Manual de aire acondicionado by Carrier Air Conditioning Company (z-lib.org)

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AIRE ACONDICIONAb ��
Preparado por
Carrier Air Conditioning Compd,ny
Esta obra es una guía práctica para
el proyecto de los sistemas de' · acon�i­
cionamiento de aire. preparada por una
de las más importantes firmas mun­
diales en este campo y destinada al uso
de ingenieros proyectistas y consulto­
res. La información contenida en estas
páginas es objetiva, útil, probada en
la práctica y simplificada. Se dan ins­
trucciones para cada fase del proceso
de proyecto, desde el cálculo de carga
hasta la Selección del sistema. inclu­
yendo todo el proceso de ingeni�ría.
La disposición del índice y el for­
mato adoptados permiten ·consultarla
cómodamente y utilizarla como puente
entre los libros de acondicionamiento
de aire y los catálogos de los fabrican­
tes. Provee de datos prácticos a los
ingenieros proyectistas especializados
(incluso aquellos que poseen la mí­
nima experiencia), capacitándolos para
llegar rápidamente a las soluciones óp­
timas de los problemas que se les plan­
tean. El libro presenta técnicas de
diseño de sistemas que garantizan la
calidad en sus aplicaciones y que re­
ducen al mínimo el mantenimiento y
las reparaciones subsiguientes.
Este manual es fruto de 50 años de
incesantes ensayos e ininte �rumpidos
perfeccionamientos que constituyen la
experiencia acumulada por la organiza­
ción CARRIER. Los datos y métodos
han sido extensamente probados en ser­
vicio y son absolutamente fiables. La
impresión a dos colores no sola :inente
hace más atractiva la presentación sino
que también se ha utilizado funcional­
mente para simplificar la extracción
de datos contenidos en los gráficos y
tablas.
Un avance importante para el pro­
yecto es el concepto de «almacena­
miento de calor» en el cálculo de cargas
de acondicionamiento de aire. Este ma(Continúa en la solapa fJI�Sierior)
·'
MANUAL DE
AIRE ACONDICIONADO
(HANDBOOK OF AIR CONDITIONING
SYSTEM DESIGN)
por Carrier Air Conditioning Company
marcombo
BOIXA!tEU EDITOitES
Gran Via de les Corts Catalanes, 594
BARCELONA-7 (ESPA�Al
n
{
Han colaborado en la versión castellana
José Alarcón Creus, Director de
frigeración Automática>>.
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COFRIGO >> y autor de·<< Tratado de Re­
José M.• Boixareu Vilaplana, Dr. lng. Ind., Consejero Técnico de MAR­
COMBO, S. A.
Carlos Capellán Guillén, Ing. Técnico, del Dpt." Técnico de MARCOMBO, S. A.
José Costa Ardiaca, lnl!ii!Técnico, del Dpt. o Técnico de MARCOMBO, S. A.
Rafael Díaz de San Pedro, Jefe del Dpt." Técnico de ACRISA.
Juan Furió Muñoz, Catedrático.
Luis Ibáñez Morlán, Jefe del Dpt.o Técnico de MARCOMBO, S. A.
Ubaldo Izquierdo, Diseñador.
Miguel Pluvinet Gran, del Dpt. o Técnico de MARCOMBO, S. A.
Adolfo Ruiz Pipó, Delineante.
Esta obra ha sido publicada en estrecha conexión con
�
INTERNATIONAL
Título de la obra original
"HANDBOOK OF AIR CONDITIONING
SYSTEM DESIGN", por Carrier Air Conditioning Ca.
publicada por McGRAW-HILL, New York
Talleres Gráficos Ibero-Americanos, S. A.
Calle H, s/n. (esquina Gran Capitán) - Sant Joan Despi (Barcelona)
Impresión Offset
Gráficas Instar, S. A. Constitución, 19. Barcelona-14
Impreso en España
ISBN 84-267-0ii5-9
Depósito Legal B. 9.559-1980
LIMITED
© Reservados todos los derechos
de la versión castellana por
MARCOMBO, S. A. de Boixareu
Editores - 1980
l. a edición
1970
r.a reimpresión 1972
2.a reimpresión 1974
3.a reimpresión 1976
4.a reimpresión 1978
s.a reimpresión 1980
Pri nted in Spain
PRÓLOGO
La presente obra es la primera guía práctica que se publica para
proyectar sistemas de aire acondicionado. En ella está resumida toda
la experiencia adquirida en los últimos cincuenta años por la Carrier
Air Conditioning Company, entidad precursora del. aire acondicionado.
Su finalidad es proveer al responsable de un proyecto de cuanta in­
formación necesite para su labor específica y, por consiguiente, la con­
sideración primordial que ha regido la preparación del Manual ha sido
que sea de utilidad para el ingeniero. Muchos de los conceptos que aquí
se exponen representan las ideas más modernas en esta técnica.
Si algún calificativo :merece el libro es el de práctico".
11
•
•
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•
•
•
•
Es útil para la formación de técnicos de todas las categorías.
Proporciona datos prácticos a los ingenieros que necesitan solu­
ciones óptimas a problemas cotidianos.
Llena el vacío que existe actualmente entre los textos corrientes y
la información que suministran los catálogos de los fabricantes.
Proporciona técnicas garantizadas -por la experiencia y asegura la
calidad de su empleo con mínimas necesidades de mantenimiento.
Constituye una guía en forma muy simplificada.
Proporciona numerosas fuentes de información empleando las me­
joras técnicas de índice y formato.
El Manual de Aire Acondicionado es un excelente complemento a la
información que proporcionan los fabricantes. Conjuntamente con ésta
constituye una - verdadera guía del ingeniero.
Quienes utilicen la obra para el estudio encontrarán en las distintas
secciones del libro ejemplos claros de aplicación inmediata.
En resumen: este Manual de Aire Acondicionado es un libro de con­
sulta para los que proyectan instalaciones, un texto para los que estu­
dian estas técnicas, y un memorándum para los que ya poseen experien­
cia en este campo.
·
Sirvan estas líneas para agradecer a los cientos de ingenieros dt
Carrier que generos-amente han contribuido a la confección: de esta obra,
y a los ingenieros consultores, proveedores y arquitectos, la benevolencia
y el entusi;1smo con que han prestado su experiencia a la realización de
este proyecto.
Carrier Air Conditioning Company
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INDICE DE MATERIAS
Prólogo
Parte l.
Págs.
. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .... . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . _ . . .
.
ESTIMACióN DE LA CARGA TIORMICA ............................
l. Análisis del local y estimación de la carga ............................
2. Condiciones de proyecto .......................... , . .
. . . . . . . . . . . . . . . .
V
1-1
1-3
.. .
1-ll
3. Almacenamiento de calor, diversidad y estratificación ................
1-19
4. Ganancias por insolación de lás superficies de vidrio .. . . . . . . . . . . . . . .
1-35
5. Transmisión de calor y de vapor de agua a través de las estructuras
del edificio .............-. . . . . .
. . . . . . . .. . . . . . .
1-53
7. Ganancias interiores y ganancias debidas a la instalación ............
1-93
. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . ... . . ...
6. Infiltraciones. y ventilación ..............................................
8. Empleo del diagrama psicrométrico .................................. .
1-109
......................................... .
2-1
Parte 2.
DISTRIBUCióN DE AIRE
.............................. .
2-3
2. Proyecto de conductos. de aire .........................................
2-21
l. Elementos para el tratamiento de aire
3.
Distribución de . aire en espacios acondicionados
Parte 3.
PROYECTO DE LA TUBERIA
.
.
. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .. . . .
.. . . . . . . . . . .. .. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
. . . . . . . . . ._. .
3-1
3-3
.. ... . ..
3-23
. . . .. . . . .. .. . . .. .. . .. . ... . . . . .. . .. .. . . .. . .. . .
3-49
4. Tuberías de vapor ..................................................... .
3-89
2.
Tuberías de agua
3. Tubería para refrigerantes
.
. . . . . .. . .. . . . . .. ... . . . .
4-1
. . .. . . . . . . . . . . . . . . . . . ... .. .. . . .. . .. . . .. .. . . .. . . . .. .. . . ... . .
4-3
Parte 4. REFRIGERANTES, SALMUERAS, ACEITES
.
l. Refrigerantes
3.
.
.. . . . .. . . .. . .. . . . . .. . . . . . . . .. . . .. . .. . . . . . . . . . . . .. .. . . . . . . . . . ..
4-19
4-51
Parte 5.
TRATAMIENTO DE AGUAS
l. Generalidades
.
. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
3. Control de la corrosión
..
Control de lodos y algas_
Definiciones
Parte 6.
..........:
.
5-3
5-13
. .. . . .. . . .. . . . . . . . . . . . . . . . . .. . . . . ... . . . . . . . . . .
5-21
.
. . . . .. .. . . . . . . ... . . .. .. . . .. ... .. . . . . .... . . . ..
.
. . .. ... . . .. . . . . . . . . . . . . . . . .. . .. . . .. . .
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• • • • • • • • • • • • • • • • •
5-29
5-33
5-43
. . .. . . . . . . . .. . .. . . . . . . . . ..
6-1
. . . . . . .. . . . . .. . . . .. . . . . . . . . . .. . . . . . . . . . . . . . . . . . .. . .. . . . . . . . .
6-3
EQUIPO DE TRATAMIENTO DEL AIRE
.
5-1
. . . . . . . ... . . . . . . .. . .. . .. . . .. . ..
S. Sistema de tratamiento de aguas
6.
.- . . . . . . . .
. .. . . .. .. . .. . . . . . . .. . .. .. . . . . . .. . . . . .. . . . . . . . .. .. . . . . . .. . .
2. Control de incrustaciones y depósitos
4.
.
Aceites empleados en refrigeración . . . . . . . . , . . . . . .. . . .. . . . .. .. . . .. . .. . .
2. Salinueras
1
2-71
. . .. . . . . . . . .. . . .. . .. . .. . . . .. . . . . ... . .
l. Proyecto de la tubería. Generalidades
'
1-83
l.
Ventiladores
2.
Aparatos de acondicionamiento .de aire
.
.. . . . . . . . . . . . .
. . . . . . . . . . . . . _.
.. . ·
3. Equipo unitario . . . . . . . . . . . . . . . . .. .. . .. . . . . .. .. . .. . . .. . . . . .. . . . . . . . . . . . ..
4. Equipo aUxiliar
. . . .
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• • • • • • • • • • • • • • • • • • • • • • • • • • • • • • • • • • • • • • • • • • • • • •_. . . . . .
6-19
6-51
6-57
lNDICE
Vlll
¡
DE MATERIAS
¡
Parte 7.
.
.. . . ... . .. . ... ... . ... ... ... .. . . ..
7�3
. .. ...... .. . . ... ...... . ..... . . . .. .
7-23
Máquina alternativa de refrigeración
2.
Máquina centrífuga de refrigeración
3.
Máquina de refrigeración por absorción
4.
S.
.
. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
.. . . . . .. ,
Sistemas de absorción y centrífugo combinados . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Equipo de disipación del calor
Parte 8.
.
. . . .. . .... . ...... . ... ...... . ..... . .. . . .
EQUIPO AUXILIAR . .. . ... . ... ... . . . . . ...... .. . . .. . . .. .. . . .. . . . . .. . . .
.
1.
l.
2.
. . . . ... . . .. . .. ... . . . .. . .... . .. . . . .... ... .. . . .
8·65
SISTEMAS DE ACONDICIONAMIENTO Y SUS APLICACIONES..
9-1
control
.
.
. .
.
Sistemas de acondicionamiento y sus aplicaciones
.
SISTEMAS TODO-AIRE
Sistemas convencionales .. . . .
9-3
...... ...... . .... . ... . . . . ... ... . . . ... . . . .. .
10. 1
. . . . . . . . . . . .
. . .
. . . . . . . . . . ..
.
. .
. , . . . .. . .. . .. . . . .
10-3
. . . . . . . . . . . . . . . . , . .. ...... . .
10-13
·
3. Sistema de unidad multizona . . . .. .. . .. .. . .. .. .. . .. ..... . . . .. . .. . .. . .. .
·
4. Sistema de doble conduc to . .. ... . .. .. . .. ... .. .. . . .. ... . . .. .. ... . ... .. .
S. Sistema de caudal variable y temperatura constante . . .. .... . ... ... . .
6. Sistema de conducto Dual
SISTEMAS AGUA-AIRE
e. • • • • • • • • • • • • . • • • • • • • • • • . • • • • • • • • • • . • • • • • • • • •
.
.
.. .. . . ... .. . .... .. . . . .. .. . .. .
Sistema de unidades de inducción
2.
Sistema de ventilador-serpentín (fan-coil) de aire primario
1.
2.
SISTEMAS DE AGUA Y DE EXPANSION DIRECTA
Sistema de ventilador-serpentín (fan-coil)
Sistemas de expansión
directa
. .
.
10-21
10-29
10-39
10-45
11-1
. . . .. . .. . . . .. . . . . .. . . . . . . . . . .. . . . . ...
l.
Parte 12.
8-55
. . . . . . . . . :. . .....
Sistemas de inducción a volumen constante
Parte 11.
8-1
8-21
su
Otros tipos de propulsión
Parte 10.
7- 51
7-59
. . . . . . . . . . . . , , . . . . . . . . . . . . .. . .. . . . . .
2. Motores eléctricos y
Parte 9.
7-37
8-3
. .. . . . . . .. . .. . .. .. . .. .. .
3. Calderas .... : . . . ... ... .. . .. . .. ..... ... .. . .. . ... . . . . . . . .. . .. . ... ... ... . . . .
4.
·
. . . . .. . . . . . . . . . . .... .
l . Bombas centrífugas
1 1-3
11-27
. . . ... . . .. .
12- 1
.. . . . . . . . . . . . . . . . . ¡. . . . . . . .
12-3
. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
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7-1
EQUIPO DE REFRIGERACION . .. . . . ...... .. . ..... . . ... .. . .. . ... .. .
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12-15
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ESTIMACIÓN
DE
Primera Parte
LA CARGA TÉRMICA
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Capítulo l. ANÁLISIS DEL LOCAL Y ESTIMACIÓN
DE LA CARGA
La función principal del acondicionamiento de
aire es mantener, dentro de un espacio determi­
nado, condiciones de confort, o bien las necesa­
rias para la conservación de un producto o para
un proceso de fabricación. Para conseguirlo debe
instalarse un equipo acondicionador de capaci­
dad adecuada y mantener su control durante
todo el año. La capacidad del equipo se deter­
mina de acuerdo con las exigencias instantáneas
de la máxima carga. real o efectiva; el tipo de
control a utilizar dependerá de las condiciones
que deben mantenerse durante las cargas máxi­
ma y parcial. Generalmente, es imposible medir
las cargas reales máxima o parcial en un espacio
dado, por lo que es preciso hacer un cálculo a
la estima de dichas cargas, y a este fin han sido
compilados los datos que contiene la primera
parte de este libro.
Antes de hacer la estimación de la carga es
necesario realizar un estudio completo que garan­
tice la exactitud de evaluación de las componen­
tes de carga. Si se examinan minuciosamente las
condiciones del local y de la carga real instan­
tánea, podrá proyectarSe un sistema económico,
de funcionamiento uniforme y exento de averías.
Ganancia o pérdida de calor" es la cantidad
instantánea de calor que entra o sale del espacio
a acondicionar. "Carga real o efectiva" es, por
definición, la cantidad instantánea de calor aña­
dida o eliminada por el equipo. La ganancia ins­
tantánea y la carga réal rara vez serán iguales
debido a la inercia térmica o efecto de almace­
namiento o acumulación de calor en la's estruc­
turas del edificio que rodean el espacio acondi­
ciOnado;
Los capítulos 2, 4, S, 6 y 7 contienen los datos
que servirán para el cálculo aproximado de la
ganancia o pérdida instantáneas de calor. El ca­
pítulo 3 proporciona los datos y forma de aplicar
los factores de almacenamiento a laS correspon­
dientes ganancias de calor que dan lugar a la
carga real o efectiva. El capítulo 8 relaciona di­
rectamente el cálculo de la carga con la selección
11
1)
del equipo. Proporciona el procedimiento para
establecer los criterios que satisfacen las . condi­
ciones exigidas en un determinado proyecto.
En cada capítulo aparecen tablas y gráficos,
explicándose las bases que les sirven de funda­
merito, así como s.u aplicación .mediante ejer.n­
plos numéricos, dándose también una explicación
de cómo se relacionan las diferentes ganancias y
las cargas.
ESTUDIO DEL LOCAL
CARACTERISTICAS DEL LOCAL
Y FUENTES DE CARGA T�RMICA
Para una estimación realista de las cargas de
refrigeración y de calefacción es requisitO fun­
damental-el estudio riguroso de las componentes
de carga en el espacio que va a ser acondicionado.
Es indispensable en la estimación que el estudio
sea preciso y completo, no debiendo subesti­
marse su importancia. Forman parte de este es­
tudio los planos de detalles mecánicos y arqui­
tectónicos, croquis sobre el terrenó y en algunos
casos fotografías de aspectos importantes del
local. En todo caso deben considerarse los si­
guientes aspectos físicos:
l. Orientación del edificio.
Situación del lo­
cal a acondicionar con respecto a:
a) PUntos cardinales: efectos de sol y viento.
b) Estructuras permanentes próximas: efec­
tos de sombra.
e) Superficies reflectantes: agua, arena, luga­
res de estacionamiento, etc.
2. Destino del local: oficina, hospital, local de
ventas, fábrica, taller de montaje, etc.
3. Dimensiones del local o locales: largo, an­
cho y alto.
4. Altura de techo: de suelo a suelo, de suelo
a techo, espacio entre el cielo raso y las
vigas.
-
1-4
PRIMERA PARTE. ESTIMACIÓN DE LA CARGA TÉRMICA
S. Columnas y vigas: tamaño, profundidad y
cartelas o riostras angulares.
6. Materiales de construcción: materiales y es­
pesor de paredes, techos, suelos y tabiques
y su posición relativa en la estructura.
7. Condiciones de circunambiente: color exte­
rior de las paredes y techumbre, sombra
proyectada por edificios adyacentes y luz
solar. Aticos: ventilados o sin ventilar, por
gravedad o ventilación forzada. Espacios cir­
cundantes acondicionados o no; ten1peratu­
ra de los no acondicionados, tales como sa­
las de calderas, cocinas, etc. Suelo sobre
tierra, levantado o sótano.
8. Ventanas: dimensiones y situación, marcos
de madera o metal, cristal simple o múlti­
ple, tipo de persiana, dimensiones de los sa­
lientes de las ventanas y distancia del marco
de la ventana a la cara exterior de la pared.
9. Puertas: situación, tipo, dimensiones y fre�
cuencia de empleo.
10. Escaleras, ascensores y escaleras mecánicas:
situación, temperatura del espacio adyacen�
te si no está acondicionado. Potencia de los
motores, ventilados o no.
11. Ocupantes: número, tiempo de ocupación,
naturaleza de su actividad, alguna caneen�
tración especial. Algunas veces es preciso
_estimar los ocupantes a base de metros cua�
drados por persona o promedio de circu�
!ación.
12. Alumbrado: potencia en la hora punta. Tipo:
incandescente, fluorescente, directo o indi�
recto. Si el alumbrado es indirecto deben
ser previstos el tipo de ventilación que tie�
ne y el sistema de salida y alimentación del
aire. Si se carece de información exacta se
recurre a hacer un cálculo de la ilumina­
ción en vaHos por metro cuadrado.
13. Motores: situación, potencia nominal y em�
pleo. Este último dato es muy importante
y debe valorarse cuidadosamente.
La potencia de entrada de los motores eléc�
tricos no es necesariamente igual a la po�
tencia útil dividida por el rendimiento. Fre�
cuentemente, los motores trabajan con una
permanente sobrecarga o bien por debajo
de su capacidad nominal. Es siempre con�
veniente medir la potencia consumida, cuan­
do sea posible. Esto es muy importante en
los proyectos de instalaciones industriales
en las que la mayor parte de la carga térmi�
ca se debe a la maquinaria.
14. Utensilios, maquinaria comercial, equipo
electrónico: situación, poteitcia indicada,
consumo de vapor o gas, cantidad de aire
extraído o necesario y su empleo.
Puede obtenerse más precisión midiendo
los consumos de energía eléctrica o de gas
durante his horas punta. Los contadores
normales sirven frecuentemente para este
objeto con tal de que una parte del consu�
mo de gas o energía no esté incluida en las
aportaciones de calor al local. Es preciso
evitar la acumulación de ganancias de calor
por distintos conceptos. Por ejemplo, un tos­
tador o una parrilla eléctrica puede que no
se utilice por la noche, así como una sartén
no sea utilizada por la mañana. Tampoco
todas las máquinas comerciales que hay en
un mismo local funcionan simultáneamente.
Un equipo electrónico exige frecuentemente
su propio acondicionamiento de aire. En es�
tos casos deben seguirse las instrucciones
del fabricante en cuanto a variaciones de
humedad y temperatura, las cuales son, con
frecuencia, muy restrictivas.
15. Ventilación: metros cúbicos por persona o
por metro cuadrado (de acuerdo con el cli�n�
te). Véase el capítulo 6, donde se dan nor­
mas de ventilación. Excesivo humo u olores.
Extractores de humos: tipo, tamaño, velo�
cidad, caudal.
16. Almacenamiento térmico: comprende el ho­
rario de funcionamiento del sistema {12, 16
ó 24 horas al día) con especificación de las
condiciones punta exteriores, variación ad­
misible de temperatura en el espacio du­
rante el día, alfombras en el suelo, natura�
leza qe los materiales superficiales que ro­
dean el espacio acondicionado (véase el ca�
pítulo 3 ).
17. Funcionamiento continuo o intermitente:
si el sistema debe funcionar cada día labo­
rable durante la temporada de refrigeración
o solamente en ocasiones, como ocurre en
las iglesias y salas de baile. Si el funciona­
miento�''és intermitente hay que determinar
el tiempo disponible para la refrigeración
previa o preenfriamiento.
·
SITUACION DEL EQUIPO Y SERVICIOS
El análisis del local debe incluir también la
información que permita al ingeniero seleccio�
nar la situación del equipo y planificar los sis�
temas de distribución de aire y agua. A con ti�
nuación se da una guía para obtener esta infor­
mación :
l. Espacios disponibles: situación de los hue�
cos de escalera, de ascensor, chimeneas en
desuso, huecos de conductos, montacargas,
etcétera, y espacios para unidades de ven ti·
ladón, máquinas de refrigeración, torres de
enfriamiento, bombas y servicios (véase tam­
bién el apartado 5).
2. Posibles obstrucciones: situación de las con�
ducciones eléctricas, cañerías o interferen�
das en general que pueden estar situadas
en el trazado de los conductos.
1-5
CAPÍTULO l. ANÁLISIS DEL LOCAL Y ESTIMACIÓN DE LA CARGA
3. Situación de los tabiques y cortafuegos:
se requieren registros o llaves de humero
(véase también el apartado 16).
4. Situación de las entradas de aire exterior:
en relación ,con la calle, otros edificios, di·
rección del viento, suciedad y desvío de con­
taminadores nocivos.
5. Suministro de energía eléctrica: situación,
capacidad, limitaciones de corriente, ten­
sión, fases y frecuencias, tres o cuatro hilos,
forma de incrementar la energía en caso
necesario y dónde.
6. Suministro de agua: situación, dimensiones
de tuberías, capacidad, presión, temperatu­
ra máxima.
7. Suministro de vapor: situación, dimensio­
nes de tuberías, capacidad, temperatura,
presión, tipo de sistema de retorno.
8. Refrigeración: salmuera o agua fría (si las
suministra el cliente): tipo de sistema, ca­
pacidad, temperatura, caudal, presión.
9. Características arquitectónicas del local:
para ._seleccionar las salidas de aire que se
va a impulsar.
10. Equipo y conductos de aire existentes: para
su posible empleo.
11. Desagües: situación y capacidad, disposi­
ción de la red de drenaje.
12. Facilidades de control: generador de aire
·
comprimido y presión. Control eléctrico .
13. Fundación o basamiento: necesidades y dis­
ponibilidades, resistencia del edificio.
14. Requisitos de condiciones sonoras y control
de vibraciones: relación entre la situación
de los aparatos de refrigeración y ventila­
ción y las zonas críticas.
15. Accesibilidad del equipo al lugar del mon­
taje: ascensores, escaleras, puertas, acceso
desde la calle.
16. Reglamentación, local y nacional: líneas de
utilización, desagüe, suministros de agua,
ventilación de la refrigeración, construcción
de las salas de máquinas, conductos, regis­
tros o llaves de humero y ventilación de los
locales en general y de las salas de máqui­
nas en particular.
ESTIMACióN DE LA CARGA
DEL ACONDICIONAMIENTO DE AIRE
La estimación de la carga sirve de base para
seleccionar el equipo de acondicionamiento. Debe
tenerse en cuenta el calor procedente del exte­
rior en un " día de proyecto", lo mismo que el
calor que se genera en el interior del local. Por
definición "día de proyecto" es aquel en que:
l. Las temperaturas de los termómetros seco
y húmedo alcanzan el máximo simultánea­
mente (cap. 2, "Condiciones de proyecto").
2. Apenas existe niebla en el aire que reduzca
la radiación solar (cap. 4, '�Ganancias por
insolación de las superficies de vidrio").
3. Todas las cargas internas son normales (ca­
pítulo 7, '�Ganancias interiores y ganancias
debidas a la instalación").
La hora de carga máxima puede tfstablecerse
generalmente por simple examen de las condi­
ciones del local; no obstante, en algunos casos
deben hacerse estimaciones a diversas horas del
día.
En realidad, rara vez ocurre que todas las car­
gas alcancen su máximo a la misma hora. Para
obtener resultados reales deben aplicarse varios
factores de diversidad a algunos de los compo­
nentes de la carga; véase el cap. 3, ��Almacena­
miento de calor, diversidad y estratificación".
La ventilación y las infiltraciones de aire se
estiman en la forma que describe el cap. 6.
La fig. 1 representa una hoja de cálculo que
permite hacer una estimación sistemática de la
carga. Esta hoja contiene las referencias que
permiten buscar en el capítulo correspondiente
los datos y las tablas que son necesarios para
evaluar los distintos componentes de la cé\rga.
CARGAS EXTERIORES
Las cargas exteriores consisten en:
l. Rayos de sol que entran por las ventanas.
Tabla 15, páginas 37-42 y tabla 16, página 46.
Estas tablas proporcionan los datos para
conocer la carga solar a través del cristal.
La ganancia de calor solar suele reducirse
por medio de pantallas en el interior o exte­
rior de las ventanas : los factores de amorti­
guamiento están contenidos en la tabla 16.
Debe tenerse en cuenta que toda o parte de
la ventana puede estar sombreada por los
salientes o por edificios próximos. El grá­
fico !, página 51, y la tabla 18, página SQ,
proporciona un medio fácil para determi­
nar la extensión de la sombra que es pro­
yectada en la ventana a una hora deter­
minada.
Una gran parte de la ganancia de cálor solar
es energía radiante y será almacenada par­
cialmente tal como explica el capítulo 3.
Las tablas 7 a 1 1, páginas 24-28, facilitan los
factores de almacenamientp que deben apli­
carse a las ganancias de calor solar para de­
terminar la carga real de refrigeración im­
puesta al equipo de acondicionamiento de
aire. Estos factores de almacenamiento se
aplican a las ganancias máximas de calor
solar que se obtienen según la tabla 6, pá­
gina 23, con los factores globales de la ta­
bla 16, página 46.
2. Rayos de sol que inciden sobre las paredes
y techo.
Éstos, junto con la elevada tem-
-
1-6
PRIMERA PARTE. ESTIMACIÓN DE LA CARGA TÉRMICA
REF.
CAP.
REFERENCIA D E T A BLAS
.
ÁREA O �ANANCIA SOLAR ,
1 SUPERFI
FACTOR
CIE 10 DIF. TEMP.f
REF.
CAP.
REFERENCIA DE TABLAS
HORA LOCAL CARGA MÁX HORA LOCAL
·HORA SOLAR
HORA SOLAR_I
HORAS DE FUNCIONAMIENTO
GANANCIA SOLAR-CRISTAL
CONDICIONES
BS
BH
% HR
T. R.
GR/KG
CRISTAL r con acu- 1 �
Tablas S, 7, 1 2:.( Tablas 1
3
EXTERIORES Tabs. 1-3
1
CRISTAL! mulación i
m• x 18, 9,�
16, 17 1
2
y
INTERIOR Tabs. 4-5
sin
x1
CRISTAL
m• x ·
i
-- � ""m"X
X
" X
X X
X X X
X
4
. x 1 Tabla 15 1 - DIFERENCIA
m• x Tablas 15 '¡--1
CRISTAL 1
1
J -;1
m• x ._
c i:.ARAiiOYA !ación J
AIRE EXTERIOR
J
VENTI;-J�---- PERS x f Tabla 1 m'/h PERS. = ___
GANAN. SOLAR Y TRANS.-PAREDES V TECHO
LACION
PARED
m• = --m• x r1
� x r
m• x � m'/h
1
::-r
Tablas
1
m• fh
VENTILACION 1
m• X 1 Tabla 1 x 1
PAREO
¡
[ "'J21' 22, 23, �
S
__ _
PARED
m• x �
6
19
UERTAS 81 R���-PERS. x r�m1/h PER =
PARED
m• x �
j ;- 24, 25 1
PUERTAS A BJER- PUER. x l,_i1__l_ m1/h m1 , ___
���1�- EXTRACTOR fablas 46-47
Tablas 1
m• x f Tabla ¡ !.j
TEJADO-SOL
5
CION' Es RENDIJAS
m x
Tabla 44 m'/h m• ,
27, 28 l
TEJADO-SOMBRA
m• x ,
20
1 x1
m'lh
INFILTRACION • Taba
l 42
GANAN. TRANS.-EXCEP. PAREDES Y TECHO
m"/h
AIRE EXTERIOR
Nota 3
m1/h
TOTAL CRISTAL
m• x
Nota 1
x
Tabla 33 r-m• x Tablas 25, 26 x Tab. 25 26
TABIQUE
A. D. P.
EFECTIVO SENS. LOCAL
,'c:•:.r- Notas ,...=_¡ Tablas
�T:cE:C
o: o;H,o,_ ____ ___,m
SHF
= -SHFE
EFECTIVO TOTAL LOCAL
EFECTIVO
9�,� 30��
SUE � O�����--� m�·�·�, T�'� b�, 2;
-�
30
�o
9
2�
i
�
•
�
¡
�
�
�
�;=�l
Tabla
66
o
abaco
psicrométrico
x
Nota 1
0,3
m1/h x
INFlLTRAC. Nota 4
ADP ADP INDICADO =
<>C
ADP SELECCIONADO ., °C
CONCEPTO
CALCULADO PARA
1�
CANTIDAD DE AIRE DESHUMIDIFICADO
{1 -
61
m'/h f----'E!CFE!eC,._,:Se;EO!N!:Se!I"B,:LE"-'l"O"C:!:A!>l�
0,3X
°Cf:..t
7
� GANANCIAS ADICIONALES Tablas 54·57
e
2
V"loolóo 1 SUB-TOT.AL
Y
ALMACENAJE
m• x i de temp. x (Tabla 13)
Tabla 14
SUB-TOTAL
FACTOR DE SEGURIDAD %
__.!,
7
CALOR SENSIBLE LOCAL
8
w
GANANCIA Tabla 3 PERDIDA
VENTI- Tabla 59
LADOR
POR ESCAP
CALOR
%
CONDUC. IMP.%+Y FUGAS %+CV
BF x 0,3
AIRE EXTERIOR Nota 3 m1/h x Nota 1 oc x
CALOR LATENTE
Nota 2
INFILTRACIÓN Nota 4
m'/h x
Tabi<Js 14. 48
PERSONAS
PERSONAS x
KG/h )( 600
VAPOR
Tablas 50-52
APLICACIONES, ETC.
Tabla 58
GANANCIAS ADICIONALES
DIFUSIÓN VAPOR
m• x Noia 2
GRIKG x Tab. 40
SUB-TOTAL
FACTOR DE SEGURIDAD
% CALOR LATENTE LOCAL
P�RDIDA FILTRACIÓN CONDUC. IMPUL. %
AIRE EXTERIOANota 3 m1/h x Nota 2 GR/KG x BF x 0.72
CALOR LATENTE EFECTIVO DEL LOCAL
8
CALOR TOTAL EFECTIVO DEL LOCAL
CALOR AIRE EXTERIOR
1
BF) x 0,3
SENSIBLE NOTA 3 m1/h x Nota 1 o C x (1
- BF) x 0,72
f
LATENTE Nota 3 m"/h x Nota 1 GR/KG x1
- GANANCIAf..;urvasGANAN�IA
Ta§)"iiSUBMTOTAL
BOMBA 60 DESHU Y
3 POR FUGAS
CALOR
7
CONO. RET.% +C. V. % +PER.TU'eO%
CONp RET
GRAN CALOR TOTAL
FIG. 1 .
1
-
=
ADP) =
0,3 x
61
oc
---- m'/h AD
oc (LOC=
SALIDA AIRE)
m5/h TRATADOS --
SI"
SALID,______;Se,tE�N,
B!,
CA�l
!,! j¿
! �l E�lO
!
<;
!
•
CANTIDAD DE AIRE SUMINISTRADO
m1/h
SE'
NS;eI�B�l= E�L�O
UMINI �-----_e
"�
� C�A�L�.•
m"/h
TRADO,AS
___
0,3 X
m'/h
A
:Jio o
CONDICIONES ENT. Y SALIDA DEL APARATO
BSE
CALOR SENSIBLE EFECTIVO DEL LOCAL M
7
BF) x ("CLOC.
-
BSS
m'/h AE
x T
=T
m'jh •• ( AE oc- TLOC oC ) BSE oc
TADP oc+
BF x( TBSE oc- TADP <>C) = TBSS oC
DEL GRÁFICO PSICROMÉTRICO: TeHEoc TBHSoC
T
oc+
NOTAS
1 Tomar la diferencia de temperat�.,�ra seca (db) de proyecto
2 Tomar la diferencia de contenido de humedad de p�oyecto (g/kg)
3 Tomar el gasto de aire éxterior necesario para la ventilación. Sin
embargo, si hay que compensar infiltraciones importantes, determi­
nar el gasto de aire exterior según Taba
l 42
4 Si no es necesario compensar las infiltraciones y si el gasto nece­
sario para la ventilación es menor que el de infiltración, se tomará
la diferencia entre los dos gastos.
• SI ESTE !::,. t ES DEMASIADO ALTO, DETERMINEN LOS
m1/h
�UMINISTRADOS POR LA DIFERENCIA DE;SEADA, POR LA
FORMA DE LA CANTIDAD DE AIRE IMPULSADO.
• • CUANDO SE
BIPASE UNA MEZCLA DE AIRE EXTERIOR Y RE­
TORNADO USAR m1/h SUMINISTRADO.
C��� DO SE BIPASE SOLO AIRE DE RETORNO, USAR m"/h DES­
HUMIDIFICADO.
Estimación de la carga de refrigeración
CAPÍTULO 1: ANÁLISIS DEL LOCAL Y ESTIMACIÓN DE LA CARGA
peratura del aire exterior, hacen que afluya
el calor en el espacio acondicionado. Las
tablas 19 y 20, páginas 56 y 57, nos dan las
diferencias de temperatura equivalentes
para las paredes y techos soleados o som­
breados. Las tablas 21, 22, 23, 24, 25, 27 y 28,
páginas 59-65, dan los coeficientes de trans­
misión o gradientes de conducción de calor
para distintos tipos de construcción de pa­
redes y techos.
Una tem­
peratura del exterior más alta que la del
interior hace que el calor fluya a través de
las ventanas, tabiques y suelos. Las tablas
25 y 26, páginas 62 y 63, y las tablas 29 y 30,
páginas 66 y 67, dan los coeficientes de trans­
.misión. Las diferencias de temperatura que
se utilizan para estimar el flujo de calor
a través de estas estructuras están reseña­
das· al final de· cada tabla.
3. Temperatura del aire exterior.
-
4. Presión del vapor de agua. -Una elevada
presión de vapor de agua alrededor del es­
pacio acondicionado, hace que el vapor flu­
ya a través de los materiales que coD.stitu­
yen el edificio. Esta carga sólo es aprecia­
ble en los casos de bajo punto de rocío inte­
rior. Los datos necesarios para estimar esta
carga están contenidos en la tabla 40, pá­
gina 77. En los casos donde lo que se busca
es el confort esta carga se desprecia.
5. Viento que sopla contra una pared del edi­
ficio.
El viento hace que el aire exterior,
-
con. mayor temperatura y contenido de hu­
medad, se infiltre a través de las rendijas de
puertas y ventanas, con lo que resulta una
ganancia de calor latente y sensible. Toda
o parte de esta infiltración puede anularse
por el aire que se introduce a través del
aparato de acondicionamiento a efectos de
ventilación. El capítulo 6 contiene los/datos
necesarios para hacer la estim�grfCie esta
carga.
6. Aire exterior necesario para la ventilación.
Generalmente, se necesita aire exterior para
renovar el interior y suprimir olores. Este
aire. de ventilación impone al equipo de
acondicionamiento una carga de enfriamien­
to y de deshumectación, ya que hay que sus­
traer calor o humedad, o ambos. La mayoria
de equipos de acondicionamiento permiten
desviar ál aire _exterior de la superficie de
enfriamiento (véase capítulo 8). Este aire
exterior desviado constituye una carga en
el espacio acondicionado, análoga a la in­
filtración; en vez de introducirse por las ren­
dijas de las ventanas, entra en el local por
el conducto de aire. La cantidad de aire ex­
terior desviado depende del tipo de aparato
que se utiliza, como se indica en el capítu­
lo 8. La tabla 45, página 91, provee los da­
tos necesarios para estimar los requisitos
1-7
de ventilación de la mayoría de aplicaciones
de confort.
Las mencionadas cargas constituyen, en ·con­
junto, la parte de carga impuesta al equipo
acondicionador, que se origina en el exte­
rior, y común a todas las instalaciones.
CARGAS INTERNAS
El capítulo 7 contiene los datos necesarios
para hacer una estimación de las ganancias tér­
micas originadas por la mayoría de elementos
que generan calor en el interior del espacio acon­
dicionado. La carga interna o calor generado en
el local depende de la aplicación. En cada caso
habrá que aplicar a todas las cargas internas el
correspondiente factor de diversidad y empleo.
Lo mismo que la gaÍlancia de calor solar, algu­
nas ganancias internas consisten en calor radia­
do que es parcialmente almacenado y, por tanto,
reducen la carga impuesta al equipo acondicio­
nador, como se explica en el capítulo 3.
Generalmente, las ganancias internas provie­
nen de algunas (o todas) de las siguientes fuentes:
1. Personas. - El cuerpo humano, en razón de
su metabolismo, genera calor en su interior
y lo cede por radiación, convección y evapo­
ración desde su superficie, y por convección
y evaporación a través del sistema respira­
torio. La cantidad de calor generado y disi-'
pado depende de la temperatura ambiente
y del grado de actividad de la persona. V éa­
se la tabla 48, página 94.
2. Alumbrado. -Los elementos de iluminación
convierten la energía eléctrica en calor y
en luz (véase el capítulo 7). Una parte de
este calor es radiante y se almacena también
parcialmente (véase capítulo 3).
3. Utensilios.- Los restaurantes, hospitales,
laboratorios y determinados establecimien­
tos (salones de belleza) tienen aparatos eléc­
tricos, de gas o de vapor que desprenden
calor. Las tablas 50 a 52, páginas 96 a 98,
indican los valores de ganancias de calor
recomendadas para el cálculo en la mayoría
de aparatos cubiertos o encerrados. En los
casos en que tienen una envoltura- disipa­
dora térmicamente eficiente la ganancia de
calor se reduce sensiblemente.
4. Máquinas eléctricas de calcular. - Consul­
tar los datos de fábrica para valorar la ga­
nancia de calor procedente de las máquinas
eléctricas de calcular. Como normalmente
todas las máquinas no se usarán simultá­
neamente, habrá que aplicar un factor de
empleo o diversidad a la ganancia de calor
a plena carga. Estas máquinas pueden estar
también cubiertas o tener refrigeración in­
terna parcial, lo cual reduce la carga im­
pu�sta al equipo de acondicionamiento.
- - ...��-�-··-· - �------�
1-8
PRIMERA PARTE. ESTIMACIÓN DE LA CARGA TÉRMICA
S. Motores
eléctricos.- Los motores eléctri­
cos constituyen una carga muy importan­
te en las instalaciones industriales, por
lo que debe hacerse un cuidadoso análisis
respecto a las horas de trabajo y su capa­
cidad antes de hacer una estimación de la
carga (véase el apart. 13, pág. 4, de "Carac­
terísticas cter local acondicionado y fuentes
de carga térmica"). Frycuentemente no cons­
tituye problema la medida de esta carga
en las instalaciones existentes, y debe ha­
cerse siempre que sea posible. La tabla 53,
página 99, facilita los datos necesarios para
estimar la ganancia de calor en el caso de
motores eléctricos.
6. Tuberías y depósitos de agua caliente. �Las
tuberías de agua caliente o de vapor que pa­
san por el espacio acondicionado, lo mismo
que los depósitos de agua caliente, aportan
calor. En muchas aplicaciones industriales
estos depósitos son abiertos, por lo que se
produce evaporación de agua dentro del lo­
cal. Las tablas 54 a 58, páginas 101 a 103, faci­
litan los datos para evaluar la ganancia de
calor procedente de estos elementos.
7. Diversas fuentes de calor. -Pueden existir
otras fuentes de calor y de humedad den­
tro del espacio acondicionado, como, por
ejemplo, escapes de vapor (máquinas de
lavar y planchar), o absorción de agua por
medio de materiales higroscópicos (papel,
tejidos, etc.), véase el capítulo 7.
Además de las ganancias de calor que tienen
su origen en el exterior o en el interior del es­
pacio acondicionado, el propio equipo de acon­
dicionamiento y el sistema de conductos produ­
cen una ganancia o pérdida de calor. Los venti­
ladores y bombas que se utilizan para dístriQuir
el aire o el agua en el sistema generan calor;
también se añade calor Cuando los conductos
de impulsión de aire o de retorno atraviesan
espacios más calientes. En los conductos de im­
pulsión pueden producirse fugas de aire frío y
en los de retorno fugas de aire caliente. El mé­
todo para evaluar las ganancias de calor debidas
a estas fuentes valoradas .en tanto por ciento de
la carga de calor sensible, de calor latente y de
calor total, se indica en él gráfico 3, página 105,
y en las tablas 59 y 60, páginas 104-108.
CALCULO DE LA CARGA
DE CALEFACCióN
La valoración de la carga de calefacción sirve
de base para seleccionar el equipo de calefacción.
Normalmente se calcula dicha carga consideran­
do las temperaturas invernales que se producen
generalmente de noche (capítulo 2); por este mo­
tivo no se toman en cónsideración las ganancias
de calor producidas por fuentes internas (per­
sonas, alumbrado, etc.). Esta evaluación debe
tener en cuenta las pérdidas de calor a través
de las paredes del edificio que rodean los espa­
cios acondicionados y el calor necesario para
compensar las entradas de aire exterior, produ­
cidas por infiltración o necesarias para la ven­
tilación. El capítulo S contiene los coeficientes
de transmisión y los métodos para determinar
las pérdidas de calor. El capítulo 6 contiene los
datos para calcular las cantidades de aire infil­
trado. La figura 2 es un ejemplo de hoja de
cálculo utilizada en el cómputo de las pérdidas
de calor a través de las estructuras del edificio.
Otro factor a tener en cuenta en la valoración
de la carga de calefacción es la variación de tem­
peratura. Cuand9 se admité que la temperatura
en el interior del local puede descender algunos
grados durante períodos de la carga de pro­
yecto, se podrá reducir la capacidad de los equi­
pos de calefacción. Naturalmente, esto sólo es
aplicable a las instalaciones de funcionamiento
continuo. La tabla 4, página . 15, indica las con­
diciones interiores recomendadas para distintas
aplicaciones a considerar en el proyecto y la
tabla 13, página 32, contiene los datos que permi­
ten estimar la posible reducción de capacidad
cuando se adopta esta forma de cálculo.
La práctica de hacer descender bruscamente
la temperatura a 10 ó 12 oc cuando el edificio
está desocupado, presupone la elección del equi­
po a base de dicha reducción de capacidad. Si
bien esta forma de funcionamiento puede con­
ducir a una apreciable economía de combustible,
se necesita un equipo adicional para el arranque
en frío. De hecho, puede ser necesario añadir
este suplemento de capacidad incluso cuando la
instalación está destinada a funcionar las 24
horas del día, a causa de la carga de arranque
en frío necesaria después de una paralizaci9n
forzada. Es, pues, evidente que el empleo de fac­
tores de almacenamiento para reducir la carga
de calef.acción, en lo que concierne a elección
del equipo adecuado, debe hacerse con mucho
cuidado.
CALCULO DE LA CARGA
A GRANDES ALTURAS
Como los cákulos de la carga de acondiciona­
miento se realizan a base de los kilos de aire ne­
cesarios para obtenerla, debe tenerse en cuenta
que toda reducción en la densidad del aire su­
pone un aumento del volumen necesario. El peso
de aire necesario para satisfacer la carga latente
disminuye a causa de la mayor capacidad de
carga latente del aire a grandes alturas (más
gramos por kilo, por grado de diferencia a la
temperatura de rocío). Para una misma tempe­
ratura de termómetro seco y el mismo porcen-
1-9
CAPÍTULO l. ANÁLISIS DEL LOCAL Y ESTIMACIÓN DE LA CARGA
CONDICIONES CALEFACCIÓN
___
TEMP. AIRE ENTRADA A LA UNIDAD
___
oc
oc% AIRE EXTERIOR
'
G R/KG
oc•
oc
- % AIRE RECIRCULADO
GA/KG TOTAL
oc
(PROMEDIO TEMPERATURA AIRE ENTRA)
GR/KG TEMPERATURA LOCAL MAS TEM:P. CORRECCION ALTURA UNIDAD
Kcal/h
COEF.
Kcal/h TOTAL DIF.DE TOTAL,DE Kcal/h
m'
TRANS. POR oc DIF. POR oc DIF. TEMP.
LOCAL Tabla 4 B. S.--B. H. ---% H. R.
B H. ---% H. R.
EXTERIOR�B. S.
DI FEA.
oc
DIFERENCIA
__
'
___
•
SUPERFICIE
'?
¡;¡
.,
"'
:'i
"'
¡:!
�
o
�
:0
>�
"
u
'
TOTAL DE PERDIDAS POR TRANSMISIONES
INFILTRACióN
1
m"fh
MÉTODO POR RENDIJA MÉTODO POR SUPER
VENTANA
m. J.x - V 1-- m2 x 14,5 :;
"'
V 1--ma x 9,- ..!!!
eLARABOYA
r::i..
m l.
PUERTA
;{m•x
;.....-g
cJ_m. l. x -,!!
PU ERTA USO
m''
m' '
-
.
x
--- m"/h
x J:
- MAx.
AIRE
MIN. RENOV./h.
CA NTIDAD. UNIDADTIPOR. P. M. m•fh
EMP.FINAL�C
•�m< """
""""m'
m"fh
MAl<.
MIN.
__
m"/h HUMIDIFICACIÓN¡
'):'1�)' (
INFIL +
B40
ELECCI N DE UNIDADE
RENDIMIENTO BÁSICO
�
AIRE EXTER.�m3/h x
oc x 0,3
INFILTRACIONES -- m"/h x -- °C x 0,3
S UBTO TA L
FACTOR DE SEGURIDAD
%
PÉRDIDAS DE CALOR GRAN TOTAL
TOTAL
MÉTODO POR RENOVACIÓN DE
1
•
cr/1o�,�¡�"
CAPACIDAD INSTALADA
•
GR/KG DIF.)
AGUA EVAPORADA
KG/h
VA.P
��fhDND. GUt,¡ALIEN
m3/h DE
FIG. 2. Estimación de la carga de calefacción
.
'
GAS
1-10
PRIMERA PARTE. ESTIMACIÓN DE LA CARGA TÉRMICA
taje de humedad relativa, la temperatura de ter­
mómetro húmedo disminuye (excepto en la sa­
turación) a medida que aumenta la altura sobre
el nivel del mar.
En los cálculos realizados para grandes alti­
tudes deben introducirse las siguientes correc­
ciones (véase capítulo 8, tabla 66, página 142):
l. El contenido de humedad del aire ambiente
estipulado, en el proyecto de que se trate,
debe ajustarse a la altura en que está si­
tuado el equipo.
2. Los métodos de cálculo que se utilizan en
la estimación de la carga normal no sufren
variación alguna, excepto en los factores
que afectan a los cálculos de volumen de
aire o calor latente y sensible, que deben
multiplicarse po'r la densidad relativa del
aire a la altura correspondiente.
3. A causa del mayor contenido de humedad
del aire, el factor de calor sensible efectivo
debe ser corregido.
SELECCióN DEL EQUIPO
Después de hacer la evaluación de la carga,
debe elegirse el equipo cuya capacidad sea su­
ficiente para neutralizar esta carga. El aire im­
pulsado hacia el espacio acondicionado debe te­
ner las condiciones necesarias para satisfacer
las cargas de calor sensible y latente que han
sido estimadas. En el capítulo 8, "Empleo del
diagrama psicrométrico", se exponen los proce­
dimientos, y ejemplos, para deterininar los cri­
terios por los que se selecciona el equipo de
acondicionamiento (cantidad de aire, punto de
rocío del equipo, etc.).
Capítulo 2.
En este capítulo se exponen los datos a base
de los cuales se establecen las condiciones de
proyecto exteriores para distintas localidades,
y las interiores, o sea, las previstas en el proyec·
to. Las condiciones de proyecto establecidas de­
terminan el contenido de calor del aire, tanto del
interior como del exterior, y afectan directa­
mente a la capacidad del equipo de acondiciona­
miento, ejerciendo su influencia sobre la trans­
misión de calor a través de la estructura externa
del edificio y la diferencia entre el contenido de
calor del aire del interior y del exterior. Los ca­
pítulos 5 y 6 dan una información más detallada
sobre este tema.
CONDICIONES EXTERIORES
DE PROYECTO - VERANO E INVIERNO
Las condiciones climatológicas que se relacio­
nan en la tabla 1 son las comúnmente utilizadas
en los cálculos que se realizan en España y se
han obtenido de tablas editadas por el Servicio
Meteorológico Nacional. Estas condiciones permi­
ten seleccionar la temperatura seca y la hume­
dad relativa del ambiente exterior para diferen­
tes tipos de aplicaciones, como se indica en los
capítulos 5 y 6.
CONDICIONES NORMALES
DE PROYECTO - VERANO
Las llamadas condiciones normales son -reeo�
mendables en aquellas aplicaciones destinadas al
confort o a la refrigeración industrial, en las que
ocasionalmente es tolerable que se sobrepasen
las condiciones ambientales de proyecto. Estas
condiciones fijadas para el ambiente exterior con­
sisten en admitir una simultaneidad de valores
fijados para las temperaturas de los termóme­
tros seco y húmedo y del contenido de humedad,
las cuales pueden sobrepasarse algunas veces
dentro del año y durante cortos períodos de
tiempo. La temperatura seca admitida se rebasa
con más frecuencia que la temperatura húmed?.
y esto ocurre generalmente cuando la tempera-
CONDICIONES DE PROYECTO
tura húmeda es inferior a la considerada en el
proyecto.
Cuando el enfriamiento y deshumedecimiento
(deshumedificación o deshumectación) se reali­
zan separadamente en estos tipos de aplicacio­
nes, la selección. del equipo destinado al enfria­
miento sensible debe estar basada en la tempe· ·
ratura seca normal, y para seleccionar el deshu·
mectador se tendrá en cuenta el contenido de
humedad correspondiente a la temperatura hú­
meda con un 80 o/o de humedad relativa.
El margen o intervalo de variación diurna es
la diferencia media entre las temperaturas secas
máxima y mínima durante un período de 24 ho­
ras. Este margen diurno. depende de las condi­
ciones climatológicas del lugar.
CONDICIONES LIMITES
DE PROYECTO - VERANO
Las condiciones límites de proyecto exigidas
durante el verano deben tenerse en cuenta, sobre
todo, en el caso de laboratorios y algunas indus­
trias en las cuales, si se rebasan las condiciones
normales de diseño del local, incluso durante
cortos períodos de tiempo, pueden perjudicarse
o alterarse los productos o los procesos de fa­
bricación.
Las temperaít"!-ras máximas de proyecto, tanto
las de termómetro húmedo como de termómetro
seco, debe entenderse que. son máximos simul­
táneos y no individuales. El contenido de hume­
dad es un máximo individual que sólo se utiliza
en el caso de tener que seleccionar distintos sis­
temas de enfriamjento y deshumectación para
espacios rigurosamente controlados. Ninguna de
estas condiciones deberá ser excedida durante
más de tres horas en un verano normal.
CONDICIONES NORMALES
DE PROYECTO - INVIERNO
Las condiciones normales de proyecto en in­
vierno son las que se recomiendan para todas las
l-12
PRIMERA PARTE. ESTIMACIÓN DE LA CARGA TÉRMICA
TABLA 1 . CONDICIONES EXTERIORES DE PROYECTO
·
: CondicioneS · nÓrmaleS.,
·Ver{mf>
' Tei'Ílpera-· Humedad
'tlira seca· ) - relativa
Tdb
HR .,
· BarG.efona
:si.lb�o
Blm]os·
cá�é'ies
.
'
CádiZ ,_,
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. Ca�teJI�h 1
.
� Giudad J��áj
·'f
· C'órdoba
'
' '
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j '
"' w
·��.e�c�
'Gé'rona.
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Lus�. .
Má'drld
Málaga
��.urpi�. ¿
Orense
bViedo·
t'ahmcia
�alln'�. de. MaiiOr�.a,.
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70
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17
-6
2127
38
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17
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767
8
31
68
30
71
30
42
38
32
-7
1377
338
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15
-6
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-1
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55
12
2
227
29
60
9
4
452
37
56
20
-4
1312
38
33
17
-1
662
23
63
9
2
827
33
52
18
-7
828
33
58
10
-3
939
36
49
18
-2
1 042
-4
1 469
34
37
31
57
14
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15
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24
66
4
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15
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402
28
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26
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34
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1405
28
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13
248
36
59
14
- 1
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26
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45
28
32
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16
-6
1781
63
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4
527
51
12
-5
1535
27
62
12
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871
34
46
18
-7
1662
25
74
7
2
724
22
76
7
-1
913
22
55
8
15
o
33
35
17
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1 866
40
43
18
1
438
29
45
18
-7
1978
26
68
7
-8
1802
32
34
34
16
32
68
11,4
33
45
26
626
-4
158
o
516
13
- 5
1709
70
13
- 4
1 560
32
65
18
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1501
34
57
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oso
NO
NO
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so
NO
SE
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so
so
o
S
o
12
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39°00
9
7
38° 21
360 51
9
65
11
1 1 26
40°39
7
186.
38°53
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8,5
20
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NE
NE
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NE
NE
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28
36°28
27
39059
38° 59
5
128
37° 53
18
54
43022
949
40°05
5
95
41° 59
4
775
37° 1 1
1 01 7
40°38
4
37° 1 6
488
42ooa
6
5B6
9
6
8
908
42035
323
41 ° 41
37°46
28° 1 1
380
42°28
12
465
43°00
10
667
40 ° 25
7
40
36°43
42
370 59
232
43°22
734
42o OQ
9
28
39° 34
8
734
42°00
19
42°26
B03
40°58
20
69
43°28
17
181
43° 19
18
37
28°28
1 002
40°57
12
30
37°23
1 063
41° 46
60
41° 07
915
40° 21
5
540
39° 51
10
10
39° 29
10
694
41° 39
542
42° 51
11
649
41° 30 .
16
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410 39
NE
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varia 1 5
5
S
o
so
43° 1 8
929
3
calma NE
NO
41 ° 24
4
so
so
95
32
CAPÍTULO 2. CONDICIONES DE PROYECTO
1-13
instalaciones de confort y calefacción industrial.
La temperatura seca exterior podrá ser inferior
a la indicada algunas veces durante el año, ge­
neralmente en las primeras horas de la mañana.
Los días-grado anuales que se reseñan en la ta­
bla son la suma de todos los días del año con
temperatura seca inferior a 15 oC, multiplicada
por el número de grados comprendidos entre 15°
de termómetro seco y la temperatura media
del día.
sis de un punto de rocío relativamente constante
en el transcurso de las 24 horas del día.
La tabla 3 da las correcciones aproximadas de
termómetro seco y húmedo en los meses com�
prendidos entre Marzo y Noviembre, obtenidas
a base del margen anual del termómetro seco
(temperatura normal en verano menos tempera­
tura normal en invierno). Estas correcciones se
deducen de un análisis de los datos meteoroló­
gicos y solamente pueden ser utilizadas para
estimar la carga de refrigeración.
Ejemplo 1. Correcciones a las condiciones del proyecto
CORRECCióN PARA LAS CONDICIONES
EXTERNAS DE PROYECTO
DEBIDAS A LA HORA DEL DIA
Y tPOCA DEL Ai\10
Datos:
Una instalación de confort en Barcelona, cuyas con�
diciones normales en verano (tabla 1) son: 31 oc tdb
y 68 % HR. Correspondiéndole una temperatura hú­
meda de 26 oc fwt�'· Variación diurna, 8 oc.
Las condiciones. normales de proyecto en ve­
rano reseñadas en la tabla 1 son aplicables a
las 3 horas de la tarde del mes de Julio, pero
también interesa frecuentemente conocer estas
condiciones a otras horas del día y durante otros
meses del año.
La tabla 2 indica las correcciones aproxima­
das de termómetro seco y húmedo desde las 8
de la mañana hasta las doce de la noche, ob­
tenidas de acuerdo con el margen de variación
media diaria. Las correcciones de termómetro
seco se han deducido a base de un análisis de
los datos meteorológicos, mientras que las de ter�
mómetro húmedo se han obtenido en la hipóte-
TABLA 2.
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- 2,8
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1,4
2,8
0,5
8,4
2,2
5,5
1,6
2,8
0,5
6,5
1,6
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- 0,5
-10,5
2,9
7,0
3,5
- 0,7
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3,5
•
- 8,0
2,2
•
4,1
1,1
-13,5
3,9
•
9,0
2,3
•
4,5
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Corrección por el mes: Octubre, según la tabla 3.
Temperatura seca: - 2,5.
Temperatura húmeda: - 1,4.
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Solución:
Condiciones normales de proyecto a las 15 horas del
mes de Julio: 31 oc tdb y 26 oc t"'b ·
Variación diurna: 8 oc.
Variación anual: 3 1 - 2 = 29 oc.
Corrección por la hora del día: 12 horas, según la ta­
bla 2.
Temperatura seca: - 2,8.
Temperatura húmeda: - 0,5.
CORRECCIONES EN LAS TEMPERATURAS D E PROYECTO EN FUNCIONES
DE LA HORA CONSIDERADA
(Para el cálculo de la carga de refrigeración)
INTERVALO-- QE VA'" RIACIÚN "'DIARIA D E '- TÉM�ERA�TURA .· . · '
:.. �EMPI;RATU�A '(E N . sec� O I::I U M.HlA "
, L',li.S ��!-·HO RAS)•_ (<>C)
Determinar:
Las condiciones de proyecto durante el mes de Octu­
bre, a las 12 horas.
. ......
9,4
- 2,4
.14,5
3,9
10
•
1,8
14"
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0,5
0,5
0,5
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•
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.
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•
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2,7
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- 5,2
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•
6,0
.
.
- 9,0
1,0
•
7,2
1,9
- 8,5
- 2,2
4,1
1,1
6,5
- 1,7
- 9,5
- 2,5
4,8
1,3
7,7
1,8
-10,5
3,0
•
•
- 2,6
•
5,9
1,7
8,8
2,4
-12,2
3,5
� 3,4
•
7,5
1,7
- 10,3
2,'
-13,8
- 4,0
.11,7
3,4
-15,5
- 4,7
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4,5
.17,2
- 5,5
o.s
0,7
3,9
1 ,1
8,0
- 2,2
1,1
•
4,5
1 ,1
8,9
2,2
•
.
la oscilación
. de la temperatura seca es la diferencia entre la temperatura más alta y la más baja durante un periodo
diana
de 24 horas de un día
. .
de proyecto.
(Ver Tabla 1 para el valor de oscilación diaria para una ciudad particular).
.
'
Ecuación : Temperatura
de ambiente exterior de proyecto a la hora que se considera "' Temperatura de proyecto de la Tabla 1 + factor de corrección
de la Tabla 2.
'
.
.
1 '·24 ' · '
1,7
•
o.s
- 4,2
- 1,0
0,5
0,5
o
22
•.
•
1-14
TABLA 3.
PRIMERA PARTE. ESTIMACIÓN DE LA CARGA TÉRMICA
CORRECCIONES EN LAS CONDICIONES DE PROYECTO EN FUNCIÓN DEL MES CONSIDERADO
(Para el cálculo de la carga de refrigeración)
-19,0
-11,1
-12,0
• 5,5
- 6,1
• 2,8
•
2,5
1,1
•
4,9
2,0
-16,5
- 8,3
-11,0
• 5,5
•
6,1
2,8
•
2,1
1,1
•
3,6
1,7
-16,0
7,8
-10,5
• 5,5
•
- 1,8
1,1
•
3,6
1,7
-16,0
- 7,8
• 10,5
- 5,5
- 5,0
• 2,8
1,8
1,1
- 3,6
- 9,2
5,1
•
4,5
- 2,8
1,8
1,1
- 3,6
• 1,1
o
-14,0
7,3
•
•
•
6,0
- 2,8
7,8
3,9
•
5,5
2,7
- 2,5
- 2,3
•
5,5
2,4
•
4,0
1,8
1,7
1,1
•
•
2,8
1,2
•
1,7
0,8
•
1,1
1,0
-
1,0
0,4
•
•
- 1,5
- 1,3
•
•
•
-
•
•
•
•
•
0,5
•
o
=
Temperatura del ambiente exterior d e l a Tabla
Condiciones de proyecto aproximadas a las doce horas
durante el mes de Octubre:
Temperatura seca: 31 - (2,8 + 2,5) = 25,7 oc.
Temperatura húmeda: 26- (0,5 + 1.4) =
= 24,1 "C.
CONDICIONES
INTERIORES DE PROYECTO
PARA CONFORT - VERANO
Las condiciones interiores de proyecto que se
reseñan en la tabla 4 se recomiendan para las
aplicaciones indicadas en la misma. Estas con­
diciones se han deducido de la experiencia y han
sido ratificadas .por Jos ensayos de la ASHAE.
Las condiciones óptimas para instalaciones d�
lujo se han establecido considerando que el cos­
to de la instalación no es de primordial impor­
tancia y para ser aplicadas en "las localidades
cuya tempe:.;atura seca exterior es de 32 oc o
inferior. Como todas las cargas (sol, iluminación,
personas, aire exterior, etc.) no alcanzan el má­
ximo simultáneamente durante períodos de tierri­
po prolongados, el cálculo de una instalación
qUe cumpla estas condiciones óptimas puede
resultar antieconómico.
Las condiciones de ambiente interior para un
local de tipo comercial son. laS recomendadas
en los casos generales de acondicionamiento de
aire. Como la mayoría de las personas se en­
cuentran plácidamente a los 24 •C de tempera­
tura con una humedad comprendida entre el 45
1 +
9,0
4,4
-15,0
• 7,8
- 9,0
• 4,4
.14,5
6,9
3,4
-11,5
• 6,4
•
•
•
7·,8
•
8,2
3,9
- 3,0
1,9
•
6,2
3,0
2,5
1,4
•
4,5
2,4
1,9
1,0
•
3,2
1,2
4,1
- 2,3
2,5
0,5
•
1,1
0,5
• La oscilación anual de temperaturas• es la diferencia entre temperaturas secas de proyecto normales en invierno y verano (Tabla
Ecuación : Témperatura de ambiente exterior de proyecto
-16,5
• 8,9
•
•
- 1,1
• 0,5
0,5
o
9,3
4,4
•
- 1,1
- 0,5
0,5
o
-22,0
-13,0
•
1,7
0,5
-12,2
5,9
•
•
•
•
1).
correcciones de l a Tabla 3.
y el 50 % , se gradúa el termostato regulador a.
esta temperatura y se mantienen estas condi­
ciones cuando la carga es parcial. Cuando se al­
canza la carga máxima (máxima temperatura seca
y húmeda, 100 % de sol, todo el personal ocu­
pando el local y todas las luces encendidas, etc,.)
la temperatura en el espacio acondicionado lle­
ga al valor establecido en el proyecto, que nor­
malmente será de 25 •C.
Si por cualquier motivo se elevara la tempe­
ratura dentro del espacio acondicionado, se pro­
ducirá un almacenamiento de calor en la masa
del edificio. El capítulo 3, "Almacenamiento de
calor, diversidad y estratificación", da una ex­
plicación más concreta del fenómeno de almace­
namiento. Durante los períodos de refrigeración
en verano, la variación de temperatura· que se
utiliza para calcular el almacenamiento es la
diferencia entre la temperatura de proyecto y
el ajuste normal del termostato.
El margen de variación de temperatura inte­
rior en el verano se da en la tabla de seieccióri
del equipo más económico. En "los casos en que
se tenga un elevado factor de calor sensible
(carga latente relativamente pequeña) se podrá
seleccionar el equipo más económico a condi­
. ción de utilizar las temperaturas secas más ele­
vadas y las humedades relativas más bajas. En
los casos en que el factor de calor sensible es
pequeño; el equipo Será más económico utili­
zando las temperaturas secas más bajas . junto
con las humedades relativas más elevadas,
CAPÍTULO 2. CONDICIONES DE PROYECTO
TABLA 4.
1-15
CONDICIONES DE PROYECTO RECOMEN DADAS PARA AMBIENTE INTERIOR• - INVIERNO Y VERANO
��VI,E,R N9.
s1N HuM'E<::JACIÓN
,cON, HU� E�TACIÓN
,Variadpn emperatu Va ria'ción
HUm.
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24-25
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23-24
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- 1,5
50-45
26-27
50-45
1 '2
22-23
55-50
26.27
60-50
0,5 a 1
22-23
40-35
-1a- 2
23-24
-2
55-45
26·29
60-50
2o3
20-22
35-30
- 2a-3
21-23
-3
** * *
-2
• La temperatura seca de proyecto para el ambiente interior deberla ser reducida cuando hay paneles radiantes calientes, adyacentes a los ocupantes,
e incrementada cuando aqu�llcis son fríos, a fin de compensar el incremento o disminución con el calor radiante intercambiado desde el cuerpo.
Un panel frío o caliente puede ser un cristal sin. sombras o muros exteriores acristalados (calientes en verano, frlos en invierno), o tabiques
delgados con espacios· adyacentes calientes o fríos. Un suelo directamente sobre tierra y muros por debajo de1 nivel del suelo son paneles fríos
durante el invierno y con frecuencia también durante el verano. Tanques ca!ientes, hogares y máquinas son paneles calientes.
La variación de temperatura es por encima de la posición del termostato durante la máxima carga térmica en verano.
La variación de temperatura es por debajo de la posición del termostato durante la máxima carga térmica en invierno (sin luces, ocupantes o apor­
taciones solares).
••
••
La humectación durante el invierno se recomienda para tiendas de confección, para conservar la calidad del género.
CONDICIONES
INTERIORES DE PROYECTO
PARA CONFORT - INVIERNO
En general, en los casos de c.alefacción y para
el invierno, se recomiendan las condiciones in­
dicadas en la tabla 4. Con calefacción la va·
riación de temperatura se produce por debajo de
las .condiciones exigidas de confort en 1� hora
de máxima carga para calefacción (ausencia de
personal, iluminación o ganancia solar, y con
la mínima temperatura exterior). El calor alma­
cenado en la estructura del edificio cuarido se
trabaja con carga parcial (durante las horas del
día) reduce la capacidad necesaria del equipo
para el funcionamiento a plena carga, lo mismo
que con refrigeración.
CONDICIONES INTERIORES
PARA LA INDUSTRIA
La tabla S reseña las temperaturas más corrien­
tes y las humedades relativas que se utilizan en
la preparación, elaboración y fabricación de dis­
tintos productos, así como para el almacena­
miento de mercancías en crudo o acabadas. Es­
tas condiciones son las que se emplean más co­
múnmente y pueden variar con distintas aplica-
dones. También pueden variar cuando se pro­
duzca un cambio en la fabricación, en el produc­
to o en la información disponible acerca del efec­
to de la humedad y la temperatura. En todos
los casos debe tenerse en cuenta que siempre
se deben establecer estas condiciones de común
acuerdo con el usuario.
Algunas de las condiciones que se mencionan
en esta tabla no tienen más efecto sobre el pro­
ducto o sobre el proceso de · fabricación que el
de aumentar el rendimiento del personal mante-.
niendo las condiciones de confort. Esto normal­
mente mejora la calidad de la mano de obra y la
uniformidad del producto, disminuyendo las pie­
zas rechazadas y los costos de fabricación. En
algunos casos puede ser aconsejable establecer
una transacción entre las condiciones requeridas
y las de confort, a fin de mantener la calidad de
la producción compatible con bajos costos de
fabricación.
Generalmente, se adoptan las adecuadas con­
diciones específicas en las aplicaciones indus­
tria por uno o más de los siguientes motivos:
l. Es necesaria· una temperatura constante
cuando se trata de· realizar medidas con es­
.
casa tolerancia, calibracion.es u operaciones
de fresado o esmerilado para evitar las ex­
pansiones y contracciones de las piezas de
maquinaria, de los productos maquinados
1-16
PRIMERA PARTE. ESTIMACIÓN DE LA CARGA TÉRMICA
o de los instrumentos de medida. Normal­
mente, más importante que mantener un
nivel determinado de temperatura es con­
seguir que ésta sea constante. En cuanto
a la humedad relativa ya no es tan impor­
tante mantener su constancia, pero debe
evitarse que sobrepase el 45 o/o para evitar
la formación de películas de humedad.
Los materiales no higroscópicos, tales
como metales, vidrio, plásticos , etc., tienen
la propiedad de retener moléculas de agua
en el interior de grietas microscópicas que
se producen en· su superficie, formando de
este modo una película superficial invisible
y discontinua. La densidad de esta película
aumenta con la humedad relativa. Por esto,
en muchos casos debe mantenerse la pelícu­
la por debajo de un punto crítico, a partir
del cual los metales pueden rayarse o la
resistencia eléctrica de algunos materiales
aislantes puede disminuir de una forma muy
notable.
2. En los talleres donde se fabrican o almace­
nan piezas de superficies muy pulimentadas
se mantiene constante la humedad relativa
y la temperatura para evitar la formación
de esta película de humedad. En estos casos
se mantienen ambas ligeramente por debajo
de las condiciones de confort para reducir
al mínimo la transpiración del operario.
También se mantienen constantes la hume­
dad y la temperatura en salas de máquinas
para evitar el rayado o la corrosión de cier­
tas partes de la maquinaria. En estos casos,
si las condiciones no se mantienen durante
las 24 horas del día, la puesta en marcha del
sistema de acondicionamiento, después de
un período prolongado de parada, debe ha­
cerse con mucho cuidado: (1) durante el
verano la humedad acumulada debe redu­
cirse antes de reducir la temperatura; (2)
durante el invierno debe evitarse la intro­
ducción de humedad antes de que los ma­
teriales hayan sufrido un calentamiento, si
éstos se han enfriado a consecuencia de los
períodos de parada del sistema de acon­
dicionamiento.
' '
3. Es necesario el control de la humedad rela­
tiva para mantener la resistencia, flexibili­
dad y recuperación de materiales higroscó­
picos, tales como el papel y los tejidos. Tam­
bién debe controlarse la humedad si se quie­
re reducir la posibilidad de formación de
cargas de electricidad estática. :Éstas se re­
ducen a un mínimo con humedades relati­
vas superiores al 55 %.
4. Son necesarios el control de la temperatura
y el de la humedad cuando se quiere regular
la velocidad de las _reacciones químicas o
bioquímicas, como, por ejemplo, el secado
de barnices, recubrimientos de azúcar, pre­
paración de fibras sintéticas o sustancias
químicas, fermentación de la cerveza, etc.
Generalmente, las temperaturas elevadas
acompañadas de humedad relativa baja
aumentan las velocidades de secado; las
temperaturas elevadas aumentan la veloci­
dad de reacción química, y acompañadas
de humedad relativa alta aceleran proce­
sos como · el de fermentación de la cerveza.
5. Los laboratorios requieren un control pre­
ciso de la humedad y la temperatura, o de
una de las dos. Los destinados a control
de calidad y verificación suelen estar pro­
yectados para mantener unas condiciones
de 23 •C y 50 % de humedad relativa, de
acuerdo con las condiciones standard de
la ASTM *.
6. En algunas aplicaciones industriales en que
la carga térmica es excesiva y las máquinas
o materiales no se benefician del control
de humedad y temperatura, puede ser acon­
sejable realizar una refrigeración local para
el alivio o descanso de los operarios. Ge­
neralmente, las condiciones que han de man­
tenerse por estos procedimientos estarán
por encima de las condiciones normales
de ¡:onfort.
* Publicadas en un folleto de ASTM, con fecha 29-9-48.
Estas condiciones fueron también aprobadas por el co­
mité técnico para condiciones standard de temperatura y
humedad relativa del FSB (Federal Specifications Board),
con una variante: FSB permite ± 4 %, mientras ASTM
impone una tolerancia admisible de temperatura del 2 %.
CAPÍTULO 2. CONDICIONES DE PROYECTO
1-17
TABLA 5. CONDICIONES INTERIORES PARA APLICACIONES I N D U STRIALES
(Estos valores son facilitados a título informativo. las condiciones escogidas las determina generalmente el cliente)
.
.
Temp.
Temp. . Humedad
Humedad
INDUSTRIA
APLICACIÓN. 1
APLICACIÓN
. INDUSTRI ,
relat. %
seca (':'C)
seca (0C)
rélat. %
0-2
Cerveza blanca
75
CERVECERÍA
45-50
24-27
Fabricación
ABRf•.SJVOS
Ce.Veza negra
Fabrkación .
4-7
75
FÓSFOROS
50
22-23
40
Sec�do
21-24
Cava
de
fermentáción
:
'
50
15-17
Almacenaje
.
�
APARATOS
E�ECTRICOS
Árrolla�ientós, bobin3�.
material · electrónico
Moritaje l�mparas
lnstruméntos· electiónicós
FabTicacíón y_laboratorio .
Montaje termostatos
Montaje higrostatos
Montajes de precisión
Ensayos aparatos d• me-_
dida
Montaje fusibles ' interruptores
, Fabrlc. condensad.
Almacén . papel �
Aislamiento cables'
Pararrayos
Montaje, y énsay!) .de dis yuntores
Rectif. ·de Selenfo y
Óxido de Cobre
PANADERIA
'
60-63
23
23
23
24
20
24
50
50
50
65-70
20-40
30-60
.
' CERV�CERi�
GOMA DE
MASCAR
.
CONTRf>.PLACADOS
40-50
PELETERÍA
FabrYcación'
.Mezcla · y enfriamiento
·
Tú'nel ·
Empaquetado
Consefvación
Seca'cfo�Gelatin3s, ·�om� ·
mascar - '
cémara fria.
.
. Malvavisco
24-27
24-27
13
18-24
18-24
49-66
30-40
40-45
PR-13
40-45
45-50
15
.
IMPR EN-¡;Á
24-27
45-50
Guarnición - iÍHerior
TemPlé' ;ma'nual
RecubrímiéfliOs (Sala)
RecubrimientOs j •
-•
27-30
15-18
24-27
40-50
50-55
55-60
27
50
32
13
21
40-50
4-7
P R-4
Entradá . ..
'
M�qUi�a ·_?� reC.\.fbrir :
.
T&nel
.
. . .
.
..
.
'
Ernp�qlJelad"o
Coil�erváCi_ó� "
..
18
·.
'
Corí;:;�rvació� de. :
.
-
'
Lúpulo·
. G�anó.
55
18-21
40-50
1 aO
55-60
.
.
LeVadura. liquida_ �'
.
'
,
·
•
27
60
0-1
75
75
43·65
27
15-27
24-27
50-90
60-70
35-65
45-50
45-59
25
20
22
23
33
63
53
5B
PrenSa · calor-·R�sina
.
Prensa fria
32
32
60
15-25
Fabricación
.18-21
.
Sec�do
21
75
49
75
10-16
40-60
Grano '
15
35-40
Ferínento líquido
0-1
Curtido al cromo
Almacenaje
Conservación de :
Fabricación
EÓvejecimiento
Secado
Choque térmiCo
Conservación
UtogrÍifia
'"
.
.
ó �TIGA
.
.
.
'
··
50-60
43
-8 7
4-10
55-65
' Sala de:- PJEmsas
24-27
46-48
Almacenaje
lmpresíóTJ,. de papeles y
-téji�os
Almacenaje y plegado
FuSión
Pulime'n.to
23-27
49-51
, PelifÚla, ill , rii.trat�
'
-
45-60
18-22
color ·
Confort
Confort
.
.
M,ii,JER,IAL o'E •. Fabric�!?iÓri . de- VéÍVu! �s -:
REF!liGERACIQ.N MontaJe · compresores.
Móntaje Je ,. rétrig'eradores
Eqsay9$
·, :. ,
.
Secado
MATE,�IAL ,
Corte· y · �\TlPá�uetáqo
FOTOGRÁFICO
Almacenaje cte :
.·
PéJpel' de _base .
.·
' ..
Pelícúl� normal
.
15-24
(1 •
·
MATERIAL
PlASTICd
75
0-2
Curtido' Vegetal
.
75
13
24-27
·
DESTILACIÓN ,
4·7
Fabricaciórl
Laminado
cOrtado
Empaquetado
COSMÉTICOS
CUERO
.
'
'
,
'
'
CEREALES
EN COPOS
-
(1
·
. Trasiego
.
-
65-70
50
60-65
.
• RefractarioS.,
Modelado
. ' Alfr!�-cén d• Ílrcillas
Decorapión
.
Empaqt_�etado
CE,RAMI�A
55-65
80-85
50-65
55-60
35
•
'
.
·
21
1 +7
21-24
7-21
27
0-2
21-27
'
2
23-24
50-55
40-45
.
40-50
70-75
80-85
80-85
'oecciración
'
50-55
50-55
'cerv��a ·n�gr.a
30-40
.
'
21
24
24
22
Cerveza blanca
23
Preparación
Pastelerfa
Pastas secas y bizcochos
Empaquetado
ConS"ervación dll" :
Ingredientes secos·
Ingrediente;:; frescos
Harina
Materias grasas
Azúcar
f-gua
Papel hidrófugO .
BOMBONES DE
CHOCOL�iE
15
40
24-27
24-28
33-36
21-27
4-7
26·28
35-40
15-18
15-18
Amasado
Fermentación
E$pe'ra, , antes cochura
Enfriamiento del "'"
Cámara ·tria
CARAMELOS
22
20
·.
:. ·- ,_ _ ·,
.
M'oldeádo '.. '
Fabhcac.[Ó� ·
:
�abr:..'t:;e"tof?�
"
coilfort
80
¡
27
24
21-24
18-28
1.
Confort
7a52
18-24
•
40
30-45
47
40-80
40-70
21-24
40-65
16-27
45-50
4-10
40-50
27
25-30
24-27
45-65
.
L __��
PRIMERA PARTE. ESTIMACI ÓN DE LA CARGA TÉRMICA
1-18
TABLA 5.
CONDICIONES INTERIORES PARA APLICACIONES INDUSTRIALES (CONT.)
(E!'tos valores son facilitados a titulo informativo, las condiciones escog!das las deteq;pina generalmente el cliente)
INDUSTRIA
MUNICIONES
APLICACIÓN
Secado de piezas
TABACO
APLICAC,IÓN
-
TEXTILES
Cardado
88
Hilado
Almacenaje
52
· Tcjidó
21
27
Telidos' lige �os .
Tejidos eScpesos-
40
40
•.
Estirado 1__
21-27
30-35
Después de la fabri-cación
24-27
15-35
Trituración
Comprimidos
Recubrimientos
27
21-27
27
35
"
32
15
24-27
30
30-50
40
5-10
35
40-50
35-40
Preparados hipodérmicOs
Coloides
Jarabes para la tos
Productos glandulares
Fabricación de ampolla_s
Cápsulas de g'elatina '
Almacenaje de cápsulas
Microanállsis
Productos biológicos
Extracto de hígado
Sueros
Animales
Fabricación
Endurecimiento
Instrumentos cirugfa
Almacenaje antes Fabricación
Laboratorios
Cigarrillos y cigarros
Fabricación
Humectación
Separación de troncos
Algodón
21
27
25-27
27
25
"
Confort
27
21-27
;
Estirado' .'
21-24
32
24-30
55-65
85-88
75
26
24
70
75
60
"
28-31
50-55
27
55-60
Encaje clásico
27-30
60-70
Trama larga
Trabajo normal
27-30
55-60
Bobinado y urdido
26-27
60-65
Tejido
26-27
70-85
Almacenaje
24
65-70
Peinado
24
55-65
24-27
60
27
80
Tejidos de lana
27-30
60
27-30
65-70
27-30
50-60'
24-27
60
27-30
27-30
55-70
60-65
"
50-60
_27-30
60-70
21-30
75-80
27-30
50-70
27-30
50-55
24-30
55-60
27
50-60
24-27
60
27
60-65
Hilado y tejido
27
65-70
Torcido
27
60
27-32
50-60
27
55-60
Téjido
Acabado
'
·..
. ..
Seda
Prep. y alrhacenaje
-
._.
Seda arlificial
Hilado
Torcido
.
Tejido
Rayón
Acetato
Rayón hilado
1
Batido
Cardado, Torcido, Es-,
tirado
Género de punto
Viscosa o celulosa preciP,itada
Fibras sintéticas
Preparación y tejido de : ·
Viscosa
Celonese »
Nylon
MAQUINARIA
DE PRECISIÓN
50-60
55-60
27
80
24-27
50-60
27-32
50-60
27-30
65
27
60
70
27
27
50-60
Confort
.
.
Almacenaje de :
Empaqueta'dtiras
Cementos y colj'ls
..
Fabricación
Calibración, ·montaje
de pie:�:as de p'recisióf)
Rectificación
CRISTAL
27
27
Análisis espectrográfico
Montaje engranajes
Telas (linos)
Batido
-
«
27-30
Tejido!l
··
.
'
__:_
Bobin�do y devan�d(?
Hilado .de anillos
Cardado, hilado
_
Hilado
Confort
55-70
Estirado y bobinado
�lmacenaje
35
25-30
25-30
40-50
50
·
.
Car�acjo, peinádo
1 20-30
Confort
32
27
24-32
16-24
23
.
Lana_s _ peinadas .
35
21 -24
laboreo y batido ·
Cardado
Teritp.·.·. ·�Hurried'ad
ré]ai. %
sec•I (?C)
-
.
43
Antes de la fabricación
Conservación y preparación
Empaquetado
Embalaje y expedición
TEXTILES
INDUSTRIA
Conservación de polvos
Comp;imidos polvos, efervesc
PIEZAS REVESTIDAS DE CAUCH O
Humedad
relat. %
Ele�entos de percusión
Secado d' pinturas
Secado pOivora negra
Carga detonadores y
espoletas
Proyectiles trazadores
PRODUCTOS
DE FARMACIA
Temp.
secá (°C)
Corte .
Sala laminadón poliviniiO '
"
24-27
35-40
38
18
50
40
24-27
13
Confort
1
Confort
1
35-45
15
,
·
0
Capítulo 3.
ALMACENAMIENTO DE CALOR,
DIVERSIDAD Y ESTRATIFICACIÓN
1
1
1
El procedimiento de valorar la carga normal
ha sido evaluar la ganancia instantánea de calor
dentro del espacio acondicionado y suponer que
el equipo de refrigeración eliminará el calor con
la misma velocidad con que se produce. No obs�
tante, ha quedado demostrado que los equipos
seleccionados a base de esto resultan sobredi­
mensionados y, por consiguiente, pueden man­
tener condiciones ambientales muy inferiores a
las del proyecto original. Un análisis exhaustivo
del problema, acompañado de investigaciones y
pruebas, ha demostrado que ello es debido a:
l. Almacenamiento de calor en la estructura
del edificio.
2. No simultaneidad de los valores máximos
de los comp Onentes de la carga - térmica
(diversidad).
3. Estratificación del calor, en algunos casos.
Este capítulo contiene los datos y el procedi­
miento a seguir para determinar la carga im­
puesta en cada momento al equipo acondicionaM
dar (carga real de refrigeración), teniendo en
cuenta los factores antes mencionados. ApliM
cando estos datos a cada una de las ganancias
de calor se obtiene la carga relativa de refrige'
ración.
Generalmente, la carga real de refrigeración
es muy inferior a la ganancia máxima de calor
instantánea total y, por lo tanto, se necesita un
equipo más pequeño para realizar un trabajo
determinado. Por añadidura, las cantidades de
aire o de agua o de ambas, son reducidas, de lo
que resulta un sistema mucho más pequeño en
conjunto. .Además, como se deduce de las tablas,
si el equipo trabaja más tiempo durante los pe·
ríodos de carga máxima, o se permite que la
temperatura interior aumente unos grados más
de lo previsto en los momentos de carga máxiM
ma, mientras funciona el refrigerador, o ambas
cosas a la vez, todavía podremos obtener una
mayor reducción en la capacidad del equipo.
Cuanto más pequeño es el equipo, y más se le
hace trabajar en los momentos de carga máxima,
menor será el" precio de coste para el cliente y
menores serán también los gastos que origine
_su funcionamiento. Por otra parte, es un hecho
bien conocido que todo equipo dimensionado de
forma que se adapte lo más exactamente posible
a las necesidades de la instalación, trabaja mu­
cho mejor y con mayor rendimiento. Además,
si se selecciona un equipo más pequeño a base
de períodos más largos de funcionamiento con
carga máxima, resulta un sistema más económi·
co y eficiente en las condiciones de trabajo con
carga parcial.
Como, en la mayoría de los casos, los equipos
que se instalan para realizar una función deterM
minada son más pequeños, existe menos marM
gen de error; esto exige un trabajo de ingenie·
ría más exacto, que incluya el estudio de la disM
tribución - del aire y el equilibrio del sistema.
Si se . trata de un edificio de varias plantas
con varias habitaciones en cada una de ellas, lo
que generalmente se desea es dotar al sistema
de alguna flexibilidad, tanto en la carga térmica
de los locales · como en la distribución del aire,
para permitir el control individual de cada habi·
tación, etc. Generalmente, es recomendable que
toda reducción en concepto de almacenamiento
y de diversidad se haga sobre la carga total de
refrigeración, o carga del edificio, manteniendo
una: actitud conservadora respecto a la· carga de
los locales o a la distribución del aire. Esta ac­
titud debe determinarse por el ingeniero proM
yectista, teniendo en cuenta las exigencias del
proyecto y los deseos del cliente. Un sistema
proyectado de este modo, es decir, reduciendo
al máximo la carga de refrigeración global, pero
manteniendo menor reducción en la carga de los
locales o en la distribución del aire, satisface
todas las necesidades de flexibilidad, excepto en
las horas punta. Además, un sistema en estas
condiciones tiene menor precio de compra y
unos costes de funcionamiento más bajos.
. Ji'
1-20
PRIMERA PARTE. ESTIMACIÓN DE LA CARGA TÉRMICA
ALMACENAMIENTO DE CALOR
EN LAS ESTRUCTURAS DEL EDIFICIO
La ganancia instantánea de calor, en un caso
general de acondicionamiento a efectos de con·
fort, se compone de calor solar, iluminación,
personas, transmisión a través de las paredes,
suelos y vidrio, infiltración y aire de ventilación
y, en algunos casos, maquinaria, utensilios, má­
quinas de calcular eléctricas, etc. Gran parte
de esta ganancia instantánea de calor es calor
radiante que no constituye una carga instan­
tánea para el equipo, porque debe incidir sobre
la superficie de un sólido y ser absorbida por
ella antes de convertirse en una carga del equipo.
La descomposición de las distintas ganancias
instantáneas de calor en calor radiante y calor de
convección se efectúa, aproximadamente, como
sigue:
aire. En la mayoría de los materiales de cons�
trucción la resistencia térmica del material es
mucho menor que la resistencia térmica del aire;
·por eso la mayor parte del calor radiado será
almacenado. No obstante, a medida que continúa
este proceso de absorción del calor radiante, el
material se calienta pro.gresivamente y pierde
su capacidad de almacenar más calor.
Como puede verse en la figura 3, la curva de
ganancia instantánea de calor solar presenta un
máximo relativamente acusado y muy variable,
lo que da por resultado un notable ·almacena­
miento de calor en los momentos de ganancia
máxima.
La curva superior de la figura 3 representa
la ganancia de calor solar de una pared orien­
tada hacia el oeste, y la curva inferior repre­
senta la carga instantánea de refrigeración que
se produciría en un edificio de construcción
normal en el que la temperatura interior se
mantuviese constante. La reducción del valor
máximo de la ganancia de calor es aproximada­
mente de un 40 % y el máximo de la curva de
carga se produce aproximadamente una hora
después del de ganancia de calor. Las superficies
T��-�'Sn\isióri_''•�
!'n filtra' dóil ),N(liliilac,iÓn,
Ma,�u!nari!J) utery's!lios '•'�', '
El 40 % restante se disipa como carga latente.
*
*t: La carga de transmisión se considera convectiva
en un 100 %. Esta carga es, normalmente, una parte re­
lativamente pequeña de la carga total y para mayor
simplicidad se le considera como carga instantánea del
equipo.
La carga que originan la maquinaria y utensilios
***
varía en función de la temperatura de su superficie.
Cuanto mayor es esta temperatura, mayor es la carga
de calor radiante.
TEMPERATURA CONSTANTE Y PERIODOS
DE FUNCIONAMIENTO DEL EQUIPO
Cuando el calor radiante que se origina en
cualquiera de las fuentes enumeradas en la
tabla anterior incide sobre una superficie sólida
(paredes, techos, suelos, etc.) es absorbido, ele­
vando la temperatura del material de la super­
ficie, con respecto a la del material interior y la
del aire contiguo a dicha superficie. Esta dife­
rencia de temperatura hace que el calor se
transmita al interior del material (por conduc­
ción) y desde la superficie al . aire (por con­
vección). El calor transmitido por conducción
desde la superficie se almacena, y el transmitido\
por convección desde la superficie se convierte
en una carga instantánea de refrigeración. La
fracción de calor radiado que se almacena de­
pende de la razón aritmética de la resistencia
del material al flujo térmico en el material a
la resistencia al flujo térmico en las capas de
real de refri�eraCión'
FIG. 3. Carga real de refrigeración, ganancia
de calor solar, con orientación al Oeste,
construcción de tipo medio
rayadas (fig. 3) representan el calor almacenado
y el calor eliminado después de su almacena­
miento en las estructuras de la edificación. Am­
bas superficies deben ser iguales, puesto que
todo el calor que se almacena debe ser eliminado.
En cuarito al alumbrado, al ser una carga rela­
tivamente constante, al principio se almacena
una gran parte de ella y a medida que transcurre
el tiempo y las luces permanecen encendidas,
disminuye la fracción de energía alma<;enada,
como puede verse en la figura 4.
Las curvas superior e inferior representan, lo
mismo que antes, la ganancia instantánea de ca­
lor y la carga. instantánea de refrigeración para
las luces fluorescentes, cuando se J)lantiene cons­
tante la temperatura del local. Las zonas raya­
das representan el calOr almacenado y el que se
elimina después de su almacenamiento en las
CAPÍTULO 3. ALMACENAMIENTO DE CALOR, DIVERSIDAD Y ESTRATIFICACIÓN
1-21
ininterrumpido durante las 24 horas. Si cesa
el funcionamiento del acondicionador al cabo
de 16 horas, parte del calor almacenado perma­
nec� en las estructuras del edificio. Este calor
debe eliminarse (la cantidad de. calor incorpo­
rado debe ser igual a la del desprendido) y
aparecerá como una carga remanente cuando al
día siguiente tenga que ponerse en funciona­
miento el sistema de refrigeración. Esta carga
está representada en la figura 6.
FIG. 4. Carga real de refrigeración por · las luces
fluorescentes, - construccción de tipo medio
paredes del edificio. La línea de puntos repre­
senta la carga instantánea de refrigeración duM
rante el primer día si las luces están encendidas
más tiempo del que se indica en la figura.
Las figuras 3 y 4 representan la relación que
existe entre las ganancias de calor y las cargas
de refrigeración en edificios de construcción nor­
mal. Si la construcción es ligera, se almacena
menos calor en las horas punta (menor capaci­
dad de almacenamiento disponible), mientras
que si es muy sólida, se almacenará más calor
en dichas horas al disponer de más capacidad
de almacenamien,to. Esto puede verse en la fi­
gura 5. Esta cuestión es muy impórtante cuando
se proyecta un sistema que va a dividirse en
zonas. Cuanto _ más · ligera es la construcción tle
los edificios, más cuidado debe ponerse en la
delimitación de las zonas.
La curva superior de la figura S representa
la ganancia instantánea de calor solar, mientras
que las tres curvas inferiores representan la car­
ga real de refrigeración para edificios de cons­
trucción ligera, media y sólida, respectivamente,
cuando s� mantiene Constante la temperatura
del espacio acondicionado.
Carga reman�nte
FIG. 6. Carga remanente, ganancia de calor solar,
orientación al Oeste, 16 horas de funcionamiento
Sumando esta carga remanente a la carga de
refrigeración de este día, obtenemos la carga
real de refrigeración para 16 horas de funcio­
namiento y que aparece en la figura 7.
Carga real de
refrigeración
Tiempo
FIG. 7. Carga real de refrigeración, ganancia
de calor solar, orientación al Oeste, 16 horas
de funcionamiento
FIG. S. Carga real de refrigeración, ganancia de calor
solar, construcción ligera, media y sólida
Otro factor que afecta notablemente al almace­
namiento de calor es el período de funciona­
miento del equipo de acondicionamiento. Todas
las curvas de las figuras 3, 4 y 5 representan la
carga real de refrigerayión en funcionamiento
La curva superior representa la ganancia ins­
tantánea de calor, y la inferior la carga real
de refrigeración para este día, cuando se man­
tiene constante la temperatura durante el pe­
riodo de funcionamiento del equipo. La línea
de puntos representa la carga adicional que per­
maneció almacenada en la estructura del edi­
ficio. La temperatura del espacio acondicionado
aumenta durante los períodos de inactividad del
equipo, no solamente a causa de la transmisión
de calor durante la noche, sino también por el
PRIMERA PARTE. ESTIMACIÓN DE LA CARGA TÉRMICA
1-22
calor almacenado, y volverá a manifestarse en
el punto de control o comprobación durante el
período de inactividad del equipo.
Cuando los períodos de funcionamiento son
más cortos, aumenta la carga remanente porque
queda más calor almacenado en el edifiCio en
el momento de pararse el equipo. La figura 8
representa la carga remanente para funciona­
miento de doce horas.
la temperatura y en el supuesto de que las luces
estén encendidas durante 10 horas.
- --
•o
Tiempo (horas)
Carga remanente
_
FIG. 10. Carga real de refrigeración procedente de luces
fluorescentes, 12 y 16 horas de funcionamiento
Calor alma­
cenado en
el edificio
Fundamento de las Tablas 7 a 1 2
Factores de almacenamiento
FrG. 8. Carga remanente, ganancia de calor solar,
orientación al Oeste, 12 horas de funcionamiento
Sumando la carga remanente a la carga de
refrigeración para este día, obtendremos la car­
ga real de refrigeración cuando el período de
funcionamiento es de doce horas, lo que indica
la figura 9.
Carg<! ·real de
-refrigeración
Funcionamientos de 12, 16 y 24 horas
Temperatura constante del espacio acondicionado
Estas tablas se _han calculado realizando una
serie de pruebas en edificios existentes. Se efec­
tuaron en oficinas, supermercados y residencias
distribuidas en todo el territorio de EE.UU.
La magnitud del- efecto 'de almacenan1iento de­
pende fundamentalmente de la capacidad térmi­
ca o calorífica, o capacidad para retener el ca·
lor, de los· materiales que confinan el espacio
acondicionado. La capacidad calorífica de un
material es el producto de su peso por su valor
específico. Como el calor específico de ia ma­
yoría de los materiá.les de construcción es apro­
ximadamente 0,06 kcal/kg 'C, la capacidad térmi­
ca es directamente proporcional al peso del ma­
terial. Por este motivo los datos de las tablas
están basados en el peso de los materiales que
confinan el local por m2 de área del suelo.
Empleo de las Tablas 7 a 1 2
Factores d e almacenamiento
Ganancia solar y de iluminación
Funcionamiento-s de 12, 16 y 24 horas .
Temperatura constante del espacio acondicionado
Fm. 9. Carga real de refrigeración, ganancia
de calor solar, orientación al Oeste, 12 horas
de funcionamiento
Las curvas continuas superior e inferior repre­
sentan la ganancia instantánea de calor y carga
real de refrigeración para un edifiCio de construc­
ción normal cuando la temperatura se mantiene
constante durante el período de funcionamiento.
Igual que en las figuras anteriores, las zonas ra­
yadas representan el calor almacenado y el que
después disipa el edificio.
La figura 10 representa la carga de alumbrado
(fluorescente) en períodos de funcionamiento
de 12 y 16 horas cuando se mantiene constante
Las tablas 7 a 11 se utilizan para determinar
la carga real de refrigeración debida a la ganan­
cia de . calor solar cuando se mantiene cons­
tante la temperatura del espacio acondicionado,
considerando distintos tipos de construcción y
períodos de funcionamiento. Al utilizar los fac­
tores correspondientes a funcionamientos de 12
y 16 horas, se admite la hipótesis de que la
puesta en marcha de la instalación se realiza a
las 6 horas de la mañana (hora solar), que son
las 7 (hora legal) en la mayoría de Jos países.
Los pesos por m·2 de los distintos materiales de
construcción pueden verse en las tablas 21 a 33,
páginas 59 a 69.
La carga real de refrigeración se obtiene mul­
tiplicando el factor de almacenamiento deducido
---
l-23
CAPÍTULO 3. ALMACENAMIENTO DE CALOR, DIVERSIDAD Y ESTRATIFICACIÓN
cerse la reducción de ganancia solar producida
por la sombra que arrojan sobre cada ventana
los salientes de la misma.
de estas tablas por la ganancia máxima de calor
solar correspondiente a la orientación, mes, y
latitud deseados. La tabla 6 contiene las ganan­
cias máximas de calor solar para cada orienta­
ción, mes y latitud. En realidad, esta tabla no
es más que un resumen de la tabla 15, página 37.
La ganancia máxima de calor Solar debe mul­
tiplicarse también por los factores globales co­
rrespondientes a sistemas de apantallamiento
(tabla 16, página 46) y por las correcciones in­
dicadas al pie de la tabla 6. También debe haTABLA 6.
LATITUD
NORTE
.
o•
'·
.
10'
20'
30'
40°
50'
.
MES
Junio
Julio y Mayo
Agosto y Abril
Sept. y M�rzo
O�t. y Febrero
"Nov. y Enero
Diciembre
Junio
Julio 'y Mayo
Agosto - y Abril
Sept. y Ma"rzo
Oct. y Febrero
Nov. y Enero
Diciembre
Jimio
Julio y Mayo
Agosto y Abri 1
SePt. y Marzo
Oct: y Febrero
Nov. y Enero
Diciembre
Junio
Julio y Mayo
. Agosto y. Abril
Sept. y Marzo
Oct. y Febrero
NoV. y Enero
Diciembre
Junio
Julio y Mayo
Agosto y Abrí 1
Sept. y MarzO
Oc.t. � Febrero
Nov. y Enero
Diciembre
Junio'
Julio y Mayo
Ago-sta y Abril
Sept. y Marzo
Oct. y Febrero
Noy. Y _Enero
Díiciembre
·
.
Ejemplo 1. Carga real de refrigeración, ganancia solar
Datos:
Una oficina de 6,1 m por 6,1 m por 2,50 m de altura,
con paredes exteriores de ladrillo de 0,30, con enlu­
cido interior de yeso, suelo de hormigón de 15 cm
de espesor recubierto de losetas, con tabiques de
yeso de 65 mm de espesor, techo ordinario. Una ven-
MÁXIMAS APORTACIONES SOLARES A TRAVÉS DE CR ISTAL SENCILLO
•
kcal/ (hora) (m')
N--
NE
1 60
130
67
27
27
27
27
ORIENTACIÓN (LATITUD ,NORTE)
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38
38
38
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113
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214
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27
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444
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N
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o
so
442
439
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442
423
LATITUD
SUR
MES
Diciembre
Nov. y Enero
Oct. y Febrero
Sept. y Marzo
Agosto y Abril
Julio y_ Mayo
1
Junio
Diciembre
Nov. y Enero
Oct. y Febrero
Sept. y Marzo
Agosto y Abrll
Julio y Mayo
Junio
Diciembre
Nov. y Enero
Oct. y Febrero
Sept. y Marzo
Agosto y Abril
Julio y Mayo
Junio
Diciembre
Nov. y Enero _
Oct. y Febrero
Sept. y Marzo
Agosto y Abril
Julio y Mayo
Junio
Diciembre
Nov. y Enero
Oct. y Febrero
Sept. y Marzo
Agosto y Abril
Julio y Mayo
Junio
Diciembre
_Nov. y Enero
Oct. y Febrero
Sept. y ,Marzo
Agosto y Abril
Julio y Mayo
Junio
o•
. 10°
20'
30'
40'
50'
Horlz.
ORIENTACIÓN (LATITUD SUR)
Coeficiente de
corrección
•
••
Marco m!Jtálico
o ningún marco
1 {0,85 Ó 1,17
X
limpidez
- 1 5 % máx.
Altitud
+ 0,7 % por 300 m
Punto de rocfo
superior a 19,5° C
- 5 % por 4° C
Punto de roela
inferior a 19,5° e
+ 5 % por 14° e
latitud Sur
Dic. o Enero
+7%
Valores extraldos de la Tabla 15.
Las aportaciones para los cristales orientados al norte (Latitud Norte) o al sur (Latitud Sur) se constituyen principalmente de radiación difundida,
la cual es sensiblem'ente constante durante todo el día. Los valores indicados son promedios tomados sobre. 12 horas (de 6 a 1 8 horas). Los factores
de almacenamiento en las Tablas 7 hasta 1 1 suponen que las aportaciones solares sobre orientaciones Norte (o Sur) son c;onstantes, y se emplean
en consecuencia los mismos factores que para el valor tumlnico.
---··
PRIMERA PARTE. ESTIMACIÓN DE LA CARGA TÉRMICA
1-24
TABLA 7.
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FACTORES OE ALMACENAMIENTO SOBRE . CARGA TÉRMICA, APORTACIONES SOLARES
A TRAVÉS DE VIDRIO.
Con e�ementos de sombra interiores•
Funcionamiento de 24 horas diarias, Temperatura interior constante••
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0,05 0,07 0,08 0,09 0,09 O, 10 O, 10 O, 17 0,39 0,63 0,80 0,79 0,28 O, 18 O, 12 0,09 0,06 0,04 0,03 0,02 0,02 0,01
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S ·, _
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Ecuación : Carga de
refrigeración kcalfh [Miixima a·portación solar kcalfh.m' (Tabla 6)).
[superficie acrístalada, m•j.''
x [factor de sombra, factor de atmósfera, etc, (Cap. 4)).
[factor de almacenamiento (Tabla 7 a la hora deseada)).
Elemento de sombra interior es cualquier tipo de pantalla situada detrás de la superlicie acristalada.
=
x
x
Estos factores se aplican cuando se mantiene una TEMPERATURA CON STANTE en e! interi�r del edificio durante el periodo de funcionamiento
del equipo. Cuando se permite una variación de temperatura, resulta urt almacenamiento adicional durante periodos de mli xima carga. Véase la
Tabla 1 3 para los factores de almacenamiento aplicables.
• ••
Peso
por
·"
metro
cuadrado de piso.
Local con uno o más muros al exterior "'
Local interior (sin muros exteriores) "'
Local en sótano (piso sobre suelo)
=
1 /2
(Peso de muros exteriores, kg) + 1 /2 (Peso de tabiques, suelo y techo, kg)
superficie del suelo del loc� l, m•
(peso de tabiques, suelo y techo, kg)
superficie del suelo del foc¡¡l, m•
(Peso del suelo, kg)
+
(Peso de muros exteriores, kg) 1 /2 (peso de tabiques y techo, kg)
superficie del suelo del local, m�
+
Peso de muros exteriores, tabiques, pisos, estructura y soportes, kg
superficie de suelo con acondicionamiento de aire, m•
Si_ el suelo está recubierto de una alfombra : El peso del suelo debe multiplicarse por 0,50 a fin de compensar el efecto aislante de la alfombra.
Los pesos por m' de lbs tipos de construcc'lón más usuales se encuentran en las Tablas 21 hasta 33,
Edificio o zona entera
=
CAPÍTULO 3. ALMACENAMIENTO DE CALOR, DIVERSIDAD Y ESTRATIFICACIÓN
TABLA 8.
1-25
FACTO RES DE ALMACENAMIENTO SOB RE CARGA TtRMICA, APORTACIONES SOLARES
A TRAVÉS DE VIDRIO
Con vidrio descubierto o con elementos de sombra externos*
Funcionamiento de 24 horas diarias, Temperatura interior constante ...
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•.
0,16 0,14 0,12 0,09 0,06 0,04 0,03 0,02 0,01 0,01 0,01
o
o
o
0,16 0, 26 0,34 0,39 0,.40 0,38 0,34 0,30 0,28 0,26 0,23 0,22 0,20 0,18 0,16 o. u 0,13 0,12 0,10 0,09 0,08 0,08 0,07 0,06
O, 16 0,29 0,40 0,46 0,46 0,42 0,36 0,31 0,28 0,25 0,23 0,20 0,18 0,15 o, 14 0,12 O, 11 0,09 0,08 0,08 0,06 0,06 0,05 0,04
0,27 0,50 0,67 0,73 0,68 0,53 0,38 0,27 0,22 0,18 0,15 0,12 0,09 0,06 0,04 0,03 0,02 0,01 0,01
0,01 0,01
o
o
0,10 0,10 0,13 0,20 0,28 0,35 0,42 0,48 0,51 0,51 0,48 0,42 0,37 0,�3 0,29 0,26 0,23 0,21 0,19 0,17 0,15 0,14 0,13 0,12
0,07 0,06 0,12 0,20 0,30 0,39 0,48 0,54 0,58 0,57 0,53 0,45 0,37 0,31 0,27 0,23 0,20 0,18 0,16 0,14 0,12 0, 1 1 0,10 0,08
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o
o,12 o,29 o,48 o,64 o,75 o,82 o,a1 o,75 o,61 o,42 o,28 o,19 o,J3 o,o9 o,o6 o,o4 o,o3 o,o2 o,o1 o,o1
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0,05 0,12 0,23 0,35 0,44 0,49 0,51 0,47 0,41 0,36 0,31 0,27 0,24 0,21 0,18 0,16 0,14 0,12 0,10 0,09 0,08 0,08 0,06 0,06
o 0 , 1 8 0,40 0,59 0,72 0,77 0,72 0,60 0,44 0,32 0,23 0,18 0,14 0,09 0,07 0,05 0,03 0,02 0,01 0,01 0,01 o
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0,02 0,03 0,05 0,06 0,08 0,12 0,34 0,53 0,68 0,78 0,78 0,68 0,46 0,29 0,20 0,14 0,09 0,07 0,05 0,03 0,02 0,02 0,01 0,01
o,12 o,11 o,11 o,1o o,1o o,1o o,1o o,13 o,J9 0,21 o,36 o,42 o,44 o,38 o,33 o,29 o,26 o,n o,21 o,18 o,16 o, 1s o,J3 o,12 · -:
0,09 0,09 0,09 0,09 0,09 0,09 0,10 0,12 0,19 0,30 0,40 0,48 0,51 0,42 0,35 0,30 0,25 0,22 0,19 0,16 0,14 0,13 0,11 0,09
0,02 0,03 0,05 0,06 0,07 0,07 0,08 0,14 0,29 0,49 0,67 0,76 0,75 0,53 0,33 0,22 0,15 0,11 0,08 0,05 0,04 0,03 0,02 0,01
1
0,10 0,10 0,10 0,10 0,10 0,10 0,10 0,10 O, 12 O, 17 0,25 0,34 0,39 0,34 0,29 0,26 0,23 0,20 O, Ul 0,\6 0,14 0,13 0,12 0,10 '
0,08 0,09 0,09 0,09 0,09 0,09 0,09 0,0 0,11 0,19 0,29 0,40 0,46 0,40 0,32 0,26 0,22 0,19 O, !.S 0 , 1 4 0,13 0,11 0,10 0,08 · '
0,02 0,04 0,05 0,07 0,08 0,09 0,10 0,10 0,13 0,27 0,48 0,65 0,73 0,49 0,31 0,21 0,16 0,10 0,07 0,05 0,04 0,03 0,02 0,01 '•·
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sombra
Ecuación : Carga de
refrigeración kcal/h [Máxima aportación solar kcal/h.m• (Tabla 6)).
x [superficie acristalada, m'].
[factor de sombra, factor de atmósfera, etc, (Cap. 4)].
[factor de almacenamiento (Tabla '7 a la hora deseada)].
Ele,,.:mto de sombra interior es cualquier tipo de pantalla situada detrás de la superficie acristalada.
V;drio descubierto : Cualquier ventana sin elementos de sombra interiores. Ventanas con elementos de sombra exteriores o sombreadas por salientes
se consideran como vidrio descubierto.
Estos factores se aplican cuando se mantiene una TEMPERATURA CONSTANTE en e! interior del edificio durante el periodo de funcionamiento
del equipo. Cuando se permite una variación de temperatura, resulta un almacenamiento adicional durante periodos de máxima carga. Véase la
Tabla 1 3 p·ara los factores de almacenamiento aplicables.
=
x
x
� · · Peso por metro cuadrado de piso.
Local con uno o més muros al exterior
Local interior (sin mums exteriores)
=
Local en sótano (piso sobre suelo)
=
(Peso de muros exteriores, kg)
+
1 /2 (Peso de tabiques, suelo y techo, kg)
del suelo del local, m•
superficie
1 /2 (peso de tabiques, suelo y techo, kg)
superficie del suelo del local, m•
(Peso del suelo, kg)
+
(Peso de muros exteriores, kg) + 1 /2 (peso de tab-iques y techo, kg)
superficie del suelo del local, m•
Peso de muros exteriores, tabiques, pisos, estructura y soportes, kg
superficie de suelo con acondicionamiento de aire, m•
Si el suelo está recubierto de una alfombra : El peso del sueto clebe multiplicarse por 0,50 a fin de compensar el efecto aislante de la alfombra.
Los pesos por m• de los tipos de construcción más usuales se encuentran en las Tablas 21 hasta 33,
Edificio
0
zona entera
=
.
ME
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0,16 0,23 0,33 0,41 0,47 0,52 0,57 0,61 0,66 0,69 0,72 0,74 0,59 0,52 0,46 0,42 0,37 0 , 3 0,31 0,27 0,25 0,23 0,21 0,17
0,11 0,33 0,44 0,51 0,57 0,62 0,66 0,70 0,74 0,76 0,79 0,80 0,60 0,51 0,44 0,37 0,32 0,29 0,27 0,23 0,21 0,18 0,16 0,13
'
o
0,48 0,66 0,76 0,82 0,87 0,91 0,93 0,95 0,97 0,98 0,98 0,52 0,34 0,24 0,16 0,11 0,07 0,05 0,04 0,02 0,02 0,01 0,01
.
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.
PRIMERA PARTE. ESTIMACIÓN DE LA CARGA TÉRMICA
1-26
TABLA 9.
FACTO RES DE ALMACENAMIENTO SOBRE CARGA TÉRMICA, APORTACIONES SOLARES
A TRAVÉS DE VIDRIO.
Dispositivos con elementos de sombra interiores"
Funcionamiento de 1 6 horas diarias, Temperatura interior constante"'"
PESQ '(*'*"")
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0,77 0,73
0,47
0,50
0,58
0,31
0,33
0,36
0,25
0,27
0,24
0,24
0,22
0,19
0,22
0,21
0,17
0,18
0,17
o, 15
0,17
0,16
0,13
o, 16
0,15
o, 12
0,14
0,13
0,11
0,12
0,11
0,07
0,47
0,46
0,47
0,63
0,63
0,71
0,68
0,70
0,80
0,64
0,67
0,79
0,54
0,56
0,64
0,38
0,38
0,42
0,27
0,27
0,25
0,24
0,19
0,20
0,20
0,16
0,18
o, 18
o, 14
0,17
o, 16
o, 11
0,15
o, 14
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0,08
0,02
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0,11
0,02
0,37
0,35
0,31
0,55
0,53
0,57
0,66
0,66
0,75
0,70
0,72
0,84
0,68
0,69
0,81
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0,61
0,69
0,46
0,47
0,50
0,27
0,29
0,30
0,24
0,24
0,20
0,21
0,21
o, 17
0,19
0,18
o, 13
o, 16 o, 14 0,12
0,15 0,12 0,10
0,09 o,ó5 0,04
0,11
0,09
0,03
0,19
0,16
0,12
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0,34
0,31
0,44
0,48
0,46
0,64
0,60
0,59
0,77
0,68
0,69
0,86
0,73
0,76
0,88
0,74
0,70
0,82
0,64
0,69
0,56
0,59
0,59
0,50
0,42
0,45
0,24
0,24
0,26
o, 16
0,22 0,19
0,22 0,18
0,11 0,08
o, 17
o, 16
0,05
o, 15
o, 13
0,04
0,22
0,20
0,08
0,21
O, 19
0,08
0,20
0,18
0,09
0,20
0,17
0,09
0,20
0,18
o, 10
0,32
0,31
0,24
0,47
0,46
0,47
0,60
0,60
0,67
0,63
0,66
0,81
0,66
0,70
0,86
0,61
0,64
0,79
0,47
0,50
0,60
0,23
0,26
0,26
o, 19
0,20
0,11
0,18
0,17
o, 12
0,16
o, 15
0,08
0,23
0,22
0,12
0,23
0,21
0,10
0,21
0,19
0,10
0,21
0,19
0,10
0,20
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0,10
0,19
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0,10
0,18
0,15
0,09
0,25
0,23
0,19
0,36
0,36
0,42
0,52
0,54
0,65
0,63
0,66
0,81
0,65
0,68
0,85
0,55
0,60
0,74
0,22
0,25
0,30
0,19
0,20
0,19
0,17
0,17
0,13
0,21
0,19
0,\2
0,21
0,19
0,11
0,20
0,18
o, 11
0,19
0,17
0,11
0,18
o, 17
0,11
0,18 0,17
0,16 0,16
0,11 0,11
0,16
0,15
0,10
0,16
o, 16
0,17
0,33 0,49
0,34 0,52
0,39 0,63
0,61
0,65
0,80
0,60
0,23
0,79
o, 19
0,18
0,28
0,17
0,15
0,18
0,15
0,12
0,12
0,80
0,82
0,86
0,80
0,82
0,93
0,81 0,82
0,83 0,84
0,94 0,95
0,83
0,85
0,97
0,84
0,87
0,98
0,87
0,89
0,99
o, ..
0,90
0,99
0,39
0,40
0,35
0,35
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0,23
0,31
0,29
0,16
7
•
0,23
0,25
0,07
0,58
0,46
0,22
0,75
0,73
0,69
0,79
0,78
0,80
0,2.5
'"
0,86
0,88
0,98
19
0,09 0,08
0,08 0,07
0,04 0,02
0,07
0,06
0,02
OAIEr-f;rAciON
(Latitud Sur)
.
SE
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y
.
sombra,
Ecuación : Carga de
refrigeración kcal/h = -[Máxima aportación solar kcalfh.m" (Tabla 6)].
[superficie acristalada, m'].
x [factor de sombra, factor de atmósfera, etc, (Cap. 4)].
[factor de almacenamiento (Tabla 7 a la hora deseada)].
Elemento de sombra interior es cualquier tipo de pantalla situada detrás de la superficie acristalada.
x
x
Estos factores se aplican cuando se mantiene una TEMPERATURA CONSTANTE en el interior del edilicio durante el periodo de funcionamiento
del equipo. Cuando se permite una variación de temperatura, resulta un almacenamiento ádicional durante periodos de máxima carga. Véase la
Tabla 13 para los factores de almacenamiento aplicables.
Peso por metro cuadrado de piso.
local con uno o más muros al exterior
Local interior (sin muros exteriores)
=
Local en sótano (piso sobre suelo) =
(Peso de muros exteriores, kg) + 1 /2 (Peso de tabiques, suelo y techo, kg)
superficie del suelo del local, m•
1 /2 (peso de tabiques, suelo y techo, kg)
supe rficie del suelo del loc<�l, m•
(Peso del suelo, kg)
+
(Peso de muros exteriores, kg) + 1 /2 (peso de tabiques y techo, kg)
superficie del suelo del local, m•
Peso de muros exteriores, tabiques, pisos, estructura y soportes, kg
superficie de suelo con acondicionamiento de aire, m•
Si el suelo está recubierto de una alfombra : El peso del suelo debe multiplicarse por 0,50 a fin de compensar el efecto aislante de la alfombra.
los pesos por m• de los tipos de construcción más usuales se encuentran en lils Tablas 21 hasta 33,
Edificio o zona entera
1
=
.
l-27
CAPÍTULO 3. ALMACENAMIENTO DE CALOR, DIVERSIDAD Y ESTRATIFICACIÓN
\
TABLA 1 0.
.
FACTO RES DE ALMACENAMIENTO SOBRE CARGA TtRM ICA, APORTACIONES SOLARES
A TRAVÉS DE VIDRIO
Con vidrio descubierto o con elementos de sombra externos*
FuncionamientQ de 1 6 horas diarias, Temperatura interior constante**
,
peso (***}
OR IEN'rAC'I óN' {kg
pOr .m�
(Latitud Norte} de superficie
de suelo)
.
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750 y más
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E
.
150
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sombra
750 y mlls
500
150
750 y más
500
150
750 v .más
500
150
750 y más
500
150
750 y más
500
150
750 y más
500'
150
HORA SOLAR
. .
MAÑANA
9
10
0,28
0,37
0,42
0,41
0,38
0,36
0,28
0,33
0,39
0,57
0,45
0,66
0,45
0,62
0,41
0,46
0,29
0,27
0,29
0,38
0,38
0,51
0,44
0,48
0,68
(),48
0,54
0,74
0,24
o, 19
0,03
0,29
0,24
0,20
0,35
0,33
0,41
0,43
0,44
0,60
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0,27
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0,31
0,23
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0,33
0,31
0,26
0,27
0,21
0,22
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0,21
O, 1 6
0,48
0,52
0,69
0,46
0,48
0,53
0,41
0,41
0,38
0,36
0,35
0,27
0,28
0,28
0,22
0,26
0,25
o, 18
0,49
0,52
0,73
0,53
0,57
0,77
0,53
0,57
0,72
0,51
0,53
0,60
0,39
0,41
0,44
0,35
0,36
0,32
11
12
15
.
19
'D'R IÉNTACION
(latitud SÚr)
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16
17
0,20
O, 19
0,14
O, 19
O, 17
O, 12
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O, 1 6
0,15
0,14
0,09
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o, 12
0,04
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0,22
0,20
O, 12
0,20
O, 18
0,09
o, 18
O, 15
0,06
O, 16
O, 14
O, 14
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0,32
0,31
0,23
0,29
0,27
O, 18
0,26
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O, 14
0,23
0,21
0,09
0,21
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0,53
0,61
0,37
0,58
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0,65
0,60
0,60
0,82
0,57
0,45
0,42
0,37
0,28
0,33
0,31
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0,29
0,27
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0,26
0,23
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0,28
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0,26
0,22
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0,28
0,26
O, 14
0,30
0,33
0,35
0,37
0,40
0,54
0,43
0,46
0,68
0,47
0,50
0,78
0,46
0,53
0,78
0,40
0,51
0,68
0,34
0,44
0,46
0,30
0,35
0,29
0,27
0,29
0,20
0,24
0,26
O, 14
0,23
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0,25
0,21
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0,26
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0,29
0,27
0,30
0,49
0,36
0,40
0,67
0,42
0,48
0,44
0,51
0,75
0,38
0,43
0,76
0,53
0,33
0,35
0,33
0,29
0,30
0,22
o
0,22
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o, 1 2
0,20
O, 18
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o, 19
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0,48
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0,40
0,65
0,39
0,46
0,73
0,34
0,40
0,49
0,29
0,32
0,31
0,26
0,26
0,21
$0
0,76
0, 8 1
0,97
0,82 0,83
0,52
0,51
0,34
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0,31
0,24
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0,30
0,25
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0,34
0,31
0,35
0,31
0,32
0,28
O, 11
O, 10
0,38
0,34
O, 17
0,34
0,31
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0,32
0,28
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0,28
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0,30
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O, 1 2
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0,20
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O, 13
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0,60
0,67
0,68
0,72
O, 73
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0,11
0,78
0,74
0,74
0,75
0,04
0,07
0,53
0,70
0,78
0,84
0,88
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0,93
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0,31
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TARDE
0,72
0,74
0,79
0,80
0,78
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S
y
sombra
Ecuación : Carga de
refrigeración kcal /h "' [Máxima aportación solar kcal/h.m' (Tabla 6)).
[superlicie acristalada, m'].
(factor de sombra, factor de atmósfera, etc, (Cap. 4)).
>< [factor de almacenamiento (Tabla 7 a ra hora deseada)).
Elemento de sombra interior es cualquier tipo de pantalla situada detrás de la superficie acristalada.
Vidrio descubierto : Cualquier ventana sin elementos de sombra interiores. Ventanas con elementos de sombra exteriores o sombreadas por salientes
se consideran como vidrio descubierto.
Estos factores se aplican cuando se mantiene una TEMPERATURA CONSTANTE en el interior del edificio durante el periodo de funcionamiento
del equipo. Cuando se permite una variación de temperatura, resulta un almacenamiento adicional durante periodos de máxima carga. Véase la
Tabla 13 para los factores de almacenamiento aplicables.
Peso por m etro cuadrado_ de piso.
(Peso de muros exteriores, kg) + 1 /2 ( Peso de tabiques, suelo y techo, kg)
Local con uno más muros al exterior "'
superficie del suelo del local, m'
x
x
0
Local interior (sin muros exteriores)
Local en sótano (piso sobre suelo)
=
=
1 /2 (peso de tabique�. suelo y techo, kg)
superficie del suelo del loc11l, m•
(Peso del suelo, kg)
+
(Peso de muros exteriores, kg)
+
1 /2 (pes.o de tabiques
superficie del suelo d� l local, m•
y
techo, kg)
Peso de muros exteriores, tabiq'ues, pisos, estructura y soportes, kg
Edilicio o zona entera "'
superficie de suelo con acondicionamiento de aire, m•
.
.
Si el suelo está recubierto de una alfombra : El peso del suelo debe _ multiplicarse por 0,50 a fin de compensar 'el efecto aislante de la alfombra.
Los pesos por m' de los tipos de constrUcción más usuales se encuentran en las Tablas 21 hasta 33.
.!
PRIMERA PARTE. ESTIMACIÓN DE LA CARGA TÉRMICA
1-28
TABLA 1 1 .
FACTO RES DE ALMACENAMIENTO SOBRE CARGA TtRMICA, APORTACIONES SOLARES
Funcionamiento de 12 horas diarias, Temperatura interior constante*...,
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0,59 0,68 0,64 ll,52 0,35 0,29 0,24 0,23 0,20 O, 19 O, 17 O, 15 0,35 0,45 0,50 0, 49 0,45 0,42 0,34 0,30 0,27 0,26 0,23 0,20
0,62 0,80 0,75 0,60 0,37 0,25 0 , 1 9 0 , 1 7 0,15 0,13 0 , 1 2 0, 1 1 0,40 0,62 0,69 0,64 0,48 0,34 0,27 0,22 0,18 0 , 1 6 0,14 0 , 1 2 .
0,51 0,66 0,71 0,67 0,57 0,40 0,29 0,26 0,25 0,23 0,21 0,19 0,36 0,44 0,50 0,53 0,53 0,50 0,44 0,39 0,36 0,34 0,30 0,28
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0,96 0,96 0,96 0,96 0,96 0,96 0,96 0,96 0,96 0,75 0,75 0,79 0,83 0,84 0,86 0,88 0,88 0,91 0,92 0,93 0,93
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Ecuación : Carga de
refrigeración kcalfh [Miixima aportación solar kcal/h.m2 (Tabla 6)]
[superficie acristalada, m']
[factor de sombra, factor de atmósfera, Stc, (Cap. 4)]
[factor de almacenamiento (Tabla 7 a la- hora deseada)].
Elemento de sombra mtenor es cualQuier tcpo de pantalla s1tuada detrás de la superf1c1e acnstalada
Vidrio descubierto : Cualquier ventana sin elementos de sombri: interiores. Ventanas con elementos de sombra exteriores o sombreadas por salientes
se consideran como vidrio descubierto.
Estos factores se aplican cuando se mantiene una TEMPERATURA CONSTANTE en el interior del edificio durante el periodo de funcionamientO
del equipo: Cuando se permite una variación de temperatura, resulta un almacenamiento adicional durante periodos de miixima carga. Véase l a
Tabla 1 3 para los factores de almacenamiento aplicables.
><
><
><
Peso por m' de superficie de suelo,
Local con uno o dos muros exteriores
Local interior (sin muros exteriores)
Local en sótano (piso sobre suelo)
Edificio o zona entera
=
=
=
=
(Peso de muros exteriores, kg) + 1 12 (Peso de tabiques, suelo V techo, kg)
superficie del suelo del local, m'
1 12 (peso de tabiques, suelo
V techo, kg)
Slf.Perficie del suelo del local, m•
(Peso del suelo, kg)
+
(Peso de muros exteriores, kg) + 1 /2 (peso de tabiqües y techo, kg)
superficie del suelo del local, m•
Peso de muros exteriores, tabiques, pisos, estructura v soportes, kg
superficie de suelo con acondicionamiento de aire, m'
Si el suelo estii recubierto de una alfombra : El peso del suelo debe multiplicarse por 0,50 a fin de compensar el efecto aislante de la_ alfombra.
Los pesos por m' de los tipos de construcción más usuales se encue(ltran en las Tablas 21 hasta 33
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0,29 0,21 0,18 0,15 0,14 0,27 0,50 0,69 0,82 0,87 0,79 0,60 0,48 0,32 0,25 0,20 0 , 1 7 0,19 0,39 0,56 0,70 0,80 0,79 0,69
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0.28 o,25 0,40 0,53 0,64 0,72 o,n 0,77 o,n 0,67 0,49 0,31 0,47 0,43 0,42 0,46 0,51 0,56 0,61 0,65 0,66 0,65 0,61 0,54 · "
0,26 0,22 0,38 0,51 0,64 0,73 0,79 0,79 0,77 0,65 0,51 0,31 0,44 0,37 0,39 0,43 0,50 0,57 0,64 0,68 0,70 0,68 0,63 0,53 -• ·
0,21 0,29 0,48 0,67 0,79 0,88 o,s9 0,83 o,56 0,50 0,24 0,16 0,28 0,19 0,25 o,38 0,54 0,68 0,78 0,84 0,82 0,76 0,61 0,42
..
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0,18 0,40 0,57 0,70 0,75 0,72 0,63 0,49 0;34 0,28 0,25 0,21 0,29 0,33 0,41 0,51 0,58 0,61 0,61 0,56 0,49 0,44 0,37 0,33
0,09 0,35 0,61 0,78 0,86 0,82 0,69 0,50 0,30 0,20 0,17 0,13 0 , 1 4 0,27 0,47 0,64 0,75 0,79 0,73 0,61 0,45 0,32 0,23 0,18
: ,� 75� yf!�s 0,96 0,96 0,96
, - 500 - 0,98 0,98 o,98
SOmbra 1 ' 150 .
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0,20 0,42 0,59 0,70 0,74 0,71 0,61 0,48 0,33 0,30 0,26 0,24 0,34 0,37 0,43 0,50 o0,54 0,58 0,57 0,55 0,50 0,45 0,41 0,37
o,63 o,3J o.2a o.21 o,25 o,24 o.22 o,29 o,46 o,61 0,11 o,12 o,56 o,49 o,44 o,39 o,36 o,n o,3J o,31 o,35 o,42 0.49
o,67 o,33 o,28 o,26 o,24 o.22 o.2o o,28 o,44 o,61 0,12 o,73 o,6o o.s2 o,44 o,J9 o,34 o,31 o,29 o,28 o,33 o,43 o,s1
0,77 0,34 0,25 0,20 O, 17 O, 1 4 O, 1 3 0,22 0,44 0,67 0,82 0,85 0,77 0,56 0,38 0,28 0,22 O, 18 O, 1 6 O, 1 9 0,33 0,52 0,69
· >., ,
--
0,52 0,67 0,73 0,70 0,58 0,40 0,29 0,26 0,24 0,21 0,19 0,16 0,34 0,44 0,54 0,58 0,57 0,51 0,44 0,39 0,34 0,31 0,28 0,24
0,53 0,74 o.s2 0,81 0,65 0,43 o.2s 0,19 0,16 0,14 0. 1 1 o,o9 0,36 0,56 0.71 0,76 -o,Jo 0,54 o,39 o,28 0,23 0,18 o,15 0.12 ' ..
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CAPÍTULO 3. ALMACENAMIENTO DE CALOR, DIVERSIDAD Y ESTRATIFICACIÓN
1-29
TAB LA 1 2. FACTORES DE ALMACENAMI ENTO DE LA CARGA. GANANCIAS DE CALOR DEBIDAS AL ALUMBRADO•
Luc s en funcionamiento durante 1 O horas**, con equipo de acondicionamiento funcionando 1 2, 1 6 y 24 horas.
Temperatura del local constante
\
(***
.Ouráci6n de Peso
(kg/m" de
funcionámien
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750 y ·más
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500
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NÚMERO DE HORAS TRANSCURRIDAS DESD.E QUE SE EN.CIENOEN lAS LUCES
o
1
2
3
'
5
6
'
8
9
10
11
750 Y
500
150
760
más
y más
500
150
15
16
11
18 ·
19
"
21
22.
,,
0,34 0,55 0,61 0,65 0,68 0,71 0,74 0,77 0,79 0,81 0,83 0,39 0,35 0,3 1 0,28 0,25 0,23 0,20 O, 18 o, 16 O, 15 o, 14 o, 12 o, 1 1
0,24 0,56 0,63 0,68 0,72 0,75 0,78 0,80 0,82 0,84 0,86 0,40 0,34 0,29 0,25 0,20 O, 18 O, 17 o, 15 O, 14 0,12 0,10 0,09 0,08
o
o
O, 17 0,65 0,77 0,84 0,88 0,92 0,94 0,95 0,97 0,98 0,98 0,35 0,23 O, 16 O, 1 1 0,07 0,05 0,04 0,03 0,02 0,01 0,01
0,58 ';,!S 0,79 0,80 0,80 0,81 0,82 0,83 0,84 0,86 0,87 0,39 0,35 0,31 0,28 0,25
0,46 0,73 0,78 0,82 0,82 0,82 0,83 0,84 0,85 0,87 0,88 0,40 0,34 0,29 0,25 0,20
0,22 0,69 0,80 0,86 0,89 0,93 0,94 0,95 0,97 0,98 0,98 0,35 0,23 o, 16 O, 1 1 0,07
12
750 y m lis 0,69 0,86 0,89 0,90 0,91 0,91 0,92 0,93 0,94 0,95 0,95 0,50
0,58 0,85 0,88 0,88 0,90 0,92 0,93 0,94 0,94 0,94 0,95 0,48
500 .
0,40 0,81 0,88 0,91 0,93 0,96 0,97 0,97 0,98 0,99 0,99 0,35
150
--
"
0,63 0,90 0,91 0,93 0,93 0,94 0,95 0,95 0,95 0,96 0,96 0,37
0,57 0,89 0,91 0,92 0,94 0,94 0,95 0,95 0,96 1),96 0,97 0,36
0,42 0,86 0,91 0,93 0,95 0,97 0,98 0,98 0,99 0,99 0,99 0,26
760 y má
500
160
24
13
750 y más 0,60 0,82 0,83 0,84 0,84 0,84 0,85 0,85 0,86 0,88 0,90 0,32 0,28 0,25 0,23 O, 19
0,46 0,79 0,84 0,86 0,87 0,88 0,88 0,89 0,89 0,90 0,90 0,30 0,26 0,22 O, 19 o, 16
500
0,29 0,77 0,85 0,89 0,92 0,95 0,96 0,96 0,98 0,98 0,99 0,26 o, 17 o, 12 0,08 0,05
150
16
.
12
0,37 0,67 0,71 0,74 0,76 0,79 0,81 0,83 0,84 G,86 0,87 0,29 0,26 0,2.3 0,20 O, 19 O, 17 O, 15 O, 14 O, 12 O, 1 1 O, 10 0,09 0,08
0,31 0,67 0,72 0,76 0.79 0,81 0,83 o, as 0,87 0,88 0,90 0,30 0,26 0,22 O, 19 O, 16 o, 15 o, 13 O, 12 O, 10 0,09 0,08 0,07 0,06
o
o
0,25 0,74 0,83 0,88 0,91 0,94 0,96 0,96 0,98 0,98 0,99 0,26 O, 17 O, 12 0,08 0,05 0,04 0,03 0,02 0,01 0,01 0,01
750 y má
500
1 50
0,23 0,33 0,41 0,47 0,52 0,57 0,61 0,66 0,69 0,72 0,74 0,59 0,52 0,46 0,42 0,37 0,34 0,31 0,27 0,25 0,23 0,21 o, 18 o, 16
O, 17 0,33 !),44 0,52 0,56 0,61 0,66 0,69 0,74 0,77 0,79 0,60 0,51 0,44 0,37 0,32 0,30 0,27 0,23 0,20 O, 18 O, 16 O, 14 O, 12
o
o
o 0,48 0,66 0,76 0,82 0,87 0,91 0,93 0,95 0,97 0,98 0,52 0,34 0,24 O, 16 O, 1 1 0,07 0,05 0,04 0,02 0,02 0,01
,16
750 y méS 0,57 0,64 0,68 0,72 0,73 0,73 {1,74 0,74 0,75 0,76 0,78 0,59 0,52 0,46 0,42 0,37
0,47 0,60 0,67 0,72 0,74 0,77 {1,78 0,79 0,80 0,81 0,82 0,60 0,51 0,44 0,37 0,32
500
0,07 0,53 0,70 0,78 0,84 0,88 0,91 0,93 0,95 0,97 0,98 0,52 0,34 0,24 o, 16 o, 1 1
150
12 --;-
750 y
600
160
má
0,75 0,79 0,83 0,84 . 0,"86 0,88 0,89 �" 0,91 0,93 0,93 0,75
0,68 0,77 0,81 0,84 0,86 0,88 0,89 0,89 0,92 0,93 0,93 0,72
0,34 0,72 0,82 0,87 0,89 0,92 0,95 0,95 0,97 0,98 0,98 0,52
Estos factores se aplican cuando se mantiene TEMPERATURA CONSTANTE durante el periodo de funcionamiento del equipo. Cuando se permite
variación de la temperatura resulta un almacenamiento adicional durante periodos de máxima carga. Véase la Tabla 1 3 para los factores de almacena�
miento aplicables.
Cuando las luces funcionan el mismo número de horas que el equipo de· acondicionamiento, se utiliza un factor de almacenamiento de 1 .00.
luces funcionando durante periodos más largos o más cortos
de 1 0 horas.
Ocasionalmente puéde ser necesario efectuar ajustes para tener en
cuenta luces que funcionen más o menos de 1 O horas, sobre lo cual
se basa la tabla. A continuación se expone el procedimiento para
ajustar los factores de carga térmica :
A-CON LUCES FUNCIONANDO UN PERIODO INFERIOR A
y el equipo funcionando durante 12, 1 6 6 24 horas,
la extrapolación de lcis faCtores de carga térmica en la hora en que
ésta es máxima, se efectúa del siguiente modo :
1. Equipo de acondicionamiento funcionando 24 horas seguidas :
a. Se emplea los factores de almacenamiento tal como los indi­
cados hasta la hora en que se aPaga la luz.
b. Se cambia fa posición de los factores de carga a partir de la
déCima hora (a la derecha de la lfnea gruesa) hacia fa izquierda
hasta el punto que representa la hora cuando fas luces se apagan.
Esto deja las últimas horas de funcionamiento del equipo sin
factor de almacenamiento indicado.
c. Se efectúa extrapolación para obtener los valores de las últimas
horas, utiliz:ando el mismo grado de decremento que en las
últimas horas de la tabla.
2. Equipo de acondicionamiento funcionando 16 horas seguidas :
a. Sigue el procedimiento del Paso 1, empleando el factor de
almacenamiento de la tabla indicada para el equipo fundo�
nando 24 horas.
b. Se forma un tiuevo grupo de factores de almacenamiento,
añadiendo los nuevos valores de la hora 16 al punto denomi­
nado O, el valor de la hora 17 al punto denominado 1 hora, etc.
c. Los factores de almacenamiento para las horas durante las
10 HORAS
cuales están apagadas las luces son como en los pasos 1 b y 1 c.
