entre los valores de la escala de entalpía es
diferente a un lado y otro del diagrama. Esto debe tenerse en cuenta cuando se
cuentan los valores numerados. Para el caso de cualquier propiedad siempre se
debe interpolar los valores entre las líneas, con la mayor exactitud que sea posible
estimar.
Se debe tener presente que los cambios de valores son perpendiculares a las
líneas de valor constante de una propiedad. Al efectuar la lectura de los valores,
siempre se debe interpolar entre los números con el mejor estimado que sea
razonable. Por ejemplo; las temperaturas en la región del vapor sobrecalentado
pueden estimarse con el valor más cercano de 5ºF.
74
LOCALIZACION DE LAS CONDICIONES EN EL DIAGRAMA DE P-h
Se puede utilizar el diagrama P-h para determinar las propiedades de un
refrigerante bajo cualquier condición. Dicha condición del refrigerante se puede
localizar cuando se conoce cualesquiera dos propiedades independientes.
La
condición es el punto en el diagrama que representa los valores conocidos de
ambas propiedades. Esto se halla gráficamente trazando o siguiendo las líneas de
valor constante de las propiedades hasta el punto que se cruzan.
En la figura 19 Un compresor descarga refrigerante R-22 a 250 lb/pulg2 abs y
180ºF. ¿Cual es el estado del refrigerante? Determinar su entalpía.
Figura 19
75
LOCALIZACION DE LAS CONDICIONES SATURADAS EN EL DIAGRAMA DE
PRESION-ENTALPIA
Previamente se estableció que es preciso conocer dos propiedades
independientes a fin de poder determinar la condición del refrigerante, y a partir de
este valor poder hallar cualesquiera otras propiedades. En ciertas circunstancias,
pueden ser que dos propiedades no sean independientes si así fuera, no serán
suficientes para determinar las condiciones.
Esto puede ocurrir al utilizar el
diagrama P-h, en el caso en que el refrigerante se halle en estado de saturación. Si
las dos propiedades conocidas son la presión y la temperatura no es posible
localizar un punto en el diagrama. Esto se debe a que la temperatura de saturación
depende de la presión.
O para expresarlo de otro modo, la temperatura de
ebullición depende de la presión.
Un examen de cualquier diagrama P-h muestra que si solo se conoce la presión
y temperatura en el punto de saturación, el refrigerante puede ser un líquido
saturado, vapor saturado, o una mezcla intermedia cualquiera de un líquido y un
vapor.
En la figura 20, Se tienen refrigerantes R-11 a 140ºF y 45.123 psia. determinar
su estado. Localizar la condición del refrigerante en el diagrama P-h.
76
Solución: Se utilizara el diagrama de presión entalpía correspondiente al refrigerante
11, donde se observa que la condición puede ser cualquiera a lo largo de la línea AB, como se indica en la siguiente figura.
Figura 20
77
MEZCLAS DE LÍQUIDO Y VAPOR: CALIDAD
A fin de determinar el punto de la condición del refrigerante cuando se
encuentra en la zona de mezcla, es preciso conocer otra propiedad además de la
presión o la temperatura.
En la figura 21, el refrigerante R-12 se halla a una presión de 0.15 MPa y una
entalpía de 500 KJ/Kg. Localizar el punto de esta condición en el diagrama P-h.
¿Cuál es el estado del refrigerante?
Solución: Se utilizara el diagrama de presión entalpía correspondiente al
refrigerante 12 y se ve que la condición se encuentra en el punto A correspondiente
a la intersección de las líneas de las dos propiedades constantes conocidas. En
esta región el refrigerante es una mezcla de líquido y vapor saturado.
FIGURA 21
78
Una vez que se localiza el punto de la condición de una mezcla de líquido y
vapor, se pueden determinar los porcentajes de las masas del vapor y del líquido en
la mezcla. El porcentaje de masa de vapor en la mezcla se llama calidad, x. La
calidad se puede hallar mediante la siguiente ecuación, como se ilustra en la Figura
22.
x
hx  h f
hg  h f
 100
Figura 22 Como hallar la calidad de una mezcla de líquido y vapor
79
De la figura 23, Hallar la calidad y el porcentaje del liquido en la mezcla
correspondiente al refrigerante R-22 a una presión de 25 psia y una entalpía de 15
BTU/lb.
Solución: primero se localiza la condición del punto en el diagrama P-h, y se ve que
se halla en la región de la mezcla del líquido y vapor. Se utiliza la ecuación de la
calidad y tenemos que:
x
15  5.3
 100  10%
102.8  5.3
Figura 23
El porcentaje de masa de liquido es por consiguiente, 100-10= 90% Esto es, en
cada libra de refrigerante, 0.1 lb es vapor, y 0.9 lb es liquido.
80
CALOR LATENTE DE VAPORIZACION O CONDENSACION
El calor latente de vaporización o condensación de un fluido, se define como el
cambio de entalpía entre los estados saturados del vapor y del líquido a presión y
temperatura constantes. El diagrama P-h muestra el calor latente.
Ejemplo: Utilizar el diagrama P-h para hallar el calor latente de condensación
del R-502 a 80ºF. Comparar el resultado con el hallado utilizando las tablas de las
propiedades saturadas.
Solución: Las entalpías del líquido saturado (hf) y de vapor saturado (hg) a 80ºF,
se leen en el diagrama P-h correspondiente al R-502. Por definición, la diferencia
entre las mismas es el calor latente de condensación que es (hfg).
hfg = hf - hf = 85-31 = 54 BTU/lb.
De tablas se ve que el resultado es:
hfg = hg - hf
= 85.35 -31.59 = 53.76 BTU/lb.
81
SOBRECALENTADO
En un sistema real de refrigeración a menudo el refrigerante sale del
evaporador en una condición de vapor sobrecalentado.
El
termino
grados
de
sobrecalentamiento
o
mas
sencillamente,
sobrecalentamiento, se define como el numero de grados por encima de la
temperatura de saturación del vapor sobrecalentado.
Ejemplo: La presión del evaporador en un sistema que utiliza R-12 es de 43
psia.
El refrigerante sale del evaporador a 38ºF ¿Cuantos grados de
sobrecalentamiento tienen el refrigerante?
