Israel Morales Castro

UNIVERSIDAD VERACRUZANA
FACULTAD DE INGENIERÍA MECÁNICA ELÉCTRICA
ZONA POZA RICA - TUXPAN
Proyecto del sistema de aire
acondicionado del Centro Social
Coatzinteco
TESINA
QUE PARA OBTENER EL TITULO DE:
INGENIERO MECANICO ELECTRICISTA
P R E S E N T A N:
Israel Morales Castro
Poza Rica de Hidalgo, Veracruz
Julio 2004
INDICE
NOMENCLATURA
CONSTANTES FÍSICAS
INTRODUCCIÓN
CAPITULO I
Justificación ----------------------------------------------------------------- 14
Naturaleza, sentido y alcance del trabajo ------------------------------- 15
Enunciación del tema ------------------------------------------------------ 16
Explicación de la estructura del trabajo --------------------------------- 17
CAPITULO II
Planteamiento del tema de la investigación ----------------------------- 19
Marco contextual ----------------------------------------------------------- 20
Marco teórico:
1. formas de transmisión de calor
1.1.
Conducción ------------------------------------- 22
1.2.
Convección ------------------------------------- 26
1.3.
Radiación --------------------------------------- 29
1
2. Ciclos de refrigeración
2.1.
Ciclo de Carnot.---------------------------------- 32
2.2.
Ciclo de compresión de vapor.----------------- 36
3.0.Calculo de la carga térmica
2.3.
En muros y techo --------------------------------- 45
2.4.
A través de cristales ------------------------------ 55
2.5.
Ganancia por ocupantes, alumbrado
e infiltración de aire ------------------------------ 60
4.0. Diseño de ductos de aire
4.1. Selección de equipo utilizando el método
de reganancia estática ------------------------------- 66
5.0.
Selección de equipo
5.1 Unidad condensadora -------------------------------- 85
5.2 Unidad evaporadora --------------------------------- 86
Análisis crítico de los diferentes enfoques --------------------------------- 95
2
CAPITULO III
CONCLUSIONES ------------------------------------------------------------- 97
ANEXOS ----------------------------------------------------------------------- 98
APENDICES
Apéndice A
Tabla 1.Temperatura de diseño para la republica
mexicana -------------------------------------------------------- I
Tabla 2. Conductividad térmica para algunos
materiales de construcción ------------------------- II
Tabla 3. Ganancia de calor a través de vidrios
ordinarios --------------------------------------------- III
Tabla 4. Diferencia de temperaturas equivalentes
(para paredes de color oscuro, iluminadas
por el sol y en la sombra) -------------------------- IV
Tabla 5. Diferencia de temperaturas equivalentes
(para techos de color oscuro, iluminados
por el sol y en la sombra) --------------------------- V
Tabla 6. punto de roció del aparto ---------------------------- VI
Tabla 7. Ganancia de calor a partir de las personas -------- VII
Tabla 8. Factores generales en la ganancia de calor
solar a través de vidrios ------------------------------- VII
3
Apéndice B
Dimensión, datos físicos y características de la unidad
Condensadora y unida manejadora de aire
Apéndice C
Carta psicométrica
Diagrama presión – entalpía
BIBLIOGRAFIA
4
NOMENCLATURA
A
Área de la superficie donde ocurre la transferencia de calor en m2 ó
ft2
dT
diferencia de temperatura en °c ó en °f.
h
Coeficiente de transferencia de calor por convección en
W
2
m
K
ó en
BTU
hr ft 2 F
BTU P lg
hr ft F
K
Conductividad térmica del material
L
Espesor de la pared en cm ó plg.
QCONV.
Transferencia de calor por convección
QRAD.
Transferencia de calor por radiación
QH
Rechazo de calor a una temperatura TH
QL
Rechazo de calor a una temperatura TL
R
Resistencia térmica del material en
hr ft F
.
BTU
5
TH
Temperatura mayor en el ciclo
TL
Temperatura menor en el ciclo
U
Coeficiente global de transferencia de calor
σ
constante de Stefan- Boltzmann
6
CONSTANTES FÍSICAS
CONSTANTE DEL CALOR ESPECIFICO SENCIBLE 1.08 =
0.244 60
13.5
0.244 calor específico a presión constante
60
minutos que corresponden a una hora
13.5 volumen especifico
CONSTANTE DE CALOR ESPECIFICO LATENTE 0.68 =
1,076
1,076 60
13.5 7000
calor medio requerido que se necesita remover para condensar 1 libra
de vapor de agua del aire del cuarto.
60
minutos que corresponden a una hora
13.5
volumen específico
7000
granos por libra
FACTOR DE BY-PASS
Es el porcentaje de aire que pasa por el exterior del serpentín
ACELERACIÓN ESTANDAR DE LA GRAVEDAD
g = 9.80655 m/seg2 =32.174 ft/seg2
7
CONSTANTE UNIVERSAL DE LOS GASES
Ru
=8.3143
kj
= 8.31434 kPa m3 / kmol
kmol K
= 0.0831434 bar m3 / kmol K
K
82.05L atm/ kmol
K
= 1.9858 Btu/ lbmol R = 1545.35 pie lbf / lbmol R
= 10.73 psi ft 3 / lbmol R
CONSTANTE DE BOLTZMANN
k = 1.380622 x 10-23 kj/ kmol K
CONSTANTE DE STEFAN-BOLTSMANN
σ = 5.66916 x 108 W / m2
K4
0.1714X108 BTU /( ft 2
R4 )
PRESION ATMOSFERICA ESTANDAR
1 atm. = 101.325 kPa. = 1.01325 bar. = 14.696 psi. = 760 mmHg(0°C)
= 29.9213 pulg. Hg (32°F) = 10.3323 m H2O (4°C)
CALOR DE FUSION DEL AGUA A 1 ATM.
hf = 333.7 kj/kg =143.5 Btu / lbm.
8
INTRODUCCION
El hablar de aire acondicionado no es algo nuevo, ya que es tan antiguo como
el hombre mismo. Surgió ante la necesidad que tenía la gente primitiva de
conservar su calor corporal ante las bajas temperaturas por lo que, tuvo que
utilizar pieles de animales; y para las altas temperaturas originadas por la
radiación solar se vieron en la necesidad de refugiarse en cuevas, las cuales
utilizaban
para protegerse del frío o calor. El hombre ha tenido una lucha
constante contra las variaciones del clima. (Calor, frío, lluvia).
El hielo y la nieve fueron las primeras sustancias utilizadas para quitar el calor.
Los primeros en darse cuenta que el hielo hacía las bebidas más agradables
fueron los chinos. Los romanos y los griegos utilizaron a sus esclavos para
transportar nieve desde las cumbres de las montañas y la almacenaban en pilas con
paja para después utilizarla en la elaboración de refrigerios. El subcontinente
hindú realizó también los primeros intentos para desarrollar el acondicionamiento
del aire: se colgaban esteras empapadas en agua en las ventanas y las puertas para
conseguir un enfriamiento por evaporación durante los tiempos cálidos y secos . A
los romanos, por su parte, les preocupaba más los vientos fríos y así, desarrollaron
sus propios sistemas de calefacción central por debajo de los pisos.
Durante casi 1500 años fue poco el progreso y sólo hasta el año de 1748 se
llevó acabo el primer intento para emplear sistemas modernos, ya que en dicho
año William Cullen investigó los efectos de la evaporación del etílico con un
vacío parcial. En aquellos tiempos era difícil lograr vacíos perfectos y hubo que
esperar hasta el año de 1834, cuando Jacob Perkins patentó un sistema de
9
refrigeración por ciclo cerrado utilizando un compresor. Durante ese mismo año
se patentó también un circuito calefactor a alta presión y agua caliente. Diez años
más tarde John Gorrie creó una planta por ciclo de aire para hacer hielo y enfriar
el aire haciéndolo circular a través de su hospital en florida. En realidad la carrera
apenas había comenzado y ahora se sucedían con gran rapidez las innovaciones de
la ingeniería basadas en nuevas teorías científicas.
En 1928, el vicepresidente de investigaciones de General Motors en los
Estados Unidos llegó a la conclusión de que la refrigeración no tendría ningún
éxito sino se encontraba un nuevo refrigerante. A la mañana siguiente se turnó
éste problema al químico Thomas Migely, junto con sus auxiliares concibieron la
idea de que la respuesta podía consistir en un compuesto de flúor. Así era y sólo
tres días después lo habían encontrado. Eliminaron dos átomos de cloro del
tetraclorometano (tetracloruro de carbono) de cada molécula y lo sustituyeron con
dos átomos de flúor para lograr el compuesto diclorodiflourometano, CCl2F2, el
cual es comúnmente conocido como freón 12. Llegó a ser el primero de un grupo
de los refrigerantes fluorinados que son utilizados en la gran mayoría de los
sistemas actuales; se produce ya en muchos países con el nombre de “R12”. Sus
propiedades no tóxicas y no explosivas permitían su uso seguro para el
acondicionamiento del aire, así como para aplicaciones en la refrigeración.
Los motivos principales para acondicionar el aire son:
1.- Mantener la comodidad del ser humano
2.- Mejorar o controlar un proceso industrial
10
La calefacción, refrigeración y ventilación se utilizan para la comodidad del ser
humano. Calefacción es tener una temperatura mayor de un espacio determinado
al de sus alrededores por lo contrario refrigeración implica mantener ese espacio a
una temperatura menor a sus alrededores y la ventilación denota el cambio de aire
en un espacio interior mediante el suministro de aire atmosférico en cantidad
suficiente para mejorar las condiciones del espacio que el hombre requiere.
Es necesario conocer las funciones necesarias del cuerpo humano para determinar
lo que es requerido en un sistema de acondicionamiento de aire ya que el sistema
de confort humano es dictado por las demandas del cuerpo humano. El ser
humano es considerado una maquina de calor ya que lo que comemos lo
convertimos en energía en este proceso generamos calor (calorías).
De acuerdo a la actividad del cuerpo es la cantidad de calor que produce.
Cualquier exceso de calor debe ser desalojado por el cuerpo si deseamos mantener
una temperatura de confortabilidad que es de 75°F.