3. Equipo funcionando 1 2 horas :
Se sigue el mismo procedimiento que en el Paso 2, excepto que
se añaden los valores de la hora duodécima al punto denomi­
nado O, hora decimotercera, al punto denominado « hora primera»,
etcétera.
8-CON LUCES ENCENDIDAS UN PERIODO DE MAS DE
1 O HORAS,
y el equipo funcionando 12, 16 ó 24 horas a la hora
de máxima carga total, se efectúa la extrapolación para los factores
de almacenamiento del siguiente modo :
1 . Equipo funcionando dqrante 24 horas seguidas :
a. Se utilizan los factores de almacenamiento tal como hasta la
décima hora, y se extrapola más allá de la décima hora con
por lo menos cuatro horas.
b. Se sigue el mismo procedimiento que en el Paso 1 b de « A »
excepto de que se desplazan los factores más allá de la décima
hora hacia la derecha, prescindiendo de las últimas horas.
2. Equipo funcionando durante 1 6 6 12 horas seguidas :
a. Se emplean los factores de almacenamiento indicados en la
tabla para 24 horas de funcionamiento como hasta la décima
hora, y se extrapola más allá de la décima hora para por lo
menos cuatro horas.
b. Se sigue el mismo procedimiento que en el Paso 1 b de « A »
excepto que se desplaza ahora los factores más allá de la
décima hora a la derecha.
c. Para funcionamiento de 16 horas, se sigue el procedimiento
indicado para Pasos 2 b y 2 e de « A ».
d. Para funcionamiento de 1 2 horas se sigue el procedimiento
indicado para el Paso 3 de « A ».
PRIMERA PARTE. ESTIMACIÓN DE LA CARGA TÉRMICA
1-30
Ejemplo : Ajustar los valores para equipo funcionando 24 horas y deducir nuevos valores para equipo funcionando
funcionando 8 y 1 3 horas, en un local con 750 kg por metro cuadrado de superficie del suelo.
Duración de Peso (*)
de
uncionamiento (kg/m"
p
e la instalación �� =��f¿�
16
horas y con luces fluorescentes
NÚMERO DE HORAS TRANSCURRIDAS DESDE OUE SE ENCIE�DEN LAS LUCES
o
2
1
J
4
S
'
7
8
9
10
11
12
13
14
"
"
17
18
19
20
21
22
23
24
"'
0,37 0,67 0,71 0,74 0,76 0,79 0,81 0,83 0,84 0,86 0,87 0,89 0,90 0,92 0,29 0,16 0,23 0,20 O, 19 o, 17 o, 15 O, 14 O, 12 O, 11
0,37 0,67 0,71 0,74 0,76 0,79 0,81 0,83 0,84 0,29 0,26 0,23 0,20 O, 19 o, 17 O, 15 O, 14 O, 12 O, 11 O, 10 0,09 0,08 0,07 0,06
0,37 0,67 0,71 0,74 �.76 0,79 0,81 0,83 0,84 0,86 0,87 0,29 0,26 0,23 0,20 O, 19 O, 17 O, 15 O, 14 O, 12 O, 1 1 O, 10 0,09 0,08
16
750
0,60 0,87 0,90 0,91 0,91 0,93 0,93 0,94 0,94 0,95 0,95 0,96 0,96 0,97 0,29 0,26
0,51 0,79 0,82 0,84 0,85 0,87 0,88 0,89 '·" 0,29 0,26 0,23 0,20 O, 19 O, 17 O, 15
0,60 0,82 0,83 0,84 0,84 0,84 0,85 o,á5 0,86 0,88 0,90 0,32 0,28 0,25 0,23 O, 19
Peso
por
m1 de superficie de suelo.
lo-cal con uno o dos muros eXteriores
Local interior (sin muro exterior)
=
Sala en sótano (suelo sobre tierra)
=
=
Duración dol
!une.
do las luc"
13
8
10
13
8
10
(Peso de los muros exteriores, kg) + 1 12 (peso de Jos tabiques, suelo y techo, kg)
Área del suelo del Jacal, m•
1 /2 (peso de tabiques, suelo
Y techo, kg)
Área del suelo del local, m'
(Peso de los muros exteriores, kg) + (Peso del suelo, kg) + 1 /2 (peso de los tabiques y techo, kg)
Área del suelo del local, m•
(Peso de muros exteriores, tabiques, suelos, techos, estructura, kg)
Atea acondicionada, m•
Si el suelo esté cubierto con alfombra, no considerar más que el 50 % del suelo, para tener en cuenta que la alfombra constituye _un aislante térmico
El peso por m• de los tipos de construcción mtis corrientes se da en las tablas 21 a 23.
Inmueble completo
0
zona
=
tana de marco metálico de S m por 1,50 m con persia­
nas venecianas de color claro y orientada al Oeste.
Determinar:
A. La carga real de refrigeración debida a la ganancia
solar en Julio, a las 4 de la tarde, 400 de latitud N,
durante el período de carga máxima. 16 horas de
funcionamiento de la instalación. Se entiende que
la temperatura interior permanece constante.
B. La carga real, a las 20 horas, para las mismas con­
diciones.
Solución:
Peso por m2 de suelo de los materiales que constitu­
yen este local:
Paredes exteriores
(6'1
X
2'5) - (4'9
6,1
X
6,1
X
1 •5)
X
585 kg/m'
Tabiques
6,1 X 2,5 X 3
x 104 kg/m'
1/2 x
6,1 X 6,1
=
(tabla 21)
=
63,5 kg/m'.
Suelo
1/2 X 288 kg/m'
=
x
288 kg/m'
=
(tabla 26)
144 kg/m'.
(tabla 29)
Techo
1/2
122 kg/m'.
144 kg/m'.
(tabla 29)
NOTA: No se ha considerado más que la mitad del es­
pesor de los tabiques, techo y suelo, porque se
supone que los locales adyacentes están clima­
tizados y que la otra mitad está utilizada para
su propia acumulación de calor.
Peso total por m2 de superficie de suelo:
122 + 63,5 + 144 + 144 = 473,5 kg/m'.
Según la tabla 16, el coeficiente que se debe aplicar
por las persianas venecianas exteriores de color claro
es de 0,56, y el coeficiente por el marco metálico es
de 1/0,85:
A. Coeficiente de almacenamiento a las 16 horas: 0,66
(tabla 9).
La insolación máxima a los 40° de latitud N, en el
mes de Julio para una pared orientada al Oeste,
es de 444 kcalfh · m' (tabla 6).
Carga real debida a la insolación:
(4,9 X 1,5 X 444 X 0,56 X 1/0,85) X 0,66 = 1.420 kcaifh.
B. Coeficiente de almacenamiento a las 20 h = 0,20
(tabla 9).
Carga real debida a la insolación:
(4,9 X 1,5 X 444 X 0,56 X 1/0,85) X 0,20 = 430 kcalfh.
La tabla 12 se utiliza para la determinación
de la .carga real debida a las ganancias de calor
de los elementos de alumbrado. Los valores da­
dos pueden emplearse también para la determi­
nación de la c8.rga real de refrigeración pro-­
ducidas por:
1. Los ocupantes, salvo en el caso de locales·
muy concurridos, como salas de espectáculos, etc. En efecto, los intercambios de ca­
lor por radiación están limitados en este
caso por la débil proporción de superficies
receptoras en relación con las emisoras.
2. Ciertos aparatos y máquinas cuya tempera­
tura es elevada y que funcionan periódica­
mente (hornos, secaderos, etc.).
Ejemplo 2. Carga real de refrigeración - alumbrado
y ocupantes
Datos:
En el mismo local que en el ejemplo anterior, con
una ganancia de calor debida al alumbrado de 30 W/m2
de superficie de suelo. Esta iluminación es de tipo
fluorescente con tubos al aire. Hay 4 personas. El lo­
cal debe mantenerse a 25 oc,. funcionando el equipo
durante las 24 horas al día en la época de máxima
carga.
CAPÍTULO 3. ALMACENAMIENTO DE CALOR, DIVERSIDAD Y ESTRATIFICACIÓN
Determinar:
La carga real de refrigeración, a las 16 horas (el alum­
brado se enciende a las 8 h de la mañana en el mo­
mento de llegar los ocupantes).
Solución:
A las 16 horas los aparatos llevan 8 horas de funcio­
namiento, por lo tanto, el coeficiente de almacena­
miento es 0,87 (tabla 12).
Calor sensible producido .por los ocupantes: 54 kcal/h
(tabla 48).
Aportaciones reales debidas a la iluminación y a los
ocupantes:
[(30 X 0,86 X 1,25 X 6,1 X 6,1) + (4 X 54)] 0,87 =
= 1.230 kcal/h.
VARIACióN DE LA TEMPERATURA
EN EL ESPACIO ACONDICIONADO
Además del almacenamiento del calor radiante
que se produce a temperatura ambiente cons­
tante, también se almacena calor en las estruc­
turas del edificio cuando la temperatura del es­
pacio acondicionado se somete a variaciones for­
zadas. Si la capacidad de refrigeración del sis­
tema equilibra a la carga, la temperatura del
espacio acondicionado permanece constante du­
rante todo el período de funcionamiento. Por
otra parte, si la capacidad de refrigeración del
sistema es inferior a la carga real en cualquiera
de los puntos de la curva, la temperatura aumen­
tará. A medida que aumenta la temperatura del
espacio acondicionado disminuye la convección
de calor y, en consecuencia, aumenta el calor
radiante que se almacena en las estructuras del
edificio. Este fenómeno es el que ilustra la fi­
gura 11.
j-
]
Potencia iilstala-da (A)
Carga real de refrigeración
a temperatura constante
Carga real de refrrgeramón con
'-...var1ac¡ón
.
de temperatura
1
'
'
',
1
:
',
',
---
Tiempo (horas)
FIG. 11. Carga real de refrigeración con temperatura
variable en el local
La curva de trazo continuo representa la carga
real de refrigeración debida a la ganancia de
calor solar, a través de una pared orientada al
oeste, manteniéndose constante la temperatura
del local en funcionamiento de 24 horas. Supon­
gamos que la máxima �apacidad frigorífica dis­
ponible se representa por el punto A, y que esta
capacidad está controlada para mantener una
1-31
temperatura constante con carga parcial. Cuan­
do la carga real de refrigeración supere la capa­
cidad de refrigeración del equipo, la tempera­
tura crecerá, como indica la curva inferior. La
carga real de refrigetación, cuando varía la tem­
peratura, está representada por la línea de tra­
zos. Esta forma de operar es semejante utili­
zando distintos períodos de funcionamiento y
distintos tipos de construcción.
NOTA: Cuando se proyecta un sistema admitiendo que
se produzca una oscilación de temperatura, la
máxima oscilación se produce solamente en las
horas punta de los días de proyecto, entendién­
dose por tales los días en que todas las cargas
alcanzan su máximo simultáneamente. En con­
diciones normales· de funcionamiento, la tempe­
ratura permanece constante, o varia muy ligera­
mente.
Fundamento de la Tabla 1 3
Factores d e almacenamiento
Variación de ia temperatura en el espacio acondicionado
Los factores de almacenamiento de la tabla 13
han sido calculados, fundamentalmente, por el
mismo procedimiento que los de las tablas 7
a 12, exceptuando que la capacidad disponible
del equipo se limitó para poder medir las va­
riaciones de temperatura del local.
La magnitud del efecto de almacenamiento
depende de la capacidad calorífica, o capacidad
de almacenar el calor, de los materiales que
rodean el espacio acondicionado, y está limitada
por la cantidad de calor disponible para ser al­
macenado. Las curvas de carga para diStintas
aplicaciones varían aproximadamente como in­
dica la primera columna de la tabla 13. Por
ejemplo, un local de oficinas tiene una gran va­
riación de carga con un máximo muy elevado
que se produce de forma intermitente. Si se
tratase del acondicionamiento de una zona inte­
rior, sin lindantes al exterior, se · observaría un
máximo íntermitente, aunque la curva de carga
permanece relativamente constante. En el caso
de un hospital, en ''el transcurso de las 24 horas
del día, se tiene una caÍ'ga sensiblemente cons­
tante que aumenta ligeramente durante las ho­
ras de luz natural. La capacidad calorífica del
material es el producto de su peso por· su calor
específico, y como la mayoría de los materiales
de construcción tienen un calor específico de,
aproximadamente, 0,06 kcal/kg "C, resulta que
la capacidad �calorífica es proporcional al peso
del material. Por este motivo constituye la base
de las tablas el peso del material por metro cua­
drado de suelo.
Empleo de la Tabla 13
Factores de almacenamiento
Variación de la temperatura en el espacio acondicionado
La tabla 13 se utiliza para determinar la re­
ducción en la carga de refrigeración cuando se
admite que la temperatura varíe, reduciendo la
PRIMERA PARTE. ESTIMACIÓN DE LA CARGA TÉRMICA
1-32
TABLA 13.
FACTO RES DE ALMACENAMI ENTO O COEFICI ENTES DE AMORTIGUAMI ENTO,
CON VARIACIÓN DE TEMPERATURA EN EL LOCAL
kcal/h (°C de variación) (m2 de superficie de suelo)
NOTA: Esta reducción puede efectuarse únicamente a la hora punta o de máxima carga térmica
7,70 7,45
6,75 6,60
4,55 4,40
7,20
6¡.50
4,30
8,90 8,40
7,95 7,20
7,00
6,75
7,00
6,50
6,75
5, 25
4,55
4,30
3,35
3,85
7,50
6,75
6,25
5,75
5,25
4, 10
.
Ecuación : ReduCción en la carga térmica máxima, kcal/h
cenamiento).
=
(Superficie del suelo, m•)
x
7,20 7,00
6,25 6, 1 5 6,00
4,30 4,25 4, 1 0
(Variación de temperatura deseada, Tabla 4)
El peso por m' de suelo puede obtenerse a través de ecuación contenida en Tabla
7.
Para una instalación funcionando únicamente 12 horas seguidas, se admite una variación máxima de
�
6,50
6,00 5,75
4, 10 3,85
x
(Factor de alma­
1 o C.
La columna denominada << superficie acristalada (%) )) corres onde al porcentaje de superficie acristalada en relación a la superficie total del muro.
capacidad del equipo por debajo del límite nece­
sario para mantener la temperatura constante.
Esta reducción debe hacerse restándola del ca­
lor sensible del local.
NOTA: Esta reducción se hace solamente en la hora de
máxima carga de refrigeración.
Ejemplo 3. Temperatura ambiente variable
Datos:
El mismo local que en el ejemplo n.o 1 (pág. 23).
Determinar:
La carga real de refrigeración a las 16 horas, debida
a la insolación, alumbrado y ocupantes, admitiendo
una variación de temperatura de 2 oc en el interior
del local.
Solución:
Según los ejemplos 1 y 2, las cargas sensibles maxt­
mas reales debidas a la insolación, alumbrado y ocu­
pantes (despreciando las ganancias debidas a las in­
filtraciones, transmisiones, aire exterior y otras ga­
nancias internas eventuales), son:
1.420 + 1.230
=
2.650 kcal/h.
NOTA: La carga de refrigeración de este local alcanza
el" máximo alrededor de las 16 horas. Las car­
gas por insolación y alumbrado pasan por un
máximo hacia las 16 horas. Aunque la transmi­
sión a través de los grandes vidrios de ventana
alcanza su máximo alrededor de las 15 horas,
también tiene lugar a esta hora la máxima car­
ga por infiltración y ventilación y los máximos
de carga por transmisión a través de las pare­
des, relativamente pequeñas, ocurren mucho ffiás
tarde, alrededor de las 24 horas. La suma de es­
tas cargas da por resultado que la máxima car­
ga de refrigeración ocurra a las 16 horas aproxi­
madamente en locales que tienen esta orien­
tación.
El peso de los materiales que constituyen este local
es de 473,5 kg/m2 de superficie de suelo (ejemplo 1.0),
La reducción de las ganancias reales para una varia­
ción de 2 oc de la temperatura interior es, según la
tabla 13:
6,1
X
6,1 X 2
X
6,25
=
465 kcal/h.
Carga de refrigeración: 2.650 - 465 = 2.185 ktal/h.
Es interesante comparar este valor con el de las ga­
nancias instantáneas por insolación, alumbrado y ocu­
pantes, que para este local sería de 4.150 kcal/h.
Regulándose normalmente el termostato a 23 oc, la
temperatura de proyecto (23 + 2 = 25 °C), sólo se alcanza­
rá en la hora punta, y el resto del tiempo la tempera-
CAPÍTULO 3. ALMACENAMIENTO DE CALOR, DIVERSIDAD Y ESTRATIFICACIÓN
tura ambiente que determine las ganancias reales, va­
riará entre 25<> y 23 <>C, o se mantendrá a 23 oc por la
acción del termostato de ajuste.
PREENFRIAMIENTO PARA AUMENTAR
EL CALOR ALMACENADO
Enfriando previamente el local por debajo de
la t'emperatura deseada se aumenta el almace­
namiento de calor en las horas punta, cuando la
temperatura de preenfriamiento se mantiene a
un nivel determinado. Esto se produce porque
la variacióu potencial de temperatura aumenta
creciendo /la cantidad de calor almacenado · en
las hor punta. En los locales donde se realiza
este enf iamiento previo a una temperatura in­
ferior, n el momento en que llegan los ocu­
pantes se regula el termostato al punto supe­
rior de control que corresponde a la tempera­
tura de confort, y no se produce ningún almace­
namiento adicional. En estas condiciones, la uni­
dad enfriadora deja de funcionar y no se pro­
duce refrigeración durante este período de ca­
lentamiento. Cuando la - unidad de refrigeración
vuelve a actuar, la carga se encuentra aproximaR
damente en el punto · donde se encontraría si no
hubiese habido enfriamiento previo.
Este preenfriamiento es muy útil para redu­
cir la carga de refrigeración en sitios tales como
iglesias, ·supermercados, salas de cine, etc., don­
de la temperatura de preenfriamiento puede
mantenerse constante cuando el punto de conR
trol y la variación de temperatura del local se
elevan 4 ó S grados.
"
DIVERSIDAD DE LAS CARGAS
DE REFRIGERACióN
La diversidad de cargas resulta de la poca
probabilidad de que se produzcan simultánea­
mente la totalidad de las cargas de refrigeración
en un día de proyecto. En los sistemas de acon­
dicionamiento de gran volumen se aplican los
factores de diversidad a la capacidad de refrigeTABLA 1 4.
1-33
ración del sistema. Estos factores varían con el
lugar, tamaño y tipo de instalación aplicándose
discrecionalmente según el crit erio del ingeniero
proyectista.
Generalmente, pueden aplicarse estos factores
de diversidad a las cargas de iluminación y per­
sonal ocupante en las oficinas de varias plantas,
hoteles, o edificios de apartamentos, ya que la
posibilidad de que en las horas punta coincidan
todos los ocupantes con el encendido de· todas
las luces es muy remota. Normalmente, en los
grandes edificiOs de oficinas, algunas personas
se ausentarán para asuntos - de negocios, y en los
despachos que queden vacíos es natural" que las
luces permanezcan apagadas. Al mismo tiempo,
aparte de que las luces deberán estar apagadas
en las oficinas vacías, en una instalación suele
haber más luces de las que normalmente están
encendid.as por razones de mantenimiento. En
consecuencia, puede hacerse uso de este factor
de diversidad y aplicarlo a las personas y al
alumbrado antes de proceder a la selección del
equipo de enfriamiento.
La magnitud del factor de diversidad depende
de las dimensiones del edificio y del criterio del
ingeniero respecto a las circunstancias que conR
curren en él. Por ejemplo, en una oficina pe­
queña que tenga uno o dos ocupantes el factor
de diversidad será uno, es decir, no hay reduc­
ción. Extendiendo esto a una planta con 50 ó 100
ocupantes, puede admitirse que el S ó 10 % de
los mismos estarán ausentes del local en las
horas punta, y en un edificio de 20, 30 ó 40 pisos
puede admitirse que el 10 ó 20 % está ausente
durante esas horas. Un edificio en el que pre­
dominen los locales de venta tendrá mucha gen­
te fuera del local, de .acuerdo con la marcha
normal del negocio.
El mismo criterio puede aplicarse a los apar­
tamentos y hoteles. Normalmente, en las horas
de máxima carga solar se encuentran pocas per­
sonas en los hoteles, y las luces están encendi­
das únicamente después de la puesta del sol.
Por este motivo en los apartamentos y hoteles
el factor diversidad puede ser mucho mayor que
en los locales de oficinas.
TIPICOS FACTORES DE DIVERSIDAD O COEFICIENTES DE SIMULTAN EIDAD
PARA EDIFICIOS GRANDES
(aplicables a la capacidad de refrige{ación)
.
.
TIPO -DE APLICACIO�
1
Oficinas
Apart<Jmento, Hótel
Grandes - almacenes
Jn(ju·��ial
\
.,
*
Ocupantes
·.
.
.
·
=
-
_
FACTOR D E ·DJVEfl.SIDAD
1
. .. .
Ecuación : Carga de refrigeración (para ocupantes y luces), kcal}h
(Factor de diversidad, Tabla arriba).
Un factor de diVersidad también seria aplicable a la carga térmica por maquinaria. Véase el Capítulo 7.
•
3
-'
Luces
0,75 ·a ·0,90
0,70 . a 0,85
o,"o :a _o.�o
0,30 " a: 0,50
0,80 a 0,90
0,90 - a 1,0
.
.
.
0,85 a "0,95_ .
0,80 a 0,90
,
(Aportaciones de calor, kcal}h, Capítulo 7) x (Factor de almacenamiento, Tabla 12) x
.
1-34
!
PRIMERA PARTE. ESTIMACIÓN DE LA CARGA TÉRMICA
E.stas reducciones en la carga de refrigeración
son reales y deben aplicarse en los casos posi­
bles. La tabla 14 incluye algunos de estos facto­
res basados en deducciones lógicas y en la expe­
riencia.
Empleo de la Tabla 14
Factores de diversidad característicos de grandes edificios
Los factores de diversidad que se relacionan
en la tabla 14 servirán de guía para saber cuál ·
es el que hay que aplicar en cada caso particu­
lar. El factor definitivo será consecuencia del
estudio de todas las variables que intervengan
en su definición.
ESTRATIFICACióN DEL CALOR
Existen normalmente dos situaciones en las
que el calor se estratifica reduciendo la carga
de refrigeración impuesta al equipo acondicio­
nador.
l. El calor se estratifica en los locales de te­
cho alto, en los que el retorno o extracción
del aire se hace a través del techo.
2. El calor puede estratificarse también en­
cima de los cielos rasos colgantes con luces
indirectas y/o sistemas de retorno por cá­
mara o espacio de pleno situados en el
techo.
La primera situación se produce, generalmen­
te, en las industrias, iglesias, salas de espectácu­
los e instalaciones semejantes. La segunda, en
hoteles, apartamentos y locales de oficinas. En.
ambos casos lo que ocurre es que, como el aire
caliente tiende a elevarse, permite la estratifica­
ción de las cargas de convección procedentes del
techo, de las luces y de la parte superior de las
paredes. La fracción de carga convectiva del te­
cho es aproximadamente el 25 % de la carga
total (el resto es radiación); la correspondiente
a la carga de alumbrado es el SO % con luces
fluorescentes, y el 20 % con lámparas de incan�
descencia; y la carga de transmisión por las pa�
redes, aproximadamente, de un 40 %.
En los locales con techo alto, gran parte de
la carga de convección que se produce a niveles
superiores a los de impulsión de aire fresco, se
estratifican a la altura del techo. Parte de la
carga se introduce por efectos de inducción con
la corriente de aire que se suministra al local.
Normalmente, el 80 % se esiratifica y el 20 %
se induce. Si el retorno de aire se realiza por
el techo, esta carga de convección, que se produce
por encima de la corriente de aire fresco, debe
descontarse de la carga de aire acondicionado.
El resultado es una notable reducción de carga
si el aire ha de ser expulsado al exterior. Nor­
malmente,_ no suele ser práctico extraer más
aire del necesario, sino que debe hacerse intro�
duciendo aire exterior a través del acondiciona­
dor. En este caso, el aumento de carga es mayor
que la reducción que se obtendría por extracción
del aire.
Un aumento de 5,5 a 1 1 'C en la temperatura
del aire que se extrae puede considerarse como
una reducción de carga cuando la cantidad de
calor aportado por convección por encima de
la corriente de aire fresco es suficientemente
grande.
El aire caliente se estratifica en el techo, cuan­
do no se produce su extracción y rápidamente
aumenta su temperatura, por lo que no debe
preverse ninguna reducción de la carga, cuando
no es extraído el aire a través del techo o del
tejado.
Cuando existen techos suspendidos, parte del
calor de convección, debido a la iluminación in­
directa del local, entra en la cámara de pleno,
y lo mismo ocurre con el calor radiante dentro
del local (solar, alumbrado, de las personas, etc.),
que incidiendo sobre el techo, lo calienta y hace
que afluya el calor al espacio o cámara de pleno.
Estas fuentes de calor aumentan la temperatura
del aire en el espacio de pleno, lo que hace que
el calor afluya al lado inferior de la estructura
del suelo superior. Cuando este pleno de techo
se utiliza para retorno del aire, parte de este
aire circula alrededor y por encima de las lám­
paras o aparatos de las luces transportando más
calor de convección hacia el espacio de pleno.
El calor contenido en el espacio de pleno del
techo tiende a "aplanar" la carga del acondicio­
nador y la del local. Los factores de almacena­
miento para estimar la carga en las condiciones
que se acaban de indicar están contenidas en
la tabla 12.
Capítulo 4.
GANANCIAS POR INSOLACIÓN DE LAS
SUPERFICIES DE VIDRIO
RADIACION SOLAR DIRECTA Y DIFUSA
La intensidad de la radiación solar en los
confines de la atmósfera es de 1.209 kcal/h · m',
aproximadamente, el 21 de Diciembre; cuando la
tierra está en su perihelio, y de 1.125 kcal/h · m'
el 21 de junio, cuando está en su afelio. En
otras épocas del año la intensidad de la radia­
ción solar varía entre estos límites.
Al atravesar la atmósfera disminuye conside­
rablemente . la intensidad de la radiación solar,
de forma que una parte importante de ella se
refleja hacia el espacio, dentro de la atmósfera,
o es absorbida por diversas partículas atmosfé­
ricas. La -radiación difusa, debida a la reflexión
que se produce en las partículas de vapor de
agua, de ozono, o de polvo atmosférico se re­
Parte de una manera sensiblemente uniforme
por la superficie de la tierra. Radiación directa
es la parte de la radiación inicial que iricide di­
rectamente en la superficie de la tierra. Los va­
lores relativos de estas dos radiaciones son va­
riables y dependen :
1 . De la distancia que deben recorrer los ra­
yos a través de la atmósfera para alcanzar
un punto de la tierra.
2. De la limpieza de la atmósfera.
Cuando la distancia a recorrer en el interior
de la atmósfera aumenta,_ o la atmósfera se hace
más opaca, disminuye la radiación directa y
aumenta la difusa. Cuando una de las dos, o
ambas, aumentan, el efecto resultante es redu­
cir la cantidad de calor que llega a la superficie
de la tierra.
finalmente; de su c;:>rientación. La componente de
radiación directa origina ganancia de calor en
el espacio acondicionado sólo cuando la ven­
tana es atravesada por los rayos solares, mien­
tras que la componente de radiación difusa ori­
gina ganancia de calor cualquiera que sea la
posición de la ventana en relación con el sol.
El cristal ordinario absorbe una débil pro­
porción de la radiación solar (5 a 6 o/o) y refleja
o transmite el resto. La magnitud de calor re­
flejada y transmitida depende del ángulo de in­
cidencia (ángulo formado por la normal al cris­
tal con la dirección de los rayos del sol; fig. 18,
página 49 ). Para pequeños ángulos de incidencia
se transmite de un 86 a 87 % y se refleja de un
8 a 9 o/o (fig. 12). Cuando aumenta el ángulo de
incidencia aumenta también el calor reflejado
y disminuye el transmitido (fig. 13). La ganancia
total por insolación comprenderá el calor trans­
mitido más un 40 % aproximadamente del calor
absorbido por el cristal.
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VIDRIO ORDINARIO
La ganancia de calor a través de un vidrio or­
dinario depende de su situación geográfica (la­
titud), del instante considerado (hora, mes) y,
FIG. 12. Reacción ante el calor solar de un cristal
ordinario, con un ángulo de incidencia de 30°
1-36
PRIMERA PARTE. ESTIMACIÓN DE LA CARGA TÉRMICA
80•
1-t---..,--'-t- 'oAo o,OBR
/
L____
x
Ganancia de calor del local
Absorbido
= (0,4 X 0,06R),+,0,42R
= 0,444R 6 0,44R
0,42R
transmitido
FIG. 13. Reacción ante el calor solar de un cristal
ordinario, con un ángulo de incidencia de 80"
NOTA: Se admite que el 40 % del calor absorbido por
el vidrio se transmite al local, fundándose en el
siguiente razonamiento:
l. En verano, con un viento de 8 kilómetros/hora, el
coeficiente de convección exterior es igual a 13,6
kcal/h · m2 · oc.
2. Si la velocidad del aire es de 0,5 a 1 metros/Se­
gundo, el coeficiente de convección interior es de
8,7 kcal/h · m' · ·c.
lores comprenden tanto la radiación directa y
difusa como el porcentaje de calor absorbido
por el cristal y transmitido al local. La tabla n o
incluye l a transmisión d e calor debida a la dife­
rencia de temperatura entre el aire exterior y
el interior (véase en el cap. 5 los coeficientes
de transmisión K).
Los valores de la tabla 15 se han determinado
de acUerdo con las siguientes hipótesis:
l . Una superficie acristalada igual al 85 o/o de la
sección de la abertura en la pared, de forma
que el 15 o/o representa el marco. :Ésta es la
proporción normal para marcos de madera.
Si éstos fueran metálicos, se considera como
superficie acristalada el 100 o/o del área del
hueco de pared. En efecto, la conductibilidad
del marco metálico es muy elevada y el calor
solar absorbido por éste se transmite casi
instantáneamente.
2. Atmósfera limpia.
3 . Altitud, O metros.
4. Punto de rocío (PR) de 19,5 °C al nivel del
mar (35 °C termómetro seco y 24 °C termó­
metro húmedo), lo que correspOnde a una
altura de 4 centímetros de vapor condensa­
ble; se entiende por vapor condensable la
cantidad de vapor de agua contenido en una
columna de aire que se eleva desde el nivel
del mar hasta el límite de la atmósfera.
Si estas hipótesis no correspOnden a las con­
diciones del proyecto habrá que utilizar los coe­
ficientes de corrección que se dan al pie de la
tabla 15.
3. Si son iguales las temperaturas ambiente interior
y exterior, la del cristal es superior a ambas.
En estas condicione"s:
a) el porcentaje de calor absorbido por el cristal
y cedido al local es:
8,7 X 100
8,7 + 13,5
39.2 %, o sea, alrededor de
un
NOTA: La sUperficie del marco
es aproximadamente el 85 % de
la abertura en la pared para las
ventanas con marco de madera,
el 90 % para las de marco metá·
lico doble y el 1 00 % para las
ventanas empotradas.
40 %.
b) El porcentaje de calor absorbido por el cristal
y transmitido al exterior es de:
13,5 X 100
8,7 + 13,5
4.
60,8 %, o sea, alrededor del 60 %.
A medida que la temperatura exterior aumenta, lo
hace también la del cristal, haciendo que más ca�
lor del absorbido por éste sea aportado al local.
Esto puede tenerse en cuenta sumando al - calor
que se transmite a través del cristal (por diferen·
cía de temperaturas interior y exterior) el 40 % cons.
tante del calor que entra en el local por radiación.
S. Este razonamiento se aplica también en los casos
en que la temperatura exterior es más baja que
la del local.
Fundamento de la Tabla 1 5
Ganancias por insolación a través d e cristales ordinarios
La tabla 15 da las insolaciones correspondien­
tes a las latitudes de O, 10, 20, 30, 40 y SO•, para
cada mes del año y cada hora del día. Estos va-
FIG. 14.
Superficies de la ventana
Empleo de la Tabla 15
Ganancias por Insolación a través de cristales ordinarios
Los valores subrayados de la tabla 15 repre­
sentan las ganancias máximas de calor en el mes
indicado y para cada orientación. Los valores
encuadrados indican la máxima anual para cada
orientación.
Los valores de la tabla 15 se aplican a cual­
quier local, zona, edificio y hora.
Para determinar la carga real de refrigera­
ción, debida a la gananc.ia de calor solar, véase
CAPÍTULO 4. GANANCIAS POR INSOLACIÓN DE LAS SUPERFICIES DE VIDRIO
1-37
TABLA 1 5. APORTACIONES SOLARES A TRAV�S DE VIDRIO SENCILLO
kcal/h x (m' de abertura)
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CAPÍTULO 4. GANANCIAS POR INSOLACIÓN DE LAS SUPERFICIES DE VIDRIO
TABLA 1 5.
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10 24 32 35
10 24 32 35
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8 21 29 32
8 21 29 32
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320 149
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54 38 29 19
26S 292 306 241
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290 130
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PRIMERA PARTE. ESTIMACIÓN DE LA CARGA TÉRMICA
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TABLA 1 5. APORTACIONES SOLARES A TRAV�S DE VIDRIO SENCILLO (Cont).
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Punto de rocio
Punto de rocio
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CAPITULO 4. GANANCIAS POR INSOLACIÓN DE LAS SUPERFICIES DE VIDRIO
TABLA 1 5.
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+7%
CAPÍTULO 4. GANANCIAS POR INSOLACIÓN DE LAS SUPERFICIES DE VIDRIO
el capítulo 3, que trata del almacenamiento de
calor, de la diversidad y de la estratificación.
Precauciones a tener en cuenta cuando se calculan
las aportaciones caloríficas en locales
o edificios de varias fachadas
Si para determinar la carga máxima de un lo­
cal o un edificio debida a la insolación directa
de la fachada expuesta se aplica un coeficiente
para tener en cuenta la falta de limpieza de la
atmósfera, se deberán dividir los valores de la
radiación difusa que corresponden a las demás
fachadas, por este coeficiente. Esto se hace para
tener en cuenta lo dicho anteriormente, de que
la radiación difusa aumenta cuando disminuye
la limpieza de la atmósfera.
Ejemplo 1. Ganancias máximas simultáneas para dos
ventanas con distinta orientación
La hora en que se producen las ganancias máximas
por insolación no se puede deterrÍlinar a primera vista
y a menudo es preciso hacer el cálculo para distintos
meses y horas.
Datos:
Un local presenta superficies acristaladas iguales en
las fachadas Oeste y Sur (400 de latitud Norte).
Determinar:
Las ganancias máximas por insolación.
14 horas 15 horas 16 horas
377
404
268
119
298
219
566
596
523
238
371
330
282
317
160
Total
609
612
477
21 de Noviembre
oeste
Sur
200
377
271
282
246
160
Total
, 577
553
406
Total
23 de Octubre
Oeste
Sur
Datos:
Una fachada Oeste con ventanas de marco metálico.
Altitud: 330 m.
Punto de rocío: correspondiente a una temperatura
de 18 oc.
Latitud: 39" Norte.
Determinar:
Ganancias máximas por insolación.
Solución:
Según la tabla 15, los valores encuadrados represen­
tan las ganancias máximas, que a las 16 horas del
23 de Julio son de:
444 kcal/h . m2
Si suponemos que la atmósfera no está muy limpia,
podemos aplicar un coeficiente de corrección de 0,90.
Corrección por altitud: 1,007 (ver pie de la tabla 15).
Diferencia de punto de rocío: 18 - 19,5 = 1,5 oc.
Corrección de punto de rocío:
1 + (1,5/10 X 0,14)
=
1,02
Corrección por marco metálico:
1
0,85
=
1,17
(ver tabla 15)
Las ganancias . caloríficas solares corregidas serán el 23
de Julio a las 11& horas:
444 X 0,90
X
1,007 X 1,02 X 1,17
=
480 kcal/h • m'.
DIFERENTES TIPOS DE CRISTAL,
CON O SIN PERSIANA
Solución:
De acuerdo con la tabla 15.
Ganancias por insolación:
22 de Septiembre
Oeste
Sur
1-43
Las ganancias por insolación alcanzan su valor máxi­
mo el 23 de Octubre a las 15 horas. No obstante, esto no
quiere decir que forzosamente la carga de refrigeración
alcance su máximo en este momento, si no coinciden
las máximas ganancias por transmisión, ocupantes, ilu­
minación, etc.
Ejemplo 2. Coeficiente de corrección a las ganancias
por Insolación (pie de fa Tabla 15)
Las hipótesis utilizadas para establecer los valores de
la tabla 15 no se aplican a ·todas las localidades porque:
la mayoría de los núcleos urbanos se encuentran por
encima del nivel del mar, el punto de rocío que corres­
ponde a las condiciones exteriores del proyecto es dis­
tinto de 19,S o C y su atmósfera no puede considerarse
limpia.
Los cristales especiales absorben una fracción
más importante de la radiación solar, por las
siguientes razones:
l. Porque pueden ser más gruesos.
2. Porque pueden haber sido tratados al ob­
jeto de aumentar su coeficiente de absor­
ción (cristal atérmico o similar).
Estos cristales especiales disminuyen las ga­
nancias por insolación directa, pero aumentan
la ganancia por convecCión, ya que han absor­
bido mayor cantidad de calor. En general, tienen
un coeficiente de reflexión ligeramente más bajo
que.el del cristal ordinario, puesto que absorben
una parte del calor reflejado por su cara inter­
na. Su utilización se traduce, a pesar de ello, en
una disminución de las ganancias por insola­
ción, como puede verse en la figura 15 (véase la
tabla de la página 52, que da los distintos coefi·
dentes correspondientes a distintos tipos de vi­
drio para un ángulo de incidencia de 30•).
El coeficiente que tendrá ·que aplicarse a los
valores de las tablas 6 y 15 en el caso de em­
plearse un cristal cuyo coeficiente de absorción
sea de 0,52, será de: 0,64R/0,88R
0,732, o sea,
0,73. Los valores de estos coeficientes vienen in­
dicados en la tabla 16.
La eficacia de una persiana depende de su
capacidad para impedir que el calor solar pe·
netre en una habitación. Todas las persianas ab·
=
PRIMERA PARTE. ESTIMACIÓN DE LA CARGA TÉRMICA
1-44
0,557, o sea, 0,56 (valor indicado en la tabla 16
para un cristal ordinario simple con persiana
veneciana, interior, blanca).
=
NOTA: Hemos admitido que el porcentaje de calor ab­
sorbido por el vidrio era el mismo tanto si se
trata de insolación directa como de flujo refle­
jado por la persiana. En realidad, el porcentaje
es más bajo en este último caso, pero el error
que se introduce es despreciable debido al pe­
queño valór relativo del flujo reflejado.
Ganancia de _ca!or' PeJ local
= (0,4 _ x _0,62R)-+ 0.43R
'
� 0,638R ,6 '0,64R
Fundamento de la Tabla 16
0,43R
r;aósmitido
Coeficientes que se deben aplicar a los valores
de las tablas 6 y 15 para diferentes
tipos de cristales, con o sin persiana
Los coeficientes de la tabla 16 se han estable­
cido según las siguientes hipótesis:
l. Coeficiente de convección exterior de 13,5
kcal/h · m ' · °C, para un viento de 8 Km/h.
2. Coeficiente de convección interior de 8,7
kcal/h m2 °C, para una velocidad de aire
de 0,50 a 1 m/seg. Este coeficiente es más
elevado que el que se utiliza normalmente
para tener en cuenta la circunstancia de
que en las instalaciones bien proyectadas,
la distribución se hace de forma que una
corriente de aire barre la ventana.
3. Angulo de incidencia de 300, que corres­
ponde a la ganancia máxima para la mayo­
ría de las orientaciones, teniendo eh cuenta
que 1'! intensidad de la insolación y la can­
tidad de calor reflejado varía en el sentido·
inverso.
4. Cortinas bajadas al máximo, exceptuando
las cortinas de tela. La experiencia enseña
que e�tas últimas casi nunca estan comple­
tamente bajadas y, por lo tanto, sus coefi­
cientes han sido ligeramente aumentados.
S. Láminas de las persianas venecianas con
inclinación de 45°, y las de las persianas
exteriores a 17°.
6. Espacios suficientes entre la fachada y los
bordes superiores y laterales de_ las corti­
nas exteriores de tela, para permitir una
cierta circulación de aire. (véase la nota de
la tabla 16 ) .
7. Los valores de la tabla 15 corresponden a
las ganancias netas en el local, y deben di­
vidirse por ·o,ss para determinar la inten­
sidad del flujo solar que incide en el cris­
tal (fig. 12).
8. Los diferentes coeficientes que correspon­
den a distintos tipos de cristales y persia­
nas, para un ángulo de incidencia de 30°, se
han reunido en la tabla de la página 52.
FIG. 15. Reacción ante el calor solar de un cristal
absorbente (52 o/o), con un ángulo de incidencia de 30°
·
sorben y reflejan la mayor parte del calor solar
y no permiten más que ganancias débiles por
insolación directa. Las persianas exteriores son
más eficaces porque, por una parte, el calor re­
flejado es devuelto antes de penetrar en el local,
y, por otra parte, el calor absorbido se disipa en
el exterior. Cuando las persianas son interiores,
el calor absorbido se disipa en el interior del
local y parte del calor reflejado es absorbido a
su paso a través del cristal (véase la tabla de la
página 52, que da los distintos coeficientes que
corresponden a varios tipos de cristales para
ángulos de incidencia de 30").
Las ganancias por insolación �en el caso de
una persiana interior pueden expresarse por la
relación:
R
Q = [0,4 a11 + t11 (a." + t.a + r11 r," + 0,4 a11 r,,¡)] 0"'88
en la que:
Q
ganancias por insolación (kcal/h · m2) en el lo­
cal que se considera
R = Intensidad total solar para un cristal simple
(tabla 15)
a =-coeficiente de absorción
t = coeficiente - de transmisión
r = coeficiente de reflexión
g = cristal
sd = persiana
0,88 = coeficiente obtenido, figura 12 (cristal simple)
=
En caso de utilizarse cortina, la fórmula an­
terior debe modificarse para tener en cuenta la
capa de aire caliente limitada entre el vidrio y
la cortina, lo que nos da:
R
Q = [0,24 a9 + t9 (0,85 a,!l + tt!l + T9 Tt!J + 0,24 a9 rd)] -0,88
El coeficiente de transmisión global del con­
junto constituido por una ventana y las cortinas
completamente cerradas, es de 3,85 kcaljh · m' · °C.
El coeficiente que �e debe aplic<>r a los valo­
res de las tablas 6 ó 15 para la disposición repre­
sentada en la figura 16, sería de 0,49 R/0,88 R
=
Empleo de
·
•
la Tabla 1 6
Coeficientes que s e deben aplicar a los valores
de las tablas 6 y 15 para diferentes
tipos de cristal, con o sin persiana
Los coeficientes de la tabla 16 deben multi­
plicarse por los valores de las tablas 6 ó 15
CAPÍTULO 4. GANANCIAS POR INSOLACIÓN DE LAS SUPERFICIES DE VIDRIO
para determinar las gqnancias por insolación.
Los coeficientes de corrección que aparecen al
pie de la tabla 15 deben aplicarse en los casos
indicados. Las ganancias por transmisión debi­
das a la diferencia de temperatura entre ambas
caras del cristal se calcularán por separado.
Ejemplo 3. Persianas parcialmente bajadas
Puede darse el caso de tener que calcular las ganan­
cias de calor de un edificio en el que las persianas
estén parcialmente bajadas. Entonces se procederá como
indica el siguiente ejemplo:
Datos:
Orientación Oeste, 40" de latitud Norte.
Cristal "terrnopan", con persianas venecianas interio­
res de color claro, bajadas a los 3/4.
Determinar:
Las ganancias máximas _ por insolación.
Solución:
Según la tabla 15, la insolución máxima corresponde
al 23 de Julio, a las 16 horas, con un valor de 444
kcal/h · m2 (valor encuadrado).
Los cristales "termopan" no tienen marco. El coefi­
ciente de corrección es de 1/0,85 (pie de la tabla 15).
En este ejemplo sólo están protegidas las 3/4 partes
de la ventana. El coeficiente a aplicar para el con·
junto de la ventana será igual a los 3/4 del coefi­
ciente correspondiente al conjunto cristal "tennopan"
más persiana, aumentado en 1/4 del coeficiente que
corresponde al cristal "termopan" solo, según la ta­
bla 16:
(3/4
X
0,51) + (1/4 X 0,90)
0,08
0,4
Gan'ancia dB calór del local
"" (0,4
'
+
=
X
0,15R)
+ (0,37
(0,08 X 0,51 "-X 0,77R)
0,492R
6 0,49R
X
+
=
X
,
X
0,15
0;15 X 0,51
X
444 X
0,607
0,85
=
317 kcalfh · m'.
Ejemplo 4. Ganancias máximas por Insolación
a través de un cristal "So/ex R•
Datos:
Orientación Oeste, 40° de latitud Norte.
Cristal "Solex R", de 6 mm de espesor, con marco
metálico.
Determinar:
Las ganancias máximas por insolación.
Solución:
Según la tabla 15, la insolación máxima se produce
el 23 de Julio, a las 16 horas, y su valor es de 444
kcal/h . m2•
Coeficiente de corrección por el marco: 1/0,85.
El cristal "Solex R" absorbe el 50,9 % del flujo solar
(ver observaciones de la tabla 16), lo que corresponde
a un coeficiente de absorción comprendido entre 0,48
y 0,56.
Según la tabla 16, el coeficiente que se debe aplicar
es de 0,73, de donde las ganancias por insolación serán:
444 X 0,73
....:.:.:.;
�:::...
0,85
=
381 kcalfh · m'.
ESTIMACION DE LOS COEFICIENTES
PARA COMBINACIONES DISTINTAS
DE LAS QUE MENCIONA LA TABLA 1 6
En el caso de un conjunto cristal-persiana, que
no figure en la tabla 16, se puede estimar el cae·
ficiente que habrá de aplicarse a los valores de
la tabla 15:
l. Admitiendo que la transmisión de calor tiene
lugar de acuerdo con la· representación es­
quemática de las figuras 15 y 16.
/ .
/
X
Ganancias por insolación:
0,51 )( 0,77R
0,77R)· + (0,12
(0,4
0,607.
1-45
X
X
0,77R
0,77R)
0,51
X
0,77R)
FIG. 16. Reacción ante el calor solar de una placa
de cristal de 6 mm de espesor, con persiana
veneciana blanca, incidencia de 3()<>
FrG. 17. Reacción ante el calor solar de dos placas
de cristal de 6 mm de espesor, entre las que
se ha intercalado una persiana veneciana
blanca, ángulo de incidencia de 30'>
PRIMERA PARTE. ESTIMACIÓN DE LA CARGA TÉRMICA
1-46
2. Aplicando los coeficientes que indica la tabla
de la página 52 o los proporcionados por el
fabricante.
3. Distribuyendo las cantidades de calor en la
lámina de aire y en los vidrios como indica
la figura 17.
hacia el exterior, en el vidrio interior. Este reparto
se funda en un razonamiento parecido al que se ex�
puso anteriormente en las observaciones hechas a la
figura 13, en las que se admitió unos coeficientes de
convección exterior e interior de 13,5 y 8,7 kcaljh · m2 oc,
respectivamente, y una resistencia ofrecida por la lámi�
na de aire de 0,15 m2 • h . °C/kcal.
Según la figura 17, las ganancias Q serán tales que:
Q � (0,75 X 0,15 X 0,77R) + (0,77 X 0,12 X 0,77R) +
+ 0,45 [(0,37 X 0,77R) +
+ (0,08 X 0,51 X 0,77R)
+ (0,08 X 0,12 X 0,77R] +
+ 0,20 [(0,15R) + (0,15 X 0,51 X 0,77R)] �
� 0,27 R.
Ejemplo 5. Cálculo aproximado de un coefiqiente
global de insolación
Datos:
Supongamos que en el ejemplo de la figura 16, ade·
más del cristal señalado tuviéramos otro cristal de
6 mm situado al otro lado de la . persiana.
El coeficiente que se deberá aplicar a los valores de
la tabla 15 será de:
Determinar:
El coeficiente global de insolación.
o;n R/0,88 R
Solución:
El calor absorbido por la lámina de aire se distri­
buye, aproximadamente, en dos flujos, un 45 % hacia
el interior y un SS % hacia el exterior. El calor absor­
bido por los cristales se reparte entre un 20 % hacia
el interior y un 80 % hacia el exterior, en el cristal
exterior, y entre un 75 % hacia el interior, y un 25 %
TABLA 1 6.
�
0,31
BLOQUES DE VIDRIO
El comportamiento de los bloques de vidrio
es diferente del de los cristales ordinarios de-
FACTORES TOTALES DE GANANCIA SOLAR A TRAVÉS DEL VIDRIO
(coeficientes globales de insolación con o sin dispositivo de sombra o pantalla) *
Aplicar estos coeficientes· a los valores de las tablas 6 y 1 5
Velocidad del viento 8 km/h. Ángulo de incidencia 30°. Con máxima sombra de persiana
TIPO DE VIDRIO
V�D'fU'O.· ABSOR'BENTE .� �.� • •
'
. Coefí �ie�te. de'·�bso;�i �n: qA..d� a' 0.48
Coeficie�t� c,te.-absorói�n
. 0,48 ' a 0,56
.
'C9.et.lciente.de abs 9r�ión o.ss·a;o;1ó
, V1DR10 DO�L,E
·
•
'
'
, Vidrios· ordinarios
Vidri?s ;. d¿e :s�·mm · ' ·
Yi�riq i.nterior tm;Jinarió .. . ;
Vidrio ext. iíbS.Orbente· �e,'0.48 ·� .0.56
Vi � �i i¡l: (nt�rf o;, .de 6, in� ' . .> � :�
Vidrio.' ext. absorbente:de'O '48 a O 56
,
.
�
... '·
·
•
O, 15
1,00
0,56
0,65
0,75
o, 1 5
O, 1 3
C,22
0,94
0,56
0,65
0,74
O, 1 4
o, 1 2
0, 2 1
0,80
0,73
0,62
0 , 53
0,56
O, 62
0,51
0,59
0,54
0,72
0,62
0,56
O, 12
o, 1 1
o, 10
0,90
0,80
0,54
0,52
ú, 6 1
0,59
0,67
0,65
O, 1 4
O, 12
o, 1 2
O, 1 1
o, 18
O, 1 2
0,52
0,36
O, 39
0,43
o, 1 0
o, 1 0
0,50
0,36
0,39
0,43
o , 10
0,83
0,69
0,48
0,47
0.56
0,52
0,64
0,57
O, 1 2
o, 10
0,28
0,39
0,50
0,70
0,56
0,60
0,32
0,46
0,43
0.37
0,20
0,25
O, 14
O, 19
0,24
o, 1 2
O, 1 1
O,16
0,20
o, 1 4
o , 18
o, 16
0,22
0,20
O, 1 1
o, 1 0
o. 10
o. 13
o, 10
O, 1 1
O, lO
o , 10
o . 12
o, 1 1
O, 10
o, 18
o, 15
o, 1 2
O, lO
O, 1 6
o, 1 1
O, 10
O, 10
O, l8
o, 1 6
o, 14
0¡20
O, 10
o, 1 5
O, 12
O, 1 4
o, 1 8
O, 16
0,20
O, 1 7
CAPÍTULO 4. GANANCIAS POR INSOLACIÓN DE LAS SUPERFICIES DE VIDRIO
bido a su inercia térmica, que produce un retar­
do importante en la transmisión del calor que
reciben (aproximadamente 3 horas ). Su coefi­
ciente de absorción, que es elevado, se traduce
en un incremento de su temperatura y puede
ser necesario mantener una temperatura más
baja en el interior del local para compensar el
efecto de radiación de su cara interior hacia los
ocupantes (véase el cap. 2).
El empleo de persianas exteriores es casi tan
eficaz como en el caso de los demás cristales,
ya que impiden la insolación directa de la cara
externa. Por el contrario, el de las persianas in­
teriores lo es mucho menos, ya que el calor que
reflejan es absorbido en gran parte .por los
bloques de vidrio.
Fundamento de la Tabla
1-47
es decir, que están aumentados de forma que
incluyen el coeficiente 1/0,85 (tabla 15).
17
Empleo de la Tabla
Coeficiente de insolación para bloques de vidrio
con o sin persianas
Los coeficientes de la tabla 17 se utilizan para
determinar las ganancias por insolación a través
de los di&tintos tipos de bloques de vidrio.
Las ganancias por transmisión, como conse­
cuencia de la diferencia de temperatura entre
el aire exterior y el interior, deben calcularse
por separado, aplicando el coeficiente global K
de transmisión que convenga en cada caso (ver
el capítulo 5).
17
Coeficiente d e Insolación para bloques de vidrio
con o sin persiana
Ejemplo 6. Ganancias máximas por insolación:
bloques de vidrio
Los coeficientes de la tabla 17 se han deter­
minado calculando la media de los resultados ob­
tenidos en los ensayos realizados por la ASHAE
con distintos bloques de vidrio.
Estos coeficientes tienen en cuenta que los
bloques de vidrio están montados sin marco,
Datos:
Orientación Oeste, 40° de latitud Norte.
Ventanas con bloques de vidrio.
Determinar:
Las ganancias máximas por insolación.
Ecuaciones :
Ganancias por insolación : a) Sin pantalla Ganancias por insolación (Tablas 1 5 ó 6) Coeficiente Sin pantalla
b) Con pantalla Ganancias por insolación (Tablas 15 ó 6) x Coeficiente global.
e) Con pantalla parcialmente bajada Gananci�s por insolación (Tablas 1 5 ó 6) [(Fracción protegida por la pantalla x Coe­
ficiente global) (1 - fracción protegida) x (Coeficiente « sin pantalla »)].
=
:<
=
<<
=
+
>>.
x
Notas concernientes a la .Tabla 16.
Ademlls de las cortinas de tela, se considera que todos los dispo­
sitivos de sombra o pantallas estén completamente bajados. Para
cortinas de tela bajadas del todo, multiplicilr los coeficientes dados
por 0,73 para color claro, por 0,95 para color medio y por 1,08 para
color oscuro.
Estos coeficientes son válidos pára una altura del sol mayor de 40°,
o igual. Para alturas inferiores .a 40° hay una cierta insolación directa
entre los listones. Entonces se aplican los multiplicadores abajo
indicados.
Ustoncillos de· latón de 1,3 de anchura separados 1,5 mm.
Listoncil!os de aluminio de 1,4 mm de anchura separados 1,45 mm.
La mayoria de los vidrios absorbentes empleados en las aplica­
ciones de confort tienen un coeficiente de absorción comprendido
entre 0,40 y 0,56, pero en la:> aplicaciones industiiales el coefi­
ciente de absorción está comprendido generalmente entre 0,56
y 0,70. La tabla de abajo da las caracteristicas de los vidrios
absorbentes que más se utili�an.
MULTIPLICADORES PARA ALTURAS DEL
SOL INFERIORES A 40°
RADIACIÓN SOLAR ABSORBIDA
POR LOS VIDRIOS ABSORBENTES
Hora solar aproximada
el 23 de julio
30° LAT.
6.00
18.00
6.45
17.1 5
7.30
16.30
o�i0° L AT.
5.45
1 8. 1 5
6.40
17.20
7.30
16.30
50° LAT.
5.30
18.30'
6.30
17.30
7.30
16.30
Altura
del
'"'
Multiplicadores
Color
Color
oscuro
medio
10'
2,09
3,46
30'
1,09
1,67
20'
1,59
2, 66
Para las cortinas exteriores de tela que no permiten la libre
por a rriba y lateralmente, mu lti pl ica r el coe­
ficiente global por 1,4.
circulación del aire
l
Marca
do
f{lbrica
Aklo
Aklo
Coolite
Coolite
L.O.F.
Solex R
Fabricante
Blue Ridge Glass Co.
Blue Ridge Glass Co.
Mississipi Glass Co.
Mississipi Glass Co.
Libbey-Owens-Ford
Pittsburgh PIate
Glass Co.
Espeso
(mm)
Color
Radiación
solar
absorbida
(%)
3,2
6,4
3,2
6,4
6,4
Gris-azul plllido
Gris·a�ul plllido
Azul claro
Azul claro
Gris-awl pll!ido
56,6
69,7
58,4
70,4
48,2
6,4
Verde pfllido
50,9
En el caso de v1dnos de vanos colores, considerar los colores
dominantes.
PRIMERA PARTE. ESTIMACIÓN DE LA CARGA TÉRMICA
1-48
TABLA 1 7.
FACTO RES EN GANANCIA POR CALOR SOLAR O COEFICIENTES DE INSOLACIÓN
DE LOS BLOQUES DE VIDRIO CON O SIN PANTALLA •
kcaljh por m2 de superficie
(A aplicar a los valores cte la tabla 1 5)
- - , , -M U_LTIPLICA,DORES, PARA BLOÓUES DE ' ViDRIO"
ORIENTACIÓN
LATITUD NORTE
NE
E
SE
S
so
o
NO
•
Factor de,
transmisión
(Bi) ,
. .
.
.
Verano • •
Invierno - .
•
0,27
0,39
0,35
. .
. .
0,27
0,39
0,35
0,39
0,27
Absorción
Transmisión
Factor
(Ba)
.
0,24
0,21
0,22
0,24
0,22
0,22
0,21
0,24
Estos coeficientes tienen en cuenta la carencia de marco.
Ecuaciones :
Ganancias por insolaCión :
a) Sin pantalla = (BJ x 1¡) + (Ba la).
b) Con pantalla exterior = (B¡ 1¡ + Ba x la) 0,25.
e) Con p1mtalla interior = (Bi x 1¡ + Ba x la) 0,90.
x
..
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NO
o
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Verario ••
Invierno • •
.
. .
.
«
verano >> para todas las latitudes Norte
Sur. Utilizar los coeficientes (( invierno >> para las estaciones inter
medias entre 30 y 60"' de latituj Norte o Sur.
Con :
Bi = Factor de transmisión (Tabla 17).
Ba = Factor de absorción - transmisión (Tabla 17).
1¡
Ganancias por insolación (Tabla 15) para la hora y la orientación
consideradas.
la Ganancias por insolación (Tabla 15) 3 horas antes que 1¡ para
la misma orientación.
x
=
=
Solución:
Según la tabla 15, la máxima ganancia por insola�
ción se produce el 23 de Julio.
Se tiene, por lo tanto:
las 16 horas � (0,39 x 444) + (0,21 x 116) � 197
a las 17
� (0,39 x 436) + (0,21 x 265) � 225
� (0,39 X 320) + (0,21 X 390) 207
a· las 18
A
�
La ganancia máxima por insolación se produce a las
17 horas del día 23 de Julio.
SOMBRAS PROYECTADAS
POR LOS SALIENTES DE LA VENTANA
Y EDIFICIOS ADYACENTES
Todas las ventanas se encuentran más o me­
nos protegidas de la radiación directa a causa
de las sombras que proyectan los salientes o los
edificios próximos, de forma que las zonas som­
breadas no se ven afectadas más que por la ra­
diación difusa. La reducción de las ganancias
por insolación directa es particularmente sen­
sible en aquellos inmuebles en los que las zonas
acristaladas están en un plano muy retrasado
respecto a las fachadas. Las curvas del gráfico
n.o 1 sirven para determinar la - proporción de
superficie acristalada protegida de la insolación
directa.
Fundamento del Gráfico
Sombras proYectadas por los salientes y edificios próximos
La posición del sol se define por su altura y
su azimut (ver fig. 18). El azimut es el ángulo
que forman dos planos· verticales; el que pasa
por el sol y el que pasa por el Norte terrestre.
La altura es el ángulo que forma en el plano ver­
tical la dirección del sol y el horizonte. También
se puede definir la posición del sol respecto a un
plano vertical (azimut solar del plano vertical),
una pared, por ejemplo. Este azimut se podrá
definir como el ángulo formado por el plano ver•
tical normal a la pared y el plano vertical que
pasa por el sol (ángulo B, fig. 19).
La fracción de ventana situada a la sombra
de un saliente vertical (ver fig. 19), es igual al
producto de la tangente del ángulo B, por la
profundidad del saliente. Si éste fuera horizon­
tal, la porción de ventana situada a la sombra
es igual al producto de la profundidad del sa­
liente por la tang10nte del ángulo X. Este ángulo
se define por la relación:
tg A
tg X = -­
cos B
La parte superior del gráfico sirve para deter­
minar la tangente del ángulo B, y la inferior
proporciona la tangente del ángulo X.
CAPÍTULO 4. GANANCIAS POR INSOLACIÓN DE LAS SUPERFICIES DE VIDRIO
1-49
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Frc. 18. Angulos solares
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Edificio
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Alzado
FIG. 20. Sombras producidas por edificios adyacentes
FIG. 19.
Sombras producidas por los salientes
Empleo del Gráfico 1
Sombras proyectadas por los salientes y edificios adyacentes
Para determinar la importancia de las som­
bras horizontales y verticales, procédase como
sigue:
l. Determinar el azimut y la altura del sol
utilizando la tabla 18.
2. Acotar el azimut del sol en el eje de orde­
nadas de la parte superior del gráfico.
3. Trazar una horizontal que pase por la or­
denada acotada. Esta recta corta a la cur­
va correspondiente a la orientación con­
siderada.
4. Determinar la abscisa de ese punto.
S. Multiplicar esta abscisa por la profundidad
del saliente (vista en planta).
4
6. Acotar la altura del sol en la escala de or­
denadas de la parte inferior del gráfico l.
7. Trazar la horizontal que pase por esa orde­
nada. Esta recta corta a la recta inclina­
da 45°, que corresponde a la abscisa obte­
.
nida anteriorment� en el apartado 4.
8. Determinar la abscisa de esta intersección.
9. Multiplicar esta abscisa por la profundidad
del saliente (vista en alzado).
Ejemplo 7. Sombras proyectadas por edificios
próximos
Datos:
Edificios dispuestos según la figura 20.
Determinar:
La sombra proyectada a las 16 horas del 24 de Julio
sobre el edificio que se ha de acondicionar.
Solución:
Es recomendable hacer un croquis a escala con las
posiciones relativas de los distintos edificios y su
PRIMERA PARTE. ESTIMACIÓN DE LA CARGA TÉRMICA
l-50
TABLA 1 8. ALTURA Y AZIMUT DEL SOL
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Norte. Considerar los meses indicados en la pa rte superior de la tabla.
Sur. Considerar los meses indicados en la parte inferior de la tabla.
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CAPÍTULO 4. GANANCIAS POR INSOLACIÓN DE LAS SUPERFICIES DE VIDRIO
GRÁFICO 1.
SOMBRA DEBIDA A LOS ALEROS, SALIENTES Y EDIFICIOS ADYACENTES
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Según la tabla 18 :
Azim.ut del sol "" 242°.
Altura del sol = 57°.
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Utilizar las curvas adjuntas.
1--r-
1. Trazar una horizontal que pasa por 242" de azimut. Corta a la
curva E-0 en un punto de abscisa 0,6 m/m (sombra lateral).
2. Trazar por este punto de abscisa 0,6 una para!ela a las rectas
designadas 0,2-0,5. la abscisa del punto en que esta recta
corta la horizontal que pasa por el punto corresp ondiente a una
altura del sol de 57°, es igual a 1,8 m/m (sombra debida al alero) .
--
r--1--
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3. Sombra lateral : 0,6
x
0,2
=
0,12 m.
4. SOmbra debida al alero : 1,8 (0,6 + 0,2) - O, 1 5 = 1,3D m.
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Las sombras debidas al alero y al saliente, a
23 de julio, para una latitud de 40<> norte.
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Ventana con cuadro metálico orientada al oeste retirada 0,20 m
y Con un alero de 0,60 m situado a 0,15 m encima de la veiHana.
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Datos :
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SOMBRA EN LA PARTE SUPERIOR (m/m)
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1-52
PRIMERA PARTE. ESTIMACIÓN DE LA CARGA TÉRMICA
orientación, con objeto de permitir al ingeniero pro�
yectista la visión del problema.
Según la tabla 18: azimut del sol: 267"
altura del sol: 35"
Del gráfico n." 1: sombra lateral = 0,1 m¡metro
sombra vertical = 0,7 m¡metro
Rayos
del ·sol
/
Longitud de la parte de edificio situada a· la sombra:
L = 26 - 5,0- (0.1 X 23 ) = 18,7 m.
/ ,
/
Altura de la parte de edificio situada a la sombra:
H = 30 - (0,7 X 23 ) = 13,9 m.
El 23 de Julio, a las 16 horas, esta fachada del edi�
ficio tiene una sombra de 13,9 m de altura y 18,7 m
de longitud.
Ejemplo 8. Sombra producida en una ventana
retrasada
Datos:
Una ventana de marco metálico, orientada al Oeste,
retirada 0,20 m de la fachada.
Determinar:
La sombra proyectada el 23 de Julio, a las 14 horas.
Latitud 40" Norte.
Solución:
De la tabla 18: azimut del sol = 242°
altura del sol = 57°
Del gráfico n.o 1: sombra lateral: 0,6 x 0,20 = 0,12 m.
sombra vertical: 1,8 X .0,20 = 0,36 m.
Ejemplo 9. Sombra producida por el retraso
de la ventana y una marquesina
Datos:
La misma ventana anterior, pero con una marquesina
de 0,60 m, situada 15 cm por encima de la ventana.
Planta
��/
0.2�
Alzado
FIG. 21.
Sombras de los salientes de ventanas
Determinar:
Las sombras proyectadas a las 14 horas del 23 de
Julio.
Latitud 40° Norte.
Solución:
Observar la figura 21.
Sombra producida por el retraso de la ventana (como
en el ejemplo anterior) = 12 cm.
Sombra producida por la marquesina:
1,8 x (0,60 + 0,20) = 1,45 m.
Como la marquesina está situada 15 cm por encima
de la ventana, la altura de la sombra es de: 1,45- 0,15 = 1,30 m.
TIPOS DE VIDRIO O DISPOSITIVÓS
oe-�OIVIBRN '
Vidrio ordinario
Placa regular 0,65 mm
Vidrio absorbente térmico
Persiana veneciana, color élaro
- color r'nedio
color cib�curo
'
Tela de fibra de vidrio b!iuiqueciil a' (� 7*�6) j6S):
Tela de· algodón, beige _(6.18-91/36)
Tela de fibra de vidrio, gris_ claro_ · "
Tela·de fibra de vidrió, color canela {7,55-57/29)
Tela 'de vidrio blanca con tranjas . doraclas_
Tela 'de fibra de VIdrio, _gris.obsc!Jra
�
Tela '«Dacron» blánéa· d,á-86/81)
'
Tela de algodón, 'gris :obsc1,1ra con reyestimiento de vinilo'
·
(análoga al est?r)_
,
Tela' de algodón,' gris�o,bsc1,1ra (a:oa-91 /36)
•.
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'"
Los factores correspondientes a las diversas cortinas serán sólo a titulo de guia, ya que el material realmente empleado .en las cortinas puede ser
de 'diferentes colores y texturas; las cifras entre paréntesis son onzas por yarda cuadrada, y números de hebras de la urdimbre.
•• Comparado con el vidrio ordinario.
••• Para dispositivo da sombra combinado con vidrio ordinario.
Capítulo 5 . TRANSMISIÓN DE CALOR Y DE VAPOR
DE AGUA A TRAVÉS DE LAS ESTRUCTURAS
DEL EDIFICIO
En este capítulo se exponen los métodos de
cálculo _ y datos necesarios para determinar las
ganancias o pérdidas de calor sensible y latente
a través de las paredes externas o tabiques in­
teriores de un edificio. Permite establecer tam­
bién si pueden producirse condensaciones y, en
caso afirmativo, el medio de evitarlas.
Al existir una diferencia de temperatura en­
tre dos puntos de un mismo cuerpo, se esta­
blece un flujo de calor desde el punto caliente
hacia el punto frío. También existirá una trans­
ferencia de vapor de agua entre dos puntos cu­
yas tensiones de vapor son distintas. La canti­
dad de calor o de vapor transmitida en la unidad
de tiempo depende dE;! la resistencia que ofrezCa
el cuerpo entre los dos puntos corisiderados. Si
el vapor de agua entra en contacto con una su­
perficie cuya temperatura sea inferior a su punto
de rocío, el vapor se condensa.
TRANSMISióN DE CALOR
A TRAVÉS DE LAS PAREDES EXTERIORES
Las ganancias de calor por las paredes exte­
riores (muros y techumbres) se calculan a la
hora de máximo flujo térmico, y se deben, no
sólo a la diferencia entre las temperaturas del
aire que baña sus caras exteriores e interiores,
sino también al calor solar absor):lido por las
exteriores. La insolación y la diferencia de la
temperatura exterior y la interior soñ esencial­
mente variables en el transcurso del día, por
lo que la intensidad del flujo a través de la es­
tructura exterior es inestable. Por lo tanto se
ha re_currido al concepto empírico de ((diferen­
cia equivalente de temperatura», definida como
la diferencia entre ·las temperaturas de aire in­
terior y exterior capaz que resulta del flujo ca­
lorífico total a través de la estructura originado
por la radiación solar variable y la temperatura
exterior. Esta diferencia equivalente de tempe-
ratura a través de la estructura debe tener en
cuenta los diferentes tipos de construcción y
orientaciones, situación del edificio (latitud) y las
condiciones de proyecto:
q
=
KAM,
en la que:
q
K
=
A
=
li.te
=
=
flujo de calor kcal/h.
coeficiente global de transmisión
kcal/h · m' · oc.
superficie considerada en metros cua­
drados.
diferencia equivalente de temperatura
en oc.
La pérdida de calor a través de la construcción
exterior (paredes y tejado) se calcula inmediata­
mente a la hora de máximo flujo térmico, el cual
tiene Jugar de madrugada, después de algunas
horas de temperaturas exteriores muy bajas. En­
tonces las conducciones de flujo térmico se apro­
ximan a las de régimen estacionario y en la prác­
tica se puede considerar como 'tal.
El flujo térmico a través de la construcción in·
terior (suelos, techos y tabiques) está originado
por la diferencia de temperatura del aire a ambos
lados de la estructura, diferencia que es sustan­
cialmente constante y, por tanto, el flujo térmico
se puede determinar por las ecuaciones corres­
pondientes al estado estacionario, utilizando las
temperaturas reales existentes en ambos lados.
DIFERENCIA EQUIVALENTE
DE TEMPERATURA PARA PAREDES
Y TECHOS SOLEADOS O A LA SOMBRA
Puede explicarse el fenómeno de la transmi­
sión de calor a través de una pared en régimen
inestable, de la forma siguiente: Col).sideremos
una pared de ladrillos de 300 mm. de espesor
PRIMERA PARTE. ESTIMACIÓN DE LA CARGA TÉRMICA
1-54
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Frc. 25. Comportamiento del calor solar durante
�1 segundo intervalo de tiempo, más el absorbido
durante este intervalo
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FIG. 23. Comportamiento del calor solar absorbido.
durante el segundo intervalo de tiempo
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FIG. 26. 'Comportamiento del calor solar durante
el tercer intervalo de tiempo, más el calor
absorbido durante este intervalo
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FrG. 24. Comportamiento del calor solar absorbido
durante el tercer intervalo de tiempo
dividida en doce láminas de 25 mm. Suponga­
mos que al principio del experimento todas las
láminas se encuentran a la misma temperatura,
y que las temperaturas interior y exterior per�
manecen constantes.
Cuando la cara exterior está sometida direc­
tamente a la radiación solar la mayor parte del
calor recibido es absorbido por la primera !á-
mina (fig. 22), cuya temperatura se eleva por
encima de la del aire exterior y de la de la lámina
adyacente. Esto se traduce en dos flujos de ca­
lor: por una parte, de la primera lámina a la
segunda, y por otra, de la primera lámina hacia
el aire exterior (fig. 23 ), dependiendo las inten­
sidades de estos dos flujos de la resistencia al
flujo de calor, o resistencia térmica, de la · pared
y de la película del aire exterior. El flujo de
calor hacia la segunda lámina hace aumentar
la temperatura de ésta provocando otro flujo
de calor hacia la tercera lámina (fig. 24 ). Este
proceso, según el cual una cierta cantidad del
calor recibido por cada lámina es absorbido y
el �esto se transmite a la lámina adyacente, con-
PRIMERA PARTE. ESTIMACIÓN DE LA CARGA TÉRMICA
1-56
Latitud, 3()<> Norte
Temperatura exterior en verano, 35 oc
en invierno - 7 oc
Solución:
Diferencia entre las temperaturas interior y exterior
= 10 "C.
Variación de la temperatura en 24 horas = 14 oc.
Corrección a la diferencia de temperatura equiva­
lente = + 0,3 (tabla 20 A).
Diferencia de temperatura equivalente:
=
23,8" + 0,3"
Variación media de la temperatura exterior en 24 ho­
ras: 10 oc.
Determinar:
La diferencia equivalente de temperatura a las 12 ho­
ras en el mes (le Noviembre.
24,1 oc.
Ejemplo 3. Meses y latitudes diferentes
Solución:
Aplicando la relación indicada anteriormente:
Datos:
Pared de 30 cm de ladrillo ordinario, sin en lucir, orien­
tada al Oeste.
TABLA 1 9.
6,1, = a +
At.. + b � (At -At.,)
••
R.
DI FERENCIA EQU IVALENTE DE TEMPERATURA (°C)
M uros soleados o en som bra •
Valedero para muros de color oscuro, 35 oc de temperatura exterior, 27 oc de temperatura interior, 1 1 oc de variación
de la temperatura exterior en 24 h. mes de Julio y 40° de latitud Norte ••
o RIENTAClÓN
...
{kg{m�)
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8,3
8,3
.
. .
•
.
.
Ecuación : Ganancias por transmisión a través de los muros (kcal{h) "" Área (m•) x (Diferencia equivalente de temperatura) x (Coeficiente de transmisión
glo-bal, tablas 21 a 25).
• Válido tanto si el muro tiene o no aislamiento.
Para condiciones diferentes, aplicar las correcciones indicadas en el texto
El peso por m• de los tipos de construcción clásicos están indicados en las tablas 21 a 25.
Para pesos por m' inferiores a 100 kg/m'. tomar los valores correspondientes a 100 kg/m'.
:
.
CAPÍTULO 5. TRANSMISIÓN DE CALOR Y DE VAPOR DE AGUA EN EDIFICIOS
3." Determinación de R� y R,..
R, = 214 kcal/m' · h
tabla 15
R,.. = 444 kcal/m2 • h
1." Determinación de a:
Temperatura exterior en Noviembre, a las 15 horas.
35 - 8 = 27 ·e (tabla 3).
Si queremos mantener 24 "C en el interior, tendre­
mos una diferencia de 27 - 24 = 3 "C.
De donde
a =
De donde t.t,
=
=
0
3,8
=
314
(3,8- 0).
- 4,6 + O + 1 x 444
Correcciones que se deben aplicar a los valores
de las tablas 19 y 20
Peso de la pared: 600 kg/m2 (tabla 21).
..
)
- 4,6 ·e (tabla 20A).
2." Determinación de: l!J.t6B y tlt6,.:
t.t
/J.. tsm
1-57
)
Si las condiciones consideradas son distintas de las
que han servido de base a la construcción de las ta-
tabla 19
TABLA 20.
DIFEREN CIA EQUIVALENTE DE TEMPERATURA (•C)
TECHO SOLEADO O EN SOMB RA •
Valedero para techos de color oscuro, 35 oc de temperatura exterior, 27 oc de temperatura interior, 1 1 oc de variación
de la temperatura exterior en 24 h., mes de Julio y 40° de latitud Norte ..
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1.7
4.4
6.7
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-1,1
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16,7
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•
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Ecuación : Ganancias por transmisión a través del techo (kcal/h) ÁJea (m•) (Diferencia equivalente de temperatura)
global, tablas 77 6 28).
Si las bóvedas o buhardillas· están ventiladas o si el techo está aislado, tomar el 75 % de los valores precedentes.
Para techos inclinados, considerar la proyección horizontal de la superficie.
Para condiciones diferentes, aplicar las condiciones indicadas en el texto
Los pesos por m' de los tipos de construcción clásicos están indicados en las tablas 27 ó 28.
x
x
(Coeficiente de transmisión
*
u
\
***
TABLA 20 A.
Temperatura exterior a
las 15 h para el m"
considerado menos
temeeratura interior
· 16
· 12
8
4
o
+ 2
+ 4
+ 6
+ 8
+10
+12
+14
+16
+ 18
+20
+22
CORRECCIONES DE LAS DIFERENCIAS EQU IVALENTES DE TEM PERATURA (•C)
VARIACIÓN DE LA TEMPERATURA EXTERIOR EN
5
6
·21,2
·17,2
- 13,2
9,2
5,0
3,1
1,1
0,8
2.8
4,7
6,8
8.8
10,8
1l8
14,8
1 6,9
·21,7
-17,7
· 1 3,7
. 9,7
. 5,5
3,6
1,6
0,3
2.3
4.2
6.3
8.3
10,3
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14,3
16,.4
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·18,3 ·18,8
-14,3 -14,8
-10,3 -10,8
6,1
6,6
. 4,7
• 4,2
.2,2 . 2,7
0,3 - 0,8
1.7
1.2
3.6
3.1
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7.2
9.7
9,2
11,2
1 1,7
13,7
13, 2;
15,8
15,3
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-23,3
-19,3
-15,3
- 1 1. 3
7.1
5,2
3.2
1.3
0.7
2,6
4.7
6.7
8.7
10,7
127
14,8
-10
11
-23,8 -24,2
-19,8 ·20,2
-15,8 -16,2
- 1 1,8 ·12,2
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2. 2
1.7
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6.3
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8.3
7,8
10,3
9,8
12,3
1 1 ,8
14,4
13,9
12
13
-24,7 -25,1
- 20,7 - 2 1 , 1
-16,7 -17,1
-12,7 - 1 3 , 1
8.9
8,5
7.0
6,6
4.6
5.0
2,7
3. 1
1.1
0.7
1,2
0.8
3.3
2.9
4,9
5.3
6.9
7,3
9,3
8,9
10,9
1 1,3
13,0
13,4
14
15
- 25,6
-21,6
-17,6
- 1 3,6
. 9,4
. 7,5
• 5,5
- 3,6
1,6
0.3
2.4
4,4
6.4
8.4
10,4
12,5
·26,0
-22,0
-18,0
-14,0
9.8
7,9
5.9
4.0
2.0
o, 1
1,8
3.8
5.8
7,8
9,8
1 1,9
16
24
17
·26,5 -27,0
·22,5 -23,0
-18,5 - 19,0
-14,5 -15,0
-10,3 · 10,8
. 8,4
8,9
- 6,4
6.9
- 4,5
5.0
- 2,5
3.0
- 0,6
1. 1
0.8
1.3
3.3
2,8
4.8
5.3
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7.3
- 5,4
. 3,4
1,5
0,4
2.4
4.4
6.4
8.4
10,5
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-27,9 -28,8
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- 19,9 -20,8
· 1 5,9 -16,8
- 1 1,7 -12,6
9.8 -10,6
7,8 . 8,6
5,9 . 6,7
3,9 - 4,7
¡o • l 8
0.1 . 0,7
1,3
1.9
3.3
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5,9
5,3
7.3
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9.4
21
22
·29,3
-25,3
-21,3
-17,3
- 13, 1
-11,1
. 9,1
- 7,2
- 5,2
. 3,3
1,2
0.8
2.8
4,8
6.8
8,9
·29,8
·25,8
·21,8
·17,8
-13,6
- 1 1,7
. 9,7
7.8
• 5,8
- 3,9
1.8
0.2
2,2
4.2
6.2
8.3
PRIMERA PARTE. ESTIMACIÓN DE LA CARGA TÉRMICA
1-58
bias 19 y 20, la nueva diferencia de temperatura equi­
valente podrá determinarse por la relación empírica si­
guiente:
en la que
Ate = Diferencia equivalente corregida.
a = Corrección proporcionada por la tabla 20 A, te­
niendo en cuenta:
Un incremento distinto de 8 oc entre las tem­
peraturas interior y exterior (esta última tomada
a las 15 horas del mes considerado).
Una variación de la temperatura seca exterior
distinta de 11 oC.
,ó.tu = Diferencia equivalente de temperatura a la hora
considerada para la pared a la sombra.
.
¡j.tu. = Diferencia equivalente de temperatura a la hora
considerada para la pared soleada (tabla 19 ó 20).
b = Coeficiente que considera el color de la cara
exterior de la pared.
Para paredes de color oscuro b = 1 (azul oscuro,
rojo oscuro, marrón oscuro, etc.).
Para paredes de color medio b = 0,78 (verde,
azul o gris claros).
Para paredes de colOr claro b = 0,55 (blanco,
crema, etc.).
R. =· Máxima insolación (kcal/h · m2), correspondiente
al mes y latitud supuestos, a través de una super­
ficie acristalada vertical para la orientación consi­
derada (en el caso de pared); u horizontal (techo),
tabla 15, página 42, o tabla 6, página 23.
Rm = Máxima insolación (kcaljh · m2)·en el mes de Ju­
lio, a 400 de latitud Norte, a través de una super­
ficie acristalada, vertical, para la orientación con­
siderada (pared), u horizontal (techo), tabla 15,
página 42, o tabla 6, página 23.
NOTA: 1. Para las paredes a la sombra, cualquiera que
sea su orientación:
fj.t6.,. = Atu, de donde Ate = a + At.,
2. La tabla 19 se corresponde al hemisferio Nor­
te. Sin embargo, puede utilizarse también en el
hemisferio Sur, teniendo en cuenta las siguien­
tes equivalencias:
Orientación en el hemis­
ferio Sur
Orientación equivalente
en el hemisferio Norte
Noreste
Este
Sureste
Sur
Suroeste
Oeste
Noroeste
Norte (sombra)
Sureste
Este
Noreste
Norte (sombra)
Noroeste
Oeste
Suroeste
Sur
COEFICIENTE
DE TRANSMISióN GLOBAL K
Este coeficiente expresado en kcal/h·m'·°C, in­
dica la cantidad de calor intercambiada en una
hora a través de una pared, por m2 de superficie
y por °C de diferencia entre las temperaturas del
aire que baña sus caras interior y exterior. La
cantidad de calor intercambiada, Q, a través de
una pared de superficie A, para una diferencia
de temperatura !lO, será: Q = KA !lO. La inversa
de K ( h · m2 · °C/kcal) expresa la resistencia global
ofrecida al paso del calor y es igual a la suma de
las resistencias parciales ofrecidas por los dis-
tintos materiales que componen la pared, au­
mentada en las resistencias superficiales. Las
tablas 21 a 23 dan unos coeficientes de trans­
misión para un cierto número de tipos de cons­
trucción.
Fundamento de las Tablas
21 a 33
Coeficientes de transmisión K de paredes, techos,
tabiques, suelos, puertas y ventanas
Los valores de las tablas 21 a 33 se basan en
los coeficientes indicados en la tabla 34, pági­
nas 71 a 73.
NOTA: Se puede admitir, sin error importante,
que los coeficientes de transmisión son
los mismos en verano que en invierno.
Si, por ejemplo, se tiene en invierno
K = 1,5 kcal/h · m' · °C, el coeficiente de
transmisión en verano se determinará
en la forma siguiente:
l. Resistencia glopal R en invierno
= !/K = 0,66 h · m2 °C/kcal.
2. Resistencia superficial exterior en invierno:
= 0,035 (tabla 34 ).
3. Resistencia de la pared sin la resistencia
superficial exterior: (invierno)
= 0,66 - 0,035 = 0,625.
4. Resistencia superficial exterior en verano
= 0,052 (tabla 34 ).
5. Resistencia global en verano
= 0,625 + 0,052 = 0,677.
6. Coeficiente de transmisión global en verano
1/R = 1/0,677 = 1,48 kcal/h m' °C.
7. El error será tanto más grande cuanto ma­
yor sea el valor de K.
•
·
Empleo de las Tablas
·
21 a 33
Coeficientes de transmisión K de paredes, techos,
tabiques, suelos, puertas- y -ventanas
Estos coeficientes se pueden aplicar sin nin­
guna corrección en la mayoría de loS casos,
tanto en verano como en invierno. Si se desea
obtener valores más precisos utilícese la tabla 34.
Ejemplo 4. Coeficientes de transmisión
Datos:
Un tabique de 200 mm de espesor, construido de la- ·
drillo hueco, revestimiento por las dos caras, listones
metálicos sobre forro, enlucido a la arena, de 20 mm
de espesor.
Determinar:
El coefipiente de transmisión global.
Solución:
K = 0,88 kcal/h · m' · "C ( tabla 26, página 63).
Ejemplo 5. Coeficiente de transmisión después
de añadir un aislamiento
Los coeficientes de transmisión indicados en las ta­
blas 21 a 30, no tienen en cuenta un aislamiento even­
tual (exceptO para las terrazas, tabla 27, página 64).
CAPÍTULO 5. TRANSMISIÓN DE CALOR Y DE VAPOR DE AGUA EN EDIFICIOS
1-59
';Z
TABLA 21 .
COEFICI ENTES DE TRANSMISIÚN GLOBAL K. MUROS DE MA POSTER[A •
VERANO - INVIERNO
kcal/h·m2·°C
Los l'}úmeros entre paréntesis corresponden a pesos por m2• El peso total por m2 es igual a la suma de los valores co­
rrespondientes al muro y al revestimiento
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de arena
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o 'entra�ado madera
sobre forro
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ligero
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12 mm
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(10)
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sin , enlucido
o con enlucido
sobre forro
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Pan'el
de
25 mm
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1,22
2,20
1,61
1,27
2,00
1,46
1,22
1,51
1,22
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1,37
1,12
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1,56
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1,32
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0,63
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0,98-
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1,51
1, 37
X
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(20)
(10)
(425)
(600)
(846)
Ecuaciones : Ganancias, kca1/h = (Área, m•) Coeficiente K X (Diferencia equivalente de temperatura, tabla 19).
Pérdidas, kcal/h = {Área m•) x. coeficiente K x (Temperatura interior-Temperatura exterior).
En el caso de que estos tipos de construcción sean completados por un aislamiento o una capa o lámina de aire, véase tabla 31.
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0,73
0,68
0,73
0,68
0,63
PRIMERA PARTE. ESTIMACIÓN DE LA CARGA TÉRMICA
1-60
TABLA 22.
COEFICIENTE DE TRANSMISIÓN G LOBAL K- MUROS DE ALBAI'IILERIA CON PARAMENTO •
VERANO - INVIERNO
kcal/h m2 ·oc
·
Los riúmeros entre paréntesis corresponden a pesos por m2• El peso total por m2 es igual a la suma de los valores co�
rrespondientes al muro y al revestimiento
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1,07
0,98
0,93
0,83
0,83
0,73
0,68
0,63
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1,85
2,15
1,81
1,71
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1,90
1,81
2,00
1,71
1,61
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1,37
1,32
1,42
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1,27
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1,32
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1,12
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2,93
2,68
2,49
2,59
2,39
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2.73
2,54
2,34
2,39
2,20
2,05
1,76
1,66
1,56
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1,51
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1,56
1.46
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1,42
1,37
1,22
1,17
1,12
0,88
0,83
0,83
0, 93
0,7Q
10
15
20
{Í2�)
(1951 .
(2631,
10
15
20
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(390)
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1.07
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0,73
Aglomerado
(!lsco'riiis)
10
20
(97)
(180)
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1,17
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0,83
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1,56
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0,88
0,83
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0,68
0,63
0,63
2,05
1,76
1,66
1,85
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1,56
1,95
1,71
1,61
1,76
1,56
1,46
1,42
1,27
1,22
1,27
1,17
1, 12
1,32
1,17
1,12
1,22
1,12
1,07
1,02
0,93
0,93
0,78
0,73
0,73
1,76
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1.17
1,61
1,32
1,71
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1,17
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0,93
1,12
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0,93
0,78
1,02
0,88
0,78
0,73
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0,54
2,44
2,29
2,10
2,20
2,05
1,95
2,34
2,15
2.00
2,05
1,90
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1,56
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1,42
1,42
1,37
1,32
1,46
1,42
1,37
1,37
1,32
1,27
1,12
1,07
1,02
0,83
0,83
0,78
2,05
1,56
1,81
1,42
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1,37
1,42
1,12
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1,32
1,07
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0,78
0,68
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.
.
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.
10
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'Ladrillo ó'rdinÍirjo (A:rena y grava)
19 cm .(2{)0)
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. (307)
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P�íl�les prefa: ladrillo hueco 10 (78)
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.
30
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15
(195).
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Adoq'uin · L.�drilto ordinariO 10 (195)
.
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.: ' �9 c_m (5;00)
•
10: ..
1,22
0,73
0,88
Ecuaciones: Ganancias, kcal{h == (Área, m•) x Coeficiente K x (Diferencia equivalente de temperatura, tabla 19).
Pérdidas, kcal/h (Área, m•) x Coeficiente K x (Temperatura interior - Temperatura e)(terior).
• En el caso de que estos tipos de construcción estén complementados por un aislamientO o una capa de aire. véase la tabla 31
==
0,63
0,59
0,68
0,63
0,68
0,63
CAPÍTULO 5. TRANSMISIÓN DE CALOR Y DE VAPOR DE AGUA EN EDIFICIOS
1-61
TABLA 23. COEFICIENTES DE TRANSMISIÓN GLOBAL K-MUROS DE CONSTRUCCIÓN LIGERA, TIPO I NDUSTRIAL...
VERANO - INVIERNO
kcal/h·m2·°C
Los números ·entre paréntesis corresponden a pesos por m2• El peso total por mB es igual a la suma de los valores co­
rrespondientes al muro y al revestimiento
�
p,.,. d,
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��-�
e
on
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Fibrocemento ondulado
-e
.
.
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Ninguna
Panel aislante 1 2 mm
Panel aislante 20 mm
( 5)
{10)
(10)
( 5)
{10)
.
(JO}
'
' {15)
{ lO)
Madera
Panel aislante
Chapa
�inguno
(5)
12 mm
{10)
PAREDES
Ninguna
mm
.
PESOS
(kg{m•)
Ninguna
Panel aislante 1 2 mm
Panel aislante 20 mm
Madera 20 mm
Chapa ondulada 5/10
REVESTIMI ENTO I NTERIOR
.
,-
REVESTIMIENTO EXTERIOR
. .
.
.
.
20 mm
{15)
20 mm
(10)
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1,02
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1,76
1,37
2,25
2,93
1,32
1,07
1,61
1,63
0,98
0,83
1,07
1,32
0,83
0,73
0,93
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1,02
0,88
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2,83
1,81
1,22
1,02
1,32
Ecuaciones : Ganancias, kcal{h "" (Área, m') x Coeficiente K x (Diferencia equivalente de temPeratura, tabla 1 9 ) .
Pérdidas, kcal{h "" (Área, m•) x Coeficiente K x (Temperatura interior - Temperatura exterior).
En el caso de que estos tipos de construcción estén complementados por un aislante o una capa de aire, véase la tabla 31,
Estos valores se aplican al caso en que los intersticios entre los paneles o en la unión con el suelo y el techo estén calafateados. En caso contrario­
aumentar K en el 1 O %.
Estos valores se pueden utilizar para los techos en invierno (flujo de calor de abajo arriba) ; para el verano (flujo de calor de arriba abajo), multi­
plicarlos por 0,8.
TABLA 24.
COEFICI ENTES DE TRANSMISIÓN GLOBAL K MUROS DE CONSTRUCCIÓN LIGERA, TIPO CORTINA •
VERANO - INVIERNO
kcaljh m2 · oc
los números entre paréntesis co·rresponden a pesos por m2. - El peso total por m2 es igual a la suma de los valores co­
rrespondientes al muro y al revestimiento
·
�mientos
' '
'
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o
.,
.__
.
.
.
Material de
relleno
(kg/m')
MATER.IAL'.AISLANTE
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.
·
. '
.
PESO
ESPECIFICO- � •
"
. Fibra de widríg,-. madera.__ al�odórí
.
�a�el �i�o· dE! abeja eón relleno de perlitá, lana de vidrio'
_
Panel de fibra ·
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verriiJéulita exi�n-dida·
.
.
' 'p<!P eLn¡&, ?e� abeja
•
cemento. de
; �erffiiculita
o perlit8
.
'•
REVESTIMJENTO METÁLICÓ (15)
Espesor del relléno {mm)
REVESTIMIENTO METÁLICO CON
LANA DE VIDRIO DE 6 mm
(15)
so
75
lOO
"
Espesor del relleno {mm)
so
75
100
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80
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240
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1,02
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1,76
1,51
1,66
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1,02
0,88
0,98
0,39
0,83
0,59
0,73
0,63
0,68
0,29
0,63
0,44
0,59
0,49
0,54
0,93
1,56
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1,42
1.22
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0,98
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0,93
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0,68
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0,63
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0,59
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0,54
0,44
0,49
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480
2,15
2,49
2,83
3,37
1,32
1,56
1,85
2,39
0,93
1, 17
1,42
1,85
0,73
0,93
1,12
1,51
1,71
1,90
2, JO
2,39
1, 12
1,32
1,51
1,85
0,88
1,02
1,22
1,51
0,68
0,83
0,98
1,27
'"
960
Ecuaciones : Ganancias, kcal/h "" (Área, m•) x Coeficiente K x (Diferencia equivalente de temperatura, tabla 19).
Pérdidas, kcal/h "" (Área, m•) x Coeficiente K x (Temperatura interior - Temperatura exterior).
En el caso en que estos tipos de construcción estén complementados por un aislamiento o una c�pa de aire, véase la tabla 31
Peso total por
m1
Peso específico x Espesor de relleno
1000
+
1 5 kg/m�.
PRIMERA PARTE. ESTIMACIÓN DE LA CARGA TÉRMICA
1-62
TABLA 25.
COEFICIENTE DE TRANSMISIÓN GLOBAL K - MUROS Y TABIQUES DE DOBLE PARED •
VERAN O - INVIERNO
kcalfh m2• oc
Los números entre paréntesis corresponden a pesos por m2• El peso total por m2 es igual a la suma de los valores co­
rrespondientes al muro y al revestimiento
·
Piezas de
·�
Revestimiento
interior
..:JI
.
REVESTIMIENTO
EXTERIOR
Pared
p te de
revestimiento
PARED
Escayola 25 mm (50)
o fibrocemento (5)
o enlucido asfáltico (10)
Ninguna, papel de construcción
Contraplacado 8 mm (5) o yeso 12 mm
Madera ,20 mm y papel de const. (10)
Panel aislante 12 mm (1 O)
Panel aislante 20 mm (15)
Ladrillo de paramento
Ninguna, papel de' construcción
Contraplacado 8 mm (5) o yeso 12 mm
Madera 20 mm y papel de const. (10)
Panel aislante , 12 mm O O)
Panel aislante 20 mm. (15)
1 O cm (215) o cónira*
placado 1 0 mm (5) o en, lucido de ásfalto (10)
Planchas (5) o tablillas
de cubierta (10) o paneles de madera_ 20 mm
(15)
REVESTIMIENTO INTERIOR
.
Enlucido 10 mm
Panel aislante
o
Entramado
con o sin
entramad o mader
metálico
enlucido
sobre forro
P
ánel
Revoque
Enlucido
nlucido
Ninguno
madera· do
de arena ligero Enlucido Enlucido Panel de Panel de
20 mm yeso 20 mm 20 mm de arena ligero 1 2 mm 25 mm
12 mm 1 2 mm
10 mm
(10)
(10)
(10)
(35)
(10)
(20)
(35)
(15)
Revestimiento
exterior
(10)
.
(10)
.
Ninguna, papel. de construcción
,
Contraplacado 8 mm (5) o yeso 12 mm
Madera 20 mm y papel de const. (10)
Panel aislante 12 mm (10)
Panel a\sla�te 20 .mm (15)
(10)
Tablillas de cubierta so- Ninguna, papel de construcción---:: bre 20 mm de soporte Contrap_lacado 8 mm (b) o Yeso 12 mm-(10)
' aislante (15) o revesti- Madera 20 IJlm y papel de const. (10)
con as- Panel aislante 12 mm (10)
miento aislado
Panel aislante 20 mm (15)
falto i2Ü\
Tabique sencillo (enlucido en ' una éa'ra )
Tabique doble pared (enlucido en las dos caras)
·
4,44
3,32
2,34
2,05
\,56
1,61
\,46
1,22
\,\2
0,98
2,05
1,81
1,46
\,32
1,12
2,20
1,95
1,51
1,42
1,17
1,90
1,71
1,37
1,27
1,07
1,95
1,16
1,42
\,32
1,07
1,81
1,61
1,32
1,22
1,02
1.42
1,27
1,07
1,02
0,88
0,98
0,93
0,83
0,78
0,68
3,56
2,78
2,05
1,85
1,46
1,46
1,37
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1,07
0,93
1,81
1,61
1,32
1,22
1,02
1,95
1,76
1,42
1,32
1,07
1,7\
1,56
1,27
1,22
1,02
1,76
1,56
1,32
1,22
1,02
1,61
1,46-1,22
1,17
0,98
1,27
1,17
1,02
0,98
0,83
0,93
0,88
0,78
0,73
0,68
2,78
2,34
1,76
1,61
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1,32
1,22
1,07
0,98
0,88
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1,46
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1,12
0,98
1,71
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1,27
1,17
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1,12
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1,17
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0,93
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0,78
0,88
0,83
0,73
0,68
0,63
2,10
1,85
1,46
1,37
1,12
1,17
1,07
0,93
0,88
0,78
1,37
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1,22
1,02
0,98
0,88
1,22
1,12
0,98
0,93
0,83
\,02
0,93
0,83
0,78
0,73
0,78
0,73
0,68
0,63
0,59
2,10
1,17
2,93
1,66
3,27
1,90
2,68
1,51
2,78
1,56
2,44
1,37
1,76
0,93
1,12
0,59
Ecuaciones : Muros - Ganancias, kcal/h == (Área, m•) x Coeficiente K x (Diferencia .equivalente de temperatura, tabla 19).
Pérdidas, kcal/h = (Área, m•) Coeficiente K x (Temperatura interior - Temperatura exterior).
Tabique adyacente a un local no acondicionado - Ganancias o pérdidas, kcal{h = (Área, m') x Coeficiente K x (Temperatura exterior - Tem­
peratura interior - 3° C).
Tabique adyacente a una cocina o a una sala de calderas - Ganancias kcal/h == (Área, m•) x K x (Diferencia real de temperatura) 0 bien =
(Área, m•) K x (Temperatura exterior - Temperatura interior + 8 a 14o C).
En el caso en que estos tipos de construcción estén complementados ·por un aislamiento. o una capa de aire, v'éase tabla 31 .
x
x
1-63
CAPÍTULO 5. TRANSMISIÓN DE CALOR Y DE VAPOR DE AGUA EN EDIFICIOS
TABLA 26; COEFICI ENTES DE TRANSMISIÓN G LOBAL K - TABIQUES DE ALBAIÍIILERIA'
VERANO - INVIERNO
kcal/h m2 • oc
·
Los números entre paréntesis corresponden a pesos por mz. El peso total por m2 es igual a la suma de los valores co­
rrespondientes al muro y al revestimiento
Caras
con
ESPESOR Ningún
revesti·
revesti·
(cm)
miento
miento
y peso
(kgtmt)
PARED
�
(83)
�20
(98)
1,
20
(181)
1, 6
30
(259)
1,51
75
(73)
1,8
(83)
1,71
20
(156)
1,46
30
(210)
1,
20
(210)
1,95
30
(30,8)
1,85
'·'
(73)
2,25
0
(78)
1,95
(122)
1,71
(146)
1,51
''"
1,81
'·'
AGLOMERADO HUECO
Escorias
Enl,cldo
-
Ligero
Arena y grava
LADRILLO HUECO
Revestimiento
-
1
o
1,85
1,61
1,.!6
1,12
1,32
0,98
1,37
0,98
1,27
0,88
1,02
0,68
0,78
0,49
1,76
1,56
1,90
1,81
1,71
1,51
1,37
1,02
1,27
0,93
1,27
0,93
1,22
o,a8
0,98
0,63
0,73
0,54
Uoo
Do•
1,42
1,32
1,51
1,46
1,42
1,27
1,17
0,93
1,07
0,83
1,07
0,83
1,02
0,78
0,39
0,59
0,68
0,44
Uno
Do•
1,37
1,27
1,46
1,42
1,32
1,22
1,12
0,88
1,02
0,78
1,07
0,83
1,02
0,73
0,83
0,59
0,68
0,44
Uno
Do'
1,66
1,51
1,76
1,71
1,61
1,46
1,32
1,02
1,22
0,88
1,22
0,93
1,17
0,83
0,98
0,63
0,73
0,44
Uno
Do'
1,51
1,42
1,66
1,56
1,51
1,32
1,22
0,98
1,12
0,83
1,17
0,83
1,07
0,78
0,93
0,63
0,73
0,44
Uno
Do'
1,32
1,22
1,42
1,37
1,32
1,17
1,07
0,88
1,02
0,78
1,02
0,78
0,98
0,73
0,83
0,59
0,68
0,44
Uno
Do'
1,22
1,12
1,32
1,27
1,22
1,12
1,02
0,83
0,98
0,73
0,98
0,18
0,93
0,73
0,78
0,59
0,63
0,39
u"'
1,76
1,56
1,90
1,8 1
,
1,71
\,51
1.37
1,02
1,27
0,93
1.27
0,93
1,22
0,88
0,98
0,63
0,73
0,54
Uno
Do•
1,66
1,46
1,76
1,71
1,61
1,42
1,32
1,02
1,22
0,88
1,22
0,93
1,17
0,83
0,93
0,63
0,73
0,44
Uno
Do•
1,95
1,76
2.15
2,05
1,90
1,66
1,51
1,12
1,37
0,98
1,37
0,98
1,32
0,93
1,07
0,68
0,78
0,49
Uno
Do•
1.76
1,56
1,90
1,81
1,71
1,51
1,37
1,02
1,27
0,93
1,27
0,93
1, 22
0,88
0,98
0,63
0,73
0,54
Uno
Do•
1,51
1,37
1,61
1,56
1,51
1,32
1,22
0,98
1,12
0,83
1,12
0,88
1,07
0,78
0,93
0,63
0,73
0,44
Uno
Do•
1,37
1,27
1.46
1,42
1,37
1,22
1,12
0,88
1,07
0,78
1,07
0,83
1,02
0,78
0,88
0,59
0,68
0,44
Uoo
Do•
1,61
1,46
1.71
1,66
1,56
1,42
1,27
0,98
1,17
0,88
1,17
0,88
1,12
0,63
0,93
0,63
0,73
0,44
Uno
Do'
1,46
1,32
1,56
1,51
1,42
1,27
1,17
0,93
1,07
0,83
1,12
0,83
1,07
0,78
0,88
0,59
0,68
0,44
3.5
2,98
(63)
2,10
(29)
S
2,83
(88)
1,85
(39)
'·'
2,68
(104)
1,66
(44)
0
20
'·'
1
�
2,10
2,00
IS
BALDOSA DE YESO
CON ALVtOLOS
BALDOSA DE YESO
MACIZA
1,90
1,71
10
1
Uno
Do•
Uoo
Do•
REVESTIMIENTO
Entramado metálico
Panel aislante
Yeso 1 2 mm
enlucido
o entramado madera solo o enlucido
Revoque Enlucido 15 mm
.
sobre forro
enlucido sobre forro sobre forro
do
yeso Enlucido Enlucido Enlucido Enlucido Enlucido Enlucido
ligero de arena ligero Panel de Panel de
10 mm de arena ligero de arena
25 mm
20 mm
12 mm 12 mm
20mm 1 2 mm
( 1 5)
(10)
(30)
(10)
(35)
(35)
(15)_
(101_
@L
0
(63)
95
5
5
37
1,61
Do•
Ecuaciones : Tabique adyacente a un local no acondi�ionado - Ganancias o pérdidas, kcal/h = (Área, m•) >< Coeficiente K >< (Temperatura exte;ior - Tem-.
peratura interior - 3° C).
Tabique adyacente a una cocina o a una sala de calderas -_ Ganancias kcal/h = (Área, m') >< K >< (Diferencia real de temperatura) o bien =
(Área, m2) >< K >< (Temperatura exterior - Temperatura interior + 8 a 14° C).
En al caso en que estos tipos de construcción estén complementados por un aislante o una capa de aire, véase la tabla 31,
PRIMERA PARTE. ESTIMACIÓN DE LA CARGA TÉRMICA
l-64
TABLA 27.
COEFICIENTES DE TRANSMISIÓN GLOBAL K - TER RAZAS •
VERANO
:
Flujo ascendente - INVIERNO
kcal/h ·m2·°C
:
Flujo descendente
Los números entre paréntesis dan el peso en kg/m2• El peso total es igual a la suma de los pesos de los diversos componentes
NAÍ"URAL(ZA DEL PISo'
0- PAVIfiiÍ E,NTO
, chapa
Aislante
,
cu� '"
,,
1
' Panele�'Jlrefabricados '
claSe h_eráclita
losa
en ,
T6cho
i'Je.
:HO�fllÍg?n (ai�na '! gia�;� '
' (ligero sObre fevoque d yt'lso)
�
D
ESPESOR ,
EL TECHO
(r;:m)
y' peso
(kQ/m�) ,
'"'
Ninguno
CM o Sin' en!ucfdo J30)
Suspen�ido , ( qrdinario) -•(25)_
Suspend. (losas acústicás) - (10)
13
(5)
i5
(5)
38
(10)
50
(15) '
(15)'
"
75
(20} , '
1,71
1,07
0,88
1,12
0,83
0,68
0,88
0,68
0,59
0,73
0,59
0,54
0,59
0,49
0,44
0,49
0,44
0,39
0,98
0,73
0,63
0,78
0,59
0,49
0,63
0,54
0,44
0,54
0,44
0,39
0,49
0,39
0,39
0,44
0,39
0,34
0,39
0,34
0,29
0,68
0,59
0,49
0,54
0,49
0,44
0,49
0,44
0,39
0,44
0,34
0,34
0,39
0,34
0,34
0,39
0,29
0,29
0,34
0,24
0,24
2,49
1,37
1,02
1,46
0,98
o, 78
1.02
0,78
0,63
0,78
0,63
0,54
0,68
0,59
0,49
0,59
0,49
0,44
0,49
0,44
0,39
1,32
0,88
0,73
0,98
0,68
0,59
0,73
0,59
0,54
0,63
0,49
0,44
0,54
0,44
0,19
0, 49
0,44
0,39
0,39
0,39
0,34
1,02
0,73
0,63
0,78
0,59
0,54
0,63
0,54
0,49
0,54
0,44
0,39
0,49
0,39
0,39
0,44
0,39
0,34
0,39
0,34
0,830,63
0,59
. 0,68
0,54
0,49
0,54
0,49
0,44
0,49
0,39
0,34
0,44
0,39
0,34
0,39
0,34
0,29
0,34
0,29
0,24
Con o sin .enlucido (30)
Suspendido (ordinario) (25)
Suspend. (losas acústicas) (1 O)
Con o sin enl!Jcido (30)
S1,1spendido (ordinario) {25)
Sus'pend. (losas acústicas) (10)
Con o si_n en!ucido (30)
Suspendido (or�inario) (25)
Suspend. (lclsas acústicas) (1 O)
1,56
1,02
0,83
1,07
0,83
0,63
0,83
0,63
0,59
0,68
0,54
0,49
0,59
0,49
0,44
0,49
0,44
0,39
0,44
0,39
0,34
1,32
0,93
0,73
0,93
0,73
0,59
0,73
0,63
0,54
0,63
0,54
0,44
0,54
0,49
0,39
0,49
0,44
0,39
0,39
0,39
0,34
1,12
0,83
0,68
0,83
0,63
0,59
0,68
0,59
0,54
0,59
0,49
0,44
0,49
0,44
0,39
0,44
0,39
0,39
0,39
0,34
0,34
2,5 (1.4)
Con sin enlucido (30)
Suspendido (ordinario) (25)
Suspend. (losas acústicas) (10)
1,95
1,17
0,93
1,27
0,88
0,73
0,93
0,68
0,63
0,73
0,59
0,54
0,63
0,54
0,49
0,54
0,44
0,39
0,44
0,39
0,34
(24)
Con . o. sin enlucido (30)
SuspendidO (ordinario) , (25)
Suspend. (losas acústicas) (1 O)
1,37
0,93
0,78
D.911
0,73
0,63
0,78
0,63
0,54
0,63
0,54
0,49
0,54
0,49
0,44
0,49
0,44
0,39
0,39
0,34
0,34
7,5 (39)
Con o sin enlucido (30)
Suspendido (ordinario) (25)
Suspend. {losas acústicas) (10)
1,02
0,78
0,63
0,78
0,63
0,54
0,63
0,54
0,44
0,54
0,44
0,44
0,49
0,44
0,39
0,44
0,39
0,34
0,39
0,34
0,29
Con ,o, sin :en,lti�i �o (30)
Suspendido (ordiflario} (25)
St¡sp(md, (losasBcúst\cas) (10}
Con o. si_rl enlUcido , (30) .
7,5 · (34)
�u,sp�ndido, (ordinario} (45)
$uspen0. (losas acústicas} (1 O}
10
{229). · COn ' o , Sil)' enlucido _(30j
15 (341) �u�pehdido :(oi-di,nario) , (25)
" . ' (454) Susp�n�. <.losas acú�ticas) (10)
(19)
,
•
(43)'
10
5
(78)
•
(53)
7,5 ,{73)
10
Ma¡;lera
,•-�
3,27
1,56 ...
1,12
�5
7.5 (63)
:·Losa de'Ye�o _sobre p�nel dé yeso
�Jsl.Ar'!TE ENCIMA DEL �AVIMENTO (mm}
TECHO
(92)
Con . o sin :enlucido (30)
Suspen'didO (ordinario) (25)
1 Suspe�d. (losas.acústicas>_'{10)
Co� o· sin enlucido ,(30)
Suspendido (ordinario) (25)
Sus �end. (losas ·acústicas) (10)
Con o 'sin enlucido (30)
Suspendido (ou;linario) (25)
,
Suspend . (10sas.acústicas) (10)
o
Ecuaciones : Verano - Flujo descendente - Ganancias kcal/h (Área, m•) x K x (Diferenci'a equivalente de temperatura).
Invierno - Flujo ascendente - Pérdidas kéal/h == (Área, m') x 1,1 � x (Temperatura exterior - Temperatura interior).
En el caso en que exista una capa de aire o un aislamiento suplementario véase tabla 31,
Para panel aislante de 1 2 mm suspendido, simple (3) o con enlucido de arena de 12 mm (25). tomar los valores de las losas acústicas.
=
0,19
1-65
CAPÍTULO 5. TRANSMISIÓN DE CALOR Y DE VAPOR DE AGUA EN EDIFICIOS
TABLA 28. COEFICI ENTES DE TRANSMISIÓN K - TECH U M B R ES •
VERANO : Flujo descendente - INVIERNO: Flujo ascendente : (véase nota al pie)
kcal/h ·°C·m2 de áre_a proyectada
Los números entre paréntesis dan el peso en kg/m2 • El peso total es igual a la suma de los pesos de los diversos componentes
TECHO (CIELO RASO)
TECHUMBRE
�
�
Bajo
Cub;'"'
.
.
Techo
flP"'
CUBI ERTA
Sin
techo
BAJO TECHUMBRE
.
Paneles
madera
20 mm
Panel
yeso
10 mm
(10)
(10)
Entramado
metálico
enlucido
1
Enlucido Enlucido EnluCido
de arena ligero de araña
mm zo,mm
(35)
(15)
20
.
12 mm
(25)
.
.
- Panel aislante
Yeso 10 tnm o
entramado madera _
con o sin
-· enluc;:idó de arena
enluCido
Losas - acústicas
sobre f()r�ós . .
o -yeso 1 2 mm
Panel Losas de Losa de'
EnlucidO Panel
liQero de 12 mm de 25 mm 12 mm 20 mm
12 mm
(10)
(10)
(20)
(10)
(15)
Papel sobre contra·
1,32
1,46
1,42
1,02
1,42
1,12
placado' 8 mm (1 O)
2,49
1,56
1,37
0,83
1,07
Losas
Papel bajo techum·
de asfalto (10)
b�� madera 20 mm
0,93
1,12
1,22
1,27
1,22
1,17
1,32
0,78
1,02
1,46
0,98
)
Tejas planas o Papel sobre contra­
placas de fibra- placado 8 mm (1 O)
1,37
1,61
1,61
1,22
1,07
1,66
1,81
1,51
1,22
0,88
2,88
- --------- ---1 -- -r-------------�------ -------------cemento (15) ' o rc�������r-------f-------1�----1
,enlucido de as­ Papel en subtej<�do
1,37
1,22
1,42
1.07
0,83
1,07
0,98
1,32
1,37
2,20
1,51
faltO (5)
madera -20 mm (15)
Papel
sobre
contra­
Tejas planas.
0,93
1,71
1,27
1,12
_1,42
1,76
1,66
2,29
1,27
1,85
3,12
(40), tejas o'rdi· placado 8, mm {10)
narias (50) o f----�----f--+--1---1---r---'­
e
l
jado
chapas metal (5) Pape sobr subte
1,07
1,22
0,83
1,12
0,98
1,37
1,37
1,42
1,51
1,32
2,34
maderB 20 �m (15)
Planchas de
madera (10)
Papel sobre cabrias
(5)
Papel sobre contra-­
placado 8 mm (10)
Papel sobre subtejado
madera 20 mm (15)
2,59
1,27
1,51
1,61
1,46
1,46
1,37
\,12
0,83
1,17
1,02
2,0_0
1,12
1,32
1,42
1,27
1,32
1,22
1,02
0,78
1,02
0,93
1,66
1,02
1,17
1,22
1,12
1,12
0,93
O, 73
0,93
0,83
Ecuaciones : Verano (Flujo descendente) - Ganancias kcal/h -= (Área proyección horizontal, m•) x K x (Diferencia equivalente de temperatura, tabla -20)
Invierno (Flujo ascendente) - Pérdidas kcaiJh -= (Área proYección horizontal, m") x 1 , 1 K x (Temperatura exteriOr - Temper�tura interior)
En el ceso en que exista una capa de aire o un aislamiento suplementario, ver tabla 31,
\
5
1-66
PRIMERA PARTE. ESTIMACIÓN DE LA CARGA TÉRMICA
COEFICI ENTES DE TRANSMISIÚN G LOBAL K - TECHO Y PAVIM ENTO ( Flujo ascendente)
Aire quieto en cada cara � kca1/h · m2·°C
Los números entre paréntesis dan el peso en kg/m2 • El peso total es igual a la suma de los pesos de los diversos componentes
TABLA 29.
�:
No acondicionado
CONSTRUCCióN DEL TECHO
.
Suspendido o con forros
Panel aislante
Losas
Yeso
10
mm
Entramado
Losas acústicas
o
ESPESOR
acústicas
rnetélico
entramado madera odesnudo
sobr� forro o
con enlucido
Desnudo Enlucido
(cm)
pegadas
enlucido
enlucido
yeso 10 nim
de arená 1 2 m
o
ligero
ho y peso
Losas Enlucido Enlucido Enlucido Enlucido
enlucido 12 mm Losas
Losas
(kg{m")
lo-sas
Acondicionado
do
d•
de arena ligero dO arena ligero
arena
Panel
Panel
do
do
12
mm
20
mm
20 mm 20 mm 12 mm 12 mm de12 mm de25 mm 1 2 mm 20 mm
PAVIMENTO
12 mm
NATURALEZA
DE
DEL SUELO
(5) .
(1 5)
(5)
(25)
(20)
(25)
(10)
(10)
(5)
(35)
(5)
(15)
HORMIGÓN
•lo
.
s
o linóleo
D e nudo
.
Enlucido
de arena
3 mm o
embaldosado Enlucido
Sin forro
'
"
"
"
10
'
ligero
"
Parquet
(pavimento
Enlucido
de arena
"
"
"
de cemento
superfi cie
Enlucido
ligero
Embaldosado
o linóleo
3 mm sobre
Enlucido
de arena
de madera)
sobre
contrapla-
16 mm
entre vigas
cado
Parquet
madera
dura sobre
lab_llllas de
cubierta
entre vigas
Enlucido
ligero
Enlucido
de arena
Enlucido
ligero
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No acondiciOnado
TECHADO MADERA
��-·
V
NATURALEZA DEL SUELO
Desnudo
Embaldosado sobre cemento 38 mm
Parquet madera dura 20
mm o linóleo sobre contraplecado 16 mm
linóleo 3 mm sobre pavimento 6 mm sobre panel
aislante 1 O mm
Suspendido o_ con forros
Panel -aislante Losas acústicas
Yeso 10 mm
desnudo o con
o entramado
enlucido de aren<J sobre forros o
madera enlucido
yeso 1 0 mm
pegadas
12 mm
Desnu
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losas
Losas
Enlucido
Enlucido Enlucido nlucidc Panel de Panel de
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12 mm
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losas
acústicas
Techo
Acondicionado
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Ninguno
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Madera 50 mm(25)
Madera20 mm (105)
Madera 50mm(120
Madera20 mm {25)
Madera 50 mm (35)
Madera 20 mm(25)
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metálico
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Ecuaciones : Flujo ascendente, local no acondicionado debajo :
Ganancias kcal/h (Área, m.•) x K x (Temperatura exterior � Temperatura interior - 3o C).
Cocina o sala de calderas d ebajo
Ganancia : kcal/h (Área, m") x K x (Diferencia real de temperatura)
o (Área, m•) x K x (Temperatura exterior - ·Temperatura interior + 8 a 1 4
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C).
CAPÍTULO 5. TRANSMISI ÓN DE CALOR Y DE VAPOR DE AGUA EN EDIFICIOS
1·67
COEFICI ENTES DE TRANSMISIÓN GLOBAL K. - TECHO Y PAVIMENTO (Flujo descendente)
Aire quieto en cada cara - kcal/h·m2·°C
Los números entre paréntesis dan el peso en kg/m2• El peso total es igual a la suma de los pesos de los diversos componentes
TABLA 30.
CbNÚRlJCCióN
DEL TECHO
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Losas acú,shcas
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"
1,71
1,32
J,22
0,88
1,07
0,78
2,49
J,27
0,93
2, JO
J,17
0,83
2,15
J, J7
0,88
1,95
1,12
0,83
J,SJ
0,93
0,73
1,02
0,73
0,59
1,SJ
0,98
0,73
1,32
0,83
0,68
1,85
1,17
0,88
0,68
0,83
0,63
0,93
0,73
0,88
0,68
0,8B
0,68
0,83
0,68
0,73
0,59
0,59
0,54
0,73
0,59
0,68
0,59
1,61
1,07
0,83
0,68
0,78
0,63
0,88
0,68
0,83
0,63
0,83
0,63
0,78
0,63
0,68
0,59
0,59
0,49
0,68
0,59
0,63
0,54
1,42
0,98
0,78
0,63
0,73
0,59
0,78
0,63
0,73
0,59
0,78
0,63
0,13
0,59
0,63
0,54
0,54
0,49
0,68
0,54
0,63
0,54
Ecuaciones : Flujo descendente,_ local no acondicionado debajo :
Ganancias kcal/h = (Área, m") x K x (Temperatura exterior - Temperatura interior - 3 °C).
Cocina encima :
Ganancias kcalfh (Área, m') K x (Diferencia real de temperatura).
o = (Área, m') x K x (Temperatura exterior - Temperatura interior + 8 a 14° C).
=
.
Losas
acústicas
pegadas
��9
.
-
�---r----�-�-- ����
.
,
·.
Suspendido o con forros
Sin forro
x
PRIMERA PARTE. ESTIMACIÓN DE LA CARGA TÉRMICA
1-68
TABLA 31.
COEFICIENTES DE TRANSMISIÓN GLOBAL K CON AISLAMIENTO Y CAPA O LÁM INA DE AIRE
VERANO - INVIERNO
kcai¡h m2 • oc
·
Valor de
K para ¡;nuro,
techo,
techuinbre,
paviíúento
pntes del
aislamiento
/
Con chapa pulimentada en la lárílina de aire (hoja de aluminio media
Material aislante
fibroso
Espesor (mm)
Con
lámina
de aire
e 20 mm
o más En una
o dos
caras
=
0,05),
.·
Dirección del flujo
Verano-Invierno
Horizontal
_Invierno · .
Ascendente.
Verano
Descendente
Una hoja Dos hojas En una Una hoja Dos hojas En una Una hoja DoS; hojas·
en lámina en lámina o dos en lámina en lámina o dos en lámina en lámina
de aire
de aire caras de aire
de aire caras de.alre
de aire · '
25
50
75
3,0
0,93
0,54
0,39
1,85
1-,66
0,88
0,54
0,59
0,29
0,24
1.76
0,98
0,68
2,9
0,93
0,54
0,39
1,81
1.61
0,88
0,54
0,59
0,29
0,24
1,76
0,98
0,68
2,8
0,88
0,54
0,39
1,76
1,56
0,88
0,54
0,54
0,29
0,24
1,71
0,98
0,68
0,88
0,54
0,39
2,7
2,6
�·
1,76
1,51
0,83
0,54
0,54
0,29
0,24
1,66
0,93
0,68
0,88
0,54
0,39
1,11
1,46
0,83
0,49
0,54
0,29
0,24
1,61
0,93
0,68
0,88
0,54
0,39
1,66
1,42
0,83
0,49
0,54
0,29
0,24
1,56
0,93
0,63
0,63
2,4
0,83
0,54
0,39
1.61
1,37
0,78
0,49
0,54
0,29
0,20
1,51
0,88
2,3
0,83
0,49
0,39
1,56
1,:J.7
0,78
0,49
0,54
0,29
0,20
1,46
0,88
0,63
2,2
0,83
0,49
0,34
1,51
1,32
0,78
0,49
0,54
0,29
0,20
1,42
0,88
0,63
�1
o, 78
0,49
0,34
1,46
1.27
0,73
0, 49
0,54
0,29
0,20
1,37
0,83
0,63
2,0
0,78
0,49
0,34
1,42
1.27
0,73
0,49
0,49
0,29
0,20
1,32
0,83
0,59
1,9
0,78
0,49
0,34
1,37
1.22
0,73
0,44
0,49
0,29
0,20
1,27
'l,83
0,59
0,73
0,49
0,34
1,32
1,17
0,68
0,44
0,49
0,29
0,20
1,22
0,78
0,59
73
o1
0,73
0,49
0,34
1,27
1,12
0,68
0,44
0,49
0,29
0,20
1,17
0,78
0,59
0,49
0,34
1,22
1,07
0,63
0,44
0,49
0,24
0,20
1,12
0,73
0,54
1,12
1,02
0,63
0,44
0,49
0,24
0,20
1,07
0,73 .
0,54
1,8
1,7
1,6
_
_
1,5
0,68
0,44
0,34
1,4
0,68
0,44
0,34
1,07
0,98
0,63
0,39
0,44
0,24
0,68
0,49
0,44
0,34
1,02
0,93
0,59
0,39
0,44
0,24
o, 20
0,98
1 ,3
0,63
0,20
0,93
0,63
0,49
1,2
0,63
0,44
0,34
0,98
0,83
0,59
0,39
0,44
0,24
0,20
0,88
0,63
0,49
1,1
0,59
0,39
0,29
0,88
0,78
0,54
0,39
0,39
._0,24
0,20
0,78
0,59
0,44
1,0
0,59
0,29
0,83
o, 73
0,49
0,34
0,39
0,24
0,20
0,73
0,54
0,44
0,73
0,54
0,39
. 0,39
0,39"
0,29
0,68
0,49
0,34
0,39
0,24
0,20
0,68
0,49
0,34
0,29
0,68
0,59
0,44
0,34
0,34
0,24
0,20
0,63
0,49 '
0,44
0,34
0,24
0,59
0,54
0,39
o, 29
0,34
0, 20
0,20
0,59
0,44
0,34
0,6
0,39
0,29
0,24
0,54
0,49
0,39
0,29
0,29
0,20
0,15
0,49
0,39
0,34
'· '
0,34
0,29
0,24
0,44
0,39
0,34.
0,24
0,29
0,20
o, 15
0,44
0,34
0,29
0,9
0,8
0,7
<
0,54
Con aislamiento
Con lámina de aire
Chapa pulimentada
en una o dos caras
Chapa pulimentada
en la lámina de aire
0,39
Chapas pulimentadas
en la lémina de aire
Láminas de aire
Tabique
Chapas pulimentadas
Chapas pulimentadas
Chapas pulimentadas
Valores controlados para el verano con flujo ascendente, descendente u horizontal. Desviación menor del 1 %, con. respe�to a los valores indicados.
CAPÍTULO 5. TRANSMISIÓN DE CALOR Y DE VAPOR DE AGUA EN EDIFICIOS
TABLA 32.
1-69
COEFICI ENTES DE TRANSMISIÓN GLOBAL K DE LAS TER RAZAS CON AISLAMIENTO
VERAN O - INVIERNO
kcal/h · m2·°C
D-ESPUÉS DEL AISLAMIENTO
Espesor (mm)
VALOR DE K ANTES DEL
AISLAMIENTO
10
20
30
40
50
60
70
3
1,79
1,28
1;00
0,81
0,68
0,59
0,52
2,5
1,60
1, 18
0,93 .
0,77
0,66
0,57
0,51
2
1,38
1, 15
0,85
0,72
0,61
0,54
0,49
1,75
1,50
1,26
0,98
0,91
0,80
0,75
0,68
0,64
0,60
0,56
0,52
0,49
0,47
1,12
1,25
0,97
0,80
0,68
0,59
0,52
0,47
0,42
0,45
1
0,82
0,69
0,64
0,45
0,56
0,60
0,50
0,53
0,45
0,47
0,41
0,42
0,75
0,37
0,39
0,34
0,41
0,38
0,35
0,32
0,30
0,28
0,50
TABLA 33. COEFICIENTES DE TRANSMISIÓN GLOBAL K - VENTAN AS, CLARABOYAS
PU ERTAS Y PAREDES EN BALDOSAS O ADOQUINES DE VIDRIO
kcal/h·m¿·°C
VIDRIO
Horizontal
Vertical
Sencillo
Espesor de la lámi ña de aire (mm)
Chasis simple
Chasis. doble
S, S
Doble
6
13
3,0
2,7
Triple
20
•
100
2,6
Doble
Sencillo
6
13
20 . 100
Verano
Invierno
Verano
Invierno
2,0
1.7
1,6
4,2
2,1
6,8
3,1
2,4
3,4
2,6
PUERTA
Espesor de la puerta
(cm)
Valor de K
puerta sencilla
3,4
'·'
3,2
'·'
2,6
3,8
4,4
5, 1
6,3
7,6
VidriO (herculita de 1 9 mm)
Valor de K
puerta doble chasis o armadura
1,7
1,6
1,5
2,5
1,5
2,3
1,9
1,6
5,1
1,4
1,2
1,1
2,1
PAREDES FORMADAS _POR BLOQUES O BALDOSAS DE VIDRIO
Especificaciones •
146 x 146. x 98
197 x 197 x 98
297 x 297 x 98
197 x 197 x 98
297 x 297 x 98
mm
mm
mm
mm
mm
espesor. Dimensiones nominales 1 50 x 150 x
espesor. Dimensiones nominales 200 x 200 x
espesor. Dimensiones
nominales 300 x 300 x
.
eSpesor con pantalla fibra de vidrio (70)
espesor con pantalla fibra de vidrio (80)
Valor de
100 (70)
100 (70)
100 (80)
.
Ecu aciÓn; : G�mancias o pérdidas kcal/h = (Área, m•) x K x (Temperatura exterior - Temperatura interior).
.
.
Los números entre paréntesis corresponden al _Peso (kg) por unidad de superficie (m").
•
3,0
2,7
2,5
2,3
2,1
K
1-70
PRIMERA PARTE. ESTIMACIÓN DE LA CARGA TÉRMICA
Ocurre con frecuencia que se añade una capa aislante
a las paredes exteriores.· Los nuevos coeficientes que
corresponden a los tipos de construcción de las tablas
21 a 30, pueden obtenerse ahora por medio de la ta­
bla 31, página 68.
Datos:
Pared de mampostería constituida por ladrillos de
100 mm, aglomerados de escorias de 200 mm, y r�ves­
timiento de 20 mm de enlucido de arena sobre hsto­
nes metálicos, sobre forro. 75 mm de material aislante
fibroso en el espacio �orrespondiente a las piezas de
carpintería.
Empleo de la Tabla
34
Resistencia térmica R de 1os materiales
de construcción y de aislamlerlto
Las resistencias térmicas de los materiales de
construcción están reseñadas en dos columnas.
Una indica la resistencia térmica por cm de
espesor, basada en la conductividad. La otra
columna da la resistencia térmica para un espe­
sor o construcción dados, basada en la conduc­
tancia.
Ejef!1plo 6. Cálculo del coeficiente K
Determinar:
El coeficiente de transmisión.
Solución: véanse las tablas 22 y 31.
Valor de K para las paredes sin aislamiento
K � 1,17 kcal/h · m' · 'C.
Valor de K para la misma pared con aislamiento:
K � 0,34 kcal/h · m' · 'C.
Datos:
Pared representada en la figura 27.
CALCULO DEL COEFICIENTE
DE TRANSMISióN K
Para los tipos de construcción que no estén
indicados en las tablas 21 a 33, se calcula el
valor de K en la forma siguiente:
l. Determinar en la tabla 34 la resistencia de
cada material que compone la pared, y las
resistencias superficiales interiores y exte­
riores.
2. Sumar la resistencias,
R = r1 + r.2 + r3 + . . . . . r . ·
3. Hallar la inversa de R, o sea:
1/R = K.
FIG. 27.
Determinar:
El coeficiente de transmis.ión en verano.
Solución:
Véase la tabla 34.
ConstrucciÓJ?.
..
Fundamento de la Tabla
34
Resistencia R de los materiales de construcción
y materiales aislantes
Los valores de la tabla 34 se han obtenido
de la guía de ASHAE, año 1958, y se han com­
pletado con el peso por m' de los diversos ma'
!eriales.
Pared exterior
l. Resistencia superficial exterior.
Viento 12 kmjh.
2. Recubrimiento de piedra de 50 mm
(0,64 X 50 X 10-')
3. Ladrillo hueco de 200 mm
4. Enlucido de arena de SO mm
(1,4 X 50 X 10-')
5. Resistencia superficial interior
Resistencia total R . . .
Resistencia
R
52 X 10-'
32 X 10-'
379 X 10-'
70 X 10-'
140 X 10-'
673 X 10-'
Coeficiente de transmisión global:
K � 1/R
�
1.000/673 � 1,49 kcalfh · m' · 'C.
CAPÍTULO 5. TRANSMISIÓN DE CALOR Y DE VAPOR DE . AGUA EN EDIFICIOS
TABLA 34.
1-71
RESISTENCIA T�RMICA R - MATERIALES DE CONSTRUCCIÓN Y DE AISLAMIENTO
(°C·m2· h/kcal)
--:-
RESISTENCIA R
Espesor
(mm)
ÓESCRIPCIÚN
MATERIAL
Peso
específico
(kg /m")
Por m de
espesor
Por el
espesor
considerado
10-3
-
){
MATERIAL DE CONSTRUCCIÓN
PANEl-ES O PLACAS
Fibroce,nenw
Yeso o cemento
Contraplacado
Madera
Fibra de ma�era. Homogénea o en chapas
1920
800
544
4.16
496
Fibra de madera comprimida
Madera. Pino o abeto
1040
512
2,0
7,3
10,2
19,2
16,1
5,8
10,0
Fieltro permeable
Fieltro impermeable
Enlucido plástico
PAPEL DE CONSTRUCCIÓN
.
12
24
Despreciable
Arce, encina o especies duras
Pino, arce o especies blandas
MADERA
ladrillo ordjnario
Ladrillo de paramento
Ladrillo- hueco :
1 alvéolo
1 alvéolo
2 alvéolos
2 alvéolos
2 alvéolos
3 alvéolos
ELEMENTOS DE ALBAÑILERJA
Aglomerados huecos. 3 Alvéolos ovales. Artma y grava.
Hormigón de escorias
Hormigón ligero (Puzolana,· ponce, etc.)
'
Baldosas de yeso
Macizas
4 alvéolos
3 alvéolos
.
1
· Piedra calcárea o silícea
.
720
512
7,3
10,1
1920
2080
144
9,0
164
228
312
75
100
150
200
250
300
960
768
800
720
672
640
455
520
75
100
150
200
300
1216
1104
1024
1024
1008
82
143
186
227
262
75
100
150
200
300
1008
960
864.
896
848
176
227
308
353
383
75
100'
200
300
960
832
768
688
260
308
410
415
75
75
100
720
560
608
259
277
334
2400
379
0,64
PRIMERA PARTE. ESTIMACIÓN DE LA CARGA TÉRMICA
1-72
TABLA 34.
RESISTENCIA 'I:�RMICA R - MATERIALES DE CONSTRUCCIÓN Y DE AISLAMIENTO (Con!.)
(°C·m'·h/kcal)
RESISTENCIA R
DESCRIPCIÓN
MATERIAL
Peso
específico
(kg/rn')
Espesor
(mm)
Por m de
espesor
.
.
Por el
espesor
consideradó
- )( 10-1-
MATERIAL DE CONSTRUCCIÓN
Mortero de cemento
Tarugos de madera 12,5% aglomerados con yeso, 87,5 %
HORMIGÓN
Hormigones ligeros
Ponce, puzolana
Celulares
Vermiculita, perlita
.
.
.
H ormigón de arena y grava o piedra (se'cado al horno)
Hormigón Pe arena_ y grava o piedra (no secádo)
Escayola
Cemento
Yeso :
ligero
ligero sobre entramado metálico
perlita
arena
arena sobre entramado metálico
arena sobfe e11tiamado de madera
vermiculita
Placas de fibrocemento
MATERIALES PARA
Asfalto
TECHUMBRES
Baldosas de asfa'rto
Revestimiento de terraza o azotea
Tejas planas
Metal en chapa
Madera en planchas
MATERIALES DE REVESTIMIENTO Made_ra espes(,H __ sericillo
Madera , espe�or dOble
(superficies plánas)
Madera sobre PJlnel aislante 10 ·mm
.
.
ENLUCIDOS
.
REVESTIMIENTO DEL SUEI,.O
_- ,
.
.
..
.
1856
816
1,6
4,8
1900
1600
1280
960
640
480
320
1,5
2,2
3,2
4,7
6,8
8,9
11,5
.
2240
2240,
1856
0,90
0,65
1,6
1856
1,6
720
720
720
1680
1680
1680
720
5,2
5,2
5,4
1,4
1,4
4,7
43
3D
90
1920
1120
1120
1120
3216
7,2
Despreciable
640
.
.
·
-Vidrio de �atedral
Losas- de asfalto ' A!fombfa y' <Jlmóh- ádilládÓ d� cauc-ho
,
Baldosas· cerámicas
"
Baldosas dEi corc ho
Fieltro
Adobes
Linóleo
Soporte de contraplacado
Baldosas de caucho o plástico
Tarrazolita
Soporte de madera
Parquet de madera dura
43
3D
298
·
.
x
x
10
193
178
244
287
.
Fibrocémento - 6 mm, con recubrimiento
Enlucido 'de asfalto
Baldosa de asfalto 1 2- mm
Planchas 25 x 2_00
Planchas biseladas, c�:m recubrimiento 13
Planchas bisilladas, con recubrimiento 20
Contraplacado eón rec Ubrimiento 10 mm
"
112
166
215
121
200
250
.
.
20
.
192Ó
2,6
•oo
o.�s
17,9
1280
544
1760
2240
512
720
3,2
5,2
10,7
1,3
0,65
10,3
7,4
426
252
12,3
CAPÍTULO 5. TRANSMISIÓN DE CALOR Y DE VAPOR DE AGUA EN EDIFICIOS
1-73
TABLA 34. RESISTENCIA T�RMICA R - MATERIALES DE CONSTRUCCIÓN Y DE AISLAMIENTO (Con!.)
(•C·m'· h/kcal)
Espesor
(mm)
DESCRIPCIÓN
MATERIAL
Peso
e(c;¡��}o
.
RESISTENCIA R
Por m de
espesor
Por el
espesor
considerado
1Q->
-
X
MATERIALES AISLANTES
COLCHON o
ALMOHADILLADO
Fibra de algodón
1 3 . 32
lana mineral fibrosa (de roca, escorias o vidrio)
Fibra de madera
Fibra de madera con varias capas unidas
con grapas y expandidas
Fibra de vidrio
PANELES Y LOSAS
Fibra de madera o do caña
Losas acústicas
ftevestimiento_ interior {losas, entramado, pavimento)
.
Subtejado · "
lrr\"pregnado o enlucido
Espuma de vidrio
Panel de corcho (sin aglomer�mte)
Sedas de cerdo (aglutinante de asfalto)
Espuma de plástico
Vi-rutas de madera Jen'paneles prefabricados)
Papel _macera�o o pulpa
Fibra de madera (secuoia o pinO)
Lana mineral (roca, escorias o vidrio)
Serrín o virutas de madera
Vermiculita expa�dida
MATERIALES DE ' RELLE_NO
AISLAMIENTO
PARA TECHUMBRES
Todos los tipos
Prefabricado para utilización en subtejado
31,0
24 . 64
29,8
53 . 58
24 . 32
32,2
29,8
152
32,2
358
240
19,5
23,0
320
21,2
144
104 . 128
136
26
352
20,1
29,8
24,2
27,8
14,7
40 . 56
32 . 56
3 2 . 80
l28 . 240
112
28,8
26,8
26,8
17,9
16,8
250
22,8
AIRE
· Posiciórl
horizontal
'
' LÁMINA DE- AIRE
Flujo da calor
ascendente (iíwierno)
(verano)
_descendente (invierno)
'
.