Solución: Según las tablas de saturación para este refrigerante, se ve que la
temperatura de evaporación (saturación) correspondiente a 43 psia es de 30ºF. Por
tanto, el refrigerante tiene 38-30= 8ºF de sobrecalentamiento.
82
PROCESOS EN EL DIAGRAMA PRESION ENTALPIA.
Los procesos constituyen los cambios en las condiciones del refrigerante, que
tienen lugar al fluir el mismo a través del equipo. Los procesos resultan de los
efectos que se imponen sobre el refrigerante; por ejemplo, cuando se le agrega
calor.
El diagrama presión-entalpía se puede usar para mostrar los procesos, y por
consiguiente los cambios en los valores de las propiedades. Esto representa una
muy importante utilización del diagrama P-h. Ayuda a comprender como funciona el
sistema de comprensión de vapor.
Es de utilidad asimismo, para analizar los
problemas de operación del sistema, seleccionar el equipo y tomar decisiones
concernientes a la conservación de la energía.
Un proceso en el diagrama P-h se representa por una línea que conecta el
punto de la condición inicial del refrigerante, con su condición final. Muchos de los
procesos son del tipo en que no cambia el valor de una de las propiedades. Así, se
habla por ejemplo, de un proceso a entalpía constante, o presión constante.
83
2.3.6.- EL CICLO TEORICO DE REFRIGERACION POR COMPRESION DE
VAPOR.
Muchos de los aspectos imprácticos asociados con el ciclo invertido de Carnot se
eliminan al evaporar el refrigerante por completo antes de que se comprima y al
sustituir la turbina con un dispositivo de estrangulamiento, tal como una válvula de
expansión o un tubo capilar.
El ciclo que resulta se llama ciclo ideal de
refrigeración por compresión de vapor y se muestra de manera esquemática y en
un diagrama T-s en la figura 24. El ciclo de refrigeración por comprensión de vapor
es el que más se emplea en refrigeradores, sistemas de acondicionamiento de aire
y bombas de calor. Se compone de cuatro procesos:
1.-
Compresión isentrópica en una compresor
2.-
Rechazo de calor a presión constante en el condensador
3.-
Estrangulamiento en un dispositivo de expansión
4.-
Absorción de calor a presión constante en un evaporador.
En un ciclo ideal de refrigeración por compresión de vapor, el refrigerante entra
al compresor en el estado 1 como vapor saturado y se comprime isentropicamente
hasta la presión del condensador. Durante el proceso de compresión isentrópico la
temperatura del refrigerante aumenta hasta un valor bastante superior al de la
temperatura del medio circulante, como el aire atmosférico; después el refrigerante
84
entra en el condensador como vapor sobrecalentado en el estado 2 y sale como
líquido saturado en el estado 3, como resultado del rechazo de calor hacia los
alrededores.
La temperatura del refrigerante en este estado se mantendrá por
encima de la de los alrededores.
Figura 24. Diagrama esquemático y diagrama T-s para el ciclo ideal de refrigeración
por compresión de vapor.
85
El refrigerante liquido-saturado en el estado 3 se estrangula hasta la presión del
evaporador al pasar por una válvula de expansión o por un tubo capilar.
La
temperatura del refrigerante desciende por debajo de la temperatura del espacio
refrigerado durante este proceso. El refrigerante ingresa al evaporador en el estado
4 como una mezcla saturada de baja calidad, y se evapora por completo
absorbiendo calor del espacio refrigerado. El refrigerante sale del evaporador como
vapor saturado y vuelve a entrar al compresor con lo cual completa el ciclo.
Recuerde que el área bajo la curva del proceso en un diagrama T-s representa
la transferencia de calor en procesos internamente reversibles. El área bajo la curva
del proceso 4-1 representa el calor absorbido por el refrigerante en el evaporador, y
el área bajo la curva del proceso 2-3 representa el calor rechazado en el
condensador.
86
Otro diagrama empleado con frecuencia en el análisis de los ciclos de
refrigeración por compresión de vapor es el P-h, como se muestra en la figura 25.
Figura 25 Diagrama P-h de un ciclo ideal de refrigeración por compresión de vapor.
En este diagrama tres de los cuatro procesos aparecen como líneas rectas, y la
transferencia de calor en el condensador y el evaporador es proporcional a las
longitudes de las curvas del proceso correspondiente.
El ciclo de refrigeración por compresión de vapor no es un ciclo internamente
reversible puesto que incluye un proceso irreversible (estrangulamiento).
Este
proceso se mantiene en el ciclo con el fin de hacerlo un modelo más realista para el
87
ciclo real de refrigeración por compresión de vapor.
Si el dispositivo de
estrangulamiento fuera reemplazado por una turbina isentrópica, el refrigerante
entraría en el evaporador en el estado 4’ y no en el estado 4.
En consecuencia, la
capacidad de refrigeración se incrementa (por el área bajo la curva del proceso 4’-4
en el diagrama T-s de la figura 24 y la entrada neta de trabajo disminuiría (por la
cantidad de salida de trabajo de la turbina). Sin embargo, el reemplazo de la
válvula de expansión por una turbina no es práctico pues los beneficios adicionales
no justifican el costo y la complejidad adicionales.
Los cuatro componentes asociados con el ciclo de refrigeración por compresión
de vapor son dispositivos de flujo permanentes, por lo que los cuatro procesos que
integran el ciclo pueden analizarse como procesos de flujo permanente.
cambios en la energía cinética y en la potencial del
Los
refrigerante suelen ser
pequeños en relación con los términos de trabajo y calor y, en consecuencia,
pueden ignorarse. En ese caso la ecuación de energía de flujo permanente con
base en una masa unitaria se reduce a:
q – w = hs - he
88
El condensador y el evaporador no implica ningún trabajo y el compresor puede
calcularse como adiabático. En esas circunstancias los COP de los refrigeradores y
bombas de calor que operan en el ciclo de refrigeración por compresión de vapor se
expresan como:
COPR 
COPBC 
qL
wneto,en

h1  h4
h2  h1
h  h3
qH
 2
wneto,en
h2  h1
Donde: h1 =hg @ P1 y h3=hf @ P3 en el caso ideal.