En la actualidad la refrigeración y el aire acondicionado tienen muchas
aplicaciones y cada día se extienden más. En la industria y el comercio se han
utilizado de diferente manera el aire acondicionado:
1. Para aumentar la productividad personal.
2. Para proveer espacios acondicionados para necesidades especificas.
11
La productividad del trabajador en áreas con aire acondicionado, se mejora en
términos de menor ausentismo, menor distracción por ruido menos viajes a la
fuente de agua, menos cambio de labor, una producción más eficiente, menor
tiempo perdido debido a la fatiga por calor.
En este proyecto el objetivo principal es lograr una temperatura de confort dentro
del centro social Coatzinteco para así, hacer más agradable la estancia de sus
ocupantes. El centro social Coatzinteco se encuentra en una zona con tropical
cálido – húmedo.
12
CAPITULO I
13
JUSTIFICACIÓN
El ser humano siempre ha buscado estar lo más confortable posible ya sea en el
lugar de trabajo, el hogar o lugar de diversión. El estar en un lugar con una
temperatura de confort hace más agradable la estancia de las personas que se
encuentren en él.
En el proyecto de aire acondicionado del centro social coatzinteco se ha
buscado que las personas que se encuentren dentro del inmueble estén en un
ambiente agradable de confort ( quien no quiere estarlo si se trata de divertirse).
Este trabajo ha sido proyectado bajo las normas de confort requeridas para un
lugar de recreación como lo es en centro social coazinteco, buscando el
aprovechamiento máximo de los equipos y el bajo costo de estos “ claro sin poner
en riesgo el ambiente de confort que este espacio necesita”.
14
NATURALEZA, SENTIDO Y ALCANCE DEL TRABAJO
Este proyecto ha sido realizado con el fin de que el lector comprenda fácilmente
los requerimientos que se necesitan en el acondicionamiento de un local
cualquiera que sea (en este caso el centro social coatzinteco), con las herramientas
que se encuentran dentro de esta tesina.
Dentro de este proyecto el lector encontrara información referente a
transmisión de calor tanto en paredes, cristales, techo, piso, diseño de ductos y
selección de equipo de aire acondicionado.
Esperando que esta tesina sirva de guía a todos los interesados en el aire
acondicionado y refrigeración
15
ENUNCIACIÓN DEL TEMA
En este proyecto como en todos los que se realizan en lugares tropicales el
principal problema es la transferencia de calor del exterior hacia el interior del
inmueble ya sea por la losa, muros, cristales, suelo, personas, equipo que se utiliza
dentro del inmueble, la humedad que existe en el exterior y la utilidad del local
hacen que los cálculos sean lo más precisos posibles para no caer en el error de
seleccionar un equipo que no de cómo resultado el ambiente agradable de confort
que se busca tener dentro del inmueble.
En los cálculos para la selección del equipo se utilizaran todos los conocimientos
necesarios en transferencia de calor, así como con la ayuda de tablas verificaremos
que nuestra selección sea la adecuada para un local como el centro Social
Coatzinteco.
Esperando que este proyecto sea de utilidad para todos aquellos interesados en el
aire acondicionado.
16
EXPLICACIÓN DE LA ESTRUCTURA DEL TRABAJO
En este proyecto el lector podrá de manera sencilla y clara comprender los temas
que rodean la introducción del aire acondicionado en cualquier local (aunque en
este proyecto el clima sea cálido- húmedo), así como el cuidado que se debe de
tener al seleccionar el equipo para no caer en errores que puedan ser muy costosos
tanto de tiempo como económicos.
En el desarrollo de este proyecto se divide en 3 capítulos y comprenden los
siguientes temas:
En el capítulo I se encuentra la justificación, de este proyecto, su naturaleza,
sentido y alcance. La enunciación del tema y la explicación de la estructura del
trabajo.
En el capitulo II se observa el planteamiento del tema de la investigación, el
marco contextual es decir los factores que intervienen en este proyecto como la
localización del local, seguido por el marco teórico el cual esta dividido en 5
temas los cuales son: Formas de transmisión de calor, ciclos de refrigeración,
calculo de la carga térmica, diseño de ductos de aire, la selección del equipo y por
ultimo un análisis de los diferentes enfoques.
Dentro del capitulo III se encuentran las conclusiones a las que se llego, la
bibliografía de donde se obtuvo nuestra información para el desarrollo del
proyecto, los anexos y apéndices que se utilizan en el desarrollo del mismo.
17
CAPITULO II
18
PLANTEAMIENTO DEL TEMA DE LA INVESTIGACION
El motivo principal en la elaboración de este proyecto son las altas temperaturas
que se presentan en zonas con clima como en la que se ubica el centro social
coatzinteco, por lo cual el seleccionar el equipo de aire acondicionado necesario
para tener unas condiciones agradables de confort es el principal motivo de este
proyecto.
En este proyecto se utilizara de una manera sencilla y práctica “ el método de
estado estable” en el cálculo de la carga térmica, que actualmente es el que más se
utiliza. Para reducir la velocidad en los ramales de los ductos utilizaremos “el
método de reganancia estática”, lo cual nos ayuda a reducir el consumo de
energía eléctrica ya que con este método se dá la recuperación de presión estática
que se necesita en los ramales de los ductos.
Esperando que esta información le sirva al lector como una consulta en los
proyectos en donde se encuentren edificios con clima igual al del centro social
Coatzinteco.
19
MARCO CONTEXTUAL
Este proyecto tiene como objetivo un análisis detallado de los requerimientos
necesarios para el acondicionamiento del aire del “ centro social Coatzinteco” el
cual esta situado en el municipio de Coatzintla ver, en un clima tropical cálidohúmedo.
El centro social Coatzinteco fue diseñado para ser utilizado por la comunidad
en eventos sociales ( bodas, XV años principalmente) tanto públicos como
privados. Tiene una buena orientación ya que como se podrá observar más
adelante esto nos ayuda a tener una menor transferencia de calor del exterior al
interior.
A continuación se presenta el plano principal y sus dimensiones.
20
21
1.0 FORMAS DE TRANSMISIÓN DE CALOR
Se ha definido al calor como una forma de energía en tránsito. Siempre que exista una
diferencia de temperaturas entre dos cuerpos o entre dos porciones de un mismo cuerpo, se dice
que el calor fluye en una dirección de mayor a menor temperatura. Hay tres métodos
fundamentales mediante los cuales ocurre este intercambio de calor: conducción, convección y
radiación.
1.1 CONDUCCIÓN.- Es el proceso en el que la energía térmica se transfiere por colisiones
moleculares adyacentes a través del medio material. El medio en sí no se mueve.
Cuando dos partes de un material se mantienen a diferentes temperaturas, la energía se
transfiere mediante colisiones moleculares de las temperaturas más altas a las mas bajas. En este
proceso de conducción también participa el movimiento de los electrones libres dentro de la
sustancia. Estos electrones se separan de sus átomos padres y quedan en libertad para moverse
de átomo en átomo cuando se estimulan tanto eléctrica como térmicamente. La mayor parte de
los metales son buenos conductores de calor ya que tiene cierto numero de electrones libres que
pueden distribuirlo además del que se propaga por la agitación molecular. En general, un buen
conductor de electricidad es un buen conductor de calor.
La ley fundamental de la conducción del calor es una generalización de los resultados
experimentales en relación con el flujo de calor a través de un material en forma de placa.
Considérese una placa de espesor L y área A. Una de las caras se mantiene a una temperatura t
y la otra a una temperatura t´ . A continuación se mide la cantidad de calor Q que fluye
perpendicular a la cara durante un tiempo τ el experimento se repite para muchos materiales
diferentes de distintos espesores y áreas de la cara; de estos experimentos puede deducirse
algunas observaciones generales en relación con el proceso de conducción de calor:
22
t’
t
Q
H=
A
τ
L
Medición de la conductividad térmica.
1. - La cantidad de calor que se transfiere por unidad de tiempo es directamente proporcional a
la diferencia de temperatura ( Δt = t´- t) entre las dos caras.
2. - La cantidad de calor que se transfiere por unidad de tiempo es directamente proporcional al
área A de la placa.
3. - La cantidad de calor que se transfiere por unidad de tiempo es inversamente proporcional al
espesor L de la placa.
23
Estos resultados anteriores pueden expresarse en forma de ecuación al introducir una constante
de proporcionalidad K, que se escribe.
Δt
Q
H=
= KA
τ
L
Donde H representa la velocidad con la cual se transfiere el calor. Aunque esta ecuación se
estableció para un material en forma de placa, también se cumple para una barra de sección
transversal A y longitud L.
La constante de proporcionalidad K es una propiedad del material que se llama
conductividad térmica. De la ecuación, puede observarse que las sustancias con alta
conductividad térmica son buenas conductores de calor, en tanto que las sustancias de baja
conductividad son malos conductores o aislantes.
La conductividad térmica de una sustancia es una medida de su capacidad para conducir
calor y se define mediante la relación
QL
K=
Aτ Δt
24
El valor numérico de la conductividad térmica depende de las unidades que se elijan para el
calor, espesor, área, tiempo y temperatura. Normalmente se hace la selección sobre la base de la
conveniencia de la medición, el calor se mide en BTU, el espesor en pulgadas, el área en pies
cuadrados, el tiempo en horas y el intervalo de temperaturas en grados Fahrenheit. En
consecuencia, de la ecuación anterior, las unidades de conductividad térmica son
K=
BTU P lg
ft hr F
En el sistema métrico el calor se mide en kilocalorías, el espesor en metros, el área en metros
cuadrados, el tiempo en segundos y el intervalo de temperatura en grados Celsius. Por lo tanto,
K=
Kcal m
Kcal
=
m seg C
m seg C
2
El factor de conversión entre los dos sistemas es
1
BTU P lg
Kcal
= 3.445 x 10-5
ft hr F
m seg C
25
1.2. CONVECCIÓN.Es el proceso en el cual el calor se transfiere en movimiento real de un fluido.
Las corrientes de convección son la base del sistema de calefacción y enfriamiento en la mayor
parte de las casas.
Se llama corriente de convección a una corriente de liquido o de gas que absorbe energía
térmica en un lugar y luego se mueve hacia otro sitio, donde libera a la porción más fría del
fluido. Una demostración de laboratorio de una corriente de convección se muestra en la
Fig.1.2.1, una sección del tubo de vidrio se llena con agua y se calienta en una de sus esquinas
inferiores. El agua que está cerca de la llama se calienta y se dilata, haciéndose menos densa
que el agua fría que está encima de ella. A medida que el agua caliente sube es reemplazada por
agua fría de la parte superior. Este proceso continúa hasta que una corriente de convección con
sentido contrario a las manecillas del reloj circule a través de la tubería.