'
•
'
'
»
•
'
•
'
lnclinaci6il do
.
..
.
' CONVE9CIÓN
Aire, quieto
VientO_ de �9 ·km/h
_ Viento da _12 km 1 ·_
•
.
'
'
.
Posición
. hOrizontal
inclinación 45°
vertical ,
'inclinaci&;m 45"
horizontal
.
'
(verano)
'
'
ascendente (invierno)
descendente (verano)
horizontal (invierno)
(verano)
•
45o
vertical
'
20 • 100
2 0 . 100
20
40
.100
200
20
40
100
20 . 100
20 • 100
20 . 100
20 . 100
»
•
.
Flujo de calor
asCende�te
•
horizontal
descendente
- »
•
·
·
·
�
-
----
174
160
209
236
252
256
174
191
203
185
183
199
176
1
--
-T()das 'Ías.Pos,iciorieS (invierno) -Todas las direccion�s
Todas las PI)Siciones· (verano)
Todas las direcciones
Incluidas las capas eventuales de papel sobre una o dos caras. Si el aislamiento delimita una lámina de aire véase tabla 31 ,
-
.
125
127
140
158
190
35
"
PRIMERA PARTE. ESTIMACI ÓN DE LA CARGA TÉRMICA
1-74
PÉRDIDAS DEBIDAS A LOS SUELOS
Y PAREDES DEL SUBSUELO
Las pérdidas ocasionadas por el suelo son ge­
neralmente débiles y sensiblemente constantes
a lo largo del año como consecuencia de las pe­
queñas variaciones de temperatura del terreno
subyacente, capaz de absorber o proporcionar
cantidades importantes de calor sin variaciones
sensibles de temperatura. Esto es bastante cierto
para profundidades superiores a 2,40 m, en
las que la influencia de la temperatura exterior
es despreciable. Para profundidades más peque­
ñas, la influencia de la temperatura exterior se
hace más sensible a medida que nos acercamos
a la superficie, lo que hace difícil el cálculo de
las pérdidas a través de las paredes de los sóta­
nos. Los valores de las tablas 35 a 37 se han
establecido empíricamente permitiendo una es­
timación fácil de las pérdidas a través de los
suelos y paredes de los sótanos.
La pérdida de calor a través de un suelo enlo­
sado es mayor en el perímetro y menor en el
centro. La razón es que la temperatura del te­
rreno circundante varía con la temperatura exte­
rior, mientras la del terreno debajo del centro
del suelo se mantiene relativamente constante,
lo mismo que en el pavimento del sótano.
Fundamento de las Tablas
TABLA 35. COEFICIENTE DE TRANSMISIÓN GLO­
BAL K - MUROS Y PAVIMENTOS EN SóTANO
(A utilizar con la tabla 36)
,
.
y
.
.
,
.
.
.
.
_
.
.·
Pavimento en , sótano
. �
·
Coeficiente _de
' tran�misión, K
; é tl
k �_l/ .rfa\°C'
,
0,24
•
.
.
Parte de muro en
0,39
. subsuelo-2,5 m _·_:__
. ..
El coefiCiente penfénco de la tabla 36 comprende una c1erta propor­
ción de pérdidas por el pavimento.
Ecuaciones :
Pérdidas por el pavimento : kcal/h "' (Área del pavimento, m•) x
K x (Temperatura en el sótano - Temperatura exterior).
Pérdidas por los muros debajo del nivel del suelo�2,5 m :
kcal/h = (Área del muro por encima del nivel del suelo-2,5 m•) x
K x (Temperatura en el sótano - Temperatura exterior).
NOTA : Los valores de las tabla'S 35 y 36 se pueden utilizar cualquiera
que sea el espesor del muro o del suelo no aislados, a condición de que
haya contacto entre el suelo y el muro o el pavimento (sin ltimina de
aire que pueda comunicar con el aire exterior). Se puede disminuir lige­
ramente el coeficiente periférico si .el suelo es arenoso, si estti en con­
tacto con un relleno de carbonilla o si su coeficiente de transmisión es
pequeño.
TABLA 36. COEFICIENTES PERIFÉRICOS
para la determinación de las pérdidas por los muros en
sótano y la banda periférica del pavimento
(A utilizar con la tabla 35)
35 a 37
Pérdidas debidas a los suelos y paredes en el subsuelo
Distancia entre
el pavimento y el
nivel del suelo
Los valores de las tablas 35 y 37 se han esta­
blecido de forma empírica. Los coeficientes peri­
féricos de la tabla 36 (kcal/h m' "C) se han de­
terminado considerando tramos de 0,30 m de al­
tura y calculando para cada uno de ellos la
tesistencia suplementaria media que ofrece el
suelo a la transmisión del calor entre el muro
y el exterior.
·
Empleo de las Tablas
1-- - '
1,
Múrq o -·p,áv_iÓ'lefrt'9:
35 a 37
Pérdidas debidas a los suelos y paredes
·
Coeficiente
periférico
(Q)
0,5 m encima del suelo
Al nivel del suelo
0,5 m debajo del suelo
1.0 m debajo del suelo
1,5 m debajo del suelo
2,0 m debajo del suelo
2,5 m debajo del suelo
1,25
0,88
1,06
1,25
1,42
1,60
1,82
Ecuación :
en
Pérdidas, kcalfh "' (Perlmetro del muro, m) x (Coeficiente perifé­
rico) x (Temperatura en el sótano - Temperatura exterior)
el subsuelo
Los coeficientes de transmisión que se dan en
la tabla 35 pueden ser utilizados en suelos de
albañilería (sin aislamiento), de cualquier espe­
sor, en contacto directo con la tierra.
Los coeficientes de la tabla 36 servirán para
estimar las pérdidas por la periferia del suelo
o por una pared en el subsuelo. Sólo pueden
utilizarse en el caso de calefacción continua.
En el caso de calefacción intermitente, empléen­
se los coeficientes de transmisión de paredes y
suelos de las tablas 21 a 33, y la diferencia entre
la temperatura del sótano y la temperatura del
aire exterior o la del terreno (véase la tabla 37).
Las pérdidas de un local en el sótano son
iguales a la suma de las pérdidas del suelo, de
la periferia de éste y de las partes de las pare..
des enterradas y sin enterrar.
TABLA 37. TEM PERATURA DEL SUELO
para el cálculo de las pérdidas por el pavimentQ
de los sótanos
:
-
'
Temperatura extérior
de proyecto (oC)
- 30
- 25
- 20
Temperatura del suelo
7
10
12
.
•
15
14
- 10
-5
17
19
Ejemplo 7. Pérdidas en un sótano
Datos:
Sótano de 30 m X 12 m x 2,70 m.
Temperatura interior: 19 o c , con calefacción continua.
Temperatura exterior: - 18 oc.
CAPÍTULO 5. TRANSMISIÓN DE CALOR Y DE VAPOR DE AGUA EN EDIFICIOS
Rasante (nivel del suelo): 1,80 m sobre el suelo del
sótano.
Paredes y suelo de hormigón de 30 cm de espesor
( 1.2�0 kg/m').
COEFICIENTES DE TRANSMISióN,
TUBERfAS SUMERGIDAS
EN AGUA O SALMUERA
Determinar:
La pérdida de calor en el sótano.
Los coeficientes de transmisión de las tuberías
de cobre y de acero están indicados en las ta­
blas 38 y 39. Pueden utilizarse en los cálculos
relativos a los depósitos de agua enfriada, de
salmuera, pistas de patinaje.
Solución:
l. Pérdidas de las paredes no enterradas:
H � K A, ( t , - t,,) �
0,88 X (60 + 24) X 0,9
�
(19 + 18) � 2.460 kca1/h.
X
2. Pérdidas por las paredes enterradas y contorno del
suelo:
Fundamento de las Tablas 38
H � L, Q ( t , - t,.) �
� (60 + 24) x 1,52 x (19 + 18) � 4.720 kcalfh.
H = K A2 (t¡; - tu) =
. .
.
39
La tabla 38 da los coeficientes de transmisión
de las tuberías sumergidas, recubiertas de hielo.
Se basan sobre un coeficiente de convección
interior de 725 kcal/h · m' · oc, correspondiente
a la superficie interior.
La tabla 39 da los coeficientes de transmisión
de tuberías sumergidas en agua o salmuera. Se
basan en un coeficiente de convección exterior
de 88 kcal/h · m' · oc, correspondiente a la super­
ficie exterior en el caso del agua y de 68 kcal/
h · m' · o C en el de la salmuera. Se basan igual­
mente en una velocidad débil del fluido exterior,
y una diferencia de temperatura de 6 a 9 oc
entre el agua o la salmuera y el fluido refrige­
rante. Una velocidad más elevada del fluido ex-
� 0,24 x (30 x 12) x (19-13) � 520 kcal/h
.
y
C oefici entes de transmisión de tuberías
sumergidas en agua o salmuera
3. Pérdidas por el suelo:
Pérdidas totales .
1-75
7.700 kcal/h
Siendo K = Coeficiente de transmisión de la pared por
encima del suelo (tabla 2 1) y del suelo
(tabla 35), en kcal/h . m2 • oc.
A1 = Area en m2 de la pared, pOr encima del
suelo.
A = Área del suelo en m2•
2
LP = Perímetro del local en m.
Q = Coeficiente periférico kcaljh · m2 • oc (tabla 36).
tt> = Temperatura seca del sótano.
tu = Temperatura del terreno (tabla 37).
t"" = Temperatura seca exterior oc.
COEFICIENTE OE TRANSMISIÓN G LOBAL K - TUBOS RECUBIERTOS DE H I E LO E N EL AGUA
TABLA 38.
kcal/h x metrO lineal de tubo x (O oc - Temperatura de evaporación)
Coeficiente de convección interior = 725 kcal/h · m 2 • oc
Diámetro
exterior
de tubo de cobre
(pulgadas)
1
Espesor de la capa de hielo (mm)
Diámetro
exterior
de tubo
de acero
(mm)
Espesor de la capa de hielo (mm)
15
25
15
25
40
50
5/8
8,4
6,7
5,3
5, 1
10
10, 1
3/4
9,8
7,6
6, 1
5,7
27
12,0
7,9
9,2
7/8
11,7
8,5
6,7
6, 1
33,7
14,4
1 1/8
13,2
10,0
7,6
7,0
42,4
17,0
40
50
75
.
6,4
5,8
5,3
6, 7
5,6
1Q,8
7,3
8,4
7,5
6,3
12,7
9,8
8,7
7, 1
TABLA 39. COEFICI ENTES OE TRANSMISIÓN Gl.OBAL K - TUBOS SUMERGIDOS EN AGUA O SALMUERA
kcal/b x metro lineal de tubo x (O °C - Temperatura de evaporación)
Coeficiente de convección exterior - Agua = 88 kcal/h · m2 • ° C
Coeficiente de convección exterior-Salmuera = 6 8 kcal/h · m2 · o c
Temperatura del ag ua o de l a salmuera - Temperatura de evaporación
Diámetro
exterior "
de tubo
de cobre
(pulgadas)
TuboS
en el
agua
. ..
1/2
5/8
3/4
1 1/8
.
Diámetro
exterior
de tubo
de acero
(mm)
Tubos
en el
agua
.
=
Tubos
'"
salmuera
3,6
10
6,0
4,6
4,3
.27
5,2
33,T
7,4
9,2
7, 1
42,4
1 1_,6
9,1
. 7,9
6 a 9 oc
5,8
1-76
PRIMERA PARTE. ESTIMACIÓN DE LA CARGA TÉRMICA
TABLA 40.
GANANCIAS LATENTES POR DIFUSIÓN DE VAPOR A TRAV�S DE DIFERENTES MATERIALES
GANANCIAS LATENTES
kcal/h (m•)
(g/kg de diferencia)
- x 10-a
MATERIAL O TIPO DE CONSTRUCCIÓN
Ladrillo
Sin revestimiento
impermeable.
Si no se especifica
Hoja de aluminio
sobre papel
encolado al muro • •
13,9
4,45
MUROS
• 1 O cm
- 20 cm
- 30 cm
- por cm de espesor
22,0
Hormigón -- 1 5 cm
� 30 cm
- por cm de espesor
Doble pared - con enlucido mterior
- como (!rriba + panel aislante embreado
1 1 ,0
8,5
3,70
7.4
220,0
6,1
3,19
-
12,4
9,25
3,89
6,3
186,0
5,38
2,96
148,0
29,6
5,38
78,0
25,9
5,18
Ladrillo hueco - (caras ,jitrificadas) 1 0 Cm
- (ordinario) 1 0 cm
- 1 0 cm vitrificado, 10 cm ordinario
2,4
2,2
1,69
44,5
20,4
4,63
2,04
2,2
TECHOS
Horn'ligón • 1 O
- 20
, Enlucido sobre
Enlucido sobre
Enlucidó sqbre
Dos capas de
pintura impermeable
sobre superficie
interior lisa •
1,57
Y, PAVIM ENTOS
cm - :
;.
cm
entramado de ffiadera o metal sobre vigas (sin pavimento)
entramado de madera o metal sobre vigas (con pavimento)
entramado de madera o metal sobre vigas (doble pavimento)
18,5
9,45
124,0
4,26
7,4
3,52
33,3
370,0
5,55
92,5
25,8
5,18
74,0
24,1
5,18
740,0
35,2
5,55
185,0
31,4
5,38
TABIQUES
Panel aislante 25 mm a una y otra parte de la armazón
TECHUMBRES
Hormigón - 5 cm + 3 capas de fieltro
- 1 5 cm + 3 capas ,de fieltro
Cubierta, chilla, cabrias + enlucido sobre entramado de madera o metal
Madera
' - 2,5 cm + 3 capas fieltro
- 5 cm + 3 capas fieltro
3,7
3,33
3,7
3,33
27,8
33,30
3,7
3,33
53,8
2, 2
3,7
3,33
2,2
2,20
2,20
DIVERSOS
Lémina de aire, aire quieto 95 mm
2 5 mm
Materiaies de construcción
Masonita - 1 ·eSpesor .(3 mm)
·� 5 · ysp'esoreS
EnluCido · sobre· entramado made'ra
Enl Ucido + · 2 Capas Pintura aluininio
Enlucido. sobre yeso
Enlucido + pintúra apresto + 2. capas pintura de plomo
Coñtra PiaCado - 6 mm. (3 chapas) ·
6 mm + 2 capas asfalto .
""
- 6 mm + 2 capas pintura aluminio
- 1 2 mm (5'chapás)
- 1 2 mm + 2 · capaS asfalto
- 1 2 mm + .2 ca. PaS pintUra aluminio
Madera -·Pino 13 mm
- ,Pino + 2 capas pintura aluminio
-- Arce 13 mm
·.
Materiales aiSlantes
Paneles de corcho 25 mni
Panel aislante para revestimiento interior (13. mm)
'
id. + 2 capas pintura al agua'
•
id. + 2 capas barniz
•
id. + 2 cap'as piritura de plomo
•
id. 'i; liiióleo
676,0
2410,0
31,4
203,5
59,2
203,5
22,0
360,0
24,1
1 13,5
16,1
24, 1
50,0
7,6
22,0
61,0
8,5
37,0
1 13,5
940, 0 - 1300,0
55, 5 .
74,0
1 8, 5 -
185,0
31,4
5,5 -
1 1, 1
5,0
CAPÍTULO 5. TRANSMISIÓN DE CALOR Y DE VAPOR DE AGUA EN EDIFICIOS
TABLA 40.
1-77
GANANCIAS LATENTES POR DIFUSIÓN DE VAPOR A TRAV�S DE DIFER ENTES MATERIALES (Cont.)
GANANCIAS LATENTES
kcal/h (m2)
(g/kg de diferencia)
-
MATERIAL O TIPO DE CONSTRUCCIÓN
Sin revestimiento
impermeable.
Si no sa especifica
Materiales aislantes
Entramado
Entramado + enlucido 1 2 mm
Entramado + enlucido 1 2 mm + enlucido impermeable + pintura acabado
Paneles unidos 20 mm
Paneles unidos 20 mm + asfalto dos caras
Lana de roca (90 mm) sin protección
Embalaje
Celofana
Pergamino ( 1 hoja parafinada, o 3 hojas ordinarias)
Papel kraft parafinado 0,2 kgJm•
Pliofilm
Pintura
2 capas
2 capas
2 capas
2 capas
pintura
pintura
pintura
pintura
.
aluminio
asfalto
de plomo
al agua
•
10-a
Hoja de aluminio
sobre papel
encolado al muro ••
1520
270
63,5
29, 6 .
481,0 . 1 130
8,5 . 185
649
46,2
1,85 .
0,55
0,27 .
258,0 • 573,0
4,63
1,85 .
9,25 . 37,0
9,25 . 18,5
18,5 . 1 1 1,0
925,0 • 1480
Papel
Duplex o asfalto 0,15 kg/m�
Duplex o asfalto 0,2 kg¡m•
Papel kraft - 1 hoja
- 2 hojas
- + 1 hoja de aluminio
• + 2 hojas de aluminio
Papel alquitranado 0,34 kg{m1
Fieltro impregnado con 50% de alquitrán
850
X
Dos capas de
pintura impermeable
sobre superficie
interior lisa •
27,0 •
9,45 .
48,0
16,9
1500
945
2,40
2,20
0,29
kg ;m•
Fieltro asfaltado para techumbre
120 kg¡m•
240 kgJm•
Hierro blanco con 4 agujeros de 1,6 mm diámetro
Fieltro 300 mm de longitud x 8 mm de ancho (aproximadamente)
3,70 . 18,5
259,0
2,70
2,03
3 1,40
963,0
Superficies pintadas : Dos capas de pintura impermeable de buena calidad sobre superficie lisa que proporcione buena hermeticidad: Para el mismo
tratamiento una superficie lisa da mejores resultados que una superficie rugosa. La experiencia demuestra que la pintura de aluminio y la pintura base
de asfalto proporcionan buena hermeticidad.
Hoja de aluminio sobre .papel : Deba ser aplicada sobre una superficie lisa con juntas de recubrimiento, empalmadas con asfalto. Si hay riesgo
de condensación en el interior del muro, el material estanco debe estar siempre dispuesto sobre la cara correspondiente a la tensión de vapor
més elevada.
Aplicación : Las ganancias latentes debidas a la difusión del vapor a través de las paredes se pueden despreciar en las aplicaciones normales de
'
climatización o de refrigeración. En las aplicaciones de clirilatización se deberá tener en cuenta si la diferencia de las tensiones de vapor entre el
exterior y el interior es elevada, en particular si el punto de roela interior es bajo. Sin embargo, hay que señalar que las ganancias latentes debidas
a las infiltraciones son en general mucho mayores que las ganancias por difusión de vapor a través de las paredes.
':="' , --
PRIMERA PARTE. ESTIMACIÓN DE LA CARGA TÉRMICA
1-78
terior se traducirá en un aumento del coeficiente
de convección exterior y, en consecuencia, del
coeficiente global. Véase a este respecto la lite­
ratura es-pecializada.
ficiente de seguridad para tener en cuen­
ta la imprecisión de ciertas informa­
ciones.
Empleo. de la Tabla 40
Coeficientes de difusión de diversos materiales
DIFUSióN DEL VAPOR
A TRAV¡;:S DE LAS PAREDES
El vapor de agua fluye a través de las estruc­
turas de los edificios, originando una carga la�
tente siempre que existe una diferencia de la
presión del vapor entre el interior y el exterior.
La carga latente debida a esta causa suele ser
insignificante en las aplicaciones de confort y
sólo tiene que ser tenida en cuenta en casos
de alto punto de rocío.
El vapor de agua fluye del espacio de alta
presión al de baja presión a una velocidad de�
terminada por la permeabilidad de la estructura.
Este proceso es análogo al de flujo de calor,
salvo que en el flujo de vapor hay transferencia
de masa. Así como el flujo térmico se puede
reducir aumentando el aislamiento, el flujo de
vapor puede ser reducido por barreras o capas
impermeables, que pueden ser de pintura (de
aluminio o asfalto), hoja de aluminio o chapas
de hierro galvanizadas. Siempre se las debe
colocar en el lado de la estructura en que existe
la presión más alta, a fin de evitar que el vapor
llegue a la barrera y se condense dentro de la
pared.
·
Fundamento de
hi
Tabla 40
Coeficientes de difusión de diversos materiales
Los valores correspondientes a paredes, techos,
tabiques, se han obtenido de diversas obras ci�
ladas en la bibliografía. Se ha admitido que la
reSistencia ofrecida por un material homogéneo
era directamente proporcional a su espesor, y
que la resistencia superficial era despreciable.
Los valores dados para los distintos materiales
resultan de ensayos realizados.
NOTA: Algunos valores relativos a paredes, te­
chos, etc., han sido afectados de un cae-
La tabla 40 permite determinar la ganancia
de calor latente debida a la difusión del vapor
de agua a través de las estructuras del edificio.
Se utilizará en las aplicaciones en las que se
deba mantener un punto de rocío bajo o eleva­
do en que debe ser mantenido el contenido de
humedad del aire.
Ejemplo B. Ganancias /atentes por difusión
de vapor
Datos:
Un laboratorio de 12 x 12 X 2,4 m, en un segundo piso,
en el que se debe mantener una temperatura de + S oc
y 50 o/o de humedad relativa (HR) para unas condicio­
nes exteriores de 35 oc de temperatura seca y 24 oc de
temperatura húmeda. La pared exterior, que no tiene
ventanas, está construida con ladrillo de 300 mm. Los
tabiques tienen a ambos lados chapas de madera y
un enlucido sobre listones metálicos. El suelo y el
techo son de hormigón de 100 mm de espesor.
Determinar:
La ganancia de calor latente a través de las paredes
y tabiques.
Solución:
Humedad absoluta para
35 °C tdb y··24 oC t wb =
Humedad absoluta para
5 •C y 50 % HR =
14,3 g/kg
2,8 g/kg
Diferencia
11,5 gjkg
Se admite que el punto de rocío del aire en los loca­
les adyacentes al laboratorio es uniforme, e igual al
punto de rocío del aire exterior.
Ganancia de calor latente por g/kg de difencia:
Pared exterior
213 X 10-'
12 X 2,4 X 7,4 X 10 ·' (tabla 40) =
Suelo y techo
2 X 12 X 18,5 X 10-' X 12 = 5.360 X 10-'
Tabiques
3 X 12 X 2,4 X 185 X 10"' = 16.000 X 10"'
Total
,
.
.
21.573 X 10-'
Ganancia de calor latente total = 21,6
= 250 kcaljh (aproximadamente).
X
11,5
=
CAPÍTULO 5. TRANSMISIÓN DE CALOR Y DE VAPOR DE AGUA EN EDIFICIOS
CONDENSACIONES
Consideremos una pared construida con un
material homogéneo, cuyas dos caras están en
contacto con un aire húmedo cuyo estado quew
da definido por su temperatura seca (t) y la
tensión parcial del vapor de agua (p) que con­
tiene. La diferencia de temperaturas (t, - t,)
producirá un ciert9 flujo de calor a través de
la pared y, en régimen permanente, la variación
de temperatura en su interior, en función de
la distancia a una· de las superficies de la pared,
será lineal, por lo que puede representarse me­
diante una línea recta. Al mismo tiempo, la diw
ferencia de presión ( p2 - p1) se traduce en un
flujo de vapor a través de la pared, por lo que
a medida que el vapor va pasando su presión
irá disminuyendo, y simultáneamente entra en
contacto con zonas cada vez más frías, lo que
hace que disminuya su temperatura. Si en cada
punto de su recorrido su presión (p) permanece
por debajo de la tensión de vapor saturante
que corresponde a su temperatura ( t ), la curva
de variación de la presión a través de la pared
será una línea recta. Por el contrario, si entra
en contacto con una zona de temperatura tal
que (p) sea igual a la tensión de vapor saturante
a esta temperatura ( t), habrá una condensación.
El calor latente de vaporización es cedido al
material, cuya temperatura tenderá a aumentar,
y la curva de variación de la temperatura pre�
sentará la fonná representada por la línea de tra�
zos en la figura 28.
El vapor de agua que puede provocar conden­
saciones no aparentes puede proceder de otras
fuentes distintas del aire atmosférico. Puede
proceder de la humedad evaporada del terreno,
y en este caso la condensación tiene lugar en
la parte inferior del suelo, particularmente en
la periferia (zona más fría). El agua también
Enlucido
de 1 2 mm
75
mm de fibra
de vidrio
7
puede subir por capilaridad por la pared, si ésta
es exterior.
Las condensaciones en el _ interior de las pa�
redes deben evitarse, porque llevan consigo el
- deterioro de los materiales de construcción y
aumentan el coeficiente de conductibilidad de los
materiales aislantes. Según los casos se podrá:
l. Disponer- un material impermeable en la
cara correspondiente a la mayor presión de
vapor.
2. Rebajar en invierno, por medio de aire ex�
terior, la presión parcial de vapor cante�
nida en el aire ambiente. Los caudales ne�
cesarios no son grandes, y las infiltraciones
naturales de aire suelen ser suficientes en
la mayoría de los casos.
3. Permitir, por medio de aberturas apropia­
das protegidas contra la lluvia y los insec�
tos, la evacuación de la humedad que puede
encontrarse en las capas de aire.
Igualmente se producen condensaciones en la
cara de una pared cuya temperatura es inferior
al punto de rocío del aire que la baña. Esto pue­
de producir en invierno, en las paredes de los
locales que no tienen calefacción, en la cara
interna del techo de un desván y, naturalmente,
sobre los vidrios, según la temperatura exterior,
que la humedad se deposite en forma de escar­
cha. La figura 29 ilustra este fenómeno. El pun­
to A representa las condiciones interiores (21 oc
y 40 % HR), B representa el punto de rocío
correspondiente, y C el punto en que empieza
a aparecer la condensación.
La temperatura de la cara interna de un cris­
tal, si es inferior a la correspondiente al punto
de rocío del aire ambiente, hace que la tensión
parcial de vapor contenido en el aire sea superior
a la correspondiente a la cara fría del cristal, y
se pFoducirá una aportación continua de vapor
Temperatura seca
interior 24" e
HR
1-79
interior 50 %
Exterior:
Terr]peratura seca
- 1 7<> C HR 80%
FIG. 28. Condensación en el interior de una pared
1-80
PRIMERA PARTE. ESTIMACIÓN DE LA CARGA TÉRMICA
Ventana
00%1 f
IT1 �·
11
Punto de rocío
o de congelación
1
111
111
- 1 i<> e exterior
r!J
0�1!'�.�-·>;f:;,----�
Temperatura seca
� {:o�
21° e y 40 % HR
e(' 'b-,'\
o
('.
� '!..'b-?-" �e<;>.
Frc. 29.
,;���:,�:"/.
-7
2
Humedad rela'tiva máxima sin condensación en las paredes
El gráfico 2 se ha calculado por la ecuación
utilizada para determinar la máxima tempera­
tura del punto de rocío del local que puede
existir con condensación.
Estas curvas se han trazado a partir de la
relación:
fdp
=
t,.,. -
K (t .. - t,,)
------
f,
en la que:
tdp
Punto de rocío del aire ambiente °C.
t,.,
Temperatura seca del local °C.
toa
Temperatura seca del aire exterior °C.
Coeficiente de transmisión en kcal/
K
h · m' · °C.
=
=
=
=
-
1
l
::s
�
-o
J
o
10 15.6
21,1 26,7 32.2 37,8
Temperatura seca en oc
4,4
Condensación en la superficie de un cristal
hasta que el punto de rocío del aire sea superior
a la temperatura del cristal.
Las condensaciones deben evitarse porque es­
tropean los muebles, las máquinas y los produc­
tos en vías de fabricación. Se podrán evitar:
l. Reduciendo el coeficiente de conductibili­
dad de las paredes opacas, por la adición
simultánea de un material 'aislante y de un
impermeabilizante. Este último para evitar
las condensaciones internas.
2. Disminuyendo el coeficiente de conductibi­
lidad de los cristales mediante el empleo
de cristales dobles o triples, con lámina o
láminas de aire intermedio. En los casos
extremos se puede prever un aporte de ca­
lor (eléctrico, o del tipo que sea) a la lámi­
na de aire.
3. Manteniendo el punto de rocío del aire am­
biente a un valor inferior a la temperatura
mínima de la cara interior del cristal.
4. Aumentando el coeficiente de convección en­
tre el aire ambiente y el cristal por aumen­
to de la velocidad del aire en contacto con
el cristal. Esto tiene por objeto reducir el
salto de temperatura entre el aire y el cris­
tal y calentar éste.
Fundamento del Gráfico
f,:;'
f.
Coeficiente de conveccwn interior en
kcal/h · m' · °C.
habiéndose admitido que t
20 °C y f,
7 kcal/h m� °C.
=
=
·
..
·
Empleo del Gráfico
=
=
·
2
Humedad relativa máxima sin condensación en las paredes
Estas curvas permiten determinar rápidamen­
te el estado higrométrico máximo admisible en
un local que se mantiene a 20 °C, para evitar las
col)densaciones.
Ejemplo 9. Condensiicfón en /as paredes
Datos:
Pared de piedra de 30 cm, con enlucido de arena
de 15 cm.
Temperatura interior: 20 o c.
Temperatura exterior: - 10 o c .
Determinar:
El estado higrométrico máximo admisible para que
no se produzca condensación en las paredes.
Solución:
Coeficiente de transmisión de la pared K = 2,54 (ta­
bla 21, página 59).
Estado higrométrico máximo = 44 % HR.
Las condiciones distintas de las de la tabla exigen
unas correcciones que se indican en la tabla situada
debajo del gráfico n.o 2. Si fuera preciso, se puede in­
terpolar.
Ejemplo 10. Condensaciones en las paredes
Datos:
Los mismos del ejemplo anterior, con una tempera­
tura inte_rior de 24 "C.
Determinar:
El estado higrométrico máximo para que no se pro­
duzca condensación en las par�cfes.
Solución:
Coeficiente de transmisión: K =
2,54 kcal/h · m2 • oc (del
-·
ejemplo anterior).
Estado higrométrico máximo, para 20 oc de tempera­
tura interior = 44 % HR '(del ejemplo anterior).
Correcciones para 24 oc con K = 2,54 = - 3 % HR.
Estado higrométrico máximo para 24 oc de tempera­
tura interior: 44 - 3 = 41 %.
CAPÍTULO 5. TRANSMISIÓN DE CALOR Y DE VAPOR DE AGUA EN EDIFICIOS
GRÁFICO 2.
.
.
·ao
o
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ii'
t;
GRADO H I G R O M ÉTRICO MÁXI MO S I N CONDENSACIÓN EN LAS PAREDES
.
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40
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TEMPe RAt� RA s�CA
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ir•fCE�!Üfi' f0" e :
20
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3
4
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.
.
'·
5
COEFICIENTES DE TRANSMISIÓN K DE LOS . MUROS
O PAREDES, TECHUMBRES Y SUPERFICIES ENCRISTALADAS
(kcal/h.m1.<> C)
CORRECCIÓN SOBRE EL GRADO HIGROMÉTRICO DEL LOCAL
Para diferentes valores de K
Temperatura seca interior
15
•
15
10
5
o
+ 5
•
.
K=5
K= 3
K= 1
TEMPERATURA
EXTERIOR <>C
+ 2,5
+ 3,0
+ 3,5
+ 4,.0
+ 5,0
25
-
1,5
2,0
2,5
3,0
4,0
15
+ 4,0
+ 5,0
+ 6,0
7,5
+ 9,0
+
15
25
�
4,0
- 4,5
- 5,0
+ 3,0
+ 5,0
+ 6,0
. 6.0
- 7,5
+ 6,5
+12,5
..
6
25
- 4,0
- 4,5
- 5,0
- 7,0
- 9,0
Capítulo 6.
INFILTRACIONES Y VENTILACIÓN
Los datos de este capítulo están basados en
ensayos de ASHAE para la evaluación de las can­
tidades de aire exterior de infiltración y ventila­
ción. Estas cantidades de aire exterior tienen,
normalmente, diferente contenido de calor que
el aire existente en el espacio acondicionado y,
por consiguiente, imponen una carga al equipo
acondicionador.
En el caso de infiltración la carga se mani­
fiesta por sí misma dentro del -espacio acondi­
cionado. El aire de ventilación, tomado a través
del equipo de acondicionamiento, impone una
carga al local, debida al efecto de bypass del
aparato y directamente al equipo acondicionador.
La información de este capítulo resume, ade­
más, muchos años de experiencia.
INFILTRACIONES
Las infiltraciones, y en particular la entrada
en el local acondicionado del vapor de agua que
resulta de ellas, constituyen con frecuencia un
origen de importantes ganancias o pérdidas de
calor. El caudal de aire de infiltración varía se­
gún la estanqueidad de las puertas-_ y ventanas,
la porosidad de las paredes del edificio, su al­
tura, escaleras, ascensores, dirección y veloci­
dad del viento, y caudales relativos de aire de
ventilación y de extracción. Muchos de estos
factores no pueden ser calculados con exactitud
y deben ser objeto de una estimación más o
menos empírica.
En general, las infiltraciones se deben sobre
todo a la velocidad del viento, al efecto de . chi­
menea o a la simultaneidad de ambos efectos:
l. Velocidad del viento: La acción del viento
se traduce en una sobrepresión en la facha­
da expuesta a él, y en una ligera depresión
en el lado contrario del edificio. Esta sobre­
presión hace que el aire exterior se infiltre
en el local por los resquicios o rendijas de
la construcción y los intersticios de puer­
tas y ventanas, penetrando por la fachada
expuesta y. saliendo por el lado contrario.
2. Diferencia de densidad o efecto de chime­
nea: Las diferencias de temperatura y hu­
medad producen diferencias de densidad en­
tre el aire exterior; y el interior. En los edi­
ficios altos estas diferencias de densidad
producen los efectos de infiltración y exfil­
tración o evacuación siguientes:
En verano: Infiltraciones por la parte supe­
rior y evacuación por la parte inferior.
En invierno: Infiltraciones por la parte inferior y evacuación por la parte superior.
Los flujos de sentidos contrarios se equili­
bran en un punto neutro situado sensible­
mente hacia la mitad de la altura del edifi­
cio. El caudal de aire en un punto determi­
nado es sensiblemente proporcional a su
distancia a la zona neutra. Las infiltraciones
son, por lo ta:ilto, tan importantes como lo
sea la altura del edificio considerado; por
añadidura se ven favorecidas por los huecos
de escalera o de ascensor que tienden a
reforzar el efecto de chimena.
La infiltración combinada debida a la velo­
cidad del viento y al efecto de chimenea es pro­
porcional a la raíz cuadrada de la suma de las
cabezas o desniveles que intervienen.
El flujo de aire de infiltración incrementado
por el efecto de chimenea se evalúa convirtien­
do lá fuerza del efecto de chimenea en la velo­
cidad equivalente del viento y luego calculando
el flujo por los datos de velocidad del viento
dados en las tablas.
. En edificios de más de 30 metros de altura,
la velocidad del viento se puede calcular por la
fórmula siguiente, suponiendo una diferencia de
temperatura seca de 40 "C (invierno) y el punto
neutro situado a la mitad de altura del edificio.
v.
(sección superior de los
edificios altos - invierno)
(parte inferior de los
V,
y� ·v, + 14:rJ]
edificios altos .: invierno)
dond,e V.
velocidad equivalente del viento (km/h).
V
velocidad del viento dominante
en la región considerada (km/h).
=
v V' - 14,9 a
=
=
=
PRIMERA PARTE. ESTIMACIÓN DE LA CARGA TÉRMICA
1-84
1 !
1 1
i J
NOTA: La estimación de las infiltraciones debi­
das al efecto de chimenea, debe basarse
en la longitud total de las juntas de
puertas y ventanas.
r�
r/
' ;.1
¡·
111 11
¡1
=
Esta relación se ha establecido suponiendo una
zona neutra situada a media altura del edificio
y una diferencia de 40 oc (invierno) entre las
temperaturas interior y exterior.
: ¡¡11
,ji
INFILTRACIONES
A TRAVÉS DE LAS PUERTAS
Y VENTANAS EN VERANO
1.:'¡j•,
Fundamento de la Tabla
Las infiltraciones en verano provienen, sobre
todo', de la acción del viento sobre la fachada
expuesta al mismo. El efecto de chimenea es,
en general, despreciable, a causa de las peque­
ñas diferencias de densidad del aire: 1,17 kg/m'
TABLA 41 .
:1
.
a 24 "C y 50 o/o de humedad relativa y 1,12 kg/m'
a 35 oC de temperatura seca y 24 oc de tempera'
tura húmeda. Este efecto de chimenea, aunque
débil, provoca en los inmuebles de más de 30 m
de altura una infil!ración de aire en la parte
superior y su evacuación en la inferior. El aire
que de este modo desciende y sale por las puer­
tas al nivel de la calle contrarresta, en parte,
las infiltraciones que tienen lugar en ellas.
En los edificios de poca elevación el aire pe­
netra por las puertas abiertas en la fachada ex­
puesta al viento, a menos que se introduzca una
cantidad de aire suficiente a través del grupo
acondicionador de manera que se cree una sobre­
presión; véase Eliminación de las infiltraciones
por aportación de aire .nuevo, página 89.·
En el caso de un edificio que tenga puertas
en fachadas opuestas, el volumen de infiltración
puede ser considerable si las dos puertas per­
manecen abiertas simultáneame:rlte.
distancia a la zona neutra de
una ventana sitmida por encima
de ella (m).
b = distancia a la zona neutra de una
ventana situada por debajo de
'
ella (m).
a
41
Infiltraciones por puertas y ventanas en verano
Los valores que se dan en las tablas 41 a, b
y e, se fundan en las siguientes hipótesis: Viento
soplando a 12 km/h, en dirección perpendicular
I N F I LTRACIONES POR LAS PUERTAS Y VENTANAS EN VERANO
Velocidad del viento : 1 2 km/h ••
TABLA 41 a - VENTANAS A BATIENTES
•H
1
.
DESIGNACIÓN
Ventana
Ventana
- Ventana
Ventána
tipo-A
tipo ,B
tipo C
tipo D
•
.
Esqúemas ' de ·abajo
.·
.
1
2�%
·.o,o .
- '13,2
-
.
Ventana tipo E
.
.
0%-
.
.
- 5;·o
-7,1
: , m•th POR - tal• DE ABERTURA
.
Porcentaje de la superficie qu� puede ser-abierta
33 %
-
S, 1
10,6
·
.. .
-45 %
. 40 %
, · . ·.
. 18 0
:
-
15,0
...SQ %
.
.
4,2
.
26,5
. �:· .
-
-
5,9
-
-
22,0
_DFSIGNACJÓN
Marco madera
Marco madera mal ajustado
Marco metlllico
Tipo 2
Tipo 3
Tipo 4
DIFERENTES TIPOS DE VENTANAS
(vistas desde el exterior)
66 "'o
-
.
10 o 1l,5
TABLA 41 b - VENTANAS DE GUI LLOTINA •u
Tipo 1
60 "'o
.
Tipo 5
-
- - 75 %
-
.
7,_ 1 _
_
100�
47;4
-
- 1 1,5 40,0_
CAPÍTULO 6. INFILTRACIONES Y VENTILACIÓN
1-85
TABLA 41 . I N F I LTRACIONES POR LAS PUERTAS Y VE NTANAS EN VERANO • (Cont.)
Velocidad del viento: 1 2 km/h """
TABLA 41 c .PUERTAS EN UNA FACHADA O EN DOS FACHADAS ADYACENTES
1530
850
850
�Peq'Uéña'
Auerfa -�; féoJ;�a"
·P Lt,eita·· d� ga'raQe.- o �é:, ca(ga�
t •
�arn�a�,de·���rage
TABLA 41 e - PUERTAS
�OH . PUERTA
Puerta· con un- !:latiente
Con vestlbulo
'10,2
6,5
9,0
3�,2
BanCo
Bai'b�rl�
Confiterla
- _: Tie�da - �é- �a�a�o- o
·
0�Tje�da ! �! �C{9: ú � i��) � v , ? ,
s Tien'1a; cl'e-,�onfeCéJó[l ,(mujeres)+ \
_
-,
< -�
�x r F�ff'llacia
A + -"'
� � �- *ala ;d� ·h4sijit�l:
Todos Jos valores de la tabla 41 están establecidos suponiendo que la dirección del viento es normal a la puerta o la ventana. Si la dirección
del viento es oblicua, multiplicar estos valores por 0,60 y considerar el área total de las puertas y ventanas en la fachada expuesta.
Estos valores tienen en cuenta una velocidad del viento de 1 2 km{h. Para velocidades diferentes, multiplicar por el cociente de la velocidad divi­
dida por 12.
Teniendo en cuenta las infiltraciones eventuales por el bastidor o chasis.
En el caso de empleo moderado de la puerta, la presencia de un vestibulo permite disminuir las infiltraciones en una proporción que puede
llegar al 30 %. Por el contrario, la eficacia de un vestfbulo es casi nula cuando la utilización es intensa.
a las puertas y ventanas, y valores medios de
los intersticios entre la puerta o ventana y su
marco. Estos valores se han deducido de los
de la tabla 44 que resultan de los ensayos efec­
tuados por la ASHAE.
La tabla 41 d da los valores a utilizar para puer­
tas situadas en fachadas opuestas en función
del tiempo que han estado abiertas.
Los valores de la tabla 41 e, resultan de ensa­
yos efectuados· en instalaciones existentes.
Empleo de la Tabla 41
Infiltraciones por puertas y ventanas en verano
Los valores de la tabla 4 1 se utilizan para
calcular las infiltraciones por puertas y venta-
l-86
PRIMERA PARTE. ESTIMACIÓN DE LA CARGA TÉRMICA
nas situadas en la fachada expuesta al viento,
cuando éste sopla perpendicularmente a ella.
Para un viento que incida oblicuamente en la
fachada, multiplicar los valores de las tablas 41,
a, b, e, d, por 0,60 y considerar las superficies
totales expuestas.
Para situaciones o ubicaciones específicas, ajus·
tar los valores de la tabla 41 a la velocidad del
viento adoptada en el proyecto; véase tabla 1,
página 12.
Hemos visto - que en verano, eri los casos de
edificios de más de 30 m de altura, el efecto
de chimenea provocaba una circulación de arri­
ba abajo del aire de infiltración; ·una ciert<;t can­
tidad de este aire se escapa por los intersticios
de las ventanas de la fachada opuesta a la ac­
ción del viento y el resto se escapa por las puer­
tas tendiendo así a disminuir las infiltraciones
debidas a éstas. El caudal neto de infiltración a
través de estas puertas puede estimarse restando
del caudal normal el 80 o/o del caudal debido a
las ventanas. En los edificios de pequeña altura
no es necesario introducir ninguna corrección.
Ejemplo 1. Infiltraciones en un inmueble
de gran altura, en verano
Datos:
Inmueble de 20 pisos orientado al Norte.
Dimensiones: Longitud: 30 m; anchura, 30 m; distan·
cia entre tres pisos, 3,6 m. El 50 % de cada fachada
está acristalado y el 50 % de la superficie de cristales
puede ser abierta (ventana tipo C). La fachada Sur tie­
ne, a ras de suelo, diez puertas de cristal de 2,1 x 0,9 m.
El viento, dominante en verano, sopla del Sur, Con
una velocidad de unos 21 km/h.
Determinar:
El caudal de infiltración por puertas y ventanas, sin
tener en cuenta el aire exterior intrOducido mecánica·
mente ni el aire extraído.
Solución:
Corrección para tener en cuenta la velocidad del viento:
21/12 = 1,75.
Superficie acristalada en la fachada Sur:
20 X 3,6 X 30 X 0,5 = 1.080 m'.
Infiltraciones PQr las ventanas:
1.080 x 9 x 1,75 = 17.000 m'/h (tabla 41 b).
Infiltraciones por las puertas:
10 x 2,1 x 0,9 X 183 X 1,75 = 6.000 m'/h (tabla 41 e).
Siendo la altura del inmueble superior a 30 m, el cau­
dal real de infiltración por las puertas será de:
6.000 - (17.000 x 0,8) = - 7.600 m'/h.
En las condiciones del proyecto no tendremos infil­
traciones por las puertas a ras de suelo, sino al con­
trario, una circulación de aire de dentro a fuera.
ELIMINACióN DE LAS INFI LTRACIONES
POR APORTACióN DE AIRE NUEVO
(VERANO)
Es prácticamente imposible eliminar comple­
tamente las infiltraciones por la introducción
de aire nuevo acondicionado, porque este proce-
dimiento elevaría el precio deJ proyecto, salvo
en las raras excepciones en que las puertas y
Ventanas son poco numerosas. El caudal de- aire
exterior introducido debe ser tal que provoque
en los locales una sobrepresión igual a la pre­
sión dinámica del viento. La . sobrepresión inte­
rior, aunque impide las infiltraciones, favorece
una evacuación _por las fachadas no expuestas
al viento, tanto más importante cUanto mayor
sea la velOcidad del viento. Si se considera un
edificio cuyas fachadas presentan el mismo nú­
mero de aberturas, y solamente una fachada
está expuesta al - viento, el caudal de aire exte­
rior debe ser ligeramente superior a tres veces
el caudal de infiltración. Si dos fachadas están
expuestas simultáneamente a la acción del vien­
to, el caudal de aire eXterior debe ser ligera­
mente superior a. las infiltraciones.
La supresión de infiltraciones debidas a las
puertas es más fácil de realizar porque el aire
tiende a escaparse en la dirección que ofrece
la menor resistencia. La _ mayor ·parte del aire
exterior introducido se escapa cuando las puer­
tas se _ abren. Lo mismo ocurre en_ los edificios
altos en los que el aire que se infiltra por los
intersticios de las ventanas tiende a escaparse
por las puertas. Las infiltraciones a través de las
puertas giratorias se deben al .desplazamiento
de aire producido por su rotación. Son, por lo
tanto, independientes de la velocidad del viento
y no pueden suprimirse con una sobrepresión
interior.
Fundamento de la Tabla 42
Eliminación de las infiltraciones por las puertas engoznadas
o con bisagras mediante aportación de - aire nuev.o (verano)
Los caudales indicados tienen en cuenta que
una parte del aire exterior introducido en el lo�
cal se escapa por la falta de estanqueidad de
las ventanas y no interviene en la supresión de in­
filtraciones por las puertas.
Empleo de la Tabla
42
Eliminación de las Infiltraciones por las puertas engoznadas
o con bisagras mediante aportación de aire nuevo (verano)
La tabla 42 se . utiliza para determinar el cau­
dal de aire exterior tratado, necesario para su­
primir las infiltraciones por las puertas engoz­
nada�.
Ejemplo 2. Compens ación de las infiltraciones
debidas a las puertas engoznadas
Datos:
Se introduce en un restaurante un caudal de aire tra­
tado de 5.100 mlfh. El caudal de los ventiladores de
extracción de la cocina es de 3.400 m3/h. La fachada
expuesta al viento dominante tiene dos puertas de
cristal engoznadas, de 2,10 x 0,9 m. En la hora punta
ocupan el local 300 personas.
CAPÍTULO 6. INFILTRACIONES Y VENTILACIÓN
TABLA
1-87
42. CAUDAL DE AIRE EXTE R I O R NECESARIO PARA COMPE NSAR LAS I N F ILTRACIONES POR LAS
P U E RTAS CON BATI ENTE - VERANO
Caudal neto de'_ aire exterior � m"/h
240
46�
700
900
1 Í 2Íl
1340
1560
1750
. 1960
2140
Filtraciones por -r �s puertas m' 1?
170 .
340
510
680
850
1020
1 190
1360
1�30
1700
Caudal f!C_to'_ d? -�i(e exteriOr · pÍ"/h
_
233 0
2s2o: ·
2�59 '
2840 .
2990
FiiÍraciOnes- por las· Puertas m• ih
•
'3210'
·3520 '
3839
. 4170
45 1 0
•
2720
3060
3490
. 3740
4080
• Caudal neto de aire exterior = Caudal de aire exterior introducido en el local, menos el caudal de aire extraídO.
Determinar:
El caudal de infiltración a través de las puertas ex�
teriores.
Solución:
-Caudal de infiltración por las puertas:
300 x 4,2 = 1'.260 m'/h (tabla 41 e),
Caudal neto de aire exterior (caudal de sobrepresión):
5.100 - 3.400 = 1.700 m'/h.
Según la tabla 42, para compensar los 1.260 m3/h de
infiltración, bastan alrededor de 1.640 m1/h. Por lo
tanto, no habrá infiltración por las puertas exteriores,
a menos que la fachada .sometida al viento tenga ven­
tanas. Las infiltraciones por las ventanas podrán calcu­
larse como indica el ejemplo l.
INFILTRACióN POR LAS PUERTAS
Y VENTANAS (INVIERNO)
Las infiltraciones por las puertas y ventanas
durante el invierno son debidas a la presión di­
námica del viento y al efecto de chimenea. Las
diferencias de temperatura interior y exterior
son mayores en invierno y por eso las diferen­
cias entre lós pesos específicos son más importan­
tes. El peso específico del aire a 24 oc y 30 o/o HR,
es de 1,185 kg/m', y de 1,35 kg/m' a
10 oC
y 40 o/o HR. El aire exterior penetra por las par­
tes bajas, se calienta en el interior, asciende y
se evacua por las partes altas. Esta circulación
natural obliga a proveer con frecuencia corti­
nas de aire caliente delante de las puertas a ras
de suelo. Se puede constatar que las infiltracio­
nes de las partes bajas, debido a su movimiento
ascendente, tienden a impedir las infiltraciones
por los intersticios de las ventanas de los pisos
altos.
-
Fundamento de
la Tabla 43
Infiltraciones � or puertas y ventanas en invierno
Los valores de la tabla 43 corresponden a un
viento de 24 km/h que sopla perpendicularmente
a las puertas y ventanas. Las infiltraciones de­
bidas a la fa! ta de estanqueidad de puertas y
ventanas se han calculado a partir de la tabla 44,
que se basa en las experiencias de la ASHAE.
Empleo de la Tabla 43
Infiltraciones por puertas y ventanas en invierno
La tabla 43 se utiliza para calcular las infil­
traciones por las puertas y ventanas de las fa­
chadas expuestas al viento en invierno. El efec­
to de chimenea en los edificios altos tiende a
aumentar las infiltraciones por puertas y ven­
tanas de los niveles inferiores y a disminuir las
de los superiores. Para tener en cuenta este
fenómeno se puede admitir que si el efecto de
chimenea produce un aumento de las infiltra­
ciones a través de las puertas situadas a ras de
suelo, las infiltraciones de la parte superior,
debidas a la presión dinámica del viento, dis­
minuirán en una magnitud igual al 80 % de este
aumento. Las infiltraciones debidas al efecto
de chimenea se determinarán a base de la di­
ferencia entre la velocidad equivalente (V,) y
la velocidad real (V) (ejemplo 3). Si la dirección
del viento no es perpendicular a las puertas y
vent3.nas, tomar solamente el 60 % de los valo­
res de la tabla 43 y considerar su superficie total.
Ejemplo 3. Infiltraciones en los edificios
elevados, en invierno
Datos:
El mismo edificio que en el ejemplo 1, teniendo en
cuenta que en la localidad considerada, el viento do­
minante sopla en invierno del NO, con una velocidad
de 27 km/h.
Determinar:
El caudal de infiltración por las puertas y ventanas.
Solución:
El coeficiente de corrección que se debe aplicar a los
valores de la tabla 43 para tener en cuenta la veloci­
dad del viento, es de 27/24 = 1,13. Como el viento
sopla del NO, las infiltraciones se producirán en las
fachadas N y O, pero como la dirección del viento
es oblicua, respecto a estas fachadas, aplicaremos el
coeficiente 0,6.
Siendo la altura del edificio superior a 30 m, el efecto
de chimenea produce infiltraciones en la mitad infe-
1-88
PRIMERA PARTE. ESTIMACIÓN DE LA CARGA TÉRMICA
TABLA 43.
•
I N FILTRACIONES POR LAS P U E RTAS Y VENTANAS - INVIERNO
VELOCIDAD DEL VIENTO 24 km/h ••
TABLA 43 a - VENTANAS DE GUI LLOTINA EN FACHADA EXPUESTA
• ••
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TABLA 43 b - VENTANAS CON BATIENTE EN FACHADA EXPUESTA
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m3/h POR �· DE SUPE,RFICIE "'*** .
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Puerta giratoria
Puerta de vidrio ", rendija 5 "'m
Puerta de madera (2, 1 x 0,9 m)
Peqúeña puerta de fábrica
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Puerta de garage o de carga ,
Puerta d e garage
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Utilización 'media __ .
Utilizaéiói1
Poco
frecuente
DESIGNACIÓN
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Inmueble de
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Todos los valores de la tabla 43 están establecidos suponiendo que la dirección del viento es normal a la puerta o a la ventana. Si la direc ·
ción del viento es obli.cua, multiplicar estos valores por 0,60 y c.onsiderar el área total de las puertas y ventanas en la fachada expuesta.
Estos valores tienen en cuenta una velocidad del viento de 24 km/h. Para velocidades diferentes multiplicar por el cociente de la velOcidad consi­
derada dividido por 24.
En inmuebles altos, el efecto de chimenea puede originar también infiltraciones por la parte inferior de la fachada som.etida al viento (evacuación
por la parte superior). Para calcularlas, determinar la velocidad equivalente y restarle la velocidad considerada. la velocidad equivalente viene
dada por :
V = V V' - 1 4,9 a (parte superior)
V = V V' + 1 4,9 b (parte inferior)
a
y
b son las distancias en metros contadas desde el plano medio.
Para las puertas y la mitad de las ventanas de la fachada sometida al viento multiplicar los valores de la tabla por (V - V) /24. (Para las
puertas situadas en la fachada sometida al viento de inmuebles altos,.utilizar los valores dados para « inmueble de 1 ó 2 plantas »).
Para puertas situadas en dos fachadas opuestas, multiplicar los valores anteriores por 1 ,2 5. En el caso de una utilización moderada de la puerta,
la presencia de un vestlbulo permite disminuir las infiltraCiones en una proporción que puede alcanzar el 30 %. Por el contr�rio, la eficacia
del vestíbulo se anula casi cuando la utilización es intensa. Una aportación de c_¡llor en el vestfbulo permitirá mantener la temperatura del local
en la proximidad de la puerta.
CAPÍTULO 6. INFILTRACIONES Y VENTILACIÓN
1-89
rior y un movimiento de aire de dentro a - fuera en
la mitad superior, cualquiera que sea la fachada. El
caudal total de infiltración a través de las fachadas
sometidas al viento es el mismo, porque los caudales
correspondientes al efecto de chimenea en las partes
alta y baja son iguales y de signo contrario (para de­
terminarlos piso por piso, utilizar las fórrilulas que
dan la velocidad equivalente).
Infiltraciones por las ventanas de las fachadas expues­
tas al viento: 1.080 X 2 X 1,13 X 0,6 x 17,9 = 26.000 m3/h.
El caudal de infiltración 'por las fachadas sometidas
al viento corresponde a la diferencia entre la veloci­
dad equivalente en el primer piso y la velocidad del
viento considerada.
V, = V V1 + 14,9 b = V (27)1 + 14,9 X 20¡2 X 3,6 =
= 35,8 km/h.
V, - V = 35,8 -27 = 8,8 km/h.
.)
Solución:
Caudal de aire de sobrepresión: (4,6 x 30 x 30 x 20) ­
- 68.000 = 15.000 m'/h.
Caudal neto de infiltración por la veritana:
26.000 + 7.000 - 15.000 = 18.000 m' /h.
Caudal neto de infiltración por las puertas:
3.800 m'/h (ejemplo 3).
Caudal neto de infiltración por el conjunto del edi­
ficio:·
18.000 + 3.800 = 21.800 m'/h.
INFILTRACIONES - MÉTODO DE RENDIJA
(VERANO O INVIERNO)
El método lineal de cálculo de infil!raciones
es más exacto que el método de superficie. Es
difícil establecer las dimensiones exactas de los
intersticios o grietas, pero en algunos casos en
los que las tolerancias son pequeñas, puede ser
necesario calcular las ganancias debidas a las
infiltraciones con precisión. El método de ren­
dija lo mismo sirve para el verano que para el
invierno.
El caudal total de infiltración por las ventanas infe­
riores de las fachadas sometidas al viento (por las
superiores, la circulación de aire es de dentro a fuera)
es de
1.080 X 2
X
1/2 X (8,8/24)
X
17,9 = 7.000 m'/h (tabla 43).
NOTA: Estos 7.000 m3/h representan las infiltraciones to­
tales por las ventanas de las fachadas bajo la
acción del viento. Para equilibrar la instalación y
mantener en cada piso las condiciones correctas
debe hacerse una estimación piso por piso.
Infiltraciones por las puertas situadas en las fa­
chadas sometidas al viento:
10 X 2,1 X 0,9 X (8,8/24) X 549 = 3.800 m'/h (tabla
43 e), utilización media, edificio de uno o dos
pisos.
y ventanas
Los valores de la tabla 44, relativos a las ven­
tanas, se basan en experiencias de la ASHAE.
No obstante, los resultados han sido disminuiH
dos en un 20 o/o para tener en cuenta el hecho
de que las infiltraciones conducen a una ligera
sobrepresión interior que tiende a oponerse a
nuevas entradas de aire. Los valores relativos
a puertas acristaladas y puertas de fábrica se
han determinado sobre instalaciones existentes.
Ejemp/p 4. Compensación de las infiltraciones
mediante introducción de aire exterior
La introducción niecánica de aire en el local permite
compensar una proporción más o menos grande de las
infiltraciones. En el ejemplo 3, todo el caudal de aire
exterior contribuí� a disminuir las infiltraciones por las
ventanas. Las infiltraciones por las fachadas expuestas
al viento · se reducirían y el aire exterior introducido por
la instalación se evacuaría por las fachadas sometidas
a la acción del viento.
Empleo de la Tabla
44
y ventanas
Infiltraciones por puertas
Método de rendija
Datos:
El edificio - descrito en el ejemplo 1, con un caudal de
aire exterior introducido por la instalación de 4,6 m3/h
por m2 4e sup"erficie de suelo,_ y una extracción de aire
mecánica de 68.000 m3/h.
La tabla 44 se utiliza para el cálculo de in­
filtraciones para los diferentes tipos de puertas
y ventanas indicadas. No se tienen en cuenta
las infiltraciones debidas al efecto de chimenea;
éstas deben estimarse separadá.mente a base
Determinar:
El caudal neto de infiltración.
TAaLA 44.
44
Fundamento de la Tabla
Infiltraciones por puertas
Método de rendija
I N FI LTRACIONES POR LAS P U E RTAS Y VENTANAS - M�TODO DE LAS REN DIJAS
VERANO - INVIERNO •
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PRIMERA PARTE. ESTIMACIÓN DE LA CARGA TÉRMICA
1-90
TABLA 44.
I N FI LTRACIONES POR LAS PUERTAS Y VENTANAS - M ÉTODO DE LAS R E N DIJAS (Cont.)
VERA NO - INVIERNO
TABLA 44 b - VENTANAS DE BATIENTES EN FACHADA EXPUESTA
•
PO�d'!l ' LINEAL DE RE,��IJA
20,6
22,2
Para los diversos tipos de ventana, véanse esquemas tabla 41 b.
Las infiltraciones debidas al efecto de chimenea en invierno deben ser calculadas por separado.
*
TABLA 44
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Puerta brdinari�r inadera _o 'm'etal
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las infiltraciones debidas a la utilización de las puertas no han sido consideradas. Véase tabla 43.
las infiltraciones debidas al efecto de chimenea en invierno deben ser calculadas por separado.
de la velocidad equivalente del viento (según las
fórmulas vistas anteriormente).
Ejemplo 5. Infiltraciones por las ventanas
Método de rendija
Datos:
Una ventana, tipo C (ver pie de la tabla 41), de 1,2 X
x 2,1 m, orientada al sur.
Determinar:
Las infiltraciones por esta ventana.
Solución:
Supongamos que las dimensiones de los intersticios
'
son las siguientes:
Encuadre = 0,. buena estanqueidad.
Parte móvil: intersticio de 0,8 mm de ancho por
6 m de longitud.
Viento que sopla del S. a 48 km/h.
Caudal de infiltración por esta ventana:
6 X 11,7 � 70 m'/h (tabla 44).
mita la supresión de olores debidos a los ocu­
pantes, al tabaco, o a otras fuentes.
-La tasa de renovación necesaria varía princi­
palmente con el número de· ocupantes, la altura
del techo, y el número de fumadores. Aunque
para suprimir los olores corporales baste un
caudal de aire exterior de 8,5 m'/ h por persona,
se recomienda proveer 1 3 m3/h. Este mínimo
corresponde a una altura de techos de 2,40 m
y a una densidad de ocupación media de una
persona por 4,5 a 7 m' de suelo. Si la densidad es
mayor debe aumentarse este mínimo. La supre­
sión de olores de tabaco necesita de 25 a 42 m' /h
por fumador. En algunos casos (salas de confe­
rencias, salones de fumador) es necesario elevar
el caudal de aire exterior a SO u 80 m• /h por
ocupante.
Fundamento de la Tabla .45
Normas de ventilación
RENOVACióN POR AIRE EXTERIOR
NORMAS DE VENTILACióN
Es necesario, en los locales acondicionados,
prever un cierto caudal de aire exterior que per·
Los valores de la tabla 45 se basan en expe­
riencias realizadas para deteirninar el caudal
de aire fresco necesario para una supresión su­
ficiente de los olores en - locales con fumadores
y no fumadores. Los resultados de estas expe­
riencias se han extrapolado para densidades de
CAPÍTULO 6. INFILTRACIONES Y VENTILACIÓN
TABLA 45.
CAUDALES DE AIRE EXTER I D R
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Cua'1?S de� a�eo � ·-- (Extracc}6n)
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1-91
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6,0
6,0
73,0
36,6
22,8
4,6
4,6
36,6
Cuando se utili_zan los mínimos, adoptar el valor mayor.
Respetar los reglamentos eventuales.
Puede estar determinado por el caudal extraído.
Utilizar estos valores a · no ser que los caudales no estén determinados por la presencia de otras fuentes de contaminación o por la reglamentación
Se recomienda el funcionamiento con aire fresco total para evitar los riesgos de explosión debidos a los anestésicos.
ocupacwn normales, dentro de cada una de las
aplicaciones consideradas.
Empleo de la Tabla
45
Nor�as de -ventilación
La tabla 45 se utiliza para determinar los cau­
dales de aire fresco mínimos y recomendados
según la aplicación considerada. Si la tabla da
·
a la vez el caudal mínimo por persona y por m 2
de suelo; se tomará el caudal - más elevado. Utili­
zar los valoreS recomendados, cuando el nú.mero
de ocupaÍl.tes es excepcionalmente alto, o cuando
se deseen obtener condiciones más que satisfac­
torias .
VENTILACióN CONTROLADA
En las instalaciones realizadas solamente con
propósitos de confort, y cuando la reglamenta­
ción lo permite, es posible disminuir la potencia
instalada reduciendo el Caudal de aire exterior
durante los períodos de funcionamiento a plena
carga, lo que tiende a disminuir las ganancias de­
bidas al aire exterior. El caudal calculado se res­
tablece durante los períodos de funcionamiento
con cargas intermedias. Esto sólo puede hacerse
cuando el funcionamiento de la ínstalación s.e
prolonga más de 12 horas por día o cuando ésta
permanece funcionando por lo menos tres horas
después de que los ocupantes hayan abandonado
PRIMERA PARTE. ESTIMACIÓN DE LA CARGA TÉRMICA
1-92
TABLA 46.
CARACTERISTICAS DE LOS VENTILADO­
RES CENTRIFUGOS
gada si en las condiciones anteriores el caudal
de aire se disminuye durante períodos muy corw
tos. La disminución de este caudal de aire extew
rior no_ deberá alcanzar valores mayores al 60 o/o
de los valores recomendados en la tabla 45.
El procedimiento para calcular y controlar la
ventilación es el siguiente:
l. En el cálculo de la carga de refrigeración,
Estos caudales han sido deducidos de las tablas de numerosos cons­
tructores de ventiladores de extracción (simple abertura). Intervalo
de presiones estáticas 6 a 30 mm C. E. Los ventiladores de
diá­
metro de entrada inferior o igual a 250 mm se acoplan directamente
a su motor.
El caudal de estos ventiladores ha sido considerado arbitrariamente
para velocidades a la salida cOmprendidas entre 5 y 1 0 m{seg. En
general, estos ventiladores se eligen para una velocidad de salida
de 7,5 m/seg aproximadamente.
un
• •
TABLA 47. CARACTER(STICAS DE LOS VENTILADO­
RES HELICOIDALES - REPULSIÓN SIN ENVOLVENTE
· Q_iámetr'o
·der 'Venti1.8dor
<,PJm)
VeloCidad
de·· r�tacióFÍ '
(rpm � •
" ·\
· Caudal
(m�¡ny ·
•
\
reducir la cantidad de aire en las condicio­
nes de proyecto a un mínimo del 40 % de
la cantidad de aire recomendada.
2. Utilizar un termostato de bulbo seco en la
instalación de refrigeración y deshumecta­
ción para controlar el punto de rocío en la
salida de modo que:
a) Con el punto de rocío de proyecto, el
motor de la compuerta de tiro cierre
ésta para que entre el 4.0 % del caudal
de aire de ventilación adoptado en el
proyecto.
b) Cuando el punto de rocío descienda por
debajo del valor de proyecto, la com­
puerta o registro se abra hasta la posi­
ción de ajuste prevista en el proyecto.
Ejemplo 6. Caudal de aire exterior. Oficinas
Datos:
Una oficina de 450 m2, de 2,4 m de altura de techo
.y 50 ocupantes, de los que - un 40 %, aproximadamente,
son fumadores.
Determinar:
El caudal de aire exterior necesario.
Solución:
La densidad de ocupación de una persona por 9 m2
es normal, pero el número de fumadores es impor­
tante,
Caudal recomendado: SO X 25 = 1.250 m3/h (tabla 45).
Caudal mínimo: SO X 17 = 850 m3/h (tabla 45).
Es casi seguro que por el gran número de fumadores
un caudal de 850 m3/h no peimitirá mantener las con­
diciones satisfactorias en el local. Por tanto, se deberá
adOptar un caudal de 1.250 m3/h.
NOTA: Frecuentemente, las instalaciones - disponen de un
Estos caudales pueden variar en
±
1 O % de uno a otro constructor.
los locales acondicionados, lo cual p�rmite eva­
cuar los olores emitidos durante el período de
ocupación. La experiencia ha mostr�do que po­
cas persOnas se qUejan de una atinósfera car-
dispositivo de extracción mecánica. El caudal
de aire exterior tiene que ser entonces, por lo
menos, igual al del aire que se extrae, si no se
quiere favorecer las infiltraciones. Las tablas 46
y 47 dan los caudales aproximados de ventila­
dores normales de extracción. Los valores indi­
cados se han obtenido consultando los catálo­
gos :Publicados por un cierto número de coñs­
tructores de este tipo de aparatos.
Capítulo 7 .
GANANCIAS INTERIORES Y GANANCIAS
DEBIDAS A LA INSTALACIÓN
GANANCIAS INTERIORES DE CALOR
Se denominan ganancias interiores las cantida­
des de calor latente y sensible que se producen
en el interior de los locales acondicionados, emi­
tidas por los ocupantes, el álumbrado, aparatos
diversos, motores, tuberías, etc. En este capí­
tulo se ,expone la forma de determinar las ga­
nancias instantáneas procedentes de estas fuen­
tes diversas. Parte de las ganancias sensibles
instantáneas, emitidas en- forma de radiaciones,
son absorbidas por los materiales que limitan
el local y no debe tenerse en cuenta al hacer el
balance térmico. Véase el capítulo 3, 11Almace­
namiento de calor, diversidad y estratificación",
para la evaluación de las ganancias reales debi­
das a estas fuentes de calor.
OCUPANTES
En el cuerpo humano se producen unas trans­
formaciones exotérmicas cuya intensidad es vaR riable según el individuo y la actividad desarro­
llada. La temperatura interior más favorable a
estas transformaciones es de 37 oC, con una toleR
rancia muy pequeña. El cuerpo humano es caR
paz de mantener este temperatura dentro de vaR
riaciones -bastante amplias de la temperatura
ambiente, gracias a su facultad de expulsar hacia
el exterior una cantidad más o menos impor­
tante del calor desarrollado
Este calor llega a la epidermis a través de la
cin;ulación sanguínea y se disipa:
L. Hacia las paredes del local por radiación.
2. Hacia el aire ambiente por convección en
la epidermis y vías respiratorias.
3. Hacia el aire ambiente por evaporación, en
la epidermis y vías respiratorias.
·
La intensidad de los intercambios por radiaR
ción y convección depende de las diferencias de
temperatura, y la temperatura de la epidermis
depende a su vez del flujo sanguíneo. La inten-
sidad de los intercambios por evaporacwn deR
pende de la diferencia de las tensiones de vapor.
Fundamento de la Tabla
48
Ganancias interiores debidas a los ocupantes
Los valores de la tabla 48 se han determinado
basándose en la cantidad media de calor desarro­
llada por un hombre adulto de 68 kg de peso
para diferentes grados de actividad, y de una
manera general, para una permanencia en los
locales acondicionados superior a tres horas.
También se ha tenido en cuenta el hecho de que
las cantidades de calor desarrolladas por una
mujer y un niño son el 85 o/o y el 75 o/o, respec­
tivamente, de las desarrolladas por un hombre.
En el caso de restaurantes, estos valores se
han aumentado en 13 kcal/h por persona, para
tener en cuenta el calor emitido por los platos
(es decir, 6,5 kcal/h por persona en forma de
calor sensible y 6,5 kcal/h en forma de calor
latente).
Como se ha diCho anteriormente, los valores
de la tabla 48 son válidos para una permanencia
superior a tres horas en los locales acondicionaR
dos. El calor y la humedad que pueden ser apor­
tados a causa de una renovación más frecuente
de \Jos ocupantes, puede aumentar - las ganancias
correspondientes en una proporción que pueda
llegar a un 10 o/o (permanencia inferior a 15 mi­
nutos).
·
Empleo de la Tabla
48
Ganancias interiores debidas a los ocupantes
Los valores de la tabla 48 se dan en función
de la temperatura ambiente y del grado de acti­
vidad, debiendo ser ambas cosas conocidas.
Ejemplo 1. Pista de bolos
DatoS;
Bolera de 10 pistas.
Temperatura seca del proyecto: 24 ce.
50 ocupa�tes ( admítase que en un instante dado se
1-94
PRIMERA PARTE. ESTIMACIÓN DE LA CARGA TÉRMICA
Convección conducción (0,1 E)
y
Radiación
(0,8 x E)
x
1
::--
�Luz (0.1
E)
x
/-¡ /
\
/1 \s_ 1 \ \ \
/
,
(.O.,"
Ganancia de calor
donde E= potencia absorbida 'por
,= E 86 kcal/h
la lámpara en vatios
o
=potencia
= o;ae 1,25x 0,86 kcal/h
efectiva en vatios
Ganancia de calor
E x 0,86 kcal/h
-donde
E= Etlergla
eléctrica en vatios
:=
X o
•.
\..U't�
o.�<l .
,
O,SE
X
FIG. 31. Conversión de la energía eléctrica en calor
y luz en las lámparas fluorescentes
FrG. 30. Conversión de la energía eléctrica en calor y luz
Ganancias de calor latente:
en las lámparas de incandescencia
(10
tiene simultáneamente 10 jugadores, 20 espectadores
sentados y 20 de pie).
Determinar:
Las ganancias de calor sensible y latente debidas a
los ocupantes.
Solución:
Ganancias de calor sensible
(10 X 132) + (20 X 60) + (20 X 71) � 3.940 kcal/h.
TABLA 48.
X
+
233)
(20
X
40)
+
(20
X
68)
�
4.490 kcal/h.
ALUMBRADO
El alumbrado constituye una fuente de calor
sensible. Este calor se emite por radiación, con­
vección y conducción. Un porcentaje del calor
emitido por radiación es absorbido por los ma­
teriales que rodean el local, pudiendo también
GANANCIAS DEBIDAS A LOS OCUPANTES
TEWERATURA SECA DEL LOCAL ('C)
·'
Metabo- M e;abo-1------�---' ---�----- -�---'--'--�------C
GRADO
lismo lisn'!O
DE ACTIVIDAD TIPO DE AP_LICACIÓN hombl-e medio •
kc�l/tí ·' ..é.
kcal/h- ---"kcal/h- --.
kcal{h
adulto (kéal/h) f---'-kcal/h
-�-+---.
+ ----'-· . 1---.--'-�--.
-1
�
o
(kcal/h)
'
_ Sens' ibles[Latenté fsensiblés � atente' Sensibles �atente s enSible� �atent�-s� ensjble � L<it?ntes·
Sentados, en reposo Teatro: escuela primaria
�����----'-----'---1-Sentados, trabajo Escuela secundaria 1 --1----1-----múv ligero
hotel, aparta­
Empleado de oficina Oficina,
mento, escuela superior
,
De pie; mar¡;:ha
· lenta
Farmacia
Sentado, de pie
De pie, marcha
Banco _
lenta
Restaurante·• •
Sentado
Trabajo ligero en el FábJica, trabajo ligerO
202·¡ _189
banco de taller .
Sala de baile··Baile o danza
Fábrica,
Marcha, 5 km{h tante pef"!tra' obajo
so bás­
•• •
bowling
de
ta
s
Pi
Trabajo penoso Fábrica
Estos valores comprenden una mejora de 13 kcal/h (50 % calor
El «metabolismo medio>> corresponde a un grupo compuesto de
sensible 50 % calor latente) por ocupante, para tener en cuenta
adultos de niños de ambos sexos, en las proporciones normales.
el calor desprendido por los platos.
Estos valores se han obtenido a base de las hipótesis siguientes:
Bowling - Admitir una persona por pista jugando, todas las otras
Metabolismo mujer adulta= Metabolismo hombre adulto 0,85
sentadas (100 kcal{h) o de pie (139 kcal{h).
= Metabolismo hombre adulto 0,75
·Metabolismo niño
"
"
_
.
-
.
44
44
98
88
"
"
113
...
..
"
1f3
"
"'
1
"
..
..
..
"
"
"
'"
-
139
·
-
378
'"
'
"'
"
"
..
"
..
"'
"
"
"
"
..
'"
"
..
"
"'
'"
"
"
'"
'"
'"
'"
'"
"
'"
"
'"
"
'"
..
'"'
"
'"
"
'"
"'
"'
"'
'"
"
"'
y
Y
x
x
y
"
CAPÍTULO
TABLA 49.
·
•
••
7.
GANANCIAS INTERIORES
Y
GANANCIAS DEBIDAS AL ALUMBRADO
TIPO
Fh.,ores·c�Jnfe
lncandescenté
�A�ANCIAS SENSIBlES • kcal/h
Potencia útil vatios x 1,25 � • x 0,86
Poíeilcia útil vatios x 0,86
Ganancias-reales debidas al alumbrádo de acuerdo con las tablas 12 y 13
Este 25% suplementario corresponde a la potencia- absorbida en la
resistencia reguladora.
producirse estratificación del calor emitido por
convección, como se ha expuesto en el capítulo 3.
Las cargas reales de refrigeración determínanse
aplicando los coeficientes de la tabla 12, pá­
gina 29.
Las lámparas de incandescencia transforman
en luz un 10 % de la energía absorbida, mien­
tras que el resto se transforma en calor que se
disipa por radiación, Convección y conducción.
Un 80 % de la potencia absorbida se disipa por
radiación, y sólo el 10 % restante por convección
y conducción e fig. 30 ).
Los tubos fluorescentes transforman un 25 %
de la energía absorbida en luz, mientras que
otro 25 % se disipa por radiación hacia las pa­
redes que rodean el local, y el resto por con­
ducción y convección. Debe tenerse en cuenta,
además, el calor emitido por la reactancia o re­
sistencia !imitadora, que representa un 25 % de
la energía absorbida por la lámpara efig. 31 ).
Véase la tabla 49.
APARATOS O UTENSILIOS DIVERSOS
La mayor parte de los aparatos son, a la vez,
fuente de calor sensible y latente. Los aparatos
eléctricos sólo emiten calor latente en función
de su utilización (cocdón, secado, etc.) mientras
que, a causa de la combustión, los aparatos de
gas producen calor latente suplementario. En
la mayoría de los casos se produce una disminu­
ción importante de ganancias, tanto sensibles
como latentes, por medio de campanas de ex­
tracción ventiladas mecánicamente y bien con­
cebidas.
Fundamento de las Tablas
1-95
GANANCIAS DEBIDAS A LA INSTALACIÓN
50 a 52
Ganancias debidas a los aparatos empleados
en cocinas y restaurantes
Los valores de estas tablas se han establecido
segúh las indicaciones de los distintos fabrican­
tes, de los informes de la Asociación Americana
del Gas, del_ Anuario de Aparatos de Gas, y de los
ensayos realizados por la Carrier Corporation.
Empleo de l_as Tablas 50 a 52
Ganancias debidas a los aparatos empleados
en cocinas y restaurantes
La potencia en marcha continua es el calor
desarrollado cuando el aparato se mantiene a
la temperatura de funcionamiento fuera de las
horas de utilización.
La ganancia admitida para una utilización me­
dia corresponde al calor desarrollado por los
aparatos a causa de su utilización normal. Estos
aparatos rara vez funcionan a su potencia máxi­
ma en las horas punta, puesto que, en general,
en este momento ya han adquirido su tempera­
tura nominal.
Los valores de las tablas SO a 52 son válidos
para aparatos que no disponen de campana de
extracción. Si el aparato dispone de una cam­
pana con extracción mecánica bien estudiada se
podrá reducir a la mitad el calor tanto latente
como sensible. Para que una campana sea eficaz
debe desbordar, aproximadamente, 30 cm por
metro de distancia entre el plano superior del
aparato y el inferior de la campana. Esta distan­
cia no debe ser superior a 1,20 m y la velocidad
media del aire a su entrada en la campana debe
superar los 0,35 m/seg.
Ejemplo 2. Restaurante
Datos:
Un restaurante equipado con aparatos eléctricos do­
" tados de sistema de extracción individual, a saber:
1. Dos cafeteras de 20 1 de capacidad (dos se utilizan
por la mañana y sólo una por la tarde y noche).
2. Mesa caliente de 2 m2, sin calientaplatos.
3. Dos planchas calientes de 600 x 500 x 150 mm.
4. Tostador automático de cuatro rebanadas que se
utiliza sólo por la mañana.
5. Dos freidoras de 20 l.
Determinar:
Las ganancias debidas a estos aparatos a la hora del
desayuno. y comida.
Solución:
Según la tabla 50
1. Cafetera (1 sola)
2. Mesa caliente (2 m2)
(ganancias por 2)
3. 2 planchas calientes
4. Tostador (parado)
5. Freidoras (dos)
Total=
Sensibles
Latentes
850
1.080
575
1.920
2.650
1.450
1.900
2.850
6.480
6.795
Estas ganancias deben reducirse en un 50 % para tener
en cuenta la campana de extracción.
Ganancias sensibles: 3.200 kcal/h.
Ganancias latentes: 3.400 kcaljh.
MOTORES EL(;CTRICOS
Los motores eléctricos constituyen fuentes de
ganancias sensibles por el hecho de transformar
una parte más o menos grande de la energía ab­
sorbida en calor. En la carcasa, el calor que se
disipa es igual al producto:
Potencia absorbida X e 1 - rendimiento
del motor).
1-96
PRIMERA PARTE. ESTIMACIÓN DE LA CARGA TÉRMICA
TABLA 50.
GANANCIAS DEBIDAS A LOS APARATOS EL�CTRICOS DE RESTAURANTES
Sin campana de extracción
*
,GANANCIAS"� .á.OMiTI�;r_��KúSO�JVleQ¡o;.
Caía? ;- �alpr
', ->
°
8 �- '
,la_tepte >total .
(�/;;al!�) ' (kc¡¡:lfh)
227
58
55
22
282
300
1500
425
1075
375
"'
80
"'
1425
1250
; �e�. á': C�Jj����:
con·. ca-:
,lientaplatós,·por' m• Cie''
lsupe�¡cfé ' "' . • ' , "'
Mesa caliente,' siri Ca�'
lie�t�p- �at?s: ·pór .:·�· _:d·e :
suReJfiqje.
.
�J�s t�dor (co
; n: t,ln� ��
�
'
V '>
•"
'
so o
9SO
1900
960
1500
600
1000
1425
2375
"'
1200
525
1500
175
aso
25
300
325
1600
650
2175
113
730
.
'12:tórtaS'de'64">(
'
•
200
0 h ,. ?
27S
"'
460
71S
525
1300
En el caso en que exista una campana bien proyectada, con extracción mecánica, multiplicar los valores ilnteriores por
El resto de la potencia absorbida (potencia
útil), es utilizada por la máquina conectada al
motor, y por la. transmisión. La máquina utiliza
la potencia útil para efectuar un trabajo que
podrá o no contribuir a las ganancias de calor.
Grupos electrobombas o electroventiladores:
La potencia absorbida por estos grupos se uti­
liza para aumentar la presión, la velocidad y la
temperatura de los fluidos transportados.
La energía potencial adquirida por el fluido
se degrada en las conducciones a causa de las
pérdidas de carga y reaparece en forma de calor,
absorbido por dicho fluido para compensar el
enfriamiento debido a la expansión.
0,5.
Si el fluido se impulsa al exterior del local el
calor disipado en la carcasa del motor, será lo
único que intervenga en el' balance térmico.
Durante el proceso de compresión, parte de
la energía
mecánica suministrada se cede al flui­
·
do en forma de calor, que puede ser evacuado
en una fuente separada, y no interviene, por lo
tanto, en el balance.
Las ganancias de calor (positivas o negativas)
debidas a la propia instalación, deben hacerse
en otro cálculo por separado.
Motores conectados a mdquinas (prensas, tor­
nos, etc.): Toda la energía mecánica que se su·
ministra a la máquina se disipa en forma de
CAPÍTULO 7. GANANCIAS INTERIORES Y GANANCIAS DEBIDAS A LA INSTALACIÓN
mentan, generalmente, de corriente monofásica
a 110 ó 220 voltios, mientras que los de potencia
superiores a 1 CV suelen ser trifásicos, alimenta­
dos a 220 ó 380 voltios. Los valores de esta tabla
pueden aplicarse igualmente, con suficiente pre­
cisión, a los motores polifásicos de potencia in­
ferior a 1 CV.
calor. Por lo tanto, si la temperatura de los pro­
ductos fabricados, a la salida del local, es supe­
rior a su temperatura inicial, la cantidad de ca­
lor correspondiente (masa X calor específico X di­
ferencia de tempera.tura) no deberá intervenir
en el balance.
Fundamento. de l a Tabla
53
Empleo de la Tabla 53
Ganancias debidas a los motores eléctricos
Ganancias debidas a los motores eléctricos
La tabla 53 se basa en los rendimientos medios
de motores de jaula de ardilla, del tipo abier�o.
Los motores de potencia inferior a 1 CV se aliTABLA 51.
Los valores de la tabla 53 representan las ga­
nancias de calor debidas a los motores eléctri-
GANANCIAS DEBIDAS A LOS APARATOS DE RESTAURANTE
Funcionamiento a gas o a vapor- Sin campana de extracción*
�.
'A�ARATÜ
..
, 2 litros
Percblador
c'al6ntad!)r ag,úa z litr9s
PerCcilador completo
con - dépósito '
Cafetera 1 i litros
1 1 litros
'
19 lit�os
'
DIM .EN�fiON,ES TÓTf\LES
,sin·pie ni �sa (mm)
MANDO ,
D(\TOS DIVERSOS
.
.
�
x
584 oval x 533 H
..57c¡6X940H
_
Negra
Niquelada
Niquelada
Manual
304 X 508X457H
Auto.
Superficie 250
Freidora, - 12,7 kg de grasa
381X889X279H
Auto.
Superficie 276
Parrilla
Quemador superior
Quemador inferior
658 X 355 X 431 H
(0,13 m1 de superficie de parrilla}
.
Horno, parte su p. cerrada,
m• de superficie
por
Tostador continuo
'"
'"
x
x
5430
983
oo·
430
100
25
125
1815
"'
2270
340
'"'
730
730
liBO
'"
980
""'
""'
2 310
""
3530
"'
"'
630
1260
250 mm
3590
"'
1060
705
1765
400' mm
'"'
1135
1815
1210
3025
Manual
Aislado
5500 kcallh
3750 kcal/h
""'
3625
"'
4540
Manual
Quemadores anulares
3000-5500 kcallh
3800
1 1 40
1140
2280
Manual
Quemadores anulares
2500-3000 kcalfh
2980
895
895
1790
2 cortes
360 cortes/h
3<100
1940
830
2770
730
480
1210
400
1000
Auto.
381 X 381 X 7 1 1H
856
'' 126
806
Tipo baño inarla
Freidora, 6,8 kg da grasa
.
POtencia Potencia
nominal en marCha
(kcal/h) continua Calor
Calor
Calor ',
(kcál/h)1 sensible latent11_
tOtal
(kcal/h) (kcaJ/h) ' (kcaiJh)
4 PercOiado'res �on' reserva
de 17 litro�
Auto.
Auto.
Auto.
381 tf>X864-H
304
Combinación sin percoladór
y calentador agua
.
2 X 762X660H
. .
GAS
Manual
Manual
Calient¡¡platos, por m•
de superficie
Horno, parte sup. abierta,
por m• de supe_rficie
GA�:: �.�;bAMt��b��R.
A
.
.
1-97
2500
VAPOR
Cafetera 1 1 litros
11 litros
'
·�19 litros
'
'
'
'
1 1 litros
1 1 litros
19 litros
381c¡6X864H
304X 584 oval X 533H
457 c;óX940H
381c¡6X864H
304X 584 oval X533 H
457c¡6X940 H
..
Auto.
Auto.
Auto.
Manual
Manual
Manual
Mesá·caliente por m• de
superfi�ie
Auto.
Calia�taplatos, por m• de
superficie
Ma'nual
•
7
,
Negra
Niquelada
Niquelada
Negra
Niqu'elada
Niquelada
600
"'
'"
780
780
930
930
""'
100
125
225
'"
'"
1435
1560
1310
.
110
En el caso en que exista una campana bien proyectada, con extracción mecánica, multiplicar los valores anteriores por 0,50.
280
390
1-98
PRIMERA PARTE. ESTIMACIÓN DE LA CARGA TÉRMICA
TABLA 52.
GANANCIAS DEBIDAS A LOS DIVERSOS APARATOS
sin campana de extracción *
. .
.
MANDO
APARATO
Secapelo con ventiladqr
1 5 a 11 5 V
Casco secapeló
6,5 a 1 1 6 V
Manual
Manual
.
;:���r y esteriuzador �
.
. .
Auto
Auto.
406 >< 620 m\n ''
508'>< 91Á:min :.
Auto.
Auto.
Auto.
·Auto.
Auto
Auto.
Auto.
Esterilizador paralelepipédjco
Esterilizador, instrumentos
Esterilizador, aire caliente
.
..
40' litros
' 60 ,litros .
..
..
"'
1::180
·
.
1�2 X_ 205 X 432"'"'
228 >< 254 >< 508 mm
254 >< 305 >< 51$0mm
254 l< 305 ><91.......
305 " 40_6 " 620 mm
J
�·
'"
'"
'"
"
555
'"
"
'"
�"
5920
8940
•
•
"
"
.
.
.
·. ..
.
. .
..
.
.
.
.
.
.
.
.
.
.
:
.
.
..
406 ><,406" 620 mm
508 ,>< 508 l< 620 mm
\
'
'"
'"
""
2420
2190
ro'"
4610
11920
""
•.
5295n
6800
9070
11330
��·
35:>1!0
45400
14060
17300
23240
286(10
65280
81630
98350
1030
1540
"ro
6200
5190
7740
'"'
�·
"'
""
••
..
.
1050
""
'"
8770
10500
14170
17270
40700
46350
.
Modelo1 20 Amer. Sterilizer Co.
Modelo 100 Amar. Sterilizer Co.
20 1/h
Para .médicos y dentistas .
Aparato de �adiog.rafía
""
""
2570
1490
2370
"'"
""
,�,
2270
3530
4940.
"'"
7810
2670
3100
""
"'"
"'"
1560
'""
1060
"'
'"
'"
"'
MO
1110
Ninguna
Ninguna
Ninguna
Las ganaricias pueden ser grandés
Solicitar información del constructor
Aparato de radioscopia
.Bunsen
. Pequeño mechero
Pequeño mechero Bunsen
Quemador de llama plana
Quemador de llama plana
Mechero Bunsen grande
Manual
Manual
Manual
Manual
Manual
Encendedor de cigarros
·•
'O
914 >\'1067.>< 21�4 mm
106,1 X í'219 x 2438...,
1219 )'( \382, >< 2438 mm
..
Alambique, ag'ua
Secapelo centr¡;¡l
5 cascos
1 0 ·cáseos
..
::�:�-:�:��::�
Auto.
Auto.
Auto.
Auto.
Esterilizador, utensilios
.
1353
.
.
620'>< 620'>< 9Jimm
620 X 620 >< 1220 mm�
·..
Auto.
Auto.
AutQ.
Auto.
Auto.
Auto.
Auto.
Esterilizador agua
280 x 560 "'"'
4.ÍÍJ X 760 X 1830 mm
460 " 620 " 1830"""
Calentador de toallas
Esterilizad,or �e' ropa
x
Diámetro exterior : 1 � {nm
Diámetro exterior :1 O mm
no
.
' letrero de neón, por 3 0 cm
de longitud
J
·
Manual
Calentadores de permanente
1
óATO$ DIVERSO�
ELECTRICOS
Ventilador · 165 W
(bajo 91 5 W, fuerte .1580 W)
Ventilador 80 W
(bajo 3 00 W, fuerte7. 10 W)
60 calentadores de· 25 W
normafm(mfe .3 6 en marcha
.
.
GANANCIAS A, AdMi_tiR
Po'iENCIA' �AR..\. USO" MEDIO , '; '
NOMINA( l'•lo•
c,roi
Color
MÁXIMA , sensible
lá.tente ' 'tol:al·
{kcal/h)
(kcal/tí) (kcal/h) ·. (kcal/h)
.
Manual
.
.
'
·
Auto.
Auto.
..
A GAS
Quemador1 1 mm diáni. con gas ciudad
Quemador1 1 mm diám. con gas natura 1
Oúerila�or 1 1 mm diám. con gas natUral
Quemador 1 1 mm �iá'm. con gas natura 1
Quemador 3 8 mm diám. con gas natural_
Funcionamieñto continuo
Constituido por un calentador y uri
ventilador que impulsa el aire caliente
.
hacia los cascos
''"
'"
"
"'
'"
"'
"'
'"
"'
'"
""
1510
"'
""
"'
'"
'"
'"
...
"'
1070
"
"'
1010
510
4790
68!10
2JO·
3780
""
En el caso en que exista una campana bien proyectada, con ex�racción mecánica, multiplicar los valores anteriores por 0,5.
1
'"
'
CAPÍTULO 7. GANANCIAS INTERIORES Y GANANCIAS DEBIDAS A LA INSTALACIÓN
TABLA
1-99
53. GANANCIAS DEBIDAS A LOS MOTORES EL�CTRICOS
Funcionamiento continuo •
POSICIÓN DEL APARATO �ON RESPECTO AL LOCAL ACONDICIONADO O A LA CORRIENTE DE AIRE ..
RENDIMIENTO A
PLENA CARGA
POTENCIA
NOMINAL
cv
%
l
Motor en el interior
Aparato impulsado en el interior
'
�
p
.
V12
"
lOS
SS
1"
1/6
60
1/4
"'
..
1/3
66
70
40
1/8
1/2
3/4
80
- J.t
.
'
•
7-t-
lO
.
"
81
..
.
•
,:(
"
1
"
..
p
.
47
30
so
SS
80
6S
70
lOS
"'
"'
"
'"
'"
110
1"
·�
'"
'
CV X 632 (1-p}
"'
660
480
800
'"'
1 200
'"
"'
1 600
1 260
"'
12
-7'1
1
3
80
.
Motor en el interior
Aparato impulsado en el exterior
CV X 632
Keal/h
�/20
-
Motor en el exterior
Aparato impulsado en el interior
170
'"'
1990
3 900
3 "'
780
4 800
'"
"''
1 125
� 500
7 soo
9 sao
450
"
11 100
"
8 7.
14 500
"
..
18 100
15 900
2 200
"
"
21 300
19 100
""
..
"
25 500
""
50
"
35 700
31 800
4 000
"
43 000
38400
4 750
53 OOD
47 800
S
71 1)00
63 800
7 "'
87 500
79 500
9 000
ooo
95 600
15
tOb
..
7S
125
150
90
90
1
"
.
28 700
12 750
"
105
'"
"
140 000
127
"'
"
175 000
159 000
500
1 515
1 875
250
'soo
12 500
16 000
En el caso de un funcionamiento no continuo, aplicar un coeficiente de simultaneidad, determinado a ser posible mediante ensayos.
Para un ventilador o una bomba que impulse al fluido hacia el exterior, utilizar los valores de la última columna.
cos y máquinas acopladas cuando ambos están
situados dentro del local acondicionado o cuan­
do uno de los dos se encuentra en el exterior.
NOTA: La potencia real absorbida por un motor
eléctrico no es forzosamente el cociente
de su potencia nominal por su rendi­
miento. Puede funcionar con sobrecarga
o a potencia reducida y por eso es reco­
mendable no limitarse a estimar la po­
tencia absorbida, sino medirla en los
casos en que pueda hacerse. Esto es
interesante en las instalaciones indus­
triales en las que el calor debido a las
máquinas constituye una fracción im­
portante del balance térmico.
Si las potencias se expresan en vatios y el
motor y la máquina acoplada están dentro del
local. las ganancias correspondientes son igua­
les a 0,86 kcal/h ·vatio.
Si la máquina está en el local y el motor en
el exterior, multiplicar el producto anterior por
el rendimiento del motor. Si la máquina está
en el exterior las ganancias se expresarán por
la potencia absorbida en vatios, multiplica.;la
por 0,86 (1- rendimiento).
Aunque los resultados sean menos exactos,
puede resultar más fácil determinar la potencia
absorbida utilizando un amperímetro y un vol­
tímetro. Tanto si utilizamos un vatímetro, como
un amperímetro y voltímetro, se obtendrá un
valor instantáneo de la potencia al que será
preciso aplicar un coeficiente de utilización, que
no podrá estimarse más que después de un mi­
nucioso estudio de las condiciones de funcJo­
namiento.
1-100
PRIMERA PARTE. ESTIMACIÓN DE LA CARGA TÉRMICA
Los valores obtenidos podrán aplicarse a las
relaciones indicadas en la siguiente tabla:
eras� de
corriente
1 '
Continua
Bifásica
(4 hilos}
U
·.
.
'p
736
u
.1 '
u '
-
.
:
.·
.
. ·
1.090 ..
i -x>-u _x-'cos w-_-� ,- ,,
__ u x
,'
.
,
•
pxcosrp X 2
736
"' voltios
•
1 x'
, U
.
1 x U x Pwcosop x 1,73
736
Ky<
,
Pótencia' {l:bsOrbidá '
1 ' u xcosopx p
..
736
Monofásica
Trifésica
cv
Potencia útil
_
',
�
, 1.00 � •.•
.
1 ,x COs-f{¡ :-1;73
1 .000
(�'ü,x
.
••• •
'•
' '',
tP
co�L
_
·1.0QO
.
�- 2
.
"¡
'
p = rendimiento
ces op = factor de potencia
1 =amperios
NOTA: En el caso de corriente bifásica de tres hilos, la
intensidad en el conductor común es igual a
la de cualquiera de los otros conductores mul­
tiplicado por 1,41.
Ejemplo 3. Ganancias debidas a /os motores
eléctricos en una fábrica
1. 45 motores de 10 CV, funcionando a 80 o/o de su po­
tencia nominal, acoplados a varias máquinas situa­
das dentro del local acondicionado.
5 motores de 10 CV, funcionando al 80 % de su po­
tencia nominal, acoplados a máquinas de roscar,
cada una de las cuales trabaja 2.200 kg de bronce
por hora. Los productos terminados y las virutas se
transportan fuera del local. La elevación de tempe­
ratura del metal es de 17 oc y su calor específico =
= 0,01. kcal/kg oc.
2. 10 motores de 5 CV, acoplados a ventiladores de
extracción.
3. 3 motores de 20 CV, acoplados a bombas de agua;
ésta, destinada a la fabricación, es impulsada al
exterior.
GANANCIAS DEBIDAS
A LAS TUBERIAS Y DEPóSITOS
ABI ERTOS O CERRADOS
Las tuberías que cruzan el local, o los depó·
sitos cerrados que pudieran encontrarse en él,
producen o absorben calor sensible según que
su temperatura sea superior o inferior a la del
local. Igualmente, los depósitos abiertos, cuya
temperatura es superior al punto de rocío del
aire ambiente, constituyen una fuente de calor
latente.
Los locales de uso industrial poseen con fre­
cuencia hornos o secaderos que son fuentes de
calor sensible, o sensible y latente a la vez
(secaderos).
Fundamento de las Tablas
La tabla 54 se ha establecido para conductos
horizontales y una temperatura ambiente de 20'.
Los intercambios por convección pueden ex­
presarse por la relación:
()
1 "·2
Datos:
. q1
en la que
Solución:
Utilizar la tabla 53.
1. Máquinas diversas: 45
1.
l'¡
1
11
1
'.
i 1
1
¡¡
11
X
7.500
X
0,8
Máquinas de roscar:
S X 7.SOO X 0,8 = 30. 000
Calor absorbido por los productos
fabricados y virutas.
2.200 X S X 17 X 0,01 = 1.870
Ganancias netas debidas a las máquinas de roscar: 30.000 -1.870
2. Ventiladores: 10 x 700 =
3. Bombas: 3 X 1.87S =
Total
S.62S
=
310.7SS
NOTA: Si el agua después de pasar por la bomba se
enfriase mediante una fuente exterior, de forma
que recuperase su temperatura inicial, la canti­
dad de calor intercambiado sería:
3 (14.S00- 1.87S)
=
37.87S kcal!h.
9,89 {[
q,
X
(
I
T.,
)
'·81
X 6. 11•27
=
Los intercambios por radiación en las mismas
condiciones pueden expresarse por:
q2
28.130
7.000
�
cantidad de calor intercambiada
en kcal/h por m' de superficie
exterior de la tubería.
9,89 = constante para cilindros hori·
zontales.
d = diámetro exterior de la tube·
ría (mm).
T..., = media aritmética de las tempe­
raturas del aire ambiente y de
la superficie exterior de la tube­
ría en oK (temperatura abso­
luta).
11 t = diferencia de temperatura entre
el aire ambiente y la superficie
exterior de la tubería en oC .
Determinar:
Las ganancias debidas a estos motores.
Calor sensible
kcal/h
270.000
54 a 58
Ganancias debidas a las tuberias, depósitos,
y a la evaporación de agua
�
=
en la que
4,84
4•84
q,
X ID-" X
x E
E
[(T.,)•- (T,m)4]
[(�óór- (�óorl
�
cantidad de calor intercambjada
en kcal/h por m' de superficie
exterior de la tubería.
4,84 = constante de Stefan·Boltzmann
E= poder emisivo (0,95 para el acero
oxidado).
=
�·
1'
il
CAPÍTULO 7. GANANCIAS INTERIORES Y GANANCIAS DEBIDAS A LA INSTALACIÓN
y 50 %
nes del local son una temperatura seca de 24
de HR.
T,. = temperatura de la superficie ex­
terior de la tubería (°K).
T,. = temperatura ambiente (°K).
Las tablas SS . y 56 se basan en la misma re­
lación y un coeficiente de conductibilidad de,
aproximadamente, 0,049 kcal/h ·m'· oc por me­
tro de espesor, para un material aislante que
contenga 85 % de carbonato de magnesio, y 0,043
para aislamiento en coquillas moldeadas.
Emp leo de las Tablas 54 a 58
Ejemplo 4. Ganancias debidas a las tuberfas
y a un depósito de agua caliente
Datos:
Condiciones interiores: 24 oc tdh 50% HR.
15 m de tubería de agua caliente no calorifugada,
de 244,5 mm de diámetro.
Temperatura del agua: 52 oC. Las dimensiones del de­
pósito metálico pintado exteriormente son de: 6 m X
X 3 m X 3 m. Este depósito no lleva tapadera y des­
cansa sobre un soporte metálico tubular.
SS y 56 no tienen en cuenta las
conexiones. Tómese un 10 % de segu­
ridad en las secciones de tubería que
tienen muchas conexiones.
Detei'minar:
Las ganancias sensibles y latentes.
La tabla 57 se basa en un poder em1s1VO de
0,90 para el metal pintado, la madera y el hor­
Solución:
Utilizar las tablas 54, 51 y 58.
migón. El poder emisivo del cromo, níquel, ace­
ro inoxidable o acero galvanizado es de 0,40.
El coeficiente de conductibilidad de la madera
se ha tomado igual a 0,15 y el del hormigón
igual a 1,5. Se ha admitido que la temperatura
exterior de las paredes metálicas es igual a la
del agua.
=
3 X 6 X 28 X 7,3
.
.
=
19.780
16.900
y el aire circu nda nte)
50
60
. .
.
12,6
19,5
30,1
"·'
PRESIÚN -(kg(cm�Abs) Y TEMPERATURA
DEL VAPOR
TEMPERATURA O_EL AGUA
· "
.
1
80
.
DIFERENCIA, DE TEMPERATURA
1096C
l4�C
8
170"C
.. .
127'
, ...
'·'
90
•
'·'
.,
50
17,9
27,6
42,7
52,9
23,7
36,4
"·'
69,8
29,9
46,0
71,0
86,9
35,6
56,2
86,8
106,3
51,2
78,6
121,1
149,9
82,8
126,3
196,6
243,2
107,5
165,7
256,4
317,8
..
70
....
....
76,1
"·'
41,9
50,8
63,5
73,4
82,8
59,2
72,0
89,9
94,0
117,1
78,_2
94,9
118,6
137,1
159,4
98,6
118,6
149,5
172,9
195,0
120,8
146,4
182,9
201,1
238,1
168,0
196,1
254,7
283,8
332,2
273,0
318,5
414,0
460,0
539,0
356,8
418,0
542,0
603,0
708,0
1�3.0
159;0
19�7
106,4
125,5
150,4
177,1
213,4
264,5
293,3
199,4
233,8
281,0
349,4
387,0
250,4
294,9
354,4
440,4
488,0
306,0
361,0
434,0
539,0
597,0
426,0
503,0
600,4
749,0
840,0
696,5
818,0
974,0
1 219,0
1 385,0
933,0
1 076,0
1 285,0
1 606,0
1 823,0
J01,6
"�'
273,0
•
939
54. GANANCIAS DEBIDAS A LOS TUBOS DE ACERO (NO AISLADOS)
30
'"
x
Cuando entra vapor en · el local, las ganan­
cias sensibles corresponden a la diferencia . en­
tre su entalpía a la entrada y su entalpía a la
temperatura seca ambiente (kg/h de vapor X di-
--:-
21,0
33,7_
12.4
3.580
VAPOR
kcal/h por metro lineal (°C entre la tuber fa
'
13.300
=
Total de ganancias sensibles =
Total de ganancias latentes = 6 X 3
La tabla 58 está basada en la siguiente fórmu­
la, para aire quieto: Calor de evaporación= 10 X
X (presión diferencial del vapor entre agua y
aire), estando expresada la presión del vapor
en mm de columna de mercurio y las condicio-
.
Kcal/h
2.900
Tuberías-calor sensible 15 X 187,4
Depósitos-ganancias sensibles por las pare­
des laterales =
= (6 X 3 X 2) + (3 X 3 X
2) X 28 X 8,8 =
Ganancias sensibles por el fondo =
NOTA: Las ganancias debidas a los hornos pue­
den deducirse de la tabla 57, basándose
en la temperatura de sus paredes exte­
riores.
DIÁMETRO
EXTERIOR
DEL TUBO
(mm)
" ''
187,4
3l7,6
Para una temperatura ambiente de
20°
C.
oC
Ganancias debidas a las tuberías, depósitos
y al agua evaporada
NOTA: Las tablas
TABLA
1-101
l-102
PRIMERA PARTE. ESTIMACIÓN DE LA CARGA TÉRMICA
� --�------�-
TABLA 55.
COEFICIENTE DE TRANSMISIÓN DE LOS TUBOS AISLADOS•
kcal/h·°C por metro lineal {°C entre la tuberfa y el aire circundante)
,
�lfr���R O
.
R
DEL, TUBO
.
..
85%
ESP i�9-R ,
{mm)
13,0
·21,0
3:3,7
42,4
.
:48,3
60,3'
76,1
88,9
101,6
133,0,
·159,0
193,7 '
244,5
213,0
DE CARBONATO DE MAGNESIO
ESPESoR
1· 1/.�
n
..
.
ESPÉSOR '
2"
.
O, 19
0,24
0,31
0,36
0,21
0,26
0,30
o, 19
0,22
0,25
0,39
0,45
0,53
0,59
0,67
0,33
0,37
. 0;43
0,47
0,52
0,28
0,31
0,35
0,40
0,43
0,83'
0,96
1, 14
1,41
1,54
0,64
0,72
0,86
1,05
1,15
0,53
0,61
0,71
0,82
0,95
O, 1 6
O, 17
Estos valores no tienen en cuenta los empalmes o bridas y no se aplican más que a las longitudes rectas. Si las
bridas o racores son muchas, aplicar un coeficiente de seguridad que podrá llegar al 1 O%. En general esta tabla
podrá ser utilizada sin coeficiente de seguridad.
�•
Si se utilizan otros materiales aislantes, multiplicar estos valores por el coeficiente indicado en la tabla de abajo
MATERIAL AISLANTE
Amianto ondulado
4 pliegues por pulgada
6 pliegues por pulgada
S pliegues por pulgada
Amianto en hojas
Kieselguhr
Lana de amianto
ferencia de temperaturas 'C X 0,45 kcal/kg oC).
Las ganancias de calor latente (kcal/h) son igua­
les al producto del caudal de vapor (kg/h) por
580 (kcal/kg).
ABSORCióN DE HUMEDAD
La absorción de una cierta cantidad de vapor
de agua (disminución de las ganancias latentes)
por materiales higroscópicos corresponde a un
aumento de las ganancias sensibles igual al pro·
dueto del calor de vaporización del agua (alre­
dedor de 580 kcalfkg) por la cantidad de vapor
absorbida (kg/h). Sólo se podrá tener en cuenta
esta transformación de calor latente en sensible
cuando el material higroscópico sea renovado
constantemente.
COEFICIENTE
1�36
1,23
1 , 19
0,98
1,00
1,36
0,88
GANANCIA DE CALOR LATENTE
A EXPENSAS DEL CALOR SENSIBLE
DEL LOCAL
Algunas formas de ganancia de calor latente
reducen el calor sensible del local. La evapo­
ración de la humedad a la temperatura húmeda
en éste (no calentado ni enfriado por una fuente
exterior) se hace a expensas del calor sensible
utilizado como calor de evaporación. Esta for­
ma de ganancia de calor latente tiene que ser
sustraída del calor sensible del local y sumada
al calor latente, lo cual no altera la ganancia
total de calor, pero tiene un efecto considera�
ble sobre el coeficiente de calor sensible.
Cuando la evaporación de la humedad se reali­
za por el calor de otra fuente, tal como serpen­
tines de vapor o calefacción eléctrica, sólamente
CAPÍTULO 7. GANANCIAS INTERIORES Y GANANCIAS DEBIDAS A LA INSTALACIÓN
TABLA 56,
1-103
COEFICIENTE DE TRANSMISIÓN DE TUBERIAS AISLADAS• POR LAS QUE CIRCULA AGUA FRIA
O SALMUERA
Aislamiento en coquilla •• - kcal/h ·oc por metro lineal
'
'
PIA.METRo·,
EXTÉ RIOR"
óÉl TUBO
.•
(mm)
Espesor réal
del aislamiento
_( mm)
21
33,7
'
-,
ÁGUA O a
.
.
Coeficiente
"
O, 16
0,2;1
"
0,25
41
41
·�·
48,3
60,3
76,1
88,9
101,6
133
1$9
193,7
244,5
273
· .SALMUERA -18 , a 0° C
.
Espesor real
del · aislamie'nto
Coeficiente
(mm)
5o ·c
"
J8
0,30
"
"
"
"
"
"
69
74
74
0,43
0,50
0,55
0,64
0,70
0,83
48
"
76
76
76
76
O, 15
O, 16
79
81
9
0 ,1
64
69
0,35
0,40
o, 13
74
0,19
64
C
Coeficiente
71
o, 18
5I
0,24
Esp.esor real
del aislamiento
(mm)
0,15
5I
-18°
SALMUERA A. MENOS DE
o, 16
..
0,19
0,23
0,24
O, 22
o, 26
0,28
0,28
0,34
0,38
0,44
0,52
99
101
101
0,27
0,29
0,32
0,37
0,42
0,67
101
0,46
86
86
"
94
Estos valores no tienen en cuenta los racores o bridas y no se aplican més que a longitudes rectas. Si las bridas o racores son numerosas, aplicar
un coeficiente de seguridad que podrá llegar al 1 O%. Sin embargo, en general, esta tabla se podrá utilizar sin coeficiente de seguridad.
Estos valores·estciln basados en material aislante que presenta un coeficiente de conductibilidad de 0,037 kcal/h.m.o C. Se ha aplicado un coeficiente
de 1 5 % a este valor de A para tener en cuenta las soluciones de "continuidad y una cierta imperfección del trabajo. Esta tabla es valedera tanto si
el aislamiento está constituido por corcho (A= 0,036) o por lana de roca p.= 0,040). El espesor considerado corresponde a coquillas o fundas
de lana de roca, cuyo espesor es en general de 5 a 1 O% mayor que el de las fundas de corcho.
TABLA 57.
COEFICIENTES DE TRANSMISIÓN DE DEPÓSITOS NO AISLADOS
diferencia entre el liquido y el ambiente
Ganancias sensibles •
kcal/h · m2 por
'
·.
Pintado
el célculo de
TABLA
Brillante (nlquel)
CEMENTO
espesor 15 cm
Pintado o no
Diferencia de_ temperatura, oc Diferencia de temperatura, °C Diferencia d� temperatura,
_
Paredes laterales
Parte superior
Fondo
Para
MADERA
espesor 6 cm
METAL
..
CONSTRUCCIÓN
•
oc de
las
Pintado o no
oc
Diferencia de temperatura,
30
55
..
.
105
30
55
..
105
30
55
..
105
30
8,8
10, 2
7,3
9,7
11,7
8,2
10,8
12,8
9,2
12,2'
13,8
10,3
6,3
7.7
4,8
7,0
8,3
5,2
7,6
_9,0
6, 1
8,1
10, 1
1,78
1,83
1,69
1,78
1,83
1,73
1,78
1,83
1,73
1,78
1,83
1,73
4,3
4,8
4,0
ganancias latentes eventuales
véase tabla
58.
6,6
55
4,5
4,9
4,2
80
4,6
5,1
4,2
oc
105
4,7
5,3
4,3
58. EVAPORACIÓN EN LA SUPERFICIE LIBRE DEL AGUA- GANANCIAS LATENTES
Aire quieto- Local a 24 oc- 50 % H R
.
TemperSturá del a9�a oc . ·
..
�cai Íh:,m'' ·
·.
.
.
.. · . ·
24
}12
.
interviene la ganancia de calor latente, y el
calor sensible no resulta reducido.
La potencia absorbida o de entrada 'de estos
generadores Compensa al calor de evaporación
excepto durante el período inicial de calenta­
miento del agua.
35
319
so
813
_e
·
65
1759
80
3430
95
.6220
GANANCIAS DE CALOR
DEBIDAS A LA INSTALACióN
Estas ganancias están constituidas por las can�
tidades de calor (positivas o negativas), sumi­
nistradas por los diferentes componentes de la
PRIMERA PARTE. ESTIMACIÓN DE LA CARGA TÉRMICA
1-104
TABLA 59.
GANANCIAS DEBIDAS AL VENTILADOR DE INSUFLACIÓN
Ventilador situado después de las b8terlas ........ .
ALTURA
MANOM¡;_TRICA
TOTAL • •
mm C.A..
INSTALACIÓN
INSTALACIÓN ,CENTRALIZADA �u
NO CENTRALIZADA (ARI\IIA RIO) H ..
DIFERENCIA DE . TEMPERATURA . ENTRE EL
DIFERENCIA DE TEMPERATURA ENTRE EL.
·
AlA� DÉL LOCAL Y E L AIRE IMPULSADO (0C) AIR E Otl LOCAL· Y EL Á IRE IIVJPU l�.Áii () (�C)
,.
1 ,., 1 ,.. 1 ,,., 1
,.
,.
PORCENTAJE DE LAS GANANCIAS SENSIBLES DEL LOCAL
MOTOR DEL VENTILADOR EN EL EXTERIOR
DEL LOCAL ACONDJClONADO o DEL CIRCUlTO DE AIRE
MOTOR DEL VENTILADOR EN EL INTERIO�
DEL LOCAL ACONDIClONADO o DEL CIRCUlTO DE AIRE • • • • •
�
1
,.,
1
,.
1
,,.,
1
,.
10
15
20
0,99
1,32
2,67
0,66
0,88
1,78
0,49
0,66
1,33
0,40
0,53
1,07
0,33
0,44
0,89
2,00
3,30
4,35
1.34
2,20
2,90
1,00
1,65
2,17
0,80
1,32
1,74
0,67
1,10
1,45
30
4,00
5,34
7,00
2,66
3,56
2,00
2,67
3,50
1,60
2,15
2,81
1,33
1.78
2,34
6,66
9,00
JJ,70
4,44
6,00
7,80
3,33
4,50
5,85
3,60
4,68
'"
2,22
3,00
3, 90
00
5,56
8,20
10,90
4,17
6, J5
8, 17
3,34
4,9J
6,54
2,78
4,JO
5,45
J3,74
20,40
9, J6
13,60
6,87
10,20
5,50
8, J5
4,58
6,80
100
8,34
J2,30
J6,35
125
150
200
21,60.
27,30
42,00
J4,40
18,20
28,00
J0,80
J3,65
21,00
8,64
JO, JO
16,70
'· 20
9' 10
14,00
10
15
1,32
2,67
3,30
0,88
1,78
2,20
0,66
1,33
J,65
0,53
1,07
1,32
0,44
0,89
1,10
2,70
3,66
3,84
1,80
2,44
1,35
1,88
1,92
1,08
1,46
1,54
0,90
1,22
1,28
5,00
6,66
9,00
2,34
4,44
6,00
2,50
3,33
4,50
2,00
2,66
3,60
1,67
2, 22
3,00
7,65
10,32
13,50
5,10
6,88
9,00
3,8]
5,16
6,75
3,05
4,12
5,40
2,55
3,44
4,50
60
80
100
10,68
15,60
20,10
7,J2
10,40
13,40
5,34
7,80
10,00
4,30
6,25
8,05
3,56
5,20
6,70
23,40
T6,65
11,00
15,60
8,32
11,70
6,65
5,55
125
150
200
26,70
33,30
50,40
17,80
22,20
33,60
13,35
16,65
25,20
10,07
13,30
20,00
8,90
11,10
16,80
""
50
60
"
30
"
50
.
....
'"
9,50
,
7,80
Estos valores tienen en cuenta que una parte de la energía aplicada al ventilador se disipa en la sala de máquinas.
La altura manométrica total debe tener en cuenta la presión dinámica en la impulsión, si la velocidad correspondiente es mayor que 6 m/seg.
El rendimiento del ventilador se toma igual al 70%.
El rendimiento del ventilador se toma igual al 50%.
El rendimiento de la uansmisión se toma igual al 80%.
Si el ventilador está situado detrás de las baterías, estas ganancias son comunicadas al aire insuflado y se suman a las ganancias sensibles del local
Si el ventilador está situado delante de las batedas, estas ganancias se suman al balance frigorilico total de la instalación.
instalación, como tuberías, conductos, ventila­
dores de impulsión, bombas, ·etc. Estas ganan­
cias deben tenerse en cuenta en el balance térmi­
co, aunque su importancia no puede estable­
cerse de forma precisa más que después de
haber determinado el tipo de instalación.
to del caudal de aire. A fin de reducir al mínimo
la ganancia de calor se recomienda aislar térmi­
camente los tramos largos de los conductos si·
tuados en espacios no acondicionados.
Fundamento del Gráfico
3
Aumento a considerar en las ganancias sensibles
del local para tener en cuenta el recalentamiento
del aire en los conductos
GANANCIAS POR LOS CONDUCTOS
Los conductos de impulsión sirven para trans­
portar el aire a una temperatura de 10 a 16 •C.
Los conductos pueden pasar por un espacio no
acondicionado, cuya temperatura sea de 32 oC,
por ejemplo. Esto origina una ganancia de calor
en el conducto antes de que llegue al local acon­
dicionado, y reduce la capacidad de refrigera­
ción del aire acondicionado. Para compensarlo
debe ser aumentada la capacidad de enfriamien-
Las curvas del diagrama se basan en las hipó­
tesis· siguientes: Diferencia de temperatura en­
tre el aire transportado y el ambiente: 15 •C.
Velocidad del aire en el conducto: 9 m/seg
(conducto rectangular). Velocidad del aire en
contacto con la superficie exterior del conducto:
despreciable. Diferencia de temperatura en la
impulsión: 10 •C. El eje de ordenadas lleva va­
rias escalas que corresponden a conductos des­
nudos, co
. nductos cubiertos y conductos calori­
fugados. Una tabla adjunta da los coeficientes
'·
CAPÍTULO
7. GANANCIAS INTERIORES
GRÁFICO
Y GANANCIAS DEBIDAS A LA INSTALACIÓN
1-105
3. GANAN,CIAS DEBIDAS AL CALENTAMIENTO DE LOS CONDUCTOS DE INSUFLACIÓN
Expresadas en porcentaje de las ganancias sensibles del local
MEJORA
SOBRE RSH%
. .
1.
.
20
a.
6
�
5
-:1. 4,5
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1,5
25? e
30Q e
f5" C
15? C
9 mfseg
¡¡¡
z
"'
N
ESTABLECIDO_ PARA :
Temperatura local acondicionado
Terríperatura local no acondicionado
Temperatura aire' insuflado'
Diferencia de temperatura
Velocidad del aire (conducto recto)
o 9
"
�
o
o
¡r
"
>
w 3
"
"
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.f---lr--1-1 '++++-{
12
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6
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o
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>
·.
6
2
··. 1 ··
·
1
10
'
20
GANANCIAS SENSIBLES DEL LOCAL (1000 kcal/h)
30
COEFICIENTES DE CORRECCIÓN
PARA DIFERENTES VALORES DE LA VELOCIDAD
DEL AIRE Y DE LA DIFERENCIA DE TEM PERATURA
40
50
60
70
80
90
100
COEFICIENTE DE CORRECCIÓN PARA DIFE­
RENTES VALORES DE LA TEMPERATURA
EN EL LOCAL ACONDICIONADO
Velocidad en el conducto (m{seg)
Diferencia de
temperatura oC
5
8
9
10
15
20
10
0,90
0,74
0,68
0,64
0,55
0,45
15
1,34
1,08
1,00
0,96
0,82
0,67
20
1,80
1,43
1,33
1,27
1,09
0,89
25
2,23
1,78
1,67
1,58
1,36
1 , 11
30
2,69
2,12
2,00
1,89
1,63
1,33
Temperatura
interior ("C)
24
24° 5
25
25"5
26
26° 5
27
Coeficiente
0,946
0,972
1 000
1,028
1,055
1 ,082
1,110
F
'
�' ¡
'
1
¡:
1 '
.
1-106
PRIMERA PARTE. ESTIMACIÓN DE LA CARGA TÉRMICA
de correccwn que deben aplicarse para condi­
ciones de funcionamiento distintas de las ex­
presadas en el gráfico.
Empleo del Gráfico
3
Aumento a considerar en las ganancias sensibles
del local para tener en cuenta el recalentamiento
del aire en los conductos
Para utilizar este gráfico se deberá conocer
la longitud del conducto que pasa por el local
no acondicionado, la temperatura en este local,
la velocidad y temperatura del aire en el con­
ducto y las ganancias sensibles del local acon­
dicionado.
Ejemplo
5.
Ganancias por un conducto de aire
Datos:
Por un local cuya temperatura es 35 oc pasa un con­
ducto de alimentación de aire sin aislamiento.
La temperatura del aire insuflado es 15 _ oc.
La velocidad del tJ,ire en el conducto es- 10 m/seg.
Determinar:
La ganancia de calor del conducto expresada en por­
centaje de la ganancia de calor sensible del local.
Solución:
Diferehcia de temperatura entre �1 aire Y el aire in­
suflado:
35- JS � 20 "C
Según el gráfico n." 3, porcentaje adicionado = 4%.
Corrección para diferencia de 20 "C y velocidad de
JO m/seg, 1,26.
.
Porcentaje real adicionado = 4 X 1,26 = 5,2 %.
FUGAS DE LOS CONDUCTOS
DE IMPULSióN
Las j'ugas de los conductos de impulsión, an­
tes de que el aire llegue a los locales que se van
a acondicionar, se traduce en una disminución
de la potencia disponible que puede ser im­
portante y es preciso compensarla mediante un
aumento equivalente de las ganancias sensibles
y latentes en los locales acondicionados.
La experiencia ha enseñado que, cualquiera
que sea la importancia de la instalación, estas
fugas representan un 10 % del caudal de aire
tratado. El porcentaje de fugas por metro li­
neal es más pequefio en los conductos de sec­
ción, grande, pero esto se cotnpensa por su ma­
yor longitud. La calidad de la mano de obra
es, en estos casos, el factor decisivo, y se han
podido registrar porcentajes que varían desde
un S % a un 30 %. La estimación de las l'ugas
en los conductos de impulsión podrá basarse
en las siguientes indicacioneS:
.
l. Conductos desnudos en el interior del local
climatizado: pueden ser despreciables.
2. Conductos revestidos o caloril'ugados en el
interior del local climatizado: No se ten-
drán en cuenta si el aire de fugas penetra
realmente en el local climatizado.
3. Conductos situados en el exterior: admitir
un 10 % de fugas. Estas fugas representan
una pérdida que debe ser tenida en cuen·
ta. Cuando solamente una parte de los con­
ductos está en el exterior del local a cli­
matizar admítase un porcentaje de fugas
igual al 1 O % multiplicado por la relación
entre la longitud del conducto exterior y la
longitud total.
GANANCIAS DE CALOR DEBIDAS
AL VENTILADOR DE IMPULSióN
El poco rendimiento del ventilador del equipo
de acondicionamiento y el calor de compresión
implican ganancias de calor en el sistema, como
se explica en el párrafo Motores eléctricos. En
el caso de sistemas de acondicionamiento por
aire soplado, esta ganancia incrementa la del
aire suministrado y debe ser sumada a la de
calor sensible del local. Con dichos sistemas (en
que el ventilador insufla aire en . el serpentín
o radiador, etc.) el calor adicional del ventila­
dor constituye una carga en el deshumectador
y, por tanto, debe ser añadido al balance térmi­
co total (véase Aumento del balance térmico
total, pág. 108).
Fundamento de la Tabla 59
Ganancias debidas al ventilador de impulsión
El ventilador interviene como fuente de ga­
nancias sensibles en la forma siguiente:
l. Degradación en energía térmica de una par­
te de la energía mecánica recibida (rendimiento inferior a 1).
2. Energía cinética y potenciat suministrada
al aire.
3. Si el motor y la transmisión están en con­
taCto directo con el aire impulsado, o bien
están situados en el local acondicionado,
el calor desarrollado por el hecho de ser su
rendimiento inferior a 1, contribuye igual­
mente al recalentamiento del aire.
·
Los rendimientos de los ventiladores tienen
un valor medio del 70 % en los casos de centra­
les de tratamiento de aire, y de un 50 °/o en
caso de grupos climatizadores autónomos.
Empleo de la Tabla 59
Ganancias debidas al ventilador de Impulsión
Las pérdidas de carga y la diferencia de tem­
peratura de impulsióp. deben estimarse de una
forma aproximada en cada caso que se con­
sidera. Los valores admitidos de esta forma de­
berán verificarse después del cálculo completo
de la instalación.
CAPÍTULO
7. GANANCIAS INTERIORES Y GANANCIAS DEBIDAS A LA INSTALACIÓN
La diferencia de temperatura en la impulsión
para las instalaciones de confort está compren�
dida, generalmente, entre 8 y 14 "C; la altura
manométrica del ventilador depende de la im­
portancia del sistema de conductos, del núriiero
de _codos y transformaciones y, evidentemente,
de la velocidad del aire. Se podrá estimar en
primera aproximación esta altura manométrica
de acuerdo con las siguientes indicaciones:
l. Impulsión por pleno (acondicionador autó·
nomo) - 12 a 25 mm c.a.
2. Sistema de conductos mediano, instalación
a baja velocidad - 20 a 40 mm c.a.
3. Sistema de conductos importante, instala·
ción a baja velocidad - 30 a 50 mm c.a.
4. Sistema de conductos mediano, a alta ve­
locidad - 50 a 100 mm c.a.
S. Sistema de conductos importante, a alta
velocidad - 75 a 150 mm c.a.
Ejemplo 6. Ganancias debidas al ventilador
de impulsión
Datos:
Los mismos que en el ejemplo S.
24 m de cónducto de impulsión en un local acondicio­
nado.
Determinar:
El aumento a considerar en las ganancias sensibles
del local.
Solución:
Admitir una altura manométrica total de 40 mm c.a.,
y una diferencia de temperatura en la impulsión
de 10 "C.
Ganancias debidas a los ventiladores: 2,6 % de las ga­
nancias sensibles del local.
COEFICIENTE DE SEGURIDAD Y AUMENTO
DE LAS GANANCIAS SENSI BLES
Y LATENTES DEL LOCAL
Puede ser necesario aplicar un coeficiente de
seguridad a las ·ganancias sensibles de un local
al objeto de compensar ciertos elementos mal
conocidos. Este coeficiente, que varía de O a S %
no debe aplicarse sistemáticamente. Las ganan­
cias sensibles totales serán iguales a las del
local, más:
l. Las ganancias que corresponden al reca·
, lentamiento en los conductos del aire.
2. Las ganancias equivalentes a las fugas.
3. Las ganancias debidas al ventilador.
4. Eventualmente, el aumento debido al coe·
ficiente de seguridad.
Ejemplo 7. Aumento de /as ganancias
sensibles del /oca/
Datos:
Los mismos que en los ejemplos 5 y 6.
1-107
Determinar:
El aumento en las ganancias sensibles del local.
Solución:
Ganancias por el conducto de impulsión
Fugas por el conducto (6 m de trazado
exterior para un total de 30 m)
Ganancias debidas al ventilador
Coeficiente de seguridad
Aumento de las ganancias sensibles del
local
5,7 %
2,0 %
2,3 %
0,0 %
10,0 o/o
Los porcentajes sumados, correspondientes al
calor latente del local (por pérdidas debidas a
fugas en los conductos) y al coeficiente de se­
guridad, deben ser los mismos que los porcenta­
jes sumados correspondientes al calor sensible
del local.
RECALENTAMIENTO Y ENTRADAS DE AIRE
EN LOS CONDUCTOS DE RETORNO
La evaluación de los efectos de recalentamien·
to y fugas en los conductos de retorno del aire
se efectúa de la misma manera que para los
conductos de alimentación, salvo que el pro­
ceso es inverso; hay ganancia hacia dentro de
aire húmedo caliente, en vez de pérdida por
efecto de enfriamiento.
Se puede utilizar el gráfico 3 para obtener
aproximadamente la ganancia de calor en la
tubería de retorno en función del porcentaje
de RSH, por el procedimiento siguiente:
l.
Utilizar el gráfico n.o 3.
2. Corregir el valor obtenido con el coeficiente
adecuado, para tener en cuenta la diferen­
cia de temperaturas real - entre el aire trans­
portado y el aire ambiente, así como la ve­
locidad en el conducto.
3. Multiplicar el porcentaje obtenido en (2)
por la relación de ganancias sensibles del
local (RSH) a las ganancias totales del ba·
lance térmico (GTH).
4. Aplicar el porcentaje obtenido en (3) al
balance total de calor (GTH).
Entradas de aire en el c.onducto de retorno.
Seguir las indicaciones siguientes.:
l . Conductos desnudos en un local acondicio·
nado. No hay entradas de aire.
2. Conductos revestidos o falso techo utiliza­
do éomo pleno de retorno. La importan·
cia de las entradas de aire dependerá de la
comunicación eventual . entre el pleno y un
local no acondicionado.
3. Conductos situados en el exterior de un
local acondicionado. Admitir de O a 3 %,
según la longitud del conducto de retorno.
- 1;
1:
¡:¡¡ , .
1-108
.. !
i 1
PRIMERA PARTE. ESTIMACIÓN DE LA CARGA TÉRMICA
TABLA
.
.,
GANANCIAS DE CALOR DEBIDAS A LA BOMBA DE AGUA HELADA
60.
.
. . ·.··
CAU DAL INFE �IOR 'A 25 m'/h •
C�UDAL � l)P�RIOR A 2_5 m3/h • •
.
.
,
,'ALTURA . · -:
.,MA�OMtTRICA ;·· - �revaé¡óa:a de -t�lnperat�ra, d_el a�ua. !'!n la;h_�teria o el lavado/ oc_ Elev(lción d� temperatura del agua en la bateria o el lavador "C
.
tl� LA. B0!4BA
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1 9
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(m
. .C.A.)
.
P.
b
.
Rce�iAJE
'ce LAs (l'�>¡NANCIAS TorAÜs (INCLUIDA LA DEL · AIRE EXTERIOR}
.
.
..
.
•
·
j,'
'
.. '
�
10
"'
"'
•
Rendimiento
.
1 ,55
.
4,65
3, 10
50%.
1
1,17
2,34
3,5 1
1
0,93
1,86
2,79
••
•
•
1
0,66
Rendimiento
1,33
2,00
70 %.
GANANCIAS DEBIDAS
A LA BOMBA DE AGUA FRIA
El agua sufre una elevación de temperatura
a su paso por la bomba (véase Motores eléctri­
cos); la cantidad de calor correspondiente se
añade al balance térmico total.
Fundamento de la Tabla
60
Ganancias debidas a la bomba de agua fría
i1
Los valores de la tabla 60 se basan en un ren­
dimiento del 50 o/o para las bombas de caudal
inferior a 25 m' /h, y un rendimiento del 70 o/o
para las de caudal superior a 25 m'/h.
Empleo de la Tabla
60
Gananci as debidas a la bomba de agua fria
Estimar en primera aproximación la eleva­
ción de temperatura del agua en la batería o
el _lavador, así como la altura manométrica ne­
cesaria, y entrar en la tabla 60.
1. En las instalaciones importantes, con una
extensa red de tuberías, la altUra mano­
métrica de la bomba puede alcanzar los
30 m c.a., pero se puede basar sobre un
valor medio de 20 m c.a.
2. Para una potencia frigorífica dada, la eleva­
ción de temperatura del agua en la batería
depende solamente del caudal, pero se po­
drá admitir un valor entre 4 oc y 7 oC.
1
0,52
1,04
1,56
1,11
2,22
2,33
1
0,83
1,66
2,1}0
T T 1
0,66
1,33
2,00
0,47
0,95
1,43
0,37
1},74
1,11
AUMENTO DEL BALANCE
TIORMICO TOTAL
El balance total se aumentará un tanto por
ciento que tendrá en cuenta: El recalentamiento
y entradas de aire en el conducto de retorno,
ganancias debidas a la bomba, y ganancias de­
bidas a las tuberías de agua.
Estas ganancias pueden estimarse de la for­
ma siguiente:
L
Recalentamiento y entradas de aire por el
conducto de retorno (véase lo dicho ante­
riormente).
2. Ganancias debidas a la bomba de agua fría,
tabla 60.
3. Batería o lavador y tuberías.
a) Red poco importante de tuberías - 1 o/o
del GTH.
b) Red mediana de tuberías - 2 o/o del GTH.
e) Red importante de tuberías
4 o/o del
GTH.
4. Ventilador situado antes de la batería ­
aumentar el GTH en el porcentaje de ga­
nancias sensibles indicado en la tabla 59.
�
5. Central situada en un local acondicionado:
reducir a la mitad los porcentajes ante­
riores.
Capítulo 8. EMPLEO DEL DIAGRAMA PSICROMÉTRICO
Los datos de los capítulos anteriores permi­
ten calcular los balances caloríficos y frigorífi­
cos. También nos indican los volúmenes de aire
exterior a prever a efectos de ventilación, se­
gún el tipo de aplicación, cuando ésta no víene
impuesta a priori.
Este capítulo expone la forma de empleo del
diagrama psicrométrico para la selección del
equipo acondicionador adecuado,
tres partes:
2. Equipos de acondicionamiento de aire. Fac­
tores que afectan a la evolución del aire,
e influencia de estos factores en la elección
del equipo.
Volumen específico: Los m8 de aire húmedo que corre �Ponden
.
a 1 kilo de aire seco
�
Factor de calor sensible: Relación entre los calores sensible y total
Temperatura húmeda : La temperatura que indica un termómetro
cuyo bulbo está cubierto por una mecha húmeda y expuesto a una
corriente rápida de aire
Punto de referencia: Situado a los 26.7° C y 50 % de humedad re·
lativa, y qu.e se emplea junto con la escala de factores de Calor Sensible
para dibujar las lineas del proceso de aire acondicionado
Temperatura de recio: la temperatura a la cual empieza la con­
densación de humedad cuando el aire se enfrfa
Kilos de aire seco: Constituyen la base de todos los cálculos psi­
crométricos, y permanecen constantes durante todos los procesos.
Las temperaturas seca, húmeda y de roclo y la humedad relativa están
relacionadas en forma tal que cuando se conocen dos de ellas se
pueden determinar las restantes. Cuando el a'ire está saturado las tem�
peraturas seca, húmeda y de roela, son iguales
Humedad relativa : Relación entre la' presión del vapor de agua
contenido en el a1re, y la presión del vapor saturante a la misma
temperatura
Humedad espe_cífica, o contenido de humedad: El peso de vapor
de agua expresado en gramos por kilo de aire seco
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��...Y. Punto da roclo �
ontelido de humedad
�· Q
' ���7
1 �
'
-......
- ���06,'0��---
.
se divide en
l. Terminologla del acondicionamiento de aire,
procesos de evolución, slmbolos y factores.
Temperatura seca: La temperatura que registra un termómetro
ordinario
Entalpla : Cantidad de calor contenida en el aire, contada a partir de
los Qo e
Variación de entalpfa: Cualquiera que sea la temperatura conside­
rada, la entalpla arriba mencionada se supone en la saturación Para
el aire no saturado, se tendrá que corregir utilizando la linea de va·
riación de entalpía, en casos en los que es necesaria una gran precisión. En casos normales de acondicionamiento de aire se puede
prescindir de dicha corrección. Al igual que la entalpla viene dada
en kcal/kg de aire seco
y
\
FIG. 32. Esquema del diagrama psicrométrico
.:!
•
•
o
�
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•
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E
•
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1
-
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o
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"'
'
lf-....:::t
kl'j'C:/
ÁBACO PSICROMÉTRICO
0
2.
Esta mezcla de aire exterior y de retorno entra
3.
Luego se repite el ciclo periódicamente.
'
Gramos de agua por kg
40
1
0.35
"'
'�
r'"
r'"
�=
.j�
/ 0,55
�.... :/
--$
clado con el aire exterior :¿�- necesario para la
ventilación.
de aire seco
5
2
�
e;; y
R--..../'<-...____
PROCESO DE ACONDICIONAMIENTO DEL AIRE
El aire de retorno desde el local Q:: está mez­
�
35
)j
Temperaturas normales
!.
"'
30
�')�
<Vy?¡-...�..
j
Entalpla en la saturación kcal por kg,
kcal por kg de aire seco
'
?�
�- 0 75
en el equipo !J: donde es acondicionado y sumi­
f�
nistrado al local.
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- ­
· �
_ ,
Factor
de calor
sensible
Temperatura húmeda
punw de recio o
de
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'·
saturación °C
Temperatura seca °C
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10
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10
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30
35
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...
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FIG. 33. Proceso típico de acondicionamiento de aire representado sobre el diagrama psicrométrico
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40
�
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§
CAPÍTULO 8. EMPLEO DEL DIAGRAMA PSICROMÉTRICO
3. Empleo del diagrama psicrométrico en los
casos de cargas parciales. Influencia de car­
gas reducidas sobre la selección del equipo
y evolución del aire.
Para facilitar la comprensión de los diversos
términos, factores, procesos, etc., utilizados en
este capítulo, se dará primero una breve noción
de algunas definiciones relativas al aire húmedo
y al diagrama psicrométrico (fig. 32).
DEFINICióN
Psicrometría es ' la ciencia que trata de las
propiedades termodinámicas del aire húmedo y
del efecto de la humedad atmosférica sobre los
materiales y sobre el confort humano. Tal como
se aplica en este capítulo, la definición debe ser
ampliada para incluir el método de controlar
las propiedades térmicas del aire húmedo.
CICLO DE EVOLUCióN DEL AIRE
El ciclo clásico de evolución del aire clima­
tizado puede representarse sobre el diagrama
psicrométrico, tal como se indica en la figura 33.