89
EL CICLO REAL DE REFRIGERACION POR COMPRESION DE VAPOR
Un ciclo real de refrigeración por compresión de vapor difiere de un ideal de
varias maneras, debido principalmente a las irreversibilidades que suceden en
varios componentes. Dos fuentes comunes de irreversibilidad son la fricción del
fluido (que provoca caídas de presión) y la transferencia hacia o desde los
alrededores. El diagrama T-s de un ciclo real de refrigeración por compresión de
vapor se muestra en la siguiente figura.
Figura 26 Diagrama esquemático y diagrama T-s para el ciclo real de refrigeración
por compresión de vapor.
90
En el ciclo ideal, el refrigerante sale del evaporador y entra al compresor como
vapor saturado. Lo cual no es posible en la práctica, puesto que no es posible
controlar el estado del refrigerante con tanta precisión. En lugar de eso, el sistema
se diseña de modo que el refrigerante se sobrecaliente ligeramente en la entrada
del compresor.
Este ligero sobrecalentamiento asegura que el refrigerante se
evapore por completo cuando ingrese al compresor.
Así mismo, la línea que
conecta al evaporador con el compresor suele ser muy larga, por lo que la caída de
presión ocasionada por la fricción del fluido y la
transferencia de calor de los
alrededores al refrigerante puede ser muy significativa.
El resultado del
sobrecalentamiento, la ganancia de calor en la línea de conexión y las caídas de
presión en el evaporador y la línea de conexión, es un aumento en el volumen
especifico y, por tanto, un aumento en los requerimientos de entrada de potencia al
compresor, ya que el
trabajo de flujo permanente es proporcional al volumen
especifico.
El proceso de compresión en el ciclo ideal es internamente reversible y
adiabático y en consecuencia isentrópico. Sin embrago, el proceso de compresión
real incluirá efectos friccionantes (los cuales incrementan la entropía) y la
transferencia de calor, lo cual puede aumentar o disminuir la entropía, depende de
la dirección. Por consiguiente, la entropía del refrigerante aumenta (proceso 1-2) o
disminuye (proceso 1-2”) durante un proceso de compresión real, depende de los
efectos que predominen. El proceso de compresión 1-2’ puede ser incluso más
deseable que el proceso de
compresión isentrópico, puesto que el volumen
especifico del refrigerante y, por consiguiente, el
requerimiento de entrada de
91
trabajo son más pequeños en estos casos.
De este modo el refrigerante debe
enfriarse durante el proceso de compresión siempre que sea práctico y económico
hacerlo.
En el caso ideal se supone que el refrigerante sale del condensador como
liquido saturado a la presión de salida del compresor. En situaciones reales, sin
embargo, es inevitable tener cierta caída de presión en el condensador, así como
en las líneas que lo conectan con el compresor y con la válvula de
estrangulamiento. Además, no es fácil ejecutar el proceso de condensación con tal
precisión para que el refrigerante sea líquido saturado al final, y es indeseable
enviar el refrigerante a la válvula de
estrangulamiento.
A pesar de eso, el
procedimiento es válido pues el refrigerante entra al evaporador con una entalpía
inferior, por lo que puede absorber más calor del espacio refrigerado. La válvula de
estrangulamiento y el evaporador se localiza muy cerca el uno del otro, de modo
que la caída de presión en la línea de conexión es pequeña.
92
2.4. CALCULO DE LA CARGA TERMICA
CONDICIONES DE DISEÑO
HORA: 16 hrs.
CONDICIONES EXTERIORES
Temperatura de Bulbo Seco (TBS) = 99º F
Temperatura de Bulbo Húmedo (TBH) = 81º F
CONDICIONES INTERIORES SALA COMERCIAL
Temperatura de Bulbo Seco (TBS) = 75º F
Humedad relativa
= 50 %
CONDICIONES
TBS
TBH
H. R. %
P.R.
GRANOS / lb
EXTERIORES
99
81
47
75
132
INTERIORES
75
62.5
50
55
64
DIFERENCIA
24
18.5
68
93
CONDICIONES INTERIORES SALA AUTOMATICA
Temperatura de Bulbo Seco (TBS) = 75ºF
Humedad relativa
= 60%
CONDICIONES
TBS
TBH
H. R. %
P.R.
GRANOS / lb
EXTERIORES
99
81
47
75
132
INTERIORES
75
62.5
60
65
78
DIFERENCIA
24
54
94
2.4.1.- COEFICIENTE GLOBAL DE TRANSFERENCIA DE CALOR EN MUROS
Btu-Pulg
hr-ft-ºF
K1 = 8
L1 = ESPESOR DEL APLANADO
L2 = ESPESOR DEL BLOCK
K2
= 7.7 Btu-Pulg
hr-ft-ºF
L3 = ESPESOR DELYESO
K3
= 4.54
h2
h1
1
U=
1
L1
L2
L3
1
h1
k1
k2
k3
h2
= 4.00
= 1.65
Btu-Pulg
hr-ft-ºF
Btu
hr-ft 2 -ºF
Btu
hr-ft 2 -ºF
Btu
hr-ft 2 -ºF
95
1
U =
1
1.65
0.5
8
7.87
7.7
0.5
4.54
1
4
1
U =
0.606 + 0.0625 + 1.022 + 0.11 + 0.25
1
U =
2.05
U = 0.487
Btu
hr-ft 2 -ºF
96
COEFICIENTE GLOBAL DE TRANSFERENCIA DE CALOR EN LOSA
L4
L3
L2
L1
L1 = Espesor del Concreto
k1
= 12
Btu - pulg
hr-ft 2 -ºF
L2 = Espesor del relleno de toba
L3 = Espesor del revoque
k2
= 5
L4 = Espesor del enladrillado
k3
= 8
h1
= Película de Aire Interior
k4
= 6.13
h2
= Película de Aire Exterior
h1
= 1.2
h2
= 4
97
1
U =
1
L1
L2
h1 k 1
k2
L3
k3
L4
1
k 4 h2
1
U =
1
1.2
4
12
8
5
1
8
1
6.13
1
4
1
U =
0.833 + 0.333 + 1.6 + 0.125 + 0.163 + 0.25
1
U =
3.304
U = 0.30
Btu
hr-ft 2 -ºF
98
COEFICIENTE GLOBAL DE TRANSFERENCIA DE CALOR EN PISO
L2
L1
L1 = Espesor de Concreto
Btu- Pulg
hr-ft -ºF
k1
= 12
k2
=
Btu- Pulg
5 -------------------hr-ft -ºF
h1
=
1.2
L2 = Espesor de Loseta
h1
= Película de Aire Interior
Btu
hr-ft 2 -ºF
99
1
U =
1
L1
L2
h1
k1
k2
1
U =
1
1.2
1.5
12
5.9
5
1
U =
0.833 + 0.491 + 0.30
1
U =
1.624
U = 0.6157
Btu
hr-ft 2 -ºF
100
2.4.2.- TRANSFERENCIA DE CALOR A TRAVES DE MUROS, LOSA Y PISO.