Fig. 1.2.1. Un ejemplo de
convección natural.
26
Si el movimiento de un fluido se origina por una diferencia de densidad que acompaña a un
cambio en la temperatura, la corriente producida de esta manera se le llama convección natural.
El agua que fluye a través del tubo de vidrio, en el ejemplo anterior, representa una corriente de
convección natural. Cuando un fluido es obligado a moverse por la acción de una bomba o un
ventilador, la corriente producida de esta manera se le llama convección forzada. En muchos
hogares donde el clima es frío se emplean ventiladores para forzar el aire caliente desde un
horno hacia todas las habitaciones.
Para calentar una habitación mediante un radiador se hace uso de ambos procesos ( véase la Fig.
1.2.2.) Una bomba de agua forza a circular agua caliente desde los tubos hasta el radiador y de
regreso al calentador u horno. Se conduce el calor por el agua a través de las paredes del
radiador al aire al contacto con éste. El aire caliente se eleva y desplaza al aire más frío de modo
que se establece una corriente de convección natural en toda la habitación. Aunque ocurre
algún
calentamiento por el proceso de radiación, son más importantes los procesos de
conducción y convección.
Fig. 1.2.2. Las corrientes de convección forzada hacen
que circule el agua caliente y regrese al horno. La
habitación se calienta mediante corrientes de
convección natural en el aire.
27
Es una tarea sumamente difícil calcular el calor que se transfiere por convección, por lo que
en muchas situaciones sólo se tiene o puede tener una estimación del proceso. A continuación
se presentan relaciones de trabajo
obtenidas mediante observaciones experimentales.
Supóngase que se tiene una placa de material conductor de área A y de temperatura ts. Si la
placa se encuentra en contacto con fluido más frío a una temperatura tf, se establecerán
corrientes por convección natural en el fluido, el fluido que llega a estar en contacto con las
paredes se elevará y desplazará el aire más frío. La observación experimental demuestra que la
velocidad H con qué el calor se transfiere por convección es proporcional al área A y a la
diferencia de temperaturas Δt entre la pared y el fluido. Se escribe
H=
Q
= h ∆t
En donde h es la constante de proporcionalidad y se llama coeficiente de convección.
A diferencia de la conductividad térmica, el coeficiente de convección no es una propiedad del
sólido o del fluido sino que depende de muchos parámetros del sistema. Se sabe que varía con la
geometría del sólido y del acabado de su superficie, la velocidad del fluido, la densidad del
mismo y la conductividad térmica. Las diferencias en temperaturas y presión del fluido también
afectan el valor h. Algunas unidades comúnmente aceptadas para h son
sistema métrico y
Kcal
en el
m hr C
2
BTU
en el sistema ingles.
hr ft 2 F
28
1.3 RADIACIÓN.Es la emisión continua de energía en forma de ondas electromagnéticas que se originan a nivel
atómico. Ejemplos de radiación electromagnética son: rayos gama, rayos X, ondas de luz, rayos
infrarrojos, ondas de radio y ondas de radar; estos solo difieren en su longitud de onda nosotros
nos concentraremos en la radiación térmica.
La radiación térmica consta de ondas electromagnéticas emitidas por un sólido, liquido
o gas en virtud de su temperatura.
Todos los objetos emiten energía radiante en forma continua. A temperaturas bajas la rapidez de
emisión es pequeña, y la radiación es básicamente de longitudes de onda larga. A medida que la
temperatura se incrementa la velocidad de emisión aumenta con mucha rapidez, y la radiación
predominante se corre hacia longitudes de onda más cortas. Si una barra de hierro se calienta
continuamente, al final emitirá radiación en la región visible; de ahí los términos caliente al
rojo y caliente al blanco.
Mediciones experimentales demuestran que la velocidad con la que se irradia energía
térmica desde una superficie varia directamente a la cuarta potencia de la temperatura absoluta
del cuerpo radiante. Por tanto, si se duplica la temperatura de un objeta la velocidad con la que
emitirá energía térmica se incrementará 16 veces.
Un factor adicional que debe considerarse al calcular la rapidez de transferencia de calor por
radiación es la naturaleza de las superficies expuestas. Objetos que son buenos emisores de
radiación térmica también resultan ser buenos absorbedores de radiación.
Un objeto que
absorbe toda la radiación incidente sobre su superficie se llama absorbedor ideal. Tal objeto
también será un radiador ideal. En realidad no existe un objeto que sea un absorbedor ideal;
pero, en general, las superficies más negras serán las que mejor absorban energía térmica. Por
ejemplo, una camisa negra absorbe más energía radiante del sol que otra más clara. Puesto que
la camisa también es un buen emisor, su temperatura externa será mayor que la temperatura del
cuerpo, haciéndola incomoda.
29
Un absorbedor ideal o un radiador ideal es algunas veces conocido como cuerpo negro, por
las razones que se mencionaron antes. A la radiación que emite el cuerpo negro se llama
radiación de cuerpo negro. Aunque tales cuerpos realmente no existen, el concepto resulta muy
útil como un patrón para comparar las capacidades de varias superficies para absorber o emitir
energía térmica.
Absorbancia e es una medida de la capacidad del cuerpo para absorber o emitir
radiación térmica.
La absorbancia es una cantidad adimensional que tiene un valor numérico comprendido entre 0
y 1, dependiendo de la naturaleza de la superficie. Para un cuerpo negro, la absorbancia es igual
a la unidad; por ejemplo, para una superficie de plata muy pulida, se aproxima a cero.
La rapidez de radiación R de un cuerpo se define formalmente como la energía radiante
emitida por unidad de área por unidad de tiempo, es decir, la potencia por unidad de área.
Simbólicamente,
E
R=
P
=
τA
A
Si la potencia radiante P se expresa en watts y el área de la superficie A en metros cuadrados, la
rapidez de la radiación estará en watts por metros cuadrado. Como se estudio anteriormente esta
velocidad depende de dos factores: la temperatura absoluta T y la absorbancia e del cuerpo
radiante. El postulado formal de esta dependencia se conoce como la ley de Stefan – Boltzmann
y puede escribirse como
R=
P
= eσ T4
A
30
La constante de proporcionalidad σ es una constante universal, independiente por completo de
la naturaleza de la radiación. Si la potencia radiante se expresa en watts y la superficie en m 2, σ
tiene el valor de 5.67 x 10-8
W
3
m
k4
31
2.0 CICLOS DE REFRIGERACIÓN
2.1CICLO DE CARNOT
2.1.1 PRINCIPIO DEL CICLO DE CARNOT
La segunda ley de la termodinámica da lugar a limitaciones en la operación de los patrones
cíclicos expresados por los teoremas de Kevin- Plank y Clausius. Una máquina térmica de
Carnot no puede operar por intercambio de calor con un simple servidor ( fuente de calor), y un
refrigerador no puede operar sin un trabajo neto recibido de una fuente externa.
Dos conclusiones para la eficiencia térmica de máquinas térmicas reversibles, y son conocidas
como principios de Carnot expresándose de la siguiente manera:
1. toda máquina térmica operando entre las mismas dos reservas tienen la misma eficiencia
2. la eficiencia de una máquina térmica irreversible es siempre menor a la eficiencia de una
reversible operando entre las dos mismas reservas.
MÁQUINA TERMICA DE CARNOT
Es un mecanismo o máquina que produce trabajo a partir del calor en un proceso cíclico. La
máquina térmica de Carnot, es la más eficiente que existe; la eficiencia térmica se define como
el trabajo neto entregado dividido entre el calor absorbido.
La máquina opera entre dos depósitos térmicos, en forma que todo el calor absorbido penetra a
la temperatura constante de la fuente y todo el calor rechazado se descarga a la temperatura
constante del sumidero. Cualquier máquina reversible que opera entre dos depósitos térmicos es
una máquina de Carnot; una máquina que funcione según un ciclo diferente, necesariamente
debe transferir calor mediante diferencias finitas de temperatura y, por consiguiente, no es
reversible.
32
TEOREMA DE CARNOT Y EFICIENCIA DEL CICLO
Establece que ninguna máquina puede tener una eficiencia térmica superior a la de la máquina
de Carnot, cuando ambas operan entre los mismos depósitos térmicos.
La hipotética máquina térmica que opera en el ciclo reversible de Carnot es llamada máquina
térmica de Carnot. La eficiencia térmica de cualquier máquina térmica, reversible o irreversible,
esta dada por la sig. ecuación
η=1–
QL
QH
donde : QH es el calor transferido para la máquina térmica de una reserva de temperatura alta
como TH, y QL es el calor requerido para una reserva de baja temperatura como TL.
Para máquinas térmicas reversibles, la proporción de calor transferido en dicha relación de
depósitos, esta dada por la sig. ecuación.
QH
QL
TH
TL
(ec.1)
La eficiencia térmica de una máquina térmica o cualquier otra máquina térmica reversible, se
obtiene de
η rev =1-
TL
TH
(ec.2)
Esta relación está casi referida para la eficiencia de Carnot desde que la máquina térmica de
Carnot es la mejor máquina reversible conocida.
Esta es la eficiencia más alta que puede tener una máquina térmica operando entre dos reservas
de energía térmica a temperaturas TL y TH.
33
Toda máquina térmica operando entre estas temperaturas limitadas ( TL y TH) tendrá una mas
baja eficiencia. Una máquina térmica de Carnot real alcanza la máxima eficiencia, solo valuada
teóricamente, por que esta es imposible de eliminar completamente toda la irreversibilidad
asociada con el ciclo real.
TL y TH en la ec. 2 son temperaturas absolutas. Usando °C ó °F para temperaturas en la relación
darán un resultado erróneo.
Las eficiencias térmicas del real y reversible de una máquina térmica operando entre los
mismos limites de temperatura se comparan como sigue:
ηth rev = máquina térmica irreversible
= ηth rev = máquina térmica reversibles
> ηth rev = máquina térmica imposible
<
ηth
La transferencia de calor isotérmica reversible es muy difícil de lograr en la realidad ya que
requiere intercambiadores de calor muy grandes, tomaría un largo tiempo ( un ciclo de potencia
en un motor típico es completado en una fracción de segundos). Por ello, no es práctico
construir un motor que opere con un ciclo de potencia que se aproxime al ciclo de Carnot. La
eficiencia térmica del ciclo de Carnot es en función de la temperatura de la fuente y el sumidero
de calor, y la relación de eficiencia térmica del ciclo de Carnot proporciona una importante
información que es igualmente aplicable a ambos ciclos, ideales y reales: la eficiencia térmica
aumenta cuando aumenta la temperatura promedio de la fuente de donde se absorbe color, o
bien cuando disminuye la temperatura promedio del sumidero.