DEFINICIÓN DE TÉRMINOS, PROCESOS
FACTOR DE CALOR SENSIBLE
Las propiedades térmicas del aire se pueden
clasificar en las dependientes del calor latente
y del calor sensible. El término factor de calor
sensible significa la razón aritmética del calor
total sensible al calor total, en que el calor to­
tal es la suma del calor sensible y el calor la­
tente. Esta relación se expresa por
SHF =
SH
----
SH + LH
SH
-­
TH
donde : SHF = coeficiente del calor sensible
SH = calor sensible
LH = calor latente
TH = calor total
FACTOR DE CALOR SENSIBLE
DEL LOCAL (RSHF)
El factor de calor sensible del local es la razón
del calor sensible del local a la suma del calor
1-lll
El aire en el estado (3), mezcla de aire exte­
rior (2)* y de aire de retorno ( 1 ), pasa a través
del aparato acondicionador, y su evolución se
representa por la linea (3-4 ). Abandona el apa­
rato en ( 4) y es impulsado hacia el local donde
absorbe calor y humedad, según la transforma­
ción. ( 4-1 ) En general, gran parte del aire im­
pulsado vuelve a recogerse para su mezcla con
el aire exterior. La mezcla pasa a través del
aparato donde abandona la humedad y calor
recibidos, al objeto de mantener las condiciones
deseadas.
La selección de los aparatos adecuados para
llevar el aire a las condiciones deseadas depen­
de de un cierto número de factores. Aquí se
van a explh::ar solamente los que afectan a su
estado definido por su temperatura y su estado
higrométrico, y que son: el factor de calor sensi­
ble (SHF), el del local (RSHF)**, el SHF total
(GSHF), la temperatura equivalente de la super­
ficie (t .. ), el factor de bypass (BF) y el SHF efec­
tivo (ESHF).
.
y dos números entre paréntesis representan una línea, en
*
Los números entre paréntesis representan un punto,
los ejemplos de gráficos psicrométricos que acompañan.
** Para la explicación de todas las abreviaturas y sím­
bolos empleados en este capítulo véase página 143.
Y
FACTORES
sensible y del calor latente del local. Esta rela­
ción se e?'presa en la forma siguiente:
RSHF =
RSH
RSH + RLH
=
RSH
RTH
El estado del aire impulsado en el local debe
ser tal que compense simultáneamente las ganan­
cias sensibles y latentes del local. Los puntos
que representan sobre el diagrama psicromé­
trico el estado del aire impulsado y las condi­
ciones irlteriores pueden unirse por un segmento
de recta (1-2) figura 34. Este segmento repre­
senta la evolución del aire en el interior del
local, y se denomina recta de SHF del local,
o también recta de impulsión.
La pendiente de esta recta nos da la relación
entre las cargas de calor sensible y latente del
local (fig. 34), t;h, y t;h,. Entonces, si el caudal
de aire impulsado es suficiente para compensar
estas cargas, se mantendrán las condiciones de
humedad relativa y temperatura fijadas para el
local, siempre que las temperaturas seca y hú­
meda del aire impulsa\lo correspondan a un
punto de esta recta.
PRIMERA PARTE; ESTIMACIÓN PE LA CARGA TÉRMICA
1-112
La recta de SHF del local puede trazarse sobre
el diagrama psicrométrico sm necesidad de co­
nocer las condiciones del aire que se impulsa.
Conociendo el RSHF y las condiciones interio-
la figura 35, esta recta puede prolongarse
hasta la curva de saturación (3-4).
FACTOR DE CALOR SENSIBLE TOTAL
(GSHF)
�
�
;::,.0
_
-�-,condiciones interiores
1
del local
_ � - - - -----
�� ·,b� ' t ' "
, ¿.s �v...�c; Aire impuls�(!o
<?-o
�
,al local
Temperatura seca
FIG. 34. Recta de RSHF dibujada entre los puntos
que representan las condiciones del aire del local
y las condiciones de impulsión
res del proyecto se utilizará la escala situada
a la derecha del diagrama y el punto de refe­
rencia (26,7 'C y 50 o/o HR):
l. Trácese la recta que pasa por el punto 1
y la división correspondiente al RSH calcu­
lado (2) (fig. 35).
2. La recta de SHF del local. considerado será
paralela a la recta (1-2) y pasará por las
condiciones del proyecto. Como se ve en
Este coeficiente es la relación entre el calor
sensible total y el balance térmico de la insta­
lación, incluyendo todas las cargas de calor sen­
sible y latente que proceden del aire exterior.
Está definido por la relación
TSH
TSH
GSHF = ---=�-=�- - -TLH + TSH
GTH
El paso del aire por el acondicionador se tra­
duce en variaciones de su temperatura y/o hume­
dad específica. La importancia relativa de estas
variaciones depende de las cargas totales de
calor ·sensible y total que el equipo acondicio­
nador debe desarrollar o hacer actuar. Se pueden
acotar en el diagrama psicrométrico los puntos
que representan el estado del aire a la entrada
y a la salida, condición de la mezcla del aire
exterior y de retorno del local, y unirlos con un
segmento de recta (1-2) (fig. 36); este segmento
representa la evolución del aire a su paso por
el acondicionador y recibe el nombre de recta
de SHF TOTAL (GSHF).
Condiciones
exteriores
\ Aire
a la salida
del aparáto
Mezcla
de aire·
, "-exterior y
1 de retorno
-..... con�iciones
interiores
�
1
al
al
§
:E:
Temperatura seca
FJG. 36. Recta de GSHF dibujada entre los puntos
que representan las condiciones del aire a la
entrada y a la salida del acondicionador
La pendiente de 'esta recta es igual a la rela­
ción entre las cantidades de calor sensible y
latente puestas en juego a lo largo de la trans­
formación, o sea, en la figura 36, la relación
FIG. 35. Recta de RSHF dibujada sobre el esquema
del diagrama psicrométrico
llh, (calor sensible)
llh, (calor latente)
CAPÍTULO 8. EMPLEO DEL DIAGRAMA PSICROMÉTRICO
Como la recta de RSHF, la recta de GSHF
puede dibujarse en el diagrama sin necesidad
de conocer el estado del aire impulsado. La
marcha a seguir está indicada en la figura 37.
Trácese la recta de GSHF que pase por el punto
de referencia y, a continuación, la paralela a
esta. recta que pase por el punto que representa
la mezcla de aire a la entrada del aparato.
1-113
punto (2) la del aire suministrado al local. El
segmento de recta (1-2) representa el aumento
de temperatura de la corriente de aire que re­
sulta de la acción del ventilador y de la ganan­
cia de calor debida al conducto.
El caudal de aire necesario para compensar
las ganancias de calor del local viene dado por
la fórmula:
RSH
m'1h,, = "A=-;:-:-=--:--;0,29 (t,. - t,.)
'O�
G
�'li
$;� Punto de.
re. ferenci_a
GSHF
\ �
calculado
'
' pasO ..".:...•'•"'e·"
·· ·"" " .
r.1 ...................··\\l\eáo
' o,.
en el ·aParato
El caudal que es necesario para compensar el
balance térmico total (con las ganancias suple­
mentarias comprendidas) será:
�
00
..
® -�
.... ..
(!1
._n
TSH
m'1h,, = --;;:-=-;-;---:-""""'"""
0,29 (t. - t.,,)
�·
�
18
.]
' .-g
26,7° e
.
§
X
temperatura seca
FrG. 37. Recta de GSHF dibujada en el diagrama
psicrométrico
CAUDAL NECESARIO DE AIRE TRATADO
Los caudales necesarios de aire para compen­
sar simultáneamente las ganancias sensibles y
latentes del local, por una parte, y las ganancias
sensibles y latentes totales (teniendo en cuenta
el aire exterior), pueden determinarse trazando
las rectas RSHF y GSHF. Su intersección corres­
ponde a las condiciones del aire a la salida del
evaporador y, despreciando el calentamiento de­
bido al calentador, el calentamiento en el con­
ducto y las fugas de aire eventuales a las condi'
dones del aire impulsado.
En general, estas ganancias suplementarias
se consideran aparte del balance térmico. Su
importancia se podrá valorar siguiendo las in­
dica,ciones del capítulo 7. Por regla general, la
temPeratura de impulsión será superiOr a la
temperatura de salida del acondicionador, tal
como se indica en la figura 38.
En la figura 39 se han tenido en cuenta estas
cargas suplementarias y el segmento (1-2) re­
presenta el aumento de temperatura del aire
debido al recalentamiento producido en el ven­
tilador y en los conductos.
El punto ( 1 ) representa la condición del aire
que sale del aparato de acondicionamiento . y el
8
Si se desprecian las fugas en la red de distri·
bución, el caudal de aire impulsado en el local
es igual al de aire que pasa por el acondicio­
nador. En estas dos expresiones, tm representa
la temperatura de mezcla a la entrada del acon­
dicionador y no puede determinarse más que
por aproximaciones sucesivas, salvo en el caso
de que se trabaje totalmente sobre aire exterior.
Este método de aproximación sucesiva es lar­
go y fastidiOso, como vamos a ver:
l. Suponer un Llt en la impulsión (t,. - t,.)
y deducir el caudal correspondiente.
2. Calcular la temperatura de la mezcla (t.)
a partir del caudal calculado anteriormente
(ecuación 1, al final del capítulo, pág. 144).
3. Sustituir este caudal de aire y la tempera­
tura de mezcla en la ecuación que da el
caudal de aire deshumidificado ( m'lh,, ) y
determinar la temperatura del aire a la sa­
lida del evaporador (t,).
4. La diferencia entre la temperatura a la salida
del evaporador y de la impulsión (t,. - t.,,)
debe ser suficientemente grande para poder
compensar las cargas suplementarias (con­
ductos y ventilador). Estas temperaturas
pueden acotarse en el diagrama y permiten
determinar si realmente compensan las car­
gas suplementarias. En el caso contrario,
se elegirá una nueva diferencia de tempera­
tura y se repetirán los cálculos anteriores.
En una instalación bien concebida, con estan­
queidad en las juntas, esta diferencia de tempe­
ratura entre el aire impulsado y el aire a la
salida del intercambiador de calor no pasará
de algunos grados. Para simplificar estos cálcu­
los, en las fórmulas y problemas de este capí­
tulo, se .-prescindirá de las cargas suplem.enta­
rias. No obstante, se deberán tener en cuenta
al establecer el balance térmico, como se indica
en el capítulo 1, valorándolas de acuerdo con la
información que se da en el capítulo 7.
1-114
PRIMERA PARTE. ESTIMACIÓN DE LA CARGA TÉRMICA
El RSHF permanecerá constante (a plena car­
ga), para unas condiciones dadas. Por el con­
trario, el GSHF (SHF TOTAL) puede variar si
varía el caudal de aire exterior o las condicio­
nes de la mezcla. A una variación de la GSHF
corresponde una variación en la temperatura
de impulsión, cuyo punto representativo se des­
plaza sobre la recta de RSHF (fig. 38).
Condiciones
exteriores 1
Condiciones
\_de entrada
en el aparato ]
L
Co�iones
del local
Aire de impulsión
y a la salida
del aparato
RSHF
a:
g
:¡:
Temperatura seca
FIG. 38. Rectas de RSHF y GSHF dibujadas
sobre el diagrama psicrométrico
Condiciones
exteriores \
Temperatura seca
FIG. 39. Rectas de RSHF y GSHF dibujadas
con línea de carga suplementaria
La diferencia de temperatura entre el aire am­
biente y el impulsado en el local determina el
caudal necesario de. aire para compensar las
ganancias de calor sensible y latente del local.
Cuando esta variación de" temperatura aumenta
(disminución de la temperatura de impulsión
para las mismas condiciones interiores) el cau­
dal necesario de aire de impulsión disminuye.
La mínima temperatura de impulsión vendrá
dada por la intersección de la recta de RSHF
con la curva de saturación (fig. 38 ), suponiendo
que la batería fuese capaz de conseguir la tem­
peratura de saturación del aire. Esto no es po­
sible en la práctica y el punto que representa
el estado del aire a la salida estará situado sobre
la recta de RSHF, más o menos cerca de la cur­
va de saturación, según el rendimiento de los
aparatos que se utilicen.
Cuando se determina el caudal de aire nece­
sario, sin tener en cuenta las cargas suplemen­
tarias, se admite que la temperatura permanece
inalterable entre la salida de la batería de frío
y las bocas de impulsión (fig. 38). El cálculo
del caudal de aire deberá hacerse por aproxima·
ciones sucesivas, puesto que la temperatura
de la mezcla depende de dicho caudal. A partir
de esta temperatura t. y del caudal calculado
anteriormente se deducirá la temperatura de
salida. Ésta deberá ser igual a la temperatura
de impulsión escogida; en caso contrario deberá
tantearse un nuevo valor.
El cálculo de estos caudales, por uno u otro
de los dos métodos que se acaban de exponer,
es muy molesto, puesto que debe repetirse va'
rías veces. Se deben trazar las rectas RSHF y
GSHF y, en la práctica, tener en cuenta las car·
gas suplementarias parti determinar el caudal
de aire y las temperaturas de mezcla y de sa·
!ida de la batería.
Pueden simplificarse los cálculos anteriores
si se empieza por considerar el rendimiento del
equipo acondicionador y se considera ·el con­
junto formado por las cargas del local más las
que supone el equipo acondicionador en su to­
talidad, con lo que se facilita la obtención de
las calorías o frigorías que el equipo debe sumí·
nistrar. Este procedimiento de cálculo se basa
en lqs conceptos, que más adelante se definí·
rán, de «temperatura eQuivalente de superficie»,
«factor de bypass» y ESHF (factor de calor sen­
sible efectivo), conceptos que permiten una gran
simplificación en el cálculo.
TEM PERATURA EQUIVALENTE
DE SUPERFICIE (t.,)
La temperatura de la superficie exterior de
una batería es esencialmente variable de un pun­
to a otro. No obstante, se puede imaginar una
temperatura media de superficie, de tal manera
que si fuera constante en toda la superficie de
la batería daría lugar a las mismas condiciones
en la salida que la temperatura real variable.
Esta temperatura se llama temperatura equiva­
lente de superficie (t.,). Esto puede observarse
CAPÍTULO
8.
EMPLEO DEL DIAGRAMA PSICROMÉTRICO
en la representación esquemática de la figura 40,
válida para una batería de agua fría o contra­
corriente. El proceso sigue siendo válido para
una batería de expansión directa o de calenta­
miento, si se tratara de una circulación de aire
paralela al medio de calentamiento o enfria­
mientO. La dirección, la pendiente y las posicio­
nes de las curvas cambiarían, pero la teoría es
idéntica.
•
l
,!
E
'.,6� hnn.... .
�
�
Temperatura
'l,..
1/¡y_¿,
equivalente de superficie(t8;J
'"de �a - r,, r
"---A�
-........_
f
suP rt¡c e atura
e
e metálica
a
t,
,
Superficie
Relación entre la temperatura equivalente
de superficie, el aire impuls<ido y el agua fría
FIG. 40.
Como el tratamiento a que se somete el aire
en la batería se reduce a un intercambio de ca­
lor con el fluido que circula por su interior,
debe existir un punto de referencia común a
los dos fluidos. Este punto es la temperatura
equivalente de superficie. Las transferencias de
calor de cada uno de los fluidos hacia el punto
de referencia son independientes, pero cuantita­
tivamente iguales.
Por lo tanto, se utilizará la temperatura equi­
valente de superficie para determinar el caudal
de aire y elegir el aparato más económico.
Para instalaciones en las que se realiza si­
multáneamente enfriamiento y deShumectación,
la temperatura equivalente de superficie estará
representada por la intersección de la recta GSHF
con la curva de saturación (fig. 36). Esta tem­
peratura equivalente de superficie puede con-'
siderarse como el punto de rocío de la batería.
Por este motivo se ha hecho corriente en los
Estados Unidos el término ADP en todas las apli­
caciohes de enfriamiento Y deshumectación si­
multáneas.
Las instalaciones de climatización centraliza­
das, en las que tienen lugar el enfriamiento y
la deshumectación del aire, utilizan este ténnino
de ADP, que es el que aparece en la hoja de
cálculo del balance térmico de la instalación,
figura 44, y va a ser empleado en este 'capítulo
para todos los procesos de enfriamiento y des­
humectación. Las propiedades del aire pueden
utilizarse igualmente en otras formas de trans-
1-115
mtswn de calor, como son el calentamiento o
enfriamiento a humedad específica constante,
enfriamiento por evaporación de agua, etc., pero
en estos casos la temperatura equivalente de
superficie no estará necesariamente situada en
la curva de saturación.
FACTO R DE BYPASS (BF)
El factor de bypass depende de las caracterís­
ticas de la batería y de sus condiciones de fun­
cionamiento. Se considera que representa ·el por­
centaje de aire que pasa a través de la batería
sin sufrir ningún cambio.
Las características físicas de la batería y las
condiciones de funcionamiento que influyen en
el factor de bypass son:
l. La superficie externa de intercambio _ (nú­
mero de tubos y separación entre aletas).
A una disminución de esta superficie corres­
ponde un aumento del BF.
2. Velocidad del aire. A una disminución de
la velocidad corresponde otra disminución
del factor de bypass (tiempo de contacto
mayor entre el aire y la superficie de inter­
cambio).
La influencia de la superficie de intercam­
bio es mayor que la de la velocidad del aire.
Existe una relación entre el factor de bypass
y los GSHF y RSHF. Para unas condiciones ex­
teriores, interiores y caudales de aire exterior
determinados, el GSHF y el RSHF son fijos.
La posición de RSHF es igualmente fija, pero
la de la recta GSHF varía de acuerdo con el
caudal de aire y las condiciones del aire im­
pulsado.
El punto que representa el aire impulsado
debe encontrarse sobre la recta RSHF para per­
mitir mantener las condiciones de proyecto en
el local. Por consiguiente, cuando el factor de
bypass varía, la posición relativa de GSHF en
relación con RSHF varía tal como indican las
líneas de trazos de la figura 41. Cuando la posi­
ción de GSHF cambia, el caudal de aire nece­
sario, el factor de bypass y el punto ADP cam­
bian, lo mismo que las condiciones de entrada
y de salida del aire.
La influencia del factor de bypass en el equi­
po es la siguiente:
l. Factor de bypass más bajo -'a) ADP más alto - Temperatura de evapo­
ración más alta en el caso de baterías
de expansión directa. En el caso de ba­
tería de agua fría la selección de la tem­
peratura del agua podrá o no sufrir in­
fluencia. En ciertos casos puede ser su­
ficiente con maquinaria de refrigeración
de menos potencia.
1-116
PRIMERA PARTE. ESTIMACIÓN DE LA CARGA TÉRMICA
b) Menor caudal de aire, y por tanto, venti­
lador y motor de menos potencia.
e) Mayor superficie de intercambio.
d) Tuberías de agua más pequeñas, si dis­
minuye el caudaL
2. Factor de bypass más grande a) ADP más bajo - Temperatura de evapo­
ración más baja y caudal de agua más
grande, o temperatura de agua más baja.
Puede conducir a un compresor de más
potendá.
b) Mayor caudal de aire, lo que repercute
en el ventilador y el motor, que debe­
rán ser de más potencia:
e) Superficie de intercambio más pequeña,
bien por una superficie frontal más pe­
queña o por tener menos hileras de
tubos. ·
d) Conductos de agua de mayor diámetro,
si el caudal de agua aumenta.
o sea ( 1-BF). La tabla 63, página 129, da los rendi­
mientos de saturación para diferentes disposi­
ciones del lavador.
Como se ha indicado anteriormente, existen
relaciones entre el BF, el ADP y las condiciones
del aire a la entrada y salida de la batería,
que son:
BF =
fidt - fadp
ladb - ladp
=
h¡a - hadp
hea - hadp
1 - BF =
Waa - W..ap
NOTA: La expresión ( 1 - BF) se llama con fre­
cuencia factor de contacto ( CF), y repre­
senta el porcentaje de aire que sale de
la batería en las condiciones que corres­
ponden al ADP.
FACTOR CALOR SENSIBLE EFECTIVO
(ESHF)
,e'
�
#:
.'O
c:
Condiciones
exteriores
\
Temperatura seca
FIG.
41. Rectas de RSHF y
GSHF dibujadas
sobre el diagrama psicrométrico
Por lo tanto, se tenderá a realizar un balance
comparativo de los precios de compra, gastos
de explotación y a continuación se elegirá el
factor de ··bypass más conveniente para una ins­
talación determinada.
La tabla 62 (pág. 121) indica el BF conveniente
para diversas aplicaciones, según las característi­
cas físicas de la batería, y la velocidad del aire.
La tabla 61, página 121, da una relación de fac­
tores de bypass para diferentes tipos de baterías.
La eficacia de los lavadores de aire se expresa
habitualmente por el rendimiento de saturación,
que es el complemento a 1, del factor de bypass,
La noción de ESHF permite establecer una re­
lación entre el balance térmico, el BF y el ADP,
lo que simplifica la determinación del caudal
de aire y . la elección del equipo.
El SHF efectivo (ESHF) se define como la
relación entre las ganancias sensibles efectivas
del local y la suma de las ganancias sensibles
y latentes efectivas del mismo. Estas ganancias
efectivas son iguales a la suma de las ganancias
del local propiamente dicho aumentadas en las
cantidades de calor sensible y latente corres­
pondientes al caudal de aire que pasa por la
batería sin que su estado se modifique, y cuyo
porcentaje viene dado por el factor de bypass.
Se tiene, por lo tanto:
·
ESHF
=
ERSH
ERSH + ERLH
=
ERSH
ERTH
Las cargas de calor debidas al aire de bypass
que mtervlenen en el cálculo del ESHF, cons­
tituyen cargas suplementarias para el local, como
ocurriría en el caso de infiltraciones, con la di­
ferencia de que éstas son debidas a los inters­
ticios de puertas y ventanas, mientras que, en
este caso, el aire no tratado se introduce en el
local por imperfección del equipo acondicio­
nador.
Corno hemos explicado anteriormente, se po­
drá determinar el ADP y el BF trazando las lí­
neas RSHF y GSHF en el diagrama psicromé­
trico. La recta de ESHF puede obtenerse unien­
do el ADP y el punto que representa las condi­
ciones interiores del local {1-2), véase la figura 42.
CAPÍTULO 8. EMPLEO DEL DIAGRAMA PSICROMÉTRICO
La recta de ESHF puede trazarse igualmente
en el diagrama psicrométrico sin que sea nece­
sario conocer de antemano el ADP. El principio
es idéntico al descrito para el RSHF. Se calcula
el ESHF y se dibuja la recta correspondiente
que pasa por el punto representativo de las con­
diciones interiores. El ADP corresponderá a la
intersección de la recta de ESHF con la curva
de saturáción (fig. 43 ).
1-117
CALCULO DEL VOLUMEN DE AIRE
CON AYUDA DEL ESHF,
DEL ADP Y DEL BF
Un método simplificado para calcular los cau­
dales de aire necesarios consistirá en aplicar
las relaciones existentes entre el ESHF el ADP
y el BF. Estas relaciones se han obtenido gráfi­
camente partiendo del GSHF y del RSHF. No
obstante, no es necesario conocer esas magni­
tudes para calcular el caudal de aire, puesto que
se obtienen los mismos valores a partir del
ESHF, del ADP y del BF.
Para calcular este volumen de aire se podrá
utilizar la siguiente expresión:
m'fh," =
ERSH
0,29 ( t,. - 1",,) ( 1 - BF)
(t"'' se habrá determinado a partir del ESHF)
Este caudal de aire conipensará simultánea­
mente las ganancias sensibles y latentes del lo­
cal, así corno las ganancias sensibles y latentes
totales que hayan servido para seleccionar el
aparato, teniendo en cuenta las ganancias debi­
das al aire exterior y las ganancias suplementa­
rias (ventilador y conductos).
Temperatura seca
HOJA DE CALCULO
DEL BALANCE TÉRMICO
FIG. 42. Rectas de RSHF, GSHF y ESHF
dibujadas en el diagrama psicrométrico
calcula�o
-��
"
.
ESHF
,
��
á'
¿¡"'�
?§'
�
�
Punto de
referencia-
Condiéiones
intei'io,resi6
f!, g
�-�
· �
�-
E •
. �
1- '"' .
TemPeratura �eca
La hoja de cálculo del balance térmico está
concebida para aplicaciones de refrigeración y
deshumectación. Normalmente, bastará conocer
el ESHF, el BF y el ADP, para calcular el caudal
de aire necesario y poder seleccionar el acondi­
cionador. No obstante, esta hoja permite tam­
bién calcular el RSHF y GSHF para aquellos ca­
sos en que pueda ser necesario su conocimiento.
La figura 44 y las relaciones que a continuación
se detallan permiten ver la forma en que se
determina cada parámetro. (Las cifras rodeadas
de un círculo corresponden a las de la figura 44.)
+
=;c;-,.--;oco=
2. GSHF =
--
·
3. ESHF =
FIG. 43. Recta de ESHF dibujada sobre el diagrama
psicrométrico
®=
La tabla 65 permite obtener directamente el
ADP a partir de las condiciones interiores y
del ESHF sin que sea necesario trazar en el
diagrama psicrométrico la recta de ESHF.
RSH
1. RSHF =
RSH
TSH
GTH
RLH
Q)
Q) + ®
@+@
@
= --::--
ERSH
ERSH + ERLH
ERSH
ERTH
--::--,---=:::-::::- - --
® =®
®+® 0
4. El ADP se determinará por intersección de
la recta ESHF con la curva de saturación,
o a partir de la tabla 65. Es decir, con el
t-118
PRIMERA PARTE. ESTIMACIÓN DE LA CARGA TÉRMICA
_
_
_
_
_
FECHA
HOJA ------
_
_
_
_
_
_
_
_
PREPARADO POR _______OFJCINA
_:_________
_____ INSTAL.
PROY. N.o
N .o•------
CLIENTE
LOCALIDAD
1
CONCEPTO
m'
ÁREA o
SUPERFICIE
m' '
CRISTAL
GANANCIASOLAR
O Dlf. HMP.
m'x
I
FACTOR
Kcal/h
CRISTAL
x
m'
CLARABOYA
�
'
'
m' x
"
X
m' x
GANAN. SOlAR Y TRANS. - PAREDES Y TECHO
m' x
'
PAREO
_!'!'RED
PARED
m'
TEJADO-SOL
x
X
m' x
X
TEJADO-SOMBRA
�
'
m' x
GANAN. lRANS. - EXCEP. PAREDES Y lECHO
TOTAL CRISTAL
TABIQUE
TECHO
m' x
'
m' "
"
m' "
X
SUELO
INFILTRA.
CALOR INTERNO
PCRSONAS
PERSONAS
CV
ó
'
.
KW
•
ALMACENAJE
X
m' x
FACTOR DE SEGURIDAD
%
,
{
SUB-TOTAL
CALOR SENSIBLE LOCAL
VENTILADOR
% + cv
%
PtRDIOA
POR ESCAP.
% + Y FUGAS
'
Bf
"
m1/h x
•
X
0,3
'
CALOR SENSIBLE EFECTIVO DEL LOCAL
CALOR LATENTE
INFILTRACIÚN
m1/h
PERSONAS
PERSONAS
VAPOR
KGfh X
APLICACIONES ETC.
x
X
600
GANANCIAS ADICIONALES
OIFUSIÚN VAPOR
GR/KG x
m' '
FACTOR DE SEGURIDAD
%
m'fh x
GR/XG X
Q_!l
SUB-TOTAL
%
B� X 0,72
CALOR LATENTE EFECTIVO DEL LOCAL
CALOR TOTAL EFECTIVO DEL LOCAL
SENSIBLE
LATENTE
GANANCIA
CALOR
CONO. RET.
CALOR AIRE EXTERIOR
m'/h X
m'/h x
GANANCIA
U
o¡, +�g�t_ �#r�
•C X {1
GR/KG X {1
@
4l
®'
Bf)
X
•
0.3
SUB-TOTAL
BF) X 0,72
BOMBA
V
. + DESHU.
PEA. T
% + c.v
GRAN CALOR TOTAL
(i)
/
SHFE
"'
�·
m'/lt
SU MI·
NISTRADO
m'/lt
,,.JJJ '
%
X
VENTILACION
--
m'fh
-
•
---
PEAS. � ---
� --INFIL· PUERTAS ABIER. --- PUER. x -- m'/h m'
TRAEXTRACTOR
ClONES
RENDIJAS --m'/h m � --m x
m'/h INFILTRACION •
m'/h AIRE EX.TERIOR
m'lh
•
BIPASADO
@'
PEAS. � ---
m'/h m'
m'/h
GR/KG
ox
m'/h
X
m'
'
'"
EFECTIVO
=
ADP INDICADO:
�
@
{1-
(!)
A.
@
<V
D. P.
,
EFECTIVO SENS LOCAL
:
EfECTIVO TOTAL LOCAL
--
,
ADP SELECCIONADO
.
-
.
CANTIDAD DE AIRE DESHUMIDIFICADD
BF) x (•Cu;a:�
0.3 X
0.3
EFEC. SENSIBLE LOCAL
X
@
�DP) � -- •C
·
•e !!. t
=
m'/h
SENSIBLf LOCAL
@
•e (lOC. - SALIDA AIRE) �
m'/h TRATADOS
�
g}
m'fhAs -
_ m'fh.o.o
e
CONDICIONES ENT. & SALIDA DEL APARATO
®_ e
@ m'/h AE
'"
TO
L C
'"
T_..0.-ª.•c+.!t._aF X
' ""b} o 4)m'/h
f X
T _..�
Jt.·c- r._0c@.•c
,,
m'¡h_..8
:a:
T BSE- •C
T BSE.!l.• c- TAOP 4),C = Tass-•c
DEL GRÁFICO PSICOMtTRICO : TBHE
NOTAS
.
TBHs-•C
/®
�(j)
_,fi)
?
AD
CANTIDAD DE AIRE SUMINISTRADO
SENSlBLE LOCAL
=----m'/h ,o,.s
•e !!.
0.3 X
'
- (!)
-
CALOR LATENTE LOCAL
P�RO\DA FILTRACIÚN CONOUC. lMPUL
AIRE EXTERIOR
PEAS. X
VENTIlACIÚN
�·
SAliDA
SUB-TOTAL
XXX
AIRE EXTERIOR
'
GANANCIAS ADICIONALES
AIRE EXTERIOR
X O
---
HORA LOCAL
HORA SOLAR
---
T. R.
% HR
'"
1
�DIFERENCIA
@'
@' �·"
WATTS X 0,66 '
LUCES
APLICACIONES ETC.
GANANCIA
CALOR
CONOUC. IMP.
@l'
'·'
X
m'/h x
POTENCIAS
®'
'
m' '
"
PUERTAS GIRATOR.-- PEAS.
X
m' x
CONDICIONES
A MAX.
HORA SOLAR
HORAS DE FUNCIONAMIENTO
EXTERIORES
�---
HORA LOCAL
CALCULADO PARA
o-SCILA�<
'
m' x
PARED
m'
m
X
m' '
CRISTAL
_
I
m
GANANCIA SOLAR - CRISTAL
CRISTAL
-
APROBADO
ESPACÍO USADO PARA
DIMENSIONES LOCAL
' SI ESTE 6 t ES DEMASIADO ALTO. DETERMINEN LOS m1/h SUMINISTRADOS POR LA DIFERENCIA DESEADA, POR lA FORMA DE lA CANTIDAD DE AIRE IMPULSADO.
t CUANDO SE BIPASE UNA MEZCLA DE AIRE EXTERIOR Y RETORNADO,
USAR m'fh SUMINISTRADO.
SE BIPASE SO�O AIRE DE RETORNO, USAR m'fh DESHUMI·
��F����O.
NOTA : El significado de las números rodeados por un círculo se explica en el apartado (Hoja de cálculo
del balance térmico:�, de la página anterior ·
FIG. 44. Hoja de carga térmica para refrigeración y deshumectación
CAPITULO
8.
ESHF ® y las condiciones interiores del
local @, se podrá determinar el ADP @.
S. El BF @ utilizado en los cálculos sobre el
aire exterior se podrá obtener en las tablas,
o en los· gráficos de características propor­
cionados por los fabricantes de aparatos.
En la página 121 (tablas 6 1 y 62), se dan los
f� de bypass para distintos tipos de
15atería y diversas aplicaciones. Estos fac­
tores pueden utilizarse cuando no se conoz­
can las características de la batería uti­
lizada.
ERSH
6. m'fh," = -,.,-----,---,-,--=:e
0,29 (t._ - t".,) ( 1 - BF)
@
1-119
EMPLEO DEL DIAGRAMA PSICROMÉTRICO
=
®
-=-=--:-::--.::=:-:
:-:-:---::-:0,29 <® - @) (1 - @)
En cuanto se haya calculado el volumen de
aire tratado se podrá proceder a la selec­
ción del equipo climatizador. Normalmente,
se hará uso del balance térmico total @, del
volumen de aire tratado @, y del ADP @,
para decidir qué equipo es más conveniente.
El factor de bypass que se elija será muy
próximo al BF real, gracias a los valores
medios indicados en las - tablas. Si no ocu­
rriera así, los cálculos deberán repetirse
para tener en cuenta el BF real.
7. Diferencia de temperatura en la impulsión.
La figura 44 da un ejemplo del cálculo de
la diferencia entre la temperatura seca del
local y la temperatura seca del aire impul­
sado. La mayor diferencia admisible depen­
de del tipo de instalación considerado. Si
esta diferencia fuera mayor de la admisi­
ble, se aumenta el caudal de aire, haciendo
que parte de él no pase por la batería. La
diferencia de temperatura en la impulsión
se indica por la relación:
Diferencia de temperatura en la impul­
sión =
RSH
0,29 X m'fh,"
pulsado m'/h'" y el caudal de aire trata­
do m'fh,".
9. Condiciones del aire a la entrada y salida
del aparato - Con frecuencia es preciso de­
terminar en el proyecto las condiciones del
aire a la entrada y salida del aparato. Una vez
determinado el equipo a partir de ESHF,
ADP, BF y GTH las condiciones del aire a
la entrada y salida son fáciles de determi­
nar. Los ·cálculos que conducen a ello están
indicados en la figura 44, donde se puede
ver la forma de calcular las temperaturas
secas.
En la expresión señalada con el número @
se hace intervenir en el denominador un
caudal de aire que será:
- El caudal de aire impulsado (m'/h'", @)
si por fuera de la batería se hace pasar
una mezcla de aire exterior y de retorno
(ver figura 45 ).
Aire
xterior -
1
Espacio
acondicionado
Aire de
retorno
�
Mezcla de
aire exterior
y de retorno
1
�
Coo
de
lg:ondiciones Aire
Equipo
acondicionadorj de salida deshu
mectado
=
- El caudal de aire tratado ( m'/h,, @),
si el aire de bypass no contiene aire exte­
rior; es decir, si el caudal de aire de bypass
es riulo, o solamente consiste en aire de
retorno (ver figura 46).
(j)
0,29 X @
0,29
X t:.t
=
(j)
=--0,29 X t:.t
-
-
El caudal de aire que no debe paSar por la
batería, para que se mantenga esta diferen­
cia de temperatura en la impulsión, es .igual
a la diferencia entre el caudal de aire im-
f
de aire exterior y de retorno
-
Aire de
retorno
Espacio
acondicionado
•
m'/h,"
Venti
lador
FIG. 45. Forma de establecer el bypass de una mezcla
8. Caudal de aire cuando la diferencia de tem­
peratura es superior a la elegida - El At en
la impulsión sirve para deducir la canti­
dad de aire de impulsión
RSH
Aire
impulsado
de bypass,
mezcla de aire
exterior y de retorno
Aire
1
Bypass de aire
de retorno
-
Aire
impulsado
Venti
Coo
lildor
Aire dicionesj
Equipo !Condiciones Aire
exterior--deentrada �condicionador de salida deshu
mectado
FIG. 46.. Bypass de aire de retorno solamente
'
PRIMERA PARTE. ESTIMACIÓN DE LA CARGA TÉRMICA
1-120
Para determinar la temperatura húmeda del
aire a la entrada y salida se hará uso de
.YJ�
"
T��d8er��u�����* V�
\
.:.11>
-o"'
.l' Tempe'ratura
,'?
'(f
/
•
Temperatura
Seca !=le sÍllida
FIG. 47.
húmeda
entracfa -. de
Paso á Condicionés
exteriores
-...:._
" >j
'
'
., Jempér8t�_ra
Condiciones de entrada y salida del aparato
las temperaturas secas y del diagrama psi­
crométrico (fig. 47). Se procederá en la si­
guiente forma:
a) Trazar una recta que pase por los pun­
tos representativos del aire del local y
el aire exterior.
b) Las condiciones del aire a la entrada
· quedan definidas por la intersección de
esta recta y la vertical que pasa por la
abscisa que corresponde a la tempera­
tura seca a la entrada. De aquí se dedu­
cirá la temperatura húmeda correspon­
diente.
e) Trazar una recta por los puntos que re­
presentan las condiciones de entrada y
el ADP @ (recta de SHF total, GSHF).
d) La intersección de esta recta con la ver­
tical de la abscisa que corresponde a la
temperatura seca a la salida. representa
el estado del aire a la salida. Se obten­
drá la temperatura húmeda por lectura
en el diagrama. · Este punto está situado
igualmerite en la intersección de la rec­
ta SHF del local (RSHF) y la recta
del SHF total (GSHF).
APARATOS QUE SE EMPLEAN EN LA CLIMATIZACIÓN
En los párrafos anteriores hemos visto el pro­
cesÓ a que debe estar sometido el aire para ob­
tener las condiciones correspondientes a un am­
biente determinado, sin preocuparnos de la for­
ma en que se realizan prácticamente estas trans­
formaciones. Este va a ser el objeto de los
párrafos que vienen a continuación.
Los aparatoS que se emplean en la climatiza­
ción pueden agruparse en tres grupos princi­
pales :
- Las baterías, en las que el aire a tratar y el
fluido portador de las calorías están separa­
dos por una superficie metálica.
- Los lavadores, en los que el aire entra direc­
tamente en contacto con el fluido (agua o
salmuera).
- Los aparatos que se fundan en los fenómenos
de absorción.
La selección de estos aparatos generalmente
se determina por las condiciones ambiente que
han de obtenerse mediante la instalación acon­
dicionadora que se considera. Los componentes
deben seleccionarse y montarse de forma que
constituyan un conjunto cuyo precio de compra
y ·gastos de explotación sean mínimos.
Una buena instalación, desde el punto de vis­
ta económico. no es solamente la que dispone de
elementos dimensionados correctamente, sino
que, además, debe permitir una distribución
correcta del aire en los locales a los que sirve,
es decir, que el salto térmico entre el aife im­
pulsado y el aire del ambiente no sea demasia­
do alto.
La determinación de los componentes se hace
a partir de las ganancias térmicas que deben
compensarse y de las condiciones que se deben
mantener, puesto que son los únicos elementos
de que se dispone. Por lo tanto, deberán esta­
blecerse las condiciones que deban Cumplirse,
y a partir de eUas se hará la selección de los ci�
tados componentes.
BATERIAS
El ' aire impulsado o aspirado por un ventila­
dor pasa por una serie de tubos por los que
circula una salmuera, agua fría o caliente, o un
líquido volátil. Según las temperaturas relati­
vas de los dos fluidos que están separados por
la superficie de intercambio se producirá un
enfriamiento o calentamiento del aire. El otro
fluido sufrirá una variación de temperatura de
modo que las cantidades de calor intercambia­
das sean iguales.
1-121
CAPÍTULO 8. EMPLEO DEL DIAGRAMA PSICROMÉTRICO
----�
--"-���-
La extensión de la superficie de intercambio
no afecta solamente a las cantidades de calor
que pasan de un fluido al otro, sino también al
factor de bypass. Como se ha indicado anterior­
mente, el factor de bypass puede darnos una
indicación de la eficiencia con que se realizqn
estos intercambios térmicos entre la superficie
de intercambio y el aire. Este factor será fun­
ción de la configuración geométrica y de la ex­
tensión de la superficie de contacto, puesto que a
mayor superficie corresponderá un mayor tiem­
po de contacto entre dicha superficie y el aire.
La tabla 61 da los valores medios de los facto­
res de bypass para tubos de aletas más o menos
espaciadas y para diferentes velocidades del aire.
Los valores indicados son válidos para tubos
de 16 mm de diámet:r:o exterior, con aletas a
3,2 mm aproximadamente. Para otros tipos de
batería deberán consultarse las indicaciones del
constructor.
TABLA 61.
.
.
·
.
.
VALORES USUALES DE LOS FACTORES
DE BYPASS
de las baterfas con aletas
.
. ·.·
\
2'
3.
'
· -
. .·
;·1�5,1-�3i5'
; 1'
.
,-f,_� -- 3,5,
1,5 ;· :·3:5
0,42-0.55 0,22-0,"38
o;t7-0,40' O; 10 ,� 0,23
4
5.
6
a.
•
·.
.
'
•..
. . .·
EVOLUCióN DEL AIRE E N LAS BATERIAS
Las baterías pueden calentar o enfriar el aire,
manteniendo su humedad específica constante
o enfriarlo rebajando esta humedad. La deter­
minación de las baterías se hace de forma que
puedan mantener las condicion.es de tempera­
tura y estado higrométrico con la máxima car­
ga. Como las baterías por sí solas no pueden
añadir agua al aire, habrá que prever dispositi­
vos de humectación en los casos en que sea ne­
cesario. En algunos casos, bastará, por ejemplo,
pulverizar agua sobre la batería. Si esta agua
solamente recircula (sin aportación de calor),
el proceso psicrométrico cuando el aire se enfría
y se deshumecta no se verá materialmente afec­
tado.
La evolución del aire en una batería, en dife­
rentes casos, puede verse en la figura 48 .
,Con'pufve,ri_Z'ació.l,.-
.'�l�l�s-- por p�rga·g_a
poi pul9ada
Pfóf'und��d · "'aletas
' �9 11�.- f/ ._.,
' .u
c. f' .
1 . J�
.
p
l
batana\- , .
' ve¡oci9a� (m/_�_e�.). . .
.
(filas)
•
•
�c;ifón
$in 'puiVEiriz
'
En la tabla 62 se indican los factores de by­
pass (BF) generalmente adoptados en las apli­
Caciones más frecuentes del acondicionamiento
de aire. Es evidente que esta tabla no debe ser
considerada nada más que como guía.
'
"
•
t;s_ - 3,5
··-
0,'19·0,30 O,Ó5· 0,'14 0, 1 2 - 0,,22 o:o3 �o. 10
O, 12-0;23 0,02 - 0,09 0,08 -·0, 14 0,01 -0,08 '
' ,
,
,o·;o-6 - 0 , 1 1 0,0 l• 0,05
0,08-0, lB ·O,bl, -0,06
'•
.·
. ó.�� -'0,0'5,' . . · .
o;o'3'o,oá
.
La pulverización en la batería provoca una disminución del BF, a
consecuencia de ser mayor la superficie de contacto con el aire.
TABLA 62.
VALORES USUALES DE LOS FACTORES
DE BYPASS
para diferentes aplicaciones
: temperatura seca
Fm. 48. Evolución del aire en las baterías
Enfriamiento sensible
En el priiil;er caso, representado por la rec­
ta (1-2), el aire se enfría manteniendo constante
su humedad específica.
·
Enfriamiento
y
deshumectación
La recta (1-3) representa la evolución del aire
en el caso en que el enfriamiento va acampa-
PRIMERA PARTE. ESTIMACIÓN DE LA CARGA TÉRMICA
1-122
minan las ganancias de calor sensible) y 0,45
(si las ganancias de calor latente son más im­
portantes).
La hoja de cálculo de la figura 44 permite
calcular el ESHF, el volumen de aire tratado
y las condiciones del aire a la entrada y a la
salida del aparato. La secuencia de los cálculos
se desarrolla en la forma siguiente:
ñado de una disminución de su contenido de
vapor de agua.
La curva de evolución real es distinta de la
recta (1-3), y tiene la forma de la curva pun­
teada (1-5).
Calentamiento sensible
Ejemplo 1. Enfriamiento y deshumectaclón
Este caso· corresponde a un aumento de la
temperatura seca manteniéndose constante la
humedad específica, y la evolución se representa
por la recta ( 1-4 ).
Datos:
Aplicación: Grandes . almacenes de venta al público.
Condiciones exteriores (verano): 35 o c td�. 24 oc tbw·
Condiciones interiores: 24 "C trJ6, 50 % HR.
RSH � 50.000 kcalfh.
RLH � 12.500 kcalfh.
Aire_ nuevo = 3.400 m3/h0.,.
EJEMPLOS DE CALCULOS DE BATERIAS
Al objeto
tintos casos
nen algunos
capítulo los
de ayudar a comprender los dis­
que se acaban de indicar, se expo­
ejemplos. Véanse al final de este
distintos símbolos y abreviaturas.
Enfriamiento
y
Determinar:
l . Ganancias debidas al aire exterior (OATH).
Balance térmico t-otal (GTH).
SHF efectivo (ESHF).
ADP.
Volumen de aire tratado (m3/haa).
Condiciones del aire a la entrada y salida del apa.
rato <t�db• tu,b• t¡df, t¡..,b).
2.
3.
4.
5.
6.
deshumectación
En este caso se produce disminución simul­
tánea de la temperatura seca y de la humedad
específica del aire (recta 1-3), figura 48. Esta
transformación del estado del aire se produce
cuando el factor calor sensible efectivo (ESHF)
y el factor calor sensible (SHF) son inferiores
a 1, pudiendo variar entre 0,95 (cuando predo-
OASH � 0,29 X 3.400 X (35 - 24) � 10.800 kcal/h (14).
OALH � 0,71 x 3.400 X (14.2 - 9.4) � 11.700 kcal/h (15).
OATH � 10.800 + 11.700 � 22.500 kcal/h (17).
2. TSH � 50.000 + 10.800 � 60.800 kcalfh (7).
TLH � 12.500 + 11.700 � 24.200 kcal/h (8).
GTH � 60.800 + 24.200 � 85.000 kcal/h (9).
Solución:
l.
240 e
wbCondiciones
18,6°
e
� exteriores
wb
\Condiciones
e entrada en
1 aparato de
mezcla de aira
1
salida del aparato
12,9° e
db
FrG. 49. Enfriamiento y deshumectación
1-123
CAPÍTULO 8. EMPLEO DEL DIAGRAMA PSICROMÉTRICO
3. Admitir un factor de bypass de 0,15 (según la ta­
bla 62)
ESHF =
50.000 + (0,15) . (10.800)
50.000 + (0,15) . (10.800)
= 0,785 (26)
+
12.500 + (0,15) . (11.700)
4. Determinar el ADP necesario, según las condiciones
interiores del local y el ESHF, deduciéndolo de la
tabla 65, o del diagrama psicrométrico. El ESHF
está representado en el diagrama de la figura 49
por la línea de trazos.
taap = 10,5 oC.
5 . m3/haa =
.
50.000 + (0,15) (10.8000)
------ =
0,29 . (24 - 10,5) . ( 1 - 0,15)
15.500 m'/h (36) .
ha elegi­
un ADP
BF poco
Suponer
igualmente que no es necesario establecer un by­
pass en la batería.
6. Suponer, en este ejemplo, que el aparato se
do para un caudal de aire de 15.500 m3/h,
de 10,5 oc y un GTH de 85.000 kcal/h, y un
diferente, o igual, al BF admitido = 0,15.
'·"
=
(3.400 X 35) + (12.100 X 24)
--------,-,------ =
15.500
26,4° '" (31).
El punto representativo del estado del aire a la en­
trada está situado en la intersección de la recta de
mezclas y de la vertical de abscisa t = 26.4 "C (fi­
gura 49). Leyendo sobre el diagrama la temperatura
húmeda correspondiente: lewb = 18,8 "C.
t.,.
=
10,5
+
0,15 (26,4 - 10,5)
=
12,9 oc '" (J2).
El punto que representa el estado del aire a la salida
está situado en la intersección de la recta de GSHF
(uniendo las condiciones de entrada y el ADP) y la
vertical de abscisa 12,9 "C. Se lee sobre el diagrama
la temperatura húmeda correspondiente, que es:
tlwb = 11,7 "C iwb ·
NOTA: Las cifras ·entre paréntesis se refieren a las fórmu­
las que se encuentran al final de este capítulo.
Enfriamiento y deshumectación.
Ganancias latentes im portantes
Puede darse el caso de que las rectas de ESHF
y GSHF no corten a la cnrva de saturación.
Esto puede producirse cuando las ganancias la­
te_n tes representen un porcentaje elevado de las
ganancias totales. En este caso se fija arbitra­
riamente un ADP y se prevé un recalentamiento
después de la deshumectación, de forma que se
lleve el punto representativo del estado del aire
en l& impulsión sobre la recta de RSHF. En al­
gunos casos se puede evitar este recalentamiento,
o por lo menos limitar la potencia calorífica
necesaria, haciendo variar las condiciones inte­
riores de proyecto.
Cuando el caudal de aire exterior de ventila­
ción está determinado y no viene impuesto un
determinado caudal de aire impulsado, el me­
jor método para determinar el ADP es suponer
una diferencia de temperatura máxima entre el
aire impulsado y el aire ambiente. Se calculan
a continuación las condiciones del aire de im­
pulsión. El punto que representa el estado de
este aire debe encontrarse sobre la recta de
RSHF, de forma que compense simultáneamen­
te las ganancias sensibles y latentes del local.
Para determinar el caudal de aire impulsado
se pueden seguir cuatro criterios distintos:
l.
Movimiento del aire dentro del local.
2. Diferencia de temperatura máxima entre el
aire impulsado y el de ambiente.
3. El ADP elegido determinará la potencia fri­
gorífica puesta en juego y la temperatura
de evaporación.
4. En algunos casos, el caudal de aire exterior
es igual a la · totalidad del aire impulsado.
En el ejemplo 2 se ha considerado un labora­
torio cuyas ganancias de calor latente son muy
elevadas, de forma que la recta de ESHF no
corta a la curva de saturación. Para fijar el ADP
se podrá proceder en la forma siguiente.
Ejemplo 2. Enfriamiento y deshumectación
Carga de calor latente elevada
Datos:
Aplicación: laboratorio.
Condiciones exteriores (verano): 32 "C tdb - 23 "C twb
Condiciones interiores: 24 "C tdb- 50 % HR.
RSH= 30.000 kcal/h,
RLH = 16.250 kcalfh.
Caudal de aire exterior: 4.250 m3jhM.
Diferencia de temperatura entre el aire impulsado y
el ambiente: 11 "C (supuesta).
Determinar:
l. Las ganancias debidas al aire exterior (OATH),
2. El SHF efectivo (ESHF).
3. El estado del aire en la impulsión Uaa. W&,.).
4. El caudal de aire impulsado (mlfh�,.) .
5. Estado del aire a la entrada de la batería (t,db, t• ..,b.
We,.),
6. ADP (t,,),
7. Estado del aire a la salida de la batería (tldb, t,..,b).
8. Potencia calorífica necesaria para el recalentamiento.
9. El balance 'térmico total (GTH).
Solución:
l. OASH = 0,29 X 4.250 x (32 -24) = 9.860 kcal!h (14).
OALH = 0,71 X 4.250 X ( 1 4 - 9,4) = 14.000 kcal!h (15),
OATH = 9.860 + 14.000= 23.860 kcalfh ( 17).
2. Admitamos un factor de bypass de 0,20 (de las ta­
blas 61 y 62)
ESHF=
30.000
+
(0,20) . (9.860)
30.000 + (0,20) . (9.860) + 16.250
=
+
0,625
(0,20) . (14.000)
(26)
La recta de ESHF (0,625 ) no corta a la curva de satu­
ración, por lo tanto, es imposible determinar el ADP
en la forma normal. El ADP deberá calcularse como
se indica en los párrafos 3 a 6.
3. Tomar para el aire de impulsión un punto situado
sobre la recta RSHF.
RSHF
30.000
= -cc--:-:-c----:-c30.000 + 16.250
0,65.
PRIMERA PARTE. ESTIMACIÓN DE LA CARGA TÉRMICA
1-124
Si se admite una variación de llo en la impulsión,
la temperatura de impulsión deberá ser t., = 13°,
y la temperatura húmeda correspondiente 10,6 oc
(fig. 50), con una humedad absoluta w�.. = 7 gfkg.
4. m3fhsa =
30.000
9.400 m'/h (42).
-:-=-:::-:--:-:::-
0,29 (24 - 13)
(4.250 X 32) + (5.150 X 24)
5. t6<lb = ...:.----'--'-----9.400
27,6° (31).
El punto que indica el estado del aire a la entrada
puede localizarse sobre la recta de mezcla:
tuob- 20 oc lwb y Wea = 11,5 g/kg (humedad espe­
cífica del aire a la entrada).
6. La humedad específica del aire que sale de la batería
es la misma que la del aire impulsado en el local.
Así, Wi .. = W.... = 7 g/kg
Wadp
=
11,5
---:-'---:
11,5 - 7,0
:-::::-
1 - 0,20
- =
5,85 g/kg
El ADP correspondiente es: tadp = 6 "C.
7. El punto qU:e representa el· aire a la salida de la
batería está situado en la intersección de la recta
de GSHF y la horizontal que pasa Por W = 7 gjkg
(fig. 50), o sea:
tub = 10,4 oc t1.,b = 9,4 oc.
10.40 e
db 130 e db
, 24? e db 27,6"' e db 32° e, db
FIG. 50. Enfriamiento y deshumectación
con elevada carga latente
8. El aire que sale de la batería deberá recalentarse
de forma que se obtenga la temperatura elegida.
La potencia calorífica necesaria es de:
Recalentamiento = 0,29 X m3/hu (tS4 - t1db) =
= 0,29 x 9.400 (13 - 10,4) = 7.100 kcal!h.
9. GTH =
9.400
-0,85
(18 - 11)
=
77.500 kcal/h (24).
Enfriamiento y deshumectación
cuando se utiliza solamente aire exterior
El caudal de aire tratado puede estlir cons­
tituido solamente por aire exterior, bien porque
lo exijan ciertas reglamentaciones (salas. de ope­
raciones, por ejemplo) o porque el caudal de
aire exterior sea igual o superior al necesario
para compensar las ganancias del local.
Los párrafos 1 a S siguientes, explican cómo
determinar el caudal de aire tratado cuando se
emplea sólo aire exterior.
Este método utiliza el formulario de la fi­
gura 44.
l. Calcular las ganancias de calor, el ADP y
el caudal de aire tratado.
2. Si el caudal de aire tratado es igual al de
aire exterior la solución es evidente.
3. Si el caudal de aire tratado es inferior al
de aire exterior necesario:
a) Si la diferencia es pequeña podrá tan­
tearse una batería que tenga un BF más
grande.
b) Si la diferencia es grande habrá que
prever un recalentamiento · después de
la deshumectación. Este último caso pue­
de presentarse en ocasiones en que se
deban mantener grandes caudales de ex­
tracción.
4. Si se debe emplear solamente aire exterior
y resulta necesario tratar un volumen de
aire mayor que · el que se había previsto
en un principio, se tomará este caudal de
aire tratado para calcular las ganancias de­
bidas al aire exterior.
5. A partir de estas ganancias debidas al aire
exterior se determinará el nuevo ADP y
la nueva cantidad de aire a tratar. Este
caudal de aire tratado debe ser sensible­
mente igual al calculado en ( 1 ).
En el caso ( 4 ), el hecho de aumentar el cau­
dal de aire exterior puede conducír a una dis­
minución tal del ESHF, que la recta correspon­
diente ·no corte a la curva de saturación. En­
tonces se seguirá el método descrito en el ejem­
plo 2, bajo el título de Enfriamiento y deshu­
mectación-Carga de calor latente elevada.
Ejemplo 3. Enfriamiento y deshumectación
100 % de aire exterior
Datos:
Aplicación: laboratorio.
Condiciones exteriores (verano): 35 oc tdb - 24 oc t.,b,
Condiciones interiores: 24 oc tdb• 55 % HR,
RSH = 12 .500 kcal/h.
RLH = 2.750 kcal/h.
Caudal de aire exterior: 2.700 m3/hM
Funcionamiento con aire exterior:
Determinar:
l. Ganancias debidas al aire exterior (OATH).
2. SHF efectivo (ESHF),
CAPÍtULO 8. EMPLEO DEL DIAGRAMA PSICROMÉ1RICO
3. ADP Uo,,).
4. Caudal de aire tratado (m3/hda).
S. Nuevas ganancias debidas al aire exterior (OATH).
6. Nuevo SHF electivo (ESHF).
7. Nuevo ADP.
8. Nuevo caudal cte aire tratado.
Solución:
l. OASH = 0,29 X 2.700 X (35 - 24) = 8.600 kcal/h (14).
OALH = 0,71 x 2.700 X (14,2 - 10,2) = 7.800 kcal/h (15).
OATH = 8.600 + 7.800 = 16.400 kcal/h (17),
2. Se admitirá un BF de 0,05 (tablas 61 y 62)
=
ESHF
12.500 + (0,05) . (8.600)
------------'----- =
12.500 + (0,05) . (8.600) + 2.150 + (0,05) . (7.800)
0,805
(26).
3. El ADP correspondiente es de 12,9 oc (tabla 65).
4. m31h.t<J
=
12.500
+
(0,05) (8.600)
-::c:::::- ---:;-::;,..-éoé----:- �:0,29 ( 1 - 0,05) (24 - 12,9)
4.250 m'/h (36).
Como este caudal es superior al caudal previsto
(2.700 m3/h); y como tenemos que trabajar con aire
exterior solamente, adoptaremos el caudal calculado
(4.250 m3/h) las ganancias debidas al aire exterior,
el ADP y el caudal de aire tratado deberán volverse
a calcular partiendo de este nuevo caudal.
5 . Nuevas ganancias debidas al aire exterior.
OASH = 0,29 X 4.250 X (35 - 24) = 13.500 kca1/h (14).
OALH = 0,71 X 4.250 x (14,2- 10,2) = 12.200 kca1/h (15).
OATH = 13.500 + 12.200 = 25.700 kcaljh
(17).
6. ESHF =
12.500 + (0,05) . (13.500)
--:=----, =='---:=----:-:'--:: ::-==:- = 0,795
-:-::-=-(26).
12.500 + (0,05) . (13.500) + 2.750 + (0,05) . (12.200)
1:tadp
=
12,6 <>C,
8. ffi3/hiJa
=
12.500 + (0,05) . (12.750)
0,29 ( 1 - 0,05) . (24 - 12,6)
(36).
Este caudal es suficientemente próximo al calculado
anteriormente, por lo que puede adoptarse.
Enfriamiento
y
humectación
En algunos casos puede ser necesario hume�
decer el aire después del ellfriamiento, como, por
ejemplo, durante el funcionamiento con cargas in­
termedias, para compensar una disminución de las
ganandas de calor latente, así como también en
ciertas aplicaciones industriales en la que, exis­
tiendo ganancias de calor sensible importantes,
se desea tener un estado higrométrico elevado
der¡tro del local. En este último caso, si no se
han previsto medios de aumentar la humedad,
pueden resultar caudales de aire exagerados,
con el consiguiente riesgo de tener problemas
qe distribución de aire y, en todo caso, la solu­
ción es poco económica. El caudal de aire po­
drá reducirse humedeciéndolo directamente den­
tro del local, de tal forma que el calor de vapo,
rización compense las ganancias de calor sen­
sible, lo que equivaldrá a convertir una parte
de éstas en calor latente. La humedad se intro-
1-125
ducirA en el local a través de humectadores a va­
por, o eléctricos, o incluso pulverizadores.
Cuando la humectación tiene lugar en el local,
las ganancias de calor sensible disminuyen en
la misma proporción en que aumentan las ga­
nancias de calor latente, puesto que se intro­
duce en el local el calor de vaporización. El ca­
lor que desprende el motor del sistema de hu­
mectación aumenta las ganancias de calor sen­
sible del local, pero la cantidad de calor que
así se obtiene es despreciable, por lo que, gene­
ralmente, no se tiene en cuenta.
Es preciso recalcar que no se tendrá en cuenta
la disminución de aportaciones de calor sensi­
ble correspondientes a la humectación más que
en aquellos casos en los que ésta se realice con
objeto de disminuir el caudal de aire impul­
sado. Por el contrario, no se tendrá en cuenta
cuando esté destinada a compensar una dismi­
nución de las ganancias de calor latente en
las cargas parciales.
Solamente en los casos en que la humecta­
ción tiene por objeto reducir el caudal de aire,
el calor latente se sumará a las ganancias laten­
tes del local. En cambio, si solamente se pre­
tende compensar una disminución de las ganan­
cias latentes del local cuando se considera en
funcionamiento con carga parcial, es evidente
que el calor latente correspondiente no se su­
mará a éstas.
La introducción de humedad en el local, para
disminuir el caudal de aire, supone una dismi­
nución del RSHF, del ESHF y del ADP. Esté
método es muy' ventajoso cuando se quiere man­
tener un elevado estado higrométrico en el local.
La cantidad de agua que debe introducirse
en el local se ha de determinar mediante apro­
ximaciones sucesivas, procediéndose en la for­
ma siguiente:
l.
Suponer una cantidad de agua a introducir
y determinar el calor latente qUe le corres­
ponde, utilizando los valores indicados en
la tabla 64. Estos valores corresponden a
la máxima cantidad de agua que puede in­
troducirse sin que haya condensación en
los conductos o en los aparatos.
2. Deducir esta cantidad de calor latente de
las ganancias sensibles efectivas del local
(ERSH) e introducir el resultado en la si­
guiente relación que proporciona el ADP:
f d' = f
0
rm
ERS H
.,-:--=:;:----;:- .,..-:-,---
0,29 X ( 1 - B F ) m' jh,"
en la que m'fh,. se toma igual al caudal
máximo admisible.
3. Se obtiene el ESHF con ayuda del diagra­
ma psicrométrico o de la tabla 65 a partir
del ADP obtenido en (2) y de las condicio­
nes interiores de proyecto.
1-126
PRIMERA PARTE. ESTIMACIÓN DE LA CARGA TÉRMICA
4. Las ganancias latentes efectivas del local
se deducen de la relación:
1 - ESHF
ERLH = ERSH X -===­
ESHF
El ERSH se deduce del párrafo 2 y el ESHF
del 3.
S. La diferencia entre el ERLH inicial (antes
de la humectación) y el nuevo ERLH (ob­
tenido en el párrafo 4 ), debe ser igual a la
cantidad de calor latente correspondiente
a la humedad introducida directamente en
el local ·(párrafo 1 ). Si no ocurre así se de­
berá admitir una cantidad de agua dife­
rente y repetir los cálculos.
4. Trazar la recta de ESHF en el diagrama psicromé�
trico, y leer el ADP (línea de trazos de la fig. 51)
tadp = 15,3 "C,
5. m'jh.,
40.000
=
+
(0,05) (27.600)
26.300 m'/h (36).
0,29 (1 - 0,05) (21 -15,3)
(6.800 X 35) + (19.500
X
21)
(31).
26.300
La temperatura húmeda a la entrada del aparato s.e
lee en el diagrama en la intersección de la recta
que pasa por los puntos que representan las condi�
dones interiores y exteriores con la recta de abs­
cisa 24,6 oc (fig. 51)
lew� = 19,7 "C.
'"' = 15,3 + 0,05 (24,6 - 15,3) = 15,7 oc
El ejemplo 4 ilustra el método que se acaba
de exponer.
25,6" e wb�
Condiciones
Ejemplo 4. Enfriamiento con humectación en el local
Datos:
Aplicación: local con estado higrométrico elevado.
Condiciones exteriores: (verano) 35 <>C tdb, 25,6 oc t.,b,
Condiciones interiores: 21 oc t,a; 70 % HR.
RSH = 40.000 kcal/h.
RLH = 2.500 kcal/h.
RSHF = 0,94.
Caudal de aire exterior: 6.800 m3/hoa,
Determinar:
a) sin humectación.
1. Ganancias totales debidas al aire exterior (OATH).
2. Balance térmico total (GTH).
3. SHF efectivo (ESHF).
4. ADP (1,,,).
S. Caudal de aire tratado (m3/h6,.).
6. Estados del aire a la entrada y a la salida de la
batería ( tsdb,' fswb, tidb, t,.,¡, ),
b) con humectación en el local.
l. Determinar el caudal de aire ·máximo, admitir un
valor aproximado de la cantidad de agua que se debe
introducir en el local y calcular las ganancias laten�
tes correspondientes.
2. Nuevas ganancias sensibles efectivas (ERSH).
3. Nuevo ADP.
4. Nuevo SHF efectivo.
5. Nuevas ganancias latentes efectivas (ERLH).
6. Comparar el aumento de ganancias latentes con el
valor admitido en (1).
7. Estados teóricos del aire antes de la humectación
8. Estados del aire a la entrada y salida de la batería.
Solución:
a) sin humectación,
l . OASH = 0,29 X 6.800 X (35 - 21) = 27.600 kcal/h (14).
OALH = 0,71 X 6.800 X (16,7 - 11) = 27.900 kcal/h (15).
OATH = 27.600 + 27.900 = 55.500 kcal/h
(17).
2. GTH = 40.000 + 2.500 + 27.600 + 27.900 =
= 98.000 kcal/h
(9),
3. Tomando de las tablas 61 y 62 un BF igual a 0,05
ESHF =
40.000 + (0,05) (27.600)
-----,-=-::-:-:::-:-:=-::-:e--::-=-==
+ (0,05) (27.900)
40.000 + 2.500 + (0,05) (27.600)
= 0,91 (26).
(32).
Condiciones del aire
15,3" adp
e
interiores
15,7" db21" db 24.6" e db
e
FIG. 51.
e
35" e db
Enfriamiento y deshumectación
sin añadir vapor de agua
La temperatura húmeda a la salida se lee en la
intersección de la recta que pasa por los puntos que
representan las condiciones a la entrada y el ADP,
con la recta de abscisa 15,7 "C, o sea:
t�"'� = 15,5 "C.
b) con humectación en el local,
1. Supongamos que en el caso considerado el caudal
máximo de aire admisible fuera de 17.000 m3/h, y
que se necesita introducir una cantidad de agua =
= 0,700 g por kg de aire seco introducido para con­
vertir parte del calor sensible en latente. Las ganan­
cias latentes que corresponden a este caudal de
agua son:
0,7 X 17.000 x 0,71 = 8.570 kcal/h.
2. Nuevo ERSH = ERSH inicial, menos ganancias la­
tentes debidas a la humedad introducida
[40.000 + (27.600 x 0,05)] - 8.570 = 32.810 kcal/h
3" t,,, = 21 -
32.810
(36).
0,29 ( 1 - 0,05) (17.000)
4. El ESHF podrá determinarse a partir del diagrama
psicrométrico, o sea, 0,73 (recta de trazos de la fi.
gura 52).
5. Nuevo ERLH = nuevo ERSH
= 32.810
X
1 - 0,73
-,---0,73
x
1 - ESHF
ESHF
12.300 kcal/h
1-127
CAPÍTULO 8. EMPLEO DEL DIAGRAMA PSICROMÉTRICO
6. Aumento de las ganancias latentes.
Nuevo ERLH - ERLH inicial =
= 12.300- [2.500 + (0,05 x 27.900)]
=
8.400 kcallh.
Este valor se aproxima bastante a las 8.570 kcal/h
determinadas en (1), por lo que no es necesario
rehacer el cálculo.
7. Como hemos visto, se puede admitir que el agua
pulverizada en el local absorbe una parte de las
ganancias sensibles para transformarse en vapor a
la temperatura húmeda interior. El estado del aire
antes de la humectación está definido en el diagra­
ma psicrométrico por la intersección de la isoen­
tálpica que pasa por el punto que representa las
condiciones interiores, con la horizontal de orde­
nada igual a la humedad específica del aire antes
de la humectación. Este valor de la humedad espe­
cífica inicial se determina restando a la humedad
específica que corresponde a las condiciones inte­
riores la cantidad de agua introducida, es decir:
1 1 - 0,7 = 10,3 g/kg de aire seco.
En el diagrama se puede leer la temperatura seca
teórica antes de la humectación, que es igual a 22 oc
(ver la fig. 52).
8.
(6.800
t6rJ6 =
X
35) + (10.200
17.000
X
21)
26,6 oc
trJb
(31}.
Condiciones
exteriores
1
del aire que entra
en el aparato
14,6° e db 210 e ctb 26,6° e db
22,7° e db
FIG.
52.
350 e db
Enfriamiento y deshumectación introduciendo
vapor de agua f.O el local
Leer la temperatura húmeda correspondiente a la
entrada, en la intersección de la recta de mezcla
con la vertical de abscisa 26,6 (fig, 52},
. t8UJb = 21 oc.
'
t,.. = 14 + 0,05 (26,6 - 14)
=
Trazar la recta que pasa por el ADP y el punto que
representa el estado del aire a la entrada del aparato
(recta de GSHF); léase la temperatura húmeda en
la intersección de esta recta y de la vertical de abs­
cisa igual a t,rJb (fig. 52}.
tlwb
=
14,6 'C
(32).
14,4 °C,
La recta que pasa por los puntos que repre­
sentan el aire a la salida del aparato por una
parte, y antes de la humectación por otra, re-
presenta la evolución teórica del aire. Estas con­
diciones teóricas antes de la humectación, son
las que se habrían obtenido en el ambiente si
se hubiera detenido el proceso de humectación.
Esta recta tiene la misma pendiente que la rec­
ta de RSHF (0,94).
Las líneas de trazo grueso de la figura 52 co­
rresponden a la evolución teórica del aire cuan­
do pasa sucesivamente a través del aparato acon­
dicionador y del local donde se humedece. Una
parte de este aire, después de su mezcla con el
aire exterior, se vuelve a tratar en el aparato.
En realidad, la recta que pasa por los puntos
que representan el estado del aire a la salida
de la batería y las condiciones interiores, sería
la recta de SHF del local, · que representa la
evolución del aire a su paso ¡ior el local teniendo
en cuenta la nueva humectación.
Los dos métodos que siguen pueden aplicarse
en los casos en que la humectación sirve para
reducir el caudal de aire y, al mismo tiempo,
para compensar una disminUción de las ganan­
cias latentes en las cargas intermedias.
l. Utilización de dos humectadores: uno de
ellos, de funcionamiento continuo, sirve
para reducir el caudal de aire, y el otro,
de funcionamiento intermitente, para con­
trol de la humedad. La capacidad del hu­
mectador que controla la humedad debe
ser igual a las ganancias latentes efectivas
del local (ERLH), sin tener en cuenta la
ganancia latente producida por el otro hu­
mectador. Si las necesidades en invierno
fueran más elevadas que en verano, el hu­
mectador debe ser capaz de satisfacerlas.
Esta disposición de dos humectadores da
los mejores resultados.
2. Utilización de un solo humectador de ca­
pacidad suficiente para compensar las ga­
nancias latentes efectivas del local y para
suministrar la cantidad de agua necesaria
para reducir el caudal de aire. En el apar­
tado q) S, del ejemplo anterior, la capaci­
dad del humectador estaría determinada
por una carga latente de 12.300 kcal/h.
Enfriamiento
a humedad específica constante,
o enfriamiento sensible
El enfriamiento sensible se c::iracteriza por el
hecho de que se resta calor al aire sin - mo­
dificar su humedad específica (recta 1-2 de
la figura 48 ). Este tipo de transformación
existirá en los casos siguientes:
l. El ESHF del local es igual a l.
2. El estado del aire a la entrada y salida de
la batería es tal que los puntos que los
representan en el diagrama nos indican
un GSHF igual a l.
1-128
PRIMERA PJ\.RTE. ESTIMACIÓN DE LA CARGA TÉRMICA
Hay que hacer constar que en cualquier caso
en que se tenga ESHF = GSHF = RSHF = 1, si
se obtiene para un local RSHF
1, esto no sig­
nifica forzosamente que se deba tener GSHF = 1,
y, por lo tanto, que se deba enfriar sin deshumec­
tación. Esto es consecuencia de las ganancias
latentes debidas al aire exterior.
Es evidente que si no debe haber condensa­
ción en la batería, su temperatura equivalente
de superficie t .. debe ser superior o al menos
igual al punto de rocío del aire tratado. El pun­
to que representa la temperatura equivalente
de superficie en el diagrama psicrométrico, no
estará situado en la curva de saturación, y por
eso se le distingue del ADP, dependiendo su po­
sición para unas condiciones de funcionamiento
dadas, del factor de bypass de la batería. No
obstante, esta distinción entre fu y tdp no im�
pide efectuar los cálculos con ayuda del formu­
lario de la figura 44.
El estado del aire a la salida de la batería vie­
ne impuesto por las condiciones interiores, las
ganancias térmicas y el caudal de aire necesario.
Se determinará la temperatura equivalente de
superficie en función de las temperaturas secas
a la entrada y salida de la batería sin preocu­
parnos de las temperaturas húmedas, lo que
conduciría a adoptar una t,, demasiado pequeña.
Si se emplea este valor erróneo de t,., entonces
se deberá admitir:
l. En el caSO de expansión directa, una tem­
peratura de evaporación más baja que la
necesaria.
2. Una temperatura de agua más baja o un
caudal may9r en el caso de una batería de
agua fría.
=
3. Trazar la recta de ESHF en el diagrama. Su inter­
sección con la curva de saturación nos da t6�
10 oc (fig. 53).
=
4. m'fiJ,o
=
0,29 X ( 1 - 0,05) (24 - 10)
50.000 + (0,05) (102.000)
=
=
14.300 m'/h (36).
5. Este caudal es inferior al -caudal previsto de aire
exterior. Calcular la temperatura tu correspondiente
al caudal de aire exterior. Su valor no estará situado
sobre la curva de saturación. Se tendrá:
tu =
24
--:;:
50:.000
-;:+
--'(0 ,0 5) (102.OOO)
:::é:ó-:0::-'--:::c
-;::
0,29 x . ( l - 0,05) x 22.000
=
14,9 oc
(36).
El punto correspondiente en el diagrama está si­
tuado sobre la recta del - ESHF, .que en el caso del
enfriamiento sensible se confunde con las rectas
GSHF y RSHF.
6. Substituir tadp por tu en la relación (28) y calcular la
temperatura de impulsión (t,.) en la forma siguiente:
too = 40- ( 1 - 0,05) (40 - 14,9) = 16,2 ° C
(28),
Esta temperatura seca del aire a la salida de la ba­
tería es la, misma que t w. La temperatura húmeda
correspondiente se deduce del - diagrama por inter­
sección de la recta ESHF y de la vertical de abs­
cisa t,. (fig. 53). Se obtiene entonces t1..,, = 13,9 oc.
El ejemplo S da la manera de determinar t..
en una aplicación de enfriamiento sensible.
Ejemplo 5. Enfriamiento sensible
40ó e db
Datos:
Condiciones exteriores: 40 oc t4�; 21 oc t.,b,
Condiciones interiores: 24 oc t110, 50 o/o HR máx.
RSH: 50.000 kcal/h.
RLH: ninguno
Aire exterior: 22.000 m3/hoa,
Frc. 53. Enfriamiento sensible
Determinar:
1. Ganancias debidas hl aire exterior (OATH),
2. SHE efectivo (ESHF).
3. Temperatura equivalente de superficie (tu).
4. Caudal de aire. tratado (m3/hda),
S. Nueva temperatura equivalente de superficie
6. Temperatura de aire impulsado (tu)•
Solución:
l. OASH = 0,29 x 22.000 (40 - 24) = 102.000 kcal/h (14).
OALH = 0,71 x 22.000 x (7,8- 7,8) = O
(15).
(17).
OATH = 102.000 kcal/h
2. Admitir un factor de bypass = 0,05 (tabla 61--62)
ESHF =
50.000 + (0,05) (102.000)
...:._:...:.:._
...,
.,.,.... ....:....
50.000 + (0,05) (102.000)
_
_
1,0
(26),
En el ejemplo S, el factor de bypass = O,OS
ha servido para calcular t.. y el caudal de aire
tratado. Como éste era inferior al caudal de
aire exterior necesario se ha vuelto a utilizar
este factor de bypass de O,OS para determinar
una nueva t681 tomando un caudal de aire tra­
tado igual al de aire exterior.
Si se utilizase una batería con un factor de
bypass más alto, t6� disminuiría. La elección fi­
nal deberá hacerse atendiendo a consideracio­
nes de orden económico, puesto que es posible
disminuir la superficie de la batería, pero ha
de ser a costa de disminuir también la tempera­
tura del refrigerante. En el ejemplo S se puede
CAPÍTULO 8. EMPLEO DEL DIAGRAMA PSICROMÉTRICO
comprobar que el factor de bypass máximo ad­
misible es de 0,19. En efecto, se tendrá siempre
un valor de t�a por encima del punto de rocío
con un caudal de 22.000 m' /h, igual al caudal
de aire exterior impuesto.
LAVADORES
Están constituidos por -un depósito en el que
el aire impulsado o aspirado por un ventilador
entra en contacto con agua finamente pulveri­
zada. Los pulverizadores pueden estar dispues­
tos de forma que el sentido de salida del agua
sea el de contracorriente, en el de la corriente
de aire, o en ambos sentidos. En lo que se re­
fiere al rendimiento, se obtiene en orden decre­
ciente : contracorriente, mixto, corriente paralela.
1-129
mientas para distintas disposiciones y velocida­
des del aire.
Para seguir la evolución del aire en un lava­
dor es preciso comprender la relación que existe
entre las temperaturas del agua pulverizada y
del aire. Se puede admitir que el agua, después
de su contacto con el aire, adquiere una tem­
peratura igual a la temperatura del aire a la sa­
lida. En efecto, la diferencia entre estas dos tem­
peraturas no es, gene�almente, - mayor de 0,5 oc.
La temperatura del agua a la salida de los pul­
verizadores dependerá del caudal pulverizado
y de la cantidad de calor que se deba aportar o
restar.
TABLA 63,
RENDIMIENTO DE SATURACIÓN"
de los lavadores
, Pulverizadores
_ de 118"
,
alimentados a ,
2,1' kgfm�
6,1, m$fh:m2 • •
RENDIMI ENTO DE SATURACióN
En el lavador, el aire absorbe parte del agua
pulverizada con la que entra en contacto, y sale
en un estado más o menos próximo a la satu­
ración, según el rendimiento del lavador. Éste
se define como "Rendimiento de saturación". Se
puede considerar que este rendimiento repre­
senta el porcentaje de aire que entró en contacto
efectivo con las gotas de agua el tiempo sufi­
ciente para salir completamente saturado a la
temperatura media del agua.
Aunque no se trata de una función lineal, este
rendimiento_ de saturación puede determinarse
con suficiente precisión según la relación:
Rend. sat. = ___.:::..__:_:::__
ledb - t
2:
-- " "
,
•
••
•••
-
' ""_
�
"" �a'-rai7Ía _ ,
,. '"'-Contr�;�cofrien'te
_ ·-,
,.
�e��íe_l�·-; - "
·
98 %
99 %
9Í) %
-
'"á pu'esta'" ' Corhracorrié'nte '
Rendimiento de saturación =
1
-
1,5
50 7, 80 %
65_% 8 2 %
Bs % '92 '1o
,92 %
93 %
98 %
99 %
70 o/o
60 %
87-%
93 %
94 %
BF.
Estos caudales se refieren a la superficie frontal del lavador.
Velocidades inferiores a 1,50 m/seg y superiores a 3,50 m/seg, no
permiten en general una acción eficaz de los separadores de gotitas.
Consúltense las indicaciones del constructor para s¡¡ber el interva lo
de velocidades admisibles y el rendimiento exacto.
fedb - lldb
••
El rendimiento de saturación es el complemen­
to a uno del factor de bypass que interviene en
el cálculo del balance frigorífico ( 1 - BF). Se
puede considerar que el factor de bypass repre­
senta el porcentaje de aire cuyo estado no se
ha modificado a su paso por el lavador.
La superficie de intercambio y la duración
del contacto con el agua pulverizada son los dos
factores principales que influyen sobre el ren­
dimiento de un lavador. Esta superficie la de­
terminan el diámetro de las gotitas de agua
(fun.ción de la presión de pulverización y de la
dimensión del orificio). Depende también del
caudal de agua pulverizada, del número de bo­
cas del pulverizador y del número de pulveriza­
dqres de cada línea. La duración de contacto en­
tre el aire y el agua pulverizada es función de la
velocidad del aire, de las dimensiones del depó­
sito y de la dirección de los chorros respecto al
aire. El rendimiento de saturación disminuirá
al disminuir la superficie y la duración del con­
tacto. La tabla 63 da los valores de estos rendi9
EVOLUCióN DEL AIRE EN UN LAVADOR
El aire que pasa por un lavador puede sufrir
las siguientes transformaciones : enfriamiento sen­
sible, enfriamiento y humectación, enfriamiento
y deshumectación, recalentamiento y humecta­
ción.
Sólo se podrá tener enfriamiento sensible si
la temperatura media del agua pulverizada es
igual al punto de rocío del aire.
Las distintas transformaciones están represen­
tadas en el diagrama de la figura 54. Las rectas
de evolución correspondientes se dirigen hacia
la curva de saturación, lo que es evidente, por­
que el aire debe salir saturado o próximo a la
saturación.
Saturación adiabática.
Enfriamiento por evaporación
La evolución del aire en el caso de saturación
adiabática está representada por la curva 1-2.
Esta transformación tiene lugar por definición,
PRIMERA PARTE. ESTIMACIÓN DE LA CARGA TÉRMICA
1-130
Enfriamiento
Recta de
�
�
ID
Recta de temperatura
húróeda constante
'
Recta de_ temperátura
FIG. 54.
1ii
�
::J
::r:
Procesos de pulverización
cuando el sistema formado por el lavador no
intercambia calor con el exterior. (Se despre­
cian las ganancias de calor debidas a la bomba
de circUlación y a las transmisiones a través de
las paredes del recipiente.) Esta curva, en el dia­
grama psicrométrico, prácticamente se confun­
de con la curva de temperatura húmeda cons­
tante que pasa por el punto . representativo del
aire a la entrada. La temperatura del agua pul­
verizada permanece constante e igual a esta tem­
peratura húmeda.
Enfriamiento
y
Enfriamiento sensible
Si se disminuye todavía más la temperatura
del agua pulverizada, el aire puede enfriarse · man­
teniendo constante su humedad específica (cur­
va 1-4 ). Esto sólo es posible cuando la tempe­
ratura media del agua es igual al punto de rocío
del aire, lo é:¡ue rara vez suele ocurrir. En este
caso se ve que la humedad específica perma­
nece constante, pero sus temperaturas seca y
húmeda disminuyen.
deshumectación
Si se continúa bajando la temperatura del agua
pulverizada, el aire se enfría y deshumecta si­
. multáneamente. Esta transformación está re­
presentada por la curva 1-5. Las temperaturas
seca y húmeda y la humedad absoluta del aire
disminuyen.
Enfriam iento y humectación
(agua recalentada)
Cuando el agua se ha calentado antes de la
pulverización, la pendiente de la curva que re­
presenta esta evolución se hace mayor que la
de la curva correspondiente a la saturación adia­
bática (1-6). La temperatura seca del aire dis­
minuye mientras aumentan su temperatura hú­
meda y su humedad específica.
Calentamiento
y
humectación
A partir de un cierto valor de la temperatura
del agua, · el aire sufre simultáneamente un ca­
lentamiento acompañado de humectación (1-7).
Entonces aumentan las temperaturas· seca y hú­
meda, lo mismo que su humedad específica.
EJEMPLOS DE APLICACióN
DE LOS LAVADORES
Los párrafos y ejemplos siguientes permitirán
una mejor comprensión de las transformaciones
que sufre el aire a su paso por el lavador.
humectación (agua fría)
Si el agua, antes de vaporizarse en la corriente
de aire, se ha enfriado ligeramente, la curva de ·
evolución del aire se separará de la curva de sa­
turación adiabática (curva 1-3). Con un enfria­
miento moderado, el estado del aire a la salida
se caracterizará por temperaturas secas y húme­
das más bajas y una humedad específica más
elevada.
y
Enfriamiento
y
deshumectación
La estimación de las ganancias de calor y la
elección del equipo en el caso de un lavador
que deba asegurar simultáneamente el enfria­
miento y la deshumectación del aire, se efectua­
rán en la forma explicada para las baterías.
Utilizar la hoja de cálculo de la figura 44 para
la determinación del balance, establecer el fac­
tor de bypass, restando de 1 el rendimiento del
lavador. Los rendimientos de los lavadores des­
humidificantes pueden venir dados, no a partir
del ADP, sino de las temperaturas húmedas a
la entrada y salida. No obstante, habrá que de­
terminar también el ADP para conocer la tem­
peratura seca del aire a la salida y el caudal de
aire a tratar.
El ejemplo 1 de la página 122, aunque está pre­
visto para el empleo de una batería, se aplica
igualmente si se utiliza un lavador para deshu­
mectación.
1·131
CAPÍTULO 8. EMPLEO DEL DIAGRAMA PSICROMÉTRICO
. Enfriamiento y deshumectación.
1 00 % de aire exterior
Cuando un lavador deshumectador se utiliza
con el 100 o/o de aire exterior, el método a se­
guir para el cálculo del ADP, de las condiciones
del aire a la entrada y salida, del ESHF y del
caudal de aire tratado, es igual al utilizado para
las baterías que funcionan solamente con aire
exterior. El texto de la página 124 y el ejemplo 3
serán válidos también en este caso.
l. Temperatura seca del local Urm).
Determinar:
2. Caudal de aire impulsado (m3/h,4).
Solución:
l. La temperatura del local debe constituir una solu­
ción de compromiso entre el rendimiento del lava­
dor y el caudal de aire. La temperatura de salida de
aire podrá determinarse según la expresión
Enfriamiento por evaporación
Una aplicación de enfriamiento mediante eva­
poración es la eliminación simultánea de calor
sensible mediante la adición de aire húmedo (rec­
ta 1·2), figura 54. La temperatura del agua pulve­
rizada permanece, en régimen permanente, esen­
cialmente constante e igual a la temperatura
húmeda del aire. Se trata de una transformación
adiabática (despreciando las ganancias de ca·
lor debidas a la bomba y a las transmisiones
por las paredes del lavador).
Este sistema se utiliza, generalmente, en aque­
llas instalaciones donde se quiere controlar la
humedad relativa del local, pero manteniendo
la temperatura seca por encima de un cierto
valor mínimo. Es indispensable disponer de una
fuente de calor si se debe mantener una tem­
peratura seca determinada en invierno o en es­
taciones intermedias. Si durante estos períodos
se debe mantener al mismo tiempo la humedad
y la temperatura seca, es necesario instalar bien
una batería de precalentamiento y otra de ca­
lentamiento, o una batería de precalenta:miento
y un dispositivo de calefacción del agua de pul­
verización. La evolución del aire en este caso
está representada por las curvas 1·6 ó 1-7, de
la figura 54.
El enfriamiento por evaporación puede utili­
zarse en instalaciones industriales, doride lo úni­
co que . importa es mantener un estado higro­
métrico constante, o en aquellas regiones donde
al ser el clima demasiado secO, se puede conse­
guir un cierto confort por el solo hecho de quitar
al aire una cantidad de calor sensible bastante
importante.
El caso de una instalación industrial se estu­
dia en el ejemplo 6.
Ejemplo 6. Enfriamiento por evaporación
Datos:
Aplicación industrial.
Condiciones exteriores (verano): 35 "C tdb; 24 oc ttD /4..
Condiciones interiores: 55 % HR.
RSH = 525.000 kcal/h.
RSHF = l.
100 o/o de aire exterior en las condiciones indicadas.
exteriores
A:
e:
e db e: 34,5° e_ db A8�ó
35° db
db
3�.4o
33.9° e
o:
e
FIG. 55. Enfriamiento por evaporación, variando
el rendimiento de saturación
Las temperaturas secas interiores para distintos ren­
dimientos de saturación se han llevado a la siguien­
te tabla. Han sido detenninadas en el diagrama por
intersección de la recta RSHF que pasa por el punto
que representa el estado del aire a la salida, con
la curva HR = SS %. Se notará que la diferencia de
temperatura en la impulsión disminuye más rápida­
mente que la temperatura seca ambiente. Es eviden­
te que esta disminución de la diferencia de tempe­
raturas en la impulsión Supone un aumento pro­
Porcional del caudal de aire.
de teairem- seca
Temperatura
'Temperatura
seca Diferencia
peratura
del
para
del aire a la salida
deRendimiento
saturación
en
la
impulsión
HRinterior
= 55 %
%
(ltdb)
!l
100
95
90
85
80
24
24,5
"25,1
25,6
26,2
t
(trm)
1 0,5
9.7
34,5
34,2
33,9
33,7
33.4
8.8
8.1
7.2
* Esta relación sólo es válida en el caso de la satura­
ción adiabática: temperatura húmeda del aire constante
e igual a la temperatura del agua pulverizada.
PRIMERA PARTE. ESTIMACIÓN DE LA CARGA TÉRMICA
l-132
2. Calcular el caudal de aire impulsado para distintas
diferencias de temperatura según la expre�ión:
rn3/h8a
RSH
= -------
·
0,29 (tr m - fw)
Diferencia
temperatura
en·ra de
impulsión
Caudal de(m11hsa)
aire impulsado
10.5
172.000
1 86.000
206.000
224.000
252.000
(trm - tldb)
Se puede admitir, en primera aproximación,
que se obtendrán 2 grados de enfriamiento por
cada g/m' que se añada. Este valor puede utili­
zarse para comprobar la temperatura final obtenida mediante el diagrama.
9,7
8.8
8,1
7,2
Ejemplo 7. Enfriamiento por evaporación
con pulverizadores. aux;fiares
Datos:
La elección del lavador, y del caudal de aire dependerá
principalmente de su aspecto financiero (precio de Com­
pra. y gastos de explotación).
Aplicación industrial.
Condiciones exteriores (verano): 35 oc tab, 24 oc t"'11•
Condiciones interiores: 70 % HR.
RSH � 525.000 kcal/h,
RSHF � l.
Agua añadida por los pulverizadores:
2,8 g/kg de aire (3,20 gfm' x 0,88 m'/kg),
100 % de aire exterior que pasa por un lavador de
rendimiento igual a 90 %.
Determinar:
1 . Estado del aire a la salida del lavador (tw, t1"'11).
2. Temperatura seca interior {tr,.).
3. Caudal de aire impulsado (m3/hu) con pulveriza�
Enfriamiento por evaporación.
Sistema partido
La utilización del enfriamiento por evapora­
ción puede, en algunos casos, conducir a cauda�
les tan grandes que resulte prácticamente impo­
sible garantizar un reparto correcto del aire.
Esto se produce principalmente en las instala­
ciones donde se debe mantener un estado higro­
métrico igual o superior al 70 %, Entonces pue­
de resultar ventajoso recurrir al sistema par­
tido ("Split System"), pero a esta solución sólo
se podrá llegar después de un análisis serio del
problema considerado.
En el sistema partido, el enfria�iento por
evaporación se completa mediante un ·disposi�
tivo de pulverización directa en el ambiente, al
cual se resta de este modo una cantidad de ca­
lor sensible equivalente al calor de vaporiza­
ción del agua correspondiente a la temperatura
húmeda final.
TABLA 64. CANTIDAD MÁXIMA DE AGUA SUSCEP­
TIBLE DE SER PULVERIZADA EN EL LOCAL
(Sin riesgo de condensación en los conductos) �
antida�·de agua Humedad relatiVa Cantidad
Humedad
(�{m")
d!J Pr9yécto (%)' 1·.'· ' ··(.Q /md,e"). agua
de proyec�orelativa
(%)
85
80
75
70
�
2,9
3,0
3; 1''
3,·2
65
60 '
55
50
'
'
.
3,45 .
3¡JO
1'
3.90
..
..
. ' �.·15. .
dores auxiliares.
4. Caudal de aire impulsado (m3/h�o)
sin pUlverizado�
·
res auxiliares.
Solución:
1 . t,ab = t6ab- (Rend. sat.) Ueab - t.wb).
= 35 - 0,90 (35 - 24) � 25,J •c ''"·
La temperatura .húmeda del aire no ha cambiado:
t1w1J = l6wb,
2. La temperatura del local está calculada a partir de
su humedad absoluta:
.. = w. . + 2,8 = 18,5 + 2,8 � 21,3 g/kg.
Los 2,8 g/kg corresponden al caudal de agua total
de los pulverizadores.
lrm está representado en el diagrama psicrométrico
por la intersección de la horizontal que pasa por
Wrm, con la curva de HR :::: 70 % (fig. 56).
w
lrm = 32 �"C
3. Se puede admitir que el agua pulverizada absorbe
una parte del calor sensible del local y se trans�
forma en vapor a la temperatura húmeda final. La
curva correspondiente de temperatura húmeda cons.
tante corta- a la horizontal de ordenada igual a la
humedad absoluta a la salida del lavador, en un
punto que representa el estado del aire ambiente
cuando los pulverizadores no funcionan. La dife·
renda entre la temperatura seca en este punto y
la que se tiene a la salida del lavador, t1db, servirá
para determinar el caudal de aire a tratar.
t1ab (a la salida del lavador) = 25,1 oc.
La temperatura seca teórica es de: 38,4 oc,
Diferencia de temperatura: 13,3 oc
RSH
'
Estos valores lfmites han sido establecidos a partir de consideraciones
teóricas y a la vez de resultados de la experiencia. Se aplican cuando
la temperatura seca interior es igual o superior a 18° C.
Se verá en la tabla 64 cuáles son las máximas
cantidades de agua que se pueden pulverizar
en el local sin correr el riesgo de que se pro�
duzcan condensaciones en los conductos. Estos
valores se han tomado sobre una temperatura
seca ambiente superior o igual a 1 8 •C.
0,29 X dif. de temp.
=
525.000
0,29
X
13,3
136.000 m'/h...
4. Si no se utilizasen pulverizadores, la temperatura
seca del local estaría situada en la intersección de
la recta de RSHF con la curva HR = 70 %, lo que
daría l rm = 29,6 °C,
El caudal de aire necesario en estas condiciones se­
ria de:
=
RSH
525.000
0,29 (t,m - t..,)
0,29 (29,6- 25,1)
402.000 m3Jh�a
1-133
CAPÍTULO 8. EMPLEO DEL DIAGRAMA PSICROMÉTRICO
Este caudal de aire es casi tres veces más grande
que el qUe se necesita con pulverizadores. No obs.
tante, se debe hacer constar que al reducir el caudal
de aire la temperatura seca del local aumenta de
29,6 oc a 32 oc.
En las instalaciones donde se hace necesaria
la humectación normalmente es inútil calcular
las ganancias latentes, porque se admite que
el RSHF es igual a l .
El siguiente ejemplo da la marcha a seguir
para calcular una instalación de calentamiento
y humectación, en el caso de calentár el agua.
Haremos constar que esto sólo se utiliza cuan­
d� el porcentaje de aire exterior es grande.
Ejemplo 8. Calentamiento y humectación por
pulverización de agua caliente
Datos:
Instalación industrial
Condiciones exteriores (invierno): - 10 oc t11b.
Condiciones interiores: 22 oc t11b, 35 % HR.
Caudal de aire exterior: 85.000 m3/hoa (ver explicacio­
nes anteriores).
Caudal de aire impulsado: 145.000 m3/hu.
Pérdidas del local: 625.000 kcalfh.
Rendimiento del lavador: 95 %.
RSHF·(condiciones de invierno): l.
Temperatura del agua añadida: 18 oc.
-25,1 " C
db
'
. 29;6"
.
32<>, C db 38,4<> C ''�b
db 35" e db
e
·
Determinar:
l. Estado del aire en la impulsión Usa).
2. Temperatura de .entrada y salida del agua de pul­
verización (t6w, tJw).
3. Cantidad de calor suministrado al agua de pulve­
rización (para la selección del intercambiador) .
NOTA: Los números entre paréntesis en el margen de­
recho corresponden a las relaciones que aparecen
al final del capítulo.
FIG. 56. Enfriamiento por evaporación
con pulverizaciones auxiliares
Calentamiento y humectación
por medio de lavador
La evolución del aire se caracteriza por el
hecho de que se aumenta simultáneamente su
calor sensible y su humedad absoluta (curva 1-7),
figura 54. Esto puede ser necesario en invierno
o en las estaciones intermedias, e .igualmente
durante el funcionamiento en carga reducida
cuando se debe mantener constante el estado
higrométrico y la temperatura seca.
Para obtener este resultado se puede:
l. Calentar el agua antes de pulverizada.
2. Precalentar el aire con una batería de agua
caliente o vapor, y enfriarla adiabática­
mente a continuación en el lavador.
El agua de pulverización se calentará en un
intercambiador vapor-agua caliente, o por inyec­
ción. directa del vapor en el circuitO de agua.
Como el caudal de aire de impulsión y el de agua
pulverizada se han establecido de acuerdo con
las condiciones exteriores en verano, lo único
que queda por calcular es la cantidad de calor
que se debe suministrar al agua de pulveriza­
ción o a la batería de precalentamiento.
Solución:
Pérdidas del local
0,29 X m3/hu
+ frm =
625.000
0,29
X
145.000
+
+ 22" = 36,8 oc.
El punto que representa el estado del aire en la im·
pulsión, se encuentra en la intersección de la rec­
ta RSHF = 1, con la vertical t8a = 36,8 oc de donde
se deduce la temperatura húmeda correspondien­
te = 18,4 oc (fig. 57).
2. Para determinar las temperaturas de entrada y sali­
da del agua de pulverización, se calcularán las carac­
terísticas del aire a la entrada y salida del aparate..
fedb =
(85.000
X
3,3 oc
- 10) + (22 X 60.000 )
145.000
(31).
Llevar la temperatura seca del aire sobre la recta
de mezcla y leer el valor de la temperatura húmeda
correspondiente (fig. 54) fewb = 0,3 oc .
El aire que sale del lavador deberá tener la misma
humedad absoluta que el aire ambiente.
Wrm = Wla = 5,8 g/kg.
Como el rendimiento del lavador es de 95 %, la hu·
inedad absoluta de saturación es tal que:
W.at =
W¡a- W6a
Rend. Sat.
+ Wu =
+ 2,3 = 6 g/kg.
5,8- 2,3
0,95
+
PRIMERA PARTE. ESTIMACIÓN DE LA CARGA TÉRMICA
1-134
.
�
Aire saturado
,a-, 6 gf �g
\.
FIG. 57. Calefacción y humectación pulverizando agua caliente
La recta de evolución del aire en el lavador puede
trazarse uniendo el punto que representa su estado
a la entrada con el punto de la curva de saturación
que corresponda a una humedad absoluta de 6 g/kg.
El estado del aire a la salida está representado por
la intersección de esta recta de evolución con la
recta de RSHF (fig. 57).
y se calcula ..en la forma siguiente:
a la cantidad de la misma absorbida por el aire,
Agua que se añade = m3/h x peso específico del aire
a la entrada X (W �> • - Wdn).
En esta expresión:
W6,., W1,.
=
t¡d� = 6,2 oc.
flwb = 6 oC,
La temperatura del agua después de la pulverización
es sensiblemente igual a la temperatura húmeda
del aire a la salida del lavador.
( ¡ .,
=
m'/h,,
X
x
1,22 X
(h,,- h,,) = 145.000 X 1,22 X
(9,4 - 6,8) = 460.000 kcal/h.
La temperatura del aire a la entrada se determi­
nará según la relación:
Calor latente a suministrar al aire
litros/hora
=
6
+
460.000
--- =
25.000
24,4 ·c.
3. El calor suministrado al agua de pulverización (para
la selección del intercambiador) es igual al calor
suministrado al aire más el calor proporcionado al
agua que se añade. El caudal de esta agua es igual
Humedad específica del aire a la entrada
seco.
Caudal de agua que se añade
=
6 oC.
La temPeratura del agua pulverizada depende de su
caudal y de la cantidad de calor que se le suminis­
tra, o que se resta deL aire. En este tipo de aplica­
ciones, el caUdal de agua suele establecerse de acuer-.
do con el balance térmico en verano. Supongamos
que este caudal es de 25 m3/h.
La cantidad de calor que se debe suministrar al aire
a su paso por el lavador es de:
y salida del lavador en gjkg de aire
145.000
X
1 '27
(S,8 - 2'3)
1.000
645 1/h.
Calor suministrado a esta agua:
=
=
1/h
645
X
x
(!6., - temp. del agua añadida)
= 4.130 kca1/h.
(24,4 - 18)
Si la temperatura del agua que se añade es. supe­
rior a la temperatura en Jos pulverizadores, la can­
tidad de calor que se le prOporciona deberá ser,
evidentemente, negativa.
Habrá que prever una batería de calefacción
para elevar la temperatura del aire que sale del
lavador (temperatura seca 6,2 oc y humedad
específica 5,8 g/kg) a la temperatura de impul­
sión (36,8 oc t.,).
Las características de esta instalación podrían
obtenerse también instalando una batería de
precalentamiento en el conducto de entrada del
aire exterior, y mezclando inmediatamente este·
aire con el de retorno. Esta mezcla de aire se
enfriaría adiabáticamerite, en seguida, hasta el
punto de rocío del local (o hasta que su hume­
'
dad específica sea igual a la del aire ambiente).
CAPÍTULO 8. EMPLEO DEL DIAGRAMA PSICROMÉTRICO
Finalmente, el aire que sale del lavador deberá
recalentarse hasta la temperatura de impulsión.
1-135
La forma de esta curva dependerá del cuerpo
utilizado.
DESHUMECTADORES
DE ABSORCióN Y ADSORCióN
Estos deshumectadores contienen absorbentes
líquidos, o absorbentes sólidos que, o se pulve­
rizan directamente, o se intercalan en el circuito
de aire a tratar. El absorbente líquido sufre una
transformación física o química (o físico�quími­
ca), mientras que el adsorbente no sufre nin­
guna transformación.
Los cuerpos sólidos o líquidos, debido a dife­
rencias en la tensión de vapor, provocan la con­
densación de una parte del vapor de agua con­
tenido en el aire. El calor latente de vaporiza­
ción que se libera de este modo, calienta el aire
y el cuerpo. La evolución del aire se efectúa a
temperatura húmeda sensiblemente constante.
Por lo tanto, en este Caso, en vez de Suministrar
agua al aire ·se le resta, proporcionando, en cam­
bio, calor. La curva de evolución teórica se- .
ría (1-2), figura 58, mientras que la curva de
evolución real estaría representada por la (1-3)_
�Temp eratura seca
.
Frc. 58.
Deshumectación por absorción
PSICROMETRÍA DEL CONTROL DE CARGA PARCIAL
El aparato necesario para mantener las condi­
ciones correctas en el local se selecciona nor­
malmente para funcionamiento con carga má­
xirria. En realidad, la carga máxima ocurre po­
cas veces al año y el funcionamiento se realiza
predominantemente en condiciones de carga par­
cial. Ésta puede ser debida a una reducción de
las cargas sensible o latente en el local, o de la
carga térmica del aire exteriOr. También puede
ser originada por una reducción de estas cargas
de modo combinado.
ESTUDIO DE LA CARGA PARCIAL
Cpmo el sistema funciona con carga parcial,
la mayor parte del tiempo y debe mantener las
condiciones apropiadas, el estudio de la carga
parcial .es por lo menos tan importante como
1'1 selección del equipo. Dicho estudio debe in­
cluir el de las condiciones existentes en el local
con carga total mínima. Ordinariame.tlte esto
será suficiente- Sin embargo, en algunas aplica­
ciones debe ser hecho el cálculo con carga la­
tente mínima como carga sensible de proyecto�
o con carga sensible mínima y plena carga de
calor latente. En una aplicación particular se
deben asignar cargas mínima y máxima realistas
de modo que, psicrométricamente, las condicio­
nes resultantes en el local sean analizadas O
estudiadas correctamente.
Los seis procedimientos más comunes, utili­
zados indiVidualmente o en combinación, de con­
trolar lás condiciones del local para aplicacio­
nes de refrigeración con carga parcial son los
siguientes:
l. Calentamiento del aire suministrado.
2. Circulación del aire en el equipo de trans­
ferencia (bypass ).
3. Controlar el volumen del aire suministrado.
4. Control .por "todo o nada" del aire tratado
por el equipo.
5. Control por "todo o nada" de la máquina
de refrigeración.
6. Control de la capacidad de refrigeración.
El tipo de control elegido para una determi­
nada aplicación depende de la naturaleza de las
cargas, las condiciones a mantener dentro del
local y las facilidades o medios auxiliares dis­
ponibles en la instalación.
1-136
PRIMERA PARTE. ESTIMACIÓN DE LA CARGA TÉRMICA
CONTROL DE RECALENTAMIENTO
CONTROL DE BYPASS
El control de recalentamiento mantiene la tem­
peratura seca dentro del local mediante la sus­
titución y disminución de las cargas sensibles
por una carga artificial. Cuando la carga de calor
latente en el interior y/o la carga de calor la­
tente en el exterior disminuyen, la humedad re­
lativa del local disminuye. Si debe mantenerse
la humedad es necesaria la rehumidificación,
además del recalentamiento. :este ya ha sido
descrito en ,,Proceso de lavado, calentamiento
El control de bypass mantiene la temperatura
seca dentro del local mediante la modulación
de la cantidad de aire a enfriar, variándose así la
temperatura del aire impulsado en el espacio.
La figura 60 ilustra un procedimiento de control
de bypass cuando el aire sólo retoma por éste.
El control de bypass se puede realizar tam­
bién desviando del equipo de transferencia de
calo.r una mezcla de aire exterior y de retorno.
Este procedimientO de control no es tan bueno
como el de retornar · el aire por el desvío, ya
que introduce aire fresco no acondicionado en
el local y esto da lugar a que aumente la hume­
dad relativa en éste.
La reducción de la carga sensible en el local
hace · que el control de bypass reduzca la canti­
dad de aire que pasa por el deshumidificador
o deshumectador. Esta reducción de la cantidad
de aire hace que el equipo funcione con un pun­
to de rocío más bajo en el aparato. Además, el
aire sale del deshumidificador a temperatura
más baja, por lo que hay tendencia a realizar
el ajuste para disminuir la Carga de calor sensi­
ble, que es proporcionalmente mayor que la dis­
minución de la carga de calor latente.
El control de bypass mantiene la tempera­
tura seca en el local, pero no evita que la hume­
dad relativa aumente con respecto _ a la de pro­
yecto. · Por consiguiente, con control de bypass
se produce un aumento de la humedad relativa
en condiciones de disminución de la carga de
calor sensible en el local y cargas relativamente
constantes de calor latente en el local y del aire
exterior.
Las líneas gruesas de la figura 60 representa
el ciclo en las condiciones de proyecto. Las lí­
neas finas representan el ciclo inicial del aire
cuando empieza a funcionar inicialmente el con­
trol de bypass. Las nuevas condiciones del local,
las condiciones de mezcla y el punto de rocío
del aparato continúan cambiando hasta que se
alcanza el punto de equilibrio.
El punto (2) de las figuras 60 y 61 es la condi­
ción del aire que sale del deshumidificador. Esta
es una consecuencia de un menor coeficiente de
bypass y de punto de rocío del aparato más bajo
debido al aire que sale del equipo de refrigera­
ción, ya que la carga del equipo es menor. La
línea (2-3-4) representa las nuevas condiciones
de RSl;IF originadas por la reducción de carga
de calor . sensible en. el local. El punto (3) cae
en la nueva línea de RSHF cuando sólo retorna
el aire por el bypass.
Desviando una mezcla de aire exterior . y de
retorno se consigue que el punto de mezcla (3)
caiga en la línea de GSHF (fig. 60). Entonces
es suministrado el aire al local según la nueva
línea de RSHF (no representada en la figura 60)
con mayor contenido de humedad que el del aire
suministrado cuando sólo se desvía el aire de
y humidificación".
c�r�,��;���
exteno,re,�
1
a
,dp
----
�
-z- -:_=;.
(,;¡--- ®
:;; ::: -- -�ondi9ioneS,
rf del toca\
""
.
1
(Calenta miento sensi b le)
T,em_peratura
_
Nueva recta de RSHF seca. del local
con reducción
del . calor
.
'
sensible del local
,
Temperatura seca
FIG. 59. Control de recalentamiento
La figura 59 ilustra el control psicrométrico
del recalentamiento. Las líneas continuas repre­
sentan el proceso con la carga de proyecto, y
las líneas de trazos o interrumpidas indican el
proceso resultante con carga parcial. El valor
de RSHF representado por las condiciones de
.proyecto, correspondientes al punto (2), debe ser
calculado para la mínima carga práctica sensi­
ble del local. El termostato del local controla
entonces la temperatura del aire que sale de
la bobina de recalentamiento a lo largo de la
línea (1-2). Este tipo de control es aplicable
para cualquier relación RSHF que corte a la
línea (1-2).
Si disminuyen las cargas de calor latente in­
terior, las condiciones resultantes en el local co­
rresponden al punto (3) y la nueva línea del pro­
ceso de RSHF coincide con la línea (2-3 ). Sin
embargo, si se desea mantener la humedad den­
tro del local, se compensa la carga latente redu­
cida mediante la humidificación, volviéndose de
este modo a las condiciones de proyecto.
CAPÍTULO 8. EMPLEO DEL DIAGRAMA PSICROMÉTRICO
1-137
FIG. 60. Control de bypass con aire de retorno solamente
retorno. Es fácil darse cuenta de que el control
de humedad funciona peor con la introducción
de aire exterior no acondicionado en el local.
CONTROL PE VOLUMEN
El control de volumen de la cantidad de aire
suministrado provee sustancialmente el mismo
tipo de control que el obtenido desviando el
aire de retorno en el equipo de transferencia
de calor (fig. 60). Sin embargo, este tipo de con­
trol puede presentar dificultades en la distri­
buGión del aire dentro del local y, por consi­
guiente, la- cantidad de aire necesario con carga
parcial debe ser calculada para una correcta
distribución del aire.
CONTROL POR
DEL EQUIPO
•
tín) da lugar a una fluctuación de la temperatura
ambiente y de la humedad relativa del local.
Durante el funcionamiento en la condición "fue­
ra" la alimentación del aire de ventilación está
cerrada, pero el agua fría continúa circulando
por las bobinas o serpentín. Este procedimiento
de control no es recomendable para aplicado-
TODO O NADA»
El control por "todo 6 nada" del equipo im­
pulsor del aire (unidades de ventilador-serpen-
FIG. 61. Esquema del control de bypass,
con aire de retorno
PRIMERA PARTE. ESTIMACIÓN DE LA CARGA TÉRMICA
1-138
nes de alta carga de calor latente, ya que el con­
trol de humedad puede ser ineficaz con cargas
de calor sensible reducidas.
•
CONTROL POR TODO O NADA·
DEL EQUIPO DE REFRIGERACióN
El control poF "todo o nada" (trabajo-reposo)
del equipo de refrigeración (equipo grande com­
pacto) origina la fluctuación de la temperatura
ambiente y de la humedad relativa del locaL
Durante el funcionamiento en la posición 11fne­
ra se dispone de aire para fines de ventilación,
pero el serpentín no produce refrigeración. Así,
cualquier aire exterior del sistein.a es introdu­
cido en el espacio no acondicionado. Además, la
humedad condensada que existe en el serpentín
de refrigeración, cuando éste no funciona, es
re-evaporadá en la corriente de aire caliente.
Esto es lo que se conoce por re-evaporación.
Estas dos condiciones aumentan la carga de ca­
lor latente en el local y originan una humedad
excesiva. Este procedimiento de control no es
recomendable para aplicaciones de carga latente
elevada, ya que el control de humedad puede
ser ineficaz con cargas sensibles disminuidas en
el locaL
11
CONTROL DE CAPACIDAD
D E REFRIGERACióN
Se puede emplear el control de la capacidad
de refrigeración en equipos de refrigeración por
agua fría o de expansión directa. El control de
carga parcial se realiza en el equipo de agua
fría desviando ésta por las unidades ventilador
o aventador-serpentín. El equipo de refrigeración
de expansión directa se controla, ya sea descar­
gando los cilindros del compresor o bien me­
diante la regulación de presión de aspiración.
El control de capacidad de refrigeración se
emplea normalmente en combinación con el de
bypass o recalentamiento. Cuando se utilizan
combinados los resultados son excelentes. Cuan­
do se utiliza aquél solo los resultados no son
tan eficaces. Por ejemplo, la temperatura puede
ser conservada razonablemente bien, pero la hu­
medad relativa aumentará por encima de la de
proyecto en condiciones de carga parcial a causa ,
de que la carga latente no puede ser reducida
proporcionalmente a la carga de calor sensible.
CONTROL DE CARGA PARCIAL
Generalmente, el control de recalentamiento
es más caro, pero proporciona mejor control
de las condiciones en el local. El control de by­
pass, el control de volumen y el control de ca­
pacidad de refrigeración proveen una buena re�
gulación de la humedad en aplicaciones de calor
sensible alto o medio, y precario control de la
humedad en aplicaciones con coeficiente de ca­
lor sensible bajo. El control por "todo o nada"
suele proporcionar en estas últimas el manteni­
miento de las condiciones deseables del local.
Sin embargo, este tipo de control se suele utili­
zar para aplicaciones en que el factor de calor
sensible es elevado con resultados razonable­
mente satisfactorios.
CAPÍTULO 8. EMPLEO DEL DIAGRAMA PSICROMÉTRICO
...
.,
TABLA 65.
CONDICIONES
INTERIORES
H . R.
•
•.,
,,
oc
ADP y ESI:IF
20,5 ¡(),6
!
�is
�
�-·-
·--
-
-
---�
¡
CONDICIONES
INTERIORES
H. R.
...
%
. '
1
"
..
"
30
•.,
o'
19,0
20,1
'
'·
10,5
21,1
'"
13,3
'"
'"
"
'
23,9 16,1
..
..
,.
'" '
"
24,9 17,4
2$,5 18,8
CONDICIONES
INTERIORES
e
'7o
"
40
v/Kv
18,8
9,5
20,3 ll,S
"
"
..
"
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"'
ESHF
"'
ESHF
"'
ESHF
"'
ESHF
"'
ESHF
"'
ESHF
ADP
ESHF
ADP
21,2 13,0
ESHF.
22,0 14,3
ESHF
"'
22,9 . 15,6
23,6
ló,S
"'
ESHF
ADP
ESHF
ADP
16,9
'·'
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18,8 ]0,1
"
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"
"
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0,56 0,54 0,51
17,0 16,0 14,0 0,�2 0,49 0,46
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1,00 0,93 0,89 0,83 0,74 0,70 0,66 0,64
14,1 13,5 13,0 12,0 10,0 o.o >o O >.o
1,00 0,91 0,83 0,77 0,69 0,65 0,6] 0,61
15,7 15,0 14,() 13,0 1i,O o.o ,,0 >.O
1,00 0,92 0,8] 0,74 0,70 0,64 0,60 0,57
17,2 16,5 16,0 15,0 14,0 12,0 Jú,O ,,o
1,00 0,88 0,72 0,68 0,63 0,60 0,57 0,54
18,6 18,0 17,0 16,0 15,0 14,0 12,0 10,0
1-1,00 0,82 0,71 0,63 0,57 0,53 0,52 0,51 *o�
19,8 19,0 18,0 17,0 16,0 15,0 13,0
(��
1,00 0,84 0,19 0,74 0,58 0,53 0,51 0,48 �
21,0 20,5 20,0 19,0 18,0 17,0 16,0 14,0
•
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g/Kg
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1,00 0,93 0,82 0,771 0,72
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1,00 0,89 o,n o,7610,69
18,0 17,5 17,0 16,oui15,0
1,00 o,88 o,76 o,�-;r,o,63
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1,00 0,82 0,72 0,611 O,�S
22,1 21,5 21,0 20,¿'119,0
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'·" 0,94 0,88 0,83 O,W 0,75 0,71 0,69 :C
12,8 12,0 11,0 10,0 •• o ,,0 ... ' �
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1,00 0,97 0,93 0,86 0,77 0,72 0,69 0,66 t•t
14,9 14,5 14,0 13,0 11,0 0,0 ,,0 '·" *o'*'
' " 0,91 0,82 0,77 0,73 0,67 0,64 0,61
· 16,0 15,0 14,0 ll,O 11,0 ••o ••
16,7
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0 4 0,82 0,75 0,70 0,67 0,60 0,58
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13,0
11,0
17,5 17,0
16,0
15,0
u,o
12,0
10,0
17,0
16,0
15,0
14,0
13,0
'·'
0,88
,,0
0,89
'·'
0,82
18,6 18,0
,,0
0,69
0,81
11,7
1,00 0,90
0,71
0,71
0,85
10,0
1,00 0,98
0,15
-3,0
0,81
0,81
0,76
0,67
•• o
0,0
0,74 0,69
0,67
0,61
0,64
0, 56
>.O
"
o,o
,,o
•• o
0,62
••o
o
,,o
0,60
0,58
0,55 0,54
0,54 0,53
¡,l
,¡
�
o
o,o
0,51
11,0
.
e
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��
Q
0,63
0,0
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H.R.
'•>
ADP
w
'
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11,8
'·'
"
' "'
'·'
"
,13,2
...
ESHF
"'
"
14,0
'· '
ESHF
'"
1·
14,5
..
15,1
..
"
"
;/K9
y
ESHF
-
ESHF
"'
ESHF
"'
0,98 0,96
0,95
0,91
0,89
o...
1,00
0,95 0,92
0,90
0,88
0,85
0,81
0,93 0,90
0,88
0,83
0,80
0,77
0,98 0,92
0,89 0,84
0,0
,,0
0,76
0,72
0,79
0,71
0,68 0,66
0,77 0,74
0,67
0,64
0,63
0,74
0,64
0,61
0,60
0,65 0,61
0,57
..,
.. '
1,00
,,
1,00
'·'
'·'
•. o
'· '
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0,0
..,
•.o
'·'
'·'
1,00 0,89 0,86
,,o
"
o,O
0,83
,,o
0,0
>.O
"
ESHF
"'
10,7
10,0
�.
ESHF
"'
12,0
11,5 11,0
10,0
15,7
'·'
ESHF
13,2
1
\2,5 12,0
11,�
10,0
'16,3
10,2
\4,4
1
u,o, 13,5
13,0
12,0
'"
ESHF
'"
0,85
1,00
1,00 0,92 0,86
1,00
1
1
0,�9 0,82
1,00 0,92 o, U
•• o
0,79
0,0
••o
0,68
0,71
.
••o
•• o
<.o
>.O
o,o
0,0
0,0
11,0
•.o
-3,0
•.o
-1,0
,,o
"'
••o
>,0
o,o
10,0
0,79
0,69
•.o
0,70
o
•.o
•.o
•.o
0,0
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��d�
o�
[&�
�
��
��
CAPÍTULO 8. EMPLEO DEL DIAGRAMA PSICROMÉTRICO
1-141
TABLA 65. ADP (Con!.)
Los Nalores que figuran en las casillas de fondo gris indican los va­
lores mínimos de ESHF para los cuales las rectas correspondientes
cortan a la curva de saturación, y que pueden ser pues obtenidos sin
calentamiento. Obsérvese que para ESHF "' 1,00, el ADP ·necesario
es igual al punto de rocío del aire del local.
NOTAS CONCERNIENTES A LA TABLA
1. Para condiciones interiores no indicadas :
Wadp = H umedad específica correspondiente al ADP
(g/kg de aire seco).
el ADP se puede obtener
utilizando el diagrama psicométrico, o se puede calcular por la relil.ción
siguiente :
que se puede poner en la forma :
ESHF ==
en la cual : Wrm = Humedad especifica del aire del local ( g/kg de aire
seco).
"' Temperatura seca del aire del local.
tad p
= Temperatura del ADP.
0,244 = Calor especifico del aire húmedo que presenta un
punto de recio de 13° e (kcal/kg °C).
65
0,244 (trm - tadp)
ESH F � -----='-=!.._____
600 W
0,244 (trm - tadp)
( rm - Wadp)
+ 1000
trm
600
=
Calor latente de vaporización media del agua
(kcal/kg).
2. Para instalación en altitud : corregir el ESH F de acuerdo con la tabla 66.
3.
ADP menores de Oo C : En el cálculo de los ADP inferiores a 0° C,
o en el de las ganancias del local. no se ha tenidO en cuenta el calor
de fusión, con objeto de simplificar. Aquí también se podrá aplicar
la relación dada en la nota 1 . La determinación de la instalación a
base de 16 a 18 horas de funcionamiento cada 24 horas proporciona
un margen de seguridad suficiente para compensar el error cometido
al omitir este calor de fusión, que sólo constituye un pequeño por­
centaje de la carga total.
PRIMERA PARTE. ESTIMACIÓN DE LA CARGA TÉRMICA
1-142
TABLA 66.
ESHF CORREGIDO EN FUNCIÓN DE LA ALTITUD •
A utilizar con los diagramas o tablas establecidos para la presión atmosférica normal
, ESHF
a ia Presión
atl)'losféric� narm¡!.l
300-,
(73$) ,
"
0,95
0,90''
90
:
.
0,81"
'o, 76,,
o;11 ,
75
70
,
6/j_
•
�
' 0,85
85
so
0, 2
0,77
, o,n:
0,68
(1,66
..
0,61
0,62
O,G3
55
0,56
'0,57
'0,58
50
0,51
0, 2
0,53
5.
Valores obtenidos por la fórmula
ESHFe
=
p1 (1
en la cual :
Po
-
ESHF)
(ESHF)
+1
= Presión atmosférica normal.
Po
p,
= Presión atmosférica a la altitud considerada.
ESHF = ESHF a la presión atmosférica normal.
ESHF6 = ESHF corregido en función de la altitud considerada.
NOTAS RELATIVAS A LA TABLA 66 :
1.
El ADP necesario en el caso de una instalación situada a una cierta altitud se obtiene en el diagrama psicrométrico normal o en la tabla 65
utilizando el ESHF corregido dado por la tabla 66. La relació11 anterior ha sido establecida a base de la temperatura seca y del grado higrométrico
por lo que estas magnitudes se deben utilizar para definir las condiciones del local. No se debe utilizar la temperatura húmeda ; en efecto, para
condiciones dadas delinidas a "base de la temperatura y del grado higrométrico, !4o C - 40 %, por ejemplo, la temperatura húll!eda correspondiente
disminuye cuando aumenta la altitud. Para valores idénticos de la temperatura seca y del grado higrométrico, así como del ADP, la diferencia de
humedad específica aumenta con la altitud. Para un ESHF dado, el ADP requerido aumenta con la altitud.
2.
Los coeficientes 0,29 y 0,71 indicados en la hoja de determinación de la carga o balance (fig. 44), deben ser multiplicados por la relación p,/p0
de la presión existente en la altitud considerada a la presión atmosférica normal. Esto equivale a admitir que los caudales de aire (m"/h) estén
medidos en las condiciones reales y no en las condiciones standard. La humedad especffica (g/kg) del aire exterior y del aire del local deben ser
también corregidas en función de la altitud.
3. Recalentamiento. Si el ESHF corregido es inferior a los valores indicados en las cuadriculas de fondo gris de la tabla
lentamiento después de la deshumidificación.
65,
es necesano el reca­
CAPÍTULO 8. EMPLEO DEL DIAGRAMA PSICROMÉTRICO
ABREVIATURAS
ADP
Punto de rocío del aparato
BF
BF (OALH)
Factor de bypass
Ganancias latentes por el aire ex­
terior desviado
Ganancias sensibles por el aire ex­
terior desviado
Ganancias totales por el aire ex­
terior desviado
BF (OASH)
BF (OATH)
db
dp
Termómetro seco (bulbo seco)
Punto de rocío
ERLH
ESHF
Ganancias latentes efectivas del
local
Ganancias sensibles efectivas del
local
Ganancias totales efectivas del
local
SHF efectivo
GSHF
GTH
GTHS
SHF total
Ganancias totales de calor
Ganancias suplementarias totales
OALH
Ganancias latentes por el aire ex­
terior
Ganancias sensibles por el aire ex­
terior
Ganancias totales por el aire ex­
terior
ERSH
ERTH
OASH
OATH
RLH
RLHS
RSH
RSHF
RSHS
RTH
SHF
TLH
TSH
wb .
Ganancias latentes del local
Ganancias latentes suplementarias
Ganancias sensibles del local
SHF del local
Ganancias sensibles suplementa­
rias
Ganancias totales del local
Factor de calor sensible (Sensi­
ble Heat Factor)
Ganancias latentes totales
Ganancias sensibles totales
Termómetro húmedo (bulbo húmedo)
1-143
SIMBOLOS
m'fh,o
m'/hoo
m3/hra
m3/h,(J
h
hflilp
h ..
t.
w
Wadp
w..
W,o
w.
Capacidad
viado de
Capacidad
Capacidad
Capacidad
Capacidad
sado
de aire (gasto o caudal) desla batería o del lavador
de aire tratado
de aire exterior
de aire realimentado
de aire insuflado o impul-
Entalpía
Entalpía correspondiente al ADP
Entalpía correspondiente a la temperatura equivalente" de superficie
Entalpía del aire a la entrada
Entalpía a la salida
Entalpía de la mezcla de aire exterior + aire realimentado
Entalpía del aire exterior
Entalpía del aire del local
Entalpía del áire insuflado
Temperatura
Temperatura correspondiente al ADP
Temperatura seca a la entrada
Temperatura equivalente de superficie
Temperatura del agua a la entrada
Temperatura húmeda a la entrada
Temperatura seca a la salida
Temperatura del agua a la salida
Temperatura húmeda del aire a la salida
Temperatura seca de la mezcla del aire
exterior + aire realimentado
Temperatura seca del aire exterior
Temperatura seca del aire del local
Temperatura seca del aire insuflado
Humedad específica
Humedad específica correspondiente al
ADP
Humedad específica del aire a la en­
trada
Humedad específica correspondiente a
la temperatura equiv>¡lente de super­
ficie
Humedad específica del aire a la salida
Humedad específica de la mezcla del
aire exterior + aire "realimentado
Humedad específica del aire exterior
Humedad específica del aire del local
Humedad específica del aire insuflado
1-144
PRIMERA PARTE. ESTIMACIÓN DE LA CARGA TÉRMICA
FÓRMULAS PSICROMETRICAS
A. MEZCLA DE AIRE EXTERIOR Y DE RETORNO
m
t
=
hm ;;;;;
W
m
B.
=
(m3 /h oa X toa } + (m3 /hra X trm )
ml/h
sa
(m'/hoa x h oa ) + (m'/h ra x h rm )
m3/h
sa
(m'/h
X W oa ) + (m'/hra X Wrm )
oa
ml/h
so
( l)
(2)
(3)
ERSH = RSH + (BF) (OASH) + RSHS '
(4)
ERTH.. = ERLH + ERSH
(6)
TSH
TLH
GTH
RSH
RLH
RTH
RTH
=
=
RSH + OASH + RSHS '
RLH + OALH + RLHS '
= TSH + TL H + GTHS
•
= Ü' 29" " X m3/h sa X. (t rm -ts a )
0,7l " X m3/ hsa x ( w,..-w•• )
"
= 1 , 1 B " " X m' / h 5 X (h,m -h5 )
a
a
= RSH + RLH
=
OASH = 0 , 2 9 X m3/ h00
OALH = O, 7! X m'/ h0 a
OATH = 1 , 1 8 x m'/ h
oa
.
OATH = OASH +OALH
(10 .-t, m )
( W0 a-w,.. l
(h 0 .-h,m )
(5)
(7)
(8)
(9)
(lO)
(11)
(13)
( 15)
(16)
(17)
ERLH = 0,71 x m'/ hd�· · x (W ,.. -W adp ) (I - BF)
(20)
=
1 , 1 8 x m'/ h d�· · x (h ,..-h adp ) (1 - BF)
(21)
debidas a ios conductos (calentamiento y fugas), a la bomba y el
ventilador. Con la idea de simplificar, estas ganancias no se han
tenido en cuenta en los ejemplos, pero en la prActica no deberlm
desestimarse. Su estimación podrá hacerse teniendo en cuenta las
indicaciones dadas en el capitulo 7. Los valores se introducirán
en la hoja de cálculo del cap. 1, fig. 1 .
• • Ver e n -a l apartado H, e l origen de estas constantes.
• • • Cuando la instalación no tenga aire de bypass en el grupo de tra­
=
m'/h58•
C.
GSHF
RSH
=
RSH
RSH + RLH
=
RTH
ERSH
ERS H
ERSH + ERLH
ERTH
TSH
TSH
=
TSH + TLH
1zdb-1adp .
_
BF
(24)
=
GTH
(25)
(26)
(27)
FACTO R DE BYPASS (BF)
BF -
BF
(23)
FACTOR D E CALOR SENSIBLE
ESHF =
o.
(22)
1edb-1adp ,
_
Wza -W adp .
Wea-Wadp
_
-
'
hza-hadp .
hea-hadp
'
{1 - BF) =
(1-BF)
_
t e db-1 ldb
(28)
tedb-1adp
wea -W1 a
(29)
Wea-Wadp
{1 - BF)
h ea-h la
he a -ha¡lp
(30)
E. AIRE A LA ENTRADA Y SALIDA
DEL APARATO
t • •• •
edb
(m8/ h0 a X l0 a) + (m 'l h, . X t, m )
(31)
(19)
• RSHS, RLHS y GTHS representan las ganancias suplementarias
tamiento de aire, se tiene : m8/h da
GTH
(14)
(18)
ERTH
TLH
(12)
(BF) (OATH) = (BF) (OASH) + (BF) (OALH)
E RSH = 0,29 .x m'/ hd�· · x (t,.. -tadp ) (I - BF)
= 0,71 x m '/hd�· · x ( W••-w 1.)""""
x (h •• -h 1a l · · · ·
= 1 , l8 x m' / h d�··
RSHF
BALANCE FRIGORIFICO
ERLH = RLH + (BF) (OALH) + RLHS'
= 0,29 x m'./hd:· ·. x (tedb-tldb ) " " " "
TSH
(32 )
Íewb y 'tzwb se obtendrán por lectura en el diagrama psicro ­
métrico según los valores calculados de hea y h1a
he a•• • •
(m'/ h 0 a X h0 a ) + (m ' / h ,a x h ,m )
m '/h sa · · ·
(33)
(34)
• • • • Si tm , Wm y hm son iguales a les condiciones correspondientes
a la entrada del aparato, pueden sustituirse respectivamente por
1ediv Wea Y hea·
1-145
CAPÍTULO 8. EMPLEO DEL DIAGRAMA PSICROMÉTRICO
·
--�
----
F.
tsa
G.
TEMPERATURA DEL AIRE IMPULSADO
=
t'm
RSH
=�--0' 2 9 (m 3 / h • • ·)
sa
--
0,29 X (1 - BF) ( t,m-t
adp )
ERLH
0,7 1
X
(1 - BF) ( W,m -W
adp )
1,18
X
(1 - BF ) ( h m -h ad )
,
p
ERTH
TSH
m '/ h �· · = --_:=:__
d
0•29 (tedb -t
ldb )
m '/ h • · ·
da
m '/ h • · ·
da
=
TLH
--==-0,71 (We a··W¡a )
=
GTH
---=-=-1 ' 1 8 (h e a -hla )
RSH
0,29 ( t, m-t
)
sa
RLH
(44)
(35)
(45)
Nota : Solamente se tiene m3/hda < m3fhsu en el caso que
la instalación tenga un bypass en el grupo de tratamiento
de aire.
CAUDAL DE AIRE
ERSH
10
RTH
(46)
(36)
(37)
(38)
H.
O ' 29
CONSTANTES
=
Kcal / m ' . ' C
0• 245
0,845
Siendo
0,245
=
0,845
=
(39)
(40)
o, 7 1
(41)
=
0,845
(42)
(43)
1 , 18
�
Vo umen específico del aire húmedo a
21 C t1v y 50 % HR- m3/kg de aire
seco
Kcal/ m ' .g
__Q,_L
0, 6
Calor específico del aire húmedo a 21 o c
so % HR- kcarrc X kg de aire
tn, y
seco
=
Valor medio de la cantidad de cal or
cedida por la condensación de un gramo
de vapor de agua
0,845
Ver más arriba
0,845
kg/m1. Peso específico· del aire húmedo
en las condiciones mencionadas ante­
riormente
1
Segunda Parte
DISTRIBUCIÓN DE AIRE
'
Capítulo l . ELEMENTOS PARA EL TRATAMIENTO
DE AIRE
Este capítulo describe la colocación y diseño
de aparatos de climatización, desde la toma de
aire exterior hasta la descarga_ del ventilador en
un sistema normalizado de acondicionamiento
de aire. Por considerarlo de interés, se incluye
asimismo detalles de construcción.
Los aparatos destinados al tratamiento de
aire pueden clasificarse en tres tipos: ( 1 ) clima­
tizadorés reconstruidos, en los que la carcasa del
equipo se fabrica _y monta en la misma obra o
cerca de la instalación; (2) equipo.de ventilador­
batería (fan-coil) que se transporta hasta el lugar
de la instalación completa o -parcialmente mon�
tado; y (3) aparatos completos o autónomos que
se transportan hasta la instalación completamen­
te ensamblados.
Este capítulo trata principalmente de los cli­
rnatizadores ensamblados; el equipq completo
ventilador-batería se estudia en la Parte 6. Ade­
más del climatizador ensamblado, se estudian en
este capítulo accesorios tales como lumbreras
de aire exterior, colnpuertas de tiro y conexiones
de descarga del ventilador. Estos accesorios se
aplican a todos los tipos de maquinaria desti­
nada al tratamiento de aire.
La situación o ubicación del equipo y la dis­
posición deben ser estudiadas detenidamente
cuando se trata de climatizadores. Estos dos de­
talles se analizan con minuciosidad en las si­
guientes páginas,
puede ser necesario situar el climatizador, má-:
quina de refrigeración y torre enfriadora o de
recuperación de agua, en determinada área con
el fin de alcanzar las óptimas condiciones econó­
mic;;ts del sistema. Cuando los componentes de
la instalación estén agrupados en un mismo lu­
gar, el coste de los conductos adicionales se
compensa por la reducción del coste de la tube­
ría. Además, cuando la capacidad del sistema
completo es suficientemente importante para
precisar más de una máquina de refrigeración,
puede resultar práctico la agrupación de equipos
mecánicos en más de una planta. Esta disposi­
ción se emplea a menudo en edificios grandes
donde, por ejemplo, los climatizadores de las
plantas superiores tratan el aire de las 20 a 30
plantas superiores, siendo empleadqs los clima­
tizadores restantes para las 20 ó 30 plantas in­
feriores.
Ocasionalmente se proyecta un sistema que
requiere la agrupación de varias unidades en el
mismo emplazamiento, y el empleo de una sola
unidad instalada en lugar distante . Estas cir­
cunstancias deberán considerarse detenidamente
para la acertada elección de la batería, teniendo
en cuenta el coste de la tubería necesaria para
la unidad distante. A menudo el coste adicional
de una mayor superficie de batería es más que
compensado por la reducción del coste de la tu­
bería, ya que con una batería de mayor super­
ficie de transmisión, el caudal necesario es
menor.
UBICACióN
'•
La ubicación del climatizador influye directamente en los aspectos económicos y del nivel de
sonido del sistema.
CONSIDERACióN ECONóMICA
El climatizador debe estar situado central­
mente a fin de obtener un sistema de m¡mmo
coste inicial. Sin embargo, en algunos casos
CONSI DERACIONES DE NIVEL
DE SONIDO
Es extremadamente importante situar los cli­
matizadores en lugares dohde se puedan tolerar
niveles razonables de sonido. No es recomenda­
ble situar los climatizadores contiguamente a sa­
las de juntas, dormitorios, estudios de radiodi­
fusión, etc. Los siguientes apartados indican las
condiciones creadas por una colocación inco-
2-4
SEGUNDA PARTE. DISTRIBUCIÓN DE AIRE
rrecta, estas condiciones se pueden eliminar me­
diante un detenido estudio que determine la co­
locación inicial del equipo:
l. El coste de corregir un defecto de vibracio­
nes o de ruido una vez hecha la instalación,
es mucho mayor que el de prevenirlo pre­
viamente.
2. Una vez efectuada la instalación puede re­
sultar imposible de corregir por completo
el nivel de ruido.
3. Aunque se corrija el defecto, el propietario
puede no quedar convencido.
Las siguientes prácticas son recomendables
para solventar dificultades de ruido originado en
el caso de salas de máquinas situadas en plantas
superiores.
l. En un edificio en construcción situar la vi­
guería de acero de modo que sea adaptable
a soportes del equipo adecuadamerite pro­
yectados para lás pesos, reacciones y veloci�
Carcasa
,
� ;islada "--�
(A. E.)
�
11
11
��D. S:
Mínimo , aire
exterior
3.
4.
5.
carcasa
'�isla,da
Carcasa has_t'a el ,suelo
-
Aire exterior
2.
dades a emplear. Esta disposición transfiere
las cargas a las columnas de la estructura.
En edificios ya construidos debe evitarse el
empleo de losas de piso. La deformación del
suelo puede amplificar las vibraciones en la
estructura de la construcción. Para evitarlo
suele ser necesaria una armadura de hierro.
Las salas de máquinas contiguas a locales
ocupados deben estar aisladas acústica­
mente.
En apartamentos, hoteles, hospitales y .edi­
ficios similares, las paredes divisorias sin
carga deben estar separadas de los suelos
y techos comunes a espacios ocupados, me­
diante materiales elásticos, con el fin de
evitar la transmisión de vibraciones genera­
doras de ruidos.
Los muros de carga, contiguos a salas de
máquinas, deben tratarse acústicamente en
el lado ocupado del tabique.
��
D. S.
Guias
FIG. 1. Climatizador central típico
CAPÍTULO l. ELEMENTOS PARA EL TRATAMIENTO DE AIRE
consideraciones que no atañen ordinariamente a
las instalaciones de equipos unitarios.