Q = AU (∆T)
PLANTA BAJA
OFICINAS COMERCIALES
GANANCIA EN CALOR
Qc
= 451 (24) 0.62
= ………………………….. 6710
Qr
= 451 (145) 1.0
=…………………………. 6525
RADIACION Y TRANSMISION
N
= 338 ( 8 + 9 ) 0.487
=.………………………. 2798.30
S
= 338 ( 25 + 9 ) 0.487
=.. ……………………….5596.60
PISO = 1161 ( 24 - 10 ) 0.615
= …. …………………….9996.21
CALOR SENSIBLE
PERSONAS
ALUMBRADO
30 x 245
1600 x
3.4
AIRE EXTERIOR 300 x 24 x 0.1 x 1.09
= ……………………………7350
= .….………………………. 5440
= .….………………………… 784
CALOR SENSIBLE EFECTIVO DEL CUARTO =………… 45,200.11
Btu
hr
101
CALOR LATENTE
PERSONAS
30 x 205
= 6150
AIRE EXTERIOR 300 x 68 x 0.1 x 0.68 = 1387
CALOR TOTAL EFECTIVO DEL CUARTO = 52737
Btu
hr
CALOR POR AIRE EXTERIOR
SENSIBLE 784 x 9 =
7056
LATENTE 1387 x 9 = 12483
GRAN TOTAL DE CALOR = 72276 BTU
hr
72276
T.R. =
= 6.0
12000
VOLUMEN DE AIRE A MANEJAR = 3000 PCM
102
DISTRIBUIDOR
RADIACION Y TRANSMISION
N -
1509 ( 8 + 9 ) 0.487
= 12,493.01
S -
1509 (25 + 9 ) 0.487
= 24,986.02
E -
670 (13 + 9 ) 0.487
=
7,178.38
OPART.
219 (24 - 5 ) 0.487
=
2,026.40
PISO
3483 (24 - 10) 0.615
= 29,988.63
76,672.44
CALOR SENSIBLE
PERSONAS
ALUMBRADO
6 x 245
=
1,470
1500 x 3.4
=
5,100
CARGA ELECTRICA
12890 x 3.4
= 43,826
AIRE EXTERIOR -60 x 24 x 0.1 x 1.09 =
157
50,553
Btu
hr
CALOR SENSIBLE EFECTIVO DEL CUARTO = 127,225.44
Btu
hr
103
CALOR LATENTE
PERSONAS
= ……………………………... 1230
6 x 205
AIRE EXTERIOR
60 x 54 x 0.1 x 0.68
CALOR TOTAL EFECTIVO DEL CUARTO
= ………………………………..220
=………………………...128732.44
CALOR POR AIRE EXTERIOR
SENSIBLE
157 x
9
=………………………………1413
LATENTE
220 x
9
= ……………………………...1980
GRAN TOTAL DE CALOR
T. R. =
= ……………132,068.44
132068.44
12000
Btu
hr
= ………………. 11.00 T. R
104
2.4.2.- TRANSFERENCIA DE CALOR A TRAVES DE MUROS, LOSA Y PISO.
PLANTA ALTA
SALA AUTOMATICA
RADIACION Y TRANSMISION
N -
2012 ( 12 + 9 ) 0.4897
=
20,576.72
SPART 2012 ( 24 - 5 ) 0.487
=
18,617.03
E
670 ( 13 + 9 ) 0.487
=
7,178.38
O
670 ( 19 + 9 ) 0.487
=
9,136.12
=
57,121.20
112,629.45
4 x 245 =
98000
CARGA ELECTRICA 20250 x 3.4 =
68850
ALUMBRADO
2500 x 3.4 =
18500
AIRE EXTERIOR 330x24x0.1x1.09 =
863
89193
LOSA 4644 ( 31 + 9 ) 0.30
CALOR SENSIBLE
PERSONAS
CALOR SENSIBLE EFECTIVO DEL CUARTO = 201822.45
Btu
hr
105
CALOR LATENTE
PERSONAS
AIRE EXTERIOR
4 x 205
=
330 x 54 x 0.1 x 0.68 =
CALOR TOTAL EFECTIVO DEL CUARTO
820
1212.00
= 203854.45
CALOR POR AIRE EXTERIOR
SENSIBLE
LATENTE
863
x 9
=
7767
1212.00 x 9
=
10908
GRAN TOTAL DE CALOR
=
222529.45
T. R.= 222529.45 =
12000
Btu
hr
18.54
106
2.5. DISEÑO DE DUCTOS DE AIRE
Selección de los ductos utilizando el método de reganancia estática
Para establecer el criterio de cálculo de un sistema de ductos, es necesario
tener presente la combinación de los factores económicos y prácticos. Es evidente
que un sistema de ductos puede diseñarse con velocidades del aire desde muy
bajas obteniéndose así bajas perdidas de fricción, hasta muy altas, con lo que las
pérdidas de fricción también serian altas. Cuando la velocidad del aire es baja se
tiene un ahorro en la energía del ventilador, pero los ductos al ser más voluminosos
son más caros, por el contrario, a velocidades altas se necesitara mayor energía en
el ventilador, pero hay un ahorro en el costo de los ductos. Tomando en cuenta lo
anterior, un estudio económico decidiría el criterio del cálculo. Sin embargo, existen
otros factores prácticos que limitan la velocidad del aire tales como vibraciones y
ruido en los ductos; por esa razón la experiencia recomienda ciertas velocidades
razonables en los ductos.
En la actualidad existe una tendencia a aumentar las velocidades del aire, sobre
todo en lugares donde el ruido no es un factor importante como por ejemplo en
industrias, estacionamientos, centros de espectáculos, etc.