34
La fuente y el sumidero de las temperaturas que pueden ser usados en la practica no están sin
limites. La temperatura mas alta en el ciclo es limitada por la temperatura de los componentes
de un motor de calor, tales como el pistón o los alabes que una turbina puedan tolerar; la
temperatura mas baja en el ciclo esta limitada por la temperatura de un lago, río o el aire
atmosférico.
P
qentrada
TH= const.
1
T
qentrada
1
2
2
isentrop
isentrop
isentrop
isentrop
4
3
4
qsalida
TL= const.
v
3
qsalida
s
Figura 2.1.1. diagrama P- v y T- s para el ciclo de Carnot
35
2.2 CICLO DE COMPRESIÓN DE VAPOR
El ciclo de compresión de vapor es el ciclo de refrigeración más importante desde el punto de
vista comercial. En tal ciclo, un fluido se evapora y se condensa alternativamente, siendo uno de
los procesos que intervienen en el ciclo una compresión de vapor.
Ciclo de refrigeración de Carnot. El rendimiento del ciclo de Carnot es mayor que el de
cualquier otro ciclo que trabaje entre las dos mismas temperaturas extremas. El ciclo de Carnot
en una máquina térmica ya nos es familiar desde los estudios de termodinámica. La máquina
térmica de Carnot está representada esquemáticamente en la figura 2.2.1-a. El correspondiente
diagrama temperatura- entropía es el de la figura 2.2.1-b.la máquina térmica de Carnot recibe
energía de un foco caliente a alta temperatura, convierte una porción de energía en trabajo, cede
la restante a un foco frío a baja temperatura.
El ciclo de refrigeración de Carnot consigue el efecto inverso de la máquina térmica, por que
transporta energía desde un foco frío a un foco caliente. Para realizar el ciclo de refrigeración se
necesita suministrar un trabajo externo. El diagrama de la instalación y el diagrama temperatura
– entropía del ciclo de refrigeración se muestra en las figuras 2.2.2-a y 2.2.2-b
Los procesos que comprenden el ciclo son:
1-2
compresión adiabática
2-3
cesión de calor isoterma
3-4
expansión adiabática
4-1
adición de calor isoterma
Todos los procesos del ciclo de Carnot son termodinámicamente reversibles. En consecuencia,
los procesos 1-2 y 3-4 son isoentrópicos.
36
La absorción de calor del foco frió en el proceso 4-1 es la operación de refrigeración y el
único efecto útil del ciclo. Todos los restantes procesos del ciclo tienen como misión que la
energía tomada del foco frío a baja temperatura pueda ser cedida a un foco caliente a alta
temperatura.
El ciclo de Carnot es un proceso reversible que tiene un rendimiento mayor que cualquier
ciclo. Surge una pregunta razonable ¿ por qué estudiar el ciclo de Carnot si es un ideal
inalcanzable?. Hay dos razones para ello. Una es que sirve como base de comparación. La otra
es que proporciona una guía conveniente sobre las temperaturas que deberían mantenerse para
conseguir un máximo rendimiento.
Para poder evaluar el grado de bondad del funcionamiento de un sistema de refrigeración,
debe definirse un término que exprese su efectividad. Sin embargo, al índice de funcionamiento
no se le llama “rendimiento” por que este término en termodinámica, se reserva comúnmente
para la relación de la salida a la entrada. La relación de la salida a la entrada daría lugar a
confusión si se aplicase a un sistema de refrigeración, porque la salida en el proceso 2-3 no es
generalmente aprovechable. Sin embargo, la idea del índice del funcionamiento del ciclo de
refrigeración es la misma que la idea que se tiene prácticamente del rendimiento, puesto que
representa la relación.
Cantidad de comodidad obtenida
Cantidad de gasto
37
Calor del foco
caliente
Calor del foco
caliente
2
3
3
2
Trabajo
Trabajo
Turbina
Compresor
Turbina
Compresor
Trabajo
Trabajo
1
4
1
4
Calor al foco
frío
Calor al foco
frío
(a)
(a)
2
3
3
1
Trabajo neto
4
Entropía
Fig.2.2.1. (a) Máquina térmica de Carnot (b)
Diagrama temperatura- entropía de la máquina de
Carnot
Temperatura
Temperatura
Trabajo neto
2
4
1
Entropía
Fig.2.2.2. (a) Ciclo de refrigeración de Carnot. (b)
Diagrama temperatura –entropía del ciclo de
refrigeración de Carnot.
38
El índice de funcionamiento se llama “coeficiente de funcionamiento”. Esta definido por
Coeficiente de funcionamiento = refrigeración útil
Trabajo neto
Los dos términos que intervienen en el coeficiente de funcionamiento deben de estar en las
mismas unidades, es decir, el coeficiente de funcionamiento es una magnitud adimensional.
Es de desear el mejor coeficiente de funcionamiento posible, puesto que esto indica que una
refrigeración dada necesita menor trabajo posible. ¿ que puede hacerse por consiguiente, para
lograr un buen coeficiente de funcionamiento?.
Para responder esta pregunta debemos primeramente extraer el coeficiente de
funcionamiento del ciclo en función de las temperaturas del ciclo. El calor puesto en juego en
un procesó reversible vale qrev. = ∫ Tds. Las áreas por debajo de la línea del proceso reversible
en el diagrama temperatura – entropía representan por lo tanto, los calores puestos en juego. Las
áreas rayadas en la figura 2.2.3. representan la cantidad de refrigeración lograda y el trabajo
realizado.
La refrigeración útil es el calor absorbido en el proceso 4-1, o sea, el área por debajo de la
línea 4-1. El área por debajo de la línea 2-3 representa el calor cedido en el ciclo. La diferencia
entre calor cedido y calor absorbido en el ciclo es el calor neto. Por tanto una expresión del
coeficiente de funcionamiento del ciclo de refrigeración de Carnot es
Coeficiente de funcionamiento =
T1 s1 s4
T2 T1 s1 s4
=
T1
T2 T1
39
T
3
2
Trabajo neto
4
1
Refrigeración
S
Figura 2.2.3. Refrigeración útil y trabajo
neto del ciclo de Carnot representados por
áreas del diagrama temperatura- entropía
El coeficiente de funcionamiento del ciclo es únicamente una función de los límites de la
temperatura, y puede variar desde 0 hasta infinito.
Si T2 es pequeño, el coeficiente de funcionamiento será grande; si T1 es grande aumentará el
numerador y disminuirá el denominador, con lo que por ambos lados aumentara el coeficiente
de funcionamiento. Por consiguiente, el valor de T1 tiene un efecto más pronunciado sobre el
coeficiente de funcionamiento que el de T2.
En resumen para obtener un alto coeficiente de funcionamiento se debe:
1. Trabajar con un T1 grande
2. Trabajar con un T2 pequeño
40
CICLO ESTANDAR DE COMPRESIÓN DE VAPOR
En el diagrama T-s que se muestra en la figura 2.2.4.los procesos que comprenden un ciclo
son:
1-2 Compresión adiabática y reversible, desde vapor saturado hasta la presión del condensador.
2-3, Cesión reversible de calor a presión constante en la zona de sobrecalentamiento y posterior
condensación.
3-4, Expansión irreversible a entalpía constante desde liquido saturado hasta la presión del
evaporador.
4-1, Adición reversible de calor a presión constante durante la evaporación del vapor saturado.
2
Temperatura
3
4
1
Entropía
Figura 2.2.4. ciclo de compresión estándar
41
COEFICIENTE DE FUNCIONAMIENTO DEL CICLO ESTANDAR DE
COMPRESIÓN DE VAPOR
Las magnitudes significativas del ciclo estándar de compresión de vapor pueden determinarse
fácilmente con la ayuda del diagrama presión- entalpía. Estas cantidades son: el trabajo de
compresión, el calor cedido, el efecto refrigerante, el coeficiente de funcionamiento, el caudal
en volumen por tonelada y la potencia por tonelada.
El trabajo por compresión en BTU de refrigerante es igual a la variación de entalpía en el
proceso 1-2 de al fig. 2.2.5-(a), es decir , h1- h2. Esta relación se deduce de la ecuación de la
energía en flujo permanente
h1+ q = h2 +w
cuando las variaciones de energía cinética y potencial son despreciables.
Como en la compresión adiabática el calor puesto en juego q es cero, el trabajo w es igual a
h1- h2. la diferencia de entalpía es una cantidad negativa, lo que expresa que el trabajo se realiza
sobre el sistema. A un siendo un compresor de émbolo, con lo que el flujo es intermitente en
lugar de permanente, el proceso 1-2 representa también la acción del compresor. En la tubería, a
una cierta distancia del compresor, el flujo se habrá regularizado y tendera a hacerse
permanente. El cálculo del trabajo de compresión es importante, porque su costo puede ser uno
de los mayores del funcionamiento del sistema.
El calor cedido en BTU es el calor que sale del refrigerante en el proceso 2-3 y vale h3-h2.
esa relación se deduce también de la ecuación de la energía en flujo permanente cuando las
energías cinética y potencial y el trabajo desaparecen. El valor de h3-h2 es negativo, lo que
expresa que el calor es cedido por el refrigerante. El valor del calor cedido se necesita para el
cálculo de las dimensiones del condensador y del caudal necesario de líquido refrigerante en el
condensador.
42
El efecto refrigerante en BTU es el calor puesto en juego en el proceso 4-1, es decir h1-h4, cuyo
cálculo es necesario por que precisamente este proceso es el fin, o único efecto útil de todo el
sistema.
El coeficiente de funcionamiento =
h1 h4
h2 h1
El caudal en volumen por tonelada se expresa generalmente en metros cúbicos por minuto y
por tonelada. El volumen se mide a la entrada del compresor, es decir, en el punto 1. el caudal
en volumen por tonelada da una idea aproximada del tamaño del compresor. Cuanto mayor sea,
mayor tiene que ser el desplazamiento del compresor en metros cúbicos por minuto.
La potencia por tonelada, lo mismo que el coeficiente de funcionamiento, es un índice de la
bondad del funcionamiento. Sin embargo, la potencia por tonelada es la inversa del coeficiente
de funcionamiento, puesto que un sistema de refrigeración de gran rendimiento tiene una
potencia por tonelada baja, pero un coeficiente de funcionamiento alto.