La forma y la sección transversal del equipo
de climatización son los factores que determinan
las dimensiones de la instalación. El conjunto de
deshumectación o del equipo de purificación del
aire, son normalmente_ los que determinan las
dimensiones y forma del conjunto. Un climati­
zador bien proyectado tiene forma regular. La
figura 1 representa un climatizador típico cuya
forma proporciona una economía de tiempos en
el trabajo de planchistería y, por tanto, . se la con-
DISEf:JO PRELIMINAR
Los equipos unitarios se envían, normalmente,
desde la fábrica con todos los elementos princi­
pales del e<iuipo incorporados en una sola uni­
dad. Con esta disposición puede realizarse la ins­
talación conectando simplemente los conductos
y ensamblando los accesorios.
Sin embargo, en un sistemá. de climatización
central, debe adoptarse una disposición fácil­
mente manejable y esmerada de todos los com­
ponentes principales del sistema, lo que implica
Montura periférica en pared
con perfil angular de
35 35 X 4 mm
Brida
x
Flujo
44 cm
REJA ABRAZADERAS
Y
E�p'eCificacio�es �e,! material
Número de. reja�
An9h_iua de persiana
•
Número de abrazaderas
••
AJtura. totaL máxirrta:= ,
, 0-7_5 cm
1
o
·230 mm
AnChó total .rQ·ll�imo
240 mm.
76-120 cm:
1
1
121-150.
cm
H�o¡'as
1
2
P!anc�a�. ac�rO de. 0,80 mm 1·
151 :Z<Ío cm�ha a_ce�o-"- de ''1¡20 mm -,
2
2
ela
Malla f!lámb�e --1-3 n)lll �e: 1,6 -m� de grósor' - má�- de--240 C::m'
2_ persianás de igual longitud
' - P�(f_il �, nQular �e� 25 S.--?5 x � fnm _,_
- t-'1�ré_OJ�ja's-,
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150:;-cm
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dorso de-A�la persia�a_'y soldádá� en éngulo a los cantos de las hojas.
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FIG. 2.
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Persiana y reja -de aire exterior
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2-6
SEGUNDA PARTE. DISTRIBUCIÓN DE AIRE
sidera como de diseño industrial'tiptimo. Desde
el punto de vista funcional, una carcasa de forma
irregular tiende a originar formas de estratifica­
ción y de flujo de aire irregulares.
La regla más importante en la ubicación del
equipo para climatizadores es que los compo­
nentes estén alineados axialmente para obtener
las mejores condiciones del flujo de aire. Con
esta disposición se consigue que las pérdidas de
carga en el pleno sean mínimas, como íhdica la
figura l .
EQUIPOS
Esta sección describe el material disponible
para climatizadores centrales, y recomienda la
aplicación adecuada de los varios componentes.
REJAS Y PERSIANAS DE AIRE EXTERIOR
La figura 2 ilustra las persianas de aire exte­
rior protectoras de entrada de nieve y agua en
el climatizador. Es imposible eliminar por com­
pleto toda la humedad con persianas verticales
y, normalmente, tampoco es necesario. Se añade
una reja a fin de retener la mayoría de materias
o cuerpos extraños, tales como papeles, hoja­
rasca y pájaros. A menudo se especifica el tipo
de rejas necesarias, por medio de los reglamenw
tos vigentes.
La reja y la persiana se colocan suficiente­
mente elevadas por encima del tejado para dis­
minuir la aspiración de polvos desde el tejado,
y para prevenir la contingencia de que se acuM
mule la nieve y luego atraviese la persiana duM
rante el funcionamiento invernal. Esta altura se
fija por la nevada 'anual, pero se recomienda una
altura mínima de 0,80 m en la mayor parte de
los casos. En aquellos lugares en los que las con­
diciones meteorológicas pueden ser extremadas,
como las de ciclones y tornados, se añade puer­
tas metálicas de cierre.
Es mejor colocar la persiana de aire exterior
de modo que no haya posibilidad de comunica­
ción directa entre el ventilador de extracción y
la persiana, especialmente a los de aseos y coM
cinas. Además, la toma de aire exterior se coloca
de modo que disminuye la cantidad de aire as­
pirado sobre una extensa superficie de tejado,
ya que esto aumenta la carga por aire exterior
durante el funcionamiento de verano.
El gráfico 1 se emplea para calcular las pérdi­
das de presión del aire a varias velocidades fron­
tales, cuando las persianas exteriores estén consM
truidas según la figura 2.
Hay ocasiones en que el aire exterior debe ser
aspirado a través del tejado. La figura 3 ilustra
un método fácil de conseguirlo. La construcción
Ju,nfa de ci�rre
tipO « Pittsburgh >>
Junta de plegado
saliente atornillada
(distancia entre centros
30 cm)
Plancha de escurrimiento
con juntas de _ángulos
s.oldadas
Nota : En tomas de aire' m'ayoms: pueden ser necesarios soportes SuPIEilmentari�S contra el vientO.
Frc. 3. Cuello de pato para entrada de aire exterior
CAPÍTULO l. ELEMENTOS PARA EL TRATAMIENTO DE AIRE
2-7
GRAFICO 1 .
GRAFICO 2.
P�RDIDA DE PRESióN EN PERSIANA
O REJILLA DE VENTILACióN
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FUGAS EN REGULADOR
DE PERSIANA "
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con cuello de pato también resulta útil para sis­
tymas de extracción.
· REGULADORES O AMORTIGUADORES
DE PERSIANA
Se emplean para tres funciones importantes
en el climatizador: ( 1 ) controlar y mezclar aire
exterior y aire de retorno; (2) dotar de deriva­
ción o bypass al equipo de transferencia de calor
y (3) controlar los caudales de aire movidos por
el ventilador.
fia figura 4 muestra dos disposiciones de las
hojas del regulador. El de acción simple se uti­
liza en ubicaciones en que está completamente
cerrado o completamente abierto. Se emplea de
acción doble donde se precisa un control dé! cau­
dal de aire. Esta disposición es mejor, ya que se
regula el caudal proporcionalmente a la posición
de las hojas, mientras el de acción simple tiene
tendencia a desviar el aire y efectúa poca o nin­
guna regulación hasta que las hojas estén casi
cerradas o abiertas.
·
Los reguladores de persianas de aire exterior
y aire de retorno se colocan de modo que se ob­
tiene buena mezcla de las dos corrientes de aire.
En instalaciones que funcionan 24 horas diarias
y están situadas en un clima suave, a veces se
omite el regulador de aire exterior.
Con el ventilador en funcionamiento y el regu­
lador completamente cerrado no se pueden elimi­
nar por completo las fugas. El gráfico 2 se emplea
para el ¡::álculo aproximado de estas fugas, y está
basado en la supuesta diferencia de presión entre
ambos lados del regulador cerrado.
La tabla 1 da los valores recomendados para
diferentes reguladores de persianas, de acuerdo
con su aplicación, funcionamiento, velocidades
y tipo de acción necesaria.
REGULADORES DE ALIVIO
La figura S muestra un regulador de alivio típi­
co. Este accesorio se emplea como regulador de
retención en sistemas de extracción, y para el
alivio del exceso de presiones en el edificio.
SEGUNDA PARTE. DISTRIBUCIÓN DE AIRE
TABLA 1.
PERSIANAS REGULADORAS
VELOCIDAD
{m/s)
APLICACIÓN
FUNCIÓN O UBICACIÓN
•
OBSERVACIONES
Mlnimo aire exterior
Ventilación
2,5-4
Máximo aire exterior
Resistencia y equilibrio del sistema
admisible
2,5-4
Debe ser de doble acción cuando se emplea para
estrangulación
Aire exterior total
Resistencia y equilibrio admisible
del sistema
2.5-4
Se puede utilizar regulador de simple acción
Aire de retorno
Resistencia y equilibrio admisible
del sistema
4-6
Cara de deshumidificador
Condiciones de control de espacio
2-4
Bypass deshumidificador
Equilibrio del sistema
Bypass de calefactor
Equilibrio
.
Aspiración de ventilador o descarga o situado Área disponible del conducto
en conducto
•
7,5-12,5
· 5-7,5
El limite superior se puede Utilizar con conexión
corta del conducto de aire exterior y conducto
largo de retorno de aire. Puede ser un regulador
de simple acción
Debe ser de alta velocidad con conducto corto
de retorno y conducto largo de aire exterior.
Puede ser regulador de doble acción
·
Igual área de sección recta del deshumiditicador.
Regulador de doble acción
Resistencia de equilibrio del deshumidificador mlis
regulador de la cara del deshumiditicador.
Doble acción
Resistencia de equilibrio en calefactor. DoblE�
acción
La misma que en Utilizar - regulador de doble acción
conducto
Velocidad recomendada en un regula�or completarnehte abierto.
EQUIPOS PARA LA PURIFICACióN
DEL AIRE
Baterías de precalentamiento
(serpentines precalentadores)
Se dispone de una variedad de dispositivos
de filtro� cada uno para su aplicación peculiar.
La pérdida de presión - a través de estos disposi­
tivos debe ser incluida cuando se totaliza la
presión estática contra la cual debe trabajar el
véntilador. Los filtros se describen con detalle
en la Parte 6.
Se recomienda el uso de baterías anticongelan­
tes para precalentamiento, particularmente cuan­
do sea probable que la temperatura del aire lle­
gue a ser inferior al punto de congelación. Con
el fin de disminuir el coste inicial de la batería
de precalentamiento, frecuentemente se dimen­
siona y coloca únicamente en la parte del clima­
tizador donde la cantidad de aire exterior tratado
es mínima. Si no es posible seleccionar una ba­
tería para la carga requerida y la presión de va­
por conveniente, es preferible elegirla ligeramen­
te subdimensionada que sobredimensionada. Una
batería dimensionada por defecto contribuye a
pi"evenir su congelación.
También disminuyen las posibilidades de con­
gelación empleando dos baterías para precalen­
tamiento. La primera batería se selecciona deli­
beradamente para funcionar continuamente a
plena presión de vapor durante -el invierno. Eu
este caso, el aire se caldea desde la temperatura
exterior de proyecto hasta una superior al punto
de congelación. La segunda batería se selecciona
para calentar desde el punto de congelación
hasta la temperatura de salida deseada. La tem­
peratura de salida en la segunda batería se con­
trola automáticamente. Véase Parte 3: <<Protec­
ción contra la congelación» (pág. 3-1 11).
Aparte del purgador de vapor (colector de con­
densado) normal preciso para el drenaje del co­
lector de retorno de la batería, se recomienda
BATERIAS DE CALEFACCióN
(S ERPENTINES CALENlADORES)
Las baterías de calefacción se pueden emplear
con agua caliente o vapor; Se utilizan para pre­
calentamiento, para atemperación o para reca­
lentamiento. La velocidad a través de la batería
se determina por medio del caudal y el diámetro
de serpentín. Asimismo puede determinarse el
diámetro por las limitaciones de espacio o por
la velocidad límite recomendada de 2,5 a 4 m/s.
El número de filas y el espacio entre aletas está
determinado por el incremento de temperatura
(salto térmico) necesario. Los datos de los fabri­
cantes indican las pérdidas de presi9n y las ca­
pacidades para facilitar la selección. Las baterías
o serpentines de vapor deben ser instaladas de
modo que haya una distancia mínima de 45 cm
entre la salida del condensado y el suelo, para
permitir la instalación de trampas y tubería de
condensado.
.
CAPÍTULO l. ELEMENTOS PARA EL TRATAMIENTO DE AIRE
2-9
l.u z = 1 /2 hoja más 45 mm
la d• acero______
r Palanca de gor(Ón Varil
Conexión
de hoja
Omega
simétrica
'
- -
jc;¡; Cojinete: de
' l.
Cojinete
de bronce
1'-'
-
-
Agujeros de
enganche a 7 mm
ID
bronce
e•
r
1 r
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D
-
1
·-
·- - .
D
Máxi mo
m
e
. -
1
\
Para acoplam1ento
a servomotor o cuadrante
Doble acción,
parcialmente abierto
Varilla de articulación
hojas
entre
(son necesarias 2
cuando las persianas
tienen
más de 1 m de ancho)
�e
D
·--
Mfnimo
20 em
Simple acción,
cerrado
Persiana simple
de hojas
f
Puesto en
ángulo de 45o
r.A-,
A -'
Plancha continua de
acero de 5 mm para
tramos de 4 m o miis
Omega simétrica
Alzado B-B
Alzado A-A
Conjunto de persianas múltiples
(para montajes que exceden las dimensiones máximas)
HOJAS
ESPECIFICACIONES DEL MATERIAL
Altura de persiana
230 cm
Altura total máxima
130 cm
Anchura total máxima
Anchura méxima de las. hojas 30 cm
Marco • superior e inferior
Pasamano 75 mm x 3 mm
- laterales
Omega simétrica 75x22x3 mm
Hojas
Plancha acero de 1 , 6 mm·
�Cojinetes
Bronce poroso retenedor de aceite
Varillas articulación hojas
Cobre-acero 8 mm diámetro
Palanca de gorrón
Acero matrizado
·Articutación de hojas
Barra de acero inoxidable
{secciones múltipleS)
Fw. 4.
(cm)
Número do hojas
Hasta e incl. 32
33 a 55
56 a 80
81 a 105
106 a 130
1
a
156 a
181 a
206 a
155
6
180
7
205
8
230
9
131
Posiciones de persianas
2
3
4
5
SEGUNDA PARTE. DISTRIBUCIÓN DE AIRE
2-10
Omega sirilétrica
1'
1
1
Arandela' espaciadora"
de: iílúminio
0
�:,:e==..-::::==--�-:,-===-..::-..:-.,..�:
1
1
Q
1
1'
1
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Acopla n;'iénto de hojas
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J��=é:�·
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-:.-_..._
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1
1
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L
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Placa de fii<lción
al a·copl¡;¡mieOto
_:, --::; - - -.,.... - - -' -'- - - -
A:guj�ros de fijación, diámetro - ? mm
-_PeJ-SiaOa - simple de: sobrepresióq
Placa de fijl'!cióll
1"��-t- Arahdela
espaciadora
de aluminiO
t:===t
Acoplamiento
de hoja
Plancha continua
de acero de 5 mm
para tramos de
4 m o más
Sección A�A
Oin(Jga simétrica
Persiana múltipla de sobre¡jresión
(para conjunto que exceda las dimensiones máximas)
P�DIDAS DE CARGA
ESPECIFICACIONES DEL MATERIAL
230 cm
' Altvra 'mlixima to�al
100 cm
Anchura máxima total
9 om
Ancho' méximo de, las hójas
Marco - Parte superior e inferior,
Pasamanos negro 75 mm 3 mm
Omega simétrica i5x22x3 mm
- Laterales
Aluminio 0,6 mm
Hojas
Barra de articulación hojas
Alumiñio de 12 1,2 ' 'mm
Arandela espaciadora
Aluíni[lio 0 inté'rior 9, mm
· 0 ,exterior 12 mm
_x
x
FIG. 5.
Velocidad - froOtal
(m /S)
2
�.5
3
3,5
4
4,5
Persiana de sobrepresión (regulador de alivio)
Pérdida de' c�rga,
(miÍl i;.á.)
1,7
2,1
3
4
!;
6,6
CAPÍTULO l. ELEMENTOS PARA EL TRATAMIENTO DE AIRE
colocar inmediatamente antes de la batería otro
purgador para el vapor de alimentación. Estos
purgadores deben colocarse en la parte exterioF
de la carcasa del climatizador.
La mayoría de las baterías de vapor se fabrican
con los tubos incorporados inclinados hacia el
colector de retorno. Si la batería no está cons­
trUida de este modo, debe situarse inclinada ha­
cia el colector de retorno cuando se instala.
Para facilitar la limpieza de las baterías, deben
instalarse filtros delante de los precalentadores.
Baterías de recalentamiento
(serpentines de atemperación)
Las baterías seleccionadas para el servicio de
recalentamiento normalmente están sobredimen­
sionadas. Además de la carga necesaria es reco­
mendable aplicar un factor de seguridad de !S
a
%, con lo que se prevén las cargas extra
que aparezcan durante el funcionamiento de las
primeras horas de la mañana, y las perdidas de
calor en los conductos, que pueden resultar par­
ticularmente importantes en tramos largos.
En estas baterías los tubos deben inclinarse
hacia el colector de retorno, lo mismo que en las
baterías de precalentamiento.
25
2-11
Cion de las cámaras de pulverización a fin de
evitar que entre agua mezclada con aire en el
sistema de conductos.
BYPASS DEL AIRE
(TUBO DE PASO O DERIVACióN)
El bypass del aire se 'emplea con dos propósi­
tos: ( 1 ) intensificar la circulación de aire en el
espacio acondicionado y (2) controlar la tempe­
ratura del aire a la salida.
Se utiliza un bypass fijo cuando es necesario
intensificar la circulación del aire en el espacio
dado. Permite que el aire de retorno pase por el
ventilador sin pasar por un elemento de inter­
cambio de calor. Esta disposición evita el estan­
camiento en el espacio acondicionado y mantiene
un aceptable factor de circulación.
La resistencia total al paso del aire que pre­
senta este tipo de sistema es la suma de la resis­
tencia de la red de conductos y del climatizador.
Por lo tantO, la resistencia del bypass o deriva­
ción se proyecta, normalmente, de modo que
compense la resistencia de los componentes bi­
pasados. Esto se puede conseguir empleando una
persiana de equilibrio (amortiguador de com­
pensación) y variando la abertura del bypass.
Se propone la siguiente fórmula para dimen­
sionar la abertura del bypass:
A
BATERIAS D E REFRIGERACióN
(SERPENTINES ENFRIADORES)
Las baterías de refrigeración emplean agua
fría, agua de pozo, o bien expansión directa de
refrigerante para el preenfriamiento, la refrige­
ración y la deshumectación, o para postenfria­
miento. La velocidad resultante a través de la
1- ba'�ería de refi-igeración está determinada por la
cantidad de aire, el diámetro del tubo, el espacio
,disponible y la carga térmica sobre la batería.
Los datos suministrados por los fabricantes dan
las velocidades máximas recomendadas, por en­
cima de las cuales comienza el goteo en el aire.
PULVERIZADORES Y SEPARADORES DE
GOTAS (ROCIADORES Y ELIMI NADORES)
Lós conjuntos de pulverizadores se utilizan pa­
ra humectación, .deshumectación o purificación
del aire. Un elemento a menudo desestimado u
omitidO cuando se proyecta equipos de este tipo,
es la línea de purga situada en el lado de descar­
ga de la bomba. Además de efectuar el drenaje
de los colectores de pulverizadores cuando el sis­
tema . está parado, esta línea sirve para controlar
la concentración de agua en la bandeja de pulve­
rización. Véase Parte S, "Tratamiento del agua",
Los se·paradores de gotas se montan a continua-
donde:
·
�
m3/h
--c-----'==�--
( 2,93 v-__11__ ) 3.600
1,78
A = abertura de la persiana (m').
m:�;h = caudal máximo necesario en el
bypass.
h = pérdida de carga (caída de la
preswn de proyecto) normal
(mm c.a.) a través del equipo bi­
pasado.
El control de temperatura con derivación de
aire mediante bypass se consigue ya sea con tina
persiana frontal y bypass o, únicamente, con una
persiana de bypass controlada pero es preferi­
ble la disposición de persiana frontal y bypass,
ya que la sección de éste resulta muy grande y
será difícil adaptar el caudal de aire necesario
en el bypass con pequeñas cargas parciales . In·
cluso cuando se emplea una persiana frontal y
bypass regulado, puede apreciarse una fuga que
se aproxima al S % del caudal de proyecto que
pasa a través de la persiana frontal cuando ésta
· esté cerrada. · Normalmente, se tiene en cuenta
esta fuga de S % al seleccionar el ventilador.
Para la elección de ventilador y los requisitos
de pOtencia absorbida necesaria en sistemas de
caudal de aire variable, véase Parte 6.
SEGUNDA PARTE. DISTRIBUCIÓN DE AIRE
2-12
Ventilador una entrada
?
1
o
f----__¡
Vista horizontal
1
o
J
Ventilador una entrada
E » nota 3
r'
'<
--
/ ,;
Ventilador doble entrada
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'�
1�
L.J
Notas 1 + 2
-"
('
-•
¡-- e -¡
/
j�
/Le _j
, ..J
Notas 1 + 2
Vista horizontal
-
.
"
J
_j
Vista horizontal
n
Vista de alzado
Dimensiones :
e "' Diámetro de la aspiración
del ventilador
D = 1,25 >< C
Vista de alzado
Vista de alzado
E = Máximo 45°, preferible 3Q o
F = Mfnimo 90 cm, para puerta de acceso
Conexiones de aspiración
Bien
Bien
Mejor
Transformación, preferible 1 5 cm por metro,
admisible 25 cm por metro, notas 6 y 7
Dimensiones :
A = 1,5 >< B a 2,5 >< B
B "' Dimensión mayor de la boca
de salida del ventilador
Conexiones de descarga (impulsión}
1. El ventilador debe estar centrado en la carcasa a fin de proporcionar
buenas condiciones de flujo. '
2: Todo el equipo deba estar centrado para obtener el mejor re-ndimiento.
3. E l ángulo « E » se emplea para determinar la distancia « F » entre
el equipo y el ventilador.
4. R, == mínimo 1 5 cm. Los espacios de guias se determinan por el
gráfico
' 6.
5. Con la salida de aire en dirección opuesta a la rotliGión del ven·
tilador, para obtener mejores resultados utilizar un codo angular
con guias.
NOTAS :
6. Se recomienda una inclinación de 25 % para baja velocidad.
"
7. Se recomienda una inclinación de 1 5 % para aÍ!a velocidad.
FrG. 6. Conexiones de aspiración y descarga de ventilador de una entrada
CAPÍTULO l. ELEMENTOS PARA EL TRATAMIENTO DE AIRE
2-13
} Nota
1 \
-
__
1\
2
Nota
/ ---¡
A
r---
/�
/��/
•
__!
2
2
Nota 1
Nota
2
Colocación
típica
de gulas
'i
R, = 15 cm, R, se determina por el gráfico 6
A = 1 , 5 B a 2,5 B
= Mayor dimensión de la boca de salida
�B
!}
NOTAS :
Las transformaciones par¡¡ conducto de impulsión tienen una 3. No instalar conductos de modo que la dirección del aire sea con­
inclinación máxima del 1 5 %.
traria a la de rotación del ventilador. Si es necesario, situar de
nuevo el ventilador correctamente.
2. Se pueden sustituir por codos rectos con guías o deflel.!tores de
4. las transformaciones y unidades deben estar provistas de so¿ortes
doble espesor.
adecuados, de modo que no gravite el peso de las mismas sobre
los acoplamientos.
1.
FIG, 7.
Conexiones de descarga en unidad múltiple de ventifador
2-14
SEGUNDA PARTE. DISTRIBUCIÓN DE AIRE
VENTILADORES
Se precisan elementos de aspiración e impul­
sión correctamente proyectados para obtener el
rendimiento nominal del ventilador y aminorar
todo lo posible la generación de ruido. Las figu­
ras 6 y 7 indican varias construcciones posibles
correspondientes a diferentes grados de rendi­
miento de ventiladores. Además indican la situa�
ción recomendada de ventiladores de doble an­
chura dentro de un pleno.
Los ventiladores situados en sótanos requieren
un aislamiento antivibratorio, basado en la fre­
cuencia propia de las aletas. Normalmente son
satisfactorios los aislamientos de caucho o de
corcho para este fin. Sin embargo, cuando se
sitúan en plantas superiores, se recomienda cons­
truir fundamentos de cemento Con montaje de
muelles diseñados para absorber las frecuencias
propias más bajas.
La importancia de controlar los ruidos y la vi­
bración no debe ser subestimada, particularmen­
te cuando el equipo está en plantas superiores.
El número de ventiladores situados, así como
la potencia precisa para estos ventiladores, in­
fluyen directamente sobre la calidad del control
de sonido y el control de las vibraciones.
Posición
Debido a que su velocidad de giro es más ele­
vada, los pequeños ventiladores, conectados di­
rectamente a la red, se suelen aislar satisfacto­
riamente con caucho o corcho.
Además, todos los tipos de ventiladores deben
tener acoplamientos flexibles con los conductos
de descarga, y cuando sea necesario deben tener,
asimismo, acoplamientos flexibles con la red de
conductos de aspiración. Los detalles del acopla­
miento flexibl� recomendado están representa­
dos en la figura 8.
El equipo unitario debe colocarse cerca de
columnas o encima de vigas maestras para limi­
tar la desviación del suelo. Normalmente el cau­
cho o el corcho correctamente cargados propor­
cionan la desviación conveniente para una ope­
ración eficiente.
MOTOR Y PROPULSióN DEL VENTILADOR
Una correcta selección de motor y de su pro­
pulsión contribuyen a proporcionar una larga
vida útil y los mínimos requisitos de servicio.
Los ventiladores de propulsión directa se em­
plean normalmente en aplicaciones donde no se
precisan caudale.s de aire exactos, ya que se d�s-
Pestaña de 25 mm
con dobladillo
Grapa de cavidad
Tejido impre gnado de goma
Pasta compound para cierre
esta_nco aplicada entre cone­
xión flexible y ventilador
antes del montaje *
Conducto
Rectangular (descarga ventilador)
Tornillos para plancha
(distancia entre centros 300 mm)
Pasta para cierre eStanco aplicada
entre conexión, flexible y carcasa
antes del montaje •
Pasamano de
'25 x 3 mm
o
Pasta para cierre estanco aplica da
Fleje de hierro
entre plancha de acero y tejido ---ce--'
25'x 3 mm
encauchado antes del montaje *
�Necesario únicamente
en sistemas de alta presiÓn,,
_
Conducto cilindrico (aspiración de ventilador)
FIG. 8.
Conexiones flexibles
�'
1
'
'
\
\
·Looo-_-_J
2-15
CAPÍTULO 1. ELEMENTOS PARA EL TRATAMIENTO DE AIRE
A
B
Nivel
del suelo
unido a la plancha de 1 , 2 mm con
pernos de 1{.¡" de cabeza ranurada __------ ''�'"'1'-"-.,;¡_�c=--'�="
·A. S, C, R., R�. + R3
dim.ensiones
requeridas para la construcción
Chapa con dobladillo
de 25 mm, invertido
en esta sección
FIG. 9. Protección de correa en dos piezas
pone de amplia energía (vapor o agua caliente,
etcétera) a urta diferencia de temperatura más
que suficiente para compensar cualquier defi­
ciencia de caudal que exista. Esto es aplicable,
por ejemplo, a unidades calefactoras individua­
les. También se utilizan Jos ventiladores de pro­
pulsión directa en aplicaciones en que la resis­
tencia del sistema puede ser determinada con
exactitud. Sin embargo, en la mayoría de aplica­
ciones de acondicionamiento de aire se utiliza
la trans-misión por correas.
.
A, fin de aminorar los problemas de vibraCio­
nes y asegurar una larga vida útil, deben emplear­
s'e juegos de correas trapezoidales adaptados so­
bre poleas acanaladas equilibradas. Estos juegos
son particularmente útiles en aplicaciones donde
pueden ser necesarios ajustes para obtener cau­
dales de aire más exactos. Los ajustes se pueden
realizar variando el diámetro de las poleas de
TABLA 2.
...
ALTó O -ANCHO DE lA CAJA
(m)
'
'
11
2 a 2,5
2,5 a 3,5 _
más de 3,5
garganta ajustables, o cambiando una o las dos
poleas en Una transmisión con polea fija.
Por razones .de seguridad, en toda transmisión
por correas trapezoidales son necesarias guardas,
o protecciones, de las correas y en los equipos
de transmisión directa son necesarias defensas
del acoplamiento. La figura 9 muestra una protec­
ción de dos piezas para correas.
El motor del ventilador debe seleccionarse de
forma que pueda suministrar la máxima poten­
cia absorbida por el ventilador. El motor debe
ser suficientemente grande para funcionar dentro
de su capacidad de potencia nominal. Como el
motor del ventilador funciona continuamente, de­
heria ser reservada la sobrecarga normal del
15 o/o permitida por NEMA para las pérdidas en
la transmisión y las reducciones en la tensión de
suministro. Para los ventiladores se emplean mo­
tores con par de arranque normal.
REFUERZO SUPLEM ENTARIO PARA CAJAS DE CLIMATIZADOR
NÚMERO DE
ANGUlARES
(PERFILES) �
SITUACIÓN
DE
ANGULARES
DISTRIBUCIÓN
RIOSTRAS DIAGONALES
CON PERFILES ANGULARES
(PARES)
1
2
1/, de la dimensión
en el centro
-
-
variable
separados 1,2 m
3 y 4 paneles
5 y 6 paneles
7 y 8 paneles
1
2
3
Para longitudes de hasta 3,5 m,se utiliza perfil angular de 4Ú ·x 40 x 4 mm. Para longitudes mayores de 3,5 m, se utiliza perfil angular de 45x45x5 mm
SEGUNDA PARTE. DISTRIBUCIÚN DE AIRE
2-16
Ancho de
En plano
40
mm
40
mm
Techo
Interior
Latera[
FIG. 10.
Juntas de la carcasa del climatizador
CARCASA DE CLIMATIZADOR
La carcasa de los climatizadores centrales debe
ser diseñada de modo que se evite toda restric­
ción en la corriente de aire. Además, debe tener
la resistencia adecuada para prevenir roturas o
deformaciones durante condiciones de funciona­
miento máximas.
Las chapas del material empleado deben adop­
tar forma de paneles y estar unidas por nervios
verticales, o juntas de plegado saliente (fig. 10),
pernos o remaches a distancias de 30 centímetros
entre centros. Normalmente, las costuras per­
pendiculares a la corriente de aire se colocan en
el exterior de la carcasa. Las paredes laterales
de más de 2 metros y los tramos de techo de
más de dos metros de anchura necesitan refuer­
zos suplementarios, tal como indica la Tabla 2.
También pueden ser necesarias riostras angula­
res en posición diagonal, como ilustra la figu­
ra 1 1 .
Para l a construcción de carcasas d e climatiza­
dores y de las uniones entre los componentes
del equipo (con excepción cuando se instala en
conductos) se recomienda el empleo de pl¡¡ncha
de acero de 1,2 mm. El empleo de·· aluminio en
contacto con el acero galvanizado en las uniones
o acoplamiento de equipos pulverizadores, re­
quiere que la carcasa esté forrada interiormente
con un material aislante que separe a los mate­
riales unos 15 cm.
FIG. 11.
Carcasa del climatizador
CONEXIONES A TABIQUES DE OBRA
Se recomienda una solera de cemento para
proteger el aislamiento contra el deterioro en la
unión de la carcasa del climatizador con el suelo.
Además, la solera proporciona una superficie
uniforme para fijar la carcasa y ahorra tiempo en
el montaje. La figura 12 ilustra el método reco­
mendado para fijar la carcasa en la solera.
Cuando se emplea un tabique de la sala de
máquinas como una pared lateral del climatiZa­
dar, se fija la carcasa como muestra la figura 13.
El grado requerido de impermeabilidad de una
carcasa de climatizador depende de la aplicación
del acondicionamiento de aire. Por ejemplo, en
un sistema por el método de aspiración, no se
puede tolerar fugas entre el deshumectador y
el ventilador cuando el climatizador está situado
en · un espacio húmedo no acondicionado. Ade­
más, cuanto mayor es la presión negativa en la
toma del ventilador, menos tolerables son las
fugas. Si el climatizador está situado en una cá­
mara o espacio de pleno de retorno, puede utili­
zarse la construcción normal, representada en
las figuras 12 y 13. La práctica de construcción
adoptada en equipos que requieren un cuidado
extremado está representada en las figuras 14,
15 y 16.
CAPÍTULO l. ELEMENTOS PARA EL TRATAMIENTO DE AIRE
Junta de
plegado
saliente de 40mm
Carcasa en plancha de acero
de 1 ,2 mm da espesor
Perfil angular de
40 x 4Q x 4 mm
1
(distancia
entre remaches
300 mm)
------FJI Remache
.
Solera
2-17
Aplicar pasta para
cierre estanco al perfil
antes de remachar
Junta de
plegado
Perfil angular de
saliente
40 x 40 x 4 mm
40mm de Remaches
sobre centros
Aplicar con pincel la pasta
a 150 mm
para cierre estanco en las
Empaquetadura
caras superior e inferior en
la empa�q=u •�t�od�u�'�'
g�o�m:•�
o
u�o�t�
o d4�•�mm
����ik=::=�;;;;��;40
antes d�!
montaje
1,-!i�.!_,...-- Perno de expansron
: )J
(distancia entre centros 300 mm)
x
.•
I F'-1 1
-----....
Perno de expansión
(distancia entre centros
300 mm)
lff
)J \1 1
lu_----'1>!
Frc. 15. Ensambladura a pared de mampostería
en aplicaciones de bajo punto de rocío
FrG. 12.
Ensambladura a la solera mampostería
Carcasa remachada
J.plegado
unta de
aliente 40 mm
Perfil angular
en el exterior
n
Remaches o pernos
sobre centros a 300 mm
40
mm
. Pasta de cierre estanco aplicada
con pincel después del montaje
Interior al mismo nivel
Perno de, expansión (distancia entre pernos 300 mm)
FIG. 13.
Ensambladura
Perfil angular de
4Q x 4Q x 4 mm
Colocar
junta m
'¡:
1 f-.O� !
1 ri.tl t
hf�;i
�
111
1!/
11.<�-""
a
pared de mampostería
Junta d•
plegado
sal�
de 40 mm
1-c
Aplicar pasta para
cierre estanco al perfil
antes de remachar
Remaches sobre
centros a 150 mm
Pernos de expansión
sobre c·entros a 300 mm
FIG. 14. Ensambladura a la solera en aplicaciones
de bajo punto de rocío
�IG. 16. Sellado de juntas verticales
Además de la construcción adecuada para evi­
tar fugas en las juntas, los tubos de unión de la
batería de refrigeración que atraviesan la car­
casa, deben estar sellados como muestra la figt.t­
ra 17. Esto es aplicable cuando la diferencia de
temperatura entre el ambiente y el aire de im­
pulsión se eleva a 11 oc o más.
DESAGUE E ILUMINACióN
El mantenimiento resulta más cómodo y eco­
nómico en un climatizador que esté iluminado y
pueda limpiarse fácilmente que en uno que no
esté previsto de buen alumbrado y desagüe. Para
facilitar este mantenimiento, se recomiendan lu­
ces estancas de tipo marino, así como drenajes
o desagües como indica la figt.tra l .
SEGUNDA PARTE. DISTRIBUCIÓN DE AIRE
Z-18
Normalmente los desagües no deben estar co­
nectados directamente a cloacas o alcantarillado,
sino que se debe emplear un desagüe abierto,
tal como se explica en la Parte 3.
AISLAMIENTOS
Las piezas de coberrura
se
ajustándolas
alrededor de los
fijándose el panel de
acceso con tornillos de plancha todo ello
sellado con pasta de
c·lerre estanco
unen
tubos,
y
Normalmente la sección de la carcasa desde
el precalentador hasta el deshumectador no lleva
aislamiento. El deshumectador, el ventilador y
las uniones de la carcasa deben estar aislados
y ser estancos al vapor; sin embargo, las puertas
de acceso al ventilador no están aisladas. El fon­
do y las partes laterales de la bandeja de con­
densación asimismo deben estar aisladas, y todas
las superficies de tabiques u obra del edificio
que forman parte del climatizador deben estar
aisladas y ser estancas al vapor.
MANTENI MIENTO
FIG. 17. Sellado de conexiones _de tubería
Como regla general, debe haber desagües don­
de sea presumible que se acumule e! agua, ya
sea durante el funcionamiento normal del equipo
o en las operaciones de mantenimiento, por
ejemplo:
l.
2.
En la cámara inmediatamente después de
la persiana de aire exterior donde puede
acumularse el agua de lluvia ·a la nieve.
Antes y después de filtros que deben la­
varse periódicamente.
3.
Antes y después de baterías de calefacción
o refrigeración que deben limpiarse pe­
riódicamente.
4.
Antes y después de separadores de gotas
por causa de retrocedimientos y escapes
debidos a corrientes de aire anormales.
El mantenimiento (limpieza, engrase, conser­
vación en general y reparación) es esencial y se
debe prever el espacio adecuado. Todas las par­
tes del equipo deben ser fácilmente accesibles
para lo que habrá que dejar los espacios libres
indispensables. Además se deben poder sustituir
los componentes, sin que sea necesario desmon­
tar todo el climatizador. En particular, habrá
fácil acceso a las baterías de calefacción y refri�
geración, purgadores de vapor, servomotores y
acoplamientos, válvulas de control, cojinetes, mo­
tores de ventiladores, ventiladores y componen­
tes similares.
Se recomiendan puertas de acceso para las
operaciones de mantenimiento como en la figu­
ra 18 y situadas como en la figura l .
Para el mejor aprovechamiento de la superficie
útil de suelo, la entrada a la sala de máquinas
se sitúa de modo que se puedan desn1ontar las
baterías directamente a través de las puertas de
la sala. Esta disposición es la que ocupa menos
espacio.
Si no se adopta esta disposición en la sala de
máquinas, se debe prever el espacio suficiente
para la limpieza de las baterías. Esto es aplica­
ble a instalaciones que tienen - colectores despla­
zables de agua.
CAPÍTULO l. ELEMENTOS PARA EL TRATAMIENTO DE AIRE
F'
J
=
o�
2-19
v.,
detalle B
Asidero
tipo hoja
ventana
Riostra
f- angular
Juntas de
saliente
/" plegado
=>'
J
Puerta de acceso pequeña
Manilla de simple acción
{ver detalle 8)
manillas
de doble
acción
3
Puerta
f;o
=
(
Bisagra
Riostra
/ angular
Nivel
del suelo
�¿ I/
=
.,
A__j
Puerta de acceso grande.
3 manillas de doble acción
(ver detalle A)
p""'a
e
Se emplea collar de
extensión cuando el
conducto está aisladoDetalle B.
Cierre tipo hoja ventana
La longitud del collar de extensión está determinada por
el espesor del aislamiento de la carcasa o del conducto
1
Empaquetadura
--'
,.,.._�·�---e"""
::·':�':�"'�
�i
'\.
..
Detalle A
Manillas de puerta con doble acción
Cierre del tipo
hoja ventana
Marco puerta
Soldadura
por puntos
ESPECIFICACIONES DEL MATERIAL
Puerta-Plancha de acero o de aluminio de OJ mm.
Marco·· Plancha. de acero o de aluminio de 0.7 mm.
Collar de extensión-Mismo grosor que eÍ metal del conducto.
Perfil de protección-Plancha- de acero o aluminio de 1,2 mm.
5. Riostra angular-Perfil angular de 45 x 45 x 5 mm.
6. Bisagras-Acero.
7. Empaquetaduras-Fieltro.
8. Cierre.
a. Puerta grande : Tres manillas de doble acción.
b. Puerta pequeña : Manilla de simple acción con cierre de tipo
hoja de ventana.
Dimensiones normales de puertas
de acceso grandes: 150 cm 60 cm
Dimensiohes normales de puertas
de acceso pequeñas.:
Altura Anchura
25 cm
30 cm
30 cm
40 cm
60 cm
40 cm
1.
2.
3.
4.
Z
x
Sección A-A
FIG. 18. Puertas de_ acceso
Capítulo . 2 . PROYECTO DE CONDUCTOS DE AIRE
La misión de un sistema de conductos es trans�
mitir el aire desde el aparato acondicionador
hasta el espacio que :va a ser acondicionado.
Para cumplir eSta misión de forma práctica
el sistema debe proyectarse dentro de ciertas li-.
mitaciones establecidas de antemano relativas
al espacio disponible, pérdidas por rozamiento,
velocidad, nivel de ruido, pérdidas o ganancias
de calor y fugas.
En este capítulo se estudiarán los criterios
prácticos de proyecto y se considera también el
equilibrio económico entre el precio de compra
y los gastos de explotación. Además ofrece al
proyectista la forma más recomendable de cons­
truir varios tipos de sistemas de conductos.
GENERALIDADES
CLASIFICACióN
Los sistemas de conductos de impulsión y de
retorno se clasifican atendiendo a la velocidad
y presión del aire dentro del conducto.
Velocidad
Existen dos tipos de sistemas de tran$misión
de aire empleados en el acondicionamiento de
aire. Los de pequeña velocidad, o sistemas con�
vencionales, y los de gran velocidad. La línea
divisoria entre estos dos sistemas es imprecisa,
pero para el estudio que vamos a hacer en este
capítulo estableceremos la siguiente norma a
título de orientación:
¡f:
1.
2.
Acondicionamiento de aire para locales co�
merciales.
a) Baja velocidad: hasta 12 m/s. Normal­
mente entre 6 y 12 m/s.
b) Alta velocidad: más de 12 m/s.
Acondicionamiento de aire para locales
industriales.
a) Baja velocidad: hasta 12 m/s. Normal­
mente entre 11 y 12 m/s.
b) Alta velocidad: de 12 a 15 m/s.
Normalmente, los sistemas de retorno de aire,
tánto para baja como para alta velocidad de im­
pulsión, se proyectan siempre como sistemas de
pequeña velocidad. En aplicaciones comerciales
e industriales, las velocidades empleadas en estos
sistemas de retorno son:
l.
2.
Acondicionamiento de aire para locales co�
merciales: baja velocidad (hasta 10 m/s).
Normalmente entre 8 y 10 m/s.
Acondicionamiento de aire para locales in­
dustriales: baja velocidad (hasta 12 m/s).
Normalmente entre 10 y 12 m/s.
Presión
Los sistemas de distribución de aire se dividen
en tres categorías en cuanto a la presión del aire
en el conducto: Baja, media y alta presión. Esta
clasificación corresponde a la misma que utilizan
los ventiladores, que clasificamos como clase 1,
clase II y clase III, en la forma siguiente :
l.
2.
3.
Baja presión, o clase I - hasta 90 mm c.a.
Media presión, o clase II - desde 90 mm
hasta 180 mm c.a.
Alta presión, o clase III - desde 180 mm
hasta 300 mm c.a.
Las presiones indicadas son presiop.es totales,
incluyendo las pérdidas de carga dentro del equi­
po acondicionador, conductos y bocas de impul�
sión.
ESPACIO DISPONIBLE Y ASPECTO
DECORATIVO
Tanto el espacio disponible para los conductos
de impulsión y de retorno, como el aspecto de�
corativo, presentan con frecuencia limitaciones
que obligan a adoptar un determinado sistema
en los conductos. En los hoteles y locales de
oficinas, donde el espacio es tan importante, la
solución más práctica será la de un sistema de
alta velocidad para unidades de inducción, em�
pleando pequeños conductos circulares.
2-22
En algunos casos el conducto tiene que ser
visible (expuesto) y estar adosado al techo, como
ocurre en locales de venta u oficinas construidas
de antemano. En estos casos lo más adecuado
son los conductos rectangulares de líneas aerodi�
námicas. Este tipo de conductos se construye de
forma que presente exteriormente un 'aspecto
uniforme, mientras las uniones de los conductos
se realizan por el interior del mismo. El conducto
se construye con un mínimo de reducciones en
su sección para mantener un aspecto exterior
agradable, en forma de haz.
La colocación y el aspecto exterior de los con­
ductos en los locales industriales suele tener im­
portancia secundaria. En tales casos el sistema
más económico será probablemente el de con­
ductos rectangulares a pequeña velocidad.
SEGUNDA PARTE. DISTRIBUCIÓN DE AIRE
preciso, a veces, hacer una redistribución del
aire hacia las bocas de impulsión en el trayecto
inicial del sistema de conductos.
Para que el proyectista pueda comprender los
distintos factores que influyen en el trazado de
los conductos, se expollen las siguientes reglas
de carácter general :
l.
Cuando la relación entre el lado mayor y
el lado menor de la sección del conducto
es grande, se tiene más ganancia de calor
que cuando es pequeña, para un mismo
caudal de aire. El gráfico 3 indica esta re­
lació'n.
GRAFICO 3. GANANCIA DE CALOR EN EL CONDUCTO
EN FUNCióN DE LA RELACióN DE FORMA
FACTORES ECONóMICOS QUE I N FLUYEN
EN EL SI STEMA DE CONDUCTOS
El equilibrio entre los precios de coste y los
de explotación es un aspecto que no debe per­
derse de vista, tanto como el espacio disponible,
para establecer un buen sistema de distribución.
Como cada instalación es distinta de las demás,
sólo pueden darse reglas generales para seleccio·
nar el sistema más adecuado. Los factores que
influyen en el precio de compra y gastos de ex­
plotación son:
l. Ganancias o pérdidas de calor en el conducto.
2. Relación entre dimensiones del conducto.
3. Pérdidas de carga en el conducto.
4. Clase de acoplamientos.
Ganancias o pérdidas de calor
Tanto las ganancias como las pérdidas de calor
en los conductos de impulsión y de retorno pue­
den ser considerables. Esto ocurre, no solamente
cuando el conducto atraviesa un local no acon­
dicionado, sino incluso cuando los conductos son
de gran longitud y atraviesan espacios acondi­
cionados. El calor se transmite de fuera a dentro
cuando se está refrigerando un local y de dentro
a fuera cuando se impulsa aire caliente a través
del conducto.
Cuando el conducto · atraviesa un espacio no
aCondicionado debe tenerse en cuenta esta cir­
cunstancia al calcular la carga térmica. En la
primera parte de este libro ya se ha hecho refe­
rencia a este problema y al método de iricremen­
tar la carga. El resultado de ello es que, al aumen­
tar las ganancias de calor, se necesita mayor
cantidad de aire o menor temperatura de impul­
sión, e incluso algunas veces ambas cosas.
Para compensar el efecto de enfriamiento o
calentamiento de la superficie del conducto es
Relación de forma
2.
Los conductos que transportan pequeñas
cantidades de aire a baja velocidad tien.en
mayores ganancias de calor.
3. El aislamiento .de los- conductos disminuye
estas ganancias; por ejemplo, aislando el
conducto con un material cuya conductibili­
dad térmica sea de 0,6 kcal/h · m' · °C la
ganancia de calor disminuye un 90 %.
Por lo tanto es una buena norma proyectar
sistemas que tengan secciones rectangulares de
conducto con una pequeña relación entre sus di­
mensiones y grandes velocidades de aire para
disminuir al máximo las ganancias de calor en
los conductos. Si éstos han de atravesar locales
no acondicionado·s, es imperativo aislarlos.
Relación de forma
Llamaremos relación de forma a la relación
entre las dimensiones mayor y menor de la sec­
ción de un condncto rectangular. Esta relación
es un factor importante a tener en cuenta en el
CAPÍTULO 2. PROYECTO DE CONDUCTOS DE AIRE
2-23
proyecto inicial. Aumentando esta relación au�
menta no solamente el precio de cOste sino tam­
bién los gastos de explotación.
El precio de compra de la instalación de con­
ductos depende de la cantidad de material que se
utilice y de la dificultad en la fabricación y colo­
cación del conducto. La tabla 6 refleja estos fac­
tores. Esta tabla contiene también la clase de
construcción del conducto, área de la sección
recta para distintos tamaños de conducto de
sección circular y el diámetro del conducto circu­
lar equivalente a otro rectangular. Los números
grandes de la tabla indican la clase del conducto.
Ésta, varía de 1 a 6 y depende de la dimensión
mayor y del semiperímetro del conducto tal
como indica la siguiente tabla.
Dimensiones
(cin)
239 X 30
213 X 33
193 - x 36
107 X 56
76 X 76
83
11 1'
,
80-120
; 1_2o�i_ll.o _,
"' :24Q,-45ó :
\ 240-610 ,
�
La clase del conducto es una representación
numérica de su precio de coste. Cuanto mayor es
la clase, más caro es el conducto. Si la clase au­
menta, pero la sección y capacidad del conducto
sigue siendo la misma, esto puede implicar un
aumento en:
l. Semiperímetro y superficie de conductos.
2. Peso del material.
3. Espesor del metal.
4. Cantidad de aislamiento necesario.
1
i
-
(c-ircular)
239 X
213 X
193
107 - x
76
83 _
X
X
36
(circular)
i8' : 1
6,5 : 1
5,4 : 1
1,9 : 1
1 :1
'
1.30
1,00
1_,00
0,90 '
- 0,70
1,00
la
relación
de
forma
en
el
.Arpa de la sección recta del conducto: 0,54 m2•
Espacio disponible: sin limitación.
Sistema de conductos: de baja velocidad.
Dimensiones del conducto, clase, superficie, peso_ y
'espesor necesarios de plancha.
Determinar:
Solución:
2.
3.
Entrar en la tabla 6 con 0,54 m2 y determinar las
dimensiones del conducto rectangular y ·clase de
conducto (ver la tabla que sigue a continuación).
Determinar los espesores de plancha en las ta­
blas 14 y 15.
Determinar el peso de la plancha en la tabla 18.
'
' 56
40
. 36,7
23,5
17
21
GRAFICO 4. COSTE DE LA INSTALACióN DE UN
CONDUCTO EN FUNCióN DE LA RELACióN DE FORMA
Datos:
l.
'
.
Cuando la relación de forma aumenta de 1 : 1
a 8: 1, la superficie de los conductos y el aisla­
miento aumenta hasta un 70 e¡�, y el peso del
metal aumenta 3 veces y media. Este ejemplo
indica que también es posible, para una sección
dada, construir un conducto de clase 4 con tres
espesores distintos de chapa. Por lo tanto, para
que el precio de coste sea lo más bajo posible, el
sistema de conductos debe proyectarse para la
clase más baja, relación de forma más pequeña
y espesor de metal recomendado más ligero.
El gráfico 4 indica el porcentaje de aumento de
los costes de instalación al variar la relación de
Por lo tanto, desde el punto de vista económi·
co, debe proyectarse el sistema de conductos
de· forma que tenga la clase más baja posible y
la relación de forma más pequeña. El ejemplo 1
� explica las variaciones del precio en función de
lá relación de forma, para una cantidad de aire
y presión estática dadas.
Ejemplo 1 . Influencia de
precio de los conductos
6
5
4
4. '
'
g/n]) '
(kPeso
__
1
.
-
Superficie
(m"/m)
5,38
- 5,02
4,58
3',26�
'3,04
2,61
-
'C�Iase :
,¡
-
Espesor
(mm)
30
33
56,
76
Relación de forma,
�0,54
0,54
0,54
0)54
0,54
0,54
Dimensiones
(cm)
·
,�, �j ,:�- �0"•12Q
�"5�6p ��
\VI
Secciórí
(m•)
Relación de fórffia:
,
2-24
SEGUNDA PARTE. DISTRIBUCIÓN DE AIRE
forma del conducto rectangular. En el mismo
gráfico se señala el coste del conducto circular.
La curva se ha basado en los precios de instala­
ción de 30 m de conducto rectangular y circular
con distintas relaciones de forma, pero igual ca­
pacidad de transporte de aire. Como 100 % de
coste de la instalación se ha tomado el del con­
ducto rectangular cuya relación de forma es 1 : l.
600
750
1 200
2000
X
X
X
X
500
400
250
150
607
602
567
51 1
120
-�
Cuando las dimensiones de los conductos rec­
tangulares no están determinados según la tabla
de equivalentes de sección circular (tabla 6), los
costes de explotación de un sistema de distribu­
ción de aire pueden ser adversamente afectados.
Esta tabla se emplea para obtener dimensiones
de conductos rectangulares que tienen la misma
capacidad y el mismo coeficiente de rozamiento
que el conducto circular equivalente. Por ejem­
plo: Supongamos que la sección recta de un con­
ducto es de 0,309 m' y que las dimensiones del
conducto rectangular se deducen de esta tabla.
Los datos que siguen a continuación nos indican
los diámetros del conducto equivalente y el coefi­
ciente de rozamiento correspondiente cuando
circulan 6.800 m'/h en los conductos seleccio­
nados.
Diám. conducto
circ. equivalente
(mm)
COSTE DE EXPLOTACióN EN FUNCióN
DE LA RELACióN DE FORMA
118
--.. 116
"
Coeficiente de rozamiento
Dimensiones
del conducto
(mm)
GRAFICO 5.
Pérdida unitaria
de carga
(coeficiente de
rozamiento)
(mm c.a./30 m)
2,28
2,41
3,17
5,33
Relación
de forma
1,2 : 1
1,9 : 1
4,8 : 1
13,3 : 1
Si la presión estática total que se necesita ha
de ser de unos 25 mm c.a. basándose en 30 m de
conducto, más el equipo correspondiente, los
gastos de explotación aumentan a medida que
aumenta la relación de forma, como puede verse
en el gráfico S.
Por este motivo cuando se utiliza el tubo Spiro
se obtiene no sólo un precio de coste más bajo,
sino también menores gastos de explotación. Si
no pudiera usarse el _conducto circular por las
limitaciones de espaciO, deberá usarse el rectan­
gular que más se aproxime al cuadrado. La re­
lación de forma deseable será la 1 : l .
Tipos de acoplami entos
En general, los acoplamientos pueden ser de
clase A y clase B tal como indica la tabla 3. Cuan­
do se desea un precio de coste bajo es preferible
el empleo de los de clase A, puesto que los de
114
t• 112
i
110
•
-E 108
'
� 106
104
102
100
2:1
TABLA 3.
4:1
Relación de forma
CLASES DE ACCESORIOS DE CONDUCTO
CLASE A-ACCESORIOS SIN GUfA
Cualquier accesorio con dimensiones
constantes de sección recta
Cualquier accesorio con radio variable
y anchurá constante
Accesorios con caras rectas
y
costuras
CLASE B:TODOS LOS ACCESORIOS CON GUIA
Cualquier accesorio de radios
concentricos y anchura variable
Cualquier accesorio c-on radioS
excéntricos y anchura variable
clase B exigen un tiempo de fabricación que es
aproximadamente 2;5 veces el de los de clase A.
CONSI DERACIONES SOBRE EL MONTAJE D E
COND UCTOS
En el tendido de un sistema de conductos han
de tenefse en cuenta una serie de factores antes
de dimensionarlos. �stos son: las transformado-
CAPÍTULO 2. PROYECTO DE CONDUCTOS DE AIRE
nes, codos, acoplamientos, derivaciones, canden�
sación de agua y control del aire.
Transformaciones
Se emplean las transformaciones para unir dos
conductos de diferente forma o sección recta.
Cuando se modifica la forma del conducto rectan­
gular, permaneciendo igual su sección recta, se
r' l
de un 20 %. La pendiente más recomendable para
reducir la sección del conducto es la de 15 %.
Cuando sea imposible llegar a este valor, puede
aumentarse la inclinación hasta un máximo de
25 %. Si la sección del conducto aumentase, la
pendiente de la transformación no debe pasar
de 15 %. La figura 20 presenta la transformación
. r- ''""'1
Reducción del área
del conductO no
: mayor de 20 %
1
1
1
[0 DJ Jl
,dóo "'om
para alta velocidad
Inclinación recomendada
25% para baja velocidad
15 %
FIG. 19.
2-25
Nota : Pendiente recomen-dada de 1 5 % para alta velocidad
Pendiente de 25 % para baja ·velocidad
Transformación de conducto
FIG. 20. Transformación de conducto rectangular
para evitar obstrucciones
recomienda una pendiente de 15 % para las pie­
zas laterales de la transformación, como se puede
ver en la figura 19. Si esta pendiente no pudiera
realizarse, no deberá sobrepasarse un máximo
de 25 %.
Con frecuencia debe reducirse el tamaño de los
conductos para salvar un obstáculo; en este caso
es una buena norma no reducir su sección más
Flujo
Q de aire
Véase nota
·
Q
:E-
de un conducto rectangular para evitar un obs�
táculo, y la figura 21 presenta una transformación
de conducto circular a rectangular al objeto de
salvar un obstáculo.
En algunos sistemas de distribución de aire
se colocan en el interior del conducto algunos
elementos, tales como baterías de calefacción.
Obsuuoc;ón
VéasE! nota
Flujo
de aire
Máxima reducción del área
del conducto 20%
Nota : Pendiente de 1 5 % para alta velocidad, pendiente de 25% para baja velocidad.
FIG. 21 . Transformación de conducto redondo para evitar obstrucciones
2-26
SEGUNDA PARTE. DISTRIBUCIÓN DE AIRE
. 30°
45�
--�--�
�----�--.
Máx.
q Fiujo
de aire
s..
poo
tin
Máx.
Vista en planta
r----r"'
e:) Flujo
de aire
°
30
Máx.
Ser
tin
"'"
Máx.
L = 6,5
FIG. 23.
x D
(mír:�ímo) sí O es mayor de
1O
cm
Transiciones para cubrir obstrucciones
Alzado
Nota : los �ngulos indicados 'son para bajas· vélocid<ides. Para altas
velocidades se recomienda una inclinación de 1 5 %.
FIG. 22.
Transformación de conducto con equipo
en el mismo
Normalmente, las dimensiones de estos elemen­
tos son mayores que las del conducto y, en con­
secuencia, debe aumentarse su sección. En tales
casos la transformación situada antes del ele­
mento, en el sentido de la corriente, debe tener
una limitación de 30°, mientras que la que está
situada a continuación del elemento no debe su­
perar los 45°, como indica la figura 22.
Reducción de dimensiones de los conductos
Los métodos normalmente empleados en él
cálculo de conductos, exigen una reducción des­
pués de cada boca de impulsión y de cada deri­
vación. No obstante, si esta reducción es inferior
a 5 cm, no es conveniente modificar la Sección
primitiva del conducto porque pueden reducirse
los gastos de instalación hasta un 25 % aprove­
chando la misma sección . de conducto para dis­
tintas salidas de aire.
Las dimensiones de los conductos deben redu­
cirse de 5 en 5 cm, preferentemente en una sola
dimensión y el tamaño mínimo recomendable
para conductos prefabricados es de 20 por 25
centímetros.
Obstáculos
Las tuberías, conducciones eléctricas, elemen­
tos estructurales y otros obstáculos, deben evitar­
se Siempre en el interior de los conductos, espe-
cialmente en los codos y las T. En los conductos
de gran velocidad deben evitarse toda clase de
obstáculos. Éstos originan unas pérdidas de carga
innecesarias y, en los sistemas de alta velocidad,
pueden ser fuente de ruidos en la corriente de
aire.
En aquellos casos en que forzosamente dichos
obstáculos deban atravesa.r un conducto, deberán
tenerse en cuenta las siguientes recomendacio­
nes:
l.
Cubrir todas las tuberías y obstáculos
circulares de diámetro mayor que 10 cm
con una cubierta de forma aerodinámica.
En la figura 23 se ven dos casos típicos de
cubiertas.
2. También deben protegerse con una cubierta
todas las formas planas o irregulares cuya
anchura supere los 8 cm. Todos los sopor­
tes o apoyos en el interior del conducto
deben ser paralelos a la corriente de aire.
Cuando esto no sea posible, deben prote­
gerse con una cubierta. La figura 24 pre­
senta una cubierta en forma de ala de avión
protegiendo un perfil angular. El soporte
«B» necesita una cubierta.
3.
Si la cubierta obstruye el 20 % de la sección
del conducto, éste debe transformarse o
dividirse en dos conductos. Tanto si se di­
vide como si se transforma, debe mante­
nerse el área de la sección recta. La figu­
ra 25 indica la transformación y bifurca­
ción de un conducto para acomodarse al
obstáculo. En el · segundo caso, la misma
bifurcación del conducto actúa de cubierta,
y en ambos casos se tendrán en cuenta las
recomendaciones que se han . hecho para
las transformaciones.
CAPÍTULO 2. PROYECTO DE CONDUCTOS DE AIRE
1
1 jo
�0
a1re
J ujode
�
aire
Fm. 24.
4.
-Radio exterior (Rh)
��
L_,.__j
'
Incorrecto
Correcto
\
Suspensores
\
Transicionesj
necesarias
=·
J
Si un obstáculo presenta dificultades sólo
en la esquina de un conducto, se transfor­
ma esta parte para evitar el obstáculo, te­
niendo- en cuenta que la reducción no so­
brepase el 20 % del área de la sección pri­
mitiva.
Codos
En los conductos circulares y rectangulares
pueden establecerse distintos tipos de codos. Los
más comunes son los siguientes:
Conducto circular
Conducto rectangular
l . Codo ordinario
2. Codo reducido con
aletas directrices.
3. Codo recto con aletas.
l . Codo suave
2. Codo de tres pie­
zas.
3. Codo de cinco
piezas.
J �
']
.,
o
- >0 · ·
'
/\'
,,
"
Transiciones para cubrir formas irregulares
�� �de
2-27
R'dm '""''o'
FIG. 26.
�
L--
\
'1
1
1
_ _
0
_j
_ ____
Codo de sección rectangular
Los codos se han enumerado por orden de su
mínimo coste. Este orden no indica necesaria­
mente que también sea mínima la pérdida de
carga o caída de presión en el codo. Las tablas
9 a 12 dan las pérdidas de carga que correspon­
den a varios codos rectangulares y circulares.
Los codos ordinarios (fig. 26) se construyen
con el radio menor igual a los 314 de la dimen­
sión del conducto en la dirección del giro. Un
codo con este radio menor tiene una relación
R/D de 1,25. Esta relación se considera óptima.
El codo reducido con aletas directrices es el
que se ve en la figura 27. Puede tener una, dos
o tres aletas, que se extienden por toda la curva­
tura del codo, y se sitúan donde indique el grá­
fico 6. El ejemplo 2 ilustra el empleo del gráfi­
co 6 para determinar la situación de las aletas en
el codo de la figura 28.
Ejemplo 2.
Situación de las guías en un codo rectangular
Datos:
Codo rectangular de la figura 28.
Radio interno (Rt): 8 cm.
Radio'
exterior (Rf?-),
Conducto dividido
máximo
Nofa : Pendiente de 1 5 % para alta velocidad,
Pendiente de 25% para baja velocidad
��-_,-, 1 5 %
FIG. 25.
Conducto transformado para transmisiones
FrG. 27.
Codo de radio corto con guías
2-28
SEGUNDA PARTE. D!STll.íBUClóN DE AIRE
Ancho dél conducto: 50 crÍl.
Radio exterior (R11): 58 tm.
Calcular:
1. Separación entre dos guías.
2. Relación R/D del codo.
Solución:
l. Entrar en el gráfico con R, = 8 cm y R/¡ = 58 cm.
Léase la separación entre guías en R1 y R2 (línea de
trazo fino del gráfico)
'
'
1
\
R1 = 15 cm
2.
El radio medio del codo es de 33 cm, por lo tanto
R/D
�
33/50
�
0,66
Radio medio
del codo
Un codo rectangular puede tener guías de do­
ble espesor o sencillas. La figura 30. presenta un
codo recto cuyas guías son de doble espesor.
Estos codos se utilizan en aquellos sitios donde,
por limitaciones de espacio; no Se pueden instalar
codos curvos. Este tipo de codo no sólo es más
caro sino que tiene una caída de preSión mayor
que el codo reducido y el codo ordinario (R/D =
= 1,25).
O "' 50 cm
FIG. 28.
FIG. 29. Codo de sección rectangular sin radio interior
Colocación de guías en codo de sección
· rectangular
Aunque lo recomendable es dar a los codos
una curvatura interna, en ocasiones es necesario
suprimirla (fig. 29). El gráfico 6 sirve también
para estos casos, y en ellos se supone que el radio
interior es la décima parte del exterior. El ejem­
plo 3 ilustra este caso.
E¡emplo 3. Situación de las guías o aletas en un codo
rectangular cuyo radio interior es cero
Datos:
Codo de la figura 29. Radio interior = O; radio ex­
terior = SO cm; ancho del conducto = 50 cm.
Calcular:
Separación entre las guías.
Solucióh:
Suponer que el radio interior es la décima parte del
exterior, o sea, R, = 5 cm. Entrar en el gráfico 6 con
R, = 5 cm y R,. = 50 cm, leyendo para R1 y R2
R,
=
11 cm
R2 = 22 cm
· Además se añade una tercera guía a 5 cm, que resulta
ser el radio interno.
.1
Fm. 30. Codo recto con guías
En los conductos que se construyen con tubo
SpirÓ se recomienda la instalación de codos
suaves. La figura 3 1 presenta un codo suave de
90° con una relación R/D de 1,5. Esta relación
es la normal en todos los codos que se realizan
con tubo S-piro o en los conductos de sección
circular.
El codo de tres piezas (fig. 32) tiene la misma
relación R/D que el codo suave, pero su caída
de presión es mayor, y también mayor que la
del codo de cinco piezas (fig. 33). Este tipo de
codo es el que se recomienda cuando hay impo­
sibilidad de colocar codos suaves. El codo de
•
.
CAPÍTULO 2. PROYECTO DE CONDUCTOS DE AIRE
GRAFICO 6.
2-29
SITUACION DE LAS GUIAS EN CODOS RECTANGULARES
Radio Interior (R1) (cm)
10
Ej.mp/o J
20
\ \¡\�'
\
\
25
75
2
N° / do 3
\
i\1\
N° 1 d• 2
.
N° 2 de 3
1\1\
N° 1 de 1
No 2 df 2
1\ \
10
15
20
1�1\
25
1
NO J de 3
50
.
75
Raclio exterior (Rh) (cm)
S piezas (fig. 33) es el más caro de los tres y se
Usa solamente cuando al colocar uno de tres
piezas nos encontramos con una excesiva caída
de· presión, y no podemos instalar un codo suave.
Derivaciones
En los conductos rectangulares se pueden ins­
talar varios tipos de derivaciones. A éstas se pue-
FIG. 31.
Codo liso de 90<>
den aplicar las mismas consideraciones hechas
respecto a los codos. La figura 36 presenta los
tipos de derivación más _ comúnmente empleados.
La figura 36-A es una derivación que utiliza un
codo ordinario. Tanto en la figura 36-A, como
en la 36-B los radios interior y exterior arrancan
de distintos puntos, puesto que D es mayor
que D,. La principal diferencia entre las figu­
ras 36-A y 36-B consiste en que en esta última la
FIG. 32. Codo de 90" de tres piezas
SEGUNDA PARTE. DISTRIBUCIÓN DE AIRE
2-30
derivación parte de dentro del conducto y no
hay· ninguna reducción en el conducto principal.
FIG. 35. Codo de tres piezas de 45°
FrG. 33.
Codo de 90� de cinco piezas
La figura 36-C presenta una derivación que no
forma parte del conducto principal. Este tipo es
muy utilizado cuando la cantidad de aire que se
deriva es pequeña. La derivación en ángulo recto
(figura 36-D), utilizando un codo rectangular, es
la menos adecuada, no sólo por su coste sino por
su mayor caída de presión. Su empleo se limita
a los casos en que no se puede instalar un codo
ordinario.
FIG. 34.
Codo liso de 45o
La derivación perpendicular al conducto (fi­
gura 37) rara vez se utiliza para tender un ramal
Secundario. No obstanté, se usa en aquellos casos
en que el ramal no tiene más que una boca de
impulsión. Para controlar mejor el aire a la sa­
lida, puede añadirse una compuerta.
En los_ conductos circulares y tubos Spiro
pueden hacerse dos clases de derivaciOnes: La T
de 90° (fig. 38) y la T cónica de 90° (fig. 39). La T
cónica de 90° se utiliza cuando la velocidad del
aire es mayor que 20 m por segundo, o cuando
se quiere tener una caída de presión menor que
en una derivación perpendicular o T de 90°. En
la figura 40 se pueden ver unas crucetas con las
derivaciones situadas a 180° y a 90° entre sí.
Cuando se proyecta el sistem<> de conductos,
puede presentarse el problema de reducir el ta­
maño de los mismos en ciertas derivaciones.
Esta reducción puede realizarse en la misma de­
rivación o inmediatamente después de ella (fi­
guras 41 y 42 ) . Lo recomendable es hacer la re­
ducción en la misma derivación, ya· que de este
modo se evita un acoplamiento.
Regulación del aire
En los sistemas de distribución de baja veloci�
dad, la corriente de aire hacia los ramales se
regula por medio de una compuerta. La posición
de la compuerta se establece por medio de una
varilla. En la figura 36 se puede ver una com­
pu�rta para conducto rectangular. A veces se
montan compuertas giratorias en vez de com�
puertas divisoras como la de la figura 36. Estas
últimas se utilizan con preferencia en los siste­
mas de baja velocidad, mientras que las girato­
rias son más empleadas en los de alta velocidad.
En estos últimos sistemas las Compuertas gira�
torias reguladoras de caudal, o equilibradoras,
son indispensables en las unidades de tratamien­
to de aire para la regulación del caudal.
Condensación en los conductos
Los conductos pueden exudar cuando la tempe­
ratura de la superficie exterior está por debajo
del punto de rocío del aire que lo rodea. La ta­
bla 4 indica las diferencias máximas ent.re la tem­
peratura de impulsión y el punto de rocío co­
rrespondientes a distintas velocidades para que
no se produzcan condensaciones en el conducto.
Para la correcta aplicación de los datos que con­
tiene, ver las notas al pie de la tabla. La tabla 5
da varios coeficientes de conductibilidad térmica
de los materiales aislantes más corrientes. Estos
datos pueden emplearse junto con la tabla 4
2-31
CAPÍTULO 2. PROYECTO DE CONDUCTOS DE AIRE
Flujo
de aire
Varilla
divisora
Radio exterior
B
A
Guias
de doble espesor
Flujo
del aire
Pantalla
/
divisora
Varilla 5'"::_-:::__ --._
divisora ,
--':::o.""',.
Pantalla
Radio exterior
e
Flujo
de aire
FIG. 36.
Flujo
de aire
Derivaciones
D
Flujo de aire
típicas
Gu
'
?
1/ il
LLLL_¡__._L .L _L ...l�L
.f T llli
FIG. 37.
12
Collar de salida
FIG. 38.
T de 90o
2-32
SEGUNDA PARTE. DISTRIBUCIÓN DE AIRE
FIG. 39. T cónica de 90°
TABLA
4.
FIG. 40.
Derivaciones en cruz
MÁXIMA DIFERENCIA ENTRE LA TEMPERATURA DEL AIRE IMPULSADO Y EL PUNTO DE ROCIO DEL LOCAL
SIN CONDENSACióN D E HUM EDAD EN CONDUCTOS ("C)
CONDICIONES- DEL- AIRE
QUE; RODEA-AL CONDUCTO
o.� FCI
(temperatura ,seca)
VALOR 0 E -
�
-
·. · R �· (%1.
,
(h\)me_�ad'_ r_11lati��)
45
50
55 /
50 .
'10'
80
85
1
" Para codos y otros accesorios, véanse n·otas 4
ECUACI ÓN : tdp - tsa "' (trm - tdp)
- 1
(�
)
y 7.
donde : tdp = temperatura de la superficie del conducto supuesta igual al punto de rocío del lOcal.
tsa = temperatura seca del aire impulsado en el conducto.
trm = temperatura seca del local.
U {') = coeficiente global de transmisión del calor del conducto kcal{h· m• · �>C.
1. = coeficiente de transmisión térmica en la película adyacente a la superficie exterior del conducto, kcal/h• m�· oc = 8,05 para conductos
pintados y 5,12 para conductos de metal brillante.
(1) Hemos de advertir al lector que a este cÓeficienteglobal de tran smisión del calor se le ha designado por K en la 1.8 Parta (véase pág. 1 -58).
En el resto del libro se le designa por U para evitar posibles confusiones con diversos coeficientes y constantes representados tambien por K que
accidentalmente intervienen en los cálculos (N. del T.).
Notas:
1.
2.
3.
Casos excep¡::ionales: Se producirá la condensación con
humedad relativa inferior a la Indicada en la Tabla, cuan­
do f2 sea Inferior _ al valor medio de 8,05 para conductos
pintados y 5,12 para conductos de metal brUiante. La
componente de radiación de f2 disminuirá cuando el con­
ducto esté expuesto a superficies más frias que el aire
ambiente o del local, como ocurre cuando está cerca
de una pared fría. La componente de convección dismi­
nuirá en la parte superior de los conductos y también
cuando la corriente de aire encuentre obstáculos, como
ocurr_e en un conducto Instalado ·muy cerca de un tabique.
Si existe alguna de estas condiciones utilizar los valores
dados para humedad relativa un 5 % menor ·que la hume­
dad relativa en local. Si existen ambas condiciones, utili­
zar el valor dado para humedad relativa un 10 % menor.
Conducto de origen: Calculado utilizando el coeficiente
de transmisión térmica de película en interior de conducto
entre limites de 7,3 y 35,15 kcal/h · m1 • oc. La ecuación an­
terior está basada en la regla de que la caída de tempe­
ra�ura en una capa es directamente proporcional a su
resistencia térmica. Se supone que _el movimiento del
aire que circunda la capa exterior del -conducto no excede
de 0,25 m/s.
Para condiciones ambientales o del local no Indicadas:
Utilizar la ecuación anterior y los valores de
4.
f,
U
-1
in-
dicados en la parte Inferior de la Tabla.
Aplicación: Para conductos desnudos, no forrados ni ais­
lados. Utilizar los valores correspondientes a los conduc­
tos de metal brillante para conductos de aluminio no pin­
tado y de hierro galvanizado pintado. La condensación en
los codos, transformaciones y otros accesorios tendrá
lugar a una temperatura más alta que la del aire Impul­
sado a causa del coeficiente de transmisión térmica de
la película Interior por el aire que incide en el codo o
5.
6.
7.
accesorio. Para accesorios de baja velocidad, se asigna
una velócldad equivalente doble que la correspondiente
a tramo recto y se utiliza la tabla anterior. Para acceso­
rios de alta velocidad en los que la velocidad en tramo
recto es 7�5 m/s y mayor, la temperatura del aire Impul­
sado no debe ser inferior en más de un grado al punto
de rocío del local. Las transformaciones que tengan me·
nor pendiente del 1 6 % pueden considerarse como tramos
rectós.
Factor de bypass (desvío) y calor de ventilador: El aire
que sale del deshumldlficador tendrá una temperatura más
alta que la del punto de rocío del aparato cuando el fac­
tor de bypass es mayor que cero. Esto se trata como un
problema de mezcla. Si el ventilador está en el lado de
salida del deshumidlficador, la temperatura del aire Im­
pulsado suele ser 0,5 a 2,2 oc más alta que la del aire
que sale del deshumidificador, y se puede calcular por
la potencia absorbida (potencia al freno) del ventilador.
Goteo: Generalmente la condensación no será suficiente
para que se produzca goteo a no ser que la temperatura
de la superficie sea 1,1 a 1,6 o c inferior al punto de rocío
del local. Obsérvese que la tabla está basada en una
temperatura de la superficie del conducto Igual al punto
de rocío del local cuando se calcula la posibilidad de
goteo. Se recomienda que la temperatura d e la superficie
se mantenga superior a la del punto de rocío del local ..
Eliminación de la condensación: La temperatura del aire
impulsado debe ser suficientemente elevada para evitar
la condensación en los codos y accesorios. Algunas veces
puede ser conveniente ai'slar únicamente los codos o los
accesorios. Si es previsible que la humedad se condense
sólo en los accesorios, aplicar el aislamiento (ordinaria·
mente basta con u.n espesor de 12 mm) en la cara interior
o en 'la exterior del conduct_o o del accesorio, y en una
longitud en el sentido del flujo igual a 1,5 veces el perí·
metro del conducto. SI la condensación se produce en un
tramo recto, el espesor del aislamiento necesario se pue­
de hallar despeJando U en la ecuación anterior.
CAPITULO 2. PROYECTO DE CONDUCTOS DE AIRE
2-33
-- r-
-itf-- + �+t+--
T de 90°
Reductor
de reducción de 90<>
T
FIG. 41. Reducción de las dimensiones del conducto
FIG. 42. Reducción de las dimensiones del conducto
para el estudio del aislamiento necesario a fin
de evitar las condensaciones.
Cortafuegos
en una derivación
después de una derivación
ACCESORIOS DEL SISTEMA
DE CONDUCTOS
Existen una serie de accesorios tales como cor­
tafuegos, puertas de acceso y amortiguadores
de sonido, que no afectan al cálculo del sistema,
pero que pueden ser necesarios. úniCamente será
preciso tenerlos en cuenta en el cálculo en el
caso de que varios elementos se encuentren en
serie, al objeto de que la resistencia que oponen
sea tenida en cuenta en la elección del ventilador.
TABLA 5.
l. La pantalla rectangular giratoria (figu­
ra 43) que puede pivotar sobre eje vertical
u horizontal.
COEFICIENTES DE TRANSMISióN DE CALOR EN EL CONDUCTO
TIPO DE AISLAMIENTO
DEL CONDUCTO
ESPESOR
TOTAL
(mm)
ACABADO
Ninguno
listón metálico y yeso 19 mm
Listón de madera y yeso - 19 mm
Cha'pa metélica no aislada
·ll'anel de corcho
La colocación, empleo y construcción de corta­
fuegos, suele ajustarse a las normas de seguridad
establecidas en las Ordenanzas Municipales. El
«National Board of Fire Underwriters», de Esta­
dos Unidos, explica en su folleto N B F U 90 A
las normas generales para la construcción e ins­
talación.
En un conducto rectangular se suele utilizar
dos tipos de cortafuegos:
-
-
Papel de amianto corrUgado
(alvéolo de aire)
PESO
(kg/m")
-
-
-
-
-
-
K •
-
.
u .
-
5,5
4.8
3.8
Ninguno
Ninguno
Yeso - 9,5 mm
Yeso - 9,5 mm
25
50
25
3.4
6.8
1 0,7
0,034
0,034
-
1
0.6
1
0.5
Ninguno
Ninguno
25
50
3.5
7
0,062
-
1.6
0.9
'0,043
0,043
-
1.1
0.6
1.1
0.6
0,034
1
0.6
50
14,1
6.6
Ninguno
Ninguno
Yeso - 9,5 mm
Yeso - 9,5 mm
26
50
25
50
13
1 4,1
20,4
Acofc!tado de lana mineral
Ninguno
Ninguno
26
50
5.7
1 1 .4
Fibra de vidrio
Ninguno
25
50
0,35
0.7
0,033
1
0.4
85 % Magnesia
Ninguno
25
4.8
0,048
1.2
·Aglomerado de corcho
.
Conductividad del material -aislante (kcal· m /m�· oC · h).
U global para aire quieto en el exterior del conducto Y 6 m/s en el interior del conducto.
Conducto desnudo no aislado
Velocidad del aire (m/s)
2
4
6
8
10
5,9
U global
-
-
•••
SEGUNDA PARTE. DISTRIBUCIÓN DE AIRE
2-34
V
1
1
1
ll.
1
1
1
1
1
1
1
1
1
f-- �'
-
:1-'>
o.
a.re
ceptable)
r5
f
:n
1
1 lit_·
r
�
fasa or
� Palanca de m.uñón
.
-u :
1
� aeFlujoa1re
.
(preferible)
v-
'"•"'/
Ensamble de hoja
Retén
25mm x
25mm x 3 mm
Resorte de retención
--(scín necesarios dos para
hojas
de
más
de
1
m)
\_
Camisa
Posición abierta
�
Posición cerráda
Camisa
Soldadura
Omega simétrica en marco
_ __c_Hoja
r-....__
ESPECIFICACIONES DEL MATERIAL
Altura máxima total
Anchura máxima total"
Longitud mínima de la camisa
Camisa acero
Hojas � hasta 450 mm
- de 450 a 900 mm
- 900 y más
Soporte de marco
Palanca de muñón
Resorte retención
1
1
1
�
'
Soporte
del marco
11
�
11
Pletina de
eslabón fundible
Retén angular
25 mm x
25 mm x 3 mm
Eslabón
fundible -.......,.,
Tope de�
O
hoja
750 mm
1.250 mm
300 mm
4 mm espesor
Acero 1,6 mm espesor
Acero 2,7 mm
Acero 5 mm
Omega simétrica de
75 mm x 22 mm x 3 mm
Acero fundido
Br�>nce para resortes de 1 mm
espesor
Sección A-A
FIG. 43.
2.
Pantalla rectangular basculante contra incendios
La persiana cortafuegos rectangular que
puede utilizarse solamente en posición ho­
rizontal (fig. 44).
La figura 45 presenta un cortafuegos giratorio
para conductos circulares que puede utilizarse
con eje vertical u horizontal.
Compuertas de acceso
Las compuertas o paneles de acceso se instalan
antes y después de los elementos instalados en
los conductos. También son necesarias para el
acceso a los elementos fusibles de los corta­
fuegos.
CALCULO DE CONDUCTOS
En esta parte del capítulo se dan los datos ne­
cesarios para el cálculo de conductos de baja y
alta velocidad. Estos datos comprenden los grá­
ficos de pérdida de carga normales, las veloci­
dades recomendadas, las pérdidas de carga en los
codos y acoplamientos, y los métodos normales
para el cálculo de sistemas de distribución de
2-35
CAPÍTULO 2. PROYECTO DE CONDUCTOS DE AIRE
l . La velocidad del aire
2. Tamaño de los conductos
3. Rugosidad de la superficie interior
4. Longitud de los conductos
aire. También se dan datOs para evaluar los efec­
tos de la altitud y ganancias de calor en el con­
ducto, en el cálculo del sistema.
Gráfico de pérdidas de carga
En todos los conductos por los que circula aire,
existe una continua pérdida de presión. Esta pér­
dida de presión se llama también pérdida de
carga por rozamiento y depende de:
.
.
_·
Flujó
de aire
(<lceptable)
' :::�)
Cualquier variación en uno de estos factores
modifica la pérdida de carga en el conducto. La
relación que existe entre ellos viene dada por la
ecuación:
, am1sa. Tope angular
e
·
___..--- 25 mm x
25 mm x 3 mm
-Pietiria de eslabón
fundible
Varilla de conexió"
(son necesarias dos para
hojas �dé más de 1 m)
COntrapesO
�
.
¡:€�
1
1
:.iL
1( , 11
1
1
li1l.l
1
1
1
1
V
(§::
V
O·
/
,
?
��
" •
,/
�slabón fundible
,¿'Horquilla de Varlllaje
___-o articulación
, flu¡o
d• aire
rible)
•
�_
Barra d e unión
de perfil angular
=
!!J.P
0.4 f
( d�zz )
-
�
J'
v-
. -1
jñ .
V
Marco para soporte de
cojinetes, de omega simétrica Placa de fijació"
al aCOP.Iamiento
__. Apé"ndh:;'
_.:.de reten ción
�Resorte d.e retención
----- --
1)
_,,
/
@
-
-
'
V
200.mm
mm.
- - --
-� �
_()_
-
V
V
n
-
_p
{)¡_
-
.
j\-/A
-
-
�
.c.·
Al
Vl,s2
V
::¡_
(se necesitan dos para
hojas de más de 1 m)
/¿
oldadura
ESPECJFICACIONES DEL MATERIAL
'{'
Máxima altura total
Máxima.' anchura total
Longitud mínima de camisa
A0chura méxima de· l_as hojas
Camisa
Hojas
Soporte de marco
·varilla de articulación· de hoja
Barra de muñón
Resorte de retención_
2.300 mm
1 .250 mm
300 !11m
150 mm
Acero '4 mm espesor
Acero 2, 7 mm espesor
Omega simétrica de
75 mm x 22 mm x 3 mm
Cobre-hi!mo fundido
Acero fundido
Bronce para resortes 1 mm espesor
L
u
'=
=
0
j PaSador
de acero
��
F< \
Barra de muñón
Cojinet_e de tOrro
metálico
de omega
"---'. ---- 1MarcO
----.. _ simétrica
Camisa
FIG. 44. Persiana rectangul:.u- contra incendios
Sección A-A
Hoja
2-36
SEGUNDA PARTE. DISTRIBUCIÓN DE AIRE
donde AP = pérdida de carga en mm c.a.
f = rugosidad de la superficie interior
(0,9 para conductos galvanizados)
L
Longitud del conducto en m
d = diámetro del conducto circular (en
centímetros ) equivalente a otro rec­
tangular
V = velocidad del aire en m/ s.
en los sistemas que transportan aire a tempera­
turas comprendidas entre 0° y 49 °C, y para al­
titudes de hasta 600 m sin necesidad de corregir
la densidad del aire. Más adelante se dan los da­
tos necesarios para proyectar sistemas de distri­
. bución de aire a grandes alturas.
Esta ecuacwn es la. que se utiliza para cons­
truir el gráfico 7 de pérdidas de carga para con­
ductos galvanizados. Este gráfico puede utilizarse
El volumen total de aire y el que se necesita
para cada espacio acondicionado se · deduce en la
forma explicada el). la Parte 1 de este libro.
=
Volumen de aire
Flujo,... _ _....,
d� aire- -:.- >
(aCeptable)
Ret�n ·dé muelle
,
Gr'apaS angt.ifares,' p'ar.a
(SOrf ne�e�a(ios 2 para
,ers,ianas
1 ITÍ)'
de
más
de.
P
tabiq
a•
camisa
la
ue
SUjetar
"
.L
'
-L
3Jf -<'--j,'-..L
75 mm
contra incen,dios ,
mfnimo
5Ó X 50 x 50 x 5 mm
Posición abierta
L ..L
ESPECIFICACIONES DI:;L MATERIAl,.
Diámetro máximo
Mínima longitud de cqmisa
Camisa
Hoja - hasta 450 mm
- de 450 a 900' fTlffi
- 900 mm y más � �
Barra de muñón
Resorte retención
1.200 mm
400 mm, más espesor de' tabique �
Plancha acefo"4 mm· éSpeSor:
ACero 1 , 6·· n'ím'_ espJlS,(n'' . '
Acero 2;7 mm espesor
Acero: 5 ni m. ésJ}eSor
·
Acero -fundido
1 -mm espesor
• Panel de acceso en camisa. longitud 200 mm, más espesor de
'
pared, cuando el papel de acceso está en el cond �c!o> · :
••
Requiere anQular para evitar la flexión de 20 x 20 x 20-x 3 mfn; ·
FIG. 45. Registro circular cortafuegos basculante
CAPÍTULO 2. PROYECTO DE CONDUCTOS DE AIRE
2-37
Di ámetro del conducto
Pérdida de carga
La tabla 6 da las dimensiones de conducto rec­
tangular que corresponden a varios diámetros
de conducto equivalente que se puede obtener en
el gráfico 7. En la columna próxima a la de los
diámetros, aparece la sección recta del conducto
circular. Los conductos rectangulares, que s� obM
tienen en esta tabla, transportan el aire con la
misma pérdida de carga que los conductos circu­
lares correspondientes. Por esta razón, el área
de la sección recta es menor que la del conducto
que se obtiene multiplicando sus dimensiones.
Para determinar estas dimensiones en la tabla 6
puede entrarse con los diámetros de conducto
hallados en el gráfico de pérdidas de carga, o
con las secciones calculadas partiendo del caudal
y velocidad del aire.
La pérdida de carga se da en el gráfico 7, en
milímetros columna de agua por metro de -longi­
tud equivalente del conducto. Para determinar
la pérdida de una sección del conducto, se multi­
plica su longitud equivalente por la pérdida de
carga .deducida del gráfico. La longitud total equi­
valente del conducto incluye los codos y acopla­
mientos que pueda haber en dicha sección. Las
tablas 9 y 12 dan las pérdidas de carga de los
elementos del conducto en longitud equivalente.
Las secciones de conducto que comprenden estos
elementos se miden como indica la figura 46. Los
acoplamientos se miden como parte de la sección
del conducto de mayores dimensiones. El grá­
fico 7 y la tabla S dan las velocidades y las presio­
nes dinámicas correspondientes.
No obstante, las dimensiones del conducto rec­
tangular no pueden deducirse directamente conO­
ciendo la sección, sino que es preciso utilizar la
tabla 6. Si no se hiciera esto, resultaría un con­
ducto más pequeño y con mayor pérdida de
carga.
Velocidad del aire
Para establecer la velocidad del sistema de dis­
tribución de aire, hay que atender a las limita­
ciones respecto al ruido, precio de compra y gas­
tos de explotación.
La tabla 7 proporciona las velocidades reco­
mendadas para conductos de. impulsión y de re­
torno en un sistema de baja velocidad, y también
las presiones dinámicas correspondientes· a di­
chas velocidades. Estas velocidades se han de­
ducido de la experiencia.
En los sistem�s de alta velocidad, los conduc­
tos de impulsión se limitan generalmente a una
velocidad máxima de 25 m/s. Por encima de esta
velocidad se plantean problemas de ruidos, y los
gastos de explotación, como consecuencia de las
pérdidas de carga, pueden resultar excesivos. La
selección de la velocidad es por lo tanto un pro­
blema de economía. Una velocidad muy alta re­
quiere conductos más pequeños, y por lo tanto
menor precio de coste, pero en cambio los gas­
tos de explotación serán mayores y posiblemente
ha}á falta un ventilador mayor con un motor más
potente. Si se emplea una velocidad menor, los
conductos serán mayores, pero los gastos de ex­
plotación son inferiores.
LoS conductos de retorno de un sistema de
gran velocidad tienen las inismas limitaciones
indicadas en la tabla 7 para los sistemas de pe­
queña velocidad, a no ser que se disponga de
amortiguadores de sonido para emplear mayores
velocidades.
�
: <N.Ot� :'.' T�dat 1;;{ rP'e ida� se . refiér�n·:al ele ·ce·niráí_: L�s abcesorf�s �
.
:. ;. ; �.:aiu�tes 's6�miden cOmO P�it� ctetconducto que·. ten�a·la mayor
'dim'erísión:
< y
·\ ) '
1••
·
1
·
·
.•
FIG. 46. Guía para la medida de las longitudes
de los conductos
Conducto metálico flexible
Se utiliza con frecuencia para conectar un con­
ducto principal con una unidad de tratamiento
de aire en los sistemas de alta velocidad. La pér­
dida de carga en este tipo de conductos es mayor
que en los conductos circulares. El gráfico 8 da
las pérdidas de carga de un conducto flexible de
8 y 10 cm de diámetro.
PÉRDIDA O GANANCIA DEBIDA AL CAMBIO
DE VELOCIDAD RES PECTO AL VENTILADOR
Además de los cálculos necesarios . para deter­
minar la presión estática a la salida del ventila­
dor, debe tenerse en cuenta la pérdida o ganancia
en relación con el ventilador. En los ·sistemas de
velocidad, esta pérdida o ganancia puede ser muy
pequeña, determinándose mediante los siguien­
tes ecuaciones.
SEGUNDA PARTE. DISTRIBUCIÓN DE AIRE
2-38
GRÁFICO 7.
so
0,01
0,02
0,03 0,04 0.05
PERDIDA POR ROZAMIENTO EN CONDUCTO REDONDO
Pérdida por rozamiento· (mm
m de longitud equ ivalente)
0,1
0,2
0,3
0,4 0,5
c.
a. por
2
3
4
5
40
30
30
20
20
10
10
5
5
8
7
6
8
7
6
4
4
3
3
2
2
i
0,8
0,7
0,6
0.8
0,7
Q.6
"
"
0.4
Q.6
0,3
0.4
0.3
0.2
0.2
�
1'
·¡;;
-¡;¡
"
"
"'
u
0.5
0,02
0.03 0.04 0.05
0.1
02
0:3
2
0,4 0,5
Pérdida por rozam iento (mm
m de longitud equivalente)
c.
a. por
3
4
5
0,01
l
"
�
·¡;;
"
-e
-¡;¡
-e
"
"'
u
CAPÍTULO
2.
2-39
PROYECTO DE CONDUCTOS DE AIRE
TABLA 6.
DIMENSIONES DE CONDUCTOS. ÁREA DE LA SECCióN, DIÁMETRO EQUIVALENTE,
Y TIPO DE CONDUCTO •
.
300
400
250
350
600
200
460
MEDIDAS
160
550
DEL
Dlám.
Dlám.
Diám.
Dlám.
Diám.
CON- Sec. Diflm. Sec. Diam. Sec. DiAm. Sec.
Dl6m.
Sec.
Se
c.
Se
c.
Sec.
Sec.
DUCTO (m•) equlv. (m') equiv. (m�) equiv. (m•) equiv. (m•) equiv. (m') equ/v, (m•) equiv. (m•) equiv. m') equiv.
(mm}
(mm)
(mm)
(mm)
(mm)
(mm)
(mm)
(mm) (
(mm)
(mm) _
�
287
260
0,036
213
0,04
300
0,042
231
0,06
350
0,048
249
0,067
0,056
264 0,075
308 0,094
0,061
280 0,084
328 0,106
368 0.129
500
0,067
292
0,092
343 Ó,1 1 7
384 0,14
550
0,072
305
0,1 0
358 0,128
404 0,168
600
0,078
315 0,107
371
0,139
660
0,082
326 0,1 1 6
384
0,149
435
700
0,088
335
0,123
396 0.15
50 0,193
498 0,229
750
0,093
346
0,13
409 0,16
65 0,205
514 0,244
800
0,099
358
0,137
419 0,17
'478
529 0,26
850
0,105
366
0,146
432 0,188
490 0,23
900
0,109
374 0,163
960
0,1 1 3
381
1 .000
0,1 1 8
389
400
460
'1:'_':
-----
49 0,06
72
292
0,071
O.
os4
-
0,087
333
32a
0,103
361
348 0,11
0,119
----¿¡, 7
389
414 0,154
445
0,151
439
0,173
470 0,196
0,168
460
0,1 92
496
0,21 6
526 0,242
4 0,134
501
656
447 0,184
485 0,21
618
0,238
551
0,264
582 0,292
422 0,169
465 0,1 98
503 0,229
541
0,257
574
0,288
607
0,182
483 0,214
524 0,246
561
0,278
597 0,31
541
0,265
582
0,301
620
559
0,283
602
0,32
640 0,36
576 0,301
620
0,341
661
0,274
592
0,31 8
637 0,36
0,242556 0,288
607
0,336
656
0,378
696
0,256
572 0,303
622
0,352
671
0,398
0,267
585
637
0,368
686 0,41 8
�
0,198
504
0,16
452
0,167
463 0,21 6
526
442
�.Jr
302
o;2oil' 516
0,21 8
544
0,31 8
0,333
0,381
678 0,404
0,31 6
612
638 1
630 0,341
664
0,368
·s89
677 0,392
711
698 0,418
734
655
719
0,443
756
0,424
736 0,467
775
714
0,448
757
0,494
798
732
0,469
775 0,61 7
816
470 0,225
536 0,276
595
0,33
650
0,384
701
0,436
747
0,492
793
0,54
834
0,128
404
0,18
480 0,233
546
0,288
607
0,343
662
0,401
716
0,453
762
0,51 3
810
0,663
852
1.150
0,132
412
0,186
0,242
556
0,298
618
0,359
678 0,41 6
729 0,472
777
0,534
1.250
488
825 0,586
869
0,137
419
0,1 93
498
0,26
567 0,31
630
0,373
691
0,43
742 0,491
793
0,553
841
0,611
887
0.1 96
506 0,26
577 0,32
641
0,384
701
0,44
0,51
808
0,673
856 0,633
903
1.300
0.205
514 0,27
587 0,33
651
0,398
714 o,��
0,53
824
0,594
871
0,656
915
1 .350
0,21 2
521
0,276
595
0,343
664
0,41
724 0,478
782
0,546
836
0,61 4
896
0,679
935
1.400
0,21 8
531
0,286
605
0,364
674 0,422
734 0,492
793
0,563
849
0,636
902
0,702
951
1.450
0,226
536 0,296
615 0,366
0,434
744 0,507
806 0,58
862
0,654
915 0,724
965
1 .500
0,237
544 0,303
622
0,376
694 0,448
756 0,623
819
0,602
876
0,673
927
1 .600
0,244
559
O,S2
640 0,392
709 0,472
778 0,548
841
0,636
902
0,71 4
956 0,79
1 .700
0,336
656
0,41 5
729
0,497
798
0,58
862
0,665
923
0,752
1.800
0,366
674
0,436
746 0,527
820
0,61
885 0,697
946
0,786
1.004 0,876
1 .900
0,38
696
0,454
762
0,543
834 0,632
900 0,736
971
0,824
1.029
0,923
1.088
2.000
0,384
701
0,478
782
0,57
854 0,67
925
0,766
991
o.s5
'· 52
0,961
1.113
Z.100
0,502
800 0,694
876
0,698
946
0,792
1.008 0,9
5 0,998
1.133
2:200
0,51 7
813 0,61 6
887
0,73
966
0,827
1.030
0,934
1.152
2.300
0,535
828
0,64
905
0,753
982
0,868
1.055
0,962
t. 95 1,035
. ' 2.400
0,546
839 0,66
920
0,778
996
0,898
1.070
0,999
0.94
1.080 1,046
1 .050
1.100
1.200
2.600
� 396 0,172
2.500
'
684
0,686
� 757
�:o
1
937 0,787
1.020 0,907
0,704
951
0.824
1.030
0,731
966
0,852
1.045
0,75
981
0,88
1.063 1,006
0,908
1.078
0.926
1.090 1,06
3.100
0,94
1.105 1,1
3.200
0,953
1.120 1,12
2.700
2.800
3.000
2.900
a
1
0,962
1.105
tJ 4
�
1 .072
1.119 1,11
@.
1 ,0"4
1.135
1,138
8 1,165
c nt 8
981
1,21
0,747
0,831
1.113 1,081
1.130
1,118
1. 1 72 1,202
983
1.008
1.034
1.053 ¡
1.177
1.200
1.240
1.155 1,138
1.210
1,238
1.261
1.205 1,276
1.278
1.222 1,32
1.303
1.248 1,33.
1.308
1.194
1.185 1,238
1.260
1,387
1.331
1.197 1,277
1.279
1,432
1.'353
1.292
1,46
3. bo
1,156
1.216 1,302
3.400
1,185
1.231
1,334
1.310 1,498
3.500
1,22
1.241
1.352
1.321
1,525
1.397
3.800
1,23
1.252
1,397
1.344
1.651
1.414
•
Los números de mayor tamaño que figuran en la tabla indican la clase de conducto.
[
1.368 .
1.380
2-40
SEGUNDA PARTE. DISTRIBUCIÓN DE AIRE
TABLA 6.
DIMENSIONES DE CONDUCTOS, ÁREA DE LA SECCióN, DIÁMETRO EQUIVALENTE
Y TIPO DE CONDUCTO • (Cont.)
750
700
650
800
850
900
600
MEDIDAS
95P
1 .000
DEL
CON - Sec. Diám. Sec. Diám. Sec. Diám. Sec. Diám. Sec. DiAm. Sec. Diám. Sec. Diám. Sec, Diám, Sec. Diám.
OUCTO (mil) equiv. (m') equiv. (m") equiv. (mil) equiv. (m') equiv. (m') equiv. (m'} equiv. (m') equiv. {m
') equiv.
(mm)
(mm)
(mm)
(mm)
(mm)
(mm)
(mm)
(mm)
(mm)
(mm)
260
300
360
400
450
500
550
600
0,346
666
660
0,373
692
0,407
722
700
0.401
716
0.437
749
0,472
'
777
750
0.433
745 0.468
775 0,502
803 0,543
800
0,457
765
0.497
798 0,536
829 0,576
859 0,61 8
850
0,485
788
0,527
823
854 0,-61
884
0,654
914 0,697
944
900
0,517
813
0,549
838 0,603
875 0,646
909
0,692
940 0,736
971
0,783
960
0,542
834 0,591
869
0,636
903
0,775
996
0,822
1.028
0,873
1.057
1 .000
0,669
853
0,622
893
0,668
925 0,714
1.020
0,864
1.052
0,91 4
1.083
1.060
0,!)97
874
0,65
914 0,702
0,568
834
0,679
934 0,728
�
948 0,1
969 0,786
889
966
1.002
955
0,767
992 0,81 6
0,972
1.114
81
0,803
1.015 0,853
1.044 0,907
1.078
0,963
1.108 1,018
1.139
1.038 0,89
1.100·
0,624
894
0,679
934 0,733
1.068 0,952
1. 103
1,0
1.133 1,054
1 .150
0,652
914
0,706
951
0,764
990
0,818
1.025
0,877
1.057
0,934
1.093 0,99
1.127
1,045
1.159
. 04 0,840
1,1
1.200
0,675
930
0,736
971
0,794
1.009
0,856
1.046
0,91 5
1.082
0,972
1.116 1 ,027
1.148
1,092
1.180 1,148
. 1.250
0,702
949
0,764
990 0,823
1. 139 1,072
1.171
1,128
966
0,792
1.006
1.068
1.105 1,008
0,728
0,89
0,953
1.300
1.028
0,99
1.126
1,054
1.204
1.108 1,018
0,856
1.046
0,924
1.066 0,963
1.089
1.161
1,118
1.198 1,175
1,2
' ···
1.226 1,248
1.165
1.190
1.215
1.240
1.263
1 .350
0,755
984
0,81 8
1.025 0,89
1,143
1,092
1.181
1,165
1.219
1,22
1.248 1,295
1.286
' 1 .400
0,779
999
0,848
1.042
0,92
1.084
0,99
1.126
1,055
1.163
1,128
1.201
1,2
1.241
1,268
1.272
1.450
0,798
1.011
0,877
1.059
0,952
1.102
1,018
1.143 1,092
1.184
1,165
1.223 1 ,238
1.260
1,312
1.296
1,388
'·"""
1 .500
0,822
1.027
0,902
1.074
0,97
1.118 1 ,055
1.165
1,128
1.202 1,2
1.242
1,276
1.280 1,35
1.318
1,435
1.355
1.600
0,872
1.057 0,952
1.105
1,035
1.154
1,118
1.199
1,192
1.238 1,275
1.280
1,358
1.321
1 .432
1.356
1 .526
1.398
1.700
0,923
1.088
1,008
1.438
1 .800
' ••1
'·""
,UDJ
1.900
·
0,998
1.141
1 ,108
1.331
1.135 1,091
1.185 1,183
1.229
1,267
1.275 1,35
1.316
1,441
1.359
1,525
1.396 1,616
1,147
1.215 1 ,248
1.262
1,331
1.308 1,423
1.351
1,515
1.395
1,608
1.435 1,692
1.475
1.245 1,302
1.292
1,396
1.340
1 .49
1.430
1,692
1.470
1,785
1.511
1,5
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1.194 1,21
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1.219
1,267
1.272
1,359
1.321
1,46
1.368
1 ,673
1.462
1,776
1.505 1,876
1.599
1.248
1,312
1.299
1.350
1,525
1.397 1,636
1.448 1 ,748
1.496
1.858
1.542 1 ,96
1.584
1.217 1 ,266
1.272
1,368
1.325 1 ,488
1.380
1,598
1.429 1 .71
1.478 1 .821
1.528
1.618
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1 ,42:3
1.285 1,386
1.344 1 ,545
1.402
1 ,655
1.508 1,905
1.562 1 ,998
1.600
2,185
1.664 2,293
1.715
1,35
1.315 1.46
1.368
1 .58
1.422 1 ,72
1.538 1,98
1.740
1,368
1.325 1 ,498
1.388
1,627
1.443
1,775
1.508
2.800
1,396
1.348 1,552
1.410 1,692
1.473
1,82
1.528
2.900
1,46
1.370 1,6
1.432
1 ,747
1.495 1 ,878
3.000
1,497
1.387 1.645
1.451
1,793
1.515 1 ,932
3.100
1,635
1,402
3.200
1,58
1.425 1 ,738
1.492
3.300
1,608
1.436 1,785
1.512
3.400
1,656
1.456
1,822
3.500
1,71
1.478
1,877
3.600
1,738
1.490
1,905
2.000
1,063
1.168 1,165
2.100
1,108
1.192
2.200
1,155
2.300
1,192
1.23/
2.400
1,228
1.258 r"l,368
2.500
1,285
2.600
2.700
•
1,22
1.7
1.325
1,469
LWO 1,666
1.426
1,72
1.455
1,775
1.485 1,84
,UO
1.486 1 ,821
2,22
1.682
1.592
2,095
1.639
2,228
1.690
2,366
1.612
2,17
1.669
2.293
1.715
2,45
1,95
1.582
2,08
1.632 2,265
1.702
2,375
1.745 2,505
1.790
2,605
1.825
1.770
1.615
2,17
1.670 2,295
1.715 2,426
095
1.639
2,235
1.695 2.41
1.768
145
1.660
2,33
1.728 2,45
1.775 2,605
1.825
1.678
2,37
1.744 2.525
1.800 2,655
1.848 2,79"
1.894
1.703
2,43
1.765
1.830 2,765
1.880 2,855
1.948
1,878
1.552
2,06
1,922
1.570 2,09
;�
1.528
1,978
1.593 2,125
1.650
2,32
1.723 2,485
1.550
2,06
1.627
2,23
1.689
2.395
1.752
1.562
2,095
1.638 2,29
1.715
2,43
1.765 2,61
. 1.628
1.639
2,035
e:··
lL
1.580 2,095
1.559
1,995
1.
1 ,95
1,895
1.532
1.475 1,83
1.
1.530
1,_932
2,19
1.635 2,265
2,545
Los números de mayor tamaño que figuran en la tabla indican la clase de conducto.
2,61
2,515
2,82
1.785 2,65
1.845
1.805 2,716
1.868 2,915
1.829
2,785
1.885
2,955
1.762
1.794 2,683
1.855
2,735
1.881
1.900 3,015
1,964
1.93.2 3,095"
1.988
1.948
3,14
2.010
CAPÍTULO 2. PROYECTO DE CONDUCTOS DE AIRE
TABLA 6.
1
2·41
DIMENSIONES DE CONDUCTOS, AREA DE LA SECCióN, DIAMETRO EQUIVALENTE,
Y TIPO DE CONDUCTO • (Cont.)
,MEDIDAS
1 .200 .
1 .150
1 .260
1 .100
1 .300
1 .360
1 .050
1 .400
1 .450
DEL
Diám.
Dilm1.
Diám.
Diám.
Di6m. Sec.Diám.
CON:., See:
DiJm,
Diám,
Diám.
Sec.
Sec.
Se
c.
Sec.
Se
c.
Se
c.
Sec.
eqtiiv.
equiv.
equiv.
DUCTO (mi) equiv. (m�)
(mi) equiv.
(mi) equiv.
(m") equiv. (mt) equiv. ,(m") 'equlv.
(mm) (m')
(mm)
(mm) (mi)
(mm)
(mm)
{mm) ,
(mm)
(mm)
(mm)
(mm)
.
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1.050
1 ,065
1.165
1.100
1 ,109
1.190
1 .160
1,155
1.2/ff.
1.200
1,2
1.2�t¡'
1 .250
1 ,248
1.265
1 .300
1,302
1 .350
1,165
·�21
_fj66
1.222
1.248 1,276
1.278
1.275
1 ,32
1.302
1 ,395
1.336
1,322
1.300
1,378
1.327
1,452
1.361
1,605
1.389
1.290
1,368
1.325
1,432
1.352 1.497
1.388
1 ,57
1.349
1.816
1,42
1.350
1,486
1.378
1 .400
1,395
1.339 1,468
1 .460
1 .45
1.363
1 .600
1,495
1 .600
1,697
1 .700
1 ,89
1 .800'
1.900
1.375 1.542
1 .55
1.403 1,605
1.418 1 ,598
1.444
1.413 1,625
1.443 1,69
1.469
1,773
1.435 1 ,68
1.468
1.495
1,81
1.523
1,894
1.555
1.523
1,885
1.555 1.948
1.582
2,03
1.612
1,875
1.550
1,948
1.579
2,014
1.608
2,075
1.634
1 ,912
1.565 1,995
1.595
2,07
1.630
2,146
1.658 2,028
1.698
�.a>s¡
1.609
2,115
1.646
2.195
1.679
2.28
1,709
2.355
1.735
1.655 2,235
1.692
2,315
1.723 2.41
1.756
2,505
1,588
1.426
1,68
1.460
1.388 1,57
1.418
1,645
1.451
1 ,718
1.485 1,8
1,67
1.467
1,755
1.489
1,828
1.531
1.473 1 ,782
1.511
1 .855
1.5;,5 1,95
1.578
1 ,792
1.515 1,875
1.552
1 ,975
1.591
2,05
1.621
1.886
1.555
1,975
1.592
2,07
1.629
2.16
1.668
2,07
1.630
" 1,432
1.519
1.702
2,355
1.738 2,44
1.769
2,54
1.802 2,67
1.790
1.850
2,17
1.668
2,27
1.708
2,374
1.745
2.475
1.782
2.695
1.825 2.66
1.848 2.78
1.885
1.708
2,385
1.748 2,485
1.785
2.695
1.825
2,69
1;858 2,79
1.892 2,91
1.932
2,26
1. 702 2,375
1. 745 2,485
2,365
1.740
1.727
2,47
1.778 2.65
1.805
2,715
1.865
1.755
2,505
1.790 2,675
1.850
2,79
1.891
1.878 2,873
1.916
1.900 2.985
1.955
1 ,975
1.592
2,07
1.629 2,17
2.200
2,15
1.660
2.300
2.245
1.698
2.400
2,33
2.500
2,405
2,475 . 1.702
2,716
2.595
1.785
2.600
2,506
1.790
2,625
1.832
2.59
1.821
2,725
1.870 2�83
2.800
2,695
1.859
2,79
1.892
2.95
1.942
3,06
1.982
2.900
2;776
1.885
2,955
1.945
3,02
1.968
3,145
2.008
3.000
2,835
1.968
3.100
2.91
1.825 2,715
1.863
2,825
1.900 2,93
1.862
2,815
1.900
2,95
1.944
2,79
1.892
2.935
1.940 3,065
1.980
2,916
1.935 3,02
1.968 3,12
1.998
3,02
1.968 3,145
2.008 3,306
2.055
3,425
2.095
3,555
2.135
3,075
1.982
3,26
2.045
3.38
2.085
3,555
2.132
3,675
2.172
3,225
2.030
3,48
2.085
3,51
2.120
3,675
2.170
3,775
2.195
3,505
2.120 3,68
2.170
3,79
2.200
3,92
2.240
3,635
2.155
3¡81)0 2.060
3,105
1.992
3,31
2.055 � 2.105
3,105
1.993 3,175
2.027
3.37
2.075
1.905 3,02
. 1.930
2.595
1.825 2,705
2:700
3.300
�
1.495 1,81
1.508
1.670 2,28
2.000
2.100
3.200 .
1,735
1.398
1,525
1 .745
3,776
2.135 3,755
2.188 3,835
1.938 3,02
1.978
3,166
3,13
2.002
3,295
3,28
2.050 3,38
3,055
1.970
2.010
2.050
2.085
2.200 3.87
2.225 4,025
2.270
2.215 4,0
2.265 4,12
2.295
2.97
1.952
3,14
2.005
3,345
2.070
3.465
2.110
3,62
2.144 3.825
2.210
3,985
2.250 4,12
2.295 4.33
2.350
' 3,065
1.980
3,22
2.030
3,405
2.090
3,58
2.140
3,755
2.190
3,935
2.248
4,075
2.285 4,24
2.332
4.43
2.385
4,05
2.275 4,14
3.400
3,14
2.008 3,285
2.050
3,51
2.120 3,665
2.165
3,85
2.220
2.305 4,375
2.370
4,58
2.425
3.500
3,26
2.045
3,41 5
2.090
3,58
2.145 3,74
·2.190
3,915
2.235 4,1-4
2.305
4,29
2.345 4.49
2.395
4,64
2.443
3.600,
3,305
2.060
3,49
2.1'1{i
3,695
2.175
3,82
2.210
4.07
2.285 4,22
2.325 4.42
2.375 4,58
2.425
4.76
2.470
•
Los n(imeros de mayor tamaño que figuran en la tabla indican la clase de conducto.
2-42
SEGUNDA PARTE. DISTRIBOCJÓN DE AIRE
TABLA 6.
'
MEDIDAS
DEL
DIMENSIONES DE CONDUCTOS, AREA DE LA SECCióN, DIAMETRO
EQUIVALENTE Y TIPO DE CONDUCTO • (Cont.)
1.700
1 .600
1 .500
1.800
2.000
1 .900
Diám.
equiv. Sec.
(mm) (mi)
2.100
2.200
2.300
Sec.
(m�)
Diám,
equiv. Se c.
(mm) (m2)
1:833
2,79
1.890
1.883
2,94
1.941
3,12
2.005
1.934 3,09
1.992
3,3
2.057
3,48
1.985
3,25
2.043
3.46
2.105
3.66
3,22
.2.028 3.42
2.094
3.62
2.156 3.82
2.215 4,04
2.275 4.25
2.332
3,14
2.008 3,35
2.073 3.57
2.138
3,83
2.207 4,02
2.265 4,22
2.325
4,43
2.385
2.300
3,29
2.055 3,5
2.115
3,73
2.185
3,96
2.255
4,18
2.315
4,41
2.380
4,63
2.435 4,87
2.495 6,1
2.400
3.4�
2.100 3,68
2.170
3,89
2.240 4,12
2.300
4,38
2.370
4,6
2.430
4,78
2.480
5,1
2.554 5,34
2.615
2.500
3,55
2.130
2.210 4,oa
2.292
4.38
2.370
4.64
2.440
4,78
2.485
4.92
2.510
5.24
2.605 5,56
2.670
2.600
3,72
2.185 3,96
2.250
4.27
2.335 4,46
2.385
4,76
2.520
4,96
2.525
5,29
2.605
5.49
2.655
5,76
2.715
2.700
3,85
2.225 4,08
2.285 4.33
2.355 4,63
2.435
4,89
2.505
5.14
2.555
5.41
2.630
5,64
2.685 5,98
2.770
2.800
3,91
2.235 4.18
2.315 4,52
2.405
2.470
5.02
2.530 5,3
2.605
5.44
2.640
5,88
2.750
6,21
2.805
6,4
CON, DUCTQ
(mm)
Sec.
(m')
Diám.
equiv.
(mm)
2,17
1.670
2,31
1.720 2.47
1.780
1 .700
2.45
1.770 2,62
1 .800
2,59
1.823 2,76
1 .900
2,73
1.872
2.92
2.000
2.87
1.913
3,07
2.100
3,0
1.960
2.200
Sec.
(m�)
Di!Jm.
equiv.
(mm)
1 .500
1 .600
Díám.
equiv.
(mm)
Sec.
{ms}
Diám.
equiv,
(mm)
(m")
Sec.
Díám.
equiv.
(mm)
Sec.
(mB)
Diám.
Sec,
equiv.
(m•)
(mm)
Diám.
equiv.
(mm)
1 .050
1.100
1.160
1.250
1 .20�
e 1 300
1 .350
1.400
1.450
•
•
3.81
[ti'
4.78
e__
2.900
4,07
2.285
4.4
2.375
4,73
2.455 4,96
2.520
5.27
3.000
4,2
2.320
4,59
2.425 4,78
2.475 5,16
2.570
5,44
3.100
4.36
2.360
4,6
2.427
4,97
2.515
5.24
2.590
5,56
3.200
4,4
2.372
4.74
2.464
5,12
2.555 5.42
2.635
5,71
3.300
4,5f
2.422
4.9
2.490
6,2
2.575 5,56
3.400
4,64
2.440
5,07
2.596
5.44
2.640
5,75
2.665
5,93
. 2.710
5,98
2.115
2._165
��
3,85
2.222
4.(;7
2.445
2.552
2.860
2.595
5,56
-2.665
5,85
2.735 6,12
2.800
64
?}
5.76
2.715
6,05
2.785
6,37
2.855 6,66
5,88
2.740
6,12
2.800
6.4
2.862
6,77
2.945
70
6,05
2.780
6,3
2.830
6,68
2.930
7,05
3.000
2.754
6,32
6,9
2.920
2.838 6,64
2.905
2.980 7,26
3.046
2.766 6,44'
2.852
6,74
2.935 7,08
3.010
7.63
3.105
3.500
4,84
2.490
5.14
2.565
5",57
2.675
5,89
2.745 6,26
2.830
6,59
2.890
6,98
2.990
7,32
3.055 7,64
3.130
3.600
6,0
2.530
5,34
2.615
5,65
2.692
5,97
2.765 6,39
2.858
6,77
2.928 7,21
3.035
7,6
3.100 7,87
3.175
•
Los números de mayor tamaño que figuran en la tabla indican la clase de conducto.
CAPITULO 2. PROYECTO DE CONDUCTOS DE AIRE
TABLA 7.
VELOCIDADES MAXIMAS RECOMENDADAS PARA SISTEMAS DE BAJA VELOCIDAD
FACTOR DE CONTROL
DEL NIVEL DE' RUIOb
(conductos principales)
.
.
APLICACIÓN
.
-
· .
. ·
Rásideílcia�·
.
.·
.
: Apart.amenioS . .
; 'Dormitorios de . hótel
�,,
ores
.
1 ·.
Salas .de cine y . teatro
Alidi,torios _:_ ·
Ofichla's_ públicas
, RestauranteS -de primera categoria
: Comercios de prjmera Cf!tegorla
- Banc_o�
_
-
_
·
-
-
-
- ComerCios� de categorfa madiá
i _ _c,aiet�ilas · e: , - --,_ ·t.dcá!EIS-· ir\duslriales
'
·--
5
..
10
.
.·
6.6
9
·
.
·.
'
6.5
.
.
7,5·
-
5,6 ·
10
7,5
10
7,5
.
.·
·
.
9 ·
.
6
5
8
6
5
.·
.·
.
3
..
.
8
6
8
6
11
.
'
'
•
7,5
PRESIONES DINAMiCAS
PRESIÓN
DINÁMICA
(mm c.a.)
VELOCIDAD
(m /S)
1 1 ,83
12
12,16
1 2,32 .
17,25
17,50
17,75
18
1 6,60
16,73
16,85
16,97
28
29
30
31
21,16
21,64
21,90
22,27
9,75
10
10,25
10,50
1 2.49
12,64
12,80
12,96
18,25
18,60
17,08
17,20
17,32
17.43
32
33
...
35
22,62
22,97
23,32
23,66
10,76
13.11
1 3,26
1 3.41
1 3,66
19,25
19,50
19,76
20
17,65
. 17,66
17.77
1 7.88
36
37
38
39
2.4
24,33
24,66
24,98
12
12.26
12,50
1 1 ,75
1 3,71
1 3,85
14
1.4,14
20,25
20,50
20,76
21
18
18,11
18,22
18,33
40
41
42
43
25,29
26,61
25,92
26 22
2
2,82
3.46
8,75
9
9,26
9,50
1 .25 '
1 ,50
1,76
2
4,47
4,89
5,29
6,65
2.25
2,50
2,76
3
5
VELOCIDAD
11
1 1 ,25
1 1 ,50
' 3,26
3,60
3.75
4
. 7,21
7,48
7,74
4,25
4,50
4,75
8.2.4
8;48
8,71
8,94
12,75
13
13,2513,50
1 4,28
1 4,42
1 4,56
14.69
6.25
6,50
5,76
6
. 9,16
9,38
9,59
9,79
13,76
14
14,25
14.50
6,25
6,50
6,76
7
10
10,19
10,39
10,58
7,25
7,50
7,76
8
8,25
8,60
5
. .· 1
3
VELOCIDAD
(m/s)
0,25
0,50
0,76
a
..
RetoÍ'no :
PRESIÓN
DINÁMICA
(mm c. a.)
PRESIÓN
DINÁMICA
(mm c. a.)
.
.
Suministro
.
(m/s}
VELOCIDAD
(l'n/s)
6,32
6,63
6,92
Retorno
15
12.5
PRESIÓN
DINÁMICA
(mm c. a.)
..
.
7.5
TABLA 8.
1
7.5
.
. ·
..
..
·
Suministro
.
. ·.
5
.
(m/s)
FACTOR DE CONTROL - ROZAMIENTO EN CONDUCTO'
Conductos principa!Os
Conductos derivadoS
3
5
·.
�
2-43
1 8,76
19
....
,
21.25
21,50
21,75
22
18,43
18,54
18,65
18,76
45
46
47
14,83
1 4,96
1 6,09
1 5,23
22.25
22,50
22,75
23
18,86
18,97
19,07
19,18
.48
.49
60
61
27,71
28
28,28
28,56
14,76
15
16,25
16,50
1 5,36
1 5,49
1 6,62
1 6,74
23,25
23,60
23,75
24
19,28
19,39
19.49
19,59
52
53
64 .
29,12
10.77
10,96
11,13
11,31
15,75
16
16
1 5,87
16,50
16,12
1 6,24
24.25
24.50
24,75
25
19,69
19,79
19,89
20
56
57
58
59
29,93
30,19
30.46
30,72
1_1,48
1 1 ,66
1 6,75
17
16.37
1 6.49
20.39
20,78
60 .
30,98
16,26
NOTAS : 1. Condiciones aire normal (760 mm Hg y 21° C).
2. Valores deducidos de la siguiente acu¡,.ci,ón : hv =
·
.26
.
27
(fr
55
donde : V velocidad en m/s.
h v = diferencia de presión dinámica.
=
1
26,53
26,83
27,12
27.42
.
'
'
i
28.84
.
29,39
29,66
'
i
'
i
2-44
SEGUNDA PARTE. DISTRIBUCIÓN DE AIRE
GRÁFICO 8.
P�RDIDA DE PRESióN EN CONDUCTO
FLEXIBLE
Si la velocidad en el conducto es mayor que
a la salida del ventilador, debe utilizarse la si­
guiente fórmula· para calcular la pérdida de pre­
sión estática:
Pérdida � 1 , 1
[ ( -�)2 - (�J:L )2 ]
242,4
242,4
donde v. = velocidad en el conducto, en m/mi­
nuto
V1 = vélocidad a la salida del ventilador,
en m/minuto
pérdida = mm c.a.
Si la velocidad de descarga del ventilador es
mayor que la del conducto, la siguiente fórmula
sirve para calcular el aumento de presión es­
tática:
Ganancia = 0,75
[ (__1-í_ )2 - (___�".__ )' ]
242,4
242,4
PÉRDIDA DE CARGA EN UN ELEMENTO
DEL SISTEMA
. La pérdida de carga en cualquier acoplamiento
se expresa en términos de «longitud equivalente
de conducto». Este método proporciona unidades
utilizables en el gráfico de pérdida de carga para
calcular las pérdidas en una sección de conduc�
to que contenga codos de acoplamiento. La ta­
bla 12 da las pérdidas de carga para codos rec­
tangulares, y la tabla 1 1 da las pérdidas en codos
circulares. En ambas tablas, las pérdidas de carga
se dan en función de longitud equivalente de
conducto rectilíneo. De este modo, el v¡1lor obte­
nido se suma a la longitud del conducto para ob­
tener la longitud equivalente total. La longitud
del conducto recto s e mide entre las interseccio­
nes de los ejes de sus acoplamientos. La figura 46
indica claramente la forma de medir estas lon­
gitudes.
Las tablas 9 y 10 dan las pérdidas para codos
de otras dimensiones, o que tengan distinta re­
lación R/D. La tabla 10 indica las pérdidas en
codos rectangulares y combinaciones de codos,
en función de L/D. También indica esta tabla las
pérdidas y ganancias correspondientes a distin­
tas formas de conducto, entradas y salidas, y ele­
mentos situados en la corriente de aire. Esta pér­
dida o ganancia de recuperación se expresa por
medio de unos <<factores de velocidad» represen­
tados por la letra n. Esta pérdida, o recuperación,
puede convertirse en longitud equivalente de -con�
dueto por medio de la ecuación escrita al pie
de la tabla, y sumarse, o restarse, a la longitud
del conducto.
La tabla 9 da la pérdida para codos de sección
circular en función de L/D, longitud equivalente
adicional dividida por el diámetro del codo. Las
pérdidas de las T y crucetas de sección circular
se expresan en valores de n. Al pie de la tabla
se da la ecuación que permite calcular la longitud
equivalente de conducto.
En los sistemas de alta velocidad es preferible
tener las pérdidas de carga de codos, T y cru­
cetas, en mm de columna de agua. Estas pérdidas
se pueden encontrar en el gráfico 9, para aCopla�
mientas circulares normales.
MÉTODOS DE CALCULO
Por regla general, en el proyecto de cualquier
sistema de conductos, se procura que el tendido
de conductos sea lo más sencillo posible y si­
métrico. Los elementos terminales o bocas de im­
pulsión se sitúan en puntos adecuados para .pro­
porcionar una correcta distribución del aire. tos
conductos se tienden para conectar estas salidas,
evitando las obstrucciones del edificio, o del equi­
po industrial en su caso.
El cálculo de un sistema de baja velocidad
puede hacerse por uno de los tres métodos si­
guientes:
l. Reducción de velocidad .
2. Igualdad de pérdidas por rozamiento o pér­
dida de carga constante.
3. Recuperación estática.
Estos tres métodos tienen distintos grados de
precisión, economía y empleo.
El método de pérdida de carga constante es
el que se recomienda para conductos de retorno
y de extracción de aire.
CAPÍTULO 2. PROYECTO DE CONDUCTOS DE AIRE
TABLA 9.
ROZAMIENTO EN LOS ELEMENTOS DE UN SISTEMA DE CONDUCTOS CILINDRICOS
CONDICIÓN
�
· · ·.
f
L
..
9
R/0 = 1 ,5
24
= 1,5
12
.
R / [)
,, ,_,
,,
de �3 1piez'as
1
�
e
L
'
.
·
·
R/0 = 1 ,5
6
= 1,5
4,5
Con gulas
Sin gulas
22
65
R/0
•
·
· .
·
{
C_QNDICIÓN
:!i_ = ,
V¡
�
. · ·
··. ·..· ·. ·. ·· ·•. ..·
·. ·
. .
-.,,·
·
Vt
�
O.s
0,2
1,0
5,0
(0,8
'
Véanse las notas en la página 2-48.
L/0
.
·
'
,,- Codó', 'de: 45°
RELACIÓN
= 1,5
RJD
=
1.0
2,0
' 3,0
1
VALOR DE n • •
1,21
0,60
0,53
0,48
6,03
0,13
0,36
0,44
0,06
0,15
0,30
0,36
2-46
SEGUNDA PARTE. DISTRIBUCIÓN DE AIRE
TABLA 10.
.
ROZAMI ENTO EN LOS ELEMENTOS DE UN SISTEMA DE CONDUCTOS RECTANGULARES
CONDJCJONES
ELEMENTO
Codo de radio de sección rectangular
.
W/D
[�
T�
.
é
1
3
6
0.5
0.5
0,75
33
45
80
125
14
18
30
•o
R/D
l
Número
do
guías
1
2
3
� '�\
: Codo de
xo
.
Codo recto rectangular
[�
L. _j
t�
l
Doble codo
¡¿;j o •V
w
Sección
W/D
=
1 , " R/0
=
.s> 'Y.
9
11
14
18
8
7
7
1 1 1
.
1.50
7
7
6
multiplicado por '
el valor correspOndiente :
a-codo an'álogó de' 90°
X/90
Guías de cambio de dirección de simple
espesor
15
Guías de cambio de dirección de doble
espesor
10
O
S-O
15
10
20
Sección
W/D = 1 , R/D = 1,25
·
•
*
s - o
¡x
§
S-O
o�
S-D
Doble codo
¡¿;jo
w
¡."":: �
Secció� �L- 1
W/D
=
1 , R/D
=
1,25 •
+¡ l
para ambos
Doble codo
W/0 = 2,
A¡{O
Sección
=
1,25 •,
W/D = 4,
A{O
R2{0
=
0,5
·
•
Doble codo
= 1,25
•
.,
para ambos codos
.
•
4
•
5
7
60
T
w
10
8
7
1
*
1,50
Sin gufas
.l
'
¡¿;jo
1 1,00
Relación �ID
0.75
;
S- D
Doble codo
18
12
10
1
.
5
7
8
. 12
R/D
Codo de radio con o sin guías
S
1,25 •
0,50
1 ,25 •
1,00
Relación LID
Codo de radio de seccióil rectangular con gulas
'
RELACIÓN L/D
22
15
16
Dirección de la flecha
45
Dirección inversa
40
Dirección de la flecha
17
Dirección inversa
18
CAPITULO
2.
TABLA 10.
Tr<Jnsformación
.
ROZAMIENTO EN LOS ELEMENTOS DE UN SISTEMA DE CON DUCTOS
RECTANGULARES (Cont.)
ELEMENTO
2a
Expansión
�--"���1 5°lme3�
..
C8J:t]f�
Contracción
Entrada abrupta
�VJttpcgJ
v,
V¡-==----
Entrada suave
Salida abrupta
Salida suave
Entrada reentrante
------
____J
�-
------...._
v,
---=-r-
vi-
Expansión· abrupta
1
v2
Tuberla que atraviesa el conducto
Barra que atraviesa el conducto
Allvio sobre la obst�ucción
13
0,04
'"'
V2{V1
f'
•,e
J._
�
40•
0,13
0,19
0,23
30•
0,15
0,20
0,24
20•
0,18
0,22
0,24
1 5•
0,20
0,23
0,25
1Qo
0,22
0,25
0,26
5•
0,25
0,27
0,28
0,20
0.40
0,60
Ganancia p. e. = n (hv, - hv,)
'
n
30•
45•
60•
0,311 • • • •
0,317
0,326
Pérdida p. e. = n (hv� - hv1)
• • ••
Pendiente
25 %
0,10
Pérdida p. e. = nhv1
0,009
Pérdida p. e. o ganancia consideradas nulas
o
A2/A,
n
0,25
0,75
0,33
0,50
0,57
0,25
0,70
0,76
1,00
o
Pérdida p. e. = nhvz
v,¡v�
o
0,25
0,37
0,40
0,50
0,29
0,75
0,15
Pérdida p. e. = nhv:
_____s-v2
v1 -
f ��
u�
Ángulo « a »
n
-----¡__
'
Vz "' V,
Pérdida p. e. "' nhv,
Pérdida p. e. -= nhv,
A¡ u
- A2
n
Contracción abrupta
'
-
___l___
Orificio redondo de borde agudo
j�
VALOR DE n
CONDICIONES
{__
-
¡-----
·•
2-47
PROYECTO DE CONDUCTOS DE AIRE
t
1
f' �t r
V� /Vi
0,80
0,09
0,60
0,14
0,40
0,14
0,20
0,09
n
Ganancia p. e. = nhv 1
E/D
n
0,10
0,06
0,25
0,16
0,50
0,60
Pérdida p. e. = nhv,
E/D
n
0,10
0,21
0,25
Ü,42
0,50
1,21
Pérdida p. e. "" nhv,
E/D
n
0,10
0,02
0,25
0,07
0,50
0,27
Pérdida p. e. = nhv,
Véanse las notas en la página siguiente.
2·48
SEGUNDA PARTE: DISTRIBUCIÓN DE AIRE
NOTAS PARA TABLA 9
L y D están en metros. D es el diámetro del codo.
L es la longitud equivalente adicional del conducto sumado
a la longitud medida. La longitud equivalente L es igual a D
multiplicada por la relación indicada.
'""'" El valor de n representa la pérdida de presión y se
puede convertir en la longitud equivalente adicional del con­
ducto por la siguiente ecuación
L=n
donde:
L
NOTAS 1,PARA25 TABLA 10
es valor standard para un codo d e radio com�
pleto sin guías.
.. L y D están en metros. D es la dimensión de con�
dueto representada en el dibujo. l es la longitud adicional
equivalente del conducto añadido al conducto medido. La
longitud equivalente L es igual a O multiplicada por la reJa�
ción indicada.
... El valor n es el número representativo de la presión
dinámica, pérdida de presión dinámica o ganancias de velo�
cidad en un accesorio, y puede ser convertida en longitud
adicional equivalente del conducto por la siguiente ecuación:
= longitud equivalente adicional, metros
hv = presión diná mic a en v2,
mm c. a.
hr = pérdida por rozamiento por metro, diámetro de con­
ducto en Vz, mm c. a. (gráfico 7)
n = valor para
L= n
donde:
L
=
longitud adicional equivalente, metros
hv =presión dinámica - para vl o vl, mm c. a.
hr =pérdida por rozamiento por metro, sección recta
del conducto en hv, mm c. a. (gráfico 7)
T o cruz.
La T o la cruz pueden ser reducidas o se puede
adoptar la misma dimensión en tramo recto.
n =valor para un determinado accesorio.
LISO DE 90° 90° 6 PIEZAS 90° 3 PIEZAS 45o 3 PIEZAS 46° LISO
r� !� [�
DIDELÁMETRO
CODO .
[�
R/ALENTED =1ADI,5CIONAL DE CONDUCTO
R/DLONGI= 1,5TUD EQUIV[�
R/0 1,5 R/D = 1.5
R/0 = 1,5 RECTO (METROS)
0.0,476820
0.64344
8
0,.,429640
1,2.489802 .
0.0,1,078839
0,
1
0,0,1,089853
111,,,624463
0,87323
12,,,961066
3,4,833022
0,
1
3,
1618
11.,324402
0,9
.81
2,2.2,3,64814802
6,6,5,28274068
1,,965286
34,3464
8
78.6828
1
3.
8
7,
6
2,2.46175
873620
9,11,,65402
4048
2,
5,
10
6,7.72204
11423,,4408
3,3,63815028
52
TABLA 11.
(cm)
ROZAMIENTO EN CODOS SECCióN CIRCULAR
L
(
R -
.
j
L
.
.
=
10
12
14
20
22
24
26
2
32
36
....
56
60
.
CAPÍTULO 2. PROYECTO DE CONDUCTOS DE AIRE
2-49
CODOSIN DEGUIRADIAS O CODO DE RADIO CON GU(AS
CODOS
CUADRADOS
E(NcSIm}ONES o·�
DELDIMCONDUCTO
o�CZJ
DJ�
DJ CZl
t 150 mm 1 R(tAce75ptabmmle) GulasDoblcambie eospdiesroerc ión GuíaSis mcambiple eospdiesreocr ión
D RelaciR/óDn =de1,r2a5dio • ( Recomendado)
LONGITUD ADICIONAL EQUIVALENTE DE CONDUCTO RECTO (METROS)
DeftarlescDetafrlesc10,17,138,7,,43987050
759 4,6,9,7,5,325678521 13.10,9,8,242883402 212 1118,29,7,,3620602 223 11.58,7,5,938005
17,103.,47905
759 6,8,5,4,904220255 138.9,6,8,,08470468 221 118,9,7,5,,3689721505 232 106,7.8,5,,44356351
8,7,6,38905
3,8506 5,3() 1 4,502 1 4,3,2402
4,,7500
1
2
,
1
7
11
,
4
3
2
4
7
9,
8
3
1
7
759 4,4;6,67518571 8,6.9,7,045604 21 7,6,9,8,207156 22 6,5,8,0859186
1038,7,,394805
5,4,950
2,3,956 104.,4687 31 4,2417 1 3,2,8905
17,13,79405
9 7,4,5,69240782 6.7,7,3861783 212 8.6,6,9,4269006 32 6,5,8,2860885
10,
8,7,5,38905
3,2,46210682 4,5,4652 1 4,3,5,28014803 . 21 3,4,2,34598695
2,6,8319 8,23 2 7,2,6577 31 2,7,017
2.153,4,,9558650
7595 3,5,4.08940732 7,5,6,0320856 21 6,7,5,4,3677041 22 6,4,5,57916852
1308,7,.4983005
5,4,3,95650
2,2,2.4620685 4,1 1 3,2,9380935 11 3,2,1,7365462
2,98
9 1879 104,5,,067904 8,5,6,705049 32 6,5,649 23 5,2980
1038,,94850
12,3,95438 3,6.5.809235 11 4.3,4672 2 3,4,824052
4,2,7,3,5,399506580
52,:2:.36656 1 2,1,7332
2.2,073608
1018,,.8985
75 3,5,4,0571064 4,5,5,5463597 21 5,5,4,6,0211800 322 4,3,5,0359936
5,3,4,7,3956050
2,2,039835 3,62 1 2,3,665616 1 2,3.031839
2,98
38 1 1,72
1,72
TABLA 12.
ROZAMIENTO EN CODOS RECTANGULARES
•n
,
J
Lw_j- R,R
''
Lw J
·
"•
•n
_L
_
L.-1
\\,
'
"'1
.,....
L.-1
w
.
240
120
0
60
50
180
120
0
60
50
40
30
150
120
- 0
60
50
40
30
120
240 .
120
0
13,31
75
60
50
40
30
25
20
105
105
0
60
0
40
30
25
20
0
0.
0
5
60
50
40
30
25
20
80
so
,,
60
50
40
30
25
20
1
2,70
'
2-50
SEGUNDA PARTE. DISTRIBUCIÓ N DE AIRE
CODOSIN DEGUfRADIAS O CODO DE RADIO CON GUrAs
CODOS
CUADRADOS
ENSI(cm)ONES
DELDIMCONDUCTO
o--:0
o--:[2)
E�P§hl
�
mml�) GulasDoblcambie esopesdiroerc ión GulaSis mcambiple esopdiesreocr ión
50 mm 1 Rt=75
D RelaciR/ón0 de1,r2a5dio (RRt=1ecomendado)
(
A
c
e
pt
a
b
LONGITUD ADICIONAL EQUIVALENTE DE CONDUCTO RECTO (METROS)
DeftorlaescOeftorlaesc108,7,,338305
7 706050 3,4.48504 5,4,4.24102 21 5,3,4,084035 22 3,3.4.58164
5,3,4,59065
34 2,2.1,70392385 3,19 1 2,3,6326816 11 2,2,2.1,73093258
2,8938
5,
6
5
6,
8
2
11,
2
8
3
23,
1860 6,9,3.57446 6,4.071362 21 5,4.9176 32 6,3,35236
2188,,384605
1
7,5,4,359060
5 3,2,239631 3,8245 1 3,2,95294 21 2.2,96354
3,2,39668
2,0338 1 2,11,,07163
26 2,1,.70457
19,14,7,485137
6 150. 7,6,9.574057 5,4,4,658058 23 4,13 3 5,4,06153
1
7,6,4,639500
2,2.1,869056 2,3.621 1 2,2,2.76390567 21 2,2,1,80930557
2,3,395866
14,,.14178
16 17,,.71427 2,76 3 2,08
1412,11,,822764
6,2,4.26436 3.3,2,26363 21 3,2,2.654702 32 3,2,052658
6,3,4,598606
2.1,.704657
31.S714 11 11.,.74679
1
,
7
2,3968
16 16,,164 2,34 2 2,34 3 12,,915.