En cualquier sistema de circulación forzada, sea de calefacción, refrigeración o
ventilación, los ventiladores deben tener capacidad adecuada para enviar la
cantidad necesaria de aire a una presión mayor o igual que la resistencia ofrecida
107
por los conductos y accesorios. Como sabemos, las dimensiones de los ductos
dependen de la máxima velocidad del aire que se pueda usar sin causar ruidos,
vibraciones o excesivas pérdidas de fricción.
En general, se debe proceder con el siguiente criterio.
a)
Los ductos deben seguir, en lo posible, la ruta más directa.
b)
Los cambios de dirección pronunciados deben evitarse
c)
Si los ductos son rectangulares, no deben ser muy aplanados, una buena
práctica es una relación de 6 a 1 pero nunca ser mayor de 10 a 1.
Los pasos a seguir en el diseño deben ser, en general, los siguientes;
1)
De la carga de calefacción, de refrigeración o ventilación, calcular las
cantidades de aire necesarias para cada salida, ramal o zona.
2)
Proyectar una ruta conveniente para obtener una distribución adecuada y tener
facilidades en el montaje de los mismos ductos.
3)
Calcular el tamaño de cada ducto por uno de los siguientes métodos:
108
a)
Método que supone la velocidad del aire.
En este método se supone una velocidad razonable en cada tramo y se
calculan, separadamente, las pérdidas de dichos tramos. La perdida de presión total
es la suma de las perdidas parciales.
Una modificación de este sistema es el
método llamado “método de reducir la velocidad”, en el que la velocidad supuesta
se reduce progresivamente.
La velocidad máxima se supone a
la salida del
ventilador y se va reduciendo. El control de flujo, en este caso, debe hacerse por
medio de compuertas.
b)
Método con caída de presión constante
En este método los ductos se dimensionan de tal manera que la perdida de
fricción sea constante. Cuando se usa este método, se supone la velocidad del aire
a la salida del ventilador; con esta velocidad se calcula la perdida de presión, que se
conserva constante en todo el resto del sistema. El control de flujo en los ramales
se lleva a cabo con la ayuda de compuertas.
109
c)
Método de reganancia estática
Cuando se usa este método se puede reducir la velocidad en cada uno de los
ramales, de tal forma que la recuperación de presión estática debido a esta
reducción compense exactamente la fricción en el tramo siguiente.
De los tres
métodos expuestos, este es el único teóricamente exacto, puesto que con este se
satisface la condición de conservar una presión estática uniforme en todos los
ramales y bocas de insuflación.
Para calcular el ventilador, se determina el circuito que ofrece la mayor
resistencia (no necesariamente el circuito de mayor longitud es el que ofrece mayor
resistencia). En el circuito de mayor resistencia se calcula la presión que debe
proporcionar el ventilador. La capacidad de un ventilador debe ser, por lo general,
10% mayor que la calculada, debido a las fugas en el propio sistema, o cambios de
trayectoria improvistos en el diseño y que se requieren durante el montaje.
Ductos de Retorno
Tratándose de ductos de aire de retorno, los cálculos son similares a los de
alimentación. La caída total de presión en el sistema de retorno no debe exceder a
110
la presión de succión disponible del ventilador.
Comúnmente se suministran
compuertas en los ramales de retorno para facilitar un control adecuado en el flujo.
Ganancia o pérdida de calor en ductos
Cuando un ducto que lleva aire, frió o caliente, pasa a través de un espacio no
acondicionado, su temperatura aumenta o disminuye, debido al calor que se
transmite al ducto o del ducto. La cantidad de calor absorbida depende de muchos
factores y su determinación es muy compleja. Los principales factores de los que
depende la transmisión de calor son:
a) Relación del área al perímetro del ducto
b) Longitud del ducto
c) Diferencia de temperatura
d) Velocidad del aire
e) Tipo de rugosidad en las paredes del ducto
f) Tipo de aislamiento.
111
Medida del flujo de aire
La cantidad de flujo de aire que fluye en un ducto puede medirse instalando
orificios o toberas, con los que se pueden obtener una diferencial de presión.
Cuando los orificios o toberas no son fáciles de instalar, se puede usar un tubo Pitot.
Un fluido en un ducto ejerce una presión estática en todas direcciones, y si el
fluido esta en movimiento, también existe una presión de velocidad debida a la
energía cinética del flujo.
Con ayuda del Tubo Pitot, se puede medir la carga de presión debida a la
velocidad.
El tubo Pitot consiste de dos tubos concéntricos, el exterior esta
perforado lateralmente, y por los agujeros se transmite la presión estática; por el
interior, que esta de frente al flujo, se transmite la presión estática mas la velocidad;
por lo que la diferencia de las dos presiones es la de velocidad, que se puede medir
directamente al unir las dos salidas del tubo a un manómetro de forma de U.
Como la velocidad del aire en el ducto varia en los diferentes puntos de la
sección transversal del ducto, es necesario tener una velocidad promedio. Esto se
logra dividiendo la sección en una serie de áreas imaginarias de igual tamaño y
encontrando la presión de velocidad en el centro efectivo de tales divisiones. El
promedio de las medidas da el valor de la presión media del ducto.
112
Para el diseño de ductos utilizamos el método de Reganancia Estática.
El método de reganancia estática se usa para reducir la velocidad en cada uno
de los ramales, de tal forma que la recuperación de presión estática debido a esta
reducción compense exactamente la fricción en el tramo siguiente.
Las características de los ductos de inyección son mencionadas a continuación
con la descripción de las mismas:
a) Largo del ducto. Esto depende de las dimensiones del local a acondicionar.
b) Tipo de ducto (sección). Normalmente la sección transversal del ducto es
rectangular, de esta manera es más sencilla la instalación y la estética que
muestra el lugar.
c) Calibre de la lámina. El calibre depende del ancho, del ducto.
d) Recubrimiento del ducto. este recubrimiento es a base de fibra de vidrio con
foil de aluminio. Es utilizado para aislar el ducto y para evitar que exista
condensación.