43
Condensación
2
Expansión
Presión
3
Compresión
1
4
Evaporación
Entalpía
3
Condensador
2
Válvula de
expansión
Compresor
1
Evaporador
4
(b)
Figura 2.2.5 (a) Ciclo estándar de compresión de vapor en el diagrama presión –
entalpía. (b) Diagrama del flujo del sistema estándar de compresión de vapor.
44
3.0
CALCULO DE LA CARGA TERMICA
3.1 EN MUROS Y TECHO
AREAS DE LOS MUROS Y CRISTALES
MUROS
CRISTALES
NORTE
1175.850 ft2
99.55 ft2
SUR
516.626 ft2
96.805 ft2
ESTE
2744.576 ft2
OESTE
2709.047 ft2
SUROESTE
532.353 ft2
198.405 ft2
SURESTE
161.115 ft2
139.131 ft2
TOTALES
7839.567 ft2
533.891 ft2
45
CONDICIONES DE DISEÑO DEL PROYECTO
CONDICIONES EXTERIORES
TEMPERTURA DE BULBO SECO (TB. S.) = 99 °F
TEMPERATURA DE BULBO HUMEDO (T B. H.) = 81°F
CONDICIONES INTERIORES
TEMPERATURA DE BULBO SECO (TB. S.) = 75°F
HUMEDAD RELATIVA (H.R.) = 50 %
CONDICIONES
EXTERIOR
INTERIOR
P.R.
granos
lb
TB. S.
TB. H.
H.R
99
81
45
75
132
75
62.5
50
55
64
24
18.5
68
PARA UN HORARIO DE LAS 16.00
46
COEFICIENTE
PAREDES
Te
GLOBAL DE TRANSMISIÓN DE CALOR
EN LAS
L1
K1
99°F
L2
Te
99°F
K2
h1
L3
h2
TI
K3
1.18”
5.511”
75°F
1.18”
L1 = Espesor de mezcla
L2 = Espesor de ladrillo
L3 = Espesor mezcla
COMPOSICIÓN DE LAS PAREDES
L (plg)
K
BTU p lg
hr ft 2 F
LADRILLO ROJO RECOCIDO
5.511
6.13
MEZCLA
1.18
8.00
Capa de aire en el interior de la pared.
h1 = 1.65
BTU p lg
hr ft 2 F
47
Capa de aire en el exterior de la pared.
h2 = 4.00
U=
BTU p lg
hr ft 2 F
1
1
he
L
K LAD.
2
L
K MEZC.
1
hi
1
U =
1
BTU
4
hr ft 2 F
2
1.18 pu lg
BTU p lg
8.00
hr ft 2 F
1
BTU
1.65
hr ft 2 F
1
U=
0.25
U=
5.511pu lg
BTU p lg
6.13
hr f 2t F
BTU
BTU
0.899
2
hr ft
F
hr ft 2 F
0.295
BTU
BTU
0.606
2
hr ft
F
hr ft 2 F
1
BTU
2.05
hr ft 2 F
U = 0.487
BTU
hr ft 2 F
48
PARA EL TECHO
El plafón tiene una resistencia térmica de 5
PARA LA SECCION DE TECHO DE ZINC
he
0.125”
Lamina de zinc.
aire
1”
plafón
1”
hi
UTECHO =
UTECHO =
UTECHO =
UTECHO =
1
he
1
L
K AIRE
L
K LAMINA.
RPLAFON
1
hi
1
1 0.125 1
1
5
4
26
0.91
1.20
0.25 4.80
3
1
1.098 5 0.83
1
7.182
UTECHO = 0.139
BTU
hr ft 2 F
49
PARA EL CONCRETO HIDRAULICO CON PLAFON
he
Revoque
1.18”
Concreto
3.93”
1.18”
Revoque
1”
1”
Aire
Plafón
hi
UCONCRETO =
UCONCRETO =
UCONCRETO =
UCONCRETO
1
1
he
L
L
KCONCRETO K AIRE
L
K PLAFON
1
1 3.93 p lg 1p lg
2 1.18
5
4
12
0.91
8
2
L
K REBOQUE
1
hi
1
1.20
1
0.25 0.3275 1.098 5 0.295 0.83
1
7.8035
UCONCRETO = 0.1281
BTU
hr ft 2 F
50
TRANSFERENCIA DE CALOR EN PAREDES
Considerando un peso de 60
lb
y a las 16.00 hr como base de diseño
p lg 2
DIFERENCIA DE TEMPERATURAS
PAREDES
NORTE
24 °F
SUR
24 °F
ESTE
12 °F
OESTE
26 °F
SURESTE
24 °F
SUROESTE
32 °F
NORTE PARTITION
QN. = AN U(∆T)
QN. = (1175.85 ft2 ) ( 0.487
QN. = 10880.140
BTU
) (24 °F –5 °F)
hr ft 2 F
BTU
hr
51
SUR PARTITION
QS = ASU (∆T)
QS = (516.62 ft2 ) ( 0.487
QS = 4780.28
BTU
) (24°F –5 °F)
hr ft 2 F
BTU
hr
ESTE
QE = AEU (∆T)
QE = (2744.57 ft2 ) ( 0.487
QE = 25395.56
BTU
) (12°F + 9°F)
hr ft 2 F
BTU
hr
OESTE
QO = AOU (∆T)
QO = (2709 ft2) ( 0.487
QO = 46175.58
BTU
) (26°F + 9 °F)
hr ft 2 F
BTU
hr
SUROESTE
QSO = ASOU (∆T)
QS O = (532.353 ft2 ) ( 0.487
QSO = 10629.43
BTU
) (32 + 9°F)
hr ft 2 F
BTU
hr
52
SURESTE PARTITION
QSE = ASEU (∆T)
QSE = (161.115 ft2) (0.487
QSE = 1490.79
BTU
) (24 °F-5°F)
hr ft 2 F
BTU
hr
CALOR TOTAL EN PAREDES
QT.P. = QN + QS + QE + QO + QSO + QSE
BTU
hr
10880.140
+
QTOTAL. PAREDES =
4780.28
BTU
hr
25395.56
BTU
hr
46175.58
BTU
hr
10629.43
BTU
hr
1490.79
BTU
hr
99351.307
BTU
hr
53
PARA EL TECHO
Q TECHO = ALAM. U (∆T)
QTECHO = (8392.8ft2) (0.139
QTECHO = 51330.364
BTU
) (35°F + 9°F)
hr ft 2 F
BTU
hr
QCONCRETO = ACONC. U (∆T)
QCONCRETO = (614.43 ft2) (0.1281
QCONCRETO = 3463.173
BTU
) (35°F + 9°F)
hr ft 2 F
BTU
hr
Q TOTAL TECHO = QLAM.+ QCONC.
QTOTAL TECHO = 51330.364
BTU
BTU
+ 3463.17
hr
hr
QTOTAL TECHO = 54793.53
BTU
hr
PARA PISO
QPISO = (8392.8) (.4464) (24 - 10 ) = 52452
54
CALCULO A TRAVES DE CRISTALES
BAJO CONDICIONES DE DISEÑO DEL 21 DE MAYO AL 23 JULIO (20° NORTE)
Factor de corrección por convección = 0.67.
Factor de corrección por radiación = 1
NORTE
AN = 99.55ft2
ΔTr. = 23
BTU
hr ft 2
ΔTc .= 24
BTU
hr ft 2
Q = AU ΔT
Q C. = (24
BTU
)(99.55ft2 )(0.62)
2
hr ft
Q C. = 1481.30
Q r. = (23
BTU
h
BTU
)(99.55ft2) (1 )
2
hr ft
Qr. = 2289.65
BTU
h
Q N. = Q c. + Q r. = 1481.30 + 2289.65 = 3770.95
BTU
h
55
SUR
AS. = 96.805ft2
ΔTr = 12
BTU
hr ft 2
ΔTc = 24
BTU
hr ft 2
Q = AU ΔT
BTU
)(96.805ft2) (0.62)
hr ft 2
BTU
QC. = 1440.38
hr
QC. = (24
Qr. = (12
BTU
)(96.805)(1)
hr ft 2
Qr. =1161.6
BTU
hr
QS = QC. + Qr.
QS. = 1440.38 + 1161.6
QS = 2601.98
BTU
h
56
SURESTE
ASE= 139.13ft2
ΔTr = 12
BTU
hr ft 2
ΔTc. = 24
BTU
hr ft 2
Q = AU ΔT
QC. = (24
BTU
)(139.13ft2)(0.62)
2
hr ft
QC. =2070.25
BTU
hr
Qr. = (139.13)(12
Qr. = 1669.56
BTU
)(1)
hr ft 2
BTU
hr
QSE = QC. + Qr.
QSE = 2070.25 + 1669.56
QSE = 3739.81
BTU
hr
57
SUROESTE
ASO = 198.405ft2
ΔTr. = 85
ΔTC = 24
Q = AU ΔT
QC. = (24
BTU
)(198.405ft2)(0.62)
hr ft 2
QC. = 2952.192
Qr. = ( 85
Qr. =
BTU
hr
BTU
)(198.40ft2)(1)
hr ft 2
16864
BTU
hr
QSE = QC. + Qr.
QSE = 2952.192 + 16864
QSE = 19816.19
BTU
h
58
CALOR TOTAL EN CRISTALES
QT. = Q.N.+ QS.+ QSE.+ QSO.
QT. = 3770.95
QT. = 29928.93
BTU
BTU
BTU
BTU
+ 2601.98
+ 3739.81
+ 19816.19
hr
hr
hr
hr
BTU
hr
59
CALOR SENSIBLE
DE ACUERDO CON LA TABLA DE CALOR POR PERSONAS PARA UN SALON DE
BAILE ES :
QS = 325
BTU
x personas
hr
POR LO TANTO
QPERSONAS = Q (N° personas)
QPERSONAS = (325
QPERSONAS = (245
BTU
BTU
) (100 ) = 32500
hr
hr
BTU
BTU
) ( 450 ) = 110250
hr
hr
QTOTAL PERSONAS =142750
BTU
hr
60
ALUMBRADO
Carga total instalada = 14000
( 14000 ) ( 3.4 ) =47600
Watts
hr
BTU
hr
AIRE EXTERIOR
QA. E. = (PCM) ( ∆T)( fact. by pass) (calor esp. sencible)
QA. E. = (10
ft 3
x 550 personas)( 24°F)(0.1)(1.08)
min
QA. E. = 14256
BTU
hr
CALOR SENSIBLE TOTAL
QSENSIBLE = QPERSONAS + QT. WATTS + QA. E.