9,8,7,978544
3,2,14,,07275661 2.4102 1 2,1.04411209 21 2,1,1.6347297
4,2,3,59806
1.1,1457
7 1 0,1,8_186
7,6.32916895
6 7 3,2,5,686513 2,1,.0789 21 2,11,.783868 32 12,,703783
2.3,953686
166 3,11,,184729 1,53 2 11,.2439 31 10,1,,7819698
6,5,4,267365
60•40• 2.1.231613 1,1.7175 1 11.1,,1479 12 0,1.8479
2,3968
0,
8
8
3,3.2,4,80433516
16 60'1645' 0,12,,73897528 0,1,8187 1 1.1,1199 2 0,1,81799
Pa
r
a
ot
r
a
s
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l
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c
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o
n
e
s
de
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d
1
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t
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b
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1
ciles como la reprDoblesenatdaduraa. fácil
Par
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vé
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s
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t
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bl
a
1
DoblDobladuraadurdiafsicd1il f1�
págiLos ndea f29,lectoparresadebenobteneresteasrtacols mfocadosnimas cpéomordidmuas.estra el gráfico 6
TABLA 12.
ROZAM IENTO EN CODOS RECTANGULARES (Cont.)
•••
DJ
L,..j
w
"
.
',
=
,,
• ••
........1.-
,,
L,-1
"\
......
L• ..J
••
0
0
0
25
20
60
240.
*
120.
0
0
40
30 .
20
15
0
200"
100.
50
40
30
25
20
40
3,26
1
1 60.
120.
'
so·
40
30
25
20
30
2
20
1 20.
90.
60.
30
25
20
15
1
100.
5.
50.
2
20
2
so•
.
20
15
1
30'
•
.. .
'
o•
•o •
,
O,
O.
-'
'
'.
.
CAPÍTULO 2. PROYECTO DE CONDUCTOS DE AIRE
GRAFICO 9.
PERDIDAS POR ACCESORIOS REDONDOS
Codos, T y cruces
" Codo de 90" liso ·y
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7
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2-51
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0.25 0.3
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"'
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Pérdida de
presión
(mm c. a.)
15
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PRINCIPAl
PRINC>PAl
··-
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30
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CODO S PIEZAS A 90>
CODO DE 3 PIEZAS A 90•
·,
..
"""' 2
....
o'""'' 1 + Q
o _,¡,�.. """"
NOTAS-: Lacasldapérdedidprasesdeiónpresetsáiótincaendelades T,la ocorcrrieuntceteaspr, inScionpalfuancilaónderdeivaldaa. veloci. desad la.delrelaaicrióen enentrlea eldercaivaucdiaóln.deEsatiore rderepreivsaedntoa unael
2.3, dLaLea pérlpa rcorddiiddaarientddeee prprpreeisnsiicióónnpalenen. unun codocodo sdueav3e pideeza45°s dees45"la miestadla delmit.acdorrdeespondila corentreespdondie ente al codo de cinco piezas de
T CÓNICA D E 90"
1.
CRUCETA CÓNICA DE
S
�
100:
y
OR
90°.
9Qo,
2-52
SEGUNDA PARTE. DISTRIBUCIÓN DE AIRE
SISTEMAS DE CONDUCTOS DE BAJA
VELOCIDAD
Método de reducción de velocidad
Consiste en seleccionar una velocidad de salida
en la descarga del ventilador y establecer arbitra­
riamente una serie de Í'educciones a lo ·largo del
conducto. La velocidad inicial no debe exceder
de los valores indicados en la tabla 7. Los valo­
res de diámetros de conducto circular equivalen­
te se pueden encontrar en el gráfico 7 partiendo
de la velocidad del aire y de su caudal. La tabla 6
se emplea para elegir las dimensiones del conduc­
to rectangular, partiendo del conducto circular
equivalente. La presión estática del ventilador
se determina por cálculo, utilizando la mayor
longitud del conducto, comprendidos todos los
codos y acoplamientos. Las tablas 10 y 12 pro·
porcionan · las pérdidas en los codos y acopla­
mientos rectangulares. El conducto más largo no
es necesariamente el que tiene mayor pérdida de
carga, puesto que conductos más cortos pueden
tener más codos, acoplamientos y restricciones.
Normalmente no se utiliza este método porque,
para resolver el problema con una precisión ra­
zonable, se necesita mucha experiencia y conocer
perfectamente el cálculo de conductos. Solamen­
te debe usarse en sistemas muy elementales, y. en
esos casos deben instalarse compuertas divisoras
para compensar el sistema.
Método de pérdida de carga constante
Este método se utiliza en los conductos de
impulsión, retorno y extracción de aire, y con­
siste en calcular los conductos de forma que ten­
gan la misma pérdida de carga por unidad de
longitud, a lo largo de todo el sistema. Es mejor
que el de reducción de velocidad porque en los
trazados simétricos no requiere ulterior compen­
sación. Si la instalación consta de tramos cortos
y largos, el más corto exige mucho amortigua­
miento. Un sistema de este tipo es difícil de equi­
librar porque el método de pérdida de carga
constante nó tiene en cuenta el equilibrio de caí­
das de presión en las distintas ramas, ni está
provisto de medios para igualar las caídas de pre­
sión o para la mislna. presión estática en cada
boca terminal de impulsión.
- El procedimiento más corriente consiste en
elegir una velocidad inicial en el condÚ cto prin­
cipal próximo al ventilador. Esta velocidad se
deduce de la tabla 7 en la que el factor restric­
tivo es el nivel de ruido. En este caso se utiliza
el gráfico 7, partiendo de la velocidad y caudal
del aire, para determinar la pérdida de carga por
unidad de longitud. �sta debe mantenerse cons­
tante a lo largo del sistema, y el diámetro del
conducto circular equivalente se deduce de dicha
tabla.
Para abreviar los cálculos de la sección de los
conductos se utiliza con - frecuencia la tabla 13,
ÁREA% CAUDAL
ÁREA% CAUDAL
ÁREA% CAUDAL
CAUDAL
ÁREA%
m1%/h CONDUCTO
m"%/h CONDUCTO
"m%"/h CONDUCTO
m"%/h CONDUCTO
2314 2.3.5.7.050 . 26272829 34,33,36,55 62635154 62,60,6159,,00 78777976 84,8182,83,,00
56 109..5 3031 39,37.50 565 64,63,00 8081 85,55
91078 1411,1163.,056 333532 42,40,43,41.00 60595758 66,66,65.67,55 84838285 86,88,87.87,605
111213 11879,,65 363738 46,444,5,00 636261 70,68,69,00 878885 89,90,055
1415 2120,,6 3940 47,48,0 6465 71,6 8990 9192,,0
161817 23,24,25,00 424341 50,5149,.00 686766 74,72.73,55 929391 93,94,50
202119 26,27.28,00 444546 52,54,53,00 707169 75,76,77,05 959496 96,96,05
222324 30,3129.,65 494748 55,56,67,0 727473 78,80.79.0 979998 99,98,97,0
68,Ca0pacidad 60 % m"75/h ) 80,6 100 100,0
50
5
32,
25
? Ár�aepaac100%
idad 100% m'/h
Capacidad 40 % m"Ár/eha,67,6re%a 4ts
TABLA 13.
PORCENTAJE DE AREA DE SECCióN RECTA EN RAMAS PARA CONSERVAR CONSTANTE
EL ROZAM IENTO
�·
�
';lb
CAPÍTULO 2. PROYECTO DE CONDUCTOS DE AIRE
qué proporciona los mismos resultados que si se
utilizase el gráfico de pérdidas de carga.
Con los datos que da la tabla 13 o los diáme­
tros obtenidos en el gráfico 7, se entra en la ta­
bla 6 para seleccionar las dimensiones del con­
ducto rectangular. Esta forma de dimensionar los
conductos reduce automáticamente la velocidad
del aire en el sentido de la corriente.
Para determinar la pérdida de carga total, que
debe ser superada por el ventilador, es preciso
calcular la pérdida en el tramo que tenga mayor
resistencia. La resistencia debe incluir los codos
y acoplamientos correspondientes a dicho con­
ducto.
2-53
2.
En la tabla 6, se elige un conducto de 540 cm x
x 540 mm. La pérdida de carga por unidad de lon­
gitud se obtiene- en el gráfico -7 partiendo del -vo­
lumen de aire (9.000 m3/h) y del diámetro equiva­
lente de la tabla 6, que es 600 mm.
Pérdida de carga == 0,15 mm c.a. por cada m de
longitud equivalente.
Las secciones de cada tramo se calculan utilizando
la tabla 13, y las dimensiones del conducto se _ de­
ducen de la tabla 6. La siguiente tabla contiene los
resultados:
Sección
del conducto
hasta A
(m'/h)
% de la capacidad *
inicial
9.000
6.000
3 .000
2.500
2.000
1.500
1 .000
500
100
67
33
28
22
17
11
6
�-
A-B
B-13
13-14
14-15
15-16
16-17
17-18
Ejemplo 4. Método de pérdida de carga constante para
el cálculo de conductos
Datos:
Sistema de conductos para oficina pública (fig. 47).
Volumen total de aire: 9.000 m3/h.
18 bocas de impulsión: 500 m3/h por boca.
Presión en las bocas: 3,8 mm c.a.
Radio de los codos: R/D = 1,25.
1 Caudal de aire
Sección del
conducto
]
hasta A
A-B
B-13
13-14
14-15
15-16
16-17
17-18
1
1
Dimensiones del
Área de la
a
conducto (mm)
sec. recta % Área en m
fóo-73.5
41.0
35.5
29.5
24
17;5
10,5
*
% de la capacidad
=
**
Área del conducto
==
o;2s
--
- -
0,20
0.12
0,10
0.083
0.068
0.049
0,029
1
540 X 540
540 X 400
540 X 250
450 X 250
350 X 250
300 X 250
200 X 250
200 X 250
caudal de aire en cada sección
caudal total de aire
Porcentaje de área referida al
área inicial del conducto (del
ventilador hasta A)
Las secciones de conducto de B a 12 y de A hasta 6,
tienen las mismas dimensiones que las correspon­
dientes al conducto de B a 18.
3. Es evidente que el conducto de mayor resistencia es
el que empieza en el ventilador y termina en 18.
Las tablas 10 y 12 nos darán las pérdidas en los
acoplamientos. A continuación se da una tabla con
la longitud total equivalente de este conducto.
.
FIG.
47. Disposición del conducto ¡Sara sistema de baja
velocidad (ejemplos 4 y S)
Calcular:
1.-, Velocidad inicial en el conducto, seccwn, dimen­
siones y pérdida de carga en el conducto princi­
pal desde el ventilador hasta la primera rama.
2. Dimensiones de los restantes conductos.
3. Longitud equivalente del conducto de mayor re­
sistencia.
4. Presión estática en la descarga del ventilador.
Solución:
1. En la tabla 7 se toma una velocidad inicial de
9 m/s,
9.000 mlfh
0.28 m'.
-;,.:Sección del conducto == ---c;-=-::-,.-;;--:
3.600 x 9 mfs
Sección del
conducto
Elemento
hasta A
conducto
codo
conducto
conducto
codo
conducto
conducto
conducto
conducto
conducto
A-B
B-13
13-14
14-15
15-16
16-17
17-18
Longitud
(m)
--20� --6.7
10
6.7
6.7
6.7
6.7
6,7
Total� 70.2
4.
Longitud
equivalente
adicional
--
-3.7
1.9
5.6
La pérdida de carga total en el conducto desde el
ventilador hasta la boca 18 será:
Pérdida = long. total equivalente x pérdida unitaria== 75,8 X 0,15 mm c.a. == 11,37 mm c.a.
La presión estática total que necesita el ventilador
es la suma de la presión en las bocas, más la pér­
dida de carga en el conducto. De aquí debe des-
SEGUNDA PARTE. DISTRIBUCIÓN DE AIRE
2-54
contarse la recuperación debida a la diferencia
de velocidad entre la primera y última parte del
conducto:
Velocidad en la primera sección = 9 m/s.
Velocidad en la última sección=
m/s.
Utilizando un coeficiente de recuperación del 5 o/o
3
7
Recuperación =
0,73 [ (·-�h·r -( l�l�•f) 2] = 3,3 mm c.a.
por tanto, la presión estática total en la descarga
del ventilador será igual a:
pérdida de carga + presión en las bocas - recuperación =
+
=
=
mm c.a.
11,37 3,8-3,3
11,87
El método de caída de presión constante no
satisface la condición de tener una presión es�
tática uniforme en todas las ramas y bocas de
impulsión. Para tener en el comienzo de cada
rama la cantidad de aire correcta es necesario
disponer una compuerta que regule el caudal en
todas las ramas y en los terminales de aire (bo­
cas de impulsión). También puede ser necesario
disponer de un sistema de control (regulador de
volumen o control de volumen en las bocas) para
regular el caudal de aire en cada boca de impul­
sión y conseguir una distribución correcta del
aire.
En el ejemplo 4, si el ventilador elegido tiene
una velocidad de descarga de 10 m/s se podría
descontar de la presión estática total
. 0,75 [(600)' - (540)'] 0,87 mm c.a.
242,4 242,4
Ganancm
=
=
Método de recuperación estática
El fundamento de este método consiste en di­
mensionar el conducto de forma que el aumento
de presión estática (ganancia debida a la reduc­
ción de velocidad) en cada rama o boca de im­
pulsión, compense las pérdidas por rozamiento
en la siguiente sección del conducto. De esta
forma la presión estática será la misma en cada
boca y al comienzo de cada rama.
Para calcular un conducto por este procedi­
miento se adopta el siguiente método : Seleccio­
nar una velocidad inicial para la descarga del
ventilador en la tabla 7 y dimensionar la primera
sección del conducto por medio de la tabla 6.
Las demás secciones del conducto se dimensio­
nan por medio del gráfico 10 (relación L/Q) y el
gráfico 1 1 (recuperación estática en baja veloci­
dad). El gráfico 10 se usa para determinar la re­
lación LjQ conociendo el caudal de aire (Q) y la
longitud (L) entre dos bocas, o dos ramas de la
seCción del conducto que va a dimensionarse, por
el método de recuperación estática. Esta longi­
tud (L) es la equivalente entre bocas o ramas in­
cluyendo los codos y prescindiendo de las trans­
formaciones. El efecto de la transformación se
tiene en cuenta en el gráfico 1 1 de recuperación
estática. Esto supone que la transformación se
ha proyectado de acuerdo con las indicaciones
que se dan- en este capítulo.
El gráfico 11 se utiliza para determinar la ve­
locidad en la sección del conducto que se está
calculando. Los valores de la relación L/Q y la
velocidad (V ) en la sección anterior a la que se
está calculando son los que se van a utilizar
para entrar en el gráfico 11. De este gráfico se
obtiene V2 que, junto con el caudal, nos dará la
sección del conducto. Esta sección nos propor­
cionará en la tabla 6 las dimensiones del con­
ducto rectangular o el diámetro del conducto
circular equivalente. Dicha sección de conducto
permite que la pérdida de carga a lo largo del
n1ismo iguale al aUmento de presión estática que
se produce por el cambio de velocidad después
de cada derivación o boca de impulsión. No obs­
tante, en algunos casos la reducción de la sección
del conducto es demasiado pequeña para que me­
rezca realizarla. En otros casos la reducción po­
dría resultar mayor de lo necesario. Esto produce
una ganancia o pérdida en la sección del conduc­
to, que debe repercutir sobre el ventilador. Nor­
malmente la pérdida o ganancia es pequeña y
en muchos casos puede despreciarse.
En vez de proyectar el sistema de conductos
para que la ganancia o pérdida sea nula, es po­
sible hacerlo de modo que se tenga una pérdida
o ganancia constante en todo el sistema, o parte
de él, pero esto aumenta el precio y el tiempo
necesario para equilibrar el sistema, y puede
hacer necesario aumentar la potencia del motor
del ventilador. Aunque normalmente no se reco­
mienda· calcular el sistema para una pérdida de
carga constante, se reduce con ello el tamaño de
los conductos.
1
Ejemplo 5. Método de recuperación estática para e/
cálculo de conductos
Datos:
Conductos de figura
ejemplo
Caudal total de aire: 9.000 m3/h,
Velocidad inicial: 9 m/s (ejemplo 4).
Codo ordinario: R/D �
bocas de impulsión de 500 m3/h cada una.
Presión en las bocas:
mm c.a.
47,
18
4.
1,25.
3,8
o"eterminar:
Tamaño de los conductos.
Presión estática total en la descarga del ventilador.
1.2.
Solución:
l. Con una velocidad inicial de 9 m/s y un volumen
de aire de 9.000 m3/h, la sección _del conducto a la
salida del ventilador es de
m2• Por la tabla 6
se obtienen unas dimensiones de
cm X 54 cm
para esta sección. El diámetro del conducto circu­
lar equivalente es de
cm y la pérdida unitaria
de carga es de
mm c.a. por m de longitud
equivalente, según el gráfico
La longitud' equi­
valente del conducto desde la descarga del ven­
tilador hasta la primera derivación es:
0,28 54
0,15 60
7.
longitud del conducto + longitud adicional
debida al codo =
+
=
m.
20 3,7 23,7
CAPÍTULO 2. PROYECTO DE CONDUCTOS DE AIRE
GRAFICO 10.
'·"
" ·'
"·'
" ·'
"·'
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1
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RELACióN L/Q
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2-55
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"""
-
0.02
0,01
-
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200
300
soo
1000
5000
2000
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N-�
20000
':'--
�-
N-�8
j.
tf J��
""'-.
'-.
Caudal deaíredesputsdeladerimión,Q(m'lh)
GRAFICO 11.
'
t;;:
-
!'-..
.._ '-.!'�r--.R
10000
...
G_ 1'-
100000
200000
RECUPERACióN ESTATICA EN BAJA VELOCIDAD
4,25
4
3,75
3,5
3,25
3
2,75
,;
u
E
..§.
2 �
1,75
1,5
2,5
2,25
�
e
"
�
·•
�
o
·o
e
-�•
g-
1,25 u
•
"'
0,75
0,6
0,25
2,5
3,5
"
4,5
5,5
6,5
7,5
8,5
Velocidad del aire después de la derivación V2 (m/s)
9,5
10
to,S
11
11,5
12
SEGUNDA PARTE. DISTRIBUCIÓN DE AIRE
2-56
Pérdida do presión estática (p.o.) para el sistema de conductosmm.de ic.mapul. =---mm
sión= P.E. c.paar.a conducto critico---mm. c.a. más pérdida p.e. salida
EQUILENTELVTA-UD RAZÓNL/Q VELOCI(mV/sD) AD ÁREA(m•)
AIRE LONGI
N.o SECCIÓN CAUDAL
(m1/h) ( m )
indicada elegida indicada elegida
Ventilador a A
•
3
2
1
4
5
6
a
23,7
6,7
11,9
6,7
6,7
A-8
8 -13
13-14
14-15
9.000
6.000
3.000
2.600
2.000
15 - 16
16-17
17� 18
B-7
7-B
1.500
1.000
500
3.000
2.500
6,7
6,7
6,7
6,2.
6,7
8-9
9 -10
1o- 11
11 -12
A-1
2.000
1.500
1.000
600
3.000
6,7
6,7
6,7
6,7
5,2
1 -2
2-3
3-4
4-5
5 -6
2.500
2.000
1.500
1.000
500
6,7
6,7
6,7
6,7
6,7
PÉRDI
D
A
DIOÁDIMETRO
POR
ROZA�
CONDUCTO
PÉRDIP.E. ENDDEA
MI
E
NTO
TOTAL
SIRECTANGUOLARESNESMEN- VARIENTRE
DERIVACIAP.CIOEDE-ÓNES.ON CONDUCTO
(mm) (mm c.a.) (mmc.a.)
7
8
9
3,56
3,66
•
0,435
0,155
0.41
0,26
0,3
9
6
6
5
4,5
0,28
0,20
0,13
0,13
0,12
540 X
540 X
540 X
540 X
530 )(
540
4QQ
2JQ
2JQ
250
0,35
0,45
0,68
3,8
3
2,5
0,11
0,092
0,055
fiQQ X
400 X
260 X
540 X
640 X
250
250
260
270
270
630 X
600_x
400 X
260 X
640 X
260
260
250
260
270
. 540 X
530 X
500 X
400 X
250 X
270
250
250
260
260
•
-­
ensnes,ióyanoqudeldee sconduct
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j
a
n
c
o
n
caquuedahlaeys dianfeteresntdees dela aderirei,vsaecisóun.pone o se asigna una velocidad inicial en el comienzo de la rama. Esta velocidad es algo menor que la del colector
6.
B
18
FrG. 48. Hoja de cálculo de las dimensiones del conjunto
M�TOOO(o de DErozaP�RDI
M�TODO DE RECUPERACIÓN ESTÁTICA
mientoDAconsDEtanCARGA
te)
SECCIÓN DE CONDUCTO Dimensiones(mm)del conducto Peso del(kg)conducto Dimensiones(mm)del conducto Peso de(lkg)conducto
AHaasta A
B
A-1, B-7, 8-13
1-2, 7-8, 13�14
640 X
540 X
640 X
450 X
540
400
250
250
246
60,6
90
46
2-3,
3-4,
4-5 ,
6-6,
350 X
300 X
200 X
200 X
250
250
250
260
38,5
35
29
29
8-9, 14-15
9-10, 15-16
10-11, 16-17
11-12, 17-18
PesMarogentotadel ldel conduparcatodeshechos
Peso total de chapa metálica
El peso total Incluye la transformación y los codos.
•
15%
640 X 540
640 X 400
640 X 270
540 X 270
530 X
500 X
400 X
250 X
250
260
250
250
673
86
--
659
•
FIG. 49. Comparación de los métodos del dimensionado de lOs conductos
246
60,5
92,5
92,5
60
48
42
32
663,5
99,5
--
763
2·57
CAPITULO 2. PROYECTO DE CONDUCTOS DE AIRE
La pérdida de carga en el conducto hasta la pri.
mera derivación es:
longitud equivalente X pérdida unitaria=
= 23,7 X 0,15 = 3,55 mm c.a.
A coritinuación se calculan las dimensiones de las
restantes secciones del conducto.
En primer lugar debe elegirse el conducto más
largo (de A hasta la boca 18, fig. 47). En este ejem­
plo interesa que las presiones estáticas en 1, 7 y 13
sean iguales.
La figura 48 presenta en forma tabulada las dimen­
siones de los conductos.
2. La presión total necesaria en la descarga del ven­
tilador es igual a la suma de la pérdida de carga
en el conducto principal más la presión en las
bocas de impulsión.
Presión de descarga del ventilador:
3,55 +
3,8
=
7,35
mm c.a.
Aunque la presión estática sea la misma en cada
boca de impulsión, es conveniente disponer com­
puertas en cada rama para la regulación del caudal.
Comparación del método de recuperación
estática con el de pérdida de carga constante
Los ejemplos 4 y 5 demuestran que los tama·
ños del conducto principal son los mismos, tanto
si se calculan por el método de pérdida de carga
constante, como por el de recuperación estática;
no obstante, en los ramales resultan conductos
mayores cuando se calculan por recuperación
estática.
La figura 49 establece una comparación entre
tamaños de conductos y pesos correspondientes
que se obtienen por ambos métodos.
El peso de la plancha de metal que necesitan
los conductos calculados por recuperación está­
tica viene a ser un 13 % mayor que cuando se
calcula por pérdida de carga constante, pero el
aumento del precio de coste se compensa al re­
, ducir los gastos de explotación y el tiempo ne·
cesario para equilibrar el sistema.
Suponiendo que en los ejemplos 4 y 5 tenemos
un sistema de baja velocidad, con un caudal de
aire de 9.000 m'/h y una presión en las bocas
de impulsión de 3,8 mm c.a., el aumento de po­
tencia que se necesitaría calculando los conduc­
tos por el método de pérdida de carga constante,
se determina en la forma siguiente:
t
aumento en el · costo del equipo e instalación eléc­
tricos.
SISTEMAS DE CONDUCTOS D E ALTA
VELOCIDAD
Los sistemas de distribución de alta velocidad
utilizan presiones estáticas y velocidades mayores
que las adoptadas en un sistema convencional.
, El proyecto de un sistema de gran velocidad im­
plica una transacción conciliatoria entre el em­
pleo de conductos de menores dimensiones y ven·
tiladores de más potencia. Al reducir el tamaño
de los conductos se consigue un ahorro de espa­
cio respecto al que normalmente se destina a los
conductos de aire acondicionado.
El aumento de presión estátiCa hace que nor­
malmente se utilicen ventiladores de la clase II,
y que deba ponerse un especial cuidado en el
cálculo y construcción de los conductos. Éstos
suelen estar diseñados para evitar escapes de
aire que producirían un ruido demasiado moles­
to. Se prefieren los conductos de sección circular
a los rectangulares, por su mayor rigidez. Siem·
pre que sea posible, debe utilizarse el tubo Spiro,
que está construido con lámina más delgada que
la que necesitan normalmente los conductos
circulares y rectangulares; además no necesita
abrazaderas.
Una consideración muy importante en el pro­
yecto de estos conductos es la simetría. Mante­
niendo en la medida de lo posible la simetría
del sistema, se reduce el tiempo necesario para
equilibrar el sistema, y se abrevia el cálculo. Tam­
bién se reducen el coste de construcción e ins­
talación.
T
de
9Qo
RecPreusperiónaceniónmmestcá.taic.a. PrPáesrdicóion�nsaentdeanmmtec.argca.a.
3813.,837
PérRecPrEquiedSupióperdona acondi
enaciónlcaonduccbocaionadortos 383,3.585
-3,49,387
Total . 49,87 - 45,45,3535
umunent·91 0%.de potenc1a = 45,35 0,099, o sea, aproximadamente,
A
--
-· =
Este aumento de un 10 % de potencia supone
un motor de mayor potencia con el consiguiente
FIG. SO.
Separación de accesorios en tramos
de conductos
SEGUNDA PARTE. DISTRIBUCIÓN DE AIRE
2-58
C----- •o.�------\4"
T 'cÓnica de 90<>
FrG. 51.
1:•
Separación de accesorios cuando se emplean <<Tu cónicas de 90o
Debe ponerse un especial cuidado al situar y
elegir lps acoplamientos para evitar excesivas
pérdidas de carga y ruidos. La figura 50 señala
la distancia mínima de 6 diámetros que debe exis­
tir entre codos y T de 90°. Si se utiliza una T có­
nica, la conexión siguiente, en el sentido del mo­
vimiento del aire, debe situarse por lo menos
medio diámetro más allá (fig. 51). El empleo de
la T cónica se limita al conducto principál, y so­
lamente para las velocidades iniciales crecientes
en los montantes o tubos ascendentes.
Cuando se estudia el tendido del conducto prin­
cipal en un sistema de alta velocidad, deben te­
nerse e}1. cuenta los siguientes aspectos:
l. Las pérdidas por rozamiento desde la des­
carga del ventilador hasta un punto situa­
do inmediatamente antes de la derivación
del primer montante, en todas las ramas,
deben ser lo más iguales posible. Estos
puntos de igual pérdida por rozamiento se
indican en la figura 52.
2. Para que esto pueda cumplirse, en el caso
de que _ partan del ventilador varios con­
ductos principales y para sacar el mayor
provecho de la velocidad utilizada, sígase
la norma siguiente: la relación L/D entre
la longitud equivalente de cada conducto
principal (desde la descarga del ventilador
hasta el primer montante) y su diámetro
respectivo debe ser prácticamente cons­
tante. De este modo el conducto más largo
podrá tener más caudal de aire, y se po­
drán utilizar mayores velocidades.
3. Mientras el espacio disponible no obligue
a lo contrario, la salida que se tome del
conducto principal debe hacerse por medio
de una T de 90°, o de una T cónica de 90°;
mejor que de 45°. Utilizando acoplamientos
de 90° la pérdida de carga hasta dicha rama
a lo largo del sistema es más uniforme. Ade­
más, si se utiliza un acoplamiento a 45°,
normalmente hará falta: otro, Ill:ientr:as que
FIG. 52. Colectores y ramas de alta velocidad
utilizando uno de 90° bastará con uno y
de todo ello resultará un menor coste.
El proyecto de un sistema de alta velocidad
es muy parecido al de baja velocidad calculado
por recuperación estática. La velocidad del aire
se reduce en cada detivacióri y en las bocas de
impulsión. Esta reducción de velocidad produce
un aumento de presión estática que compensa
la pérdida de carga en la siguiente sección del
conducto.
La velocidad inicial en el conducto principal
depende del número de horas de funcionamiento.
Para conseguir un equilibrio económico entre el
precio de coste y los gastos de explotación, se
recomiendan menores velocidades de aire en el
conducto principal cuando el equipo tenga que
trabajar las 24 horas del día, y el espacio dispo­
nible lo permita. Cuando se emplea una T cónica
CAPÍTULO 2. PROYECTO DE CONDUCTOS DE AIRE
2-59
de 90° en vez de una T de 90o para las deriva­
ciones del conducto principal, se recomienda
mayor velocidad inicial en el ramal. La siguiente
tabla indica las siguientes velocidades iniciales
para dimensionar los conductos principales y
los ramales:
Ejemplo 6.
ramales
Datos:
Montantes para un local de oficinas (fig. 53), 12· bocas
de impulsión de 180 m3/h cada una.
Caudal total de aire: 2.160 m1/h.
Presión estática en las bocas de impulsión: 38 mm c.a.
VELOCIDADES ICONNICIALOSLES GRÁFI
RECOMENDADAS
PARA(m/sSER) UTILIZADAS
C
OS
CONDUCTO
horas dePRIfNun1CIcicPioALnamiento
RAMALES•
T cónica de
DERI4 •máVACISes sdeaOliNESfdmase haunA cLirAamSbocasalBOCAS
comode iunampuldesiónn.vactón o montcomoanmáxite quemotenga
Determinar:
Dimensiones del conducto para las secciones 1 a 6
(figura 53).
12 y 13
15·20
10-18
12
24
.
90°
90°
Empleo del gráfico para dimensionar /os
Tcill ndrci
20-25,5
18-20
1O
Codo
2m
i
l so 90°
6
·
a
90>
Sección 1 2
1.
Los gráficos de recuperación estática para el
cálculo de los sistemas de alta velocidad son los
12 y 13. El gráfico 12 se utiliza para el cálculo
de ramales y el 13 para el de conductos princi­
pales. La diferencia fundamental entre ambos es
el caudal de aire que circula por el conducto.
El gráfico 12 se utiliza para dimensionar mqn­
tantes y ramales que transportan hasta 10.000
metros cúbicos/h de aire. Este gráfico se ha
construido suponiendo que entre las derivacio­
nes, tanto hacia las bocas de impulsión como
hacia los ramales secundarios, existe una sepa­
ración de 3,6 m. Acompaña -al gráfico una escala
para corregir estas separaciones en más o en
menos.
El gráfico 13 se utiliza para dimensionar con­
ductos principales ·de capacidad comprendida
entre 0,5 y 20 m•js. En este gráfico la separación
entre las derivaciones es de 6 m. En la parte
superior del gráfico hay una escala de corrección
para cuando este intervalo es distinto de 6 m.
Los ejemplos 6 y 7 explican el empleo de estos
dos gráficos. El ejemplo 6 explica la forma de
dimensionar el ramar representado en la figu­
ra 53 y el ejemplo 7 se refiere a un conducto
principal (fig. 55).
Codo
li so
60m'/h
38 mmc.a.
sou
4m
2
Sección
1.800m'/h
38mmc.a.
4m
Sección 31.440m'/h
38 mm c. a.
4m
Sección 4 1.080 m'lh
38mmc.a.
4 m
Sección
5
720m'/h
3Bmmc.a
4m
Sección
6360m'/h
38 mmc.a.
CONDICIONES INICIALES: m'/h; Diém4etro interior del conducto: cm; Velocidad m/s
DIDELMENSICON-(diáÓmNeM VELOCIV DAD
a.) ÓN ClP.VARIóE.NDECIAACIÓDERIÓNNVDEA-AM DEP.LAE.CiANTES
TUD LECTURA(mmDEc.PRESI
PRESI
Ó
N
ESM
VLALENTE
DE·QAIRE DEEQUILONGICONDUCTO
N.RAMAL
oCIOSEC-N CAUDAL
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l
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a
(
4
me
n
os
(m1/h) (m) Pérdida en la derivaciónmm c.a.) (mm c.a.) (mm c.a.) (cm) (m/s)
Pérdida de carga =
4
4
P.E. máxtma en secctón
FIG. 53. Conducto de rama para ejemplo 6
2.160
1
2
20
3
5
19
5
..
7
8
9
.
5)
1
2.160
7.8
2
3
1.800
1.440
1.080
720
360
8.2
4
5
6
17
16
10
5.5
3.7
4
4
21
13,5
8
5.5
3.2
-
51,6
38
20
19
+0,5
55,6
63,1
51.1
61,1
50,6
38
38
38
38
38
20
20
20
18
15
17
13
10
8
5.7
36
15,6
-4
+2,6
+2
o
2:
FIG. 54.
10
65,6
+
38
Cálculos' de dimensiones de ramales de alta velocidad
+
..
3,6
=
97,2
2-60
SEGUNDA PARTE. DISTRIBUCIÓN DE AIRE
GRAFICO 12.
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60
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40
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RECUPERACióN ESTÁTICA EN RAMALES DE ALTA VELOCIDAD
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50 u
3:érdlda e:0 la ij
derivación del >
ramal (mm a.)
c.
25
30
600
500
400
300
250
200
150
Diámetro del conducto (mm)
100 90 80 75
1
1
1
1
1
CAPÍTULO 2. PROYECTO DE CONDUCTOS DE AIRE
GRAFICO 13.
150 140130 120 110
100
90
2·61
GANANCIA ESTATICA EN COLECTOR DE ALTA VELOCIDAD
55
80
50 46
42
36
34
30
28 26
24 22
20
18
70
60
50
7
E
-S
�
o�
.
�
�
JO
20
15
10
9
8
9
10
15
20
25
oo l-��--���2s����2s��--150 140 130 120 110
100
90
80
70 65 60
55
50
46
42
39
Diámetro del conducto (mm)
34
30 28
26 24
22
20
18
SEGUNDA PARTE. DISTRIBUCIÓN DE AIRE
2-62
Solución:
1. Dibujar un esquema como el de la figura 53 y re­
llenar las columnas 2, 3 y 8 de la hoja de cálculo
que aparece en la figura 54.
2. Entrar en el gráfico 12 con la velocidad indicada
para ramales con una T cilíndrica de 90°.
3. Buscar la intersección con la curva de 2.160 m3/h
(que corresponde a 0,6 mJ/s) obteniendo el punto A,
al que corresponde 200 mm como diámetro del
conducto y 2 mm c.a. de pérdida de carga por
cada m de longitud equivalente, para una velocidad
inicial de 19 m/s. Anotar estos valores en la hoja
de cálculo.
4. A partir del punto A determinar la pérdida en la
derivación del conducto principal, proyectando el
punto A horizontalmente a la izquierda en la escala
donde puede leerse 36 mm c.a.
S. Anotar 36 mm c.a. en la hoja de cálculo, para la
sección l.
6. Determinar la longitud equivalente desde la deri­
vación del conducto principal hasta la de la prime­
ra boca de impulsión:
Longitud del conducto = 2 + 4 = 6 m. Un codo liso
de 90° y 20 cm de diáme.tro equivale 1,8 m. Lon­
gitud equivalente total = 6 + 1,8 = 7,8 m.
Pérdida de carga = 7,8 x 2 = 15,6 mm c.a.
7. Dimensionar el conducto de la sección 2:
Desde el punto A del gráfico trazar la quebrada
que pasa por los puntos B y C hasta encontrar
en D a la curva de 1.800 m1/h (0,5 m1/s).
8. Determinar la longitud equivalente de la sección 2:
Longitud del conducto = 4 + 0,6 = 4,6 m. Dos co­
dos lisos de 90" = 2 x 1,8 = 3,60 m. Longitud total
equivalente = 4,6+ 3,6 = 8,2 m.
9. Determinar la pérdida de carga en la sección 2:
Proyectar verticalmente el punto D hasta la línea
de referencia para determinar el punto E y, si­
guiendo las líneas de guia, hallar el punto F que
corresponde a una longitud equivalente de 8,2 m.
Trazar Una vertical hacia abajo, desde F, hasta
encontrar a la recta de 0,5 m3/s (punto G) y seguir
esta línea hasta el punto H, intersección de esta
línea con la vertical que corresponde a un diámetro
de conducto de 200 mm. Obsérvese que a H le
corresponde en la escala de la izquierda una presión
de 21 mm c.a. y a G le corresponden 17 mm c.a.
Por lo tanto, la pérdida de carga es de 21 - 17 =
= 4 mm c.a. Este valor se anota en la columna 6,
y en la columna 9 se anota el diámetro de 20 cm
que corresponde a D.
10. Dimensionar el conducto de la sección 3:
Proyectar hacia abajo siguiendo la línea de 20 cm
de diámetro el punto H hasta cortar en I a la
curva de 0,5 m3/s (ó 1.800 m3/h).
11.
Partiendo de I, trazar la línea quebrada que se
apoya en las guías de la derecha del gráfico y corta
en J a la curva de 0,4 m3/s. El tliámetro del con­
ducto es de 19 cm, y si movemos este punto sobre
la línea de 0,4 m3/s hasta encontrar a la vertical
de 20 cm de diámetro, tendremos el punto K. La
presión correspondiente al punto J es de 16 mi­
límetros c.a. y la correspondiente al punto K es
de 13,5 mm c.a., con lo que tendremos una ganancia
o recuperación estática de 2,5 mm c.a.
12. Dimensionar el conducto de la sección 4:
Proyectar el punto K siguiendo la línea de 20 cm
de diámetro hasta cortar en el punto L a la curva
de 0,4 m3/s.
13. Apoyándose en las líneas guía del lado derecho
del gráfico, buscar el punto M en la curva de
0,3 m3/s, y desplazar el punto M sobre esta curva
hasta determinar el punto N sobre la línea de
20 cm de diámetro. Al punto M le corresponden
10 mm c.a. y al N 8 mm c.a., con lo cual se ha
obtenido una recuperación estática de 10 - 8 = 2
milímetros c.a. El diámetro del conducto será de
20 cm. Anotar estos valores en las columnas 4,
S, 6, 7 y 9.
NOTA: Si en vez de buscar el punto N en la línea de
20 cm de diámetro subiéramos por la curva de
0,3 m3/s hasta encontrar a la línea de 15 cm
de diámetro, nos encontraríamos con una pér­
dida de carga de 25 - 10 = 15 mm c.a. Esta
pérdida es innecesaria y, por eso, se proyecta
el punto M sobre la línea de 20 cm de diámetro.
14,
15.
16.
17.
18.
Dimensionar el conducto de la sección 5: Desde
el punto N bajamos verticalmente para buscar
el O en la curva de 0,3 m3/ y, utilizando las guías
de la derecha, encontraremos el punto P en la
curva de 0,2 m1/s, al que corresponde un diámetro
de 18 cm.
Dimensionar el conducto de la sección 6: En la
misma forma que antes se obtiene el punto S que
corresponde a un diámetro de 15 cm, con una re­
cuperación estática de 3,7- 3,2 = 0,5 mm c.a.
Calcular las velocidades de las 6 secciones del con­
ducto en los puntos A, I, L, O, Q, T, respectiva­
mente, y anotarlos en la columna 10.
Determinar las caídas de presión a la salida y a
lo largo del conducto entrando en la parte superior
derecha del gráfico 12 con 180 m3/h, obteniéndose
una pérdida de carga de 3,6 mm con 11 cm de
diámetro.
Sumar 55,6 mm (valor máxillio de la columna 7) +
+ 38 mm (columna 8) + 3,6 mm (derivación y sa­
lida), lo que totaliza 97,2 mm (presión estática
total).
Ejemplo 7. Empleo del gráfico para calcular los
conductos principales
Datos:
Local de oficinas, 12 horas diarias de funcionamiento.
Conducto de la figura 55.
Diez ramas de 0,5 m1/s (1.800 m1/h) cada una.
Caudal total de aire: 5 m3/s (18.000 m3/h).
Determinar:
Dimensiones del conducto para las secciones 1 a 10.
Solución:
l. Hacer un croquis como el de la figura 55. Anotar
los correspondientes valores en las columnas 1, 2,
3 y 8 de la figura 56.
2. Entrar en el gráfico 13 con hl velocidad que se
recomienda para los conductos principales de 12
horas diarias de funcionamiento.
3. Determinar la intersección con la recta de S m3js,
punto A, obteniéndose: 60 cm para diámetro del
conducto, 0,45 mm de pérdida de carga por cada
metro lineal de conducto equivalente, y 17,5 m/s
de velocidad. Anotar estos valores en la hoja de
cálculo de la figura 56.
4. Calcular la longitud equivalente de la sección 1 y
anotarla en la columna 3; conducto rectilíneo =
= - 6 m; pérdida de carga = 6 X 0,45 = 2,70 mm c.a.
5. Dimensionar la sección 2 del conducto: Partiendo
del punto A buscar el punto D siguiendo las líneas
de guía del lado derecho del gráfico (puntos B y C)
sobre la recta correspondiente a 4,5 m3/s.
6. Determinar la longitud equivalente de la sección 2:
Conducto recto = 6 m. Un codo de 90°, de cinco
piezas = 7,2 m. Longitud total equivalente = 6 +
+ 7.2 = 13,2 m.
2-63
CAPÍTULO 2. PROYECTO DE CONDUCTOS DE AIRE
sección del conducto 6 porque su longitud equiva­
lente es de 13,2 m y deberá utilizarse el método
empleado en los pasos S, 6 y 7 para determinar
la caída de presión. Véase además el ejemplo 6, pa­
sos 13 y 14, donde se explica lo que Se debe hacer
cuando el gráfico señala un diámetro distinto del
utilizado, por ejemplo, 58 cm.
GANANCIA TÉRMICA Y FUGA DE AIRE
EN LOS CONDUCTOS
Siempre que el aire existente en el interior de
un sistema de conductos esté a diferente tem�
peratura que la del aire que lo circunda, hay
flujo de calor hacia dentro o hacia fuera del con·
dueto. Cuando se calcula la carga, se asigna un
margen para esta ganancia o pérdida de calor,
incluyéndose también en el cálculo la fuga de
aire. En la Parte 1, Ganancia de calor del sistema,
se estudia el margen de carga necesario y las con­
diciones en que debe ser asignado para la ganan­
cia o pérdida de calor y las fugas del conducto.
El gráfico 14 se utiliza para determinar el
aumento o disminución de temperatura en un
conducto desnudo o sin aislamiento que tiene
una relación de forma de 2: l. En las notas del
gráfico se dan también los factores de corrección
para otras relaciones de forma y conductos ais­
lados.
FIG. SS. Sistema de conductos de alta velocidad- di­
mensionado por el método de ganancia estática -del
colector
7. Determinar la pérdida de carga en la sección 2:
Proyectar verticalmente hacia arriba el punto D
hasta encontrar, en la línea de• referencia, el pun­
to E. Seguir las líneas de guía hasta encontrar el
punto F que corresponde a 13,2 m de longitud
equivalente. Proyectar este punto hacia abajo hasta
encontrar a la línea de 4,5 m3/s en el punto G, y
siguiendo esta línea buscar el punto H. Anotar la
pérdida correspondiente al punto G (16,76) y al
punto H (18,79) en las columnas 4 y S de la figu.
ra 56. La pérdida de carga es 18,79 - 16,76 = 2,03 mi­
límetros c.a. Este dato se anota en la columna 6.
Anotar 60 cm de diámetro en la columna 9.
8. Determinar el tamaño del conducto de la sección 3:
Mover el punto H sobre la línea de 60 cm hasta
encontrar el punto I en la línea de 4,5 m3/s. Apo�
yándose en las líneas de guía del lado derecho del
gráfico, buscar el punto J en la línea de 4 m3/s.
Anotar los valores correspondientes en las co­
lumnas 4, 5, 6 y 9.
9. Determinar las dimensiones del conducto para las
secciones 4 a 10 en forma análoga a lo hecho en
el apartado anterior, utilizando los caudales de
aire y las longitudes equivalentes. Se exceptúa la
Ejemplo 8.
Cálculos para conductos de Impulsión
Datos:
Caudal de aire según hoja de cálCulo de carga: 2.800
metros3/h.
Ganancias de calor en conducto de impulsión, según
hoja de carga: 5 o/o.
Fugas de aire en el conducto de impulsión, según hoja
de carga: S %.
Temperatura del espacio sin acondicionamiento: 35 oc.
Temperatura del espacio acondicionado: 25,5 o c.
: CÓNDI. 1CIÓ..•.NES iNICIALES
ÓÑGIVALENTE;
TUD-,JCTO LECTURA PRESIÓ·N. CI�.�O���c¡,
DERION VA- P.RAMAE. DE DELCONDUC�
N_CIAODERI�N�.Jl1:VA� DEP.E.CIANTES
N.,-,COLECTOR
•Cl N .�C••·f\AUIRÓEAL' .DEQUI�l,CONDI
TODIMENSIÓN VELOCIV DAD
,.· ·
g•c·
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t. . · ..
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1
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5.4QO
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.
. . 6
13,2
6
6
6
13,2
6
6
6
6
,- Inicial
.
1 - Selecdonada
(� _ menos 6)
(mm c.a.)
Rozamiento - -_en condu'cto
.
16,7Q
14,73
12,19
9,39
6.1
4,82
4,36
3,63 3.63
1 8,79
1 4,73
1 1 ,68
8,89 '
6.1
6.84 .
4,95
'6,20
4.69.
.
. .
2,7
- 2.03
o.oo
+ 0,51
+ 0.50 .
o.oo
..,. 1,02
- 0,59
=
P.E.
11
- 1,57
- 1 ,06
méx1m'
.
8
LA
(mm c.a.)
. (m'lh)
.
' 1 . .. .. .
1a.Ooo
- _- 16:20�-2
- •a
14.400
.
12.600
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.
5.
. -1 o:aoo
6 .·
·
7. .
8
·,
9
10 .
6 m1/s - - Diémetró interior de'! conducto 60-- cm · Velocidad 17 6 m/s
.
. 6 .
4
7
6
:1 .. .:_·
.n
, -(mm c.a.)
2,7
4,73
4,73
4.22
3.72
3,72
4.74
5,33
6,90 7,96
9
10
(díémetro
interior)
(mm.-c.a,
(cm)
(m/s)
97,2
97,2
97,2
97.2
97.2
97,2
97,2
97,2
97,2
97,2
60
60
60
60
60
60
17,6
15.4
13.8
12,3
10,6
8.9
8.6
7.8
7.8
7.1
secc16n 1 0 - 7.96 + 9 7 2
55
60
40
30
=
1 06•1 6
FIG, 56. Cálculos de dimensiones de colector o cabezal de alta velocidad
2-64
SEGUNDA PARTE. DISTRIBUCIÓN DE AIRE
Normalmente se asigna un margen de 10 % si todo
el conducto está en el exterior del espacio acondi­
cionado. Como en este caso una gran parte del
conducto está dentro, se emplea un S %.
2. Determinar la elevación de temperatura desde A
a B. Se elige una velocidad inicial en la tabla 7
(sea 7 m/s). Se calcula la elevación de temperatura
desde el ventilador hasta el espacio acondicionado.
Se entra en el gráfico 14 en 2.550 m3/h; se pro­
yecta verticalmente hasta 7 mjs y se lee 0,09 oc
de cambio de temperatura por cada 10 metros de
conducto y por oc de diferencia. Empleando una
relación de forma de 2: 1, la elevación de tempera­
tura resulta:
Valor U del aislamiento del conducto:
1,17 kcal/h · m1 · oc.
Conducto representado en figura 57.
Hallar:
Caudales de aire en cada boca de impulsión.
Solución:
1. Caudal de aire necesario a 15,6 oc
2.800
"7"---,c=-""'=1 + 0,05 + 0,05
� 2.550
m'/h
9
lo
C
Ai1e aportado 1 5,6�
840 m'/h 844 m'fh- 932
7,5
m
m'
.
0,09 " C cambw
f
2,1
25'5 - 15'6
25,5 - 15,89
0,185
X
(35 - 15,6)
�
X
2.550
�
2.625 m'/h
lo x ,
GANANCIA O PtRDIDA DE CALOR EN UN CONDUCTO
0.5
0.4
0,3
0.2
' -H ' , .
0,1
·
·
·
. .
0.05
· ··
·
.,.---
-
..j .
0,04
0.03
0,02
.
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0.01
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H-
nt
1 1111
+-
-�-� --
1. BasSi ealdoconduen cot nduesctáoforerctadaongulintaer iodermsnentudoe oconaislraedo,lacióutnildezarfolrsmasig2:uie1.ntes factores de cor ec ión : Condu
cto((Ufo=r a0,1d,36o3)1 ) =-0,0,418055
2.NOTAS:
Ai
s
l
a
do
3. Para caudales de aire mayores de 20.000 m3/h, dividir Corel caudal
porde 1la00reylacmulióntideplicfarormloas grados de variación por 0,1.
r
e
c
i
ó
n
COrRelareccciiónóden forma 1 Redondo
0,83 ��0,92 �.:.:.21,1 _ ,�1,:.218_��1,26 ��1,35 �2.:_2_1.43 ��1,5 ��1,58 ��1,65�
100
0,29 "C
Elevación de la temperatura del aire desde A
hasta B
2'1
O 09 "C X 9,61 "C � 0,18 " C
�
FIG. 57. Ganancia de calor del conducto y fuga de aire
GRAFICO 1 4 .
X
Temperatura del aire a la entrada de la habi­
tación = 15,89 oc.
Caudal real de aire que entra en la habitación
spacio acondicionado 25,5°
Ventilador
X
500
5000
10000
20000
"'
CAPÍTULO 2. PROYECTO DE CONDUCTOS DE AIRE
Diferencia de temperatura, del aire de impulsión
hasta la boca B
�
25,5 - (15;89
+
Caudal necesario para la boca B
�
850
�
x
�
9,43
4.
9,43 oc
�
0,18)
2-65
890 m'/h
En el gráfico 14 se lee 1,42 oc para 941 m3/h y
6 m/s.
Elevación de temperatura
sin margen por enfriamiento mediante el conducto.
Caudal en la boca B con margen para enfriamiento
mediante el conducto
�
3.
890 m'lh -
(
2.625
x
0,18 \
-- ¡
9,43 '
�
�
0,11 X 9,43 X
�;
�
�
�
�
(
TABLA 14.
x
0,46
8,97
)
�
8,97 - 0,56
850
.'!.!!_
x
8,41
(
995 m'/h - 941 X
8,97 o c
--
0,56 oc
8,41 oc
�
�
995 m'/h
)
Margen para enfriamiento mediante conducto
0'56
8,41
�
932 m'/h
5. Verificación del caudal total:
840
+
844
+
932
�
2.616 m'/h
Esto se compara favorablemente con los 2.625 me­
tros cúbicos por hora de caudal real de aire impul­
sado o que entra en la habitación.
La figura 57 indica los caudales de aire originales
y los corregidos.
Margen por enfriamiento mediante conducto
935- 1.785 m'/h
�
Caudal de impulsión ajustado para la elevación de
temperatura
0,46 o c
m3/h de salida ajustados para Ia elevación de tem­
peratura
9,9
� 850 x - � 935 m'/h
8,97
�
�·�
Diferencia de temperatura del aire de impulsión
Diferencia de temperatura del aire de impulsión:
9,43 - 0,46
0,14 X 8,97 X
840 m'/h
Determinar los m3/h para la boca C: Utilizar el mé�
todo de rozamiento uniforme o pérdida de carga
constante para hallar la velocidad en la segunda
sección del conducto con 2.625 m3/h - 840 m3/h =
= 1.785 m3/h; Velocidad = 6,52 mjs.
Determinar la elevación de temperatura hasta la
boca: En el gráfico 14 se lee 0,11 oc a una velo­
cidad de 6,5 mjs y 1.785 m1/h. Elevación de tem­
peratura
�
Determinar Jos m3/h para la boca D :
Utilizar e l método de pérdida de carga constante
para determinar Ia velocidad en la tercera sección
del conducto con 1.785 - 844 = 941 m3/h;
Velocidad = 6 mjs.
Determinar la elevación de temperatura hasta la
boca:
844 m'/h
DE(mm)LA CHAPA
DICONDUCTO
MENSIDELÓN AcGRUESO
MAYOR
JuntCONSTRUCCI
as transversaÓleNs, RECOMENDADA"
riostras refuerzos
(cm) Conducto eroGrapa ConduAlctuominiGro apa
Grapa deslizante o grapa en S. separado m o menos.
deHadesta a
Grapa deslizante o grapa- en S, separado m o menos.
GrRedeafupearlazdesos midelizsamnpetasefriedilfomarnzensguladaior*nesenogrdiapgsaonaiatuesaldcdeauaadrmia rteafdorzdeadadismmtansecipaa reanodtorzeunchojunmtaosangul.menosar.
qe a
GrRedeafupearlzadeossmidelizsamnpetase rfieldifoamrnzegulandsaiorneenso grdiapgaonasiatuelasdcdeauaadramirteafdorzdeadadi*mmstasnecpiaaraeodntorzuncho
mntasangulme. nosar.
a
e
j
u
TiGrraapntaededeslizhiaenrteoredeforzada ommgrapaparaa esncchuruadraa rdeefocrzoanduda c osdeeparado a m ocmem.nos.
depadirastmmaaonncichurdea eansotredezaujncntcohandus.cangulmto. dear
més
TiRerdefaunetlreazcmsodemideohsimepemtirasofsidi.ldemangulensiornesenmmdi pagsseonairptauarladnddeachuroa mia tdeacmd conduct
lcaomnduientcto Todos
desonpladenlochasccondu
dee Picatrotóssbndeurigméidosldeongientudlcaimnsasleensc.ciounealqsuideera cdeondulasctdiomeensn queionessetihaenendeseinpsatralcriounanes tsranlisdvaerosaunales, ecxocneepxtioón.losLasquejutnietanens oacpolisctaudraos aidels­
i
e
r
Junta lroesfoperzrafidleasacnoguln paaressamesatnéosn undeidoshiaelrcoondudecto mediamm.ntesoldadura porpuntos,tornil ospara chapa metálica o roblones sobre centros a mm.
Todos
CONSTRUCCióN RECOMENDADA PARA CONDUCTOS DE CHAPA M ETALICA RECTANGULARES
Sistemas de baja presión
y
60
0,6
0,6
0,6
0,8
60 • 80
0,6
0,6
0,6
0,6
80
0,8 _
0,8
0,8
1
1
1
1,5
1
1
1,5
150
150
_180
1
J� 180
2Í5
1
1
2,5
1 .2
'
•
•••
••
30
x
3
• ••
• •
, 225__ y
_
1,5
1
1,5
1,5
300
•
•• •
30 x 3
30 x 3
u•
40
x
40 x 4
40
x
40
x
4
• •,
•,
•• •
•• •
180
40 x 40
x
4
• •,
•••
225
1,2
1.2
O
225
1,2
300
120
50
39
x
3
150
2-66
SEGUNDA PARTE. DISTRIBUCIÓN DE AIRE
GRAFICO 15.
FACTORES DE CORRECCióN POR DENSIDAD DEL AIRE
1.20
1.15
V
�
'
"
X.
�.
.
�
�
]
.
V
:Q
'
'
'
�
�
8
-"'
§
,
�
e
1.10
1.05
1,2 kgffT13 a 760
·
y 20o C, H.R 45 °0 altitud O
Aire normal
1.00
rrim
Hg
0.95
0.90
0.85
8
-¡;
�
B 0.80
e
"
·¡;
�
e
0.75
-li·
"
j
o
500
1000
1500
2000
2500
3000
3500
4000
75
100
125
150
Altitud (metros)
-50
-25
o
25
so
Temperatura del aire
PROYECTO DE CONDUCTOS PARA
GRANDES ALTITUDES
C.uando se proyecta un sistema de distribución
de aire para altitudes mayores de 600 metros,
por debajo de -1 °C o por encima de 50 °C, debe
ser corregido para la densidad del aire el factor
de rozamiento obtenido por medio del gráfi­
co 7, utilizando el caudal de aire real en las condi­
ciones finales. El gráfico 15 presenta factores de
corrección para temperatura y altura. Cuando
el sistema funciona en emplazamiento de elevada
altitud y a una temperatura que cae fuera de la
(C)
gama normal, habrá qUe multiplicar por ambos
factores.
CONSTR UCCióN DE LOS CONDUCTOS
El grueso de las hojas metálicas empleadas
en los conductos y sus refuerzos, depende de las
condiciones de presión existentes en el sistema.
Asimismo, existen varios tipos de juntas y engraM
pados para formar los conductos, que igualmente
dependen de las condiciones de presiones en el
sistema.
CAPÍTULO 2. PROYECTO DE CONDUCTOS DE AIRE
Junta
o
Grapa en
grapa deslizante plana
"' 1
2-67
w
Grapa interior
S
- - - -- - --­
�-------
'
\
111
\'-.. ......
t
Barra reforzada-Grapa
a escuadra
Junta prensada de rincón
Junta deslizante
Junta vertical
o de plegado saliente
Junta Pittsburgh
FIG. 58. Juntas y engrapados para sistem� de baja presión
TABLA 15.
CONSTRUCCióN RECOMENDADA PARA CONDUCTO CILINDRICO DE CHAPA METALICA
Sistemas de alta y baja presión
ENSIÓN GRUECHAPASO DE
DEL' :DIMCONDUCTO
·
;'
"
<
.
··
' {cm)
..
Hásta·.2o
da 20
'
'
'
Acero
.
�•
.
y
0,6
60
CONSTRUCCióN .RECOMENDADA
. .
LA
(mm)
al �minio
Refuerzo
.
1
,de 9Q � 120
1
RefUerz;o con _zl.!nt;:ho de pe�il angular de 30 x
x 30 x _3 mm, espaciado sobre centros a 1,5 m.
de 1?0 a 180
1.5
180
2
Refuerzo con zuncho de perfil angular de 40 x
x 40 x 4 mm, espaciado sobre centros a 1.2 m.
y
90
más
y
costuras
.
Las secciones de conducto cillndricas están
.unidas mediante soldadura, manguito o enchufa en un extremo del conducto.
0,8
Refuerzo éon Zuncho de perfil angular de 30 x
x 30 x 3 (llm, espaciado sobre centros a 2,6 m.
de 60
Juntas
Las costuras en conductos cilindricos puBden
ser de ·soldadura continua o longitudinales
ranuradas.
.
2-68
SEGUNDA PARTE. DISTRIBUCIÓN DE AIRE
TABLA 16.
ESPESORES DE LAS CHAPAS PARA
CONDUCTOS DE TUBO SPIRO
-
DIMENSIÓN (DELcm) CONDUCTO ESPESOR (DEmm)LA CHAPA
Acero Aluminio
Hasta
Sistemas de baja y alta presión
de perfil angular
o roblonada al
conducto
-
--
0,7
0,8
0,5
0,6
0,8
20
de 20 a 60
de 60 a 80
Soldadura por puntos
1
-
-
Sistemas de baja presión
La tabla 14 indica la construcción recomendada
para conductos rectangulares de aluminio o ace­
ro. El método de engrapado y reforzado, así
como tipos de juntas y nervios se incluyen en la
tabla. Las tablas 15 y 16 incluyen los conductos
redondo y el tubo Spiro, los cuales se aplican
en sistemas de alta y de baja presión. La figu­
ra 58 muestra las juntas y engrapados más co­
rrientemente empleados en sistemas a baja pre­
sión.
-
� Junta de ángulo
-
FIG. 59. Junta para sistema de alta presión
Sistemas de alta presión
La tabla 17 contiene las recomendaciones de
construcción para conductos rectangulares de
aluminio o acero, así como los refuerzos y bas­
tidores necesarios y tipos de juntas y engrapados
utilizados en sistemas de conductos a alta preM
sión.
-+-- ·---- - --
Acoplamiento por junta de manguito
Junta continua por soldadura a tope
r�--·--
1
- -!
� Enchufe exterior
r�
1
1
'--- Tornillos )Jara chapa metálica
-
L�
--- ---
�
Soldadura de cOstura continua
Costura longitudinal ranurada
Junta de enchufe
FIG. 60. Uniones y costuras en conductos redondos
CAPÍTULO 2. PROYECTO DE CONDUCTOS DE AIRE
La figura 59 representa la junta corrientemente
empleada para conductos rectangulares en siste­
mas de alta presión. Los conductos se construyen -­
con junta Pittsburg o costuras de nervios o
ranuras longitudinales (fig. 58).
TABLA
17.
CONSTRUCCióN
RECOMENDADA
PARA
COND UCTOS RECTANGULARES DE CHAPA METÁLICA
DICONDUCTO
MENSIÓN GROSOR(mCHAPA
DE CONSTRUCCI
Ó
N
RECOMENDADA�
MAYOR
Junt
a
s
t
r
a
m}
r
i
o
s
t
r
y
(cm) Acero y aluminio Junta de brida connrsevfpereuresrafziloel sangul, ar y
'
deHas60ta 6!)a 120 0,1 8 Retsecfoomiuapenedparozcondeqo3,uce5o40tzanmunchozuuornchoa40meodendeode4anguls. spemmLosolrdafadurrilpe,angu-asrfpilea-as
de 120 a 150 1.5 1larmde 40 x 40 4 mm espaciada
Juntteompeapadecqounebrtzaiudnchoaurcona odepedeangulrfsiloangulldaadurr, esapra-ya
mn zoumenos
. mmLosperper.fil. fan-iles
150 y más 1,5 Redadasguifounearzdeo3,dec540x4Qx5
o
ncho
de
40··. 40 x 5 mm, aspam
c
i
a
d
o
1
nesoaiesnlatquemiielonenentsseoconduct
shadeepardeplacionchainsosnestdealadertmárunaacarns vdetseóarnsli50adrlfa.egsid,cmLasoexceptoenjuenntcualaolsalsooqsuicequeoecrsatiournedetaiesnendelldeas
apldicomnduicensadocitoTodos
s
o
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Pi
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b
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s
.
Los
angul
a
r
e
s
es
t
é
n
u
n
i
d
os
al
c
o
ndu
c
t
o
me
puntos o roblones situados sobre centr s a 150 mm.diante soldadura por
Sistemas de alta presión
DEL
2-69
La tabla 15 indica la construcción recomenda­
da para conductos redondos. Los datos son apli­
cables a ambos sistemas de alta y baja presión.
La figura 60 _ ilustra los nervios y juntas utiliza­
dos en sistemas de conductos redondos. Los ma­
teriales para tubos Spiro se indican en la ta­
bla 16.
Normalmente se emplean piezas suplementa­
rias Para juntar secciones del conducto Spiro,
tal como muestra Ia figura 61. Se emplea un pe­
gamento especial para sellar y juntar el tubo
Spiro a los accesorios.
LA
x
x
){
••.
x
.
•
••
Tornil os para chapa metálica
u.
PESOS D E LOS MATERIALES DE CONDUCTO
La tabla 18 da los pesos de los diferentes mate­
riales empleados en sistemas de conductos.
18.
Pes
o
en
kgf
m
t
Echapa
sdepesloar galChapa
Chapa
Chapa
Chapa
vda-a Chapa
detón deChapa
alniu-o
negra pl. odemo zdeinc codebre Chapa
ni
z
a
l
a
mi
0,1.,4075000 0,1,1,7835075 0,1,8370050 0,0.0,425005075
0,0,0.210506
0,0,435050 3,200 3,2,2860000 3.2,2.2,1,784110550005000 4,2,3,50261000500 3,2,3,0694100700505 0,1,2189600075500
0.0,65005 4,4,800000 4,4,84000 4,3,285000050 4,5,9530050 4,5,2730050 11,,36505000
0,0,7055 5,600 4,5,925005050 6,6.782000050 6,6,5060050 2,1,7900050
0,0,890606 6,400 7,6,420000 6,670040 8,7,00550000 8,7,972360005050 2.2,2,2364000050
11.11.,423100 8,000 108,9,,40860000 22,800 7,9,0710000 10,129,,75800050 10129,,,36150000 3,3,802700005050
11,,,67800 12,000 112,23,8600000 34,200 11,200 13,116.4,205000 115,3,8060050 4,4,3085050
22.2,42900 16,000 16,19,15,2020000 45,600 14,000 189,0500 119,7,305000 5,6,4900
2,2,56800 20.20,0800 67,000 22.25,050000 2124.,730050 7,6,575050
3,344,6500 24,32 000 9168.,040000 21,28,000000 36,40,27,31,5050000 34,39,30,26,4007000060 1208,9,,841160005000
5,65 60 48,40,000000 114,000 35,42,000000 45.54,49,00500 43,47,62,7510500 114.16,3,582000050
TABLA
PESO
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
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-
-
-
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-
-
-
-
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-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
costuras en tubo Spiro
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
y
-
-
-
,FrG. 61. Uniones
DE LOS MATERIALES EMPLEADOS
EN CONDUCTOS
-
Capítulo 3 . DISTRIBUCIÓN DE AIRE EN ESPACIOS
ACONDICIONADOS
En este capítulo se estudiará la distribución
de aire acondicionado después de haber sido
descargado al espacio a acondicionar. El análisis
incluye la distribución en la habitación, corree�
tamente efectuada, y los tipos y colocaciones de
las bocas o impulsores de salida.
CONDICIONES NECESARIAS
PARA UNA BUENA DISTRIBUCióN DE AIRE
TEMPERATURA
Las condiciones de proyecto normalizadas para
las habitaciones son las indicadas en el Parte I,
Capítulo 2. El sistema de distribución de aire
debe estar proyectado para mantener la tempe�
ratura dentro de límites tolerables. En una habi­
tación se admite una variación máxima aproxima­
da de l °C entre distintos puntos. En un grupo de
habitaciones situadas dentro de un espacio, es
admisible una diferencia máxima de 1,7 °C entre
ellas. Generalmente, las variaciones de tempera­
tura son más recusables durante la época de ca­
lefacción que durante la de refrigeración.
Las ·fluctuaciones de temperatura se notan más
que las simples variaciones. Estas fluctuaciones
dependen ordinariamente del sistema de control
, de temperatura. Cuando van acompañadas de
desplazamiento del aire con las velocidades más
altas dentro del intervalo de las recomendadas,
pueden dar lugar a quejas por corrientes de
aire.
de guía para determinar cuál es la dirección del
movimiento del aire que es más conveniente para
una persona sentada.
TABLA 19.
VELOCIDADES DEL AIRE EN LA ZONA
OCUPADA DE LA HABITACióN
Q:O, a·. •P'rOY'e¡·to iÚal,cfa�brabre 'l'odas,'ras',a·PriC�ci�-'. .
Rr' .,•ópa'éie'rmobrisleáibm�ntmáxil6· pirf/m. fea!=l·vPeo,ro�r�cboi.tdenid;as' Tó. nesr\'de�s· ccfáoosmame'.arrplcC.[hiacJlacee$s.io'•'
�cOl·sbiOoencados
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' ·o':,��mesg��llf'/la�o�as�r��d:�e
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,
, ftroig"oer.alocicalóni,zdaedaptin'
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,. O,Í2
·o:1 z-o.25
0.35'
'
·,
'
b9, ,
.
1
'
'
·
�:
.
,
J
ní S' .
·
0,40' ,
'
·
' ·
·
!'11·
·
VELOCIDAD DEL AIRE
I,.a tabla 19 da las velocidades recomendables
del aire en espacios acondicionados. También
incluye las reacciones de los ocupantes a distin­
tas velocidades de aire dentro de una zona ocu­
pada.
DIRECCióN DEL AIRE
La tabla 19 muestra que el movimiento del aire
es deseable e incluso necesario. La figurfi 62 sirve
PRINCIPIOS DE LA DISTRIBUCióN DE AIRE
La sección siguiente expone los principios
de distribución de aire.
ALCANCE (DISTANCIA DE PROPULSióN)
El alcance es la distancia horizontal que reco­
rre una corriente de aire desde su boca de salida.
Dicho alcance viene dado por la distancia medida
desde la boca de salida hasta un punto donde la
velocidad del aire alcanza un valor mínimo defi­
nido, 0,25 m/s, y medido a 2,1 metros por encima
del suelo.
El alcance o distancia de propulsión es propor­
cional a la velocidaf] del aire primario a su salida
de la boca de impulsión, siendo independiente
de la diferencia entre la temperatura del aire
suministrado y la del aire de la habitación.
2-72
SEGUNDA PARTE. DISTRIBUCIÓN DE AIRE
Aceptable
La relación de inducción (R) se define por la
razón aritmética del aire total al aire primario.
1
R=
aire total
-----
aire primario
aire primario + aire secundario
aire primario
IMPORTANCIA DE LA INDUCCióN
Acep¡table
Deficiente
Deficiente
Como la distancia de propulsión es función
de la velocidad, y el decremento de la velocidad
en la unidad de tiempo depende de la relación
de inducción, el alcance depende de la cantidad
de inducción que se produce. La cantidad de
inducción desde una boca de impulsión es una
función directa del perímetro de la sección recta
de la corriente del aire primario. De dos bocas
de impulsión de la misma área, la de mayor pe­
rímetro tiene mayor inducción y, por tanto, su
alcance es más corto. Con un caudal de aire dado
y descargado a una presión dada en un local, se
obtienen la mínima inducción y el máximo al­
cance mediante una sola boca de salida de sec­
ción recta circular. Por el contrario, con una sola
boca de salida en forma de rendija larga y estre­
cha se obtiene la mayor inducción y la distancia
de propulsión máS corta.
FIG. 62. Dirección conveniente del aire
DIFUSióN O DISPERSióN
CAlDA
Caída, o elevación, es la distancia vertical que
se desplaza el aire desde la boca de salida hasta
el final de su trayectoria de propulsión.
INDUCCióN
Inducción es el arrastre de aire procedente del
espacio a acondicionar por el aire impulsado por
la boca de salida y depende de la velocidad del
aire de impulsión. El aire que llega directamente
de la boca de impulsión se denomina primario.
El aire de la habitación que será aspirado y arras­
trado a Jo largo de la trayectoria del aire prima­
rio se denomina secundario. La corriente total,
formada por la mezcla del aire primario y del
secundario, se denomina aire total.
La inducción se expresa por la ecuación de im­
pulsión o cantidad de movimiento:
M, V, + M, V, = (M, + M,)
X
V,
donde M1
masa del aire primario
M2 = masa del aire secundario
V 1 velocidad del aire primario
V,
velocidad del aire secundario
V3 velocidad del aire total
=
=
La difusión es el ángulo de divergencia de la
corriente de aire después de salir de la boca de
impulsión. La dispersión horizontal es la diver­
gencia en el plano horizontal, y dispersión verti­
cal es la divergencia en el plano vertical. El án­
gulo de dispersión se mide en grados.
La dispersión es resultado de la ley de canti­
dad de movimiento. La figura 63 representa el
efecto de la inducción sobre el área de la sección
recta de la corriente y la velocidad del aire.
Ejemplo 1.
Efecto de inducción
Datos:
1.700 mlfh aire primario.
1.700 mljh aire secundario.
S m/s velocidad del aire primario.
O mjs velocidad del aire secundario.
Determinar:
La velocidad y la sección recta de la corriente de aire
total cuando se mezcla con 1.700 mljh de aire primario y
1.700 m3/h de aire secundario.
Solución:
Área de sección recta de la corriente de aire primario
inicial antes de la inducción:
=
M,
=
V,
1.700
5
x
3.600
0,0945 ml
CAPÍTULO 3. DISTRIBUCIÓN DE AIRE EN ESPACIOS ACONDICIONADOS
1.Boc000a de salida,
rríil¡h
1 m"
�
5 m(s
' -""' Á2.re0a004de flujó
/.
..,.. <f"' _ '-..
m�
m3{h
2,5 m{s
FIG. 63. Efecto de inducción
Sustituyendo en la ecuación de la cantidad de movi­
miento
(1.700X 18.000) + (1.700 X 0)
V,
�
�
(1.700 + 1.700) V,
9.000 m/h � 2,5 m/s
Área transversal de la corriente total
1.700 + 1.700
9.000 m/h
0,377 m2
Una boca de salida que descarga el aire unifor­
memente hacia delante, sin interposición de re­
jillas para divergencia o convergencia, produce
una dispersión de 18° a 20°, aproximadamente,
en ambos planos. Esto equivale a una dispersión
aproximada de !S cm por cada metro de pro­
pulsión. El tipo y la forma de la boca de impul­
sión afectan dicho ángulo, pero con casi todos
los tipos de bocas de impulsión su valor está
comprendido entre IS0 y 23°.
INFLUENCIA DE LAS GUIAS (ALETAS O
DEFLECTORES) SOBRE EL RENDIMIENTO
BE LAS BOCAS DE IMPULSióN
Deflectores
Las bocas de salida con deflectores perpendicu­
lares al conducto producen una dispersión de
aproximadamente 19°, tanto en el plano hori­
zontal como en el vertical (fig. 64 ).
Deflectores convergentes
Las bocas de salida con deflectores colocados
de modo que dirijan directamente el aire de des­
carga, producen, aproximadamente, la misma dis­
persión ( 19°) que las colocadas perpendicular­
mente (fig. 6S). Sin embargo, la distancia de pro­
pulsión resultante es aproximadamente un 15 %
mayor que con deflectores perpendiculares.
2-73
L ____----: l
J..
¡ go
� �J
FIG. 64. Dispersión con guías rectas
L
-
-
r
----
FIG. 65. Dispersión con guías convergentes
Deflectores divergentes
Las bocas de salida con deflectores convenien­
temente éolocados para producir una dispersión
oblicuamente tienen un efecto considerable sobre
la dirección y el alcance. Estando los deflectores
colocados verticalmente y de modo que los late­
rales formen un ángulo de 4S0 con el conducto,
y los demás formen ángulos intermedios, se pro­
duce una corriente de aire cuyo ángulo horizon­
tal es aproximadamente 60° (fig. 66). En estas
condiciones, la distancia de propulsión se reduce
aproximadamente el SO %. En las bocas de sa­
lida con guías inclinadas menos de 4S0 y las
demás en ángulos intermedios, la distancia - de
propulsión es más larga que en la posición de 4S0,
pero menor que con deflectores perpendiculares.
Donde se emplean deflectores divergentes, se
reduce la sección libre de la boca, por lo que el
caudal de aire es menor que con deflectores per­
pendiculares, a no ser qu� se aumente la pre.sión.
Para soslayar un obstáculo o para dirigir el aire
en una dirección determinada, todos los deflecto-
SEGUNDA PARTE. DISTRIBUCIÓN DE AIRE
2-74
VA=Vn =VelVeloociciddaadd deenbidela caolnaddiucfteorencia de pre­
ssiaólindaentre ambos lados de la boca de
Ve= Velocidad resultante en la boca de salida
FIG. 68. Boca de salida situada en conducto
FIG. 66. Dispersión con guías divergentes
FIG. 67. Dispersión con juego de guías rectas
en un ángulo
dueto, la dirección de la corriente del aire de la
salida es el vector suma de los vectores corresw
pondientes a la velocidad del aire en el conducto
y a la velocidad en la boca de impulsión (fig. 68).
Esto puede ser modificado por las peculiaridades
de la abertura en el condncto.
Cuando se aplica una boca de impulsión a la
pared del conducto, la velocidad resultante V., se
puede modificar por medio de deflectores o re­
gistros ajustables colocados detrás de la boca
de salida. La pertinencia de su aplicación depen­
de de la desviación de la trayectoria recta que
puede aceptarse.
Frecuentemente las-bocas de impulsión se mon­
tan sobre collares de prolongación cortos sepa­
rados de la pared del conducto. Si la velocidad
del aire en el conducto supera a la del aire de
descarga en la boca de impulsión, habrá que em­
plear deflectores en la unión del collar y el con­
ducto. Los resultados están representados en la
figura 69.
res deben estar inclinados convenientemente, co­
mo en la figura 67. Obsérvese que el ángulo de
dispersión es aproximadamente 19�.
INFLUENCIA DE LA VELOCIDAD EN EL
CONDUCTO SOBRE EL RENDIMIENTO
DE LAS BOCAS DE IMPULSióN
Una boca de impulsión se diseña- para distri­
buir el aire que se recibe con velocidad, presión
y dirección adecuadas para que cumpla su fun­
ción, pero no para que corrija inesperadas condi­
ciones indebidas del flujo de aire que se le su­
ministra.
Cuando una boca de impulsión sin deflectores
esté colocada directamente en la pared del con-
"1
.
.
t
Con guias,
FIG. 69. Collar para bocas de salida
CAPÍTULO 3. DISTRIBUCIÓN DE AIRE EN ESPACIOS ACONDICIONADOS
IMPORTANCIA DE UNA CORRECTA
DISTANCIA DE PROPULSióN
Normalmente no es necesario que el alcance
o distancia de propulsión cubra la longitud o la
anchura totales de la habitación. Una buena regla
práctica es que el alcance sea los 3/4 de la distan­
cia hasta la pared opuesta. Se exceptúan los casos
en que existen fuentes de calor situadas en la
pared opuesta a la boca de impulsión. Estas
fuentes pueden ser el propio calor del equipo y
puertas abiertas. En estas circunstancias puede
ser necesario aumentar la distancia de propulsión
y habrá que tomar precauciones para evitar con­
diciones adversas de corrientes de aire.
2-75
de impulsión y su rendimiento, con el movimien­
to del aire en la habitación como sigue:
l.
Aire total en circulación = m' /h de im­
pulsión x relación de inducción.
2. Velocidad promedia! del aire en la habi­
tación =
1,4 X m'/h totales en circulación
área de la pared opuesta a la boca( s)
de impulsión
3.
K
=
Velocidad promedia!
en la habitación
-:-:------:,----:--;
-:---:--:---:-c,-
1,4 X relación de inducción
m'/h en la boca de impulsión
área libre de pared opuesta
a la boca( s) de impulsión
DIFERENCIA DE TEMPERATURA
La diferencia admisible de temperatura entre el
aire de impulsión y el de la habitación depende
en gran parte de ( 1 ) la relación de inducción de
la boca, (2) las obstrucciones del aire primario
en la trayectoria y (3) la altura del techo. La fi.
gura 70 muestra el efecto del cambio de la tem­
peratura del aire de suministro de caliente a frío.
Puesto que la inducción depende de la velo­
cidad de descarga en la boca, hay una diferencia
de temperatura que debe especificarse para ob­
tener resultados satisfactorios.
Aiquere elimpulairesadedol lméocasl caliente
Al
z
a
d
o
Aiquere elimpuair.lesadeldo lmáocals frlo _/
Teiaigualrme peimarpulalatusrdelaadodel
aire del local
donde K es el factor de circulación
en la habitación, expresado en m3/h
de aire primario por m2 de la pared
opuesta a la boca.
El multiplicador 1,4 deja un margen para la
obstrucción causada por la corriente de aire. Ob­
sérVese que en la ecuación interviene el área libre
o despejada de la pared, y todas obstrucciones
deben ser descontadas. Véase nota 8 de tabla 21.
La tabla 19 indica que la velocidad promedia!
en la habitación debe mantenerse entre 0,08 y
0,25 m/s en la mayoría de aplicaciones. Se han
efectuado pruebas con varias -bocas de impulsión
y velocidades a fin de determinar las caracterís­
ticas de rendimiento. Los resultados de tales
pruebas con una serie de rejillas de impulsión
situadas están resumidas en las tablas de rendi­
miento contenidas en este capítulo. Estos datos
de rendimiento pueden emplearse satisfactoria­
mente con rejillas de las dimensiones y superfi­
cies libres nominales indicadas en la tabla 21. Un
ejemplo de selección de rejilla acompaña a la
tabla. El factor K a que se refiere el apartado 3
está indicado en la tabla que da los valores de
máximos y mínimos de m3/h por m2 del área de
la pared en que está situada la boca de impulsión.
TIPOS DE BOCAS DE IMPULSióN
frG. 70. Configuraciones de la corriente de aire
para varias temperaturas diferenciales
MOVI MIENTO DEL AIRE TOTAL EN LA
HABITACióN
La finalidad de distribuir el aire en las habita­
ciones es provocar un movimiento satisfactorio
del aire dentro de la zona ocupada, lo que se con­
sigue relacionando las características de, la boca
REJILLA PERFORADA
Esta rejilla tiene una pequeña relación de de­
flector (comprendida normalmente entre 0,05
y 0,20) y por tanto tiene poco efecto direccional.
En consecuencia, se utiliza principalmente como
rejilla de extracción o de retorno, y menos fre­
cuentemente, como rejilla de impulsión. Cuando
la persiana está provista de cierre manual consti­
tuye un registro.
2-76
SEGUNDA PARTE. DISTRIBUCIÓN DE AIRE
REJILLA CON DEFLECTORES FIJOS
BOCAS DE SALIDA EN TECHO
La rejilla con deflectores fijos se emplea satis­
factoriamente en locales donde la dirección de
la corriente no es muy importante o pueda ser
predeterminada. Es deseable que tenga una re­
lación de deflector de uno o más. Para que se
pueda ver el interior del conducto son preferi­
bles los deflectores poco separados.
Salida del tipo batea
REJILLA CON DEFLECTORES AJUSTABLES
Este tipo de rejillas es el más conveniente para
su colocación en paredes laterales. Como se fa­
brica con deflectores ajustables tanto horizontal
como verticalmente, las dificultades originadas
por pequeños desplazamientos del aire se pueden
corregir rápidamente variando la posición de los
deflectores.
BOCAS DE RENDIJA
Este tipo de boca puede tener rendijas múlti­
ples ampliamente separadas, resultando una su­
perficie libre de 10 % aproximadamente. El rendi­
miento es aproxiinadamente el mismo que el de
una rejilla con deflect ores , a igualdad de caudal
y presión estática, pero la distancia de propulsión
es más corta debido a que es mayor la inducción
en la cara de la boca.
Otro diseño con el que se obtiene antes la inw
ducción inicial es la rendija larga horizontal conw
tinua, particularmente ventajosa donde el techo
es bajo y la altura de la boca de impulsión es
ljmitada, o cuando se desea que no sean visibles
las rejillas.
En este diseño sencillo de distribución en el
techo, se emplea cuello de conducto con una ar­
tesa o batea debajo de él. El aire que sale del
pleno pasa por el cuello e incide y salpica en la
artesa. Ésta debe ser de diámetro suficiente para
que no sea visible la abertura del conducto y
además debe ser ajustable su distancia desde el
techo. Las bateas deben estar perforadas para
que parte del aire se disperse hacia abaj o. Las
ventajas de las bocas del tipo de batea son su
bajo coste y que pueden ocultar la abertura del
conducto. Los inconvenientes, la falta de uniforw
midad en la dirección del aire a causa de las ·
malas condiciones en que se realiza y la tendenw
cia a dirigirlo al techo.
Difusor de techo
Estas bocas constituyen un perfeccionamiento
del tipo de batea. Apresuran la inducción por
suministrar el aire en varias capas. Las condiciow
nes de la instalación deben ser buenas para asew
gurar una distribución uniforme. A menudo se
combinan con los aparatos de alumbrado y se fa­
brican con características de inducción interna.
Véase figura 71.
Techos
y
paneles perforados
Donde se emplea una presión del aire suficien­
temente elevada, se induce aire de la habitación
dentro de la rejilla a través de aberturas auxi­
liares. Aquí se mezcla con aire primario y se des­
carga en la habitación a temperatura más baja
que la del caudal de aire primario. La inducción
se efectúa en dos fases, una en la carcasa de la
Hay varios tipos de techos perforados para in­
troducir el aire acondicionado en sistemas de
confort o industriales. La característica principal
de este método de tratamiento del aire es que
se puede introducir mayor volumen de aire
por metro cuadrado de superficie de suelo,
con el mínimo desplazamiento en la zona
ocupada y con menos riesgo de corrientes de
aire. Como la velocidad de descarga es baja, la
inducción también lo es. Por tanto se debe pro­
veer el suficiente movimiento de aire a velocidad
mayor de 0,08 m/s.
Un conducto proyectado para techo perforado
es lo mismo que el proyectado para un techo
convencional. Para que el suministro sea adecua­
do en todas las zonas, en la instalación de con­
ductos para techos perforados hay que adoptar
las mismas precauciones que para los sistemas
convencionales . No se debe confiar con los paw
neles de techo para obtener una distribución
apropiada, ya que no pueden conducir el aire de
forma que todas las zonas queden correctamente
aireadas. Los paneles perforados contribuyen a
difundir el aire impulsado, y por tanto permiten
emplear diferencias de temperatura relativamenw
boca.
techo.
SALIDAS DE EYECCióN
La boca de salida de eyección actúa a alta pre­
sión para obtener una relación de inducción elew
vada y se emp lea principalmente en talleres in­
dustriales y enfriamiento de un punto determi­
nado, o sea, localizado, en que es deseable un
elevado grado de flexibilidad en el funcionamien­
to del eyector.
SALIDAS CON INDUCCióN INTERNA
rejilla y otra después de que el aire sale de la
te grandes, incluso
con pequeñas alturas de
2-77
CAPÍTULO 3. DISTRIBUCIÓN DE AIRE EN ESPACIOS ACONDICIONADOS
Cortes!a de Anemostat Corporation
FIG. 71.
of
America
Difusor de techo de inducción interna
APLICACióN DE LOS DIFUSORES DE TECHO
Las instalaciones en que se emplean difusores
de techo dan lugar normalmente a menos quejas
por corrientes de aire que los que emplean bocas
de salida en paredes laterales. Para evitar corrien­
tes de aire molestas, deben ser tenidas en cuenta
las siguientes recomendaciones cuando se ins­
talan difusores de techo.
DISTANCIA DE PROPULSióN
'
Elegir difusores de techo de alcance moderado,
generalmente igual o inferior al 75 % del valor
indicado en las tablas. Una distancia de propul­
sión excesiva puede plantear problemas en mu­
chas instalaciones, lo que no suele ocurrir cuan­
do la distancia es corta.
PIORDIDAS DE CARGA
. La mayoría de tablas de especificación indican
la pérdida de carga a través de la rejilla única­
mente, sin incluir la de presión necesaria para
expulsar el aire del conducto e introducirlo en
la habitación a través del cuello y la rejilla. Con­
viene, pues, hacer un cuidadoso estudio de pér­
didas de carga en el cuello y la rejilla y aplicar
un factor de seguridad correcto cuando sea ne­
cesario.
DISPOSICióN DEL DIFUSOR
Un criterio importante para el bueri funciona­
miento del difusor es su correcta disposición.
Esto significa o bien un cuello de por lo menos
cuatro veces el diámetro del conducto, o bien
buenas guías giratorias. Si se emplean paletas o
guías, deben estar colocadas perpendicularmente
al flujo de aire en la parte supe�ior del cuello y
separados 5 cm.
OBSTRUCCIONES
Cuando el flujo de aire del difusor encuentra
obstrucciones, se tapa una pequeña porción del
difusor en el punto de la obstrucción. Normal­
mente se emplean bailes del tipo de enganche a
este propósito.
LIMITACIONES DE RUIDO EN LAS BOCAS
DE IMPULSióN
Un criterio importante que afecta la selección
de una boca de impulsión es su nivel de ruido.
La tabla 20 da las velocidades de salida recomen­
dadas, que proporcionan niveles de ruido acep­
tables para varios tipos de aplicaciones.
2-78
SEGUNDA PARTE. DISTRIBUCIÓN DE AIRE
TABLA 20. VELOCIDADES RECOMENDADAS
EN LAS BOCAS DE SALIDA
VELOCIDAD :;
J�ls)
; EStudios de radiodifusión
Residencias
Apartamientos
'
. Iglesias- , Dormitorios, de hotel
" ' ,
� "
,
, ,' '___ , ,,
Teatros
,
Oficinas particulares, _ trat¡�da�- aJ:iJstlcamerite
,
'"
Oficinas pa.rticulares. :n� :tr�t�d�s,,
' '
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, , ';'
"
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p
cas
,
'
Almilc'enes comercialés! Pl�nias' s�P:aiiores �
Almacenes comercialés, �lan�a princiPal
�f:�i �� Úbli
,
"
UBICACION DE LAS BOCAS DE SALIDA
La arquitectura interior, la construcción del
edificio y las posibilidades de que incidan par­
tículas de polvo, influyen necesariamente en el
montaje y ubicación de la boca de impulsión. Por
muy conveniente que sea colocar una boca de
impulsión en un punto dado, dichas condiciones
pueden impedirlo.
FIG. 72. Tiro descendente desde
ventana fría
Aunque se consiga superar satisfactoriamente
todas las limitaciones mencionadas, los princi­
pios que rigen la distribución del aire concer­
nientes al flujo, caída de presión, capacidad y
circulación de aire en el local crean otras limita­
ciones en el proyecto de un sistema aceptable
de distribución de aire. Estas limitaciones están
indicadas en las tablas de especificación al final
del capítulo.
Las cargas locales debidas a concentración de
personas, calor de la maquinaria, del equipo, y
situación de las paredes exteriores y las venta­
nas, modifican a menudo la elección de ubicación
de la boca de impulsión. La corriente descendente
desde una pared fría o de una ventana de cristal
(figura 72) puede alcanzar velocidades mayores
de 1 m/s, molestando a los ocupantes, y si no se
evitan los efectos de dicha corriente, éstos se
quejarán de frialdad en los pies. En climas fríos
esto se consigue por radiación suplementaria,
o por una boca situada debajo de una ventana,
como ilustra la figura 73.
Otro factor a considerar cuando se elige la
ubicación de una boca de salida es el efecto ra-
FIG. 73.
El aire de descarga compensa el tiro
descendente de la ventana
CAPÍTULO 3. DISTRIBUCIÓN DE AIRE EN ESPACIOS ACONDICIONADOS
diante de superficies calientes o frías. Durante
la temporada de calefacción, una boca de salida
situada debajo de una ventana y que descargue
aire caliente eleva la temperatura de la superfi·
cie y palia de sensación de malestar.
A continuación se describen cuatro aplicacio­
nes representativas de tipos de rejillas.
DIFUSORES DE TECHO
Los difusores de techo pueden aplicarse a con­
ductos expuestos, conductos forrados, o bien
conductos ocultos en el techo. Aunque las bocas
de pared se instalan en conductos expuéstos y
forrados, rara vez se aplican para propulsión di­
recta hacia abajo, a no ser que la mezcla com­
pleta se realice antes de que el aire llegue a la
zona ocupada.
BOCAS DE SALIDA LATERALES
Se prefiere una ubicación elevada para bocas
de salida en la pared, cuando el techo está libre
de obstrucciones. Donde existen vigas, las salidas
se sitúan a menor altura para que la corriente
de aire sea horizontal y no encuentre obstáculos.
También se pueden emplear guías o deflectores
para dirigir la corriente hacia abajo, pero en­
tonces el aire entra oblicuamente en la zona ocu­
pada y llega a los ocupantes con demasiada
velocidad. Esto se encuentra representado en la
figura 74.
Las salidas laterales situadas cerca del suelo
(figura 75) son adecuadas para calefacción, pero
no para refrigeración, a menos que se dirija
el aire hacia arriba muy oblicuamente. El án­
gulo de inclinación debe ser tal que no incida
directamente en los ocupantes o que el flujo se-
r
cundario inducido no cause corrientes recu­
sables.
BOCAS DE SALIDA EN VENTANAS
Con vidriera simple, las bocas de salida en ven­
tanas son preferibles a la distribución por techo
o patedes para eliminar la pronunciada corriente
de aire descendente durante el invierno. El aire
debe ser dirigido con guías en un ángulo de 15°
a 20° con la vertical hacia el interior de la ha­
bitación.
BOCAS DE SALIDA EN E'L SUELO
Donde las personas están sentadas, como en un
teatro, no es admisible la distribución por bocas
de impulsión situadas en el suelo. En locales en
que los ocupantes pueden pasear, es admisible
introducir aire a nivel del suelo; por ejemplo,
en tiendas donde se dirige el aire horizontalmen­
te desde una rendija por debajo del mostrador.
Sin embargo, _en esta aplicación se debe utilizar
una pequeña diferencia de temperatura, no más
que 2,7° ó 3,3 °C. El mantenimiento de este va­
lor máximo resulta normalmente antieconómico
debido al gran caudal de aire necesario. Sin em­
bargo, si el aire es dirigido hacia arriba por de­
trás del mostrador y difundido por encima de la
zona ocupada, la diferencia de temperatura puede
incrementarse aproximadamente S veces. Otra
desventaja es que las bocas de salidas en el suelo
constituyen colectores de suciedad.
APLICACIONES ESPECIFICAS
Si se aplican los principios descritos en los pá­
rrafos anteriores correctamente, los problemas
Obstáculo
1
Suelo
La corriente de aire 2 tiene mayor alcance
que la corriente de aire
Fm. 74.
15
2-79
Boca de salida en pared de habitación
con obstáculo en el techo
FIG. 75.
Boca de salida en la pared cerca del suelo
Z-80
SEGUNDA PARTE. DISTRIBUCIÓN DE AIRE
después de la instalación serán mínimos. En ge­
neral, cuanto más alto sea el techo, menos dificul­
tades se encontrarán y, en consecuencia, se puede
proceder con más libertad en el proyecto, con
poco o ningún riesgo, pero con alturas de techo
de 3,7 metros o menores hay que proceder me­
ticulosamente.
La experiencia ha demostrado que los difuso­
res de techo son más fáciles de aplicar que las
bocas de salida en las paredes laterales, y son
preferibles cuando los caudales de ·aire se apro­
ximan a 36 m'/h por m' de superficie de suelo.
Las siguientes observaciones generales sobre
aplicaciones específicas son el resultado de la
experiencia adquirida con miles de instalaciones
y pueden servir de guía para la mejor distribu­
ción del aire. Apartamentos, hoteles y edificios de
oficinas son analizados en cuanto concierne a co­
locación de las bocas de impulsión, usuales en
estos tipos · de edificios. Bancos, restaurantes,
grandes almacenes y tiendas de especialidades
se analizan en términos generales, sin perjuicio
de que sean aplicables las conclusiones del estu­
dio precedente acerca de la ubicación de las
bocas de salida.
Ventaja - Elimina la corriente descenden­
te debajo de las ventanas durante el in­
vierno, cuando funciona la calefacción.
Desventaja - Hay una ligera corriente des�
cendente de aire durante las estaciones
intermedias, o cuando la irradiación está
interrumpida en tiempo frío.
Precaución - No exceder una distancia de
propulsión de 75 % de la dimensión más
larga de la habitación.
3. Conducto encima de ventana con impul­
sión hacia el pasillo (fig. 78):
Ventaja - Algo mejor distribución que por
pasillo, pero no evita la corriente deseen�
dente de aire durante el invierno, a menos
que se complemente con irradiación di�
recta.
Desventaja - Coste casi tan elevado como
el de las rejillas de impulsión de ventana
(considerando las alteraciones en la es truc�
tura del edificio), las cuales proporcionan
mejor distribución de aire.
4. Boca de impulsión en ventana (fig. 79):
Ventaja - Elimina la corriente descenden�
te durante el invierno, y el método de dis�
tribución de aire es mejor.
APARTAMIENTOS, HOTELES Y EDIFICIOS
DE OFICINAS
l.
Suministro de pasillo - Sin irradiación di­
recta (fig. 76):
Ventaja - Bajo coste.
Desventaja - Muy precario en invierno. Co­
rriente descendente de aire debajo de la
ventana acentuada por la propulsión desde
la boca de impulsión.
Precauciólfl - La distancia de propulsión
no debe ser mayor del 75 % de la dimensión
más larga de la habitación.
2. Suministro de pasillo - Irradiación directa
debajo de ventanas (fig. 77):
ITl
[1
Alzado
FIG. 77.
Aire impulsado en corredor con radiación
directa
- L
'1]
Alzado
Alzado
FIG. 78.
FrG. 76.
Aire impulsado en corredor
Conducto encima de ventana insuflando hacia
el corredor
CAPÍTULO 3. DISTRIBUCIÓN DE AIRE EN ESPACIOS ACONDICIONADOS
2-8I
GRANDES ALMACENES (FIG. 8 1 )
Alzado
FIG. 79.
S.
Boca de salida en ventana
L a distribución de aire en grandes almacenes
no es crítica si se observan las precauciones or­
dinarias, puesto que el techo es suficientemente
alto. Debe ponerse cuidado cuando se trata de
acondicionar un altillo o entresuelo, ya que la sa­
lida de aire tiene tendencia a alcanzar una dis­
tancii" de propulsión excesiva y los ocupantes
quedan excluidos de la zona refrigerada. Es pre­
ferible una distribución longitudinal. Los sóta­
nos pueden crear problemas por ser sus techos
bajos y presentar obstrucciones por tuberías.
Las plantas bajas requieren normalmente más
aire cerca de las puertas.
Desventaja - Puede _ser antieconómico pa­
ra aplicación en varias ventanas.
Rejilla de retorno:
Donde es admisible aspirar el aire de retor­
no por el pasillo y no se emplean conduc­
tos de retorno, es necesario utilizar reji­
llas de sobrepresión o dejar abertura en la
parte inferior de las puertas.
p ---
l.
Altillo
En apartamentos y hoteles, deben ser consulta­
dos los reglamentos antes de emplear el pasillo
como pleno de retorno. Aunque esté permitido
por la reglamentación, esto no es una buena prác­
tica de ingeniería.
Frecuentemente, en los bancos el espacio cen­
tral tiene un techo alto con una carga térmica
por alumbrado. En este caso, el empleo de bocas
de impulsión laterales relativamente elevadas en
la pared pueden dar por resultado la segrega­
ción de una parte de la carga del techo exclu­
yéndola de la zona ocupada y reduciendo algo la
·carga de refrigeración. Esta colocación de las
rejillas de impulsión a una altura media de la
pared es adecuada siempre que la altura del te­
cho sea mayor de 6 metros.
I
�[=I
___. 4J·
c_____¡,;
__
l c.__:_
c,b;n___¡
' _
J eje cajeros
Alzado
FIG.
Correcta
1
BANCOS (FIG. 80)
_
�
·
80. Distribución del aire con techo alto
Incorrecta
Alzado
FIG.
81. Distribución de aire en altillo
RESTAURANTES (FIG. 82)
Debe ponerse mucho cuidado en· la ubicación
de · las rejillas de impulsión con respecto a cam­
panas de extracción y ventanas de la cocina. Nor­
malmente las velocidades sobre tales aberturas
son bajas, y es posible que haya una perturba­
ción excesiva debida a propulsión directa o in­
ducción desde las bocas de impulsión, pudiendo
ser aspirado el aire de éstas y entrar en el es­
pacio acondicionado.
ESTABLECIMIENTOS COMERCIALES
l.
Bocas de salida en el fondo, con impulsión
hacia las puertas (fig. 83 ):
Requisito - Techo sin obstrucciones.
2-82
SEGUNDA PARTE. DISTRIBUCIÓN DE AIRE
Cocina
Incorrecta
Planta
FIG. 84.
Distribución de aire desde la parte superior
de la puerta
Planta
FIG. 82.
Distribución de aire en restaurante
FIG. 85.
-
-
Planta
FIG.
83. Distribución de aire desde la parte posterior
del local
Desventaja - Puede resultar un factor de
circulación K elevado.
Precaución - Calcular la distancia de pro­
pulsión igual a la longitud de la habitación;
de lo contrario, puede producirse una zona
caliente debida a infiltración en las puertas.
Hay que procurar evitar las corrientes des�
cendentes cerca de las paredes.
2. Bocas de salida encima de pUertas, con im­
pulsión hacia el fondo ( fig. 84):
Requisito - Techo sin obstrucciones.
Desventaja - Puede haber una elevada
circulación en la habitación.
Precaución - Pueden producirse infiltracio­
nes excesivas, debido a inducción, desde
la abertura de la puerta.
3. Bocas de salida en cada extremo, con im·
pulsión hacia el centro (fig. 85):
Distribución de aire desde cada extremo
del local
Ventaja - Factor de circulación moderado.
Precaución - Puede haber corriente des­
cendente de aire en el centro. Las bocas
deben estar dimensionadas para distancias
de propulsión no mayores del 40 % de la
longitud total de la habitación.
4. Bocas de salida en el centro con impulsión
hacia los extremos (fig. 86):
Ventaja - Circulación de aire moderada.
S. Conducto a lo largo de la pared lateral
con salidas para impulsión a lo largo del
establecimiento (fig. 87):
Ventaja - Factor de circulación moderado.
-
FIG. 86.
Distribución de aire desde el centro del local
2-83
CAPÍTULO 3. DISTRIBUCIÓN DE AIRE EN ESPACIOS ACONDICIONADOS
Ves1tíbulo
Planta
'
FIG. 89.
1
SaJa
-
Alzado
r ---
Distribución de aire en pequeñas salas
de espectáculos
FIG. 87. Distribución de aire desde las bocas de salida
de las paredes laterales
2.
6.
Precaución - La propulsión exagerada pue�
de producir corriente descendente en la
pared opuesta.
Difusores en el techo (fig. 88):
Requisito - Necesarios donde el techo tie­
ne discontinuidades o desigualdades.
Ventaja - Mejor distribución de aire.
Desventaja - Coste elevado.
o
o
o,
o
o
o
Planta
Sistema de eyeccwn para teatros grandes
con anfiteatro (fig. 90):
Requisito - Techo sin obstrucciones.
Venlaja - Coste bajo.
Precaución - El anfiteatro y la platea de­
ben tener retornos separados. Colocación
preferible debaj o de los asientos; coloca­
ción aceptable a lo largo de las paredes
laterales o de fondo del teatro. El retorno
cerca del escenario no es aceptable gene�
ralmente. Las bocas de salida debajo del
anfiteatro deben ser dimensionadas para
que la distribución y la propulsión cubran
únicamente la superficie situada directa�
mente debajo del anfiteatro. La zona de la
platea cerca de la orquesta debe ser acondi�
donada por el sistema del anfiteatro. Deben
proveerse bocas de salida suplementarias
para espectadores de pie cuando sea ne­
cesario.
L
�
Anfiteatro
1
1
Frc.
Alzado
88. Distribución de aire desde los difusores
1
del techo
TEATROS Y CINES
l.
Sistema de eyección para teatros pequeños
sin anfiteatro (fig. 89):
Requisito - Techo sin obstrucciones y po­
sibilidad de colocar las bocas de salida en
la pared de fondo.
Venlaja - Coste bajo.
Precaución - Hay posibilidad de que se
formen puntos muertos en el frente y en
el fondo del teatro. Utilizar campanas de­
bajo de los asientos para la toma de aire de
retorno. En climas nórdicos puede ser acon­
sejable emplear radiación directa a lo largo
de las paredes laterales.
FIG. 90.
3.
Sal'\a '
"1
1
[ -
1
1
'
1
_,)
Distribución de aire en grandes salas
de espectáculos con anfiteatro
Sistema de techo (fig. 9 1 ):
Requisito - Necesario cuando el techo pre­
senta obstrucciones.
Venlaja � Cobertura completa sin puntos
muertos.
Desventaja- Coste inicial más elevado.
Precaución - El aire no debe incidir en las
obstrucciones con una velocidad que cause
desviación y corrientes en la zona ocupada.
Las diferencias de temperatura deben ser
2-84
SEGUNDA PARTE. DISTRIBUCIÓN DE AIRE
Anf;' iteatro....
Sala
Alzado
FrG. 91.
Distribución de aire desde arriba
Planta
limitadas en zonas de techo baj o. Emplear
velocidades de salida bajas.
REJILLAS DE RETORNO
La velocidad a través de rejillas de retorno
depende de ( 1 ) la pérdida de presión estática ad­
misible y (2) el efecto sobre los ocupantes o ma­
teriales del local.
Al determinar la pérdida de carga, deben ba­
sarse los cálculos en la velocidad libre a través
de la rejilla, y no en la velocidad frontal, ya que
el coeficiente de orificio debe ser aproximada­
mente de 0,7.
En general, pueden emplearse las siguientes
velocidades:
METROSSECCIPOR ÓSEGUNDO
COLOCACIÓN DE LA REJILLA SOBRE
N
BRUTA
LocDentPorales encircoomerdemazcoideanalesz:oconaupsadoca,upnoadacserca d 4 m/s más
DentPertasosira'ioenasntdeoszdeonapuocerutpaadoa,decerpacardeedasien­ 3-4 m/m/ss
locLocAberaledes tirunerldusaisdsenotpurimucaeilaretlesaessc s en la t inferlo 43 m/s•y més
• A través de la abertura.
y
2-3
2.6-5
2
m/s
COLOCACióN
Aunque se emplee velocidades frontales relati­
vamente altas en una rejilla de retorno, la velo­
cidad de llegada disminuye considerablemente
a algunos centímetros delante de la rejilla. Por
esto la colocación de una rejilla de retorno es
mucho menos crítica que la de una boca de im­
pulsión. También pueden aspirarse caudales de
aire relativamente grandes a través de una rejilla
de retorno sin causar corrientes. El desplaza­
miento general hacia la rejilla de retorno no debe
exceder un límite aceptable inferior a 0,25 mjs;
FIG. 92. Disminución de velocidad por distancia
desde rejilla
de lo contrario pueden resultar corrientes de aire
molestas. La figura 92 indica la disminución · de
velocidad cuando aumenta la distancia a la re­
jilla de retorno y las velocidades aproximadas
correspondientes a distintas distancias de las
rejillas, en el caso de un retomo de 850 m'/h a
una velocidad frontal de 2,5 metros por segundo.
Retornos de techo
Normalmente, estos retornos no son recomen­
dables. Se puede esperar dificultades cuando la
circulación en el local debida a baja inducción
es insuficiente para hacer que el aire caliente
llegue hasta el suelo en invierno. Asimismo, un
retorno de techo mal colocado tiene tendencia a
bipasar el aire caliente en invierno y el aire frío
en verano, antes de que transcurra el tiempo
necesario para que realice su función.
Retorno de pared
La mejor situación de un retoino de pared es
cerca del suelo. Los retornos de pared colocados
cerca del techo son casi tan inadecuados como
los retornos de techo. Las diferencias debidas
a mezclas pobres en invierno son contrarrestadas
por un retorno bajo, ya que es aspirado primero
el aire frío del suelo y es reemplazado por el
aire caliente de las capas superiores.
CAPÍTULO 3. DISTRIBUCIÓN DE AIRE EN ESPACIOS ACONDICIONADOS
FIG. 93.
2-85
Boca de salida de pared
Retornos de suelo
Éstos deben evitarse siempre que sea posible,
ya que son colectores de suciedad e imponen
condiciones difíciles de trabajo a los filtros y las
baterías de refrigeración. Cuando se empleen re­
tornos de suelo, debe incorporarse una cámara
de sedimentación de baja velocidad.
SELECCióN D E BOCAS DE IMPULSióN
Solución:
Primero se halla la distancia de propulsiÓn necesaria,
en metros y la superficie de las bocas de impulsión de
pared. (Factor K de movimiento de aire). La distancia
de propulsión mínima es de 75 % de la anchura de
la habitación, en las condiciones dadas de una carga
uniformemente distribuida. Por tanto, la distancia de
propulsión mínima necesaria es 3/4 X 7 metros ::::
= 5,25
metros. La propulsión máxima equivale a la
anchura de la habitación. El factor K de la pared de
impulsión es igual a los m3 /h impulsados divididos
por la superficie de la pared de impulsión:
3.400
-:;-,,------;,..-- :::: 71 m1/h aire primario por m2 superficie
9,8 x 4,9 m
de pared.
El siguiente ejemplo describe un método de se­
leccionar una boca de impulsión de pared, em­
pleando la tabla 21, págs. 86-101.
Ejemplo 2
Datos:
Establecimiento comercial pequeño.
Dimensiones: 9,8 m X 7 m x 4,9 m.
Techo: Plano.
·Carga: Distribuida uniformemente.
Caudal de aire: 3.400 m3/h.
Diferencia de temperatura: 13,8 oc.
Determinar:
El número de bocas de impulsión.
El tamaño de las bocas.
La ubicación.
Mediante la tabla 21 se seleccionan una o más bocas
que den una distancia de propulsión por lo meÍl.os
de 5,25 metros. El movimiento de aire debe ser tal que
el valor K será igual a 71 m3/h de aire primario por m2,
y que este valor esté comprendido entre los valores
máximo y mínimo indicados en la parte inferior de
las tablas. Éstas indican que deben emplearse cuatro
bocas de impulsión con un tamaño nominal de
15 x 60 cm. Por interpolación se deduce que las cuatro
bocas de impulsión de 15 x 60 cm, con velocidad
de 2,5 m/s, tienen un alcance de propulsión de 5,3
a 10,3 metros. Ajustando las guías puede lograrse que
la distancia de propulsión sea la correcta. La velocidad
en la boca es de 3,9 mjs. Esto resulta considerable­
mente inferior a la velocidad máxima recomendada
de 7,5 mjs en la tabla 20. La altura de techo mínima
según la tabla es algo mayor de 2,75 m. Esto es in­
ferior a fa altura actual de la habitación; por tanto
la elección de la rejilla es satisfactoria. La parte su­
perior de las rejillas deben estar colocadas a 30 cm del
techo, por lo menos (Nota 8, tabla 21}
2-86
SEGUNDA PARTE. DISTRIBUCIÓN DE AIRE
TABLA 2 1 .
RENDIMIENTOS PARA REJILLAS DE IMPULSióN PARA TECHOS PLANOS
Sólo refrigeración
DEP�ROISIÓVELOCI
SALINDCONADDEADADDES-(mPRE-/s)
CARPÉRDI�DAANODE�,MPRE-AL RECTA""
RECTA=
CON-)
TROLSIÓ(NmDEmCONc.CAUDAL
a.
Tamaño
mi0d nual no- dePosguiicióans m3/h Caudal M1/s
(m")
Rect/a
1.26
(�I!J}
! ie��:6�
0,25, 22 1/1°
22
0,25'
0,38,
..
0,71
1,05
0,75
0,55
2
2
1.8
(0,014)
100
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0,017
1,05
0,75
0,55
2
2
1,8
300 X 100
75
0,021
1,05
0,75
0,55
2
2
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45'
250
X
(0,016)
45°
8
0,014
'1;0
.
oc
.
oc
11 °C
14
oc
2,1
1 ,55
1,06
-2.3
2
2
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2,1
2
2.4
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2,3
2,1
2
97
0,027
2,26
1,67
1,12
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2
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2,3
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2,28
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2
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2
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100
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2,1
2
1 .8
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2
2
2,3
2,1
2
600 x 1 00
1 58
0,044
750
X
100
196
900
X
100
235
87,5
8
0,027
2,1
2
45'
1 ,1 2, 45° "" 1,66
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1 ,1
0,82
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Recta
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2
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(0,044)
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(0,035)
2
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G= A =
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N
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D
E
GU
RECTA= / = IAS =
'/a0-= =
RECTA.;, 221/a0 =
Aldelc(matn)ircoe Diferen?-cCi� de t�mperatura- (0C) m�/h Caudal ms'¡� - Aldelc(matni)rcoe Diferencia de temperatura (°C)
Altura mlnima de techo (m)
Altura mlnima de techo (m)
.
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..
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0,065
2,4
1,8
1.2 .
2,3
2.1
2
2,4
2.1
2
2.4
2.3
2,1
0,055
1,28
0,96 '
0,64
2,1
2
1,8
2,1
2,1
2
2,3
2,1
2
295
0,082
2.4
1,8
1,2
2,3
2,1
2
2.4
2,3
2
2.4
2,3
2,1
0,065
1.34
1,0
0,67
2,1
2
1,8
2,3
2,1
2
2,3
2,1
2
356
0,099 '
2.4
1,8
1,2
2,3
2.4
2,3
2
2,4
. 2.3
2,1
0.024
1,5
1,16
0,76
2,3
2,1
1,8
2,3
2,1
2
2.4
2,3
2
130
0,036
2,9
2,1
1,46
2.4
2,1
2
2.4
2.3
2,1
2,6
2.4
2,1
2,4
2,3
2,1
2.1
2,6
2.4
2,7
2,6
2,3
2,4·
2,3
2,1
2,7
2.4
2,1
·
2,9
2.6
2,3
0,96
,
2,3
.
2,3
�·'
(0,022)
150
112
0,031
1,6}
1,25
0,85
2,1
2
2.4
2,3
2,1
2.4
2,3
2,1
166
0,046
3
2,3
1,5
300 x 1 50
136
0,038
1,82
1,37
0,9
2,3
2,1
2
2,4
2,3
2,1
2,6
2,3
2,1
202
0,056
3,35
2,45
1,67
400
X
150
182
0,05
1,85
1,43
0,97
2,4
2,1
2
2,4
2,3
2,1
2,6
2,3
2,1
273
0,076
3,65
2,75
1,8
2,6
2,4
2,1
2,7
2.4
2,1
2,9
2,6
2,3
600
(0,046)
X
160
230
0,064
2,0
1,5
0,97
2,4
2;3
2,1
2,6
2,3
2,1
2,7
2,4
2,3
342
0,092
3,65
2,75
2,o .
2,7
2,4
2,1
2,9
2;6
2,3
3
2.7
2,3
600 x 1 50
275
0,076
2,1
1,55 '
1,06
2.4
2.3
2,1
2,6
2.4
2,1
2,7
2.4
2,3
412
0,1 1 4
3,95
3
1;98
2,7 ..
2.4
2,1
2,9
2,6
2,3
3
2,7
2,4
345
0,095
2,1
1,64
1 ,06
2,6
2,3
2,1
2,6
2.4
2,1
2,9
2.4
2,3
530
0,148
3,95
3
1,98
2,7
2.4
2,3
3
2,7
2,3
3,2
2,7
2,4
416
0,1 1 6
2,15
1,67
1,06
2.6
2,3
2,1
2,7
2.4
2,3
2.9
2,6
2,3
618
0,17
3,96
3
1,98
2,9
2,6 .
2,3
3
2.7
2,4
3,2
2,9
2,4
250
X
(0,027)
(0,037)
(0,056)
Recta
parCaudal
e(dmde8/s)mtiim/(pulmxi2m)soión
parCaudale(dm1de/s)mfilm{nmpulim1)soión
750
X
160
(0,070)
900 x 1 50 22 �}a0
(0,080)
45'
FACTOR «
1
K»
J
0,147
0,0965
1
0,0442
0,0289
1
CAPÍTULO 3. DISTRIBUCIÓN DE AIRE EN ESPACIOS ACONDICIONADOS
TABLA 21.
2-87
RENDIMIENTOS PARA REJILLAS DE IMPULSióN PARA TECHOS PLANOS (Cont.)
Sólo refrigeración
RECTA= POSICIÓN DE GUIAS =
RCCTA POSICIÓN DE GUIAS =
RECTA = 1/2° = =
=
RECTA=
Caudal Aldel(cmatn)irceo Diferencia de temperatura (0C) Caudal Aldelc(amtni)cero Diferencia de temperatura .("C)
m3/h f i3/S
Altura mlnima de techo (m) m3/h m•js
Altura mlnilna de techO· (m)
3;75
2.5
"'
0,61, 22 1/1° "" 0,71, 45°
1 ,55,
22 t¡,o = 2,08,
1,3, 22 1/:0 ='1 ,55, 45°
0,89
2,03
.
45°
3
4,45,
22
4,83, 45°
6,85
..
'
.
so
110
140
so
110
w
100
0,028
2.28
1,5
3
2,3
2,1
2
2,4
2.3
2
2.6
2,3
2.1
152
0,042
5,2
4
2,75
2,6
2,1
2
2,7
2,1
2,1
2,7
2,4
2.1
127
0,035
3,2
2,46
1,64
2,3
2,1
2
2,4
2,3
2
2,6
2,3
2,1
190
0,062
5,6
3,95
2.75
2,6
2,3
2
2,7
2.4
2.1
2,7
2,4
2,1 .
152
0,042
3,35
2,46
1,67
2.4
2.1
2
2.4
2,3
2,1
2,6
2,3
2,1
230
0,064
5,5
3,95
2,76,
2.6
2,3
2
2,7
2.4
2,1 '
2,9
2.6
2,1
3,35
2.4
2,3
2,1
2.6
0,086
6,S
4.25
2,6
2,3
2
2,7
2,4
2,1
2,9
2,6
2,3
0,109
6,1
4,55
3
2,6
2,3
2
2.7
2,4
2,1
2,9
2,6
2,3
.
206
0,057
2,46
1.67
2.4
2,1
2
263
0,073
3,5
2,6
1.S
2.4
2,3
2
2.4
2,3
2,1
2,1
312
0,087
3,5
2,6
1,S
2.3
2
2,4
2,4
2,3
2
2,6
2.4
2,1
470
0,13
6.1
4,55
3,2
2,6
2.3
2
2,7
2,4
2,1
3
2,6
2,3
396
0,11
3,65
2,75
2.4
2,4
2,3
2
2.4
2,3
2,1
2.6
2.4
2,1
590
0,164
6,4
4,85
3,35
2,6
2,3
2,1
2,9
2,4
2,1
3
2.6
2,3
470
0,13
3,65
2.75
2.4
2.4
2,3
2
2,6
2.3
2,1
2,7
2.4
2, 1
71S
0,2
6,4
4,85
3,35
2,7
2,3
2,1
2,9
2,6
2,1
3
2.6
2.3
1 74
0,048
4,95
3,01
1,S
2,6
2,3
2,1
2,7
2.4
2,1
2,7
2,6
2.3
264
0,073
7,6
5,5
3,65
2.6
2.4
2,1
2.6
2,3
3
3,2
2.9
2.4
223
0,062
4,55
3,35
2,7
2.4
2,1
2,9
2,6
2,3
3
2,7
2,3
334
0,092
S.2
6,2
4,25
3
2,6
2,3
3,2
2.7
2.3 .
3,5
2,1
2,7
2.4
2,1
2.9
2.6
2,3
3
2,7
2,3
405
0,1 1
S,6
6.4
4,25
3
2,7
2,3
3,4
2,9
2.4
3,5
3
2.4
2,7
2.3
3
3,2
2.9
2.4
548
0,15
9,1
6,7
4,55
3,4
3,5
3.4
0,19
9,7
7,3
4,85
3,5
.
2,3
310
2,6
2.4
393
2,1
.
270
0,075
4,55
3,35
2,1
364
0,1
4,85
3,65
2.4
2,9
2,6
2,3
466
0,127
5,2
3,95
2,7
2,9
2,6
2,3
3
0,15
5,6
3,95
2.7
3
3,2
2,7
2.4
3,4
3
2,6
S28
0,23
6,S
4.25
3
3,4
2,9
2,4
3,5
3
2,6
1 .035
0,29
..
3,65
3
2,6
1.250
0,345
550
690
S30
:;-
0,19
0.23
2,6
2,3
2,7
2,3
3
3
5,S
4,25
2,7
2,4
3
2,7
2.4
3,4
2,9
2.4
2.9
2.4
FACTOR «K»
6S2
.
3
2,9
2,3
2,9
2,4
10
7,6
?·2
10,4
7,6
6,2
1'0,6
7,9
6,5
3,65
.
0,071
0,0486
0,021 3
0,0147
3,65
3
2.�
3,95
3,S
3,22,7
3
2,6
3,S
3,2
2,6
3,65
3
u·
2.7
.
2.4
2.4
3,S
3,2
2,6
.
3
3
' 3,65
3
2.4
2.4
1
'
3,4
2,7
1
•
3,95
3,4
2,75
' 4.1
3,5
2,7
4,253,5
2,9
SEGUNDA PARTE. DISTRIBUCIÓN DE AIRE
2-88
TABLA 21.
VELOCIDAD
DE SALIDA (m/s)
PÉRDIDA DE PRESlóN CON DESCARGA NORMAL
(mm c. a.)
PÉRDIDA DE PRESlóN CON CONTRO DE CAUDAL
mm
r c. a.)
J
6
7,6
POSICIÓN DE GU[AS
RECTA = 2,36, 22 1/t0 = 12,8, 45°
11
POSICIÓN DE GU(AS
RECTA = 6,38, 22 1/2° = 6,1, 45° = 8,1
= 3,55
RECTA = 8.4. 22 1/a0 = 8,4, 46° = 1 2
..
Tamaño nomiJlal (mm) pOSICI 6n
o superficie de gulas
de sección
(m1) libre
Caudal
m3/h
.
RENDIMIENTOS PARA REJILLAS DE IMPULSióN PARA TECHOS PLANOS (Cont.)
Sólo refrigeración
m 1/s
Alcance
del tiro
(m)
RECTA = 18,1, 22 / ° = 18,8, 46° = 28,3
Diferencia de temperatura (0C)
8•
1
1
11•
Caudal
1 4•
Altura mlnima de techo (m)
m'fh
ms/s
Alcance
del tiro
(m)
Diferencia de temp;;'atura ("C)
8•
1
11•
1
1 4•
Altura mlnima de techo (m)
200
0,055
7,3
6.5
3,65
2,7
2,3
2
2,9
2.4
2,1
3
2,6
2,3
300
0,083
12,2
9,1
6,1
3
2.6
2,1
3,2
2,7
2,1
3.4
2,9
2,3
250 x 1 00
(0,014)
255
0,072
7.9
5,8
3,95
2,7
2,3
2.1
2,9
2.4
2,1
3
2.6
2,3
382
0,1 06
1 2,8
9,7
6.4
3
2,6
2,1
3,2
2,7
2,3
3,5
2,9
2,3
300 X 1 00
(0,016)
308
0.086
8,2
6,1
4,25
2,7
2,4
2,1
3
2,7
2,3
463
0,128
13,4
10,3
6,7
3
2,6
2,1
3.4
2.7
2,1
3,5
2,9
2,3
400 X 100
(0,023)
415
0,1 1 5
8,5
6.4
4,26
.
2,9
2,6
2,1
2,7
2.4
2.1
3
2.6
2,3
3,2
2,9
2,3
623
0,173
14
1 0,6
7
3
2,7
2,1
3.4
2,7
2.3
3,65
3
2,4
600 X 100
(0,029)
524
0,145
8,8
6,7
4,55
2,9
2,4
2.1
3
2,6
2,3
3.2
2,9
2,3
788
0,22
14,6
1 0,9
7,6
3.2
2.7
2.3
3.4
2,9
2,3
3,65
3
2.4
600 X 100
(0,036)
630
0,172
6,7
9,1
2,9
2,6
2,1
3
2,7
2,3
3,2
2.9
2,3
948
0,263
14,9
1 1 ,2
7,6
3,2
2,7
2,3
3,5
2,9
2,4
3,65
4,55
2.9
2.6
2.1
3
2,7
2,3
3,2
2,9
2,3
1 . 1 85
0,33
15,2
1 4.3
7,6
3,2
2.7
2,3
3,5
2,9
2.4
3.8
3
2.4
2,9
2,6
2,1
3
2,7
2,3
3.4
2.9
2.4
1 .428
0,4
1 5,5
1 1 ,6
7,9
3.4
2,7
2,3
3,6
2,9
2.4
3,8
3
2.4
200 X 100
(0,0 1 1 )
Recta
22 1/1°
45•
3
2.4
760 X 1 0 0
(0,044)
792
0,22
9,1 6
6,7
4,55
900 X 100
(0.054)
950
0,266
9.4
7
4,85
200 X 150
221J.o
(0,01 7)
45•
350
0,097
11
8,2
5,5
2,9
2,7
2,3
3.4
2,9
2.4
3;55
3
2.4
527
0,146
18
1 3.4
9.1
3,65
3
2.4
3,8
3
2,6
4.1
3.4
2,7
250 x 1 50
(0,022)
445
0,123
12,2
9,1
6,1
3.4
2,9
2.4
3,66
3
2,6
3,95
3.4
2,7
667
0,185
20
1 5,2
10
3.8
3,2
2,6
4,25
3.2
2,7
4,55
3,65
2,9
300 X 150
(0,027)
540
0,16
12,5
9.4
6.4
3,5
3
2.4
3,8
3,2
2,6
4,1
3.4
2,7
810
0,225
20.4
1 5.2
10.4
3,96
3.4
2.6
4,25
3.5
2,7
4,7
3,8
2,9
400 X 150
(0.037)
730
0,2
13.4
10
6,7
3,65
3
2.4
3,95
3.4
2,7
4,25
3,5
2,7
1 .095
0,34
22
16,4
11
4,1
3,5
2,7
4,56
3,65
2,9
5
3,95
3
600 X 160
(0,046)
914
0,25
14,3
10,6
7,3
3,8
3,2
,2,6
4.1
3,5
2,7
4.4
3,65
2,9
1 .368
0.38
23,4
17,8
1 1 ,8
4.4
3,66
2,9
4,85
3,8
3
5,2
4,26
3,2
600 x 1 50
(0,056)
1 . 1 62
0,32
1 4,6
11
7,3
3,95
3,2
2.6
4,25
3,5
2,9
4,7
3,8
2.9
1 .666
0,46
24
18
1 2,2
4,65
3,65
2.9
5
3,95
3
5,3
4.4
3,2
750 x 1 50
(0,070)
1 .380
0,385
15,2
11,6
7,6
3,95
3.4
2,7
4.4
3,65
2,9
4,7
3,8
3
2.100
0�58
25
18,9
12,5
4,7
3,8
2,9
5,2
3,95
3
5,5
4,55
3,4
900 X 150 Recta
22 lftO
(0.080)
45•
1 .666
0.463
15,6
1 1 ,6
7,9
4,1
3.4
2,7
4.65
3,65
2,9
4,85
3,95
3
2.600
0,7
25,5
1 9,2
12,8
4,86
3,95
3
5,3
4,1
3,2
5,8
4,66
3.4
Recta
.
.
FACTOR
«K»
Caudal máximo/
pared de impulsión
{m'/s)/(m1)
0,0365
0,0244
Caudal mlnimo/
pared de impulsión
{majs)/(m1)
0,0 1 1 2
0,0071
'
2-89
CAPÍTULO 3. DISTRIBUCIÓN DE AIRE EN ESPACIOS ACONDICIONADOS
TABLA 2 1 .
RENDIMIENTOS PARA REJI LLAS DE IMPULSióN PARA TECHOS PLANOS (Cont.)
Sólo refrigeración
RECTA"' 9,POSI5, C22IÓ'N/�0DE= 10GUi,7,AS45° = 14,3
RECTA= 34,5
Caudal Aldelc(ancemti)ro 8"Diferencia
ms/h m /
Altura mfnima d'e techo (m)
1738,,486 3,2,261 2,3,471 3,2,2.6936
1839,,271 3,2,271 3,2,539 33,2,635
18.149.,843 3,2.2,723 3,2,935 3,32.48
19,1104.89' 3,2,2.743 3,2,3 635 3,2.428
20,160,324 3,2,439 32,3,465 3,2.9425
20,10,637 3,2.2,593 2.33,465 3,2.9265
2110,16.,371 2.2,3,359 32.3,48 2.3.4,641
21161,5 3,2,593 3,2.482 3.2.4,641 '
25182,85 3,2,862 4,3,2,5725 4,3,2,56756
212814 2,3,4,7255 3,2,4,897 3,35 65
14,28,2131,63 4.3,4,2,7475 4,3,2,5,2798 3,4,5,251
',1 .456
. 32,23,15,485 4,2,3,8895 5,34,31 4.3.5,48
24.16.46 33,9 . 4,3,25. 3,4,455
1 33,25,1727 4,35,12 4.5,3,234 4,3,5,975
35,126,1l}2' . 4,35,31 4,3.,8545 '46,3,,2685
'327186;,1.�, 5,5 ¿:,�95 . 56.3,645
FACTOR 'o.o182
10
:
de temperatur� ("C)
405
0,1 1 2
610
0,142
617
0,17
' sao
0,23
.
.1.045
0,29
.
1 .260
:
0,36
1 .586
0.44
1.884
0,52
.
1
0,195
!J90
0,25
1 .830
2.209
.
2.769'
.
l·
\
'
13.340'' ,
.
.
. ·. ·
.,
·.
.
.
. .
0,6
.
.
·.
.
..
.
.
�
Propulsión horizontal divergente.
de
•¡,o.
La velocidad viene
.
1
•
•· .
.
.
.
.
.
g• .
.·
· .. .
la altura de techo mfnima
•
,
« K»
·
'.
·
. ·
6
..
. .
.. �
·.
.
.
..
.
.
.
de
en
e té a
6
.
Presión estática e
Medir la altura del techo con la luz mfnima únicamente.
.
0,78
0,0_3
s.4
.
0,51 . .
1
en
aquella parte más distanciada, como son cargas por maquinaria,
.
0,405
•
Propulsión horizontal inferior.
.
..
0,,323
•
Alcance dar tiro
1
..
NOTAS:
1.
2. donde la cor iente deindiaicrea hlayadistiadncio sausdestandciea mlaenstaeliddiasiphadsta.
3. deimpualsahar belit aciróen,hasextcaeputonacuando
distanciahNoyaconresfupesondinietmesprendeetenecacl eolsragrio
tdepuéremrlaitcasbocdelabaielrdeotcabsel, accubrrbisatsaierl 75%desolekcaladdeo,/h·diemtcc'h,. lConsacprargoiadpuetrlséairnómdonicah.olarizcoanrtgal
4. veruniftoicralmesmenteposin icreiómnenrteacdta haenstael ucnenmátSerox,imcconoonsenigulnoeascedeoxntfrlegulmxiosóans.
egeLnancdiaivdeadergexn22trceima o ds45°la resjiglnia,ficyadeunmodoa deflseimóilanr angulpara uanradediv45°er­
5. de la rejil a. condicionada por la superficie libre efeciva
6. deobteagua.ner las velocidadsesaquelindicladaprseysiósen quemide sen-rmmequiecolreumnapara
7. máEstso einsf,elraiodir sdeltanctieacdeho.sde el suelo hasta la jácena u obstruc ión
8. pula veledeodarcidadfuncideosnamialidaeintndio cada,or ecpos(toablaicali)órnejsi la,latmlesnigulneimndoaas, adiltfuecuentrraenquecia
dedimeendtetidemapedelarabsteurlsaec, rpriógonualpueflesocótmanuahordyaor.izEqueosntpraelafyearm"ilbtule/rahque.mllanlaiamlpataurrcatoedersuetspeon­rhioor
deporladerebjai1jo node lsa altumerandeos qutecehdoso mlvenicmesa.la altura de la misma
9. pemárxmmiteosjuizngdiacraeldosmoviresmuliteantnoentoutanl movide aimr eiseneltoelcdelol nccalaeirp.etLoensquevala zlonronaes
ocobdelsutplroaucaldyaen.deSiel 0,pae2st5aosdem/obsa.itrSeeucconsiuopneunones 10%vaqurleandemueblcolansseidsccie,rpeaóbnlestomraenastv,eerdetsca.l,
vaadet:�cruada10%,mentelo. valores m"/h por m• de pare de n ajus arse
·10. la vealocreidjialda.de salida queda limitada por el ruido producido
Cuando se emplea los valores relativos a techos lisos.
se comprende que las gulas frontales están en posición
para propulsar el aire hacia el techo.
5,
700'
.,,,1 62,
w
""
1s
•
m"/h por m• de superficie de pared
de
Para aplicaciones que requieren un bajo nivel de sonido
por
2-90
DEp¡:SlRVELOCI
SALIóOJNDCONADADEDAD(DES-mPRE-/s)
CARGA
(PI!SlóRDINmDCONmANORMAL
c.DEa.CON-)PAETAOL(mDEm c.CAUDAL
Tamio nmaalñ(ofno-f!fl!e) dePosa.)gulicióans
d (m")
, 300(0,037) 22Rec4510/t,a0
:40(0,060)200
5QQ(0,063)200
600(0,076)
(0,096)
9QQ(0,1 2QQ5)
(0,063)
5QQ(0,079)50
QQ(0,097)250 22Rect451f0a"
(0,126)
9QQ(0,146)
400(0,0)(76)300
5QQ(0,097)3QQ
(0,1 73QQ)
(0,147) Recta
900(0,173007) 2245°1/�"
parCaeu(mdade"l/smáxi)im/(pum2ml)so/ión
paCaudal
re(dmde"/smli)mf(npulmjm1)so/ión
:��¿���
X
200
X
X
)(
200
750 )( 200
X
400 )( 250
X
2
6
X
750
X
250
X
250
X
600
X
750
X
X
300
SEGUNDA PARTE. DISTRIBUCIÓN DE AIRE
TABLA 2 1 .
RENDIMIENTOS DE REJILLAS LATERALES, PARA REFRIGERACióN SóLO (Cont.)
Para techos planos
15
RECTA= 0,POSI33, C221IÓN/20DE= GUI0,38,AS45° = 0.48
RECTA= 0,POSI25, C22IÓN1/�0DE"' 0,GUI25,AS450 = 0,25
RECTA= 061, 22 1/2'' = 1,12, 45° 1,66
RECTA= 25, 22 1/�0 0,38, 45°- = 0,71
Caudal Aldelc(amtni)croe SDiofcerencia 1deotcemper14aturoac Caudal Aldelc(matn)ircoe 8Diofecrencia 11de otcempera14turoac
m"/h m1/S
Altura mfnima de techo (m)'
Altura minima de techo (m) ms/h m"/s
2,11,,261258 2,2,631 2,2,374 2,2,963
0,08 4,32,215 2,2,369 32,74 2.2,3,429
0,1 4,3,2,365 32,73 3,2,926 3.32,64
6 0,073 2.1,.28425 2,2,743 2,2,693 32,47
0,091 2,21,63 2,2,963 32,2.74 3,2,429
0,135 4,3,2,6496 3,2,274 2,33,46 2,3,7265
394 11 2,1,317 2,22,,693 32,47 2,3,269 590 16 3,2,5,6925 2,3,249 32,3,65 3.3,2,782
2,2.1.4914 2,3 74 3.2,942 3,32,46
3.6,2,5975 3,2,649 33,2,765 2,3,7925
5,2,75 2,3;66 2,3,765 2,3,9495
132.2,,5392 2.32,497 32,3,649 3.3.2,3 575
5,3,956 3,2,3 56 3,2,287 3,2,4995'
2,1,515 2,74 2,96 32,7
2
3,12,,246 3,2,942 2,33,64 2,3,6275
4,5,2,8296 3,2,2675 3,496 4,3,2,6925
3,12,,6375 32,3,74 3,2,6725 3,2,498
4,6,3,8425 2,3,487 4,3,2,159 3,34,865
3,2,1,6786 3,2,2965 3.3,2,478 4,3,2.9165
4.3,6,7385 4,3,2,159 4,33,465 4,3,9285
4,6,8375 3,4,2,6295 34,3,855 3,4,2185-'
2,13,,8776 2,3,2965 3,2,5975 2,43,,9625 1.175
770
3,
4,3,6,43856 3,2,874 3,4,2,591 4,33,855'
415 0,1 6 2.3,1,643764 32,3,46 2,3,6725 2,3,894
4,63,485 4,2,3,92665 . 4,33,855 4,3,1285
13,3,2,,897525 2,3,3,87625 4,3,2,71946. 4,4,3,2,496265
7,5,3,3655 .3,4;3 645. 4,3,3 895 4,5,3.4256 '
1,4,9208 4,2,741 3,4.2,6945 34,3,78 945
7,5,3,8665 4,3,3 975 5,3,4,225. 3,4,5,455,
785
2,4,3,4015 4,2,3,6925' 4,3,3 78 . 53,925 1.180 .
25 1;420 0,395 8,6,3,2915 4,3,8215 4,5,3,54 .4,53,,587
243,35 3,69 3,3 95 4,3.FACTOR«
K» . 0,0965 .
0,147
.
0,0289
0,0442
.
,2
O
192
2
=
=
290
0,056
2 4
394
326
488
0,
0,
7
4
490
0,136
740
0,205
695
0,165
890
0,247
334
0,093
610
0,142
424
0,1 1 7
636
0,176
610
0,142
765
0,212
620
0,172
960
0,266 -
0,145
630
0,175
o:21 s
950
0,264
3,2
2,9
,7
2,9
0,327
0,213
522
4,95
625
0,173
782
0,217
0,263
.
�
,7
1
.
�
0,322
1
�
.
1 ··
'
CAPÍTULO 3. DISTRIBUCIÓN DE AIRE EN ESPACIOS ACONDICIONADOS
TABLA 21.
2-91
RENDIMI ENTOS DE REJILLAS LATERALES, PARA REFRIGERACióN SóLO (Cont.)