113
2.5.1.- OFICINAS COMERCIALES
DUCTOS
LARGO
VOLUMEN
DUCTO
DUCTO
CALIBRE
INYECCION
ft
pcm
REDONDO
RECTANGULAR
LAMINA
pulg.
pulg
C-1
16
3000
21
29 x 12
24
C-2
8
2250
17
29 x 10
24
C-3
8
1500
16
29 x 7
24
C-4
8
750
14
29 x 6
24
DUCTOS
INYECCION
DUCTO
RECTANGULAR
cm
AREA
2
m
PESO
2
kg/m
PESO
NETO
kg.
C-1
74 x 30
10.13
5.65
57.23
10.13
C-2
74 x 25
4.75
5.65
26.84
4.75
C-3
74 x 12
4.42
5.65
24.97
4.42
C-4
74 x 15
4.27
5.65
24.13
4.27
133.17
23.57
TOTAL
RECUBRIMIENTO
CON FIBRA DE
VIDRIO Y PAPEL
2
ALUMINIO (m )
PESO DE LAMINA = 133.17 x 1.15 = 153.15 Kg.
RECUBRIMIENTO =
DIFUSORES
=
23.57 x 1.15 =
27.10 m
2
4 DE 4 V (9.5 x 9.5) pulg.
114
DUCTO DE RETORNO
VOLUMEN EN PIES CUBICOS POR MINUTO
=
3000
VELOCIDAD EN PIES POR MINUTO
=
1200
DUCTO RECTANGULAR
(27 x 13) pulg.
PERIMETRO DEL DUCTO
=
(69 x 33) cm
=
2.04 m
2
AREA TOTAL DEL DUCTO
= 2.04 x 4
=
8.16 m
PESO NETO DEL DUCTO
= 8.16 x 5.65
=
46.10 kg
PESO LAMINA
= 46.10 x 1.15
=
53.00 kg
RECUBRIMIENTO
= 8.16 x 1.15
=
9.38 m
1 REJILLA DE RETORNO
= (31x15.5) pulg.
=
2
(79x39) m
.
115
2.4.2.- SALA DEL DISTRIBUIDOR
DUCTO
INYECCION
LARGO
ft
VOLUMEN
pcm
DUCTO
REDONDO
Pulg.
DUCTO
RECTANGULAR
Pulg.
CALIBRE
LAMINA
A-1
30
8645
32
40 x 20
22
A-2
14
7205
29
40 x 16.5
22
A-3
14
5765
26
38 x 14
22
A-4
14
4325
23
30 x 14
22
A-5
14
2885
20
26 x 12
24
A-6
14
1445
17
22 x 10.5
24
DUCTO
DUCTO
AREA PESO
2
2
INYECTOR RECTANGULAR
m
kg/m
cm
PESO
NETO
kg
RECUBRIMIENTO CON
FIBRA DE VIDRIO Y
PAPEL DE ALUMINIO
2
(m )
27.96
A-1
102 x 51
27.96
7.9
220.88
A-2
102 x 42
12.27
7.9
96.93
A-3
97 x 36
11.33
7.9
89.50
A-4
76 x 36
9.54
7.9
75.36
A-5
66 x 31
8.26
5.65
46.67
A-6
56 x 27
7.07
5.65
39.94
569.28
27.96
PESO DE LAMINA = 569.28 x 1.15 = 654.57 kg.
RECUBRIMIENTO =
27.96 x 1.15 =
REJILLAS
12 ( 15 x 10”)
=
32.15 m
2
116
DUCTO DE RETORNO
VOLUMEN EN PIES CUBICOS POR MINUTO
=
8645
VELOCIDAD EN ft POR MINUTO
=
1200
DUCTO REECTANGULAR
=
(127 x 58) cm
= (50 x 23) PULG
PERIMETRO DEL DUCTO
=
3.70 m
14.80 m
2
AREA DEL DUCTO
= 3.70 x 4
=
PESO DEL DUCTO
= 14.80 x 7.9
=
116.92 kg
PESO DE LAMINA
=116.92 x 1.15
=
134.46 kg
RECUBRIMIENTO
= 14.80 x 1.15
=
17.02 m
1 REJILLA DE RETORNO
= (50 x 25) PULG.
=
(127 x 64) cm
2
117
2.5.3.- SALA AUTOMATICA
DUCTOS
INYECCION
LARGO
ft
VOLUMEN
pcm
DUCTO
REDONDO
pulg.
DUCTO
RECTANGULAR
pulg.
CALIBRE
LAMINA
B-1
35
13715
40
50 x 25
22
B-2
13
3428
18
23 x 11
24
B-3
13
1714
14
23 x 6.5
24
B-4
8
10287
36
46 x 22
22
B-5
15
8573
32
40 x 20
22
B-6
15
6859
28
36 x 17
22
B-7
15
5145
24
30 x 15
22
B-8
15
3431
20
26 x 12
24
B-9
15
1717
17
22 x 10.5
24
118
DUCTOS
DUCTO
AREA PESO
2
2
INYECCION RECTANGULAR
m
kg/m
cm
PESO
NETO
kg
RECUBRIMIENTO CON
FIBRA DE VIDRIO Y
2
PAPEL ALUMINIO (m )
21.66
B-1
127 x 64
40.76
7.9
321.99
B-2
58 x 28
6.81
5.65
38.48
B-3
58 x 17
5.94
5.65
33.56
B-4
117 x 56
8.44
7.9
66.68
B-5
102 x 51
13.98
7.9
110.44
B-6
91 x 43
12.25
7.9
96.77
B-7
76 x 38
10.42
7.9
82.32
B-8
66 x 30
8.77
5.65
49.55
B-9
56 x 27
7.59
5.65
42.88
TOTAL
Peso de Lámina =
Recubrimiento
Rejillas
=
842.67
842.67 x 1.15
=
969
21.66 X 1.15
=
24.90 m
=
16 (22 x 10”)
21.66
kg.
2
119
DUCTO DE RETORNO
VOLUMEN EN PIES CUBICOS POR MINUTO
=
13715
VELOCIDAD EN PIES POR MINUTO
=
1200
DUCTO RECTANGULAR = (60x30) PULG.
=
(152 x 76) cm
PERIMETRO DEL DUTCO
=
4.56 m
AREA DEL DUCTO
=
18.24 m
PESO NETO DEL DUCTO = 18.24 x 7.9
=
144 kg
PESO DE LAMINA
= 144 x 1.15
=
166 kg
RECUBRIMIENTO
=
18.24 x 1.15
=
20.97 m
(62 x 30) PULG.