QSENSIBLE = 142750
BTU
BTU
BTU
+ 47600
+14256
hr
hr
hr
QSENSIBLE = 204606
BTU
hr
61
CALOR SENSIBLE EFECTIVO EN EL CUARTO
QSEN. EFEC. C. = QPAREDES + QTECHO + QCRISTALES + QSENSIBLE + Q PISO
QSEN. EFEC. C. =
99351.307
54793.53
BTU
hr
29928.93
BTU
hr
204606
BTU
hr
52446.64
QSEN. EFEC. C. =
BTU
hr
441126.407
BTU
hr
BTU
hr
62
CALOR LATENTE
POR PERSONA DE ACUERDO CON LA UTILIZACIÓN DEL LOCAL PARA UN SALON
DE BAILE
QLAT. PERS. = (525
(205
BTU
BTU
) ( 100 ) = 52500
hr
hr
BTU
BTU
) ( 450 ) = 92250
hr
hr
Q LAT. PERS. = 144750
BTU
hr
AIRE EXTERIOR
Q LAT. AIRE EXT. = (PCM)(
Q LAT. AIRE EXT. = (5500
granos
)(fact. by pass)(0.68)
lb
ft 3
granos
)(68
)(0.1)(0.68)
min
lb
Q LAT. AIRE EXT. = 25432
BTU
hr
63
CALOR TOTAL LATENTE
QTOTAL LATENTE = Q LAT. PERSONAS + Q LAT. AIRE EXT.
QTOTAL LATENTE = 144750
BTU
BTU
+ 25432
hr
hr
QTOTAL LATENTE = 170182
BTU
hr
CALOR TOTAL EFECTIVO DEL CUARTO
QT. E. C. = QSEN. EFEC. CUARTO + Q LATENTE EFECTIVO EN EL CUARTO
QT. E. C. = 441126.407
BTU
BTU
+ 170182
hr
hr
QT. E. C. = 611308.407
BTU
hr
64
CALOR POR AIRE EXTERIOR
QA. E. S. = (Q A. E.)( fac. by pass.)
Q A. E. S. = (14256
BTU
) (9)
hr
Q A. E. S. = 128304
BTU
hr
Q A. E. LAT. = (Q A. E. LAT..) (9)
Q A. E. LAT. = (25432
BTU
) (9)
hr
Q A. E. LAT. = 228888
BTU
hr
GRAN TOTAL DE CALOR
GRAN TOTAL DE CALOR = Q TOTAL. EFEC. CUARTO. + QSENC. AIRE
EXT. +
QLAT.
AIRE EXT.
GRAN TOTAL DE CALOR = 611308.401
BTU
BTU
BTU
+ 128304
+ 228888
hr
hr
hr
GRAN TOTAL DE CALOR = 968500.407
BTU
hr
65
4.0
DISEÑO DE DUCTOS DE AIRE
4.1 SELECCIÓN DE DUCTOS DE INYECCIÓN Y RETORNO DE AIRE
Es de suma importancia tener cuidado en el diseño de la distribución de los conductos, ya que
un mal calculo nos podría llevar a no alcanzar las condiciones deseadas dentro de nuestro local.
Los ventiladores, difusores, rejillas y ductos son los componentes de la red de distribución de
aire.
Los ventiladores más comúnmente utilizados para la circulación de aire a través de los ductos
son los de tipo helicoidal y centrífugos
Los factores económicos y prácticos se deben tener presente en el criterio para el cálculo de un
sistema de ductos. Los sistemas de ductos se pueden diseñar con velocidades muy bajas en
donde se obtienen pérdidas por fricción bajas o muy altas en donde las pérdidas son altas. Con
velocidades bajas se obtiene ahorro en la energía del ventilador, pero los ductos como son mas
voluminosos son más caros, por el contrario en las velocidades altas se necesita mayor energía
en el ventilador habiendo un ahorro en el volumen de los ductos. Si tomáramos en cuenta lo
anterior un estudio económico decidiría el criterio del cálculo. Sin embargo existen otros
factores prácticos que limitan la velocidad del aire, como lo son las vibraciones y el ruido en los
ductos; por esto la experiencia nos recomienda ciertas velocidades razonables en los ductos.
66
Actualmente se tiene la tendencia de aumentar las velocidades del aire, principalmente en
lugares en donde el ruido no es muy importante como lo son las industrias, los
estacionamientos, centros de espectáculos, etc.
En todos los sistemas de circulación forzada, los ventiladores deben tener la capacidad
adecuada para enviar la cantidad necesaria de aire a una presión mayor o igual que la resistencia
que se presentan en los ductos y accesorios. Las dimensiones de los ductos van a depender de la
máxima velocidad del aire que se pueden usar sin causar ruido, vibraciones o excesivas
perdidas por fricción.
En general, se debe proceder con el siguiente criterio.
1. Los ductos deben seguir, en lo posible, una ruta más directa.
2. Deben de evitarse los cambios de dirección pronunciados.
3. Si son rectangulares los ductos no deben ser muy aplanados, una buena relación es de 6
por 1 y nunca deberán ser mayores de 10 a 1.
Los pasos a seguir en el diseño deben ser en lo general, los siguientes;
A. De la carga de calefacción, refrigeración o ventilación, calcular las cantidades de aire
necesarias para cada salida, ramal o zona.
B. Proyectar una ruta conveniente para obtener una distribución adecuada y tener
facilidades en el montaje de los mismos ductos.
C. Calcular el tamaño de cada ducto por uno de los siguientes métodos.
a) Método que supone la velocidad del aire
En este método se supone una velocidad razonable en cada uno de los tramos y se
calculan, separadamente, las pérdidas de dichos tramos. La perdida de presión
total es la suma de las pérdidas parciales. Una modificación de este sistema es el
método llamado “método de reducción de velocidad” en el que la velocidad
67
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
Los ductos se dimensionan de tal manera que la pérdida por 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 pérdida 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.
c) Método de reganancia estática.
Con este método se puede reducir la velocidad en cada uno de los ramales, de tal
forma que la recuperación de la 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
boca de insuflación.
En el cálculo del ventilador, se determina el circuito que ofrece la mayor resistencia. En esté
circuito 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 imprevistos en el diseño y que se requieren durante el montaje.
68
Ductos de retorno
Si hablamos de ductos de retorno de aire, los cálculos son similares a los de alimentación. La
caída total de presión en el sistema de retorno no debe exceder a 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 (ya sea frío 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. La transmisión de calor depende principalmente de los siguientes factores:
1) Relación del área al perímetro del ducto.
2) Longitud del ducto.
3) Diferencia de temperatura.
4) Velocidad del aire.
5) Tipo de rugosidad de las paredes del ducto.
6) Tipo de aislamiento.
Método 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 diferencia 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 está en
movimiento, existe una presión de velocidad debido a la energía cinética del flujo.
69
Como la velocidad del aire en el ducto varía 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.
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 muestre 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.
70
Ductos de inyección de la sección A
Ductos
de Largo
inyección
ft
Volumen Ducto
Ducto
redondo rectangular
rectangular
pulg.
Pulg.
cm
8000
30
39 x 18
99 x 46
6400
28
36 x 17
91 x 43
4800
25
31 x 16
79 x 41
3200
22
27 x 14
69 x 36
1600
17
21 x 11
53 x 28
de Área
Calibre
peso
Peso
m2
lamina
Kg/m2.
Neto
SECCION 35
PCM
Ducto
A-1
SECCION 26
A-2
SECCION 26
SECCION A
A-3
SECCION 26
A-4
SECCION 26
A-5
Ductos
inyección
SECCION 30.94
Kg.
Recubrimiento
con fibra de
vidrio y papel
aluminio m2
22
7.9
244
30.94
22
7.9
168
21.25
22
7.9
150
19.03
24
5.65
94
16.65
A-1
SECCION 21.25
A-2
SECCION 19.03
SECCION A
A-3
SECCION 16.65
A-4
SECCION
12.85
24
5.65
73
12.85
A-5
71
Peso neto de las secciones = 729 Kg.
Área neta de recubrimiento en las secciones = 100.72 m2
Bajadas de difusores = perímetro x largo x peso x número de difusores
Bajadas de difusores = ( 1.22 m) (2 m) (5.65 m ) (5 ) = 69 Kg.
Peso neto del ducto A = peso neto de las secciones + bajadas de los difusores
Peso neto del ducto A = 729 Kg + 69 Kg = 798. Kg
Peso total del ducto A = peso neto del ducto A + 15 %de desperdicio.
Peso toral del ducto A = 798 Kg + 119.7kg. = 917.7 Kg
Recubrimiento en difusores = perímetro x largo x número de difusores
Recubrimiento en difusores = 1.22 x 2 x 5 =12.2 m2
Área neta de recubrimiento = área neta de recubrimiento + recubrimiento en
del ducto A
de las secciones
difusores.
Área neta de recubrimiento = 100.72 m2 +12.2 m2 = 112.92 m2
del ducto A
72
área total de recubrimiento = área neta de recubrimiento +15 % de desperdicio
del ducto A
del ducto A
área total de recubrimiento = 112.92 m2 +16.93 = 129.85 m2
del ducto A
73
DUCTOS DE RETORNO
Volumen en pies cúbicos por minutos
V = 8000PCM
La velocidad del aire considerada en este ducto es de:
vel = 1000 PPM
Ducto redondo
38 pulg. =
Ducto rectangular
(50 x 23) pulg.
=
(127 x 58) cm
Perímetro del ducto = 3.7 m
Área total del ducto = perímetro del ducto x largo
Área total del ducto = (3.7m) (6m) = 22.2 m2
Peso neto del ducto = Área total del ducto x peso en Kg.
Peso neto del ducto = ( 22.2 m2 ) ( 7.9 kg/m2 ) = 175.38 Kg.
74
Peso total del ducto = peso neto del ducto + 15% de desperdicio
Peso total del ducto = 175.38 +26.30 = 201.68 Kg
Área total del recubrimiento aislante = área total del ducto +15% desperdicio
Área total del recubrimiento aislante = 22.2 m2 + 3.3 = 25.53 m2
75
DUCTOS DE INYECCIÓN DELA SECCION B
Conductos de
inyección
SECCION
Largo Volumen
ft
PCM
Ducto
Ducto
Ducto
redondo
rectangular
rectangular
pulg.