Para techos planos
3,75
2,6
RECTA= 1POSI,3, C22IÓ1/N�0DE 1GUI,55,AS450 2,03
RECTA= 0,POSI61, C22IÓN'/a0DE 0,GUI71,AS45° = 0,89
RECTA= 4,45, 22 1/a0 = 4,83, 450 = 6,85
RECTA= 1,55, 22 2,08, 45° = 3
Caudal Aldelc(matni)rcoe Di8"ferencia de 11"temperatura 1(40C") Caudal Aldel(cmatn)irco-e Di8"ferencia de 11"temperatura (0C)
m1{h m1/S
Altura mlnima de techo (m)
Altura mlnima de techo (m) ma/h m3/s
385 0,107 6,4,3,1365 32,2.47 33,2,46 2,33,665 578 0,16 8,6,25 2,33,665 4,2,3.471 3,4,2,2695
525 0,146 6,4,3,759 3.2,449 2,3,2765 2,3,478 785 0,218 16,29,,21 3,2,4,741 4,3,2,4695 4,33,78
655 0,182 7,5,3,385 32,3,65 3,2,278 4,33,51 980 0,27 139,6,,71 4,3,2,5925 34,3,87 53,4.12
780 0,216 3,6,7,9865 2,3,2765 2,3,3.4975 34,3,625 1.175 0,326 1037.,27 3,4.2,4695 4,33,95 5,2
985 0,274 7,5,4,981 2,3,782 3,4,2,591 33,4,855 1.475 0.41 10,147 6 4,33,78 3,4,5,221 6,3,4,45
11147,,36 4,3,3 95 5,4,3,525 5,4,3,585
1.208 0,336 6,8,4,2216 3.3,2,4795 4,3,2,965 4,3 75 1.780
675 0.187 4,8,6,241 3,2,7495 3,4,2,69256 4,33,78 1.010 0,28 1047,,693 33,4,796 4,5,3,245 4,5,3,5685
848 0,235 8,4,6,5875 2,3,69965 3,4,3 865 4,3,8216 1.270 0,35 11,157,,95 4,5,3,221 4,5,3,566 56,3,61 5
1.020 0,283 4,6,9,71 4,33,465 4,3,296 3.4,5,246 1.525 0,424 1628,,715 5,4,46 4,6,3,7616 6,5,3,842
1.280 0,355 7,59,37 4,3,3 595 4,3,5,225 4,3,5,565 1.920 0,565 1378,,.864 4,3,5,579 4,6,3,855 75,4,51
1;540 0.43 105,7,618 4,3,4955 3.4,5,4325 4,5,3,7685 2.300 0,64 1839,.,127 6,4.3,681 5 3,6,5,873 7,5,4,1815
. 830 0,23 109,74,2885 4,4.33,46855 4,3,,38925 5.3,5,4,8245 1.250 0,346 116.1828,..725 5,4.3.6,461 3,6,6,4,61785 &.3,6,7,2284
1.040 0,29 5,7,618 3.3,49 4,3,425 4,3,765 1.560 0,435 13,9,71 4,3,685 5,3,38 5,4,81
1.260 0,35 107,5.,695 4,5,3,425 4,3,5,455 6,3,4,81 5 1.880 0,525 119.49,,675 5,3,6,6255 7,5,4,361 4,6,7,416
1.570 0,435 118,5,.583 4,3.5,45 6,4,3,6815 3,6,5,2955 2.360 0,655 20,105.,745 5,7,3,3956 7,6,4,2195 6,8.4,45
1.890 0.526 118,6,,891 _3,4,5,597 6,3,6 645 5,6,4,591 2.850 0.795 211116,61 7,3,6,5985 4,6,8,44 4,8,6,789
FACTOR«
0,0486
0,071
0,0147
0,0213
•
=
lJ�O
=
=
"'
w
,
j:�s ,
0,495
3,8
3,4
.,
5
K»
SEGUNDA PARTE. DISTRIBUCIÓN DE AIRE
2-92
DAD(PRE-m/s)
DESIVELOCI
SALI
D
A
PÉRDI
D
A
DE
DES-)
Ó(NmCONmNORMAL
CARGA
c.
a.
DECON-PREPÉRDI
TROLSIÓN(mDDECONmAc.CAUDAL
a.)
Tamaño
no�mi(6mn5��al') (li�bi�r11",1ee) dePosgulicióans
300(0,037) 22Re45°c1/t1a°
(0,050)
(0,063)
(0,076)
(0,096)
(0,063) Recta
(O.o79) 2245°1/z0
600(0,097)
(0,126)
900(0,146)6
(0,076}300
(0,097)
(0,1 17)
750(0,143007)
(0,177) 22Rect45°1,a..
parCaudale(dmde"/smáxi)i/m(mpul1m)soión
parCaudale(dmde"/s)míi/m(mnpuli"m)so/ión
�� g�
X
200
400 X 200
600
X
200
600
X
200
750
X
200
.
900 X 200
(0,115)
400
X
260
500
X
250
X
250
X
250
X
2 0
750
400 X
600
X
300
600
X
300
X
900 X 300
1
TABLA 21.
RENDIMI ENTOS DE REJILLAS LATERALES, PARA REFRIGERACióN SóLO (Cont.)
Para techos planos
RECTA 2,POSI36,CI22ÓN1f1DE° ""GUÍ2,8,AS450"" 3,55
RECTA= 8.4, 221/1° 8,4, 45°=12
Caudal Aldec(lmanceti)ro Diferencia1 de temperatura (0C)
m3/h m3/s
Altura mlnima de techo (m)
0,213 15,147,.98 4,3,255 34,3,855 4.35 1
138.7.,813 3,4,2,9855 354,1 4.3.5,45
1.310 36 18.14,9,39 3,34,985 5,4,3,254 4,5,3.795
11094,89 4.6.3,122 3.5,4,4855 6.4,3,1685
20,115,0,753 6,3,4.325 5.3,4.759 6,3,5248
10,212116,,,9661 3.6,5,466 3,4,6,6.62285 3,5,6,6,8773
3 160.19 4,3.4 3,4,685 5,3,83
22,181 .68 4,3,.975 3,5,6,728 4.7,6.361
0,57 24,182,23 3,6,5 645 7.3,5,3965 5,7,4,8925
.6 0
126,39,128 6.3,.895 5,7.4,8295 8,4,6,64
26,193,.485 7.3,5.9265 6,8.4,14 6,8,4,76
3.080
1.660
·24,128,65 56.3,465 7.5,3,3965 4,4,5,9725
8 26.193.84 3,7,5,9625 6,8,4.41 6,4.8,76
28,2114.,33 7,5,4,961 . 4,6,8,67 4.79,39
29,22,14.869 4.8.6,42 74,9.94 107,5.,426
3.150
3123,15,,645 8,6,4,786 104,7,95 8,5,31
3.790
0,0365 FACTOR «K»
0.0112
5
"'
=
8'
770
1.045
"'
1 4'
2,7
0,29
0,
4
1.580
.",434
1 .960
0,548
2.390
0,666
1 .346
0 75
1 .690
0,47
4,4
.
5
2.040
2 5
4
5
0,71
0,85
0,46
2.090
0,5
2.620
0,7
5
1 . 0.875
1,05
11
RECTA= 5,PO38,CI22ÓN1/�DE0 =GUI6,1,AS450 = 8,1
RECTA= 18,1. 22 1/a0 = 18,8, 45° 28,3
Caudal Aldec(lancemti)ro Dif8'erencia de tempera1tura (0C)
m�/h m•Js
Altura mlnima de techo (m)
26.113,9,281 3,34,895 4.3.6,525 4,3,85
2114,29,6 3,4.5,255 64,3,265 65,3,,265
31123,5,45 3.6,4,5845 6,3,4,7465 5,73,955
1.960
30
16,32,24,33,3485 6,4.3,6.7154 6,3,7,818 7,7,5,3,7956
25,17 2 3,5 5,3,935 5,4,19
26,135,7,642 3,6.5,5625 3,5.7,9655 6,84,21
0,565 26,135,7.642 3,5.6,6425 3,7,5,9866 4,6,8215
28137,8,62 73,5,595 8,4,5,2816 8,4,6,585
0,84 204029,8 7.4,5.581 6,4,8,174 9,4,7,273
42,3121,632 8,6.4,1325 6,9,4,637 107,.54
43,2132.,361 8.4.6,42 9,74,69 105.7,,726.
0,7 20,29,40 81 7,5,4,851 4,6,8,645 9.4,6,49
3.120
32.2143,,926 6,4,4 7,4,9,629 6,7,,26
46,23,35 45 8,4,6,786 107,,,642 11.8,6,145
3,760
49,37,25 61 4,7,9,639 18.,12 12,6,8,873
62.39,26,32 107,,56 18,5.,656 16,39,1
5.690
0,0244
0,0071
7,5
�>I
=
11°
1.150
0,32
1.575
0,437
1 4°
5.
7
4
0,548
2. 5
0.66
2,950
0,82
3.580
0,99
5
5
5
5
2.030
2.540
0,7
3.040
3.850
1,07
4.790
1 .325
5
2.500
7
0,87
1,045
4.720
.•
1 ,31
1,58
10
8,2
5
5,_5
5
2-93
CAPÍTULO 3. DISTRIBUCIÓN DE AIRE EN ESPACIOS ACONDICIONADOS
TABLA
21.
RENDIMIENTOS DE REJI LLAS LATERALES, PARA REFRIGERACióN SóLO (Cont.)
Para techos planos
10
9,5, 221/2° 10,7, 45° = 14,3
E = 34,6
Alc(mance) Diferencia de 11emper0 t1ur
Altura mlnima de techo
27.3718,69 4,5,3,255 6,4,3,751 3,6,5,6255
40,20,30,85 6,3,4,641 6,5,3,2675 7,5,3,3695
214632.43,,98 3,6,56,6476 3,7,7,5,62695 6,7,4,8,41925
23,47,34,525 75,3,361 5 7,4,6,981 94,6,245
35,24 8 3,5,955 4,6,216 4,6,55
49,40,85 5,7,68 6,8,4 6,4,9,487
40,49,24,895 7,6,3,3985 6,4,8,44 4,6,9,478
26,39,5356,55 6,48,7,15925 9,96,4,7875 1117,06,,13
42,18,23 6,4,46 7,5 3 5,7,82
69,29,4,86 9,74,37 107,5,,429 128,5,56
6145,30,65 4,9,7,762 118,5,23 128,4,.8364228,48,31 6,4,8,45 7,69,37 115,7,821
"430,615,56 9,7,4,672 118,5,32 12,8,4,836
48,32,65 65 1057,56 115,8,,876 16,39 15
6950,34,75 118,5,,236 139,6,,419 10146,,453
36,72,54,82 12,8,5,725 139,6,,379 15,106,,872
0,0182
0,0056
POSICIÓN DE GU[AS
=
RECTA =
R CTA
ma/h
1.540
2.100
2.620
3.140
3.940
4.800
2.700
3.390
4.090
5.100
6.150
20
4.170
5.050
6.300
7.600
Caudal
Ú
m3/s
0,43
0,585
0,728
0,87
1,09
1,33
0,76
0,94
1,135
1,42
1,7
0,92
1,16
1,4
2,12
1,75
•
t
so
del tiro
a
a (oC)
w
,
3,95
24,9
4,4
,
4
.
,
FACTOR
«K»
,
1.
2. donde la cor iente diendiaicrea halaydia stidaoncisausdetansdceia mlaentsaeliddiasiphaada.sta
3. deimpullasahrabelit aciróen,haexstcaeptuonacuando
esefsupesondinietmpresentdeeneccaleolsrargenio
di
s
t
a
n
c
i
a
c
o
r
ha
y
a
n
atéqrumeiclaa padelr elomáscal adirbastasnecide·saodlaek,ado,calco/moh·ms•o,nlacaprrgoapus porlsiónmaquihoriznoarntiaal,
de lh boca debe cubrir 75 % de carga térmica.
4. veruniftoicramleements en eposincirceiómentn reacdta henastaelucnentmáSerox,imcoonsnenigulnoeascedefoxntrlegumxioslóans.
egencLna cadadiivaerdegexnt22rceiam1o/d2e°d.e45la°resjiglnia,fiyc deunmodoa defsleimóilanr angulpara uanradediv45ero­
5, de la rejil a. viene condicionada por la superficie libre efectiva
6. obtde eagua.ner las velocidadesesaquelindicladasa preysiósne miquede sene rmmequiecolreumnapara
7. Emástos esinf,elariodirsdeltanctiaecdesho.de el suelo hasta la jácena u obstruc ión
8. pula veledeocdaidrafdundeciosnaalimdaientindio caodrae,cpos(toabiclai)órnesjdei la,latmlsenigulneimndoaas, adienltfuecrrauencquntiae
lsecótmanuahordyaor.izEquosntpreaelafyearm3ilbtule/rahqu.mlLeanlaiamlpataurrcatoedrsueperstepcon­hioor
cjdepordmedieientt!aedebajdemperraejdeilaobstneudeolresaesce,lrapritóéguonalputaefumenos
ra de tqueechodos·mveces
ínima. la altura de la misma
9, pemárxmmiteosjuizngdiarcaeldosmoviresmuliteantn oentoutanl movide aimreesieennteloelcdelol nccaeilr.pteLosoenquevala zlonosrnaes
delavaobsocdecluotprlruoaudacdyedaaenal.10%,mdeSieentl 0,paee2ls.ot5oasm/dvaobseloa.riteresucconm3siuo/phnesuonenpo1rva0qum•r%íeandmuecpaoleansblreseidscer,debeniaperóbnlestmentoraananjussv,eteraetdelrsscae.,l
1 lpora vellaocreidjailda.de salida queda limitada por el ruido producido
NOTAS:
Cuando se emplea los valores relativos a techos lisos,
se comprende que las gulas frontales están en posición
para propulsar el aire hacia el techo.
Alcance del tiro
Propulsión horizontal inferior.
puertas abiertas, c istal
No
al
etc. Considerando la carga
dicha
Propulsión horizontal divergente.
La velocidad
Presión estática
Medir la altura del techo con la luz mfnima únicamente.
La altura de techo mínima
i
lo
m3/h por m• de superficie de pared
Se
O.
de
Para aplicaciones que requieren un bajo nivel de sonido
SEGUNDA PARTE. DISTRIBUCIÓN DE AIRE
2-94
TABLA 21.
RENDIMI ENTOS PARA REJILLAS DE IMPULSióN, SóLO REFRIGERACióN (Cont.)
Para techos con jácenas
DEp¡;SI;RÓVELOCI
SALIDINDCONADDEADADDES-(mPRE-/s)
�ECTA = POSICIÓN DE GUIAS =
RECTA= POSICIÓN1{1°DE= GUIAS
CARGA
(PÉRDIS10NmDCONmANORMAL
c.DEaCON-.)PRE- RECTA=
= =
RECTA= 221/�0 =
TROL(mDEm c.CAUDAL
a
.
)
Ta0mi5nmaalño no-e dePosgulicióans Caudal Aldelcancetiro Diferencia de temperatura (<>C) Caudal Aldelcatnircoe Diferencia de temo per1atura
d8 (m�) m"/h m3{s (m) Altura mlnima de techo (m) msfh m•fs (m) Altura mínima de techo (m)
Recta
2
1,25
0,25,
22 1/?,0 "" 0,25,
45°
0,25
0,33,
0,25,
221/�0
45°
0,71
0,61,
0,38,
22
0,38,
45<>
1 , 1 2. 45°
=
0,48
=
1 ,66
{<>C)
(IT!�)
����¡g�
8'
11o
14'
8'
11
14'
2QQ X 1QQ
22 lf�O
(0,01 1 )
45°
51
0,014
1,06
0,76
0,55
2,2
2,1
2
2,3
2,2
2,1
2,5
2,3
2.1
75
0.027
2.1
1,5
1 ,06
2,5
2,3
2
2,6
2,4
2
2,8
2,5
2,3
250 X 100
(0,014)
83
0,017
1 ,06
0,76
0,55
2,25
2.1
2
2,35
2,3
2.1
2,5
2.3
2.1
97
0,027
2,25
1 ,67
1.13
2,5
2,3
2,1
2.7
2,4
2,2
2,8
2,5
2,3
300 X 100
(0,016)
75
0,021
1.06
0,76
0,55
2,2
2,2
2
2.4
2,3
2,1
2,5
2,3
2,1
116
0,032
2,28
1,67
1,19
2,5
2,3
2,1
2,7
2.4
2,2
2,8
2,5
2.3
400 X 100
(0,023)
104
0,029
1,13
0,82
0,61
2.3
2,2
2
2.4
2,3
2,1
2.5
2,35
2.1
156
0,043
2.41
1 ,83
1,22
2,6
2,3
2,1
2,7
2,5
2,2
2.9
2,6
2,3
500 X 100
(0,029)
131
0,036
1,22
0,91
0,65
2,3
2,2
2
2,4
2,3
2,1
2,6
2,4
2,15
196
0,05-5
2,44
1 ,83
1,22
2,6
2.4
2,1
2.7
2.5
2,15
2,9
2,6
2,3
600 x 1 00
(0,035)
158
0,044
1 ,23
0,94
0,65
2.3
¡2
2.4
2
21
2.3
2,6
2.4
2,15
235
0,065
2.43
1,83
1,22
2,6
2.4
2,1
2,75
2,5
2,15
2,9
2.6
2,3
750 x 1 00
(0,044)
196
0,065
1 ,28
0,94
0,64
2,35
2,2
2
2,5
2,3
2,1
2,6
2,4
2,15
295
0,082
2,43
1 ,83
1,22
2,6
2.4
2,2
2,75
2,5
2,3
2,9
2,6
2,35
235
0,065
1,22
1 ,05
0,67
2,35
2.2
2
2,5
2.3
2,1
2,6
2.4
2,2
356
0,099
2.43
1,83
1,22
2;6
2.4
2,2
2,8
2,5
2,3
2,9
2.6
2,35
0,024
1,52
1,16
0,76
2,5
2.3
2,1
2,6
2,4
2,2
2,7
2,5
2,25
130
0,036
2,9
2,13
1 .48
2,7
2,5
2,2
2,9
2,7
2,4
3,1
2,6
2.45
900 X 100
(0,054)
Recta
200 X 150
22 '/�0
(0,017)
45°
87,5
.
250 X 150
{0,022)
112
0,031
1 ,67
1,25
0,85
2,6
2.4
2,2
2,6
2,55
2,3
2,9
2,65
2,4
166
0,046
3,05
2.28
1,52
2,9
2,65
2,3
3,1
2,8
2.4
3,3
3
2,55
300 X 1 5 0
(0,027)
136
0,038
1,83
1,37
0,91
2,65
2,4
2,2
2,8
2,55
2,3
2,95
2,7
2,4
202
0,056
3,35
2,46
1 ,68
2,95
2.7 .
2,35
3,2
2,9
2,5
3,4
3
2.6
400 X 150
(0,037)
1 82
0,05
1 ,89
1,43
0,94
2.8
2.5
2,25
2,9
2,65
2,4
3,1
2,75
2,5
273
0,075
3,56
2,74
1 ,83
3,1
2,8
2,4
3,3
2,95
2�55
3,5
3,1
2,7
500 X 150
(0,046)
230
0,064
2
1 ,52
0,97
2,9
2,55
2.3
3
2.7
2,4
3,2
2,8
2.5
342
0,092
3,66
3,1
3,4
3,7
600 X 150
(0.056)
275
0,076
2,14
1,55
1 ,07
2,9
2,7
2,35
3,1
2,8
2,5
3,25
2,9
2,6
412
0,11 4
3,96
3,05
1,98
3,25
2,9
2,5
3,45
3,1
2,7
3,75
3,25
2,8
345
0,095
2,13
1 ,64
1 ,07
3
2,65
2,4
3,15
2,8
2,5
3,35
2,95
2,6
530
0.148
3,96
3,05
1,98
3,35
2.9
2,55
3,6
3.2
2,7
3,85
3,3
2,85
416
0,116
2,16
1 ,67
1,07
3
2,7
2,4
3,2
2,9
2,6
3.4
3
2,65
618
0.17
3,96
3,05
1 ,98
3,4
3
2,6
3,65
3.2
2,8
3,8
3,4
2,9
Recta
parCaeud(mdade3l/Smáxi)i/m(mpul"m)soió1n
paCaudal
re(dm'de/s)mfilm{nmpulim")solión
750 X 150
(0,070)
900 x 1 50
(0,080)
22 1/a"
45'
FACTOR
«K»
2,74
2
0,147
0,0965
0,0442
0,0289
2,8
2,5
3
2,6
3,2
2,7
CAPÍTULO 3. DISTRIBUCIÓN DE AIRE EN ESPACIOS ACONDICIONADOS
TABLA 21.
2-95
.
' . . . . . ' ·. ·.'
.
·
POSI
C
I
Ó
N
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:
PdSJ
C
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N
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A
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C
TA=
RE
C
TA
=
.
. RECTA� 2 0� =
. . Dif�rencia �e: temperatura (<>C) , . RECTA. = = Diferencia de= teiT!peratura (°C)
Caudal , Aldec(lmanceti)ro 1 • 1
Caudal .· . . Aldelcancetiró ,_
•
m". h m" s
Altura mfnima de techo (m)
Altura ·mínima de techo (m) m" h m" s
.
.
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5,5
,
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.
RENDIMIENTOS PARA REJILLAS DE IMPULSióN, SóLO REFRIGERACióN (Cont.)
Para techos con jácenas
.
.·
2,5
.,-: 0,61,- 221/2°:
.
.
.
•
�,71,, 45° F' 0,89
1,55, 22-1/t0 =_ ,
,
. .
, 45°
.
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1,55·, 45°
1 ,3, 22 1/2°
4,45,
3
22 1/�0
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4,83, 45°
2,03
6,85
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/
.
.
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3,05
2,3
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0,035
3,2
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1
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•
1
1
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•
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2,6
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·
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.
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.
.
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3,3
2,75
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2,8
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3,8
3,3
2,8
4,1
3,5
2,9
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4,2
3,6
3
. 828
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3,7
3
1 .035
0,29
1 .250
0,345
3,6
3,15 '
2,65 '
3,9
3,4
2,9
5,8
4,26
3,05
3,7
3,2
2,7
4,1
3,5
2,9
•
830
0,19
0,�3
.
�
.
. .
5,8
4,26
3,05
0,071
0,0213
16
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3, 65
3,2
2,7 . .
.
0,13
3,5
3,1
2,6
5,5
3.96
2,74
.
0,109
334
3,5
3,1
�.6
690 -
393
3,6
3,7,
2,7
5.18
4 96
2,74
.
0,086
3.4
3 .
2,6
0,127
' 0,1'5
.
310
0,073
3,4
3
2,55
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3,4
3
2,5
264
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3,66_
2,44
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3,2
2,8
2,4
3.4
3
2.6
0,1
.
3
2,6
2,3
3,2
2,85
2,5
3,2
2.9
2,5
. .· . ,
.. ·.
3,95
2,74
4,15
45
FACTOR«
�:�s .
'
,
3,8
3,1
2,7
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3
3,3
2,9
2,4
3,6
3
2,5
6,-1
4,58
3,05
3,1
2,7
2,3
3,3
2,9
2.5
3,6
3
2.6
. 6,1
4,59
3,05
3,1
2,7
2,3
3,3
2,9
2,5
3,6
3,1
2,6
6,4
4,87
3,35
3,15
2,7
2,3
3,4
2,9
2,5
3.65
3,1
2,6
6,4
4,87
3,35
3,2
2.7
2,4
3,4
3
' 2,5
3,7
3,15
2,6
7,3
3,15
2,95
2,5
3,7
3,2
2.6
4
3,4
2.8
8,22
6,1
4,26
3,7
3,1
2,6
4
3,4
2,8
4,3
3,7
2,95
8,55
6,4
4,26
3,8
3,2
2,65
4,15
3.5
2,8
4,4
3,7
3
4,1
3.4
2,7
4.4
3,65
2,9
4.7
3,9
3,15
. 9)5
7,62
4,88
4,3
3,5
2.8
4,6
3,8
3
5
4,2
3,2
10
7,62
5,18
4,4
3,6
2,9
4,8
3,9
3,1
5,2
4,2
3,3
4,9
4,05
3,2
5,3
4,3
3,4
6,05
4,1
32
5,5
4,5
3,45
.
.
.
.
-
1
.
0,15
.
.
3,66
0,092
0,11
.
0,19
0,23�
.
6;8 .
4,.26
3,05
.
.
K»
2,74
. 0,064
0,2
4,56
3,3
2,1 4
.
3,4
2,9
2,5
718
0,075
'•
3.2
- 2,8
2,4
3,2
2,8
2,5
270
364
3
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2,3
3
2;7
2,4
4,56
3.35
2,14
5
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0,164
0,062
.
0,052 -
590
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3,2
2,8
2,5
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.
3,1 5
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2,45
3,96 .
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�
3,4
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2,5
3
2,7
2,4
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2,35
3,2
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2,4
470
1 74
.
2,9
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2,25
3,1
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3:66
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,
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0,042
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2,9-2,6
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0,087
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.
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3,5
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(m)
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1
1 .4
7,62
5,18
1 1 ,7
7,92
5,5
-
. 4,5
u.
4,6
3,8
3
0,0486
0,0147
.
,
SEGUNDA PARTE. DISTRIBUCIÓN DE AIRE
2-96
TABLA
21.
RENDIMIENTOS PARA REJI LLAS DE IMPULSióN, SóLO REFRIGERACióN (Cont.)
Para techos con jácenas
VELOCI
D
AD
DEPÉRDI
SALI
D
A
{
m
/
s
)
D
A
DE
PREPOSI2,36,CI22ÓN DE GUI2,8,AS45°"" 3,55
POSI5,38,CI221ÓN /1DE° =GUI6,1,AS45°=8,1
SIÓN(mmCONNORMAL
DES-)
RECTA
RECTA
=
=
CARGA
c.
a.
PÉRDI
DECON-PRE- RECTA= 8,4, 2 1/1° = 8,4, 45° = 12
RECTA= 18,1, 221/1° = 18,8, 450 = 28,3
SlóN(mDDECONmA CAUDAL
TROL
a.
)
Tamaño
minal no- dePO$gulici6ans m"/h Caudal m2/s Aldel(cmatn)ircoe Diferencia 110temperatura14(00C) m"/h Caudal m"/s Aldelc(matni)rcoe Diferencia1 de t110emperatura14o
Altura mfnima de techo
Altura mínima de techo (m)
(ma)
126,9,,215 32,3,3655 2,3,49258 2,4,3,42
7,5,3,35625 3,2,73156 3,2,4945 3,2,61555
(0,01 ) 22Rec45°ta
7,6,3,89955 2.3,2,27385 3,2,5595 2,3,726
2,6,9,8476 2,3,73085 42,3,5256 4,3,2,316 '
(0.014)
8,4,6,12265 2,3,8245 3,32,556 2,3,67236
1036,.,147 3,3.2,47155 4,2,3,0636 3,2,755
{0,016)
0,74 7 3,2,2856 2,4,3,4625 4,2.3,6855
(0,023)
4,8,8,258265 3,2,3.33458 2,3,3,8765 2,3,3,628935
4,7,36 3,2,62965 ,,73 2,4,3,875
(0,029)
4,6,9,75155 3.2,49455 2,3,67155 2,473
6,4.67 32,45 2,62 3,2,735
1157,,632 43,2,535 2,4,735 2,4,875 '
(0.035)
157,,3263 43,2,63 4,3,2,6475 4,3,2,875
6,9,4,75165 3,32,455 2,3.3,852 3,4,2,7045
(0,044)
15,17,.965 3,4,2,6305 2.4,3,8645 4,3,2,85
79,4,495 . 3,2,0545 3,2,8826 4,3.2,4715
(0,054)1 Recta
1S139,.415 4,2,3,8565 4,43,0955 4,3,25
118,5,525 3,2,535 2,4,3,52S 2.4,3,5796
(0,017) 2245°1{2°
20,105,532 4,3,9 4,3,5,534 4,63,675
126,9,,215 2,3,585 34,3,865 3,54,21
(0,022)
20.15,0 443 53,4,1 5,4,3,535 64,3,8
16 129,6,,455 4.2,3,8365 4,4.3,7095 4,3,5,22
(0,027)
22161,5 4,3,5,345 64,3,755 6,3,5,528
110,36,,7412 2,4,3,S5 54,3,215 4,3,5,455
(0,037)
23,17,975 4,3,5.4755 3,55,74 6,3,5,895
10,147,,3732 3,4,18 3,4,5,33 4,3,5,687
(0,046)
24,1S2,22 4.5,3,5795 6,5,3,6S2 5,4,065
11147,,732 543,15 4,3,5,455 3,54,86
(0,056)
112,258,5 6,4,3,6185 6,3,5,8835 4,7.5,28
115,7,,362 3,5,4,22 4.3,,765 6,3,4,7295
(0,070) Recta
15,7,1,695 3,5,4,33 3,5,4,7955 3.6,5,03S5
25,19,2,682 6,3,63
57,,25
(0,080) 2245°1{¡0
1
FACTOR
0,0244
0,0365
Capare(umddea3/lS)máxii/m(mpul1m}soión
paCaudal
relm",d d/esml)i/!lJlnf_!li�mi1Jso/ión
7,5
5
t¡,o
""
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e,
(rf!�)
0d:����¡1Ó�
200 )( 100
so
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250 )( 100
200
255
da
300
0,055
0,072
3S2
0,106
X
100
308
0,085
400
X
100
415
0,1 1 5
500 )( 100
524
0,145
630
0,172
792
0,22
1 .185
0,33
950
0,265
1 .428
0,4
600
X
100
750
X
100
900
X
00
200 )( 150
250 x _ 1 50
300
X
150
400 ><: 1 50
500 x 1 50
600 ><: 1 50
J50
X
150
900 ><: 1 50
350
0,097
445
0,123
540
0,
730
0,2
914
0,25
1 .162
0,32
1 .380
0,385
1 .665
0,463
9
1
.
6
4,2
6
9
4
,1
5
1
6
1
6
4.4
463
0,128
623
0,173
1
1
7SS
0,22
1
11
948
0,263
527
0,146
667
0,185
S10
0,225
1 .096
0,34
1 .368
0,38
1 .655
0,46
2.100
0,58
2.500
0.7
4
3,5
2
6
3,6
3,8
9
9
5,3
3
1
4
1
1 .
6
1
4
1
7.1
1
3
5
«K»
f
0,0112
(m) ,
0,083
300
6.4
(0C)
so
0,0071
7
5,4
3,9
6
4
2-97
CAPÍTULO 3. DISTRIBUCIÓN DE AIRE EN ESPACIOS ACONDICIONADOS
TABLA 2 1 .
RENDIMIENTOS PARA REJILLAS DE IMPULSióN. SóLO REFRIGERACióN (Cont.)
Para techos con jácenas
RECTA"' POSICIÓN DE GU[AS =
RECTA=
Caudal Aldelc(mancet)iro Diferencia de temperatura (OC)
m'/h m'/s
Altura mínima de_ techo (m)
10
9,5,
221/�"
=
10,7,
14,3
45°
37,5
.
.
.
110
1 7,6
13,4
8,85
3,85
3.1
2.4
4,25
3,35
2.5
4.6
3,55
2,6
3,95
3.2
2,45
4.3
3,45
2,6
4,7
3,65
2,7
4,05
3,2
2,5
4.4
3,5
2,65
4,8
3,75
2,8
4,2
3,35
2,6
4.6
3,65'
2;75
4,95
3,9
2,9
:
20,5
1 5,2
10,4
4,25
3,45
2,6
4.7
3,75
2,8
4,75
4
2,95
i
405
0,11 2
510
0,142
18,3
1 3,7
9,15
617
0,17
1 8,9
14,3
9,3
830
"0,23
19,8
15
10
1 .045
0,29
(.':
1
14o
1.260
0,35
20,7
15,6
10,4
4,3
3,5
2,65
4,75
3,8
2,85
5,05
4,05
3
1.585
0.44
21,3
16,2
10,7
_4,1
3,55
2,7
4,8
3,85
2,9
5;2
4,1
3,05
0,62
21 ,6
1 6,2
10,4
4.4
3,65
2,75
4,85
3,9
2,9
5,3
4,15
3,1
700
0,195
25
18,9
12,6
4,95
3,95
3
5.5
4,3
3,25
5,9
4,7
3,45
890
0,26
28
21
14
5,5
4,05
3,3
6,1
4.8
3,55
6,6
5,2
3,8
0,323
28.7
21,4
14,3
5.6
4,45
3,35
6,2
4,9
3,6
6,7
5,3
3,9
31,2'
23.5
1 5,6
6,1
4,75
3,55
. 6,7
5,2
3,8
7,3
5,7
4,1
33
24,7
1 6,5
6,4
5
3,7
7,1
5,5
3,95
7.4
5,7
4,1
1 .884
.
1.162
.
.
.
go
,
1 .455
0.405
1.830
0,51
.
.
.
6.7
5,2
3,8
2.760
0,78
35
26,3
17.7
6,9
5.3
3,9
7,6
6,8
4,2
83
6,5
4,5
3.340
0,93
36,5
27,2
18,3
7,1
5,5
3,95
7,9
6
4,25
8,5
6.6
4,65
'
FACTOR
«K»
0,0182
45°
75 %
4.
5.
6.
7.
8.
•
0,25
10%,
9.
0,0056
45°
3.
,
34
25,3
1 7,1
1.
2.
8
6,4
4.4
0,61
NOTAS:Propulsión horizontal divergente, Se consigue con gulas
veruLnaiftodiicrvameleemergeenctiaeposiden rceiómentn rseiactgdniafihaencasteualnunacentdefmáxirloe,ximconóonenangul!ulnaosaerdefxtderlemxiosón.
engencaidadextremo de la rej l a, y de modo similar para una diver­
Aldondecancela cdelor ietntireo deindiaicrae hlayadistiadnocisausdestandceia mlaenstaeliddiasiphadsta.
fdiesrtiaonrc.iahaNoycaonresfupesondinietmpresentdeeeneccalaleolsragreino
deipuPramqpuleuorelpulatlsasahabisrpaiaóelbrtniearcithorméiraóen,,shidizcraexontssitctaaenpalunactloisaiodncuando
tdeérmlaicabocdela ldebeoc l acubrbasier delaekc,ado,cadeol/mohdi·emtcsc•oh.,anConslaccaaprrrggoiaadpusertpélasorndoimórnimaquicahor.la izncaroarntgiaal,
deLa vella orecijildaad. viene condicionada por la superficie libre efectiva
deProbteagua.sineórnlaests veáltoiciadaedsesaquelindicladasa preysiósne miqude sen rmmequiecolreumnapara
MediméEstos erinsf,lealrialodirtsudeltrancdeltieacho.detechosde el consuelolahalsutza lmia jnécimenaa úniu obscament
truccióen.
puede
lmedideLaa vetealdmlotapercdauiderdaabfdtudeeuncdersaei,torseprnaachoigloimuadpulaiel ntisomfnidióomanncaihoromydroraae,izcquepos(otontablaaicallaió)yranm"eltjsdeui r/laha,l.atmímíseLaningulneiaimmndolatauasr,caadioeldetnrfueecrrastuepequeon­nchtioa
dipordeenlatdebaerejilajosndeol ceslatóénalaetmenos
uferactudeadqueat.ecEshdosopremívfenrciiebmslea.laquealtularapadertelasumipersmioar
m1permé/xmhmitporose juiznm•gdiacradeedlosmovisuperresmulitfeaintcnioeentdeoutanlpamovidereaidmreesieennteolelcdeol nclcalaeir.pteLosoenquevala zlonosrneas
deaobsvaocdecluotprrluoaudacdyedaaeLanmdeSielenpaetelso.taosm/vadeobslo.ariterSeesucm"soiuno/ponenhunepors vaquríeadndmuebleecpaolanreseidsce,derapeióbnlesntmoraaenajustsv,eteardetrscsa.e,l
lParpora vealaoaplcriedjiaicldacia.deonessalidquea quedarequileimreitnaduna porbajoel niruvidelodeprosoniducido
22 ' {.o.
7,7
6
4,3
2.200
.
.
1O %
m�
2-98
SEGUNDA PARTE. DISTRIBUCIÓN DE AIRE
TABLA 2 1 . RENDIMIENTOS PARA REJILLAS DE IMPULSióN. SóLO REFRIGERACióN (Cont.)
Para techos con jácenas
DAD(mPRE-/s)
DESJÓVELOCI
SAUDA
PERDI
D
A
DE
POSICIÓN'/:"DE= GUIAS
CARPÉRDIN::nDACONmA DEDES-PRE-MAL
RECTA POSICIÓ'N/2°DE GUIAS
RECTA=
=
RECTA=
'
/
:
0
=
1
.
1
2
,
CONTROLSIÓN(mCONDEm c.CAUDAL
Tamisnmalaño no-� e dePosa.)gulicióans Caudal Aldelcancetiro Diferencia de t1emperatura (°C) Caudal Aldeclancetiro Diferencia de temperái:ura {�C)
de(m��2)��l biÓre� m3/h m3/s (m) Altura mlnima de techo (m) m"/h fn3Js (m) Altura mlnima de techo (m)
Rec°ta
1 ,25
�?a�\
RECTA = 0,25,
0,25,
22
0,25, 45° = 0,25
22 1/1° = 0,38,
( ��)
..
2
45°
= 0,33, 22
0,71
0,61.
= 0,38, , 45" = 0,48
22
45<> ='1 ,66
So
11o
,j4o
4,25
3,5
2,13
3,45
3
. 2.6
3,6
3,25
2.8
3,95
3,85
3
0,11
4,56
3,35
2,28
3,7
3.1 5
2,75
4
3,5
2,95
4,3
3,6
3,1
4.2
3,6
3,05
4,55
3,85
' 3,2,5
, 4.35
3,75
3,1
4;75
4
3,3
So
1 °
j 4o
3,45
3
2,7
290
0,08
�:�5
394
1 92
0,056
2,25
1 ,68
1,13
3
2,7
2.4
3,2
2,9
2,5
4QQ X 2QQ
(0,050}
264
0,073
243
1,83
1.22
3,2
2,85
2,55
3,5
3,1
2,7
5QQ X 2QQ
(0,063)
326
0,091
2,6
1,98
1 ,31
3,4
3
2,65
3,65
3,2
2,S
3,85
3,45
2,95
488
0,135
4,85
3,65
2.43
3,85
3,3
3,85
6QQ X 2QQ
(0,076)
394
0.11
2,75
2,1
1 ,37
3,5
3,1
2,7
3,S
3,3
2,85
4
3,6
3,05
590
0,164
�:�5 ,
4,05 '
3,5
2,9
3,65
3,25
2,8
3,9
3,45
2,9
740
0,205
,5,5
3,96
2,75
4,2
3,6
3
4,5
3,85
3,2
4,65
4,15
3,4
300 X 200
(0,037)
22 '/z"
45
3,7
'
4.2
5,18
750-x 200
(0,096)
490
0,136
2,9
2,13
1,43
900 X 2QQ
(0,1 1 5)
696
0,165
3,02
2.28
1 ,52
3,S
3,3
2,85
4,05
3,55
3
4.3
3,8
3,2
890
0,247
5,5
3,96
2,75
4,35
3,7
3,1
4.7
4
3,25
5,05
4,3
3,5
400 X 250
{0,063)
334
0,093
2,96
2,15
1,52
3,7
3,3
2,85
4,05
3,55
3
4,3
3,8
3,2
si o
0,142
5,5
3,96
2,75
4,3
3,7
3,1
4,7
4
3,25
5,05
4,3
3,5
424
0,117
3,2
2,44
1 ,56
4
3,5
2,95
4,3
3,75
3,1
4,65
4
3,3
636
0,176
5,8
4,25
2,9
4,65
3,95
3,2
5
4,2
3,4
5,5
4,6
3,65
6QQ X 250
22 IJ�o
(0,097)
450
510
0,142
3,35
2,56
1,68
4,25
3,65
3,05
4.6
3,95
3,2
4,9
4,25
3.4
765
0,21 2
6.4
4,86
3,2
4,9
4,1 5
3,3
5.4
4.45
3,5
6.85
4,85
3,7
750 X 250
(0,126)
620
0.172
3,65
2,75
1 ,83
4,5
2,85
3,2
4.9
4,2
3,3
5,3
4,5
3,55
960
0,266
6,7
4,86
3,35
5,3
4.4
3.45
5,75
4,7
3,65
6,25
5,15
3,9
900 X 250
(0.146)
770
0,213
3,78
2,76
1.86
4,65
3,95
3,2
5
4,25
3,35,
5.4
4.6
3,6
1.175
0,327
6,7
4,86
3,35
5,4
4,5
3,5
5,9
4.8
3,7
6,4
5,3
3,95
400 X 300
(0,076)
415
0,1 1 6
3,35
2.47
1,68
4,25
3,65
3,05
4,6
3,95
3,15
5,9
4,25
3.4
625
0,173
6,4
4,9
3,35
4,9
4,15
3,3
5,4
4,45
3,5
5,8
4,85
3,7
500 X 300
(0,097)
522
0,145
3,7
2,77
1,83
4,65
3,95
3,2
5
4,25
3,35
6,3
4.6
3,6
782
0,217
6,7
4,88
3,35
5,4
4,5
3,5
6
4,S
3,7
6,5
5,3
3,95
600 X 300
(0,117)
630
0,176
3,96
3,05
1,98
4,9
4,15
3,3
5,3
4,5
3,6
5,75
4,9
3,7
945
0,263
7,32
5,5
3,65,
5,7
4,75
3,6
6,3
5,05
3,85
7,1
5,6
4;1
760 X 300
(0,147)
785
0,21 8
4,25
3,05
2,13
5,2
4,4
3,4
5,7
4,75
3,65
6,2
5,16
3,85
1 . 1 80
0,322
7,62
5,8
3,65
6,1
5
3,75
6,7
5,4
4
7,3
5,9
4,3
900 X 300
22 1 {2°
(0.177)
45
950
0,264
4,4
3,35
' 2,44
5,5 '
4,55
3,5
6
5
3,7
7,1
5,35
4
1.420
0,395
8,35
6,1
3,96
6,4
5,2
3,85
7,2
5,65
4,15
9,26
6.2
4,45
5QQ X 250
(0,079)
Recta
Rec°ta
paCaudal
re(dmde"/s}méimf(pulmxi�m}so{ión
parCaudale(dmde3{s)mlimf(nmpulim�)so{ión
3,7
3,1
.
FACTOR « K »
0,147
0,0965
0,0442
0,0289
.
CAPITULO 3. DISTRIBUCIÓN DE AIRE EN ESPACIOS ACONDICIONADOS
TABLA 21.
2-99
RENDIMI ENTOS PARA REJ ILLAS DE IMPULSióN. SóLO REFRIGERACióN (Cont.)
Para_ techos con jácenas
2.5
GU[AS
.
POSICIÓN DE
RECTA = 0,61, 22 1/2" = 0,71, 45° = 0,89
DE GUIAS
3,75
.
POSICIÓN
RECTA = 1,3, 22 1ft" = 1,55, 45° = 2,03
'
·
.
Diferenci1a de temperatura
Diferencia de temperat1ura {"C)
Caudal
Al
c
ance
Al
c
ance
del
t
i
r
o
del
t
i
r
o
m"/h m'/s (m) AltUra mfnima de techo {m) m3/h 1"(1"/s (m) Altura mlnima de techo (m)
Caudal
.
2Z 1/z"
RECTA = 1.55,
'"' 2,08,- 45° = 3
("C)
so
110
3S5
0,1 07
6.1
4,56
3,35
3,85
3,3
2,S
4,2
3,6
3
625
0,146
6,7
4,87
3,5
4,2
3,55
2,9
0,182
7,3
5,5
:3,,8 -
780
0,216
7,62
5.8
3,96
985
0,274
7,92
5,8
4,1
.
655
1
1.208
!
676
!
848
1
5,2
4,2
3,3
4,6
3,85
3,2
4,9
4,2
3.3
785
0,21 8
12,2
9,15
6.1
.
j;¿•
a.os-
5,2
4,2
3,25
5,7
4,6
3,5
6,2
4,95
3,7
4,85_
4,1
3,3
980
5,5
- 4,4
3.45
6,1
4,9
3,7
6.6
5,3
3,95
4,65
3,9
3.2
5
4,25
3,35
:�3,;¡fi
4,85
4,15
3,25
5,3
4.4
3,6
4,26
6,1
5
4.2
3,3
5,5
4,6
3,55
4,95
4,2
3,3
5,5
4,6
3,55
6
4,95
6
1.010
1 .270
.
8,22
·
1:175
�3,7:�
1.476
6
4,95
. 3,85
.
0,27
'U
0,32�
13,7
10,2
7
5,S
4,65
3,55
6,4
5,05
3,8
6,9
5,6
4.1
0,41
14
10,7
7
6,1
4,9
3,65
6,7
5,3
3,95
7,6
5,8
4,25
0.495
11
14,6
6,3
7,3
5
3,8
7
5.5
4,05
7,6 '
6
4.4
0,28
14,6
11
7,3
8,25
5
3,8
7
5,5
4,05
7.5
6
4.4
0,35
1 5,5
1 1 ,6
7,92
6,S
5.4
4
7,5
5,9
4,3
S,1
6,5
4,7
0,424
1 6,8
1 2,5
8,55
7,3
5,7·
4,2
8,1
6,3
4,5
8,7
6,S
4,9
1 7,7
13.4
8,85
7,9
6,2
4.4
S.7
6,8
4,8
9.4
7.4
5,2
0,64
18,3
13,7
9,1 5
8,2
6.4
4,5
9
7
4.9
9,6 '
7.6
5,3 :
0,346
16,8
12,5
8,52
7,3
5,7
4,2
8,1
6,3
4,5
8,7
6.8
4,9
8,1
6,3
4,5
9
7
4,9
9,6 ;
7.7 '
5,3
8,7
6,7
4,7
9,75
7.6
5,2
6,7
.
5.!;) 4,6
3,6
.
.
uso
8,85
6,7
4,57
5,3
4,6
3,5
5,9
4,85
3,8
6,5
5,3
4,05
0,283
9,15
6,7
4,72
5,7
4,7
3,65
6,3
5,05
3,85
5.6
1 .525
0,355
9,75
7,3
5,2
6,1
5
3,85
6,75
5;5
4,05
7.4
6
4,45
1,.920
1
6,9
4,2
..
'
i
•
1
1
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1
1
i
0.565
.
•
10.1
7,62
!U S
6,25
5,15
4,2
6,9
5.6
4,1
7,6
6,1
4,55
2.300
830
0,23
9,45
7
4,88
6,7
4,7
3,65
6,3
5,05
3,85
6,85
5,6
4,2
.1.250
1 .040
0,29
1 0,5
7,62
5,18
6,25
5,15
6.9
5,6
4,1
7,6
6,1
4,55
1 .5�0
·0,435
1 8.3
1 3,7
' 9,1 5
1 .260
0,35
1 0,7
7,92
5,5
6,6
5.4
4,05
7,5
5,9
4,3
8,1
6,55
4,7
1 .880
0,525
19,5
1 4.6
. 9,75
1,570 '
0,435
11,3
8,52
7,1
6,8
4,25
8,05
6,3
4,5
8,S
6,9
5
2.360. .
0.655
20,7
15,5
10,4
9,5
7,3
21,6
,16,16
11
10,2
7,6
5,15
•
1 .890
0,525
5,6 'i
4,5
3,5
4,7
3,85
3
0,43
1 .640
.
11
S,2
5,5
0,235
1
14°
0,16
1
1
.
110
578
0,187
.
so
.
.
.
4,5
3,85
- 3,15
..
i
'
22 1fa" = 4,83, 45° = 6,85
.
.
140
·
8.22
6.1
4.4
1 .020
1.280
0,336
.
RECTA = 4,45,
5,8
4.2
7,8
6
4.4
11,9
8,85
6,1
8,45
6,6
4,7
.
9,25
7,2
5,2
FACTOR « K »
.
.
.
.
.
.
2.850
0,795
.
5
0,071
0,0486
0,0213
0,0147
10,4
8,1 '
5,6
. 1 0,7
8
5.5
11,4
S,8
1 1 ,4
8.4
5,7
' 1 2.1
9,3
6,1
.
5,9
¡
SEGUNDA PARTE. DISTRIBUCIÓN DE AIRE
2-100
TABLA 21 .
RENDIMIENTOS PARA REJILLAS DE IMPULSióN, SóLO REFRIGERACióN (Cont.)
Para techos con jácenas
DEPi:SIO:RVELOCI
SALIDIN DCONADADEDADDES-(mPRE�/s)
POSI
C
I
Ó
N
DE
GUI
A
S
POSI
C
I
Ó
N
DE
GUI
A
S
RE
C
TA::
1
/
a
"
=
RECTA=
CARGA
NORMAL
(SIÓNmDCONmA DEa.CON-)PRE- RECTA=
PtRDI
=
RE
C
TA=
TROL(mDEm c.CAUDAL
Tamaños �noe- dePa,os) gulicióans Caudal Aldelcancetiro Diferencia de temperatura (<>C) Caudal del tiro Diferencia de temperatura (°C)
de(m�')��libfge� m1/h m"/s (m) Altura mfnima de techo (m) m"/h m1/s (m) Altura mfnima de techo (m)
Rec1/tar.0
5
2,36,
e,
7,6
22
8.4.
22 lf:¡<>
e
minal (rf!�)
�
300 X 200 22
(0,037)
45°
770
2,8,
45° = 3,56
8,4,
45°
=
5,38,
2 2 1 /a0 = 6,1,
18, 22 1/1°
12
80
110
w
46°
e
8,1
18,8, 45° = 28,3
Alcance
so
110
w
0,213
1 5,8
1 1 ,9
7,92
5.4
4.4
3.3
5,9
4,75
3.6
6.5
5.2
3,85
1.150
0,32
26,2
19,8
13,1
6.4
5,05
3,7
7,15
5.5
4
7,7
6.1
4,3
6.6
5.3
3,85
7.3
5.7
4,1
1 .675
0,437
29
21,6
14,6
7.1
6.6
3,95
8
6,2
4,3
8.7
6.7
4,65
7.1
6,65
4,1
7.8
6.1
4.4
1 .980
0,548
31
23,5
1 5,5
4,6
6
4.2
8.6
6.6
4,55,
9.5
7,15
4,95
7.5
5.9
4,25
8,2
6.4
4.6
2.350
32,5
24,3
H i.4
8.2
6,26
4,35
9,15
6,9
4.8
400 X 200
(0.050)
1 .045
0.29
17,4
13,1
8,85
6
4.8
3,65
600 )( 200
(0.063)
1.310
0,364
18,9
14,3
9.3
600 )( 200
(0.076)
1 .560
0,434
19
14,9
1 0,05
6,45
5,05
3.7
_
6.7
5,35
3,95
760 )( 200
(0.096)
1.960
0,648
20,7
15,5
10,36
7.1
5.6
4,05
7.9
6.2
4.4
8,66
6.7
4.8
.
0,65
2.960
0,82
33,9
25,3
17
8,45
6,55
4.5
9.7
7.3
5
900 X 200
(0.115)
2.390
0.665
21,6
16.1
11
7.4
5.8
4,2
8.3
6,4
4,55
9
6,95
4,95
3.660
0,99
35,4
26,6
17,7
8,85
6,75
4,65
10,2
7.6
5,15
400 )( 250
(0.063)
1 .346
0,375
21.6
1 6,1
11
7.3
5.8
4.2
8.3
6.4
4,55
9
6,95
4,95
2.030
0,565
35,4
26,5
17,7
8.7
6,75
4,65
10,2
7.6
6,15
11
8.1
6,56
1 .690
0,47
22,8
17
11,6
7.9
6.3
4,45
9
6.9
4.9
9,75
7.5
5.3
2.640
0.7
37,2
28
18,6
9.4
7.3
4,95
11
8,1
5.5
12
8.7
6.9
2.040
0,57
24.4
18,3
12,2
8.5
6.7
4,65
9,75
7.3
6,15
1 0,4
8
5.5
3.040
0,84
40
29,8
20,1
10
},7
5.2
11,8
8.7
5,8
13
9.3
6.2
750 )( 250
(0.126)
2.550
0,71
26,2
19
1 3,1
9.2
7.2
4,95
10,6
8
5,55
11,4
8.6
5.9
3.850
1,07
42,5
31,6
21,3
10,9
8.3
5,55
12,7
9.4
6,25
14,2
1 1 ,6
6,66
900 )( 260
(0,146)
3.080
0,85
26,5
19,8
13,4
9.5
7.4
5.2
11
8,25
5.6
1 1 ,7
8,86
6
4.790
1,325
43.2
32,3
21,6
11,2
8.6
5,65
13
9.7
6,35
14,6
10,4
6,8
7
400 )( 300
(0.076)
1 .660
0,46
24,6
18,6
1 2,5
8.5
6,65
4,65
9,75
7.4
6,15
10,4
8
5,5
2.600
0.7
40
29,8
20,1
1 0,1
7.7
5.2
1 1 ,8
8.7
6.8
13
9,3
6,2
600 )( 300
(0,097)
2.090
0,58
26,5
1 9,8
13,4
9.5
7,35
5,05
11
8.2
5,66
1 1 ,7
8,85
6
3.120
0,87
43,3
32,9
21,6
11,2
8.6
6,65
13
9.7
6,35
14,6
10,35
6.7
600 )( 300
(0,117)
2.620
0.7
28,3
21,3
14,3
1 0,2
7.5
5,3
11,2
8.8
5.9
12,8
9.45
6,4
3.760
1,045
46,5
35
23,4
12
9.1
5.9
14,1
10.4
6.7
16,6
11
7.2
3.150
0,875
29,8
22,5
14,9
11,2
8.5
5.6
12,9
9.5
6.3
14
10,2
6.7
4.720
1,31
49,6
37,2
26
13
9.8
6.3
16,2
11.1
7.1
17
12
7.6
3.790
1,05
12
8,95
6.8
13,7
10
6,4
1 5,1
. 1 0,9
7
5.690
1 .68
52,5
39,2
26,2
14
10,3
6,55
15,9
1 1 ,7
7.4
1 7,9
12,6
8
�
500 )( 260
(0.079)
600 )( 260
(0.097)
Recta
22 t¡,o
45°
Rec1/t1a
parCae(udmdade"/lsmá)i/m(mpulxi�m)soión
parcaudale(dmde"/s)mli/m(n.pulmim1)so/ión
750 )( 300
(0,147)
900 )( 300
(0.177)
22 °
45°
f
.
31,5
· ,23,5
15,7
-- -
FACTOR
«K»
0,0366
0,0244
0,01 1 2
0,0071
10
7.5
5,15
11
1 0,6
7.9
5,35
8,1
5,55
CAPÍTULO 3. DISTRIBUCIÓN DE AIRE EN ESPACIOS ACONDICIONADOS
TABLA 21.
2-101
RENDIMIENTOS PARA REJILlAS DE IMPULSióN, SóLO REFRIGERACióN (Cont.)
Para techos con jácenas
9,5, 221/11° 10,7, 45° 4,3
34,6
Caudal Aldelc(matn)ircoe Diferencia de temperat1ura
: m•Jh m1/s
ml
n
i
m
a
de
t
e
c
h
o
Al
t
u
r
a
(
m
)
18,40,3727,789 8,7,4,6,63105 8,6,94,301 5 4,8,9,6,778
20.43,30,469 8,6,4,372 9,6,4,7875 107,5,,7063
32,21,89 4,6,655 7.6 4 8,5,245
4634,23,26 4,9,6,791 107,5,.7325 11,5,8,74
47.3624,18 7,9,4,3795 108,5,,8255 12,68,39
37,2650 5 107,5,055 8.5,1.764 126,9,.92
5037,25 5 6,9,7,0965 18,6,.674 126,9,,92
39,5326,56 108,6.,2845 129,6,,232 1406.,62
28.6042,66,35 111,25.8,,7764 11439,6,,,23955 115,1607,,526
44,29,8 9,6.�5 07.8 7,1 6
6145,30,65 13,9,6,271 5 11,157,21 17127,6
484228,3 118,,.76 136,9,,2595 1607,62
30,666145,76 149,6,3,73125 11.16,157,21 18127,7 6
48,32,65 06,56 127,6 128,,18
695134,,6 176..43 18127,,9 19,18.4 68
72.36,64,682 167,,93 113,88,,379 2114,9 8
0,«K»0182
0,0066
10
POSICI Ó N DE GUIAS
=
RECTA =
e
1
RECTA =
(oC)
11'
so
;
'
'
1.640
0,43
2.100
0,585
2.620
0,728
3.140
0,87
3.940
1,09
4,800
1,33
2.700
0,76
3.39Ó
0,94
'
'
1 4°
1
'
4.090
1 ,135
6.100
1.42
6.150
'
1,7
3.320
0,92
6.300
7.600
1
1,16
4.170
5.060
1·
.
1.4
.
1,76
..
1
2,12
FACTOR
.
1
1. Aver;tumf:o�e.ramlesmen�ePmcr?Stcetómen!n reactd�.a hasen tela cenmáxitSero,mcconoonsenigulnoeas conedefxtrlegulmxiosóans.
geLenancdt'!-tvadeardegexntrcetam1/ode-¿0de• 45°la rsetjgilmfa,lcyadeunmodoa deflesxmióinlarangulpara aurnadediv45oer­
donde la cor iente deindiacirea hlaydia stiadncio sausdetancisdea mlaentsaeliddiasiphada.asta
3. detmpualsahrabeiltaatciróen,haexstcaeputonacudtasntdoanc.tha Noycaonresefsupesondinietmpresendeetenecalacl eolsrargeion
puertdeaéqrmuleat�cl aasbocPadeabafl!telderotmáscabsel, acnsdicubrba�tast.nerlc75%deisaodleakcal,ado,cdeo/mohetdt· �\cscoh.anConslaccaaprrrggoiadapusetrporlaésnirómdonmaquiicha.loarizncoaarntrgiaal,
4. de la rejil a. viene condicionada por la superficie libre efectiva
5. deobteangeura.las velocidadeses aquelindicladasa preysiósne miquede sene rmmequiecolreupamnara
6. méEstso einsf,elraiodirsdeltanctdeliaecho.desde el suelo hasta la jácena u obstruc ión
puldea veetdelemocdapeidrrafdtudeundercai,osprnaaloimdpuaielnsi tódioncaohordrae,izc(opostontabaailcal i)órnesem'jdei /lha,.latmlLaes nguealimnitadouasr,aaedildetnfuercartueequenchtioa
didemeporendlatidederaeb¡adetlajobsendeolsecerlsatóiégnualalteumefreaocntmadeuosadyquetaore.cEshquedosoprmfeavefneairmcilbteausle.ralaquemfaltnulairmapaaderctoelarsuemispeson­rmioar
8. permáxmmitosejuizngdiacradeedlosmoviresmuliteantnoentountal movide aimreesi enteolelcdelol ncaeilrp.etLosoenquelvaa zlonosrnaes
deobsoclutprlouaucdyaaeln.deSiel paet stoasvam/deobsloat.rterSeesucconm3siuo/ponehneunpors 10%vaqum•rleandedemucpaoleansbrsleeidsccie,derpeaóbnlesntmoranaaenjustvs,eteardetrscsae.l
9. lpora vealocreidjialda. de salida queda limitada porbajoel ruido producido
NOT S
Pr�pulsión hori :z:t? ntal divergente.
un
22
2.
Alcance del tiro
_
Propulsión � orizontal infE!rior
la velocidad
Presión estática
Medir la altura
7.
la altura
techo con la luz mínima ú nicamente.
techo minima
Y
a__
m"/h por m•
superficie de pared
0,25
���� ����� ��
Para aplicaciones que requieren un
nivel de sonido
Tercera Parte
PROYECTO DE LA TUBERÍA
.v•
j
. j
j
j
j
j
j
j
j
j
j
j
j
j
j
j
j
j
j
Capítulo l . PROYECTO DE LA TUBERÍA.
GENERALIDADES
En este capítulo se estudian las características
de las tuberías que son comunes a las instalacio­
nes de acondicionamiento de aire, de calefacción
y de refrigeración. Estas características compren­
den Jos distintos tipos de materiales usados, las
limitaciones de servicio, dilataciones, vibraciones,
racores y codos, válvulas y pérdidas de presión,
todo lo cual tiene una importancia primordial
para, el ingeniero proyectista, puesto que influyen
en la duración de la tubería, costes de manteni­
miento y coste inicial.
Los conceptos básicos sobre la circulación de
líquido e informaciones sobre diseño en campos
más especializados, tales como sistemas de agua
a alta temperatura o refrigeración a baja tempe­
ratura, no se incluyen en la presente edición;
información sobre estas aplicaciones puede ha­
llarse en otras obras especia�izadas.
GENERALIDADES SOBRE EL PROYECTO
MATERIALES
' •
Los materiales más corrientemente empleados
en los sistemas de tubería son los siguientes:
1. Acero · negro y galvanizado
2. Hierro forjado · negro y galvanizado
3. Cobre · blando y duro.
La tabla 1 incluye los materiales recomenda·
, dos para diferentes usos. La tabla 2 contiene las
pro¡:¡iedades físicas de tuberías de acero, y la
tabla 3 las propiedades físicas de tuberías de
cobre.
LIMITACIONES DE USO
Los valores de seguridad de las presiones de
trabajo y las temperaturas para tubería de acero
y de cobre1 incluyendo los acoplamientos. están
prescritos en las normas oficiales de cada. nación.
Cuando se tengan dudas en lo que concierne a
la capacidad de los tubos. acoplamientos o vál­
vulas para resistir las presiones y temperaturas
en una instalación consúltense dichas normas.
En muchos casos, podrán eliminarse cálculos su­
perfluos en el proyecto y reducir costes.
La presión de trabajo y la temperatura para
tubería de cobre depende de la resistencia de Jos
acoplamientos y del tubo, de la composición de
la soldadura empleada en las juntas, y de la
temperatura del fluido transportado. La tabla 4
da los límites recomendados para tuberías de
cobre.
DILATACióN DE LOS TUBOS
Las -tuberías sometidas a cambios de tempera­
tura se dilatan o contraen·. Cuando sean previsi­
bles cambios de temperatura, al proyectar la tu­
bería deberán utilizarse tubos y accesorios capa­
ces de absorber el esfuerzo resultante, así como
diseñar el trazado de la conducción de forma que
los movimientos resultantes de las dilataciones
y contracciones ayuden a absorber dichos esfuer­
zos. La tabla S indica la dilatación térmica lineal
de las tuberías de cobre y acero.
Se emplean normalmente tres métodos para
contrarrestar los efectos de la dilatación y con­
tracción:
1.
Bucles de expansión y codos de dilatación.
La tabla 6 da las dimensiones de Jos bucles
de expansión que se requieren para dilata­
ciones de hasta 150 mm. El gráfico 1 da
las dimensiones de los bucles de expansión
construidos con tubo de acero y uniones
soldadas, para dilataciones de hasta 250 mi­
límetros, El gráfico 2 da los codos para
tubos de acero y dilataciones de hasta 75
milímetros. Las dimensiones de los bucles
de expansión pueden reducirse sometiéndo­
los a tracción en frío cuando -se colocan en
3-4
TERCERA PARTE. PROYECTO DE LA TUBERÍA
APLICACIONES
TUBOservicio
ACCESORI
OlaStón moldeado
Cobr
e
o
Cobr
e
dur
o
P
r
e
s
i
ó
n
de
l
a
t
ó
n
ma
t
r
i
z
a
d
o
o
Conduct
aspiracoiónde Ac21Siernokg/sdeoldcadurem•sp•easopar norra· mdiaélm. 60,3 Acteresartboaañjamaodo15leabkleg,/crm•oscado o soldado. Presión de
o
Cobr
e
l
a
t
ó
n
ma
t
r
i
z
a
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o
l
a
t
ó
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Cobr
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dur
o
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e
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r
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c
i
o
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kg{
c
m•
•
o
mol
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e
a
d
o
e
s
t
a
ñ
a
d
o
REFRIR-GERANTES
odeTucolbnduiqeur/iadctoo AcEEessrppoeessoorr norrefomrzaaldoparpaa rdia ádimá,m. 48,48,3 3 Acterarobajmalo 30eablkg{e crom•sc.ado o soldado. Presión de
1R-222
Si
n
di
é
m
.
60,
3
R-500
Cobr
e
du
r
o
P
r
-e
s
i
ó
n
de
s
e
r
v
i
c
i
o
21
Conduct
decaliegasnteo AcerSino sdeoldadurespesaopar norra mdiaélm. 60,3 kg/cm'• AcCobrtereasrtboeaañjoamalodo30leaatbókglne,{macrm•otsrcizaaddoooosolaldtaódno.molPredseadoión de
Accieróon negr• o, galvanizado, soldado o de fundiAcero negro o galvanizado ••
AGUA REFRIGERADA
Lateórno negrmpldoe,adgao-lvCaobrnizeado,o lsaotóldnadoma,torizdeadofundiCobreroe gadurlvoan•iz•ado • •
Ac
Ac
SUPLEMENTARIÓNA
AGUADE-. CONDENSACI
Cobr·Aceroe gadurlvoan•iz..ado • •
LatGalcióvónanin molzado'de.ipd'ao-raCdrdbrenaje oe ·o18tva6nc·ianldao-trAizacdeoro 'f ialeóabln· emoloddeeado-fundiCobrcióeno latón matrizado ,
LfNSADOI;iAS DEO DRENAJE
CONDENCobr
e
dur
o
•
Lat
AcLateóron smololddadoeado-o Cdeobrfeundio claiótónn• •ma• trizado
AcCobreroe neQrduroo •
VAPOR
CONDENSADO
ACeLatórno molsolddadeado-o oCdeObr· feund•·o clatótónn•••ma, trizado
AGUA CALIENTE
CobrAceroé durnegoro•
lvo para los dilimetros 1{4H 3{8"
pa•r••a lSeoEsn cualpugeneredeesalsut,eielltzotamarurbotuébodeturboeaccocierreocdodeoci(deposrpeconesisóonrudecnoarsprieerenvtsiecióion elde21tsukg{eborvcidecm"io)cdeparobr28ae durlokg{s odicm•á(pmer,estrióons idenfesrieorrveiscioo 28igualkges{cam7/") 8s"o,nsaadecuados
acicoonamindiceiontnaomprienetvoisdeibleais.re. No obstante habrá que cerciorarse de que losespesores son suficientes teniendo en cuenta las temperatuparrasa laprs eaplsioicneacis odenesfuden­
tante haEnEnbgeráEnquesepraañlcalearsconsciuonraiourlnestearsdedenorquemfuandiloUNEcsióensp1e9saoc002reersosspooanbrraseuprfpriceiseeisonitneoenessts15enienekg{ndolacsmten�ubersocuentníaasd. aecluaasdtaesmpaperraatluarsasinstaprlaecisioonesnes dede acondi
funcionamicionamienteontproedevisiabirlees..No obs­
TABLA 1 .
MATERIALES RECOMENDADOS PARA LOS TUBOS Y ACCESORIOS SEGúN LAS APLICACIONES
y
>
soldadura para
,_
>
y
>
-5:
y
>
••
.
0
,. • •
.
�
•�
•
y
•
.
y
y
•••
y
y
y
Nota.
su sitio. Los dos tubos que se han de unir
se cortan una longitud igual al 50 % de su
máxima dilatación previsible y luego se
coloca la curva de expansión por deforma­
ción elástica. Así se reduce a la mitad el
esfuerzo de la curva de expansión cuando
se dilata o se contrae.
2.
Juntas de expansión. Principalmente se
fabrican dos tipos de juntas, el tipo des­
lizante y el de fuelle. El primero posee va­
rias desventajas: a) Requiere empaquetadu­
ras de estanqueidad y necesita engrase, lo
que obliga a colocarlo en un lugar accesi­
ble; b) Deben instalarse guías en las juntas
para evitar que se doblen y agarroten.
Las juntas de expansión de tipo de fuelle
son satisfactorias para pequeñas dilatacio­
nes, pero los tubos que unen deben estar
alineados y con guías para sus desplaza­
mientos con el fin de evitar bridas en las
mismas.
3.
Tubos flexibles metálicos o de caucho. Pa­
ra absorber la dilatación sólo se recomien­
dan en el caso de tubos flexibles de pequefio
diámetro, ya que si el diámetro fuese gran­
de la longitud resultaría excesiva. Para ab,
sorber la dilatación el tubo flexible debe
instalarse perpendicularmene a la dirección
en que tiene lugar la dilatación.
·
No siempre son necesarios los dispositivos
mencionados para contrarrestar los efectos de
la dilatación y contracción de la tubería. En efec­
to, se pueden omitir en la gran mayoría de sis­
temas de tubería, si se saben aprovechar correc­
tamente los cambios de dirección que normal­
mente son necesarios en el trazado. Por ejemplo,
consideremos una unidad intercambiadora de
calor ·y una bomba situada a una distancia de
16 metros. Normalmente se obtiene la flexibilidad
suficiente haciendo que la tubería de la . bomba
llegue hasta el techo y que descienda hasta el in­
tercambiador de calor, a condición de que la tu-
3-5
CAPÍTULO l. PROYECTO DE LA TUBERÍA. GENERALIDADES
mm
DIÁMETRO
EXTERIOR
10,3
13,5
17,2
21,3
26,9
33,7
42,4
48,3
60,3
73
88,9
101,6
1 1 4,3
1 4 1 ,3
168,3
219,1
273
•
323,9
355,6
406,4
mm
ESPESOR
TABLA 2.
mm
CARACTER[STICAS DEL TUBO D E ACERO
m'/m ->< 1(}-S m'/m
m' kg/m
DIÁMETRO
SUPERFICIE
SUPERFICIE
SECCIÓN
INTERIOR
EXTERIOR
INTERIOR-
LIBRE
-
x
1 o--"
1,75
6,8
32,36
2,5
5,3
32,36
21 ,36
- x 1 Q-II
1-
PESO DEL
TUBO
_
kgfm
PESO DEL
AGUA
CONTENIDA
36,31
0,366
0,036
1 6,65' '
22,05
0,477
0,022
70,88
0,563
0,071
44, 17
0,7 1 1
0,044
0,854
o, 122
1,09
0,091
2,0
9,5
42,41
29,84
3,0
7,5
42,41
23,56
2,35
12,5
54,03
39,27
3,2
10,8
54,03
33,93
122,7
9 1 ,60
2,65
16,0
66,91
50_,26
200,9
1,21
0,201
3,7
13,9
66,91
43,67
1 51,6
2,05
0, 1 5 1
2,65
21,6
84,50
67,86
366,4
1,57
0,366
3,9
19,1
84,50
60,00
286,5
2, 1 9
0,286
3,2
27,3
1 05,9
85,76
585,3
2,39
0,585
4,5
24,7
1 05,9
77,59
479,1
3,2
0,479
3,6
35,2
133,2
1 1 0,9
973,4
3,4
0,973
5
32,4
133,2
1 01 , 8
824,4
4,6
0,824
3,6
4 1 ,l
151,7
129,1
1326
3,9
1,32
5
38,3
1 5 1 ,7
1 20,3
1 1 52
5,3
1,15
4
52,3
189,4
164,3
2148
S, 1
2, 15
5,6
49,1
189,4
154,2
1893
7,5
1 ,89
5
63
229,3
197,9
3117
8,3
3,1 1
7,1
58,8
229,3
184,7
2715
1 1,4
2,71
5,6
77,7
279,3
244,1
4697
1 1 ,4
4,69
8,0
72,9
279,3
229,0
4174
15,8
4, 1 7
5,6
90,4
319,2
284,0
6418
1 3,2
6,42
8,0
85,6
319,2
268,9
5754
18,3
5,75
6,3
1 01 ,7
359,1
319,5
8 1 23
16,6
8, 1 2
8,8
96,7
359,1
303,8
7344
22,7
6,3
1 28,7
443,9
404,3
1 3008
20,8
13,0
1 2 1 ,3
443,9
38 1 , 1
1 1 556
32,1
1 1 ,5
10
7,34
154,1
528,7
484,1
18650
28,0
18,6
11
146,3
528,7
459,6
1 6809
42,3
16,8
8
203,1
688,3
638,0
32396
41,3
32,4
12,5
194,1
688,3
609,8
29588
63,2
29,6
10
253
857,6
794,8
50271
64,4
50,3
1 2,5
248
857,6
779,1
48305
79,7
48,3
74456
61,9
74,5
7' 1
8
307,9
1017
967,3
10
303,9
1017
954,7
72534
76,8
72,5
12,5
298,9
1017
939,0
70152
95,3
70,1
17,5
288,9
1017
907,6
65551
1 3 1 ,2
65,5
10
335,6
1117
1054
88457
84,6
88,5
11
333,6
1117
1048
87436
92,8
87,4
12,5
330,6
1117
1 038
85840
105,0
85,8
10
386,4
1276
1214
1 1 7264
97,0
1 1 7,2
1 2,5
381,4
1276
1 1 98
1 1 4248
120,3
1 1 4,2
TERCERA PARTE. PROYECTO DE LA TUBERÍA
3-6
TABLA. 3.
pulgadas mm mm
DIÁMETRO
ESPESOR
EXTERIOR.
CARACTERISTICAS DEL TUBO DE COBRE
mm
m•fm
m•fm
kg/m
DIÁMETRO
SUPERFICIE
SUPERFICIE
s·ec;:CIÓN
PESO DEL
INTERIOR
EXTERIOR
INTERIOR
LIBRE
TUBO
- x
1()-4
- x 1o-'
- x
11)4 m•
kg/m
PESO DEL
AGUA
CONTENIDA
.
lll'
Ñ
:�
�
�
"
·�
t
•
�
1/2
5¡8
12,7
0,9
10,9
40,21
34,29
15,9
1 ,0
13,9
50,34
43,72
1 5 1 ,6
0,423
7¡8
22,2
1,15
18,9
70,30
62,51
3 1 1 ,0
0,676
1 1;8
1 3;8
1 5;8
28,5
1,25
26,0
81,79
530,9
0,973
0,531
34,9
1,4
32,1
1 1 0,5
1 0 1 ,0
809,2
1,31
0,809
41,3
1,5
38,3
1 30,4
120,4
1 1 52
1,69
1,15
2 1/8
5
2 ;8
3 1/8
54,0
1,75
50,5
170,7
158,9
2028
2,60
2,03
66,7
2,0
62,7
210,9
197,2
3087
3,69
3,09
79,4
2,25
74,9
251 , 1
235,6
4405
4,96
4,40
92,1
2,5
87,1
291,3
274,0
5957
6,39
5,96
5
3 ;8
8 . 4 1/8
.
s 1;s
1
6 /8
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1
/2
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1
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•
�
o
u
0,093
o, 1 5 1
0,3 1 1
104,8
2,8
99,2
331,6
312,0
7728
130,2
3,15
1 23,9
41 1,4
389,2
1 2056
1 1 ,2
12,0
155,6
3,5
148,6
491,2
467,5
17343
1 4 ,9
17,3
9,5
0,8
8,01
7,73
7,9
30,08
24,85
49,01
o, 198
0,049
12,7
1 ,25
10,2
40,21
32,08
8 1 ,7 1
0,400
0,082
15,9
1 ,25
13,4
50,34
42,15
140,9
0,512
0, 1 4 1
22,2
1 ,65
18,9
70,30
59,45
280,4
0,955
0,280
28,5
1,65
25,2
90,56
79,27
l
J /8
498,7
1,25
0,499
34,9
1 ,65
31,6
1 1 0,5
99,41
784,2
1,55
0,784
5
1 ¡8
2 1/8
41.3
1,8
37,7
1 30,4
1 1 8,6
1 1 16
2,02
1,11
54,0
2,1
49,8
170,7
156,7
1947
3,07
1 ,95
. 25/8
66,7
2,4
6 1 ,9
2 1 0,9
1 94,7
3009
4,35
3,01
J 1;a
5
3 /8
4 1;8
79,4
2,8
73,8
25 1 , 1
232,2
4277
5,96
4,28
92,1
3,0
86,1
291,3
270,8
5822
7,63
5,82
104,8
3,4
98,0
331,6
308,3
7543
9,70
7,54
1 30,2
4,1
122,0
41 1 , 4
383,8
1 1 689
14,4
1 1 ,7
155,6
4,9
145,8
491,2
458,7
21 157
20,7
21,1
9,5
0,8
7,9
30,08
24,85
49,01
1/2
5
¡8
o, 198
12,7
1,25
10,f:
40,21
32,08
8 1 ,7 1
0,400
0,082
15,9
1 ,25
13,4
50,34
42, 1 5
1 40,9
0,512
o, 1 4 1
7¡8
•22,2
1 ,65
18,9
70,30
59,45
280,4
0,955
0,280
28,5
1 ,65
25,2
90,56
79,27
498,7
1 ,25
0,499
34,9
1,65
31,6
1 1 0,5
99,41
784,2
1,55
0,784
1111
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0,295
1 1;8
5 1/8
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"ll'
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1 1;8
1 3;8
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1 5!8
41,3
1,8
37,7
1 30,4
1 1 8,6
1116
2,02
2 5;8
54,0
2,1
49,8
1 7 0,7
1 56,7
1947
3,07
1,95
66,7
2,4
' 6 1 ,9
2 1 0,9
194,7
3009
4,35
3,01
79,4
2,8
73,8
251 , 1
232,2
4277
5,96
4,28
92,1
3,0
86,1
291,3
270,8
5822
7,63
5,82
104,8
3,4
98,0
331,6
308,3
7543
9,70
7,54
2 1/8
3 1/8
5
3 /8
4 1/8
5 1;8
6 1/8
1 30,2
4,1
122,0
411,4
383,8
1 1 689
14,4
1 1 ,7
155,6
4,9
145,8
491,2
458,7
21 1 57
20,7
21,1
CAPITULO 1. PROYECTO DE LA TUBERÍA. GENERALIDADES
3-7
PAESI
O
N
MÁXI
M
A
DE
FUNCI
O
NAMI
E
N
TO
(
k
g}
c
m1
) VAPOR
TEMPERATURA
<A
G
UA
DE
FUNCIONAMIENTO 1/i4ncalus1iv1/e 8 13/inBcluasi21/ve 8 25!in8cluasi41/ve 8 Todosdillmetrlooss
TABLA 4.
SOLDADURA
UTILIZADA
Plomo-50-e5s0taño
EsEtastñaoñ95--o-anp5tilommoonio
�Puupnetroiordea f600<>usión
PRESIONES MÁXIMAS EN FUNCIÓN DEL TIPO DE SOLDADURA
.
oc
40
14
90
120
7
6
40
, Temperatura
2
25
14
17
12
175
19
13
(mm/m)
oc
Tubo de, cobre
Tubo de
o
0,4
0,7
0,2
0,5
50
1,1
0,8
1,5
acero
o
25
75
' f
o
1,1
1 ,4
100
1,9
1 25
1 50
1 75
2,3
2,7
3,2
2,0
2,3 ··
200
225
250
3,7
4,2
4,8
2,6
2,9
3,3
s valoreCs. anteriores
de-20<>
lo
están basados
1,7
en la dilatación a partir
SOPORTES Y SUJECIONES
Todas las tuberías deben estar sustentadas por
soportes colgantes que resistan el peso combi­
nado de la tubería, accesorios, válvulas, el fluido
contenido en los tubos y el aislamiento. Asimis�
mo, deben mantener la tubería correctamente ali�
neada cuando sea necesario. Donde exista dilata�
ción o contracción extremadas deben emplearse
soportes colgantes o monturas con rodillo. Los
soportes deben tener una superficie de contacto
lisa y plana, sin rebabas ni otras protuberancias
que podrían gastar o cortar el tubo.
El factor que determina la separación entre los
soportes en líneas de tuberías horizontales es la
deformación del tubo debida a su propio peso,
el peso del fluido, los accesorios y el aislamiento.
La tabla 7 inqica las separaciones recomendadas
-
1
-
21
19
14
-
.
lO
-
8
1
11
TABLA. 6. BUCLES DE D I LATACIÓN
E N LAS TUBERIAS D E COBRE
2l
1
2L MIN
D I LATACIÓN D E LOS TUBOS D E CO B R E
Y ACERO
20
Nota.
8
6
35
-
7
5
3
5
hería esté colgada del techo mediante soportes,
y sujeta únicamente en los extremos donde se
fija a la bomba y al intercambiador de calor.
TABLA 5.
9
28
21
120
10
12
90
65
e
'
10
65
--r
3L M/N
BUCLE DE DILATACILONGI
ÓN TUO L (mm) CODO
Diexl.imteeritoror
Para una dilatación de
10
7¡a
1 l¡e
3
1 ;e
1 5;e
25
27
29
31
35
39
2�8
He
J l;e
4�8
5 /8
6 1/8 ,
·
43
47
55
60
20
30
40
50
32
36
39
41
45
48
49
53
57
41
45
49
50
56
60
60
66
70
69
77
66
77
87
55
62
70.
78
74
84
90
56
60
65
81
97
97 109
106 1 1 9
86
60
61
80
70
76
84
1 00
78
77
91
101
107
102
65
70
86
90
97
107
120
1 28
116
127
140
153
86
94,
1 14
1 22
150
95
1 04
1 16
1 25 '
1 43
155
133 170
147 1 88
1 58
1 99
172 . 209
Datos reproducidos de Mueller Brass Co.
para tubería de acero en las condiciones reseña�
das y con agua como fluido.
El espaciado de soportes para tubería de cobre
se da en la tabla 8, incluyendo el peso de la tu­
bería llena de agua.
Las tablas 7 y 8 se refieren a tuberías ((sin in�
clinación". Los conductos de agua y refrigerante
son normalmente de trazado horizontal; los con�·
duetos de vapor son inclinados. Los de agua
pueden estar inclinados cuando sea necesario su
drenaje. La tabla 25, página 90, da el espaciado
de los soportes cuando se emplea tubería de
acero en líneas o conductos de vapor con pen­
diente.
Si las tuberías no están adecuada y correcta­
mente sujetadas, la dilatación puede forzar ex-
3-8
TERCERA PARTE. PROYECTO DE LA TUBERÍA
GRÁFICO 1 .
35�6
323,9
273
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BUCLE DE D I LATACIÓN (Tubo de acero)
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Longitud «
(metros)
Datos reproducidos de Ric-Wil Co,
G RÁFICO 2.
CODO DE D I LATACIÓN (Tubo de acero}
10
11
12
Datos reproducidos de Pittsburgh Pipe Coil & Bending Co.
CAPiTULO l. PROYECTO DE LA TUBERÍA. GENERALIDADES
3-9
, DIÁMETRO(mm), EXTERIOR SEPARACIÓN ENTRE
(m) SOPORTES
TABLA 7.
SEPARACIÓN ENTRE SOPORTES
PARA TUBO DE ACERO
.
27
- 42, 4
. 48,3 - 73
88,9 ' 1 0 1 ,6
1 1 4,3 - 168,3
3
2 1 9 , 1 - 13,9
355,6 e 406
'
·
2,5
3,0
3,5
4,0
5,0
6,0
DIÁMETRO EXTERIOR SEPARACIÓN E(mNTRE) SOPORTES
TABLA 8.
'
SEPARACIÓN ENTRE SOPORTES
PARA TUBO DE C O B R E
s;a
7¡8 _ 1 l;s
1 J¡s - i 1;6
2 s;a .. 5 l¡s .
6 ljs ' 8 l¡s
2,0
2,5
3,0
3,5'
4,0
cesivamente las juntas y los accesorios de la tu­
bería. Los soportes o sujeciones se colocan de
acuerdo con las condiciones de la instalación.
Por ejemplo, en un edificio alto, de 20 plantas,
los tramos verticales podrían sujetarse en la plan­
ta S y en la 1S con un dispositivo de expansión
colocado en la planta 10. Esta disposición permite
que el tramo vertical o montante se dilate en
ambas direcciones desde las plantas S y 1S, con
menor desplazamiento al nivel de los colectores,
tanto si éstos están situados en la parte superior
como en la inferior del edificio.
En edificios más pequeños, por ejemplo, de
S plantas, los tramos verticales se sujetan una
sola vez. Normalmente esto se hace cerca del co­
lector, de modo que el tubo pueda extenderse en
una sola dirección, sea ascendente o descendente,
dependiendo de donde se halle el colector.
El hecho más importante a considerar cuando
se proyectan los soportes y su situación en la
tubería es la dilatación que corresponde al cam­
bio de temperatura que deba sufrir. Cuando ma­
yor sea la variación de temperatura, mayor será
la dilatación o la contracción. Los soportes, los
sujetadores y las guías se emplean para que la
exp�sión se realice en la dirección conveniente,
de modo que no se originen averías en la insta­
lación a causa de defectos de proyecto o situa­
ción de las tuberías. Por ejemplo, si una cone­
xión para un tramo de derivación de un colector
o un tramo vertical está situada cerca del suelo,
de vigas o jácenas, tal como en la figura 1, un
cambio de temperatura puede originar la rotura
de la derivación, con la subsiguiente pérdida de
líquido y daños por inundación. Esta figura
muestra que se producen averías cuando .el tramo
17
FIG, l. Derivación muy cercana al suelo
{pulgadas)
vertical se dilata más que la distancia X. Cuan­
do se proyecta un sistema de tuberías deben te­
nerse en cuenta estas consideraciones.
AISLAMIENTO ANT\VIBRATOR\0
EN SISTEMAS DE TUBERIA
Los efectos desfavorables causados por vibra­
ciones en la tubería son:
l. Fatiga del material, lo que puede originar
la ruptura de las juntas. En el caso de tu­
bería de refrigerante, da lugar a pérdidas
del líquido refrigerante.
2 . Transmisión de ruido, por la misma tubería
o a través de la estructura del edificio y los
lugares en los que la tubería entra en con­
tacto directo con dicha estructura.
Siempre es difícil prever las perturbaciones
originadas por vibración en una instalación de
tuberías. Por esta razón, las recomendaciones
para reducir al máximo los efectos de la vibra­
ción se dividen en dos categorías :
1. Prevenciones en el proyecto. Incluyen las
precauciones que puedan evitar eficazmen­
te las vibraciones.
2. Remedios o correcciones. Son necesarias
cuando inicialmente no se ha tomado las
precauciones debidas, o bien, más rara­
mente, cuando las precauciones resultan in­
suficientes.
Consideraciones· de diseño para el aislamiento
antivibratorio
1.
En todo sistema de tubería, la vibración
tiene una causa que, generalmente, es debi­
da a un componen te móvil de la misma, tal
como una bomba de agua o un compresor.
Cuando en el proyecto se estudia el modo
de eliminar las vibraciones debe prestarse
TERCERA PARTE. PROYECTO DE LA TUBERÍA
3-10
Grapa metálica
FIG. 2.
5.
Soporte colgante con estuche aislado
la max1ma atención a los métodos de fi­
jación y soporte de estos elementos con
órganos móviles. Por ejemplo:
a. El peso del zócalo que soporta el apa­
rato que puede originar las vibraciones
debe ser suficientemente grande para
reducir al mínimo la intensidad de las
vibraciones que se transmitirán a la
tubería y a la estructura del edificio.
Cuanto más pesado sea el soporte me­
nor será la intensidad de la vibración.
b. También pueden emplearse materiales
antivibratorios destinados a disminuir
la intensidad de las vibraciones.
c. Puede ser necesaria la combinación de
ambos métodos.
La tubería debe ser proyectada de modo
que ninguno de los tramos esté sometido
a la acción oscilante resultante de las vi­
braciones. Los esfuerzos de vibración se
amortiguan transformándolos en otros de
torsión o flexión.
3. La tubería debe estar sujetada finnemente
en puntos apropiados. Los soportes deben
tener una superficie de apoyo relativamente
grande para evitar el basculamiento del
tubo soportado, que puede producir la ro­
tura del tubo. El soporte más cercano a la
fuente de vibración debe ser colgante y an­
tivibratorio y los siguientes deben tener
una funda aislante, como representa la fi­
gura 2. En instalaciones de tubería con ma­
quinaria que posea partes móviles, no se
deben emplear soportes colgantes sin ais­
lante antivibratorio (bridas o vástagos uni­
dos directamente al tubo).
4. La tubería no debe tener contacto directo
con los tabiques o cielos rasos que atra­
viese. Cuando haya riesgo de contacto en­
tre el tubo y el tabique o �1 techo, se deben
2.
interponer manguitos con revestimiento in­
terior flexible. Si los tubos están colgados
en el techo o en la pared se deberán em­
plear soportes no rígidos que impidan la
transmisión de las vibraciones a la estruc­
tura del edificio. También se empleará este
tipo de soportes cuando la tubería esté ins­
talada en un sitio poco accesible.
Los tubos flexibles son generalmente apro­
piados para absorber las vibraciones en tu­
berías de pequeño diámetro. Para su mayor
eficacia se instalan perpendicularmente a
la dirección de la vibración. Si las vibra­
ciones no están limitadas a un plano o a
una dirección, se emplean dos tubos fle­
xibles instalados perpendicularmente entre
sí. El tubo flexible no debe ejercer esfuerzo
alguno sobre el elemento productor de vi­
braciones al cual esté unido. En el extremo
opuesto del tubo flexible, o par de tubos,
se sujeta la tubería mediante un soporte
con revestimiento interior flexible con el fin
de reducir la vibración a un mínimo.
Generalmente no son recomendables tubos
flexibles en instalaciones sometidas a pre­
sión, porque ésta los hace rígidos y trans­
miten las vibraciones del mismo modo
que un tramo de tubería rígida.
Los tubos flexibles no son muy eficaces
para absorber vibraciones de tuberías de
sección grande. Su eficacia disminuye por­
·que la relación longitud/diámetro debe ser
relativamente grande para que sean sufi­
cientemente flexibles. En la práctica, la lon­
gitud que se puede emplear queda limitada,
por lo que su flexibilidad no llega a ser su­
ficiente.
Remedios después de la instalación
Una nueva colocación, por tanteo, de los
soportes de la tubería, puede dar como re­
sultado el amortiguar vibraciones anorma­
les en la tubería. De esta forma puede con­
seguirse que la tubería absorba la vibración
por flexión y eliminar algunos efectos de re­
sonancia mecánica.
2. Si la nueva posición de los soportes no re­
sulta eficaz, puede recurrirse a otras solu­
ciones:
a. El tubo puede aislarse del soporte por
interposición de corcho, fieltro de pelo,
u otro material flexible (fig. 2).
b. Puede añadirse un peso al tubo antes
del primer soporte rígido (fig. 3 ) La
inercia del tubo aumenta y las vibracio­
nes se reducen.
c. Pueden ciñadirse otros soportes elásti­
cos.
1.
.
3-11
CAPÍTULO l. PROYECTO DE LA TUBERÍA. GENERALIDADES
Soporrígidote
suplePementso rtrio
elástico
Recomendada
\_
Bomba
�
Aceptable -- �
1
FIG. 3.
Peso suplementario para amortiguar vibraciones
ACOPLAMIENTOS (CODOS Y UNIONES)
FIG. 4.
Los codos son causa de pérdidas de carga o
caídas de presión importantes en un sistema de
tubería. A igualdad de velocidad, la magnitud
de esta caída de presión depende de su radio de
curvatura. Se recomienda, pues, codos de gran
TABLA 9.
1.
y
5.
1.
2.
4.
c.
1.
y
5.
1.
4.
1.
y
4.
•.
y
«Y»
AGUA
Desviaciones para evitar
SaSaSaSaSatttttiiiiisssssfffffaaaaaccccctttttooooorrrrriiiiiaoaaa
Sa(SaSasatttliiimsssfffueraaaccctttoooarrrnoiiiaaa cor osiva)
Satisfactoria
SaSaSatttiiisssfffaaaccctttooorrriiiaaa
SaSaSatttiiisssfffaaaccctttooorrriiiaaa
(salmuera no cor osiva)
SaSaSaSattttiiiissssffffaaaaccccttttoooorrrriiiiaaaa
SaSaSaSattttiiiissssffffaaaaccccttttoooorrrriiiiaaaa
Satisfactoria
�
obstáculo
radio de curvatura siempre que sea posible.
En las desviaciones, para salvar un obstáculo,
se recomienda emplear codos de 45° en lugar
de 90° (fig. 4).
VAPOR
SaSaSaSaSatttttiiiiisssssfffffaaaaaccccctttttooooorrrrriiiiioaaaa ((ablataja prpreessióiónn))
SaSaNottiissrffeaacccottoomerriiaandada
Satisfactoria
SaSaSatttiiisssfffaaaccctttooorrriiiaaa (baja temperatura)
SaSaSatttiiisssfffaaaccctttooorrriiiaaa (baja temperatura}
SaSaNoRettciissorffemeaacccottnoomedarriiaanddaa da
SaSaNottiissrffeaacccottoomerriiaandada
SaSattiissffaaccttoorriiaa {baja presión)
UTILIZACIÓN DE LDS DIVERSOS TIPOS D E VÁLVULAS
CONSTRUCCI
A. 2.UniRosUnión óecnnatdroeÓ.eNl cuDEerpLAo VÁLVULA
la cabeza o sombrerete
4.3. AtAuSolotdornacidllaaavdae
B. TipoMóviMóvidell--tRRijososa ccdeaa eilnaxttevlierroilovrrula
3. FDeijas-liRzosanctea interior
Un2. iRosSolón dceaanddtarae tuberla válvula
3.4. SolSolCóniddcaaadduurraa fdueeretestaño
6. Brida
VáDISlv2.CublaCuCudeDEññaa cCIpamaompuErctRREiidzaaerta
3. CuDoblñae fldiexiscboleparalelo
Vlilv2.ulaAsAss iieeesnnfttéooricccaóósnni,iccaoonguaesnlatcrrheecosh.o en
3. AgAraundeja la de cier e
VliSólolvupalaradeR-macho
12, R·22, R-500 R·502.
1
REFRIGERANTE
SaSaNoNoSatttiiisssrrfffeeaaacccccootttooomemerrriiiaaanndadaddao
SaNoSattiissrffeaacccottoomerriiaandada
No recomendada
NoReReccoorememeconnmedadandddaaa da
SaSaSatttiiisssfffaaaccctttooorrriiiaaa
NoNoNo rrreeecccooomememennndadadadddaaa
No recomendada
SaSaSaSattttiiiissssffffaaaaccccttttoooorrrriiiiaaaa
No recomendada
•
TERCERA PARTE. PROYECTO DE LA TUBERÍA
3-12
�·. .·
-crJ- � 9?
l
.
No debe emplearse
NO.I
·
.
AcéJ)tabfe·,
Preferible al n,
N0.2
FrG. S.
o. 1
comunes a todas ellas, a fin de que el ingeniero
conozca los diferentes factores que intervienen.
.
.
Nd.3
1
Empalmes en forma de T
Los empalmes en fonna de T, en los que con­
curran dos corrientes, deben instalarse de modo
que eviten que dichas corrientes actúen directa­
mente en oposición en el interior de la T (fig. 5),
ya que provocarían efectos de turbulencia, lo que
produciría una collsiderable pérdida de presión,
y, posiblemente, también, golpe de ariete. Si hay
más de una T instalada en la línea, se recomienda
entre cada dos uniones de T, un tramo recto cuya
longitud sea 10 veces mayor que el diámetro, re­
duciéndose de esta forma la turbulencia. Para
facilitar el montaje y las operaciones de mante­
nimiento y reparación en la instalación se utilizan
uniones y bridas que se colocan en los sitios en
que sea necesario desmontar los componentes del
equipo y los aCcesorios para dichas operaciones.
Los diversos métodos de unión de los acopla·
mientos a la tubería se describen en la página 14.
DETALLES DE CONSTRUCCióN
Conexiones entre el casquete o sombrerete
el cuerpo
y
La unión de la tapa con el cuerpo se puede rea­
lizar normalmente según cinco formas diferentes,
denominadas: roscada, de unión, atornillada, sol­
dada y con sello a presión o dispositivo de auto­
clave. Cada tipo de construcción tiene su propio
uso y ventaja.
1. Los casquetes roscados se recomiendan en
los casos de baja presión. No deben em­
plearse cuando el desmontaje y montaje
sean frecuentes, o donde las vibraciones,
los golpes u otras condiciones adversas
puedan someter a esfuerzos o deformar el
cuerpo de la válvula. Los casquetes rosca­
dos son económicos y muy compactos. La
figura 6 representa el cuerpo en una válvuJa
de ángulo con el casquete roscado.
2. El casquete de unión y la configuración del
cuerpo están ilustrados en la figura 7. Este
tipo de casquete no se fabrica, normalmen­
te, en tamaños mayores de 2", ya que se
prE-cisaría una llave extremadamente gran­
de para su desmontaje. Esta unión consti­
tuye una conexión robusta y hermética, y
su montaje y desmontaje es fácil.
3. Los casquetes atornillados se emplean prác­
ticamente en todas las válvulas de gran
tamaño, aunque también se fabrican en las
de tamaños pequeños. Este tipo de junta
Tija móvil (rosca i
con la tija)
VÁLVULAS DE USO GENERAL
La selección de válvulas que den un rendimien·
to adecuado, longevidad y bajo coste de mante­
nimiento. es muy importante en el proyecto de
un sistema de tuberías. El diseño, la construc·
ción y el material de una válvula determinan si
ésta es, o no, apropiada para una aplicación par·
ticular. La tabla 9 sirve de orientación en la se­
lección de una válvula destinada 'a una aplicación
particular. Normalmente, son seis los tipos de
válvulas que se emplean en los sistemas de tu­
bería: las de compuerta, esféricas, de retención,
de ángulo, del tipo "Y" y llaves de grifo.
Cada tipo de válvula tiene una función definida
en el control de fluidos del sistema.
Antes de estudiar los distintos tipos de válvu­
las, describiremos los detalles de construcción
Casquete roscado
Extrosrceamdos
Flujo
FIG. 6.
Válvula angular
CAPÍTULO l. PROYECTO DE LA TUBERÍA. GENERALIDADES
Tuerca de presión
deCasuniquóetne
Flujo
3-13
00"
FIG.
obturador
7. Válvula esférica
FIG. 9.
es fácilmente desmontable. Es adecuado pa­
ra altas presiones de trabajo y su construc�
ción es robusta. La figura 8 representa una
válvulq de compuerta, mostrando un cas�
quete atornillado y la construcción del
cuerpo.
4_ Los casquetes soldados se emplean única­
mente en válvulas de ·acero de tamaño pe­
queño, utilizadas generalmente en tuberías
de vapor a temperatura y presión altas (fi­
gura 9). Esta construcción es difícil de des­
montar y volver a montar. Por esta razón
no se fabrican en tamaños grandes.
S. Los Casquetes estancos a presión o de auto­
clave son utilizados en las conducciones
de vapor a alta temperatura. La figura 10
muestra la disposición empleada en una
(roTisjcaa móviexterl.ior)
la tija)
FIG.
Válvula de casquete soldado
{roTiscjaa emóvixterilor)
Prensaestopas atornil ado
Discfolexdeiblecier e
Caa sprqeuetsióen estanco
pa1 raExstroeldmosadura
10. Disco de cierre flexible (válvula de compuerta)
válvula de compuerta. La preswn interna
mantiene ajustada la junta de la tapa. Este
tipo . de construcción de casquete o tapa
simplifica el montaje y desmontaje en vál­
vulas grandes para alta presión.
Desplazamiento de l a tija (vástago)
de la válvula
FrG. 8. Válvula de compuerta
En la mayoría de aplicaciones, el que la tija
sea móvil o fija no influye sobre el control del
fluido. El desplazamiento longitudinal de la tija
puede ser conveniente cuando sea necesario una
indicación de la posición de la válvula, mientras
que donde exista poco espacio, por encima de la
misma, será preferible la tija sin desplazamiento.
Figuras 6�10,
cortesla de Crane Co.
3-14
TERCERA PARTE. PROYECTO DE LA TUBERÍA
Volante
(no asciende)
FIG.
/p'""""'"'P" atornillado
11. Válvula de compuerta (Tija fija)
Se construyen válvulas con tijas que se desplazan
longitudinalmente, con rosca exterior o interior;
otras, sin dicho desplazamiento (llamadas fijas),
también con rosca exterior o interior, y otras
deslizantes (sin rosca), utilizadas para aperturas
o cierres rápidos.
1 . La tija móvil con rosca exterior s e muestra
én la figura 8. En la válvula de compuerta
representada, la rosca de la varilla o tija
está fuera del cuerpo de válvula, tanto si
está cerrada como si está abierta. Por ello,
la rosca no está expuesta a corrosión, ero­
sión, sedimentación ni cambios extremados
de temperatura, causados por los elemen­
tos de la línea de fluido. Sin embargo, co­
mo la tija está fuera del cuerpo de válvula,
queda expuesta a deterioros cuando la vál­
vula está abierta. Este tipo de tija es ade­
cuado para funcionamientos con vapor a
altas temperaturas y agua a alta presión.
Una tija móvil requiere más espacio supe­
rior libre que una fija. La posición de la tija
indica la del disco de la válvula. La tija pue­
de lub:ficarse fácilmente, ya que está fuera
del cuerpo de la válvula.
2. La tija móvil con rosca interior es proba­
blemente el tipo más corriente en válvulas
pequeñas. Esta representada en la válvula
de ángulo de la figura 6, .Y en la válvula
esférica de la figura 7. La tija gira y ascien­
de debido a la rosca interior del cuerpo de
válvula. La posición de la tija también in­
dica la posición del disco de la válvula. La
tija sobresale por encima de la tapa cuando
la válvula está abierta, y, por lo tanto, ne­
cesita más espacio superior, estando, ade­
más, expuesta a sufrir golpes.
FrG. 12.
3.
4.
Válvula de compuerta con tija deslizante
La tija fija con rosca interior se emplea
generalmente en válvulas de compuerta.
No es adecuada para fluidos que corroan
o erosionen la rosca, ya que queda en con­
tacto con el fluido. La figura 1 1 ilustra una
válvula de compuerta con tija fija, es decir,
sin desplazamiento longitudinal, y rosca en
el interior del cuerpo. Al no desplazarse la
tija, hace ideal este tipo de válvula en aque­
llas aplicaciones en las que la altura libre
de manipulación está limitada. Además,
queda bien protegida contra golpes.
La tija deslizante es útil cuando se desea
una apertura y un cierre rápidos. Mediante
una palanca adecuada se acciona la tija
deslizante, bien manualmente o a distancia
con motor eléctrico, como ilustra la figu­
ra 12. El volante de mano y la rosca de la
tija quedan suprimidos.
Tipos de unión entre tubería
y
válvulas
Normalmente, se emplean seis métodos de
unión que son: roscado, soldadura autógena, sol­
dadura fuerte., soldadura de estaño, uniones cóni­
cas y mediante bridas, según se describe a con­
tinuación.
1 . Los acoplamientos roscados son muy em­
pleados, y adecuados, para todas las pre­
siones. Con el fin de evitar el tener que des­
montar parte de la tubería cuando se pre­
cise quitar la válvula, se emplean, en estos
casos, uniones roscadas suplementarias. Las
uniones a rosca se emplean, normalmente,
para pequeños diámetros de tubo, por las
dificultades que presentan con diámetros
3 -15
CAPÍTULO l. PROYECTO DE LA TUBERÍA. GENERALIDADES
grandes. La figura 7 ilustra una válvula es­
férica con acoplamiento a rosca que se co·
necta a la tubería directamente, o mejor,
mediante uniones roscadas suplementarias.
2. Los acoplamientos soldados se emplean en
las tuberías de acero, en todas sus uniones
y válvulas. Sobre todo en aquellos casos
en los que las válvulas se utilizan en con·
ducciones de fluidos a alta temperatura y
presión. También se emplean donde se re­
quiere una junta perfectamente estanca.
Los acoplamientos soldados son de dos ti­
pos: con los tubos unidos a tope, o bien
mediante introducción parcial del extremo
de uno de los tubos en el otro. Los primeros
pueden Utilizarse en todos los tamaños de
tubos; los segundos se limitan, normalmen­
te a los tamaños de empalmes y válvulas
más pequeñas. La figura 10 es una válvula
de compuerta con acoplamiento adecuado
para ser soldado a la tubería.
3. Las uniones con soldadura fuerte son simi­
lares a las efectuadas con soldadura de es­
taño, pero pueden resistir temperaturas
más elevadas, debido a que el punto de
fusión es más elevado que el de la alea­
ción empleada en la llamada soldadura de
estaño. Las juntas de soldadura fuerte se
utilizan, principalmente, en válvulas y aco­
plamientos de latón.
4. Las uniones con soldadura de estaño en
válvulas y acoplamientos se emplean sólo
en tuberías de cobre y también para ser­
vicios de baja presión. En el uso de este
tipo de unión, la temperatura de trabajo
está limitada por el bajo punto de fusión
de la soldadura.
S. Las uniones cónicas para válvulas y aco­
plamientos se emplean comúnmente con
Tija ascendente
(roscado exterior)
Disco
Cuña
con brida
FIG. 14. Asiento de doble disco paralelo
6.
tubos de metal o plástico. Este tipo de
uniones está limitado a diámetros de hasta
dos pulgadas. Tiene la ventaja de que las
uniones se pueden desmontar fácilmente
d� la tubería.
Las uniones con brida son más caras que
cualquier otro tipo de unión. También el
coste de instalación es mayor debido a que
es necesario utilizar, junto con las bridas,
juntas o empaquetaduras, tuercas y pernos.
Aunque se fabrican para todos los diáme­
tros, se emplean, generalmente, en tuberías
de diámetro grande a causa de su facilidad
de montaje y desmontaje. Es indispensable
que las dos bridas del acoplamiento se co­
rrespondan, ya que pueden ser de superficie
lisa, con ranuras circulares o salientes. La
figura. 8 ilustra una válvula de compuerta
con bridas d� unión.
VALVULAS DE COMPUERTA
FrG. 13.
Disco de cierre partido (válvula de compuerta)
Las válvulas de compuerta se utilizan preferentemente para cerrar o abrir por completo un
paso o conducto de fluido. La figura 8 y las 10
a 14 ilustran válvulas típicas de compuerta.
Una propiedad importante de la válvula de
compuerta es que dentro de ella la obstrucción
y la turbulencia son menores y, por consiguiente,
la caída de presión que en ella se produce es
menor que en otras válvulas. Estando la válvula
completamente abierta y el disco fuera de la co­
rriente de fluido, el flujo se establece a través
de toda la sección transversal interior de la vál­
vula.
Figuras 1 1-14, cortesla de Crane Co.
·
3- 16
TERCERA PARTE. PROYECTO DE LA TUBERÍA
(VolaTuerscaiencntadee deconempala qtuijeat)adura
(rTiosjacamóviintelrior)
Constitución del disco de cierre
Las válvulas de compuerta no se deben utilizar
como reguladoras de caudal, excepto en casos de
emergencia, ya que no están proyectadas para
este tipo de servicio y, por consiguiente, es difícil
controlar el flujo con suficiente exactitud. Cuando
la válvula se emplea para regulación es inevita­
ble que se produzca vibración y traqueteo del
disco · de cierre con el consiguiente deterioro de
la superficie de asiento. La cuña o disco de la
válvula de compuerta puede adoptar diversas for­
mas: disco macizo, disco partido, disco flexible
o asiento de doble disco paralelo.
l.
E l disco macizo e s e l tipo más común. Es
de diseño robusto y sencillo y está formado
por una sola pieza. Este tipo de disco está
representado en las figuras 8 y 1 1 . Se puede
instalar la válvula en cualquier posición
sin riesgo de atascamiento o desalineación
de las piezas. Es satisfactorio para todos
los tipos de servicio excepto cuando exista
posibilidad de cambios extremados de tem­
peratura. En esta condición está expuesto
a quedar bloqueado.
2. El disco de cierre partido está diseñado es­
pecialmente para evitar el que quede atas­
cado o bloqueado, pero está expuesto a vi­
braciones indeseables. La figura 13 ilustra
este tipo de disco.
3. La figura 10 ilustra la construcción de un
disco de cierre flexible. Este tipo de disco
se emplea, principalmente, en los casos de
temperaturas altas, presiones elevadas y
cuando se pueden producir cambios ex·
tremados de temperatura. Es rígido en la
parte central y flexible en los bordes. Este
diseño contribuye a eliminar el riesgo de
bloqueo y permite la apertura del disco
fácilmente en todas las condiciones.
4. El asiento de doble disco paralelo (fig. 14)
tiene una cuña interior entre los discos pa­
ralelos. La acción . perjudicial de la cuña
en los asientos se reduce al mínimo, trans­
firiéndose a la cuña interior en la que un
razonable desgaste no impide que el cierre
sea hermético. El movimiento deslizante
de los discos tiende a limpiar la superficie
de asiento y evita queden retenidas mate­
rias extrañas entre el disco y el asiento.
Como los discos no ejercen presión, a no
ser que la cuña esté apretada, las diversas
partes del disco están sometidas a vibra­
ción cuando la válvula está abierta.
Cuando se utiliza la válvula en una con­
ducción de vapor, la válvula cerrada puede
retener vapor entre los discos, el cual se
puede condensar creando un vacío y ori­
ginándose de este modo fugas en los asien­
tos de válvula.
roscados
Cortesla de Jenkins Bros.
FIG. 15. Válvula
«Y»
VALVULAS ESFt:RICAS, ANGULARES
Y DE TIJA INCLINADA O EN «Y•
Estas tres válvulas son del mismo diseño bá­
sico y su construcción es análoga. Están desti­
nadas, principalmente, a la regulación del flujo.
El tipo de construcción del asiento de la válvula
reduce el peligro de erosión en la superficie del
asiento que ofrecen las válvulas de compuerta
cuando se utilizan en funciones de regulación.
Para servicio de ((todo o nada", es recomenda­
ble el modelo de válvula angular o en "Y" por­
que la caícja de presión en su interior es substan­
cialmente menor que · la que se produce en la
válvula esférica. Otra ventaja de la válvula an­
gular es que puede ser colocada sustituyendo
un codo, con la consiguiente supresión de dicho
acoplamiento.
La figura 7 ilustra una válvula esférica, y la
figura 6 una válvula angular. La válvula "Y", o de
tija inclinada, está representada en la figura 15.
Las válvulas esférica, angular e "Y" pueden
ser abiertas o cerradas mucho más rápidamente
que una válvula de compuerta, ya que el desplaza­
miento de su disco de cierre es menor. Cuando se
prevén maniobras frecuentes, es aconsejable el
empleo de válvulas esféricas (o rectas). Las su­
perficies de asiento de las válvulas esférica, an­
gular o "Y" están menos sometidas a desgaste, y
los discos y asientos se pueden renovar más fácil­
mente que en una válvula de compuerta.
Configuración del disco de cierre
Hay distintas variantes de dispositivos de cie­
rre en las válvulas esférica, angular y en "Y",
cada uno de los cuales tiene sus aplica.ciones y
ventajas propias. �os dife:¡;entes tipos son: disco
de tapón, asiento estrecho (o disco convencional),
válvula de aguja y arandela de cierre.
CAPÍTULO l. PROYECTO DE LA TUBERÍA. GENERALIDADES
FIG. 16.
3-17
Cortes(a de Walworth Co.
Válvula angular con cierre de aguja
FIG. 17.
l.
2.
3.
•
4.
El disco de tapón o de asiento comco an­
cho presenta una amplia superficie de con�
tacto con el asiento correspondiente. Este
tipo de construcción es poco sensible al de­
terioro debido a los efectos de erosión del
polvo, incrustaciones y otras materias ex­
trañas. EL disco de tipo de tapón es ideal
para servicios rudos de control de caudal,
tales como estrangulación, tuberías de go­
teo y drenaje, escapes de vapor y líneas
de alimentación de calderas. Se fabrican
en una amplia variedad de márgenes de
presión y temperatura. La figura 7 muestra
la disposición de un disco de tapón· y asien­
to en una válvula esférica.
El asiento cónico estrecho (o disco conven­
cional) está representado en la válvula an­
gular de la figura 6. Este tipo de disco no
resiste bien los efectos de erosión del fluj o
a alta velocidad muy estrangulado. Está
también sometido a la erosión debida a par­
tículas duras. El de disco de asiento es­
trecho no es aconsejable, en general, em­
plearlo como órgano de estrangulación del
flujo.
Las válvulas de aguja, llamadas también
de expansión, están proyectadas para ob­
tener un fino control del caudal en tube­
rías de pequeño diámetro. Normalmente, el
dispositivo de cierre está formado por una
punta aguda que se adapta en la abertura
de la válvula, siendo su asiento de superficie reducida. La figura 16 ilustra una vál­
vula angular con cierre de aguja.
La arandela de cierre se puede adaptar a
muchos servicios variando simplemente el
material que constituye la arandela. Tiene
la ventaja de que puede proporcionar un
cierre hermético con menos esfuerzo que
en el caso de cierres metálicos. Es menos
propenso al deterioro por la suciedad o
materias extrañas que el cierre metálico.
La válvula con arandela de cierre ·es ade-
Válvula del tipo de macho
cuada para todos los servicios de presión
moderada, pero no para una regulación
exacta ni para estrangulación. La figura 15
muestra la situación de la arandela de cie­
rre en una válvula en f!Y", y las figuras
19 y 20 en los casos de una válvula de re­
tención oscilante y de una de retención de
cierre vertical.
VÁLVULAS DEL TIPO DE MACHO
Estas válvulas se utilizan, principalmente, para
ajustar el caudal en un sistema no sometido a
cambios frecuentes de caudal. Normalmerite, son
más baratas que las válvulas del tipo esférico, y
las superficies de asiento no se deterioran tan
fácilmente como las de una válvula esférica.
Las válvulas de macho producen la misma pér­
dida de presión en la tubería que una válvula
de compuerta cuando está en la posición de plena
abertura. Cuando está parcialmente cerrada, esta
pérdida aumenta substancialmente. La figura 17
representa una válvula tipo macho con disposi­
tivo de lubricación.
VÁLVULAS PARA REFRIGERANTES
Las válvulas para refrigerante son esféricas
y la estanqueidad de la tija se consigue mediante
prensaestopas o mediante membrana. Las de
prensaestopas se fabrican con volante de manio­
bra o sin él. En este último caso, se construye
un casquete estanco del tipo mariposa, consti­
tuyendo una seguridad adicional en lo que con­
cierne a estanqueidad.
Cuando la válvula ha de maniobrarse con fre­
cuencia, se utiliza el tipo de membrana sin em­
paquetadura. La membrana actúa como elemento
de estanqueidad y puede verse en la válvula
TERCERA PARTE. PROYECTO DE LA TUBERÍA
3-18
en "Y"
rantes
hasta 1
válvula
de la figura 18. La válvula para refrige­
se fabrica en diámetros exteriores de
5 f8, Para diámetros mayores se utiliza la
con casquete estanco y empaquetadura.
(ascTiiendejaVolmóviacnotnel la var--�==
il a)
{rosca exterior)
Acconoplbraimdía_e11to
. ---ccc-c��,;;:�)ljt¡
:
--
una válvula oscilante de retención típica. El flujo
se establece dentro de la válvula de retención en
línea recta y sin restricción en el asiento. Las
válvulas oscilantes de retención se emplean ge­
neralmente combinadas con válvulas de com­
puerta.
La válvula de retención de cierre vertical fun­
ciona de manera análoga a la válvula esférica y,
lo mismo que ésta, su flujo está restringido como
ilustra la figura 20. La arandela de cierre es asen­
tada por el contraflujo o por gravedad cuando no
hay flujo, y puede bajar y subir libremente, de­
pendiendo de la presión que exista debajo de
ella. La válvula de retención de cierre vertical
sólo debe ser instalada en tuberías horizontales,
y ordinariamente se la monta combinada con
válvulas esféricas, angulares y en 11Y".
VÁLVULAS PARA SERVICIOS ESPECIALES
FIG. 18.
Válvula «Y}) (tipo membrana)
VALVULAS DE RETENCióN
Hay dos diseños básicos de válvulas de reten­
ción, el oscilante y el de cierre vertical.
La válvula oscilante de retención se puede uti­
lizar en una tubería horizontal o en una vertical
para flujo ascendente. La figura 19 representa
Acoplcon abrmidieantos
Flujo g
PÉRDIDAS DE PRESION EN LAS VALVULAS
Y ACOPLAMIENTOS
FIG. 19.
Válvula de retención tipo oscilante
deCasuniquóetne ranuloscadoar
de cier e
roscados
FIG. 20.
Hay varios tipos de válvulas que se utilizan
comúnmente para diferentes aplicaciones en las
tuberías, y que no pertenecen a ninguna de las
clasificaciones de válvulas para usos generales.
Algunas de ellas son la de expansión, las de se­
guridad y las de solenoide.
Una válvula de seguridad se mantiene cerrada
por un muelle o algún otro medio, y está des­
tinada a la reducción o regulación automática
de la presión de la línea o del recipiente cuando
ésta excede de la de ajuste. En general, se de­
berá instalar una válvula de seguridad siempre
que haya peligro de que la presión del fluido se
eleve por encima de la presión de trabajo corres­
pondiente a los acoplamientos de la tubería o de
los recipientes de presión.
Válvula de retención de cierre vertical
Para proyectar correctamente cualquier siste­
ma de tubería por el que circule un fluido, las
pérdidas en las válvulas y acoplamientos del sis­
tema deben ser evaluados con un criterio realista.
Se han confeccionado tablas para determinar
estas pérdidas en función de la longitud de tubo
equivalente.
La tabla 10 da las pérdidas de presión produ­
cidas por las válVUlas con uniones atornilladas}
embridadas, cónicas o soldadas.
La t¡¡bla 1 1 da las pérdidas en los acoplamien­
tos con uniones atornilladas, embridadas, cónicas
o soldadas.
La tabla 12, las pérdidas para tipos especiales
de acoplamientos que se emplean en los casos
de cambio de sección.
Figuras cortesla Crane
16, 1-8-20,
de
Co.
\
CAPÍTULO l. PROYECTO DE LA TUBERÍA. GENERALIDADES
TABLA 1 0.
P t R D I DAS DE CARGA EN LAS VALVULAS EXPRESADAS EN LONGITUD EQUIVALENTE DE TUBO (m)
Uniones con extremos roscados, soldados, embridados o cónicos
DIEXÁTERIMETROOR
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directo.
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60°
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3-20
TABLA 1 1 .
TERCERA PARTE. PROYECTO DE LA TUBERÍA
PÉRDIDAS D E CARGA D E LOS CODOS Y •T • EXPRESADOS E N LONGITUD EQUIVALENTE DE TUBO (m)
Uniones con extremos roscados, soldados, embridados o cónicos
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CODOS ANGUlARES
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T ·
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0,82
o, 91
1,2
0,33
0,40
0,49
7,0
7,9
9, 1
DIEXÁTEMERTIOROR
Acero Cobre
8
_
-·�·
0,42
0,48
0,61
406,4
609,6
•
\3] � � m
9, 1
1 0, 4
11,6
355,6
90°
45°
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0,30
273
323,9
•
· . ·. .
1.
,5.
.
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1 5,2
1 8, 3
3-21
CAPÍTULO l . PROYECTO DE LA TUBERÍA. GENERALIDADES
TABLA 1 2.
P�RDIDAS DE CARGA EN LOS CAMBIOS DE SECCIÓN EXPRESADOS EN LONGITUD
EQUIVALENTE DE TUBO (m)
DIEXÁTERIMETROOR Ensanchamie�to brusco d/D
Acero Cobre �
1/4
1;2
5¡s
7¡g
0,42
0,24
0,54
0,79
0,33
0,46
1 1/8
1 3/8
1 5/S
0,98
1,4
1 ,8
0,61
0,91
1,1
2,4
3,0
4,0
1,5
4,6
2,8
3,3
1 7, 2
21,3
26,9
33,7
42,4
48,3
60,3
73
"
88,9
2 1!8
101,6
1 1 4,3
141,3
3
4 1;s
5 lfs
6 1!8
8 1/8
1 68,3
. 2 1 9, l
273
323,9
355,6
406,4
457,2
508
609,6
•
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2
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5/8
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3/4
0,09
O, 1 2
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Contrac ión brusca d
1/4
0, 2 1
0,27
1/2
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•
3/4
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o, 1 5
0,21
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O, 1 5
EntraArdaistas vivSaaslida EnOrtriafdicaio entrSaanltieda
•
•
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-
-
0,46
0,54
0,24
0,30
0,45
0,54
-
d
0,34
0,46
0,36
0,30
0,85
0,42
0,85
0,67
0,21
0,30
0,36
0,49
0,70
0,88
0,36
0,54
0,66
0,21
0,30
0,36
1,1
1,6
2,0
0,54
0,79
1,0
1'1
1,6
2,0
0,82
1,3
1,5
0,49
0,61
0,79
1,2
1,5
2,0
0,91
1,2
1,5
0,49
0,61
0,79
2,7
3,6
4,3
1 ,3
1,7
2,2
2,7
3,6
4,2
2,0
2,6
3,3
4,6
0,91
1,2
1 ,5
2, 3
2,7
3,6
1,8
2,1
2,7
0,91
1 ,2
1,5
5,2
6, 1
8,2
2,6
3,0
4,2
5,2
6, 1
8,2
3, 9
4,9
6, 1
6,7
7,6
1,8
2,6
4,6
3,3
4,6
1,8
2,6
1,9
2,4
-
1 O, 1
14,3
5,8
7,3
1 O, 1
14�3
7,6
1 0,7
-
-
9, 8
3,3
6,1
3,3
1 8, 3
8,8
1 8, 3
1 4, 0
-
-
1 2, 5
3,9
4,9
5,5
-
7,6
-
3,9
4,9
5,5
22,2
26,2
29,3
1 1 ,3
1 3, 7
15,3
22,2
26,2
29,2
1 7,4
20,0
23,4
6, 1
-
-
6, 1
35,0
43,4
49,8
1 7, 7
21,4
35,0
43,2
49,6
27,4
32,0
39,6
-
-
-
-
-
-
Entrar en la tabla con el diámetro pequeño.
-
-
-
-
-
-
-
-
-
25,3
Capítulo 2 . TUBERÍAS DE AGUA
En este capítulo se exponen los princ1p10s y
las técnicas de proyecto corrientemente acepta­
das en las instalaciones de tubería de agua usa­
das en los sistemas de acondicionamiento de aire.
También incluye los distintos sistemas de con­
ducciones para máquinas (aparatos) de acon­
dicionamiento de aire y los accesorios que nor­
malmente se encuentran en la mayoría de las con­
ducciones de agua.
Los principios y técnicas descritos son aplica­
bles a las instalaciones de agua fría y de agua
caliente. Los principios generales y la tecnología
de tuberías han sido descritos en el Capítulo l.
SISTEMAS DE TUBERIAS DE AGUA
De agua que circula una sola vez
de agua recirculada
y
Los sistemas de tuberías de agua aquí tratados
se dividen en dos tipos: de agua que circula una
sola vez y de agua recirculada. En el primero el
agua pasa a través del aparato solamente una vez
y es descargada. En el segundo el agua no se des­
·carga, sino que circula en un circuito repetidor
desde el cambiador de calor hasta el aparato· de
refrigeración, volviendo nuevamente al cambia­
dor de calor.
Abierto
y
cerrado
Ambos tipos se dividen, además, en sistemas
ab\ertos o cerraqos. El sistema abierto es aquel
en el que el agua circula por el interior de un
depósito en comunicación con la atmósfera, co­
mo ocurre en las torres de enfriamiento y en los
lavadores de aire.
Sistema cerrado es aquel en el que el caudal
de agua no está expuesto en ningún punto a la
atmósfera. Este sistema contiene nornialmente
un vaso de expansión en comunicación con la at­
mósfera, siendo insignificante la superficie de
agua en contacto con ella.
Sistemas de retorno de agua
La instalación de agua recirculada se clasifica,
además, de acuerdo con el sistema empleado para
el retorno de agua. Cuando dos o más unidades
están conectadas entre sí, puede usarse uno de
los sistemas siguientes:
1.
2.
3.
Tubería de retorno inverso
Colector de retorno inverso, con tramos
verticales de retorno directo
Tubería de retorno directo.
Si las unidades tienen la misma, O casi la mis­
ma, caída de presión a través de ellas, se reco­
mienda uno de los sistemas de retorno inverso.
Sin embargo, si las unidades tienen diferentes
caídas de presión, o necesitan válvulas auxiliares
(o de descarga), entonces es generalmente más
económico usar un retOrno directo.
La tubería de retomo inverso es recomendable
en la mayoría de las instalaciones de sistema ce­
rrado; en cambio, no puede usarse en sistemas
abiertos, siendo generalmente el más económico
en las nuevas construcciones. La longitud del cir­
cuito de agua en las tuberías de retorno y de su­
ministro es la misma para todas las unidades.
Como los circuitos de agua son iguales para cada
unidad, la mayor ventaja de un sistema de re­
torno inverso consiste en que raras veces es ne­
cesario equilibrarlo. La figura 21 es un esquema
de este sistema con unidades conectadas hori­
zontal o verticalmente.
Hay instalaciones en las que, además de no
ser conveniente, es antieconómico usar un sis­
tema de tubería de agua de retomo inverso com­
pleto. Esto ocurre a veces en los edificios donde
en el primer piso (planta) ya está instalado el
aire acondicionado. Con el fin de no ocasionar
molestias a los ocupantes del primer piso, se co­
locan los colectores en la parte superior del edi­
ficio y se usan tramos de retorno directo a las
unidades. La figura 22 ilustra un sistema de tu­
bería con colector de retorno inverso y tramo
vertical de retorno directo.
3-24
TERCERA PARTE. PROYECTO DE LA TUBERÍA
Suministro
Retorno
Retorno
Suministro Unidades conectadas verticalmente
Unidades conectadas verticalmente
Retorho UnidadaS con�ctad�s horizontalmente
�ni,diídes co�ectadas, horlzontálmente
Retorno
Suministro
FIG. 21. Sistema inverso de retorno
FIG. 22. Colectores de retorno inverso con montantes
(tubos ascendentes) de retorno directo
En este sistema, el caudal no es el mismo en
todas las unidades en un montante de retorno
directo. La diferencia de caudales depende de la
caída de presión de las tuberías de suministro y
del montante retorno. Esta diferencia puede ser
reducida a límites aceptables. La caída de pre­
sión en el tramo ascendente comprende: ( 1 ) la
pérdida a través de las tuberías de suministro y
retorno desde el tramo ascendente 'o montante a
la unidad, (2) la pérdida a través de la propia
unidad y (3) la pérdida en válvulas y acopla­
mientos. El desequilibrio excesivo en la parte de
suministro y retomo directo del sistema de tu�
hería puede dictar la necesidad de válvulas auxi­
liares u orificios calibrados.
Para eliminar las válvulas auxiliares debe pro­
yectarse la caída de presión de suministro y de
.
.
.
FIG. 23. Sistema de tubería de agua con retorno directo
retorno igual a 1/4 de la suma de las caídas de
presión de los anteriores apartados 1 , . 2 y 3.
La tuberia de retorno directo es necesaria en
los sistemas abiertos y recomendable en algunos
sistemas cerrados. Una disposición de retomo
inverso en un sistema abierto requiere una lon­
gitud de tubería que normalmente es innecesaria,
ya que existen las mismas condiciones atmósfé­
ricas en todos los puntos abiertos del sistema.
Se recomienda un retorno directo para un siste�
ma de recirculación cerrado donde todas las uni­
dades requieren válvulas auxiliares y tienen di­
ferentes caídas de presión. Un ejemplo de este
tipo de sistema es el de varias unidades fan�coil
(ventilador-serpentín) interconectadas y que ne­
cesitan diferentes caudales de agua, con capa­
cidades y caídas de presión diferentes.
El sistema de tubería de retorno directo siem­
pre es desequilibrado y exige válvulas auxiliares
o bocas y elementos para medir la caída de pre­
sión al objeto de poder medir el caudal de agua.
Aunque los costes de material son más bajos en
este sistema que en los dos sistemas de retorno
inverso, el coste del montaje y el tiempo emplea­
do en equilibrar el sistema, suelen eliminar esta
ventaja.
La figura 23 presenta unidades conectadas ver­
tical y ho�izontalmente a un retorno directo.
NORMAS
Deben revisarse to4as las normas existentes
para determinar el montaje de tubería necesario
en cada caso. A veces, estas normas determinan
CAPÍTULO
2. TUBERÍAS DE AGUA
3-25
obligatoriamente el sistema de tubería a emplear,
así como el límite de presión, o exigen el empleo
de materiales y aparatos determinados.
TRATAMIENTO DE AGUAS
Normalmente, todos los sistemas de tubería
de agua deben poseer el tratamiento adecuado de
protección contra corrosión, incrustaciones, lo·
dos y algas a los distintos componentes.
El tratamiento de agua debe siempre estar
bajo la supervisión de un especialista en esta
materia, requiriéndose la inspección periódica
del agua para mantener la calidad conveniente.
La Parte 5 de este Manual contiene un análisis
de los diversos aspectos del tratamiento de aguas,
incluyendo la causa, el efecto y los remedios con·
tra la corrosión, incrustaciones, lodos y algas.
PROYECTO DE LA TUBERIA DE AGUA
En cualquier tubo por el que circule agua, hay
una pérdida de presión. Esta pérdida depende
de los siguientes factores:
l.
Velocidad del agua
2. Diámetro del tubo
3. Rugosidad de la superficie interior
4. Longitud del tubo.
La presión que se utiliza en el sistema no tiene
efecto sobre la pérdida total de carga a lo largo
del sistema. Sin embargo, las presiones más altas
que las normales pueden determinar el tipo de
tubo a emplear, así como acoplamiento y válvulas
más robustas y elementos especiales.
Para proyectar correctamente un sistema de
tubería, el ingeniero debe evaluar no sólo la pér­
dida por rozamiento en el tubo, sino también la
pérdida a través de las válvulas, acoplamientos
'
y ' demás elementos. Además de estas pérdidas
por rozamiento, debe considerarse un factor de
diversidad en cuanto afecte a la reducción de
cantidad de agua y tamaño de tubo.
PÉRDIDAS POR ROZAMIENTO EN EL TUBO
La ,pérdida por rozamiento en las tuberías de
un sistema depende de la velocidad del agua,
diámetro del tubo, rugosidad de la superficie in­
terior y longitud del tubo. Al variar cualquiera
de estos factores varía la pérdida de presión producida por el tubo.
En la mayoría de las instalaciones de acondi­
cionamiento de aire se emplean tubos de acero
o de cobre. Para evaluar la pérdida por roza­
miento en estos casos, véanse los gráficos 3, 4 y S
de este· capítulo.
·
18
Los gráficos 3 y 4 son para tubo de acero
hasta 24 pulgadas de diámetro (610 mm). El grá­
fico 3 muestra las pérdidas por rozamiento en
los sistemas de recirculación cerrada. Las pér­
didas por rozamiento en el gráfico 4 son para
sistemas de tubería de agua que circula una sola
vez y de recirculación abiertos.
Mediante el gráfico 5 pueden calcularse las
pérdida's por rozamiento en las tuberías de co­
bre tipos K, L y M _cuando se usan en sistemas
de agua abiertos o cerrados.
Estos gráficos indican la velocidad del agua,
el diámetro de la tubería y el caudal, además de
la pérdida de carga por cada metro de longitud
equivalente de tubo. Conociendo dos de estos
factores pueden determinarse fácilmente los
otros dos mediante el gráfico.
El caudal de agua necesario depende de la
carga de acondicionamiento de aire, y la veloci­
dad se determina mediante datos prácticos. Estos
dos factores se utilizan para establecer el tamaño
de tubería y el régimen de pérdida de carga.
Velocidad del agua
Las velocidades recomendadas para la tubería
de agua dependen de dos condicioneS:
1.
2.
E l servicio para e l que se va a utilizar la
tubería.
Los efectos de la erosión.
La tabla 13 recomienda los valores de veloci­
dad que deben utilizarse en los diferentes ser­
vicios. Los valores máximos indicados se basan
en los niveles de sonido permisibles establecidos
para agua en movimiento y el aire arrastrado,
así como los efectos de la erosión.
TABLA 1 3 .
Deslrnea_cargatucbíeerllaa bomba
i)_Ca!gpüa·eí ,e
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Aspiración de· la'
O
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VELOCIDAD (m{s)
VELOCIDAD R E C O M E N DABLE DEL AGUA
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b�mb.i
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-
2,4-3,6
1 ,2c2,1
1,2-2,1
1,2-4,5
.-1-3
1,5-3
1-2, 1''
La erosión en los sistemas de tuberías de agua
la produce el choque, en la superficie interior del
tubo o tubería, del agua que se mueve rápida­
mente conteniendo burbujas de aire, arena u
otras materias sólidas. En algunos casos esto
puede significar el deterioro completo del tubo
o de las paredes de la tubería, particularmente
en la superficie inferior y en los codos.
Como la erosión es un efecto del tiempo, de la
velocidad del agua y de los materiales en sus­
pensión en el agua, la elección de la velocidad
3-26
TERCERA PARTE. PROYECTO DE LA TUBERÍA
G RÁFICO 3.
P IO R D I DAS POR ROZA M I E NTO EN LOS S I STEMAS CERRADOS DE TUBE RIAS
Tubo de acero
20000
15000
10000
8000
6000
5000
4000
30 00
2000
1500
1000
sao
1,5
2 2,5 3
4
S
6
8 10
15 2 0 25 30 40
5 0 80 100
Pérd ida por rozam iento (mm
c.
200 300 400 600 800 1000
a. por m)
CAPÍTULO 2. TUBERÍAS DE AGUA
GRÁFICO 4.
20000
1 S 000
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10 0 0 o
P o R D I DAS POR ROZAMIENTO E N LOS SISTEMAS ABI ERTOS D E TUBER[AS
Tubo de acero
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3-28
TERCERA PARTE. PROYECTO DE LA TUBERÍA
PÉRDIDA POR ROZAMIENTO EN LOS SISTEMAS ABI ERTOS Y CERRADOS D E TUB ERiAS
G RÁFICO 5.
Tubo de cobre
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v
c>.-;::; \.
V
80
\.
Pe: �
�f"\vK vPI
V1\
1 00
40
\ y
X \
v
/
v
v
L•
30 40 50 60 8 0 100
Pérd ida por rozam iento (mm
c.
200
a. por m)
300 400
600 800 1000
CAPÍTULO 2. TUBERÍAS DE AGUA
3-29
del agua en un proyecto es cuestión de criterio.
Las velocidades máximas que se indican en la
tabla 14 están basadas en múchos años de expeM
rienda y aseguran la obtención de la duración
óptima de los aparatos bajo condiciones nor­
males.
TABLA 1 4. MÁXIMA VELOCIDAD ACONSEJABLE
DEL AGUA PARA R E D U C I R LA EROSIÓN A L M I N I M O
FUNCIONAMI(EhNTO) NORMAL VELOCIDAD(m/sDEL) AGUA
1 .500
2.000
3.000
4.000
6.000
s.oOo
3,65
3,50
3,35
3
2,75
2,45
Pérdidas de carga
Al proyectar el sistema de tubería de agua
debe tenerse presente las pérdidas de presión
por rozamiento. Los sistemas que utilizan agua
suministrada por la red general, deben de estar
calculados para proporcionar el caudal requerido
con una pérdida de presión inferior a la presión
disponible en la cañería o línea principal. Esta
pérdida de presión total está formada por las
distintas pérdidas que se producen en el sistema,
tales como las que ocasionan el condensador,
la tubería y los acoplamientos, presión estática
y pérdida en el contador. La caída total de pre­
sión del sistema debe ser menor que la presión
de la línea principal, teniendo en cuenta el cau�
da! de agua proyectado.
El sistema de recirculación se dimensiona para
proporcionar un equilibrio razonable entre la
mayor potencia necesaria para el bombeo debido
a la elevada pérdida por rozamiento, y el aumen�
to del . coste inicial requerido por ser necesario
tubos de gran diámetro. En las grandes instala­
ciones de acondicionamiento de aire, este .Punto
de equilibrio se toma frecuentemente para una
pérdida de carga correspondiente a 1 metro de
columna de agua por 10 metros de longitud
equivalente de tubería.
En las instalaciones normales de acondiciona­
miento de aire el coste de la tubería de agua pre�
dom,ina sobre el coste de las bombas de agua y
motores. El aumento de coste producido al au�
mentar el diámetro de una tubería pequeña, para
reducir la pérdida de carga, normalmente no es
demasiado grande, mientras que, -por el contra­
rio, aumenta rápidamente cuando se aumenta el
tamaño de una tubería grande (de aproximada­
mente 4 pulgadas [100 mm] y mayores). En la
mayoría de las instalaciones, las consideraciones
económicas exigen que la tubería de mayor diá�
metro sea dimensionada para caudales y caídas
de presión más elevados que la tubería pequeña,
diámetro que está dimensionado para caídas de
presión y caudales más bajos.
A veces hay excepciones a esta norma general.
Por ejemplo, la aparición de limitaciones físicas
pueden exigir el empleo de tuberías de pequeño
.diámetro. Esto se hace frecuentemente en, tramos
cortos. que no afectan mucho- a -la caída de pre­
sión total.
Cada sistema debe ser analizado separadamen­
te para determinar el punto de equilibrio eco­
nómico entre el coste inicial (tamaños de tubería,
bomba y motor) y gasto de explotación (caída
de presión y consumos de bomba y motor).
·Longitud de tubería
Para determinar la pérdida por rozamiento
en un sistema de tubería de agua, el proyectista
debe considerar los tramos rectos de tubería y las
longitudes equivalentes adicionales de tubería de�
bidas a acoplamientos, válvulas y otros elemen�
tos intercalados en el sistema. Las tablas 10, 1 1
y 1 2 dan las longitudes equivalentes adicionales
de tuberías para dichos componentes. La longi­
tud recta de la tubería se mide hasta la línea
media de todos los acoplamientos y válvulas. La
longitud equivalente de los componentes debe
sumarse a esta longitud recta de tubería.
VARIACióN DEL CAUDAL EN LA TUBERíA
DE AGUA. FACTOR DE DIVERSIDAD
Cuando se calcula la carga de acondicionamien�
to de aire para cada orientación de un edificio,
se supone que se considera el caso de carga má�
xima. Como en un momento dado la carga solar
máxima corresponde a una orientación, no todas
las unidades correspondientes a las otras orien�
taciones necesitan el máximo caudal de agua al
mismo tiempo para aportar la carga de refrige�
ración. Las unidades correspondientes a una mis­
ma orientación normalmente necesitan un caudal
. máximo simultáneamente, pero no las unidades
que se hallen en las zonas adyacentes u opuestas.
Por lo tanto, si las unidades individuales son con­
troladas automáticamente para variar el caudal
de agua, la cantidad de agua que realmente se
necesita en el sistema, durante el funcionamiento
normal, es inferior a la total que se requiere en
las condiciones de proyecto máximas para todas
las orientaciones. Al proyectar, debe tenerse en
cuenta que la tubería de agua y la bomba se di­
mensionen para esta cantidad reducida de agua.