=
(157 x 76) cm
= 4.56 x 4
1 REJILLA DE RETORNO =
2
2
120
121
122
123
124
2.6. SELECCIÓN DE EQUIPO
La selección del equipo de aire acondicionado se realiza una vez que se
efectuó el cálculo de la carga térmica total compuesta por radiación, transmisión,
calor sensible, calor latente, alumbrado, carga eléctrica y aparatos que disipan calor.
UNIDAD CONDENSADORA
Para obtener las toneladas de refrigeración del sistema, se debe considerar la
carga térmica total y dividirla entre 12,000 btu/hr. Con esta carga se entra al manual
de unidades condensadoras y se elige la unidad que de la capacidad inmediata
superior a la carga del proyecto.
UNIDAD EVAPORADORA
En el caso de la selección de la unidad manejadora es más complicado, ya que
está compuesta de varias secciones como son: sección
cámara de mezcla, ventilación y otros.
unísonas y multizones.
de serpentines, filtros,
También estas unidades pueden ser
En este proyecto se consideran unidades manejadoras
unísonas.
En la sección de filtros van colocados estos, que pueden ser filtros mecánicos o
filtros que son necesarios para obtener un mayor rendimiento en el filtro de aire.
125
La cámara de mezcla es la sección en donde se efectúan el mezclado de aire
de retorno y el aire del medio ambiente.
En la sección de ventilación va colocado el ventilador centrífugo el cual impulsa
el aire hacia la sala por acondicionar. De acuerdo a las necesidades del sistema el
ventilador puede tener los alabes curvados hacia delante o hacia atrás, y puede
descarga hacia arriba, abajo, izquierda, o derecha, el tamaño de este va a depender
de la cantidad de aire que se va a manejar.
La sección de los serpentines, prácticamente es donde se produce el
enfriamiento y des humidificación del aire al tocar la superficie de estos. La sección
de estos serpentines va a depender de la cantidad de energía calorífica que deba
ser absorbida, del punto de rocío del aparato y de la cantidad de aire que es
necesario mover.
Los datos que se deben obtener para la selección de la manejadora son los
siguientes:
FACTOR DE CALOR SENSIBLE EFECTIVO DEL CUARTO (ESHF)
Este factor se obtiene al dividir el calor sensible efectivo del cuarto entre el calor
total efectivo del cuarto y normalmente debe dar una fracción.
126
PUNTO DE ROCIO DEL APARATO (ADP)
Es la temperatura a la cual se condensa el vapor de agua que contiene el aire
que pasa por los serpentines, se obtiene por medio de tablas utilizando las
condiciones requeridas en la sala que se debe acondicionar.
DIFERENCIA DE TEMPERATURAS (∆ T)
Es la diferencia que existe entre la temperatura del cuarto y el punto de rocío
del aparato, multiplicado por uno menos el factor de by-pass.
PIES CUBICOS POR MINUTO (PCM)
La cantidad de aire que se va a manejar depende directamente del calor
sensible efectivo del cuarto, dividido entre la diferencia de temperaturas multiplicado
por la constante de 1.08.
AREA DEL SERPENTIN
Después de haber obtenido la cantidad de aire que se debe manejar, se calcula
el área del serpentín que se va a requerir y este se obtiene al dividir la cantidad de
aire manejado entre 700 pies por minuto.
127
Calculada esta área se analiza en el catalogo de serpentines y se ve cual es el
serpentín que tiene el área más próxima a la catalogo.
Para conocer la velocidad real del aire, se divide la cantidad de aire manejado
entre el área del serpentín visto en el catalogo.
TEMPERATURA DE ENTRADA DE BULBO SECO ( TEBS)
Esta temperatura es la que tiene el aire al entrar al serpentín del evaporador y
se obtiene considerando la temperatura del bulbo seco requerida en la sala por
acondicionar, más la cantidad de aire exterior dividido entre la cantidad total de aire
manejado, multiplicado por la diferencia de la temperatura de bulbo seco exterior e
interior.
TEMPERATURA DE ENTRADA DE BULBO HUMEDO ( TEBH)
Utilizando la carta psicométrica se obtiene esta temperatura de la siguiente
manera:
Se traza una línea uniendo las condiciones interiores y exteriores requeridas en
el proyecto, donde se intersecta esta línea con la línea trazada con la temperatura
de bulbo seco. Se tiene un punto, que proyectado sobre la curva de saturación, nos
da la temperatura de entrada de bulbo húmedo.
128
TEMPERATURA DE SALIDA DE BULBO SECO ( TSBS)
Es la temperatura que tiene el aire una vez que ha pasado por el serpentín del
evaporador y se obtiene, considerando el punto de rocío del aparato, más el factor
de by-pass, multiplicado por la diferencia de la temperatura de entrada de bulbo
seco y el punto de rocío del aparato.
TEMPERATURA DE SALIDA DE BULBO HUMEDO (TSBH)
La temperatura de bulbo húmedo a la salida se puede localizar en la carta
psicométrica de la siguiente manera: se unen por medio de una recta los puntos de
las condiciones interiores y el punto de rocío del aparato, donde se intersecta esta
recta con la línea de temperatura de bulbo seco, se tendrá un punto que proyectado
sobre la curva de saturación nos dará la temperatura de salida de bulbo húmedo.
A continuación se presentan los valores obtenidos para este proyecto:
129
SALA AUTOMATICA
TONELADAS DE REFRIGERACION REQUERIDAS (T.R.)
Gran Total de Calor
T.R.=
1200
222529.45
T.R.=
12000
T.R. = 18.54
FACTOR DE CALOR SENSIBLE EFECTIVO DEL CUARTO (ESHF)
Calor Sensible Efectivo Del Cuarto
ESHF=
Calor Total Efectivo del Cuarto
201,822.45
ESHF =
203,854.45
ESHF = 0.99
130
PUNTO DE ROCIO DEL APARATO (ADP)
ADP = 60º F
DIFERENCIA DE TEMPERATURAS ( ∆ T)
∆T = ( 1-0.1 ) ( TBS - ADP )
∆T = ( 1 - 0.1 ) ( 75 - 60 ) ºF
∆T = 13.5
VOLUMEN DE AIRE ( PCM)
Calor Sensible Efectivo Del Cuarto
PCM =
∆T x
1.09
201822.45
PCM =
13.5 x 1.09
PCM = 13715
ft3/min.