Pulg.
cm
35
8000
30
39 x 18
99 x 46
26
6400
28
36 x 17
91 x 43
26
4800
25
31 x 16
79 x 41
26
3200
22
27 x 14
69 x 36
26
1600
17
21 x 11
53 x 28
Ductos de
Área
Calibre
peso
Peso
inyección
m2
lamina
Kg/m2.
Neto
B-1
SECCION B
SECCION
B-2
SECCION
B-3
SECCION
B-4
SECCION
B-5
SECCION
Kg.
Recubrimiento
con fibra de
vidrio y papel
aluminio m2
30.94
22
7.9
244
30.94
21.25
22
7.9
168
21.25
19.03
22
7.9
150
19.03
16.65
24
5.65
94
16.65
12.85
24
5.65
73
12.85
SECCION B
B-1
SECCION
B-2
SECCION
B-3
SECCION
B-4
SECCION
B-5
76
Peso neto de las secciones = 729 Kg.
Área neta de recubrimiento e las secciones = 100.72 m2
Bajadas de difusores = perímetro x largo x peso x número de difusores
Bajadas de difusores = ( 1.22 m) (2 m) (5.65 m ) (5 ) = 69 Kg.
Peso neto del ducto B = peso neto de las secciones + bajadas de los difusores
Peso neto del ducto B = 729 Kg. + 69 Kg = 798. Kg
Peso total del ducto B = peso neto del ducto B + 15 %de desperdicio.
Peso toral del ducto B = 798 Kg + 119.7kg. = 917.7 Kg
Recubrimiento en difusores = perímetro x largo x número de difusores
Recubrimiento en difusores = 1.22 x 2 x 5 =12.2 m2
Área neta de recubrimiento = área neta de recubrimiento + recubrimiento en
del ducto B
de las secciones
difusores.
Área neta de recubrimiento = 100.72 m2 +12.2 m2 = 112.92 m2
del ducto B
77
área total de recubrimiento = área neta de recubrimiento +15 % de desperdicio
del ducto B
del ducto B
área total de recubrimiento = 112.92 m2 +16.93 = 129.85 m2
del ducto B
78
DUCTOS DE RETORNO
Volumen en pies cúbicos por minutos
V = 8000PCM
La velocidad del aire considerada en este ducto es de:
vel = 1000 PPM
Ducto redondo
38 pulg. =
Ducto rectangular
(50 x 23) pulg.
=
(127 x 58) cm
Perímetro del ducto = 3.7 m
Área total del ducto = perímetro del ducto x largo
Área total del ducto = (3.7m) (6m) = 22.2 m2
Peso neto del ducto = Área total del ducto x peso en Kg.
Peso neto del ducto = ( 22.2 m2 ) ( 7.9 kg/m2 ) = 175.38 Kg.
79
Peso total del ducto = peso neto del ducto + 15% de desperdicio
Peso total del ducto = 175.38 +26.30 = 201.68 Kg
Área total del recubrimiento aislante = área total del ducto +15% desperdicio
Área total del recubrimiento aislante = 22.2 m2 + 3.3 = 25.53 m2
80
81
82
83
84
85
5.0 SELECCIÓN DE EQUIPO
Después de realizar los cálculos de la carga térmica del local (transmisión, radiación, calor
sensible, latente, alumbrado y carga eléctrica de los diferentes aparatos que se utilizan) podemos
seleccionar nuestros equipos.
5.1. UNIDAD CONDENSADORA
Para la selección de la unidad condensadora es necesario obtener las toneladas de refrigeración
del sistema, y esta se obtiene al dividir la carga térmica total entre 12000 BTU y una vez
obtenida buscamos en el manual de unidades de condensación y elegimos la que de la capacidad
inmediata superior a nuestras toneladas de refrigeración.
5.2. UNIDAD EVAPORADORA
En la selección de la unidad evaporadora debemos tomar en cuenta las diferentes secciones que
la componen como son: la sección de serpentines, ventilación, cámara de mezcla, filtros. Estas
unidades pueden ser de multizonas o unizonas, en este caso se utilizarán unizonas.
La sección de los serpentines va ha depender de la cantidad de energía calorífica que deba ser
absorbida, del punto de roció del aparato y de la cantidad de aire que es necesario que circule.
Prácticamente en esta sección es donde se produce el enfriamiento y deshumificación del aire al
tocar la superficie de los serpentines.
En la sección de ventilación está colocado un ventilador centrífugo el cual impulsara el aire
hacia el lugar a acondicionar, el ventilador puede tener los álabes curvados hacia delante o hacia
atrás según las necesidades que tengamos. El tamaño de este va ha depender de la cantidad de
aire que se va ha manejar.
86
La cámara de mezcla es en donde se efectúa el mezclado del aire del medio ambiente y el de
retorno.
Los filtros pueden ser mecánicos o si queremos obtener un mayor rendimiento en el filtrado de
aire filtros finos.
A continuación se dan los datos que debemos obtener para la sección de la manejadora:
PUNTO DE ROCIO DEL APARATO (ADP)
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 el local que
se debe acondicionar.
FACTOR DE CALOR SENSIBLE EFECTIVO EN EL CUARTO ( ESHF)
Es el factor que se obtiene al dividir el calor sensible efectivo en el cuarto entre el calor total
efectivo del cuarto y normalmente debe dar una fracción.
PIES CUBICOS POR MINUTO ( PCM)
La cantidad de aire que se va ha manejar depende directamente del calor sensible efectivo del
cuarto, dividido entre la diferencia de temperaturas multiplicado por la constante de 1.08.
DIFERENCIA DE TEMPERATURAS (ΔT)
Es la diferencia que existe entre la temperatura del cuarto y el punto de roció del aparato,
multiplicado por uno menos el factor de by- pass.
87
ÁREA DEL SERPENTÍN
Después de haber obtenido la cantidad de aire que se debe de manejar se calcula el área del
serpentín que se va ha requerir y este se obtiene al dividir la cantidad de aire manejado entre
700 pies por minuto.
Calculada esta área se analiza en el catalogo de serpentines y se ve cual es el que tiene el área
más próxima a la calculada.
Para conocer la velocidad real del aire se divide la cantidad de aire manejado entre el área del
serpentín visto en el catálogo.
TEMPERATURA DE ENTRADA DE BULBO SECO (TEBS)
Es la temperatura que tiene el aire al entrar en el serpentín del evaporador y se obtiene
considerando la temperatura del bulbo seco requerida en el local a 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 del exterior y el interior.
TEMPERATURA DE ENTRADA DE BULBO HUMEDO (TEBH)
Esta temperatura se obtiene mediante la carta psicométrica de la siguiente forma:
Trazamos una línea uniendo las condiciones interiores y exteriores que se requieren en el
proyecto, donde se intercepte esta línea con la línea trazada con la temperatura de bulbo seco se
obtiene un punto que proyectado sobre la curva de saturación, dá la temperatura de entrada de
bulbo húmedo.
88
TEMPERATURA DE SALIDA DE BULBO SECO (TSBS)
Es la temperatura que tiene el aire una vez pasado por el serpentín del evaporador y la
obtenemos considerando el punto de rocío del aparato, más el factor de by-pass, multiplicado
por la diferencia de temperatura de entrada de bulbo seco y el punto de rocío del aparato.
TEMPERATURA DE SALIDA DE BULBO HUMEDO (TSBH)
Esta temperatura la localizaremos mediante la carta psicométrica de la siguiente forma: unimos
los puntos de las condiciones interiores y exteriores mediante una línea recta y el punto de rocío
del aparato, en donde se intercepte esta recta con la línea de temperatura de bulbo seco, se
obtendrá un punto que proyectado sobre la curva de saturación se obtiene la temperatura de
salida de bulbo húmedo.
los valores obtenidos para este proyecto son los siguientes:
TONELADAS DE REFRIGERACIÓN
T.R. =
GRAN TOTAL DE CALOR
12000
BTU
hr = 80.41
BTU
12000
hr
965017.117
T.R. =
89
FACTOR DE CALOR SENSIBLE EFECTIVO DEL CUARTO (ESHF)
Calor sensible efectivo del cuarto
ESHF =
Calor total efectivo del cuarto
BTU
hr = .72
ESHF =
BTU
607825.117
hr
437643.117
PUNTO DE ROCIO DEL APARATO (ADP )
ADP = 47°F
DIFERENCIA DE TEMPERATURAS ( ΔT )
ΔT = (1 – 0.1)( TBS –ADP )
ΔT = (1 – 0.1)(75°F – 47 )
ΔT = 25.2°F
90
VOLUMEN DE AIRE (PCM)
Calor sensible efectivo del cuarto
PCM =
1.08 X ΔT
BTU
hr = 16080.36 ft / min.
1.08X 25.2 F
437643.117
PCM =
AREA DEL SERPENTIN
A=
Volumen del aire
Velocidad permisible del aire
A=
8000 ft 3 / min .
= 11.42 ft2
700 ft / min .
91
VELOCIDAD REAL DEL AIRE
VR =
Volumen del aire
Área del serpentín
VR =
8000 ft 3 / min.
= 506 ft / min.
15.8 ft 2
TEMPERATURA DE ENTRADA DE BULBO SECO (TEBS)
TEBS = TBS INT.
Aire exterior
+
( TBS EXT. – TBS INT.)
Volumen total de aire manejado
TEBS = 75°F
+
2750 ft/ min.
( 99 – 75 )
8000 ft3 / min.
TEBS = 83.25 °F
92
TEMPERATURA DE ENTRADA DE BULBO HUMEDO (TEBH)
TEBH = 70 °F
TEMPERATURA DE SALIDA DE BULBO SECO (TSBS)
TSBS = ADP + FBP (TEBS – ADP )
TSBS = 47 °F + .1 (83.25 – 47 °F )
TSBS = 50.62 °F
TEMPERATURA DE SALIDA DE BULBO HUMEDO(TSBH)
TSBH = 49.5 °F
93
EQUIPOS SELECCIONADOS
Las unidades condensadoras se seleccionan basándose en la carga térmica
2 Unidades condensadoras
modelo 38AE 044 de 40 T.R.
2 Unidades manejadoras
modelo 39BA 090 de 6 hileras,14 aletas
94
ANÁLISIS CRITICO DE LOS DIFRENTES ENFOQUES
De acuerdo a la investigación llevada acabo para realizar un proyecto de aire
acondicionado ya sea para el confort de las personas o industrial, se determino que
solo existe una forma de cálculo para la carga térmica, y en elle se deben de
considerar los siguientes parámetros: condiciones de diseño, orientación del
edificio, materiales de que están construidos los muros, pisos y techos, número de
personas, alumbrado, ventilación, y la carga eléctrica.
Para el diseño de ductos existen tres métodos de cálculo, pero debido a la
experiencia que se tiene el método más recomendado es el que fue utilizado en este
trabajo.
Finalmente la selección del equipo va a depender de la marca, ya que cada
fabricante tiene diferentes modelos y capacidades.
95
CAPITULO III
96
CONCLUSIONES
Dentro del proyecto de acondicionamiento del aire del centro Social Coatzinteco
se pudo observar la gran importancia de conocer a detalle todos los factores que
intervienen en la selección del equipo de aire acondicionado en un local para hacer
más agradable la estancia de sus ocupantes, en lo personal me di cuenta de la gran
importancia de cuidar todos los factores, ya que un mal cálculo traería como
consecuencia un mal funcionamiento del equipo, así como pérdidas económicas,
los cuales dichos aspectos en la actualidad son muy importantes.
En este proyecto se realizo un análisis de la introducción del aire acondicionado
para el centro social coatzinteco, para el cual se tomaron en cuenta todos los
factores que intervienen como son: los materiales de construcción, la capacidad del
local, ubicación, la zona en la que se encuentra y el clima que existe en este lugar
que es cálido- húmedo, así como las condiciones requeridas en el interior.
Esperando que a las personas interesadas en aire acondicionado este trabajo les
sirva como consulta en proyectos posteriores.
97
ANEXOS
98
FACTORES DE CONVERSIÓN
DIMENSIÓN
MÉTRICO
MÉTRICO / INGLES
Aceleración
1 m/ s - 100 cm/ s
2
2
2
1 m/s = 3.2808 pie/ s
2
1 pie/s = 0.3048 m/s
Área
1m
2
4
2
6
2
6
=10 cm = 10 mm
=10
km
2
2
2
2
1 m = 1550 pulg = 10.764pie
2
2
2
1pie =144pulg = 0.09290304m
Densidad
1 g/cm = 1 kg/L = 1000kg/m
Energía, calor, trabajo, energía
específica
1kJ= 1000 J=1000 Nm = 1kPa m3
1kJ/kg =1000 m2/s
1kWh = 3600 kJ
1 Cal.† = 4.1868J
1IT cal†. = 4.1868 J
1 Cal†.= 4.1868 kJ
3
2
3
3
3
1g/cm =62.428 lbm/pie 0.036127lbm/pulg3
1kJ = 0.94782 Btu
1Btu = 1.055056 kJ
= 5.40395 psi pie3
= 778.169 lb pie
1 Btu/ lbm = 25037 pie2 / s2 = 2.326* kj/kg
1 kJ/ kg = 0.430Btu/lbm
1 kWh = 3412.14 Btu
Fuerza
1N =1 kg m/s2 = 106 dina
1 kgf = 9.80665 N
Longitud
1 m =100 cm = 1000 mm
1 km = 1000 m
1 m = 39.370 pulg =3.2808 pie
1.0926 yd
1 pie = 12 pulg = 0.3048* m
1 milla = 5280 pie = 1.6093 km
1 pulg = 2.54* cm
1 kg = 1000 g
1 ton métrica = 1000 kg
1 kg =2.2046226 lbm
1 lbm = 0.45359237* kg
1 slug = 32.174 lbm = 14.5939 kg
1 ton corta = 2000 lbm = 907.1847 kg
Masa
1lbf = 32.174 lbm
1 N = 0.22481 lbf
pie/s2 = 444822 N
*Factores de conversión exactos entre unidades métricas e inglesas.
† La caloría se define originalmente como la cantidad de calor necesaria para elevar la
temperatura de 1g de agua en 1° C.
99
100
APÉNDICES
101
APÉNDICE A
102
103
APÉNDICE A
II
104
APÉNDICE A
III
105
APÉNDICE A
IV
106
APÉNDICE A
V
107
APÉNDICE A
VI
108
APÉNDICE A
VII
109
APÉNDICE A
VIII
110
APÉNDICE B
111
APÉNDICE B
112
113
114
APÉNDICE B
115
116
APÉNDICE B
ACCESORIOS
Sección de caja mezcladora con filtro – (
disponible en tamaños 070 a 140) – Proporciona
una mezcla eficaz de aire exterior y de retorno.
Provista de paneles de acceso en ambos lados. Los
montajes pueden hacerse girar 160° para la entrada
de aire exterior, las cajas mezcladoras sin filtro
están disponibles en tamaños 040 a 060.
Sección precaliente de retorno - la sección de
profundidad generosa vía aérea es proveída del
retorno localizada en agua arriba. Parte de sección
de retorno se precalienta para evitar obstruirse del
flujo de aire a través de parte de retorno que se
enfría. La sección es aislada para reducir al mínimo
perdidas de calor.
Sección de retorno de calor nuevo. ( Disponible
para arreglos en D solamente) puede ser utilizado o
no como vía de circulación es aislado para reducir l
mínimo las perdidas de calor.
Sección de cara y compuertas de carrera de
circulación. Sean puesto compuertas de lamina de
apagado para el control exacto de la temperatura.
Las barras de compuertas que giran al árbol de
nylon no necesitan lubricación.
Sección afluente. Se instalan antes del frente de la
sección de compuertas esto proporciona un paso al
aire en el apagador de la compuerta del frente.
Sección de filtrado de alta y baja velocidad.
Disponibles para adaptarse con filtros permanentes
ó desechables. Al final los filtros son quitados
fácilmente el uno del otro aflojando la tuerca del
ala.
Sección de desembocadura en vertical con filtro.
( Disponibles para las unidades C solamente)
permite la desembocadura directa de la unidad en el
tubo. Así el ahorro valioso del espacio.
Conducto de carrera de circulación. (
Disponibles solo para las unidades de serie B) –
Permite precalentar o refrescar el aire la sección de
retorno de la carrera de circulación. Aislado para
reducir al mínimo la perdida de calor
El humectador de rejilla de vapor. Proporciona el
control de humedad sumamente eficaz. Consiste en
un tubo recubierto de asbesto perforado en la parte
de arriba incluido con
la charola de acero
inoxidable.
Charola humectadora de vapor. ( Disponible para
unidades de serien C únicamente. Doble charola
diseñada con retorno de vapor facilita el retiro de
mineral y amplía la vida del humectador.
Sección de roció del humectador. (Disponible
para unidades de serie B solamente) operado en
ciudades con altas presiones de agua consiste en
una sección completa separada con jefes e
inyectores.
Humectador de roció con atomizador.
(Disponibles solo para unidades de serie B.
Funciona con la presión del agua de la ciudad. El
humectador consiste en un tubo solo con cono de
cobre e inyectores a 70°, cada inyector tiene un
tamiz de cobre fino para reducir al mínimo la
obstrucción del inyector.
Sección de apagado dividido en zonas.
(Disponible para unidades de serie C solamente)
Utilizado para uso multizona. Apagadores externos
unidos (conectados) por una barra de control sola
que puede ser adaptada al número de zonas
requeridas. El lado de aire frío de la sección es
aislado, el aislamiento de fibra de vidrio grueso
(espesor) es para prevenir sudar.
Adaptador de doble conducto. (Disponible para
unidades de serie C solamente. Utilizado en lugar
de dividir en secciones de apagador para uso de
ducto doble.
Paquete de soporte de apoyo. (Disponible para las
unidades de alta presión – 39BD, solo el CD.
Usado para al instalación de la sección de retorno
abajo. Para traer al ventilador y secciones
apropiadas de vuelta vertical.
Disposiciones especiales, modificaciones y
acabado están disponibles
117
APÉNDICE B
Las unidades de tipo A son un arreglo horizontal que consiste en una sección de abanico (admirador) y una sección de retorno con charola de
desagüe. La sección de anillo acomodara a ambos una sección que enfría y calienta de nuevo. Los ventiladores de medidas 040,050,060 y la
sección de retorno tienen charolas de desagüe comunes.
Las unidades de tipo B son un arreglo horizontal que consiste en una sección de ventilación y una sección de retorno con una charola de
desagüe común. La sección de retorno se enfría sola. Unidades de tipo B no están disponibles en tamaños 130,135,140.
Las unidades de tipo D se basan en un arreglo vertical que consiste en una sección de abanico (admirador), una sección de retorno con
charola de desagüe. La sección de anillo acomoda solo una sección de retorno que se enfría.
LEYENDA
El espacio para el servicio (mismo para tipos A, la B y la D de ambos lados) la sección final puede tener una o más chuletas bronceadas
dependiendo (según) la dirección de abanico ( admirador) usada.
1.
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3.
4.
5.
6.
7.
8.
9.
10.
Sección de abanico (admirador)
Sección de rollo
El conducto de carretera de circulación (tipo A y B)
Sección de humectador de rocío
Cara y apagador de carretera de circulación
Afluente
Sección de rollo precaliente
Sección de filtro de alta vel.
Sección de filtro de baja vel.
Caja mezcladora
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APÉNDICE B
119
120
APÉNDICE B
121
APÉNDICE B
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APENDICE C
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124
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BIBLIOGRAFÍA
FUNDAMENTOS DE AIRE ACONDICIONADO
HERNÁNDEZ GORIBAR
LIMUSA - NORIEGA EDITORES
DECIMOCTAVA EDICIÓN
TERMODINÁMICA
CENGEL, YANUS / A. BOLES MICHEL
McGRAW - HILL, SEGUNDA EDICIÓN
TOMO I Y II
FÍSICA
CONCEPTOS BÁSICOS
PAUL E. TIPPENS
TERCERA EDICIÓN
McGRAW – HILL
MANUAL
DE
CALEFACCIÓN,
VENTILACIÓN
Y
AIRE
ACONDICIONADO
R.GRIM, NILS / C. ROSALES, ROBERT
HVAC
McGRAW – HILL
126
AIRE ACONDICIONADO Y REFRIGERACION PARA REGIONES
TROPICALES
L.W. COTTELL / O. OLAREWAJO
LIMUSA - NORIEGA EDITORES
127