131
AREA DEL SERPENTIN
Volumen del aire
A =
Velocidad permisible del aire
13715
A =
700
A = 19.59
ft2
VELOCIDAD REAL DEL AIRE
Volumen Del aire
VR =
Aire Del Serpentín
13715
VR =
= 656
20.9
VR = 656
ft
/min.
132
TEMPERATURA DE ENTRADA DE BULBO SECO (TEBS)
Aire Exterior
TEBS = TBSI +
(TBSE - TBSI)
Volumen Total De Aire Manejado
330
TEBS = 75 +
( 99 - 75 ) = 75.57 ºF
13715
TEMPERATURA DE ENTRADA DE BULBO HUMEDO (TEBH)
TEBH = 66 ºF
TEMPERATURA DE SALIDA DE BULBO SECO (TSBS)
TSBS = ADP + FBP ( TEBS - ADP )
TSBS = 60 + 0.1 ( 75.57 - 60 )
TSBS = 61.55 ºF
TEMPERATURA DE SALIDA DE BULBO HUMEDO (TSBH)
TSBH
= 61.2 ºF
133
SALA DISTRIBUIDOR
TONELADAS DE REFRIGERACION REQUERIDAS (T.R.)
Gran Total de Calor
T.R. =
12000
132068.44
BTU
hr.
T.R. =
12000
BTU
hr.
T.R. = 11.00
FACTOR DE CALOR SENSIBLE EFECTIVO DEL CUARTO (ESHF)
Calor Sensible Efectivo Del Cuarto
ESHF =
Calor Total Efectivo Del Cuarto
127,225.44
ESHF =
= 0.988
128,675.44
PUNTO DE ROCIO DEL APARATO ( ADP)
ADP =
60.0 º F
134
DIFERENCIA DE TEMPERATURA
( ∆T )
∆T = ( 1- 0.1) ( TBS - ADP )
∆T = ( 1 - 0.1) ( 75 - 60.0 ) ºF
∆T = 13.5 ºF
VOLUMEN DE AIRE (PCM)
Calor Sensible Efectivo Del Cuarto
PCM =
∆T x 1.09
127,225.44
PCM =
= 8645
13.5 x
1.09
AREA DEL SERPENTIN
Volumen Del aire
A =
Velocidad Permisible Del Aire
3
8645 ft /min
A =
700 ft
min.
A = 12.35
ft2
135
VELOCIDAD REAL DEL AIRE
Volumen Del Aire
VR =
Área Del Serpentín
3
8645 ft /min.
VR =
15.8 ft
VR =
547
ft
/min
TEMPERATURA DE ENTRADA DE BULBO SECO (TEBS)
Aire Exterior
TEBS = TBSI +
( TBSE - TBSI )
Volumen Total De Aire Manejado
60
TEBS = 75 +
( 99 - 75 )
8645
TEBS = 75.16 º F
TEMPERATURA DE ENTRADA DE BULBO HUMEDO (TEBH)
TEBH = 65.8 º F
136
TEMPERATURA DE SALIDA DE BULBO SECO (TSBS)
TSBS = ADP + FBP ( TEBS - ADP)
TSBS = 60 + 0.1 ( 75.16 - 60)
TSBS = 61.52 ºF
TEMPERATURA DE SALIDA DE BULBO HUMEDO (TSBH)
TSBH = 61.0 ºF
137
EQUIPOS SELECCIONADOS
OFICINAS COMERCIALES
50DA008
SALA AUTOMATICA
UNIDAD CONDENSADORA 38ADO24
UNIDAD MANEJADORA
39BA110
SALA DEL DISTRIBUIDOR
UNIDAD CONDENSADORA 38AD012
UNIDAD MANEJADORA
39BAO80
138
CAPITULO III
139
CONCLUSIONES Y PROPOSICIONES
Con la elaboración de este trabajo se pretende proporcionar a las personas
involucradas de alguna manera en el tema de Aire Acondicionado, un método
eficiente para llevar a cabo el cálculo de la carga térmica para Salas en donde son
instalados Equipos Telefónicos en donde el buen funcionamiento de estos depende
de que se mantenga en la sala la Temperatura y Humedad adecuada.
Considerando que la carga térmica es el elemento primordial para la Selección
del equipo de Aire acondicionado; después de haber realizado los cálculos de la
carga térmica, diseño de ductos de aire y selección de equipo para este Edificio en
particular, se obtuvo que para la Planta Baja en Oficinas Comerciales se requiere un
Equipo con una capacidad de 6.0 T. R., para el Distribuidor 11.0 T. R. y para la sala
Automática de la Planta Alta 18.54 T. R.
Para el diseño de Ductos se utilizo el método de Reganancia Estática,
obteniéndose para las Tres salas un total de 2130.25 kg. de lamina y 131.53 m2 de
aislante térmico.
Finalmente se propone que debido al constante incremento en el costo de la
energía eléctrica sería conveniente que tanto los muros como las losas de estos
Edificios se aislaran, para poder reducir la carga térmica y a su vez el tamaño de los
Equipos de Aire Acondicionado.
140
BIBLIOGRAFIA
MANUAL DE AIRE ACONDICIONADO CARRIER
[1] Mills, Anthony, TRANFERENCIA DE CALOR
McGRAW-HILL EDICION UNICA, 1997
MANUAL DE AIRE ACONDICIONADO, CALEFACCION Y VENTILACION
R. GRIM, NILS/ C. ROSALER, ROBERT
McGRAW-HILL
FUNDAMENTOS DE AIRE ACONDICIONADO Y REFRIGERACION
HERNANDEZ GORIBAR
LIMUSA-NORIEGA EDITORES
TERMODINAMICA
A.CENGEL YUNUS/A. BOLES, MICHEL
McGRAW-HILL, SEGUNDA EDICION
TOMO I Y II
TERMODINAMICA
MORING FAIRES, VIRGIL / MAZ SIMMANG, CLIFFORD
LIMUSA-NORIEGA EDITORES
141
APENDICES
142
143
144
145
146
147
148
149
150
151
APENDICE A-9
APENDICE A-10
Unidad Evaporadora 39 BA
152
153
154
155
156
157
158
159