El factor de diversidad permite al proyectista
evaluar y dimensionar la cantidad reducida de
agua. Sobre el empleo de dicho factor debe te­
nerse en cuenta cjue:
TERCERA PARTE. PROYECTO DE LA TUBERÍA
3-30
Longitud del tubo
_l
1
FrG. 24.
L
2.
Medida de longitud del tubo
El caudal de agua de las unidades debe ser
controlado automáticamente para compen­
sar la variación de las cargas.
El factor de diversidad sólo debe aplicarse
a la tubería que surte a unidades con más
de una orientación.
La figura 25 es un esquema típico de proyecto
de colector al que puede aplicarse el factor de
diversidad. En esta ilustración, la tubería del co­
lector surte a cuatro zonas de distinta orienta­
ción. Suponiendo qUe las unidades servidas están
controladas automáticamente, se utiliza el factor
de diversidad únicamente - a las zonas orientadas
al Oeste, Sur y Este. En el último tramo nunca
se reduce la cantidad de agua o el diámetro de
tubería, ya que en determinados momentos, du-
Planta
w
FrG.
25. Tubería de colector
FIG.
26. Disposición horizontal de la tuberia de agua
rante el funcionamiento, necesita el caudal com­
pleto para cumplir las condiciones del proyecto.
La figura 26 ilustra otra disposición en la que
puede utilizarse el factor de diversidad para re­
ducir el tamaño de la tubería y la capacidad de
la bomba. En este esquema puede aplicarse dicho
factor a los colectores de retorno y suministro
verticales y también a los colectores de distri­
bución de retorno y suministro en cada piso o
planta. El factor de diversidad no se aplica a la
sección de tubería 7-8 de los colectores verticales
de retorno y de suministro. Tampoco debe apli­
carse a los tramos Sur de retorno y Oeste de
suministro en cada piso.
En todos los sistemas de tubería de agua con
unidades controladas automáticamente, los cau­
dales de agua y presión exigidos a la bomba,
varían, se haya empleado o no el factor de diver­
sidad en su cálculo. Sin embargo, los caudales y
presión de la bomba sufren variaciones más am­
plias en un sistema en el cual no se ha tenido en
cuenta el factor de diversidad.
En los sistemas calculados
sin considerar las
variaciones de caudal se necesita poner mayor
cuidado en los controles de la bomba para evitar
que se cree un ruido excesivo por las válvulas de
estrangulación o las velocidades de agua supe­
riores a las normales. Además, como el sistema
nunca necesita el total de agua para el que se
ha proyectado, el caudal entregado por la bomba
debe ser continuamente regulado, desviado o re­
ducido.
En el proyecto debe considerarse, cuando sea
posible, el factor de diversidad para reducir el
CAPÍTULO 2. TUBERÍAS DE AGUA
3-31
GRÁFICO 6.
FACTORES D E DIVERSIDAD
.90
1
1<
u
·�
"
•
u
j
,--¡ 1-
.e o
-1
1 '
.70
�!,_...__¡__
_¡
'
.60
.50 .
o
1
.10
.20
1
CaudCaudalal de aguatotal epnotrrezgoanado sporegúnla orbombaientación
.30
.40
.60
.70
\ 1 1 1 1 i i
RO
5 - R9
Datos:
Proyecto de conducción de agua según la figura 27.
5 - RIO
� = 0 '57
70
y leer
N
Ejemplo 1. Factores de diversidad para colectores
de tuberías de agua
Solución:
l . La bomba «A» suministra a las zonas Norte y Oes­
te. El factor de diversidad solamente puede apli­
carse a la zona Norte.
El caudal total entregado por la bomba «A», es de
70 m3/h, correspondiendo 40 m1/h a la zona Norte.
La relación entre el caudal de la zona Norte y el cau­
dal total en el circuito es
.100
Entrar ·en el gráfico 6 con la relaCión 0,57,
el factor de diversidad: 0,785.
diámetro de la tubería y la capacidad de la bom­
ba. El gráfico 6 da los factores de diversidad que
se emplean en el proyecto de tuberías de agua.
Él ejemplo 1 muestra el empleo del gráfico 6.
Determinar:
1. Factor de diversidad a .emplear.
2. 'Caudales de agua en las secciones del colector.
.90
.eo
w
R7
R6
R4
R5
R3
R2
Planta
5 - Rll
;..,
R28 2. 5
R26
f-- 5
R20
r5
1
R24 f5
5 - Rl3
5 � Rl4
Rl5 Rl6
�
O
R27 r 5
Rl2
5-
5
�
Ri7
RIO
Rl9
k
�
�
S
R20
�
R23 f- 6
R21 R22
�
FIG. 27. Colector suministro de agua
\
E
3-32
TERCERA PARTE. PROYECTO DE LA TUBERÍA
El circuito alimentado por la bomba tiene una re­
lación para la zona Este de
30
7o
= 0,43
Entrar en el gráfico 6 con la relación 0,43; el factor
de diversidad que se lee es 0,725.
2. La siguiente tabla indica cómo se aplican los facto·
res de diversidad a las máximaS cantidades de
agua, para obtener las cantidades de agua del
proyecto.
«A» DE LA BOMBA
Caudal
Sección mém"xim/ho Fdiavcetrosriddead deCaudalproyecto
A
CIRCUITO
-R1
A 1 - R2
A2-R3
R3-R4
R4-R5
R5-R6
R6-R7
R7-R8
RB-R9
R9-R10
R10-R11
R11-R12
R12-R13
R13-R14
70
65
60
55
50
45
40
35
30
25
20
15
10
5
0,785
0,785
0,785
0,785
0,785
0,785
0,785
0,785
1 .000
1 .000
1 .000
1 .000
1 .000
1 .000
54,95
51
47,1
43,17
39,25
35,3
31.4
27,4 •
30
25
20
15
10
5
« DE LA BOMBA
Ca
u
d
a
l
Sección máxim'/mh o diFavcetrosridaded deCaudal
proyecto
CIRCUITO
B-R28
R28-R27
R27-R2.6
R26-R25
R25-R24
R24-R23
R23-R22
R22-R21
R21-R20
R20- R1 9
R19-R18
R18-R17
R17-R16
R16-R1 5 .
70
65
60
55
50
45
40
35
30
25
20
15
10
5
8 ll
0,725
0,725
0,725
0,725
0,725
0,725
1 .000
1 .000
1 .000
1 .000
1 .000
1 .000
1 .000 .
1 .00(.
50,75
47,12
43,5
39,87
36,2
32,6
40
35 30
25
20
15
10
5
Lo• ejemplos 2 y 3 muestran la economía que
representa el aplicar el factor de diversidad. El
ejemplo 2 muestra un proyecto de colector con
una bomba que surte a cuatro zonas de diferente
orientación. El colector está dimensionado sin
tener en cuenta el factor de diversidad.
El ejemplo 3 es el mismo proyecto de- tubería,
pero teniendo en cuenta el factor de diversidad
par� dimensionar el colector. .
Ejemplo 2. Proyecto de colector sin utilizar e l factor
de diversidad
Datos:
Un edificio con sistema de tuberías de agua de re­
circulación cerrado, usando un colector horizontal y
montantes, como se ve en la figura 28.
· caudal máximo en cada montante: 4,55 m3jh.
Tubería de acero y acoplamientos.
Codos: R/D-1.
Tiempo previsto de funcionamiento: 6000 horas.
Determinar:
l. Velocidad del agua en el colector.
2. Caudal de agua para la selección de la bomba.
3. Tamaño de tubería del colector y altura manomé­
trica de la bomba.
Solución:
1. La velocidad del agua para dimensionar los colec­
tores se determina en las tablas 13 y 14.
2. La cantidad de agua máxima necesaria cuando no
se aplica el factor· de diversidad es de 81,9 m3/h.
3. La tabla de la página siguiente da los tamaños de
tubería de colector y la altura manométrica de la
bomba cuando no se calcula mediante el factor de
diversidad.
Ejemplo 3. Proyecto de colector utilizando el factor
de diversidad
Datos:
El mismo proyecto de tubería del ejemplo 2 y figura 28.
Caudal máximo a cada montante:
Tubería acero y acoplamientos.
Codos: R/D = l.
Tiempo de funcionamiento previsto = 6000 horas.
Velocidad de máximo proyecto = 2,1 m/seg (ejemplo 2).
R1
R2
Norte t
R3
.,
RS
1 , la cantidad de agua de proyecto
Al
apl
i
c
ar
el
f
a
ct
o
r
de
di
v
e
r
s
i
d
a
d
auaseecncaiólanlaP.dericmaencrtaaiddaasdezcodenaiónaegdesuanorlaenmzoalnalmaúeadyacent
ntitmeamesencoe.rióCunquaendolúaltican­emsatos
tsoceiendcuadrlaieodenúseltesimagaument
l
siguiente zpaonara. igualar la cantidad de agua en la primera sección de la
•
o
En el ejemplo 1 la bomba «A» está elegida
para SS m' /h y la bomba «B» está elegida para
51 m'/h. Los diámetros de tubería en las zonas
Norte y Este se reducen, usando los m'/h de
proyecto, mientras que las tuberías en las zonas
Sur y Oeste se eligen según caudal máximo.
""
Frc.
R13
R12
R11
R10
·28. Dimensiones del colector de suministro
CAPÍTULO 2. TUBERÍAS DE AGUA
3-33
SECCIÓN
COLECTOR
CAUDAL
m"{h
DIÁMETRO
TUBERfAs • •
(Pulg.)
LONGITUD
ENTRE DERIVACIONES
(m)
Hasta .R1
R1-A2
R2-R3
R3-R4
R4-R5
R5-R6
82
77,35
72,80
68,25
63,7
59
5
5
5
5
4
4
8.2
5.5
6,1
6,1
6,1
2,4
R6-R7
R7-R8
R8-R9
R9-R10
54,6
50
45,5
41
4
4
4
4
6;1
6,1
6,1
2,4
A1 O-R1 1
R11-R12
R12-R13
R13-R14
A14-R15
36,4
31,85
27,3
22,75
18,2
3
3
3
3
3
6,1
6,1
6,1
6,1
2,4
R15-R16
R16-R17
R17-R18
1 3,65
9,1
4,55
2
2
1 ' {,
ACOPLAMIENTOS
2
1
1
1
1
1
1
1
1
T
TT
T
TT
codos
T
T
T red
T
codo
1 T
1
1
1
1
1
1
1
1
1
1
1
6,1
6,1
6,1
codo
red
T
T
T
codo
T red
T
T red
LONGITUD
EQUIVALENTE
ACOPLAMIENTOS •
(m)
7.9
2.5
2.5
2,5.
36
2,05
3,0
2,05
2,05
2,05
2,05
1,82
2,75
1,50
1,50
1,50
1,50
2.30
2,12
1,0
1,50
LONGITUD
EQUIVALENTE
TOTAL
(m)
p¡:RDJDA
DE CARGA • •
mm c. a. por
m de tuberia
ALTURA MANOM¡;TAICA
(m c. a.)
23
20
18
16
44
0,37
0,16
0,15
0,14
0,43
7,45
8,15
8,15
815
38
32
27
23
0,28
0,26
0;22
0,19
6,27
8,85
7,60
7,60
7,60
21
61
46
32
25
0,13
0,45
0.35
0,24
0,19
6,20
8,22
7,10
7,60
16
68
32
65
0.10
0,56
0,23
0,49
16,1
8
8,6
8,6
9,7
1.1tura manométrica de bomba • • •
4,59
• Las pérdidas de los acoplamientos se determinan en la Tabla 1 1 . Para hallar la longitud equivalente de las� T » entrar en la Tabla 1 1 con el diámetro
mayor.
Las pérdidas de carga y el diámetro de la tuberla se determinan en el gráfico 3, no excediendo el agua de la máxima velocidad admisible (2,1 m/s).
• •• La altura manométrica de la bomba no incluye las pérdidas en las válvulas, .filtros, etc., que deban ser incluidas en la instalación.
Determinar:
1 . Factor de diversidad para cada orientación.
2. Caudal de_ proyecto en m3/h para cada sección del
· colector.
3. Caudal de agua para la selección de la bomba.
4. Diámetro de tubería del colector y altura mano·
métrica de la bomba.
Solución:
1 . Utilizando el gráfico 6 como ya se indicó hallaremos
los factores de diversidad. La siguiente tabla faci­
lita la determinación de los factores de diversidad.
(La primera zona de la lista es siempre la primera
servida por la bomba).
ORlENTAClÚN
Norte
Este
S"'
Oeste
CAUDAL
D E AGUA
FACTO R DE
m• POR ZONA
EN LA ZONA
DIVERSIDAD
ma TOTALES BOMBA
(ma/h)
22,7
18,2
22,7
18,2
22,7/82 "' 0,28
41 /82 = 0,50
63,7/82 = 0,78
82{82 = 1 ,00
0,67
0,76
0,89
1 ,00
El factor de diversidad hallado en la fase 1, se
aplica a la cantidad de agua máxima en cada sec­
. ción de colector para establecer los m3/h de pro­
yecto para dimensionar el colector. La tabla que
sigue da el caudal de agua de proyecto para las
diversas secciones de colector.
3. El caudal de proyecto para la selección de la bom­
ba, teniendo en cuenta el factor de diversidad, es
de 55 m3/h.
4. El caudal de proyecto hallado en la fase 2 se usa
para dimensionar la tubería del colector y para
2.
establecer la pres10n a la salida de la bomba. En
la siguiente tabla aparecen los resultados del cálcu­
lo de la tubería al tener en cuenta el factor de
diversidad.
SECCIÓN
COLECTOR
Hasta R1
R1-R2
R2-R3
R3-R4
R4-R5
R5-R6
R6-R7
R7-R8
R8-R9
R9-R10
R10-R11
R11-R12
R12-R13
R13-R14
A14-R15
R15-R16
R16-R17
R17-R18
CAUDAL
MÁXIMO
FACTOR DE
DIVERSIDAD
CAUDAL
DE PROYECTO
82
77,35
72,8
68,25
63,7
59
54,6
50
45,45
41
36,4
31.85
27,3
22,75
18,2
13,65
9,1
4,55
0,67
0,67
0,67
0,67
0,67
0,76
0,76
0,76
0,76
0,89
0,89
0,89
0,89
0,89
1 ,00
1 ,00
1 .00
1 ,00
55
52
48,5
45,5
45 .
45
41,5
38
36,5 .
36,5
32.4
28,3
24,3
20,2
18,2
1 3,65
9,1
4,55
• Cuando se ·aplica el factor de diversidad, la cantidad o caudal de
agua de proy-ecto en la última sección de la zona es normalmente inferior
a la de la primera sección de la zona siguiente. Cuando esto ocurre,
el caudal obtenido por cálculo en la última sección o últimas dos sec�
cíones. se incrementa para igualar al caudal de agua en la primera sección
de la zona siguiente.
3-34
SECCIÚN
COLECTOR
TERCERA PARTE. PROYECTO DE LA TUBERÍA
CAUDAL
m"/h
DIÁMETRO
UBERiAS . .
(Pulg.)
LONGITUD
ENTRE DERIVACIONES
(m)
Hasta R1
R1-R2
R2-R3
R3-R4
R4-R5
R5-R6
55
52
48,5
45,5
45
45
4
4
4
4
4
4
8,2
5,5
6,1
6,1
6,1
2,4
R6-R7
R7-R8
R8-R9
R9-R10
41,5
38
36,5
36,5
4
4
3
3
6,1
6,1
6,1
2,4
R10-R11
R1 1 -A 1 2
R12-A13
R13-R14
R14-R15
32,4
28,3
24,3
20,2
1 8,2
3
3
3
3
3
6,1
6,1
6,1
6,1
2,4
R15-A16
R16-R17
R17-R18
1 3,65
9,1
4,55
2
2
6,1
6,1
6,1
, 1 r�
ACOPLA,Ml ENTOS
2 codos
1 T
1 T
1 T
1 T
1 codo
1 T
1 T
1 T
1 T red
1 codo
1 T
1 T
1 T
1 T
1 T
1 codo
1 T
1 T red
1 T
1 T red
i
LONGITUD
EQUIVALENTE
ACOPLAMIENTOS •
(m)
6,1
2,0
2,0
2.0
2,0
3,0
2,0
2,0
2,0
2,7
2,3
1,5
1,5
1.5
1.5
1.5
2.3
1,5
2,1
1,0
1,5
LONGITUD
EQUIVALENTE
TOTAL
(m)
�·
PÉRDIDA
DE CARGA
mm c. a. por
m de tuberla
ALTURA MANOMÉTRICA
(m c. a.)
1 4,32
7,53
8,14
8,14
8,14
32
28
26
21
21
0,46
0,21
0,21
0,17
0,17
7,53
8,14
8,14
8,84
21
18
16
51
0,16
0,15
0,13
0,45
6,25
7,62
7,62
7,62
7.62
51
41
32
25
18
0,32
0,31
0,25
0,19
0,14
6,25
8,23
7,10
7,62
15
62
29
59
0,10
0,51
0,21
0,45
Altura manométriCa de la bomba
•·• •
4,59
• Las pérdidas de los acoplamientos se determinan en la Tabla 1 1 . Para hallar la longitud equivalente de las« T >>, entrar en la Tabla 1 1 con su dilimetro
mayor.
· · Las pérdidas de carga y el dilimetro de la tubería se determinan en el gráfico
••
3, no excediendo el agua de
la velocidad mlixima admisible (2,1 m{s).
"La altura manométrica de la bomba no incluye las pérdidas en las vlitvutas, filtros, etc., que deben ser incluidas en la instalación.
Los ejemplos 2 y 3 indican que se puede hacer
las siguientes reducciones en el diámetro de la
tubería y del acoplamiento cuando se emplea
en el cálculo el factor de diversidad.
l . 1 1,7 m de tubería de 5 pulgadas, sustituidos
por tubería de 4 pulgadas.
2. 8,5 m de tubería de 4 pulgadas sustituidas
por tubería de 3 pulgadas.
3. 8 acoplamientos reducidos al tamaño l.
Además, la bomba puede s�leccionarse para
55 m'/h en vez de 82 m'/h lo que significa, apro­
ximadamente, una reducción· de 1/3. Otras partes
en las que es posible una red�cción de tamaño
son:
l. TuberÍas y acoplamientos en el colector de
la tubería de retorno.
2. Válvulas, uniones, acoplamientos, filtros y
otros elementos situados en los colectores
de suministro y retorno.
SELECCióN DE LA BOMBA
Las bombas se seleccionan para que no se pro­
duzca una elevada presión manométrica a su
salida cuando se estrangule el caudal de agua.
En los sistemas con estrangulamiento considera­
ble debe seleccionarse la bomba de forma que
trabaje en la parte plana de su curva caracterís­
tica presión-caudal.
Normalmente, la tubería instalada produce pér­
didas de presión inferiores a las supuestas en el
proyecto y, por lo tanto, la bomba proporciona
un caudal superior al proyectado, necesitando
ser accionada por un motor de mayor potencia.
Por esta razón se selecciona siempre una bomba
centrífuga para la altura manométrica calculada
sin la adición de factores de seguridad. Si se se­
lecciona la bomba para la altura calculada más
los factores de seguridad, la bomba producirá
un mayor caudal, y si no se toman medidas para
estrangular o desviar el exceso de caudal de
agua, existe la posibilidad de sobrecarga del mo­
tor de la bomba.
Asimismo, si se selecciona la bomba para una
cantidad de agua máxima sin tener en cuenta
el factor de diversidad, el caudal de agua debe
estrallgularse, lo que incrementará la altura ma­
nométrica de la bomba.
ACCESORIOS DEL SISTEMA Y PROYECTO
Esta sección trata del funcionamiento y selec­
ción de los accesorios de tubería y describe la
técnica del proyecto de tuberías para serpentines,
condensadores, refrigeradores, lavadores de aire,
3-35
CAPÍTULO 2. TUBERÍAS DE AGUA
torres de enfriamiento, bombas y vasos de ex­
pansión.
ACCESORIOS
La misión del vaso de expansión es la de man­
tener constante la presión del sistema al permitir
que se expansione el agua cuando aumenta su
temperatura y proporcionar un método para aña­
dir agua al sistema. Normalmente, es necesario
en un sistema cerrado, pero no en un sistema
abierto. -El depósito de un sistema abierto actúa
como vaso de expansión.
Los vasos de expansión abiertos y cerrados
son los dos tipos usados en los sistemas de tu­
berías. Los vasos de expansión abiertos están en
comunicación con la atmósfera y situados en el
lado de aspiración de la bomba, y a un nivel su­
perior al de la bomba más elevada de la insta­
lación. En este punto el vaso proporciona la pre­
sión necesaria para vencer la resistencia de la
tubería de aspiración de la bomba, evitando así
la posible introducción de aire en el sistema.
En la figura 29 la presión estática AB debe ser
mayor que la pérdida de carga en la línea AC.
Al añad.ir cualquier accesorio, como un filtro en
la línea AC, aumenta la pérdida de carga y, como
resultado, deberá aumentar la altura del vaso · de
expansión. Para mantener la altura del vaso a un
nivel razonable, los accesorios deben colocarse
en los puntos 1 y 2 de la figura 29 donde no
afecta a la pérdida de carga en la línea AC.
Puede seguirse el siguiente procedimiento para
determinar la capacidad de un vaso de expansión
abierto:
Calcular el volumen de agua en l a tubería
por las tablas 2 y 3, páginas 5 y 6.
---- -.
--
B
Depósit� de · expansión ,
.
A
0 ¡
FIG. 29.
3.
4.
Vasos de expansión
·l.
2.
Situación del filtro en el sistema de tubería
de agua
Calcular el volumen de agua en los serpen­
tines y cambiadores de calor.
Determinar mediante la tabla 15 el porcen·
taje de aumento en el volumen de agua de­
bido a la temperatura.
La capacidad del vaso de expansión es igual
al aumento total de volumen del agua del
sistema deducido de la tabla 15.
TABLA 1 5. D I LATACI Ó N DEL AGUA
(por encima de 4 °C)
TEMPERATURA
("C)
30
45
60
75
90
105
120
���
AUMENTO
DE V
MEN
'
0.5
0.9
1.5
2.5
3.4
3.9
5.2
(%)
TEMP.
("C)
AUME NTO
DE VOLUMEN
135
150
165
180
195
210
6.6
8.3
10
12
14,2
15,2
El vaso de expansión cerrado se utiliza en las
pequeñas instalaciones de calefacción por agua
caliente y en los sistemas de agua a temperatura
elevada. Los vasos de expansión cerrados no es­
tán en comunicación con la atmósfera y funcio­
nan por encima de la presión atmosférica. Deben
instalarse en el sistema purgadores para vaciar
el aire. Los vasos de expansión cerrados se hallan
situados en el lado de aspiración de la bomba
para conseguir que la bomba funcione a una
presión prácticamente constante. Colocar el vaso
de expansión en la descarga de la bomba no es
generalmente aconsejable.
Las variaciones de presión que pudiese produ­
cir el funcionamiento de la bomba se restan de
la presióD; estática original. Si la caída de presión
por debajo de la estática original es lo suficien­
temente elevada, la presión del sistema puede
disminuir hasta el punto de ebullición, causando
una circulación de agua inestable y una posible
cavilación de la bomba. Si la presión del sistema
llegase a ser inferior a la atmósfera, el aire aspi­
rado por las juntas puede acumularse en bolsas
y para la circulación del agua.
La capacidad de un vaso de expansión cerrado
es mayor que la de un vaso de expansión abierto,
funcionando en las mismas condiciones. ASME
ha metodizado el cálculo de la capacidad de los
vasos de expansión cerrados. La capacidad de­
pende de que el sistema funcione por encima o
por debajo de 70 •C de temperatura de agua.
A temperaturas de agua por debajo de 70 •C
se utiliza la siguiente fórmula para determinar
la capacidad del vaso:
E X V,
V, = �..:..:....,:_:
Pa P..
P,
P,
TERCERA PARTE. PROYECTO DE LA TUBERÍA
3-36
En donde: V, = Capacidad mínima del vaso.
E
PorCentaje de aumento en el vo­
lumen de agua del sistema (Ta­
bla 15).
V, = Volumen total de agua del sis­
tema.
Presión del vaso de expansión
P"
cuando el agua entra por pri­
mera vez, normalmente: pre­
sión atmosférica.
P,
Llenado inicial o presión míni­
ma del vaso de expansión.
P
Presión máxima de funciona­
miento en el vaso de expansión.
=
=
a
=
Salidas de aire
=
La evacuación del aire es una de las partes im­
portantes del proyecto de cualquier sistema de
conducción de agua. La mayor parte del aire se
evacua a través del vaso de expansión abierto.
Los purgadores de aire deben instalarse en los
puntos altos de cualquier sistema de agua que
no pueda evacuar hacia atrás, hacia el vasO de
expansión abierto. Los sistemas que utilizan vaso
de· expansión cerrado necesitan salidas de aire
en todos los puntos altos. En cada purgador
deben preverse desagües de s�lida para conducir
los posibles ·escapes de agua a una línea de va­
ciado conveniente.
Cuando la temperatura de agua del sistema
está comprendida entre 70• y 140 •C, se usa la
siguiente ecuación para determinar la capacidad
del tanque:
v. (0,000738 t - 0,03348)
V"= _:_:__:_-o,----o,----'--__;_
P..
P,
-
Pa
P.
donde t = máxima temperatura media de funcio­
namiento en oC.
TENDIDO DE TUBERIAS
Filtros
La función principal de un filtro es la de pro­
teger la instalación y sus accesorios. Normalmen­
te, los filtros se colocan en la línea de_ entrada de
las bombas, válvulas de control u otro tipo de
aparatos que deban protegerse. El filtro se selec­
ciona para la capacidad del sistema en el punto
de la línea donde se ha de colocar. Los filtros
para · protección de la bomba no deben tener
malla inferior a 40 y han de ser de bronce. Para
aparatos distintos a las bombas, debe consultar­
se al fabricante para determinar el grado nece­
sario de protección de filtro. Por ejemplo, una
válvula de control necesita mayor protección que
una bomba y, por lo tanto, exige un filtro de
malla más fina.
Termómetros
y
manómetros
Los termómetros y manómetros se sitúan en
el sistema donde el proyectista considere impor­
tante éonocer la temperatura o --presión de agua.
Las siguientes temperaturas y presiones son
las que generalmente se consideran importantes.
l.
Los termóm·etros de agua se suelen elegir para
una gama de temperaturas entre -5 •C y 100 •C.
. Deben estar situados de forma que sea fácil su
lectura.
Los manómetros de presión se eligen de forma
que la presión normal corresponda aproximada­
mente al punto medio de la escala del manó­
metro.
Temperatura del agua que entra y sale del
enfriador y condensador.
2. Presión de aspiración y descarga de la
bomba.
3. Temperatura del agua pulverizada y pre­
sión de entrada al purificador de aire.
Cada instalación tiene sus problemas propios
con respecto · a la ubicación de los aparatos, in­
terferencia con rriiembros estructurales, situación
del agua y de los desagües y detalles que facili­
ten su mantenimiento y reparación. Los siguien­
tes apartados se dan a título de orientación para
el proyectista en relación con la práctica de tu­
berías.
l.
Las válvulas de cierre se instalan en las tu­
berías de entrada y salida de los aparatos,
siendo generalmente de compuerta. Esta
disposición permite la reparación o susti­
tución de los aparatos sin vaciar el sistema
por completo. Ocasionalmente se instala
una válvula de globo en el sistema para
servir como válvula de cierre y además
para regulación del caudal de agua. Muy a
menudo se coloca en la descarga de la
bomba. En un sistema cerrado, las válvulas
de cierre pueden suprimirse si el tiempo
y el gasto necesario para vaciar el sistema
no es excesivo. Esto es una cuestión de
equilibrio económico entre el precio de
compra de las válvulas, el coste del nuevo
tratamiento de agua y el tiempo que se
tarda en vaciar el sistema.
2. Los sistemas que utilizan juntas roscadas,
soldadas con autógena o ·con estaño nece­
sitan uniones. que permitan el desmontaje
para el mantenimiento o reposición. Si se
usan válvulas de compuerta para aislar el
CAPÍTULO 2. TUBERíAS DE AGUA
3.
aparato del sistema, se colocan uniones en­
tre la niaquinaria y cada válvula de com­
puerta. Las - uniones se sitúan también an­
tes y después de las válvulas de control y
en la derivación de una válvula de control
de tres vías. Es aconsejable colocar la vál­
vula de control entre el equipo y la válvula
de compuerta utilizada para cerrar el paso
del agua al aparato, lo que permite des·
montar la válvula de control sin vaciar el
sistema. Ubicando Correctamente la válvula
de cóntrol es posible eliminar uniones des­
tinadas a la separación del aparato. Si el
sistema usa válvulas con bridas y acopla­
mientos, queda eliminada la necesidad de
las uniones.
Los filtros, termómetros y manómetros es­
tán situados normalmente entre los apara­
tos y las válvulas de compuerta utilizadas
para cerrar el paso del agua.
3·37
La instalación de la figura 30 posee una válvula
mezcladora de tres vías. Esta válvula, situada a
la salida de la batería de frío, mantiene la tem·
peratura deseada al proporcionar automática­
mente la cantidad de agua que circula por el ser·
pentín o el bypass, estando accionada por un
control de temperatura. Las llaves del manóme·
tro· están instaladas normalmente en las líneas
de sUministro y retorno del serpentín, lo que
permite que mediante los manómetros pueda de­
terminarse la caída de presión en el serpentín.
La llave de paso se ajusta manualmente para
fijar la caída de presión a través del serpentín.
�
, A tubería principal
de agua fria
Los diagramas de tuberías indicados a con­
tinuación están representados con uniones ros­
cadas, no obstante, pueden usarse también unio­
nes con bridas o soldadas. Estos esquemas sim­
plificados servirán para explicar los principios bá·
sicos relativos a las tuberías.
Tuber[a' de
drenaie ,
para sedimentos
( 7/8" min.)
Batería de agua (serpentín)
Las figuras 30, 31, 32, 33, 34, 35 y 36 indican
diversos trazados de tuberías para serpentines
de agua enfriada en un sistema cerrado.
Purgador automático de aire
Válvula
de mezcla
de 3 vfas
1)
Brida o unión
(nota
llaves d e manómetro
s\/
Tapone
'' Nota : La brida o unión esté situada de modo que se pueda sacar el
serpentln.
FrG. 30.
Notas :
La brida o unión está situada de modo que permita sa·car el serpentln.
2. La llave de paso se utiliza para regular el cáudal en el seÍ'pentln.
FrG. 31.
Válvula de compuerta
Tuberfa
de drenaje
p¡¡_ ra sedimento
(1¡8� dillmetro
exterior mlnimo)
1.
Tapones
Tubería de agua enfriada para serpentines
(control automático)
Tubería de agua enfriada para serpentines
(control manual)
La figura 31 indica otro método de conectar
la tubería de un serpentín de agua. La llave de
paso indicada se emplea para ajustar manual·
mente el caudal que producirá en el serpeptín
una caída de presión dada, que podrá conocerse
conectando los manómetros de presión mediante
las llaves de paso correspondientes. En este tra·
zado de tubería el control de temperatura del
aire que sale del serpentín se mantiene dentro
de los límites establecidos, ya que normalmente
el agua de entrada es controlada a una tempe­
ratura predeterminada. A menudo se utiliza una
desviación de aire (bypass) alrededor de la ba­
tería para obtener la temperatura final de aire
requerida.
La figura 32 indica una instalación de serpentín
múltiple. Están incluidas las uniones de tubería
para las líneas de vaciado y de purga de aire Para
,
3-38
TERCERA PARTE. PROYECTO DE LA TUBERÍA
/compuerta
válvula de
Unidad
.....__Válvula de
compuerta
\
Tapón..'!
11\
1
�_..----Válvula da compuerta
.,.. J
; -.._Tuberfa
�,...,....<...____
:
�
'
de drenaje
{2"
discrecional
Notas :
1. La llave de paso se utiliza para regular la caída de presión en el
serpentin.
2. Todas las válvulas representadas son de compuerta.
FIG. 32. Tubería de agua enfriada para serpentines
múltiples
el serpentín, que deben ser de tubo de 1/2 pul­
gada. Las mismas normas establecidas en las
figuras 30 y 31 son aplicables a las instalaciones
de serpentín múltiple.
En las figuras 30, 31 y 32, la combinación de
llave de paso y válvula de compuerta en las líneas
de retomo puede sustituirse por una válvula de
globo. En esta disposición, la válvula de globo
se utiliza para equilibrar la caída de presión en
el serpentín y para interrumpir el paso del agua
en las operaciones de reparación o conservación,
aunque presenta algunos inconvenientes que
deben considerarse. Primero, no está fijada la
regulación de las válvulas y, por lo tanto, puede
variar accidentalmente. Segundo, debe reajustar­
se la válvula· �iempre que se utilice para cerrar
el paso del agua.
En los serpentines se colocan uniones en for­
ma de T con tapón, al objeto de purgar el agua
cuando se vacía el sistema, para evitar la con­
gelación.
Debe tenerse en cuenta el empleo de una vál­
vula de compuerta con un acoplamiento de man­
guera en la tubería de drenaje cuando los des­
agües del local están distanciados de la unidad.
El acoplamiento hace posible la conexión de una
manguera para vaciar el serpentín. Este ramal,
para eliminar los sedimentos, debe tener un diá­
metro mínimo de 7/8 de pulgada, aproximada­
mente una longitud de 50 cm, y estar situado en
un punto accesible. Es preferible una válvula de
compuerta en esta tubería para que los sedi­
mentos pasen más libremente por ella que por
una válvula de globo.
La. figura 33 indica la conexión de varias ba­
terías a unos montantes, lo que suele hacerse
cuando se acondiciona un edificio de varias plan­
tas. Las baterías están conectadas a una línea
común de suministro y a otra de retorno que
atraviesan los pisos del edificio. Al pie de cada
montante se necesita una tubería de limpieza,
como puede verse en la figura 33. Tal como se
ve en la figura, son convenientes válvulas de
compuerta que permitan las operaciones de man­
tenimiento sin perturbar el resto del sistema.
En las pequeñas instalaciones puede evitarse el
empleo de estas válvulas.
Las figuras 34, 35 y 36 presentan instalaciones
de tubería típicas para varias baterías instaladas
horizontalmente. La diferencia principal entre
estos tres sistemas consiste en el número de
válvulas de compuerta y de derivaciones que par­
ten de la tubería principal. Como la tubería prin­
cipal está situada debajo del suelo, cada deriva­
ción debe atravesar éste, siendo cuestión eco­
nómica la determinación del número de válvulas
de compuerta necesarias para el servicio. La fi­
gura 35 indica el número mínimo de válvulas
que deben ser empleadas, y la figura 36 utiliza
válvulas en cada batería.
2)
Válvula de compuerta
con grifo de manguera
Notas :
1. Los colectores -están inclinadOs en la dirección ascendente del
flujo del agua para que pueda ser extraldo el aire a través del vaso
de expansión.
2. Las derivaciones de suministro y retorno al serpentln deben tener
uniones cónicas si son' de cobre, o bien se instalan uniones o
bridas para el entretenimiento y reparación de las unidades.
FIG. 33. Disposición de la tubería para serpentines
múltiples verticales
3-39
CAPÍTULO 2. TUBERÍAS DE AGUA
Válvulas de cierre
(de compuerta)
V.álvulas de éierre (de compuerta)
Suministro
Notas :
1 . Aunque no están representadas, pueden ser necesarias válvulas
de control (automático o manual) para regular el caudal en cada
unidad.
2. Se puede instalar una válvula de cierre en los colectores de sumi­
nistro y retorno cuando sirven para 3 a· 5 unidades.
3. Las derivaciones de suministro y retorno hasta el serpántln deben
tener uniones cónicas si son de cobre. También se pueden ins­
talar uniones o bridas para facilitar el entretenimiento y reparación.
Notas :
1. , Aunque no están representadas, pueden ser necesarias válvulas
de control (automático o manual) para regular el caudal en cada
unidad.
2. Las derivaciones de suministro y retorno al serpentln deben tener
uniones cónicas si son de cobre, También se pueden instalar
uniones o bridas para facilitar el entretenimiento - y reparación de
las unidades.
FIG. 34. Disposición de la tubería para serpentines
múltiples horizontales (4 unidades4 válvulas de cierre)
FrG. 35.
Disposición de la tubería para serpentines
múltiples horizontales (4 unidades-2 válvulas de cierre)
Enfriador
ben verificarse de acuerdo con las normas esta�
blecidas en los reglamentos locales. Éstos, gene�
ralmente, exigen la instalación de una válvula
de inspección en la línea de suministro de agua
cuando se utiliza agua de la ciudad.
La figura 40 representa un condensador conec�
tado a una torre de enfriamiento. Si ésta y el
condensador están próximos, se pueden suprimir
casi tOdas las válvulas de compuerta. Si el sis�
tema de tubería es extenso, las válvulas deben
ser como las indicadas, a fin de aislar el equipo
en las operaciones de mantenimiento y repa�
ración.
Cuando tengan que emplearse más de un con�
densador en el mismo circuito, el caudal de cada
condensador debe ser prácticamente el mismo.
Esto es complicado por las siguientes razones:
l. Las caídas de presión en los condensado­
res no siempre son iguales.
2. El agua que entra en la derivación y sale
de las «T» se reparte pocas veces equitati�
vamente.
3. La realización material de la instalación
puede afectar a la caída de presión.
La figura 37 representa un esquema clásico de
tubería para una batería enfriadora de agua.
En un sistema cerrado pueden suprimirse la
mayoría de las válvulas de compuerta, pudién�
dose vaciar entonces todo el sistema a través
de una válvula de purga cuando alguno de los
componentes necesita reparación. En un sistema
de tuberías muy extenso, las válvulas de com�
puerta tienen por misión principal el aislamiento
de aquellas unidades que necesitan reparación o
sustitución.
Condensador
L� figura 38 presenta un condensador enfriado
con agua procedente de pozo, río o conducción
local. El retorno se realiza a nivel superior del
condensador para que éste esté siempre lleno de
agua. El paso de agua a través del condensador
se regula por medio de la válvula de control si­
tuada en la línea de alimentación.
La figura 39 presenta un dispositivo de des­
carga del agua derramada por un condensador.
Todas las conexiones del sistema de drenaje de-
Para igualar el caudal en cada condensador,
la tubería debe ser dimensionada como sigue:
TERCERA PARTE. PROYECTO DE LA TUBERÍA
3-40
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FIG. 38. Tubería de condensador en un sistema de paso
continuo o de paso único
FIG. 36. Disposición de la tubería para baterías múltiples
horizontales (3 unidades-6 válvulas de cierre)
Suministro.
Válcompuvulaerdeta
Reforno
Unrón (nota
' " ."óm'"
rcu'lac�1ón 1Z' Termaloómejarritireon,t_(os·a.ycarel el
.Bomba(de�c1!?
Válv(uld,ae· d9.compudrepratjae) éásquil otuPabosra)va.Ciar
Notlaeal s:cbroliedc·at o unió'n est·á sitlJada de m,odo que se pueda ,desmontar·
Lasun sválistevmul�ar.sadecoplcaodroipuen,e'rtaforell)Paresceonmpatadca_stas. e pueden·suprirhir ·e' n
f
�
•
l.
2.
3.
Diámetros de las derivaciones para un
caudal mínimo de agua de 2 m/s. Las co­
nexiones de derivación deben ser idénticas
en cada condensador.
Diámetro del colector para la cantidad to­
tal de agua necesaria en todos los condenw
sadores con velocidad no mayor de 1 m/s.
El colector se prolonga aproximadamente
30 cm después de la última derivación del
condensador.
Diámetro de la tubería principal de agua
que alimenta al colector para una veloci­
dad de 1,5 a 3 mjs, siendo 2,3 m/s un buen
valor medio. La tubería principal puede
,1 ,
tQs
1.
2.
FIG. 37.
Tubería del enfriador de agua
FIG. 39.
Otro dispositivo de drenaje
3-41
CAPÍTULO 2. TUBERÍAS DE AGUA
1)
casqSauilcoaTerparelmrómealovajatcrm1oairenltos tubeosl
NotfLaaasc:uniabeózna odelbricdoandeestnásasditoruada. de modo que permita desmontar
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omirensi. tro de agua pueden estar en
y
1.
2.
3.
ras
1.
de
2,
y
3.
FIG.
40.
Condensador conectado a torre de enfriamiento
en�rar en el colector por un extremo o por
cualquier otro punto de él, pero se debe
evitar que no se produzcan cruzamientos
de flujos.
4. Diámetros de las derivaciones de retorno,
.colector y tubería principal, como los de
la tubería de suministro o alimentación.
S. Instalar una sola válvula ,reguladora en la
tubería principal en vez de válvulas sepa­
radas en las derivaciones del condensador
(fig. 41).
Torre de enfriamiento
La figura 40 representa un condensador conec­
tado a una torre de enfriamiento. Como la torre
de enfriamiento es un componente abierto del
equipo, constituye un sistema de tubería abierta.
Si y l condensador y la torre de enfriamiento es­
tán al mismo nivel, l'l bomba estará sometida a
una pequeña carga de aspiración. El filtro debe
estar instalado en el lado de descarga ·de la bom­
ba, para que el lado de aspiración de ésta esté
sometido a una presión - tan aproximada como sea
posible a la atmosférica.
Suele ser conveniente mantener una tempera­
tura constante del agua en el condensador. Esto
se consigue instalando un desvío o bypass en
derivación con la torre de enfriamiento. Cuando
19
FIG.
41.
Esquema tubería para condensadores en
paralelo
el condensador está situado a nivel igual o su­
perior al de la torre de enfriamiento, es reco­
mendable una válvula de tres vías en la sección
de bypass (fig. 42).
La figura 43 ilustra la instalación del bypass
cuando el condensador está situado a nivel infe­
rior al de la torre de enfriamiento. Este esquema
particUlar de tubería emplea una válvula de con­
trol automática de dos vías en la línea de des­
viación o bypass. La pérdida de presión en el
bypass está calculada para que cuando el caudal
en éste sea máximo, sea igual al desnivel o carga
estática no compensada (véase figura) de la torre
de enfriamiento.
Si han de conectarse varias torres de enfria­
miento conviene proyectar la tubería de modo
que la pérdida desde la torre hasta la aspir¡ICión
de la bomba sea aproximadamente igual en cada
torre. La figura 44 ilustra instalaciones típicas
con varias torres de enfriamiento.
Para mantener el mismo nivel de agua en cada
torre se emplean tuberías de compensación.
Depuradores o lavadores del aire
La figura 45 es el esquema de la instalación de
un depurador de aire destinado a la humidifica-
3-42
TERCERA PARTE. PROYECTO DE LA TUBERÍA
Colectores de la tor e de
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8
NotaSealsmi:emplsmoeaniuvneal oválavulniavedlesturpeers ivloras"quCel.!anla.dótoerlecondens
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as porque supone una carguanaadivélcivoulnala dienstrlia­
1.
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43.
2.
Fm. 42. Tubería de la torre _de enfriamiento para salida
del agua a temperatura constante (condensador y torre
al mismo nivel)
1.
a
2.
42.
8»
Tubería de torre de enfriamiento para salida
del agua a temperatura constante (condensador a nivel
inferior al de la torre)
FIG. 43.-
Recomendada Tres tor es de enfriamiento Na recomendada
44.
»
3.
Recomendada Dós _tor es de enfriamiento N9 recomendada
Fm.
n
Tubería para torres de enfriamiento
CAPÍTULO 2. TUBERÍAS
DE AGUA
3-43
Manómétr�:
'inundado
' laVádora.·C-ll'limumiara�ificadora
lNotavaádor: ' vdeéansaguae -ligurdesastinadq '4_a1l, siasrtaemtabedería desl:ipichaumicuando
dificacisóen ut_(siel zcaióunn
« A·A»).
4� y
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P
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FIG. 45. Tubería del lavador de aire
cwn. Cuando la bomba y el depurador de aire
están en el mismo nivel, se dispone normalmente
de una pequeña presión en la aspiración de la
bomba. Por consiguiente, si es necesario un filtro
en. la línea, debe estar colocado en el lado de
descarga de la bomba. Normalmente, los lava­
dores de aire llevan incorporado un tamiz en la
aspiración del depurador para eliminar las par­
tículas grandes de materias extrañas.
La línea de drenaje está conectada a un des­
agüe análogo al representado en las figuras 38
y 39. Se deberá comprobar siempre que el dispo­
sitivo de drenaje cumple la reglamentación locaL
En ¡a instalación de la figura 45 aparece un ca­
lefactor tubular para el agua de pulverización.
Algunas veces se aplica el calor mediante un
eyector de vapor en lugar de un calefactor nor­
maL
Si los pulverizadores tienen que realizar la des­
humidificación, se. requiere agua fría. Las figuras
46 y 47 ilustran dos procedimientos típicos para
el suministro de agua fría. En ambos esquemas,
la llave de macho se ajusta de modo que el caudal
total que pasa por la válvula desviadora de tres
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FIG. 46. Tubería del lavador utilizando una válvula de
control de tres vías
TERCERA PARTE. PROYECTO DE LA TUBER!A
3-44
vías (fig. 46) y por la válvula de control auto­
mático (fig. 47) sea aproximadamente el 90 %
de la cantidad de agua recircu]ante.
Las figuras 48 y 49 son representaciones esque­
máticas de depuradores de aire múltiples con
retornos del tipo de gravedad, conectados al
mismo colector.
Batería de pulveri¡ación
Nota : aRegulválguavularercdeliarcuválldeanvstulvei.acdeión paseoa paapraoxiqumeadtaomdoen\el caudal
el dedela
90 %
FIG.
47.
Tubería del lavador utilizando una válvula de
dos vías
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RespiradJ:>'r..)'-.,.,
Montante
Enconángulel monto agudoante
AlzadO .
. .,.
FIG.
48.
Tuberías de retorno de lavadores de aire
situados a diferentes alturas
Res�ira �ro
rTuber&talorncolaleporcintoélrigrnadaave.ddead
!chacioleactoelr imont
nclinaadonte
� �­
Planta
Fw.
49. Tuberías de retorno de lavadores de aire
situados al mismo nivel
La figura 50 es el esquema típico de una insta­
lación · de batería de pulverización. El esquema
comprende un calentador de agua que puede ser
necesario para la humidificación.
La línea de drenaje debe estar equipada con
una válvula de compuerta en lugar de una vál­
vula de globo, ya que es menos probable que se
atasque u obstruya debido a sedimentación de
materias extrañas.
Tubería de aspiración de la bomba
Cuando se proyecta una tubería para una bom­
ba, deberán tenerse en cuenta los siguientes re�
quisitos ilustrados en la figura 51:
1.
2.
Tubo de aspiración corto y directo.
Aumentar el diámetro del tubo de aspira­
ción para que sea de mayor diámetro que
la boca de entrada de la bomba.
. Filtro (nota Pulverizadores ' Batería
1)
lóe'n. . screc.10nal
'BOmba
ed<Oulo-d�
Caraguaolceinatdadeodor del
Tubería de drenaje Válvula ·de compuert�
Nota : mstanolarloinsentalar:. deunscfailtgroa deen laestbomba
a posi.ción, se recomienda
]
_
1
p�
FIG.
SO. Batería de pulverizadores con calentador de agua
CAPÍTULO 2. TUBERÍAS DE AGUA
.
3-45
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g
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Incor ecto
lnstaláción de dos manómetros
Válvula de compuerta
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Vácolmpuvulaerdeta-..._
Instalación d-e un manómetrO
ó
}--=,
d.,,;;¡·�-;_,,+
/o l .vMo��do��:=r
FIG. 51. Tubería de aspiración de la bomba
3. Tubo de aspiración exento de bolsas de
aire.
4. Utilizar un reductor del tipo excéntrico en
la tubería de aspiración de la bomba para
impedir que se produzcan bolsas de aire.
S . En la entrada de la bomba nunca se deben
instalar codos horizontales. Cualquier codo
horizontal en la línea de aspiración debe
estar a nivel más bajo que la boca de en­
trada de la bomba. Siempre que sea posi-
FIG. 52. Tubería de bombas en paralelo
�
FIG. 53. Situación del manómetro en una bomba
ble, debe emplearse un codo vertical con
un reductor a la entrada de la bomba.
Si han de conectarse varias bombas al mismo
colector, las tuberías deben situarse como ilustra
la figura 52. Este procedimiento permite que
cada bomba funcione con los mismos caudales de
agua. En condiciones de carga parcial y con cauM
da! reducido de agua o cuando una bomba está
eliminada de la línea, las otras bombas pueden
funcionar con iguales caudales de agua.
La figura 53 ilustra dos procedimientos de co­
locación de los manómetros en la bomba (en
uno se utilizan dos manómetros y en el otro uno). .
El uso de un solo manómetro tiene la ventaja
de que da siempre la diferencia de presión co­
rrecta entre la entrada y la salida de la bomba.
Dos manómetros pueden dar una lectura inco­
rrecta de diferencia de presión debido a que no
marquen con la misma exactitud.
En la figura 53 puede verse el empleo de un
amortiguador pulsatorio colocado antes del ma­
nómetro de presión. Esto constituye un disposi­
tivo económico para la amortiguación de pulsa­
ciones de presión. Se puede obtener el mismo
TERCERA PARTE. PROYECTO DE LA TUBERÍA
3-46
Válvula dt'l
compuerta
lndica,dor
�
�-e
· lndiCadÓ�
' niVEl!
niVel
A drenaje
Sifón
� .
"""
Parte ensanchada de la tuberia
de retorno para la separación del 'aire
{nota 2)
, d
Tuberla
de retorno .
por, lo menos
Notas:
s
f--' I
·
-
�
'4 d
J
T mayor sección para
separación deL ai�e
·
.
�J
.
� Bor'nba
I
t
,r Diámetro n�mnal
:
.
de tuberfa
1. No i n t alar ningún filtro de válvula · o sifón eh la · tubería de ex­
pansión.
2. La porción mayor sección de la tubeÍ'ía d� retorno y la T tienen
normalmente dos números más de ·tamaño quE' la tubería de
·
·
retorno.
FIG. 54.
Instalación de un vaso abierto de expansión
resultado utilizando un cable flexible de conexión
en la línea, como también se indica en la figura.
Instalación del vaso de expansión
La figura 54 representa una instalación de vaso
o tanque abierto de expansión. La tubería posee
mayor diámetro en la unión con el vaso de ex­
pansión. �ste permite separar el aire arrastrado
por el agua· y que salga por el respiradero del
vaso. El vaso de expansión debe estar colocado
en el lado de aspiración de la bomba, en el punto
más alto del sistema.
En la línea de expansión no se deben colocar
válvulas, filtros ni sifones, ya que éstos pueden
quedar accidentalmente cortados. u obturados.
La figura 55 representa la tubería de un tanque
cerrado.
FIG. 55.
Instalación de
un
vaso cerrado de expansión
unidades de ventilador�serpentín se incluye una
bandeja de desagüe para recoger el agua produ­
cida. En los sistemas montados directamente
en el local, se utiliza el snelo o el basamento del
sistema (delante y detrás del serpentín de enfria­
miento) para recoger el agua.
Como en las condiciones de funcionamiento el
a¡¡ua de drenaje está sometida a condiciones de
presión ligeramente superiores o inferiores a la
presión atmosférica, en la línea utilizada para la
conducción de este agua debe haber un sifón,
que evite que el aire acondicionado entre en la
línea de drenaje. Cuando el sistema está a presión
negativa, como ocurre en una uilidad en que el
aire se aspira a través de la batería o serpentín�
el sifón impide que el agua quede en la bandeja
de desagüe.
La figura 56 ilustra el sifón de una línea de dre­
naje de la bandej a de goteo. La longitud del cie­
rre hidráulico o del sifón depende de la magnitud
de la presión positiva o negativa a que está so­
metida el agua de drenaje. Por ejemplo, una pre­
sión de ventilador negativa de 50 mm c.a. requie·
re un cierre hidráulico de SO mm.
Normalmente, las unidades de ventilador-bate­
ría o serpertín, situados debajo de una ventana,
;_
'o¿r· ivabiÓn iftclirii!_aa-par�.·
'
comp8psar 1!! pérdida Qe
pr8�1ór'l.
·• ·
:da - �a t!Jb&.{fa · "
•
,
Tubería de l a línea de drenaje
El agua formada en los serpentines de en­
friamiento debido a la humedad, debe ser re­
cogida y expulsada como desperdicio. En las
FIG. 56.
Tubería para bandejas de drenaje
CAPÍTULO 2. TUBERÍAS DE AGUA
tienen la bandeja de goteo expuesta a las condi­
ciones atmosféricas, y la línea de desagüe de
estas unidades no necesitan sifón.
En cada sistema se deberá hacer un estudio
a la línea de drenaje para ·compensar la caída
de presión. Con una sola unidad, el colector se
conecta a un lugar de desagüe abierto. Deben con­
sultarse los reglamentos locales para instalar co­
rrectamente la tubería de desagüe abierto. Las
dimensiones de la instalación deben de corres­
pomder a las de la conexión de la bandeja de
desagüe.
Algunas aplicaciones tienen unidades múltiples
en las que las líneas de desagüe están conecta­
das a un colector común. Las dimensiones del
colector y la cantidad de agua previsible deben
3-47
ser determinadas. El diámetro de la tubería pue­
de determinarse mediante el gráfico de roza­
mientos para sistemas abiertos de tubería. En
ningún caso el diámetro del colector debe ser
menor que el correspondiente a la salida de la
bandeja de desagüe. Además, lo mismo que en
todos. los sistemas de circulación de agua, las
trampillas y los sifones de los montantes y las
tuberías principales deberán purgarse para evitar
que se obstruya el paso del agua.
En cada sistema se deberá hacer un estudio
de los accesorios de drenaje y de los registros
o bocas de limpieza necesarias en los sifones,
Cuando en la bandeja de desagüe pueda produ­
cirse una sedimentación considerable, estos ac­
cesorios son indispensables.
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1
Capítulo
3.
TUBERÍA PARA REFRIGERANTES
GENERALIDADES
PROYECTO DE TUBERIA DE REFRIGERANTE
Este capítulo incluye la información práctica
necesaria para el diseño y 'el trazado de una instaw
ladón de tubería para refrigerantes, dentro de
los niveles de temperatura apropiados para el
acondicionamiento de aire mediante los fluidos
refrigerantes R-12, R-22 y R-500.
PRiNCIPIOS
CONSIDERACIONES PRACTICAS
Una instalación de tubería de refrigerante re­
quiere las mismas consideraciones generales de
proyec to que cualquier otro sistema de conduc­
ción de fluidos. Sin embargo, existen factores su­
plementarios que influyen de una manera crítica
en el proyecto de la instalación:
1 . La instalación debe proyectarse para una
caída de presión mínima, toda vez que las
pérdidas de presión disminuyen la capa­
cidad térmica e incrementan la potencia
necesaria en el sistema de refrigeración.
2. El fluido empleado cambia de estado en
el interior de la tubería.
3 . Siendo e l aceite lubricante miscible con los
refrigerantes 12, 22 y 500, deben tomarse
medidas para:
a.
Reducir al mínimo la acumulación de
refrigerante, en fase líquida, en el cár­
ter del compresor.
b. Hacer posible el retorno del aceite al
compresor.
En las páginas que siguen se �xplica el modo
de conseguirlo.
REGLAMENTACióN
El proyecto de la instalación deberá ajustarse
a las normas y reglamentos vigentes en la locali�
dad. En Estados Unidos el «Safety Code for Me­
chanical Refrigeration» (ASA-B9,1-1958) y el «Ca­
de for·Pressure Piping>> (ASA-B31.1-1955) dan nor­
mas prácticas que sirven de gran ayuda en el
proyecto.
Las instalaciones de tuberías de refrigerante
deben ser proyectadas de modo que satisfagan
los requisitos siguientes:
1.
2.
3.
Asegurar la alimentación adecuada a los
evaporadores.
Dimensionar la tubería de forma que las
pérdidas de carga se reduzcan a valores
aceptables.
Proteger a los compresores :
a.
b.
c.
Evitando la acumulación del aceite lu­
bricante en cualquier parte de la ins­
talación.
Reduciendo al mínimo las pérdidas de
aceite lubricante del compresor.
Evitando que, tanto en marcha como
con el compresor parado, penetre el re­
frigerante en fase líquida en el cárter
del compresor.
Pérdidas de carga y retorno del aceite
Al calcular la sección óptima de la tubería debe
tenerse en cuenta el coste de la misma y las
pérdidas de carga compatibles con una velocidad
suficiente del fluido que asegure el retorno del
aceite.
Considerando solamente el factor coste, se
calcularían secciones de tubería que provoca­
rían pérdidas de carga excesivas y una disminu�
ción inadmisible de las potencias frigoríficas to·
tales y específicas de la instalación. Por otra" par­
te, en la sección de tubería correspondiente a la
fase líquida, una pérdida de carga excesiva pue­
de originar una vaporización parcial (flash) del
refrigerante, motivando ull funcionamiento de�
fectuoso de la válvula de expansión.
En la tabla · 1 6 se indica el efecto de una exce­
siva pérdida de carga en las tuberías de aspi­
ración y de descarga sobre la capacidad del com­
presor y la potencia absorbida.
3-50
TERCERA PARTE. PROYECTO DE LA TUBERIA
TABLA 16. CAPACIDAD D POTENCIA F R I GORIFICA
DEL COMPRESOR EN FUNCIÓN DE LAS PÉRDI DAS
D E CARGA EN LA TUBERIA
Temperatura del evaporador:
5
oc
Potencia frigorifica
Pérdida de carga en las tuberías
de aspiración y 'de descarga
Sin pérdida
Pérdida de
Pérdida de
Pérdida de
Pérdida de
carga
carga
carga
�arga
·en
en
en
en
fa
la
la
la
aspiración
descarga
aspiración
descarga
% Total
1 ce
1 oc
2 oC
2 oC
100
95,7
98,4
92,2
92,8 -
% Especffico
,
(Frig/CV)
100
96,6
96,6
93,8
93,8
Se adoptarán las pérdidas de carga más con­
venientes teniendo en cuenta el precio de coste
de la tubería, pero asegurándose de que las ve­
locidades del refrigerante en la tubería son su­
ficientes para arrastrar el aceite en las condicio­
nes más desfavorables. Se prestará especial cui­
dado a los montantes en las instalaciones que
empleen los refrigerantes 12, 22 y 500.
La elección de la caída de presión en las sec­
ciones de tubería de fase líquida no es tan crítica
como en las líneas de aspiración y descarga,
pero no debe ser ni tan elevada que pueda pro­
ducir vaporización parcial del líquido, ni tan
baja que no permita una alimentación correcta.
Normalmente puede admitirse una pérdida de
carga que corresponda aproximadamente a 1 oc
sobre la temperatura de saturación, lo que sig�
nifica una pérdida de carga de 125 a 265 g/cm'
para el refrigerante R-12, de 200 a 320 g/cm'
para R-22 y 155 a 320 g/cm' para R-500.
La caída de presión por rozamiento en la línea
de líquiqo incluye los accesorios, tales como la
válvula solenoide, el filtro, el secador y las vál­
vulas de mano, así como la tubería y accesorios
desde la salida del recipiente hasta el dispositivo
de alimentación de refrigerante en el evaporador.
La caída de presión en la tubería de aspiración
significa una pérdida en la potencia frigorífica
de la instalación porque obliga al compresor a
trabajar a una presión de aspiración más baja
para obtener una t6mperatura dada en el evapo­
rador. Generalmente la tubería de aspiración se
calcula para una caída de presión equivalente a
la variación de 1 oc sobre la temperatura de sa·
turación, lo que significa una pérdida de carga
aproximada, para una temperatura de evapora­
ción de 5 oc, de 125 g/cm' para el refrigeran­
te R-12, 200 f,/cm' para R-22 y ·155 g/ cm' para
R-500.
Cuando sea necesaria una reducción de la sec­
ción del tubo para proporcionar la suficiente ve­
locidad de gas que permita el arrastre hacia
arriba del aceite en las tuberías verticales a car­
gas parciales, a plena carga se producirá una ex­
cesiva caída de presión. Para evitarlo puede re­
sultar suficiente aumentar ligeramente la sec-
ción del resto de la tubería, con el fin de que la
pérdida de carga total sea la adecuada.
Es importante reducir al mínimo la pérdida de
presión en las líneas de descarga o de gas ca­
liente, porque estas pérdidas hacen necesario
incrementar la potencia del compresor disminu­
yendo su potencia frigorífica específica. Normal­
mente se calculan para una caída de presión equi­
valente a una variación de 0,5 a 1 oC sobre la
temperatura de saturación, lo que significa una
pérdida de carga de 125 a 265 gjcm' para R-12,
200 a 240 g/cm' para R-22 y 155 a 320 g/cm'
para R-500.
DIMENSI ONADO DE LA TUBERfA
DE REFRIGERANTE
Los gráficos 7 a 21 permiten seleccionar ade­
cuadamente el diámetro de las tuberías de co­
bre o de acero utilizadas como conducción del
líquido refrigerante. Se basan en la fórmula de
Darcy-Weisbach.
h = fX
L
V'
XD
2g
-
En donde f = factor de rozamiento
L = longitud de tubo en metros
D = diámetro de tubo en metros
V = velocidad del fluido en m/s
g = aceleración de la gravedad = 9,81
metros/s2•
El factor de rozamiento, que depende de la
rugosidad interior del tubo y del número de
Reynolds, ha sido determinado a partir del grá­
fico de Moody.
Empleo de gráficos para dimensionado
de tubería
Se recomienda el siguiente procedimiento para
dimensionar la tubería de refrigerante:
l.
2.
3.
4.
Determinar la longitud de la tubería con­
siderada.
Aumentarla en un 50 % para obtener una
primera aproximación de la longitud total
equivalente.
Si la pérdida de carga considerada es di­
ferente de la indicada en el gráfico corres­
pondiente, corríjase la longitud equivalente
multiplicándola por el coeficiente que co­
rresponda y que aparece en la tabla situa­
da debajo del gráfico.
Aplicar a la potencia frigorífica el coefi­
ciente que corresponda a las temperaturas
de condensación y evaporación conside­
radas.
CAPÍTULO 3. TUBERÍA PARA REFRIGERANTES
S.
6.
7.
8.
Mediante los gráficos 7 a 2 1 se determina
el diámetro de la tubería y a partir de él,
el tamaño de los accesorios.
Hallar la longitud equivalente (en metros)
de los accesorios y válvulas de mano (con­
súltese Capítulo 1) y sumarla a la longitud
de tubo recto (Paso 1) para obtener la
longitud equivalente total.
Corregir si es necesario, según se indica
en los Pasos 3 y 4.
Comprobar si el diámetro hallado en el
Paso 5 es conveniente.
En algunos casos, especialmente en líneas de
aspiración y de líquido, puede ser necesario
hallar la pérdida de carga real. Para ello se pro·
cede como se explica en los Pasos 9 a 11:
9. Convertir la pérdida de carga expresada
en oC (Paso 3), en g/cm' mediante la tabla
o gráfico presión-temperatura relativa al
refrigerante considerado (véase Parte 4.').
10. Hallar la caída de presión a través de los
accesorios, mediante las indicaciones del fa­
bricante. Si se da en longitud equivalente
en metros, convertir a g/cm2 multiplican­
do por el coeficiente:
Paso (9)
11.
Paso (6)
Sumar los resultados obtenidos en los Pa­
sos 9 y 10.
En sistemas en que las válvulas automá�icas
y los accesorios puedan crear una caída de pre­
sión relativamente elevada, puede incrementarse
el diámetro de la línea con el fin de reducir el
efecto de dicha caída de presión.
Ejemplo 1. Utilización de fos gráficos para dimensionar
Jos conductos
Datos:
Instalación funcionando con refrigerante R-12.
Potencia frigorífica: 120.000 fg/h ó kcal/h.
Longitud equivalente del conducto de aspiración: 20 m.
TemPeratura de evaporación: O oc.
Temperatura de condensación: 40 <>C,
3-51
4. Adoptaremos, pues, un diámetro de 3 1/8 pulgadas
que dará una pérdida de carga inferior a 1 <>C.
5.
Siendo la pérdida de carga directamente propor­
cional a la longitud, deduciremos de ella la pérdi­
da de carga real por simple regla de tres, y será
1 oC
1,17
= 140.000
kcal/h
3. S�gún el gráfico n.<> 7, obsérvese que para 140.000
kcal/h la pérdida de carga de 1 o c se obtiene con
un tubo de 2 5/s'' para una longitud equivalente
de 12 m y con un tubo de 3 '/a'' para una longitud
equivalente de 26 m.
20
=
0,74 oc
El aceite utilizado en los compresores frigo­
ríficos es suficientemente miscible con los refri­
gerantes en la fase líquida para permitir una
adecuada mezcla que asegure el retorno del acei­
te al compresor. Por lo tanto las velocidades ba­
jas y los sifones en las líneas de líquido no ori­
ginan problemas en el retorno del aceite.
La pérdida de carga admisible en estos con­
ductos depende del número de grados de suben­
friamiento del líquido, que suele ser de 1o a 3 oC,
al salir del condensador. Las líneas de líquido
no deben dimensiona_rse para una caída de más
de 1 oc en circunstancias normales. Además, es
recomendable que las tuberías que pasan a tra­
vés de espacios extremadamente calientes estén
aisladas térmicamente.
Pérdidas de carga y presión estática
Si la pérdida de carga en la línea de líquido
es elevada, o si la válvula de expansión está si­
tuada por encima del condensador (desnivel im­
portante), puede ser necesario, para evitar una
vaporización parcial del líquido, recurrir a un
subenfriamiento suplementario.
En las instalaciones importantes y, cuando el
coste esté justificado, puede emplearse una bom­
ba de líquido para vencer la presión estática.
Purgador de flotador
Retorno al
conducto de
. aspiración __
Solución:
Ut;ar el gráfico 7.
l. Leer en la tabla situada debajo del gráfico 9 el
coeficiente de corrección que se debe aplicar a la
potencia frigorífica para tener en cuenta las con­
diciones de funcionamiento. El coeficiente es 1,17.
2. Calcular la potencia corregida multiplica
_ ndo la
potencia real por dicho coeficiente, o sea
x
---z¡-
DIMENSI ONADO DE LA TUBERIA
DE LIQUIDO
Determinar:
El diámetro del conducto o tubería de aspiración para
obtener una pérdida de carga o caída de presión co­
rrespondiente a 1 <>C. Deducir la pérdida real de carga
para el diámetro determinado.
120.000
X
Con ucto de líquido
Conducto de
aspiració n
FIG. 57. Evacuación del vapor formado a consecuencia
de la altura de la columna de líquido
TERCERA PARTE. PROYECTO DE LA TUBERÍA
3-52
GRÁFICO 7.
REFRIG.
12
40'/'105 °
CONDUCTO DE ASPIRACIÓ N - TUBO DE COBRE
Pérdida de carga correspondie nte a 1 oc
130
lOO
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50
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Potancia frigorlfica (1000 fg/h)
REFRIG.
GRÁFICO
12
40°/105 °
8. TUBERIA DE DESCARGA- TUBO DE COBRE
Pérdida de carga correspondiente a 1 oc
130
lOO
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50
40
30
20
10
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Potencia frigorffica (1 000 fg/h)
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o
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CAPÍTULO 3. TUBERÍA PARA REFRIGERANTES
3-53
REFRIG. 12
40i"I05°
GRÁFICO 9. TUBERIA DE LIQUIDO- TUBO DE COBRE
Pérdid a de carga correspondiente a 0,5 oc
130
lOO
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30
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Potencia fri �¡�orífica (1 000 fg/h)
Margen de aplicacion del grlifico n.o 9-Temperatura de evaporación
Temperatura de condensación 25° a 50
oc
- 40° a 1 0 °C
las pérdidas de carga estén expresadas en caída de temperatura, a fin de tener en cuenta el uso difundido de este método. La calda de presión corres­
pondiente, expresada en kg{cm•, puede ser leida en las tablas de vapor saturado de refrigerante considerado
Entrar en las curvas con la potencia frigorífica corregida, igualada al producto de la potencia frigorífica real por el coeficiente elegido en la tabla siguiente
en función de las condiciones de funcionamiento consideradas (A= Aspiración R - Descarga o gas caliente)
Temperatura
de
condensación
oc
25
30
35
40
45
50
!
Temperatura de saturación en
-
A
- 40
4,82
5,07
5,32
5,59
5,86
6,19
R
A
-35
4,10
1,51
1,395 4,30
4,51
1,29
1,195 4,72
1,11
4,97
1,04
5,23
-
.30
R
A
1,475
1,36
1,26
1,175
1,08
1,015
3,23
3,40
3,54
3,71
3,90
4,1 o
·25
R
A
1,44
1,33
1,23
1,16
1,055
0,99
2,54
2,66
2,79
2,93
3,09
3,24
R
1,41
1,30
1,205
1,11
1,035
0,965
A
-20
R
2,08 1,385
2,18 1,275
2,29 1,18
2,40 1,09
2,51 1,015
2,65 0,945
A
-15
1,74
1,80
1,89
1,99
2,08
2,19
,,
aspiración
oc
,JO
- 5
R
A
R
A
1,36
1,25
1,16
1,07
o;99
0,925
1,45
1,50
1,59
1,65
1,72
1,82
1,335
1,23
1 '135
1,045
o, 97
O, 905
1,22
1,27
1,32
1,38
1,44
1,51
R
A
1,31
1,21
1'1 j 5
1,025
0,95
0,885
1,03
1,07
1,11
J' 17
1,21
1,28
o
' 5
R
A
1,29
1,19
1,095
1,01
0,93
0,87
0,87
0,91
O,95
O,98
1,03
1,09
R
1,27
1 '17
',075
0,99
0,915
0,955
A
"'
R
O, 76 1,25
0,79 1,15
0,82 1,06
0,85 0,975
0,89 O, 90
0,95 0,84
ObserVaciones
Para pérdidas de carga diferentes de 1 oC (conducto da aspiración y de descarga) o de 0,5 oc (conductos de liquido), entrar en las curvas correspondientes
con la longitud equivalente corregida, igual al producto de la longitud equivalente real por el coeficiente elegido en la tabla de abajo
Pérdida de carga
Coeficiente
oc
Conducto de liquido
0,12
Conducto de descarga
Conducto de aspiración
0,25
4,0
1 �::: 11 �::: 11�11 :::: 11 :::0
11 :::: 11 :::: 11�
1,0 1
2,0
1.3
las dimensiones consignadas en los gráficos se refieren al diámetro exterior del tubo
0, 8
0,1
0,5
0,4
0,3
TERCERA PARTE. PROYECTO DE LA TUBERÍA
GRÁFICO 1 0
REFR IG. 12
CONDUCTO DE ASPIRACIÓN- TUBO D E ACERO
Pérdida de carga correspondie nte a 1 oc
40°/105°
Potencia frigorífica (1000 fg/h)
REFRIG. 12
GRÁFICO 1 1 . CONDUCTO D E DESCARGA- TUBO DE ACERO
Pérdida de carga correspondiente a 1 oc
40i"I05°
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3-55
CAPÍTULO 3. TUBERÍA PARA REFRIGERANTES
GRAFICO 12.
REFRIG. 12
CONDUCTO DE LIQUIDO- TUBO DE ACERO
Pérdidas de carga correspondientes a 0,5 o c
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40°/105°
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o
o
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Potencia frigorífica (1000 fg/h)
- 40� a 10 oc
Margen de utilización del gráfico n.0 8 -·Temperatura de evaporación
25o a 50 oc
Temperatura de condensación
Las pérdidas de carga están expresadas en caída de temperatura a fin de tener en cuenta el uso extendido de este método. La cafda de presión co rrespon­
diente, expresada en kg/cm•, se puede leer en las tablas de vapor saturado del refrigerante considerado.
Entrar en las curvas con la potencia frigorífica corregida, igual al producto de la potencia frigorlfica real por el coeficiente elegido en la tabla de abajo, en
función de las condiciones de funcionamiento consideradas (A = Aspiración - R = Descarga).
Temoeratura
d•
ondensación
•C
25
·-
---·
.40
-- - - - --- -
·---
-•
35
•
Temperatura de saturación en la aspiración oc
·25
30
.-
A
R
A
R
A
R
A
R
4,48
1 ,470
3,61
1,440
2,93
1 ,41 S
2,38
1,380
•
-20
A
R
A
1 ,95
1 ,360
1,63
R
-----·-
JO
•
15
•
A
R
A
1,335
1 ,39
1,31 o
1,21
1,285
1,04
1,235
1,47
1,21 o
3,83
1,340
1,31 o
2,50
1,285
2,06
1,260
1,73
1,27
4,95
1,285
3,99
1,255
3,26
1,225
2,63
1,200
2,15
1 '175
•1 ,82
1,150
1,54
1,125
1,31
40
5,20
1,200
4,18
1,170
3,41
1, !JO
2,77
1,120
2,26
1 ,095
1,89
1,070
1,61
1,045
45
5,48
1,120
4,37
3,59
1,070
2,94
1,045
2,39
1,99
1,37
1,005
1,69
0,980
so
5,76
1,060
4,55
3,09
0,980
2,51
0,960
2,08
0,935
1,76
0,915
4,72
1,370
J ,090
J ,030
3,12
3,74
1 , oq 5
J ,025
O
R
35
30
5
A
1
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A
R
1
1
A
R
1,230
1,265
0,89 11,245
0,77
1,140
0,80
1,125
1,165
0,83
1,045
0,985
0,87
1'185
1,08
1 '160
0,93
1 '1 os
1 '12
1' 185
0,96
1 '16
1,050
1,00
1,44
J ,025
0,960
1,24
0,940
1 06
1,52
0,900
1,31
0,885
1 12
:
1
:
o 920
o 865
O, 91
O, 965
0,905
O, 97
0,850
Notas
1 Para pérdida de carga diferentes de 1 oC (conductos de aspiración y de descarga) o de 0,5 oc (conductos de lfquido), entrar en los gráficos corres­
pondientes con la longitud equivalente corregida, igual al producto de la longitud equivalente real por el coeficiente elegido en la tabla de abajo
Pérdida de carga oc
Coeficiente
•
Conducto de líquido
0,12
Conducto de descarga
Conducto de aspiración
0,25
4,0
1
2,0
1,3
1
Las dimensiones consignadas_ en los gráficos se refieren al diámetro exterior del tubo
1,0
Y
1
0,8
a su espesor
1
0,7
1
05
,
1
0.4
1
0,3
3-56
TERCERA PARTE. PROYECTO DE LA TUBERÍA
REFRIG.
GRÁFICO 13. CONDUCTO DE ASPIRACIÓN- TUBO DE COBRE
Pérdida de carga correspondiente a 1 oc
500
40° /105°
130
\.
100
-"-
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50
40
30
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o
o
o
Potencia frigorífica (1000 fg{h)
REFRIG.
GRÁFICO 14.
500
40°/105°
CONDUCTO DE DESCARGA O DE GAS CALIENTE- TUBO DE COBRE
Pérdida de carga correspondiente a 1 oc
130
100
50
40
30
20
10
6
1'>.
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3-57
CAPÍTULO 3. TUBERÍA PARA REFRIGERANTES
GRÁFICO 15. CONDUCTO DE t.[OUIDO- TUBO DE COBRE
Pérdida de carga correspondiente a 0,5 oc
REFRIG.500
40°/105 °
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100
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40o25° 1500 oocc
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a
las pérdidas de carga están expresadas en cafda de temperatura a fin de tener en cuenta el uso extendido de este método. La cafda de presión correspon­
diente, expresada en kg/cm�. se puede leer en las tablas de vapor saturado del refrigerante considerado.
Entrar en las curvas con la potencia frigorífica corregida, igual al producto de la potencia frigorifica real por el Coeficiente elegido en la tabla de abajo, en
(urtci�n de las condiciones de funcionamiento consideradas (A = Aspiración - R = Descarga),
oc
Temperatura de saturación en la aspiración
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1',89
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2,16
2,27
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1,07
1 oc
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1 '1S 1 '1
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1,28 0,96
0,5 oc
0,90
0,92
0,96
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1,06
R
1,295
1,175
1,07S
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0,95S
0,93
A
R
0,78
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0,82
0,84
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0,90
1,27
1,15
1,045
0,97S
0,925
0,90
Para pérdidas de carga diferentes de
(conductos de aspiración y de descarga) o de
(conductos de liquido), entrar en las curvas corres­
pondientes con la longitud equivalente corregida, igual al P!_Oducto de la longitud equivalente real por el coeficiente elegido en la tabla de abajo.
1
Pérdida de carga
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Conducto de liquido
Conducto de descarga
Conducto de aspiración
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1,50 1-2,0" 1�
0,25 1�
4,0 1 2,0 1 1 1,0 1 0,8 1 1 0,5 1 0,4 1 0,3
1,3
• Las dimensiones consignadas en los gráficos se refieren al diámetro exterior del tubo
20
o,7
TERCERA PARTE. PROYECTO DE LA TUBER!A
3-58
GRÁFICO 16. CONDUCTO DE ASPIRACIÓN- TUBO DE COBRE
Pérdida de carga correspondiente a 1 oc
REFR1G. 22
40°/105°
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G RÁFICO 17. CON DUCTO DE DESCARGA- TUBO DE COBRE
Pérdida de carga correspondiente a 1 oc
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Potencia frigorífica (1000 fg/h)
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3-59
CAPÍ TULO 3. TUBERÍA PARA REFRIGERANTES
GRÁFICO 18. CONDUCTO DE LfQU I D O - TUBO DE COBRE
Pérdida de carga correspondiente a 0,5 oc
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25o a 50 oc
Margen de utilización - Temperatura do evaporación
Temperatura do conderisación
Las pérdidas de carga están éxpresadas en caída de temperatura a fin de tener en cuenta el uso extendido de este método. La caída de presión correspon·
diente, expresada en kg/cm1:se puede leer en las tablas de vapor saturado del refrigerante considerado.
Entrar en las curvas con la potencia frigorlfica corregida, igual al producto de la potencia frigorlfica real por el coeficiente elegido en la tabla de abajo, en
función de las condiciones de funcionamiento consideradas (A = Aspiración - R = Descarga).
Temperatura
do
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Temperatur� de saturación en la aspiración
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1,38
2,48
2,04
1,345
1,69
1,335
1,40
1,315
1,19
1,30
1,02
1,28
0,89
1,27
0,81
1,255
30
4,79
1,33
3,88
1,305
3,16
1,28
2,60
1,26
2,15
1,24
1,77
1,225
1,47
1,21
1,24
1,195
1,06
1,18
0,93
1,17
0,84
1' 155
1,185
2,25
1,15
1,85
1,130
1,54
1,115
1,29
1,10
1,10
1,09
0,96
1,075
0,87
1,065
2,35
1,06
1,94
1,045
1,61
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1,35
1,015
1' 15
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0,99
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1,085
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1,41
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1,365
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1,23
4,06
1,205
3,32
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1,165
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1,135
4,23
1,155
3,46
1,095
2,86
1,075
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1,030
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1,015
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O, 995
2,46
O, 98
2,02
o. 965
O,935
1,21
O, 92
o. 94
0,90
Notas•
1 Para pérdidas de carga diferentes de 1 °C (conductos de aspiración y de descarga) o de 0,5 oc (conductos de liquido), entrar en los gráficos corres·
.
pondientes con la longitud equivalente corregida, igual al producto de la longitud equivalente real por el coeficiente elegido en la tabla de abajo.
Pérdida de carga
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Conducto de lfquido
0,12
Conducto de descarga
Conducto de aspiración
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4,0
11 :::: 11 :::: 11�11 �::: 11 �::: 11�11 :::: 11 :::0
2,0
1. 3
1 Las dimensiones consignadas en los gráficos se refieren al diámetro exterior del tubo.
1.0
o. a
o,7
o,5
0.4
o.3
TERCERA PARTE. PROYECTO DE LA TUBERÍA
3-60
GRÁFICO 1 9. CON DUCTO DE ASPIRACIÓN - TUBO D E ACERO
Pérdida de carga correspondiente a 1 oc
REFRIG. 22
40°/105°
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Pérdida de carga correspondiente a 1 oc
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3-61
CAPlTULO 3. TUBER!A PARA REFRIGERANTES
REFRIG. 22
GRÁFICO 2 1 . CON D U CTO DE LIQUIDO - TUBO DE ACERO
Pérdida de carga correspondiente a 0,5 °C
40°/105°
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Potencia frigorífica (1000 fg/h;
Margen de aplicación del gráfico - Temperatura de evaporación
Temperatura de condensación
- 40° a 1 0 °C
25° a 50 oc
Las pérdidas de carga están expresadas en cafda de temperatura a fin de tener en cuenta el uso extendido de este método.
La calda de presión correspon·
diente, expresada en kg{cm�, se puede leer en las tablas de vapor saturado del refrigerante considerado.
Entrar en las curvas con la potencia frigorífica corregida, igual al producto de la potencia frigorífica real por el coeficiente elegido en la tabla de abajo, en
función de las condiciones de funcionamiento consideradas (A = Aspiración - R = Descarga).
Temper�tura de saturació'l en la aspiración
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Notas ¡
1 Para pérdida de carga diferen,es de 1 oc (conductos de aspiración y de déscarga) o de 0,6 oc (conductos de liquido), entrar en las curvas corres­
pondientes con-la longitud equivalente corregida, igual al producto de la longitud equivalente real por el coeficiente elegido en la tabla de abajo.
Pérdida de carga
Coeficiente
oc
Conducto de liquido
Conducto de descarga
Conducto de aspiración
l1_o.1_2__11�11___o,J7__11___":.5_11�11�11�11�11�
0,26
0,60
0,76
1,0
1,25
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2,0
2,50
3,0
4,0
2.0
1 ,3
1 ,0
0,8
0,7
0,5
M
0,3
� Las dimensiones consignadas en los gráficos se refieren al dilimetro exterior del tubo
y
a su espesor.
3-62
TERCEJ¡.A PARTE. PROYECTO DE LA TUBERÍA
SUBEN FRIAMIENTO NECESARIO PARA COMPENSAR LA PÉRDIDA DE CARGA
EN EL CONDUCTO D E LIQUIDO
GRÁFICO 22.
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R -
La disposición que se. - muestra en la figura 57
reseña un··inétodo que puede emplearse para ven­
cer el efecto de la excesiva evaporación de gas
causada por una presión estática elevada en el
sistema. Esta disposición no evita la formación
de gas, pero anula el efecto que pudiera tener
sobre el funcionamiento del evaporador y las
válvulas.
Subenfriamiento del líquido
En donde se requiere el subenfriamiento del
líquido se utiliza una de las siguientes disposi­
ciones, o, simultáneamente, las dos:
l. Instalando un intercambiador de calor de
líquido-vapor (cierta cantidad de calor pa­
sa del líquido al gas de la aspiración, sin
500
2.
que exista intercambio con el exterior del
sistema).
Instalación de serpentines de subenfria­
miento de líquido -en los condensadores
evaporadores y condensadores enfriadOs
por aire (el calor se disipa exteriormente
hacia la atmósfera).
La cantidad necesaria de subenfriamiento de
líquido puede ser determinada mediante el grá­
fico 22, o por cálculo. Los siguientes ejemplos
ilustran ambos métodos.
Ejemplo 2.
Subenfriamiento del líquido (método gráfico)
Datos:·
Instalación funcionando con R-12.
Temperatura de absorción: 38 oc (9.29 kg/cm2),
CAPÍTULO 3. TUBERÍA PARA REFRIGERANTES
Pér,dida de carga en el conducto (comprendiendo en
ella .la columna de líquido ): 2,1 kgjcm2•
Determinar:
El valor del subenfriamiento necesario (°C) para. evitar
una vaporización parcial en el conducto del líc;íuido.
Solución:
Uso del gráfico 22.
l. Determinar la presión antes de la válvula de ex­
pansión:
9,29 - 2,1 = 7,19 kgfcm'
ratura de condensación de 38 oC) y el punto B
(7,59 kg/cm1) antes de la válvula de expansión.
Esta recta corta a la de referencia en C.
3. Trazar la recta que pasa por los puntos C y D
(0 % de vaporización en el conducto). La prolon­
gación de la recta corta a la escala de la· derecha
en E, que corresponde a 10 ·oc. El subenfriamiento
necesario para evitar la vaporización parcial en
el conducto de líquido es pues de 10 oc.
2. Trazar la recta que pasa por el punto' A2 (tempe­
Ejemplo 3.
Subenfriamiento (cálculo)
Datos:
Instalación funcionando con R-12.
Temperatura de condensación: 38 oc.
Columna de líquido: 11 m.
Pérdida de carga en el conducto: 0,20 kgjcm2.
Pérdida de carga en las válvulas y accesorios: 0,5 ki­
logramos/cm2.
Determinar:
El valor del subenfriamiento necesario para evitar la
vaporización parcial en el conducto de aspiración.
Solución:
l. Pérdida de carga en el conducto
Pérdida de carga en los accesorios
Columna de líquido (0,127 x 11)*
0,20 kgjcm2
0,50 kg/cm'
1,40 kgjcm2
Pérdida de carga total en la línea de
2,10 kg/cm'
líquidp
2. Presión de condensación
9,29 kg/cm'
2,1 kgjcm2
Pérdida de carga
Presión antes de la válvula de expansión
7,19 kgjcm1
3. Temperat11ra del vapor saturado p�ra
una presión de 7,19 kg/cm2
28 oc
(véanse tablas de vapor del R-12)
4. Subenfriamiento necesario para evitar la vapori­
zación en el conducto:
Temperatura de condensación - teinperatura de
saturación correspondiente a 7,19 kgjcm2 =
:::: 38°-- 28<> :::: 10 oc
* Para temperaturas ordinarias se ·podrá admitir que
la presión de una columna de líquido de 1 metro es de
0,127 kgjcm2 para R-12, de 0,115 kgjcm2 para R-22 y de
0,109 kg/c�2 para R-500.
Dimensionado de l a tubería
entre el condensador y el receptor
(Líneas de condensación)
La línea de líquido desde el condensador hasta
el recipiente se instala en su primera parte hori­
zontalmente (con el mismo diámetro que la co­
nexión de salida del condensador) para permitir
el vaciado del condensador. Seguidamente se
baja verticalmente con un desnivel suficiente
3-63
para que la preswn del líquido en el conducto
compense las pérdidas de carga. Se requiere una
altura adicional para los condensadores de ser­
pen_tín donde la igualación de presiones entre el
condensador y el recipiente se hace en la entrada
del serpentín. La altura adicional es equivalente
a la caída de presión del serpentín del conden­
sador.
El conducto termina en otro tramo horizon­
tal cuyo diámetro se puede determinar por la
tabla 17.
TABLA 1 7. TUBER[A ENTRE CONDENSADOR
Y RECEPTOR
Dillmetro
extertor "
Potencia máxima
--
-
1000 fg{h
R-12
R-22
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722,0
2 1¡a
3 s;a
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Min
*
metros
2,40
4,50
5,40
• Este valor representa el desnivel mínimo necesario entre la salida del
condensador y la entrada del receptor para la potencia frigorífica consi­
derada, cuando la igualación de presión entre el receptor y el conden­
sador se efectúa por el conducto de liquido (Valores basados en las
siguientes hipótesis: 3 metros de conducto horizontal; 1 válvula, 2 codos),
PROYECTO DE LA TUBERIA
D E ASPIRACióN
Las líneas de aspiración son las más críticas
desde el punto de vista de proyecto. El conducto
de aspiración debe ser dimensionado de forma
que permita el retorno del aceite del evaporador
al compresor, aún durante el funcionamiento con
carga mínima.
El aceite que sale del compresor y pasa fácil'
mente a través de las líneas de suministro de
líquido a los evaporadores, está casi completa­
mente separado del vapor refrigerante. En el
evaporador se produce un proceso de desti_lación
que continúa hasta que se alcanza un punto de
equilibrio, siendo el resultado una mezcla de
aceite y refrigerante, rica en líquido. Por lo tanto
la mezcla que es separada del vapor refrigerante,
puede ser devuelta al compresor sólo por arras­
tre con el gas de retorno.
El arrastre de aceite con el gas de retorno en
una línea horizontal se cumple fácilmente con
las velocidades de diset;.o ,1ormales. Por lo tanto
las líneas horizontales >''"eden y deben ser ten­
didas sin inclinación alguna.
·TERCERA PARTE. PROYECTO DE LA TUBERÍA
3-64
Tramos verticales de aspiración
La mayoría de los sistemas de tubería de re­
frigeración contienen un tramo vertical de as­
piración. La circulación del aceite en el sistema
sólo puede conseguirse en sentido · ascendente
por arrastre mediante el gas de retorno.
El aceite que llega al tramo vertical asciende
por la superficie interior del tubo debido a la ve­
locidad del gas en la superficie de la pared. Cuan­
to mayor sea el diámetro del tubo, mayor será
la velocidad necesaria en el eje del tubo para
mantener una velocidad en la superficie interior
que permita el arrastre mencionado.
Las tablas 1 8 , 19 y 20 dan los caudales míni­
mos, expresa(j.os en potencia frigorífica, necesa­
rios para asegurar el arrastre ascendente de acei­
te en los tramos de aspiración verticales y las
pérdidas de carga expresadas en oc por cada
100 metros de longitud equivalente.
De todo lo dicho se desprende que los tramos
verticales deben ser objeto de un análisis es­
pecial, dimensionándose para velocidades que
aseguren el retorno de aceite con mínima carga.
El tramo vertical seleccionado bajo esta base
puede resultar de diámetro menor que su deriR
vación o que la propia línea principal de aspi­
ración, y, en consecuencia, puede haber una
caída de presión relativamente más elevada en
el tramo vertical.
Esta consecuencia desfavorable debe tenerse
en cuenta al hallar la caída total de presión de
la línea de aspiración. Las líneas horizontales deR
ben ser dimensionadas de modo que se manR
tenga la caída de presión total, dentro de los
límites prácticos.
Como los compresores modernos tienen dispo­
sitivos para reducción de velocidad, a menudo
es difícil mantener las velocidades de gas neceR
sarias para las distintas cargas. Si el diámetro
del tra:rpo ascendente de aspiración se ha deter­
minado de forma que, funcionando con el míni­
mo caudal permita el arrastre del aceite, puede
resultar una pérdida de carga inadmisible cuando
CodOs a"45°
FIG. 58.
-,M��o��, �-,
Detalle de una doble columna ascendente
de aspiración
funcione con el máximo caudal, es decir, a plena
carga. En estos casos debe recurrirse a un do­
ble tramo vertical, según figura 58.
Doble columna vertical de aspiración
En ciertos casos los tramos de aspiración simR
pies pueden ser dimensionados para el retorno
de aceite a mínima carga sin que la pérdida de
carga sea excesiva con la carga máxima de pro­
yecto. Cuando se emplea un solo compresor con
control de capacidad, la capacidad mínima co�
rresponde a su desplazamiento mínimo. La reR
ladón de desplazamiento de máximo a mínimo
es generalmente de 3 ó 4, dependiendo del ta­
maño (cilindrada) del compresor.
La capacidad del compresor en su desplaza­
miento mínimo, es decir, la potencia frigorífica
correspondiente a la menor cilindrada, se deter­
mina arbitrariamente para una temperatura de
aspiración de -5 oC aproximadamente y no para
la correspondiente de proyecto (acondiciona­
miento de aire).
Cuando compresores múltiples están conectaR
dos en paralelo sobre la misma instalación y de
forma - que se pueda parar uno, o más, mientras
los restantes continúan funcionando, la relación
entre el desplazamiento máximo y el mínimo re­
sulta mucho mayor. En este caso puede ser ne­
cesario tener que recurrir a un doble tramo ver­
tical de aspiración que permitirá un funciona­
miento económico con la carga de proyecto. El
dimensionado y funcionamiento de un tramo ver­
tical de aspiración se exponen a continuación:
En la figura 58 la columna A está dimen­
sionada para permitir el arrastre del aceite
cuando funcione la instalación a mínima
carga.
2. La segunda columna vertical B, usualmen­
te de mayor sección que la A, está dimen­
sionada en forma que asegure el arrastre
del aceite manteniendo el conjunto A + B
una pérdida de carga aceptable cuando el
caudal sea máximo.
3 . Como muestra la figura 58, se intercala un
sifón entre los dos tramos verticales. DuR
rante el funcionamiento con carga parcial,
cuando la velocidad del gas no es suficiente
para arrastrar el aceite a través de ambos
tramos verticales, el sifón se llena graduaiR
mente de aceite hasta que el segundo tra­
mo vertical B queda cerrado. Cuando esto
ocurre el gas circula sólo por el tramo ver­
tical A y tiene la suficiente velocidad para
arrastrar el aceite y devolverlo a la línea
principal de aspiración horizontal.
l.
Los accesorios en la parte inferior del tramo
vertical deben estar acoplados de forma que la
capacidad de retención de aceite del sifón obte-
3-65
CAPÍTULO 3. TUBERÍA PARA REFRIGERANTES
TABLA 1 8.
POTENCIA M I N I MA NECESARIA PARA EL ARRASTRE DEL ACEITE EN LOS TRAMOS ASCENDENTES
DE ASPIRACIÚN. R - 1 2
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SECCIÓN (cm'J
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2,9
26,9-2,65
p
Va
0,67
'
1,36
1,63
1 %
3¡8
TUBO DE ACERO
168,3·7, 1
219,1-8
186,5
323,9
'
'
826,0
0,6'5
'
,
.
'
·"
1,54
- 30
1,87
2,37
3,32
2-, 18
6,95
2,0
1,82
18,1
28,4
1,70
49,6
70,9
97,5
1,38 535,0
1,20
2,18
1,27
3,99
1,20
7,85
1,08
11,8
1,62
1,38
- 20
. .o
0,93
21,8
33,9
0,82
58,4
0,76
115,0
0,66
643,0
13,6
0,53
0,62 '
0,60
25,1
0,66 204,0
324,0
0,69
84,0
4,60
0,78
0,80
0,87
9,,.
o.'82
2,51
39,6
0,53
67,1
0,51
2,84
0,45
15,4
0,42
27,7
0,38
45,0
0,42 231,0 ' 0,42 368,0
731_,0
5,26
0,58
133,5
0,64
97,5
0,42
10,3
0,51
0,35 '
0,38
101,1
5,62
0,35
76,5
16,0
0,38 151,5
0,38
0,53
0,53 10,9
0,38
3,02
0,35
30,6
0,35
47,8
0,35
80,5
0,35
117,5
0,35
0,35 2?3,0
o
'
112;0 ·J,9
.
'· '
1,2
60,3-4
2,02
1 l;¡¡
2,24
DIAM,EXT,·ESP.
SECCIÓN (cm�)
TEMP.ASPIR;�c
143,5
132,5
13,26
15,4
2¡,
- 2r
o
,
'
'
'·'
POTENCIA M I N I MA N ECESARIA PARA EL ARRASTRE DEL ACEITE EN LOS TRAMOS ASCENDENTES
DE ASPIRACIÚN. R - 22
- lO
H
'
91,4
153,0
48,3-3,6
Pérdi9a de carga con - potencia máxima= Pérdida de carga con potencia mínima
TABLA 1 9.
2,'
HlD,O
F = Pér�ida de carga en oc por 100 metros de longitud equivalente
fgjh
'
'·'
52,4
. ·�
302,2
173,'4
TUBO DE ACERO
17,9
0,73
.·
2,1
55,0
51.6
19,2
13,0
7,95
o
46,0
1.0
¡J
0,53
18,3
0,53
3,30
1,31
2,2
37,2
0,65
0,65
1,28
2,2
6,55
31,�
33,6
9,0
9,0
2,02
5,65
1,46
2 ••
31,5
0,65
7,25
,,5
2,44
3,21
'
35,8
27,6
8,5
4,65
2,92
1,64
'
•.o
10,6
2,66
F
120,6
,,8
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t. l!s
s lfa
77,3
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'·'
24,0
4 t¡8
.
59,6
44,0
F
•.o
20,1
5,65
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'
1,54
"
'·'
5,75
3,94
4,07
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,,
J v8
25,8
'
16,5
p
6,55
2,42
16,2
...
'
'
1,78
4,26
'·'
9,0
'
'
. JO
1,30
'
'·'
9,73
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- 30
'
'
••9
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'
'
\,81
TEMP.ASPIR"C
30,8
,,0
1,90
(cni•)
,
2 5/¡
20,3
'
o
DIÁM EXT-ES'P
ll,ti
2 lla
5,,
'
"
SeccióN
. ..
1,84
'
'·'
'·'
1,0
- lO
TUBO DE COBRE
¡ l •a
H
p
10,0
»
= 1 000 fg/h
F
= Pérdida de car�a en
oc
1 ,70
161,0
por 100 metros de longitud equivalente
f'
Pérdida de carga con potencia méxima = Pérdida de c ga con potencia mínima
x
2,18 143,0
1,38
172,0
266,0
2,18 225,0
1,38 272,0
0,6�
0,38
\Potencia mlnima
)
444,0
425,0 '0,38 831,0
0,35 450,0
(Potencia máxima
2,0
1•8
,
0,35
884,0
1,82
0, 1 1
O, 18
TERCERA PARTE. PROYECTO DE LA TUBERÍA
3-66
TABLA 20.
POTENCIA M I N I MA NECESARIA PARA EL ARRASTRE DEL ACEITE EN LOS TRAMOS ASCENDENTES
(MONTANTES) D E ASPIRACIÓN. R - 500
'Jo
DIÁM. EXTER�
SECCIÓN (cm�)
TEMP.ASPIR�c
p
3,11
1,12
1,33
1,60
1.87
2,18
2,30
· 40
. JO
- 20
· 10
o
"
--
1 1ta
1 3¡8
1 51a
. 5,31
6,09
11,5
p
p
1,0
1,1
0,67
0,55
2,18
2,64
3,20
3,76
4,30
4,57
''
''
p
'·'
p
3,63
2,,
4,45
1,6
5,26
1.0 6,09
0,67 7,15
0,55 7,96
p
'· '
2,3
1,,
1,0
0,67
0,55
p
'·'
'·'
8.2
'·'
11,2
12.4
TUBO DE COBRE
p
p
2 1ta
20,3
11,5
3,8
,,3
13,9
16,3
1.<
0,84 19,1
0,58 22,1
0,55 23,6
2 51s
F
-
p
30,8
3,6
19,7
' ' 23,6
1,2 28,2
0,8 32,7
0,58 35,1
0,55 41,2
p
p
3 1ta
3 5¡8-
44,0
59,6
3,3 30,3
1,9 . 36,9
1,, 43,6
50,6
'·'
o,·sa 58,5
0,55 62,6
F
-
3,1
''
1.0
0,69
0,47
0,36
p
p
p
-
..
.,
.
. JO
· 10
8
"
26,9·2,65
3,66
p
F
1,27 5,65
1,54 3,55
1,84 1,58
2,15 1,09
2,42 0,78
2,47 0,73
33,7-3,2
5,85
p
2,23
2,81
3,39
'·'
4,56
4,87
p
5,10
3,t3
1,72
1,09
0,78
0,73
42,�·3,6
9,13
p
4,55
5,45
6,95
7,86
9,08
'·'
F
4,55
3,0
1,45
0,89
0,60
(),55
48,3-3,6
13,26
p
6,65
8,64
10,0
11,5
13,0
13,6
p
·UO
2J
1,45
0,89
0,6()
0,55
60,3-4
21,48
p
p
12,4
15,1
18,5
21,4
24,2
26,0
'· '
i3·5
31,17
p
p
88,9-5,6
46,97
p
F
3,64
2,15
1,27
0,73
0,56
0,55
101,6·5,6
64,18
F = Pérdida de carga en oc por
nido se limite al m1n1mo. De lo contrario puede
acumularse un exceso de aceite en el sifón du­
rante el funcionamiento con carga parcial de
forma que disminuya peligrosamente .el nivel de
aceite en el cárter del compresor; además, esto
puede dar lugar a un retorno masivo del aceite
al compresor cuando aumenta nuevamente la
carga, La figura 58 también muestra que el tra­
mo vertical mayor, B, forma una. especie de sifón
invertido que penetra en la línea de aspiración
de líquido por la parte superior. El propósito
de esta curva es la de evitar la caída del aceite
conducido por A en el conducto B durante el
funcionamiento a carga reducida, es decir, cuan­
do B n<? está en servicio.
Ejemplo 4.
Diámetro de /as columnas ascendentes
Datos:
Instalación funcionarÍdo con R-12.
Temperatura de condensación: 40 �C.
Temperatur& de evaporación: 5 "C.
Altura de la columna ascendente.
Longitud equivalente de la colúmna ascendente: 6,6 m
.(3 m de tubo + 2 codos).
Potencia frigorífica a plena carga: 300.000 kcal/h.
Potencia frigorífica con carga mínima: 24.000 kcaljh,
obtenida con dos cilindros de los 16 en 'total (2 com­
presores de 8 cilindros) funcionando
a temperatura
·
de evaporación de -5 "C.
Determinar:
El diámetro de la columna ascendente.
La pérdida de carga que produce.
Solución:
l . Según la tabla 18, el tubo de 2 1/s'' sirve para el
retorno del aceite con potencia mínima de 17.000
kcaljh y una pérdida de carga de 0,82 "C cada 100 m
(interpolación entre O y -10 "C).
-
p
11�,3-6,3
�1.23
p
p
3,46
2,10
1,25
0,70
(),56
o-,55
47,5
59,4
70,9
82;0
94,5
,.,,2
f
66,5
80.5
96,9
112,0
132,0
137,0
..
100 metr<;�s de JOngitu� equivalente
.
_
'
,
Pérdida de carga con pote ñcia ináxima = Pérdida de carga con potencia nilnima
P = 1000 fg/h
p
F
p
'1,7
1,,
1.0
. 0,62
0,40
0,36
173,4
169,0
204,0
242,0
283,0
318,0
351,_0
�
8 1ta
F
p
'·'
302,2'
340,0
t,.s 4Q9,0
1,0 496,0
0,62 570,0
0,40 656,0
0,36 7�0,0
p
2.<
1.<
'·'
0,54
O,•lO ¡
0,36
.
3,82 33,3
2,35 40,9
1,27 49,0
0,73 57,2
0,56 65,0
,
0,55 69,4
19,4
23,6
1,43 28,4
0,89 33,3
0,60 37,8
0,55 41,1
'·'
F
120,(j
108,0
130,0
1.0 157,0
0,62 187,0
0,40 219,0
0,3,6 230,0
3,1
6 1/s
s l¡s
'·'
''
63,0
' ' 75,6
1,0
89,3
0,62 104,0
0,40 118,0
0,36 125,0
45,1
53,9
64,1
74,6
86,0
92,6
TUBO DE ACERO
DIÁM.EXT•..:ESP,
SECCIÓN (cm!)
TEMP.AS PIR•c,
4 1¡8
77,3
141,3-6,_3
'" 130,08 '
p
168,3-7, 1
186,5
p
F
182,0
231,0
272,0
328,0
3.54,0
368,0
3,10
1,97
1,20
0,84
0_,47
F
3:46 118,5
2,10 142,0
1,25 71,0
0,]0 198,0
0,56 227,0
0,55 239,0
3,37
1,,
1,20
0,8�
0,47
0,3.]
.
( . � .b ,
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.
x
.
' 219,1-8
32�,9
Po'tencia áxim t'_
,
.
Potencia mfmma
p
363,0
471,0
545,0
624,0
7i:l9,0
g,J I 1s9;o
.·.
F
2,82 :
1,80
1.0
0,65 '
0,40
0,31 '
!
·
a·
2. Pérdida de carga para potencia frigorífica mínima)
Pérdida de carga para 17.200 kcal/h,
;p
=
0,82 X 6,6
X
10-'
=
5,41 X 10·'
Si se admite que la pérdida de carga varia pro·
porcionalmente a la potencia de exponente 1,8 de
la carga, se tiene:
Pérdida de carga real para 24.000 kcaljh,
;p
=
'P
= 5,41 X 1()-'
5,41
X
1()-'
(�)'·'
17,2
X
1,83
= 9,9
X
10-'
o sea, .0,1 "C.
3. Pérdida de carga para .la potencia frigorífica má­
xima
'P
;p
=
=
S '41 X 10-'
(
300.000
17.200
5,41 X 10-' X 171
=
)'
''
9,25 oc
Esta pérdida de carga a la cual se sumará la d�l
resto del conducto de aspiración, es obviamente
excesiva. Habrá pues que instalar un do"ble tramo
ascendente.
4. Determinar el diámetro de la columna ascendente
de pequeña sección como antes (tubo de 2 1/2" de
acuerdo con el apartado 1 ) y después, el diámetro
dé la sección grande para que la pérdida de carga
siga siendo correcta cuando se reparta la carga
o potencia frigorífica total en las dOs columnas
ascendentes. Admitamos . una pérdida de carga
de 0,25 •c.
L.ongitud equivalente corregida (según el factor o
coeficiente de corrección del gráfico 9), 6,6 x 4 =
=26,4 m. Según el gráfico 7, con un tubo de 2 1/8",
la potencia frigorífica para una longitud equiva­
lente de 27 m es de 50.000 kcaljh; con un tubo de
4 1/s'', la potencia "frigorífica para una longitud equi­
valente de 27 m es de 280.000 kcal/h. Luego un tubo
de 2 1/s'' y otro de 4 1/8" dispuestos en paralelo, con
longitud de 27 m y una pérdida de carga de 0,25 oc ,
permiten la circulación de una potencia de 324.000
3·67
CAPÍTULO 3. TUBERÍA PARA REFRIGERANTES
kcaljh. Sin ·embargo, como la potencia frigorífica
es sólo de 300.000 kcal/h, la pérdida de carga real
será de
0,25 X
(
300.000
324.000
)'·'
=
0,21 oc
Variante cuando B < C
La potencia frigorífica mínima para el retorno del
aceite con una temperatura de evaporación de
S oc es de 19.200 kcal/h para el tubo de 2 1/8" y de
106.000 kcal/h para el tubo ·de 4 1/8". Estos dos
tubos montados en paralelo serán pues capaces
de garantizar el retorno del aceite con carga
máxima.
DIMENSIONADO D E LA TUBERIA
D E DESCARGA (GAS CALIENTE)
El diámetro de la tubería de descarga se de­
termina de forma que la pérdida de carga que
produzca esté dentro de unos límites aceptables.
La influencia de esta pérdida de carga sobre la
instalación puede verse en la tabla 16.
Tramos de descarga verticales
.
Aunque es conveniente limitar al minimo la
pérdida de carga en la tubería de descarga, debe
tenerse en cuenta que la velocidad del gas debe
ser la suficiente para que permita el arrastre del
aceite. Esto, que no· significa problema en las
aplicaciones normales, debe tenerse muy pre­
sente cuando se emplean varios compresores co­
nectados en paralelo, con control de capacidad.
Los tramos verticales de desca'rga deben ser di­
mensionados de forma que permitan el arrastre
del aceite aun funcionando a mínima carga.
Las tablas 2 1 y 22 dan las potencias frigorífi­
cas mínimas necesarias para asegurar el arras­
tre ascendente del aceite en los tramOs vertica­
les. También indican la caída de presión en di­
chos tramos expresada en •C por 100 m de Ion­
gitud equivalente.
Doble columna vertical de descarga
Si la instalación comprende varios compreso­
res en paralelo con dispositivo regulad/lt de po­
tencia, un tramo vertical de diámetro calculado
para que pn.eda producirse el arrastre del aceite,
con el mínimo caudal (mínima carga), puede
provocar una pérdida de carga no admisible, por
excesiva, cuando furicione a máxima potencia.
En este caso se utiliza una doble columna de
descarga calculada como en el caso de la aspi­
ración (ver figura 59).
PESO DEL REFRIGERANTE
La tabla 23 puede emplearse para determinar
el peso de refrigerante requerido en los conduc-
Al condensador
Del
Del
Del
compresor · compresor compresor
n.o 3
n.o 2
n.o 1
//:
,;
Colector de descarga
FIG. 59. Doble columna ascendente de descarga
tos. La carga total del sistema es igual a la suma
de las cantidades de refrigerante contenidas en
los distintos componentes: conductos, compre­
sor, evaporador, condensador y receptor (carga
mínima).
TRAZADO DE LA TUBERIA DE REFRIGERANTE
EVAPORADORES
Trazado de los conductos de aspirac ión
La ubicación de las tuberías de aspiración a
la salida del evaporador debe ser tal que evite:
l . Que e l refrigerante e n s u fase líquida pue­
da penetrar en el cárter del compresor
durante los períodos de paro.
2. Que el aceite que se halle en un evapo­
rador en actividad pueda penetrar en un
evaporador inactivo.
Esto puede obtenerse mediante el empleo de
sifones y UD. trazado apropiado de los conductos
que conectan el evaporador, el compresor y el
condensador. En la figura 60 pueden verse al­
gunas disposiciones tipo de la tubería de aspi­
ración:
Figura 60 a. Compresor situado a nivel infe­
rior de un evaporador único. El conducto de as­
piración forma una . U invertida alcanzando un
nivel superior al del evaporador, con el fin de
evitar que el refrigerante líquido que pueda ha­
llarse en dicho evaporador, pueda pasar al com­
presor durante las paradas de éste.
Figura 60 b. Evaporador único a n.ivel inferior
al del compresor. La U invertida en aspiración
es innecesaria, ya que el evaporador retiene for­
zosamente todo el refrigerante líquido.
Figura 60 c. Varios evaporadores a diferentes
niveles, ,pero con el compresor a un nivel más
bajo. Cada tubería de aspiración . individual de­
berá estar provista de la U invertida, como en
la figura 60 a.
3-68
TERCERA PARTE. PROYECTO DE LA TUBERÍA
TABLA 21.
DIÁM. EXTER.
SECCIÚN (cm ')
TEMP. ASPIR.GC
POTENCIA MINIMA NECESARIA PARA EL ARRASTRE DEL ACEITE EN LOS TRAMOS D E DESCARGA
ASCENDENTES. R - 12
7:s
3
p
ú
5 31
F
p
4,21
3,64
F
p
1,82
TUBO DE COBRE
J;s
1
1 J¡a
no
8,0!1
F
p
6,95
3,64
1 1,5
2 J¡a
203
F
p
10,9
1,82
21,8
F
2
S/6
30,8
p
440
F
26
2,12
32
2,27
1,82
4,51
3,64
7,26
1,82
11,2
1,82
22;4
1,82
39,4
1,82
61,1
1,82
38
2,45
1,82
4,88
1,82
8,20
1,82
12,1
1,82
23,9
1,82
42,6
1,82
66,3
1 ,82
1,82
1,82
36.9
J s;a
. 3 l¡g
p
F
58,1
1,82
596
p
s l!a
4 J¡a
F
77,3
p
F
p
6 l¡a
120,6
F
p
173,4
F
1,82
116,0
1,82
89,0
1,82
122,1
1,82
215,0
1,82
339,0
1,64
96,9
1,64
132,5
1,64
233,0
1,45
366,0
1,45
84,0
206,0
1,82
320,0
1,82
44
2,76
1,82
5,34
1,82
8,80
1,82
13,6
1,82
26,6
1,82
46,6
1,64
72,6
1,64
106,2
1,45
146,0
1,45
257,0
1,26
399,0
1,27
50
2,90
1,27
5,85
1,82
9,70
1,64
15,4
1,45
30,2
1,45
51,5
1,27
80,1
1,27
1 16,0
1,27
162,5
1,09
284,0
1,09
441,0
1,09
TABLA 22.
D�
M � EXTEA,
SECCION (cm•)
TE.M P.ASPIR.•c
POTENCIA M I N I MA NECESARIA PARA EL ARRASTRE DEL ACEITE EN LOS TRAMOS DE DESCARGA
ASCENDENTES. R - 22
.,
1 1¡8
1 3/8
1
5,31
8,09
1 1,5
p
F
p
F
1 1,82
!
·-
p
F
'JO
2 1;8
2
20,3
30,8
F
p
3
p
F
3 5;8
1/8
44,0
F
p
59,6
1,82
31,8
1,64
54,5
1,45
85,3
1,45
126,5
1,45
174.1
17,6
1,64
34,8
1,45
59,6
1,27
93,9
1,27
1 36,0
1,27
189,2
12,4
1,45
19,1
1,45
38,1
1,27
65,4
1,27
104,0
1,09
148,0
1,09
205,�
13,6
1,27
21,2
1,27
41,8
1,09
71,6
1,09
116,0
1,09
162,0
0,91
223,0
1,45
6,40
1,82
10,6
3,54
1,27
6,94
1 ,64
11,5
38
3,88
1,27
7,60
1,45
44
4,24
1,09
8,25
1,27
TABLA 23.
DIÁMETRO EXTERIOR
DE LOS TUBOS
i
x
�
6 1¡3
F
p
173 4
F
1.27
30�,0
1,27
426,0
1,09
1,09
320,0
1,09
479,0
0,9
1,09
357,0
524,0
0,73
0,91
363,0
0,91
_
0,91
571,0
0,73
)
Potencia máxima 1 .8
. m mma
Potenc1a
1 •
PESO DE FLUIDO REFRIGERANTE EN LOS CONDUCTOS
�
Acero___
¡
120 6
p
F
F = Pérd1da de carga en oc por 100 metros de longitud equivalente
1000 fg/h
Pérdida de carga con potencia máxima = Pérdida de carga con potencia mínima
Cobre
p
F
16,3
3,20
32
s 1f8
4 1;3
77 3
1,64
26
p =
p
F
TUBO DE COBRE
s18
"o
3,11
(kg/100 m)
ASf'IRACIÚN
LfOUIOO
5 oc.SATURADO
:12
R-500
R-22
0,193
0,193
0,238
38 oc
�-500
R-12
R-22
GAS CALIENTE (DESCARGA)
38 °C·SATURADO
R-12
R-500
R-22
112
17,2
10,7
0,485
o;485
>¡ o
21,3
0,312
0,297
0,370
19,0
16,8
17,1
0,756
o,n2
7;o
26,9
0,640
0,624 '
0,756
39,4
34,6
35,6
1,56
1,63
1 1;3
33,7
1,085
1,070
1 ,290
67,1
59,1
60,9
2,67
2,67
4,00
92,4
4,0
4,16
5,95
1 3¡g
1
5¡ 8
'-·\·.
2 1;8
2
'
5/8
1 1,9
42,4
1,630
1,630
1,930
102,0
90,0
A8,3
2,38
2,42 -
2,82
144,5
127,0-
4,90
251,0
223,0
6,10
7,56
388,0
342,0
750,0
656,0
60,3
4,00
73
6,24
8,90
88,9
3 J;e
10,4
12,0
A,OO
8,75
10,7
11,9
3 s;a
101,6
4 l¡a
1 1 4,3
15,6
15,4
18,9
5 1;3
141,3
24,4
24,0
29,4
564,0
13,5
130,1
227,0
350,0
500,0
489,0
972,0
855,0
IPO
1515
,0
6 1¡a
168,3
35,0
34,6
' 42,2
2180
19"3
8 l¡a
219,1
6·1,-0
60,4
72,2
3720
3270
676,0
880,0
1380
. .
1975
3440
0
0,70
1,15
2,38
5,80
10,25
16,3
22,3
5,80
9,95
5
22,3
1 ,4
29,7
38,6
61,0
8�,6
32,7
29,7
44,5
40,0
56,5
89,0
0
127,5
154,5
223,0
61,
151,5
....
14,7
22,3
89,0
Para temperaturas distintas de las indicadas arriba( 'aplicar los siguientes coQficiente� :'
ASPIRACI N-TEMP.
lO
o
.JO
R-12
1,18
0,88
R-500
1,18
R-22
1,18
REFRIGERANTE
.
SATURAGI N
..
l OUIDO·TEMP. SATUAACI N
DESCARGA-TEMP.
.20
·35
5
"
25
35
50
,0,63
0,44
0,25
1,09
1,06
1,03
1,01
0,97
0,88
0,62
0,44
0,25
1,10
1,08
1,04
1,01
0,95
0,71
0,88
0,62
0,-14
0,24
1,11
1,08
1,04
1,01
0,98
0,71
Los pesos indicados para R-12, R-500, R-22 se han calculado a 'base de tubo' de cobre;
"
25
0,72
30
SATURACIÓN
35
40
50
0,82
0,93
1,06
1,37
0,81
0,93
0,8 1
0,93
1,06
1,37
1,06
1,39
1
3-69
CAPÍTULO 3. TUBERÍA PARA REFRIGERANTES
Bucle en a ó b si a = b 6 a = c
Bucle en a y - b si - a = b = e
{' l 'tt��'
,,.,
Bucle que impide la entrada del
-refrigerante liquido al compresor
(o)
(e)
'
M·-�--."1
Evaporador por encima
del compr6sor
Doble columna
ascendente si '
'es necesario
Evaporador por debajo
del compresor
(b)
Evaporador úni_�o
e
( )
Evaporadores a niveles
Evaporadores superpuestos
fe e
Compresor a nivel superior
Corripres�� : �f��� superior
Evaporadores múltiples
(d)
Evaporadores a niveles
diferentes
Compresor a nivel inferior
EvapOradores superpuestos
Compresor a nivel inferior
Evaporadores múltiples
(g)
Compresor a nivel inferior
Evaporadores múltiples
(1)
Doble columna
ascendente si
es necesano
( h)
Compresor a nivel superior
a!
mismo nivel
FIG. 60. Disposición del conducto de aspiración a la salida del evaporador (batería de circuito único)
Figura 60 d. Dos evaporadores dispuestos uno
sobre otro, o dos elementos de una misma bate­
ría cuya alimentación se realiza :mediante una
sola válvula solenoide. La U invertida puede ser
común a ·ambas.
En el caso de varios elementos de una misma
batería, alimentados mediante válvulas solenoi­
. des individuales, cada elemento deberá poseer,
para asegurar el retorno correcto del aceite, su
propia tubería en U invertida, según figuras 60 e
y 60 e. Si esto no fuese posible, puede recurrirse
a la disposición de la figura 60 f.
Figura 60 g. Varios evaporadores situados al
-m.isfno nivel y el compresor situado a nivel in­
ferior. En este caso se prevé un tubo vertical
para cada evaporador, unido cada uno de ellos
por su parte superior, a la tubería común de
aspiración. Otra solución consiste en unir direc­
tamente la salida de cada evaporador a un co­
lector de aspiración común que, seguidamente,
se eleva . en una curva simple, hasta la parte su­
perior de los serpentines antes de bajar al com­
presor.
Figura 60 h. Varios evaporadores al mismo
nivel y el compreSor situado a nivel superior.
Cuando el funcionamiento del compresor está
controlado p or un presostato de baja presión
(Pumpdown Control), el evaporador no contiene
líquido, siendo innecesarias las precauciones an­
teriores.
Se recomienda el pequeño sifón que se mues­
tra en las lineas de aspiración inmediatamente
después de la salida de aspiración del serpentín,
para evitar un funcionamiento defectuoso de la
válvula termostática de expansión, cuyo bulbo
está situado en la línea de aspiración, entre el
serpentín y el sifón. Éste recoge el líquido que
está · debajo del bulbo cuando esté parado el com­
presor, evitando así el funcionamiento defectuo­
so de la válvula cuando el compresor se pone
nuevamente en marcha. Se requiere un sifón so­
lamente cuando hay tramos rectos o verticales
en la línea de aspiración en la salida de la boca
del serpentín. No es necesario el sifón cuando la
línea de aspiración desde la boca de salida del
serpentín baja al compresor o colector de aspi­
ración inmediatamente después del bulbo de la
válvula de expansión.
Las tuberías de aspiración deben proyectarse
para que el aceite de un evaporador activo no
desemboque a uno que no esté en funciona­
miento.
Figura 60 e. Varios evaporadores a diferentes
niveles y el compresor a nivel superior. Todos los
TERCERA PARTE. PROYECTO DE LA TUBERÍA
3-70
tubos de aspiración verticales se unen en su par­
te superior a la tubería común de aspiración,
si su diámetro es igual al de la tubería princi­
pal. Si es inferior, pueden unirse a la tubería
principal en su parte lateral. Esto permite evi­
tar que el aceite descienda .y entre en un serpen­
tín que pueda estar inactivo.
Figura 60 f. Varios evaporadores a diferentes
niveles y el compresor a nivel superior. Se evita
que el aceite entre en el evaporador situado a ni­
vel más bajo, porque la línea de aspiración co­
mún desciende hasta un nivel inferior al de la
boca de salida del evaporador más bajo, antes
de entrar en el tramo vertical de aspiración.
Si los evaporadores han de estar tanto por
encima como por debajo del nivel de la tubería
de aspiración común, las tuberías individuales
se conectan como muestran las figuras 60 a y
60 b. Según 60 a, la tubería para el evaporador
situado encima de la línea de aspiración y se­
gún 60 b, la tubería para el evaporador situado
debajo de la línea de aspiración del compresor.
Baterías con varios circuitos
Todas las baterías de serpentines, a excepción
de las más pequeñas, se construyen con circuitos
múltiples. La longitud y el número de circuitos
se determina según el tipo de aplicación. A las
baterías de circuito múltiple se suministra el
refrigerante a través de un distribuidor que re­
gula p.niformemente su distribución en los cir­
cuitos. Las baterías de expansión directa pueden
colocarse en cualquier posición, siempre que se
prevean medios para la adecuada distribución
del refrigerante y extracción continua del aceite.
En general, en la instalación de la tubería de
aspiración, debe adoptarse la disposición repre�
sentada en la figura 60, pata asegurar el ade-
Colocar el bulbo de la válvula de expansión
inclinado 45°con la generatriz inferior del tubo
y lo más cerca posible de la bateria .
FIG. 62. Conexión de una batería de expansión directa.
Colector de aspiración a nivel superior al de la batería
cuado funcionamiento de la válvula de expansión,
retorno de aceite y, protección del compresor.
Las figuras 61 y 62 muestran la disposición de
la tubería correspondiente a baterías para en�
friamiento del aire, con dispositivo de expansión
directa, disposición que permite la evacuación
correcta del aceite. En la figura 61, las salidas
se unen a un colector común de aspiración ver�
tical y sentido descendente hasta un · nivel más
bajo al del plano inferior del evaporador. En
la 62, las salidas se prolongan en dos tuberías
verticales ascendentes anteS de unirse al colee�
tor común de aspiración. Los tubos de equilibrio
de presión de las válvulas· de expansión se unen
a la parte superior de cada colector de aspira­
ción sobre la batería, es decir, en el extremo
opuesto de las tuberías de salida.
Tubo de cc;:�mpensaci6n. Colocar el bulbo ¡:fe
la válvula ae exPansión inclinado 45° con la
generatriz ihferior del tubo y. Jo más cerca
posible de la bateria o -serpentln
FIG. 61. Conexión de una bAtería de expansión directa,
Colector de aspiración a nivel inferior al de la batería
FIG. 63. Conexión de una batería de expansión directa
con conducto de retorno del aceite a la aspiración
CAPÍTULO
FIG. 64.
3. TUBERÍA PARA REFRIGERANTES
Enfriador alimentado con vapor sobrecalentado
(de expansión seca)
En la figura 63, las tuberías de salida de la
bate7ía se unen a la par�e superior o a la parte
media de cada colector de aspiración, lo que im�
pide la evacuación correcta del aceite. En este
caso hay que prever conductos especiales, para
evacuación del aceite, entre los puntos bajos de
los colectores de aspiración y un punto del con­
ducto de aspiración común situado por debajo
del plano inferior de la batería.
Enfriadores de agua multitubulares
Las figuras 64 y 66 muestran trazados típicos
de tubería de refrigerante para un enfriador a
expansión seca y para un , enfriador i�undado,
respectivamente.
En un enfriador de expansión seca, el refrige­
rante circula a través de los tubos y el agua (o lí­
quido) a enfriar circula transversalmente sobre
la parte exterior de los tubos. El agua (o el líqui­
do) circula conducida por placas guías verticales
FIG. 66.
Enfriador inundado
( baffles) . Si el compresor posee dispositivo de
reducción de potencia en más del SO %, es reco­
mendable utilizar evaporadores de ·vados circui­
tos, ya que por debajo de una reducción del SO %
no es posible asegurar el arrastre del aceite ni
el perfecto funcionamiento de la válvula de ex­
pansión. Por dicho motivo, se recomienda que
la capacidad mínima proyectada de un circuito
simple no sea inferior al SO % de su capacidad
completa. Si la potencia tuviera que ser reducida
más del SO %, cada conducto deberá llevar vál­
vula solenoide. Es recomendable la utilización
de un intercambiador líquido-vapor en este tipo
de refrigerador.
En los enfriadores de gran tamaño puede ser
c?�veniente el empleo de una válvula de expan­
swn, cuya abertura sea controlada ·mediante otra
pequeña válvula de expansión termostática que
le servirá de piloto o mando (fig. 6S).
Enfriadores inundados
lntercambiador de calor
llquido-vap()r
. onduct? de aspiración
Enfriador .
Válvula de eXpansión
gobernada por la
termostática
FIG. 65.
3-71
Conexión de un enfriador de gran potencia,
de expansión seca
En un enfriador inundado, el refrigerante ro­
dea a los tubos contenidos en su interior, por los
que circula el agua o líquido a enfriar.
Los enfriadores inundados requieren una línea
de vaciado continuo de líquido, desde algún puh­
to situado a nivel inferior al del líquido del en­
friador, hasta la línea de aspiración. Este vaciado
continuo de líquido y aceite refrigerante asegura
el normal retorno de aceite al compresor. Dicha
línea de evacuación de aceite debe estar equi­
pada con una válvula de cierre manual, una
válvula solenoide y una mirilla. La válvula sole­
noide debe estar conectada al circuito de control
de modo que se cierre al pararSe el compresor.
Es necesario un intercambiador líquido-vapor
instalado junto al enfriador, con el fin de eva-
3-72
TERCERA PARTE. PROYECTO DE LA TUBERÍA
porar cualquier refrigerante líquido de la mez­
cla de aceite y refrigerante que, continuamente,
se vacía en la línea de aspiración.
Como los enfriadores inundados funcionan a
menudo con cargas ligeras, frecuentemente es
necesaria la instalación de la doble columna ver­
tical en la aspiración.
Para evitar la congelación, el suministro de
agua en un enfriador inundado nunca debe ser
estrangulado ni debe efectuarse un bypass.
COMPRESORES
Tubería d e aspiración
La tubería de aspiración de los compresores
montados en paralelo debe proyectarse para que
todoS los compresores funcionen a la misma pre­
sión de aspiración, y para que el aceite se retorne
a los compresores en funcionamiento en canti­
dades iguales_ Para asegurar el mantenimiento
de los adecuados niveles de aceite, los compre­
sores de tamaños desiguales pueden instalarse
sobre fundaciones o basamentos de alturas dife­
rentes, ara que en el cárter de cada compresor
se mantenga el nivel de aceite de funcionamiento
recomendado.
Los conductos procedentes de diferentes eva­
Poradores terminan en un colector común, ho­
rizontal, de diámetro constante y situado a nivel
superior al de las entradas de aspiración del
compresor. Los ejes de las tuberías que parten
hacia los diferentes compresores están en el mis­
mo phino horizontal que pasa por el eje del co­
lector, y deben ser del mismo diámetro que éste.
Las reducciones de diámetro que puedan ser ne­
cesarias se realizan en los tramos verticales, no
en los horizontales, ·que, como ya se ha dicho,
deben ser del mismo diámetro que el colector.
Esto permite el retorno proporcional del aceite
a cada uno de los compresores en funciona­
miento.
La figura 67 muestra la disposición de los co­
lectores de descarga y de aspiración para dos
compresores funcionando en paralelo.
P
FrG. 67. Disposición de los conductos de aspiración
y de descarga (compresión) para compresores múltiples
l.
2.
Evita que el gas que pueda condensarse en
la línea de descarga durante las paradas,
vuelva a las culatas de los compresores.
Esto evita averías al arrancar el compresor.
Evita que el aceite procedente de los com­
presores en funcionamiento entre en la cu­
lata de uno inactivo.
Tubería de interconexión
Además de la tubería de descarga y aspiración,
en los compresores en paralelo se requieren lí­
neas de compensación de aceite y de presión,
entre los compresores y entre las unidades con­
densadoras.
Tuberfa de descarga conectada
en la parte superior del
condensador
Tuberfa , de 'descafqa
-�o compresión)
Tu.bería de descarga
Los conductos de descarga de los diversos com­
presores van a parar a un colector común si­
tuado a nivel más bajo que el de'las salidas de
descarga del compresor. Generalmente, por ra­
zones de orden práctico, dicho colector se sitúa
sobre el suelo. Esta disposición es equivalente
a un sifón situado en la tubería de descarga de
un compresor único, como puede verse en la fi­
gura 68.
El sifón situado en la tubería de descarga cum­
ple dos funciones:
Válvula de retención'
FIG. 68.
Sifón en el conducto de descarga
3-73
CAPÍTULO 3. TUBERÍA PARA REFRIGERANTES
Compensación presión
descarga
Compensación aceite cárter
Compensación de los cárters (aceite
y
gas)
FIG. 69. Tuberías de compensación en compresores en paralelo
Es necesaria la tubería de compensacmn del
aceite que una todos los cárters, con el fin de
mantener niveles uniformes de aceite y engra­
sado adecuado en todos los compresores. Esta
tubería puede estar situada en un plano hori­
zpntal que pase por los conductos de salida del
cárter, pero nunca por encima de dicho plano.
Para facilitar el acceso al compresor, general­
mente se sitúa a ras del suelo (figura 69).
Generalmente no puede obtenerse el mismo
·nivel de aceite en los diferentes cárters de los
compresores si no se consigue la igualdad de
presiones de dichos cárters (presión gas). Para
ello, además de la tubería de compensación de
aceitf:, es necesaria otra que una los cárters ( com­
pensación de presión)• Esta nueva tubería de
compensación deb� estar a nivel superior a la
de compensación de aceite. Por razones de ac­
ceso al compresor, suele situarse por encima
de los mismos. Debe estar toda ella al mismo
nivel y de la forma conveniente que evite la for­
mación de sifones.
Las válvulas de cierre deben instalarse en am­
bas líneas para poder aislar cualquier máquina
en las reparaciones sin necesidad de parar todo
21
el sistema. Ambas líneas deben tener el mismo
diámetro que las conexiones de la tapa del com­
presor más grande. Para absorber las vibracio­
nes, ninguna línea debe instalarse directamente
desde un cárter a otro sin formar una horquilla
o bucle en U.
Cuando varios compresores están interconecta­
dos como en la figura 69, es necesario igualar la
presión de los condensadores para e�itar que el
gas caliente (descarga) pase a través de uno de
los condensadores, hasta la línea de líquido. Para
ello se instala una línea igualadora de las pre­
siones de descarga, tal como indica la figura. Si
la tubería está instalada de esta manera, no cons­
tituirá ningún problema la vibración. La tubería
de compensación entre las unidades debe ser
del mismo diámetro que el de la tubería de des­
carga de mayor diámetro.
CONDENSADORES
Los recipientes de líquido se emplean frecuen­
temente en sistemas que tienen condensadores
enfriados por aire o condensadores evaporati-
TERCERA PARTE. PROYECTO DE LA TUBERÍA
3-74
Evaporador-condensador
Conducto de compresión
¡­
/
1
Batería-/
1
1
'--
1
1
1
1
Purga (1 {4n) situada
aqu( o en la parte
superior del receptor
Llqu;do
-...._
/" 7
Acoplamiento de la
válvula de seguridad
Tubo nivel líquido
-- (discrecional)
o
_M irilbt
endiente // / /
5 cmím
Al evaporador
la longitud del tramo horizontal no
debe ser mayor de 1800 mm. ( E l conducto
debe estar conectado a la parte superior del
receptor)
FIG. 70.
Tuberías alimentación evaporador-condensador de circuito único sin compensación independiente
del receptor
vos, y también en condensadores enfriados por
agua en donde se requiere una capacidad adicio­
nal para almacenamiento de líquido, a fin de
poder ·Yficiar el contenido total del sistema, en
caso necesario. Sin embargo, en muchos siste�
mas con colldensador enfriado por agua, dicho
condensador sirve también como receptor de lí�
quido si el refrigerante total contenido en el sis­
tema no excede de su capacidad de almacena�
miento.
Cuando se emplean receptores, la tubería de
unión entre condensador y receptor debe pro�
yectarse de forma .que permita la fácil circula­
ción del líquido en todas las circunstancias, lo
que será posible si se adoptan las precauciones
necesarias que eviten un au�ento de presión
en el interior del depósito receptor de líquido.
El caudal de líquido, desde el condensador al
receptor, puede ser obstruido por . cualquiera de
los siguientes motivos:
l. Aumento de la presión en el depósito
receptor.
2. Caída de presión excesiva en la tubería que
une el cóndensador y el receptor.
3.
Colocación incorrecta de la tubería entre
condensador y receptor.
Para solventar estas dificultades se recomien�
da lo siguiente en lo que respecta a la tubería.
Tubería unión evaporador-condensador
y receptor
Los depósitos-receptores de líquido sirven de
reserva de líquido en previsión de variaciones de
carga. También permiten el poder acumular en
ellos todo el refrigerante, dejando vacío .el resto
de la instalación, en caso necesario, permitiendo
una mayor comodidad en el mantenimiento y
reparación. El refrigerante podrá pasar al recep­
tor mientras un aumento de presión en éste no
lo impida. Por ello es necesario prever una igua�
ladón de presiones entre condensador y recep�
tor. Esta igualdad puede conseguirse dotando al
conducto del líquido de un diámetro suficiente­
mente grande para que con el máximo caudal no
quede ocupada toda la sección del tubo, o bien
mediante tubería compensadora independiente.
3-75
CAPITULO 3. TUBERIA PARA REFRIGERANTES
Tubería de compensación hacia
"'Ido dol
,r�o���·;¿�do�'
!:vaporador-condensador
Igual d1ámeuo que
de la sahda hasta
segundo codo
Tapón
l
.......,___ Unida
en la parte
inferior del receptor
Detalle
Y
Al evaporador
/
Baterla
-
¡
���--+ Purga (1 {4u) colocada aquí
Y no en la parte superior
del receptor
Tuberla de compensación del receptor.
Diámetro según tabla 24
i
C:::. ��f���i d�1�eg�ri�ad
/
Puede ser acoplado en la parte inferior.
Ver detalle Y. Si e�té arriba como en este
caso, « X >> se m1de entre la salida
del condensador y el acoplamiento inferior
FIG. 71. Tuberías alimentación de un evaporador-condensador de circuito único con compensación independiente
del receptor
La figura 70 muestra la instalación de evapo­
rador-condensador y receptor en la que la igua­
lación de presiones se realiza mediante el con­
ducto de líquido.
Tal disposición es aplicable a un sistema de
acoplamiento cerrado. La porción horizontal de
la tubería debe ser inferior a 1,80 m, debiéndose
mal}tener el mismo diámetro que el de la cone­
xión del evaporador. Además debe presentar una
pendiente de 25 c¡n por metro, según se indica
en la figura.
En la instalación de la figura 71, la igualación
de presiones ehtre receptor y evaporador se rea­
liza mediante tubería separada de compensación.
La tubería de líquido que une el evaporador-con­
densador con el receptor debe mantener el mis­
mo diámetro que la conexión del serpentín del
evaporador, al menos hasta el segundo codo, lo
que evita la retención de líquido en el serpentín
del condensador.
La tabla 24 indica el diámetro recomendado
para las tuberías de compensación destinadas a
la igualación de presiones.
Existen sistemas de uso corriente en los que
no se utiliza el receptor, pero debe reconocerse
TABLA 24.
CONDUCCIÓN DE EOlJILIBRADO
DEL RECEPTOR
c
(Entre re ept o r y condensador)
DIÁMETRO EXTERIOR
TUBO COBRE
!VB
7;a
1/8
3Ja
POTENCIA FRIGORIFICA MÁX
1000 fg/h
o o 120
120 o 240
240 o 360
Superior a_ 360
3-76
TERCERA PARTE. PROYECTO DE LA TUBERÍA
Nota - Los circuitos de las baterías en los diversos
evaporadores-condensadores deben tener
la misma longitud
Purga 1 /4" colocada aqul y
no en ()Srte superior del receptor
Evaporadores-condensadores
nivel (discrecional)
��r e�f�a��s:i !i�. /!stá
Puede ser acoplado a la rarte inferior.
salida del condensador
inferior
Diámetro según tabla 1 7
para la carga máxima
Mismo diémetro que la salida
del condensador_ hasta el primer codo
FrG. 72.
medido entre la
el acoplamiento
y
Válvula montada con
la tija horizontal
Válvula n.o 1 discrecional a condición de
que las dos vlllvulas 1]) sean utilizadas
Acoplamiento de dos evaporadores-condensadores en doble circuito
que su u So ·evita cierto número de problemas que
pueden presentarse. En efecto, en tales sistemas
el punto de funcionamiento es más crítico con
respecto a la carga de refrigerante. Si el sistema
está sobrecargado de refrigerante, puede mal­
gastar poten.cia y causar una pérdida de capa­
cidad si la sobrecarga retrocede al -condensador.
Un sistema con carga insuficiente también de­
rrocha potencia y causa una pérdida de capa­
cidad porque el evaporador se alimenta parcial­
mente con gas caliente. Por lo tanto, si se omite
el receptor de líquido debe mantenerse una car­
ga exacta de refrigerante para obtener un fun­
cionamiento eficiente.
La ventaja de este sistema es de índole eco­
nómica, ya que el coste de la maquinaria es más
bajo porque se suprime el recipiente o receptor
de líquido, así como las válvulas, siendo también
inferior la carga de refrigerante necesaria para
funcionamiento del sistema.
La figura 72 muestra un sistema de tubería pa­
ra varias unidades. Obsérvese que cada una de
ellas tiene una válvula en el tubo de llegada del
gas y otra en el tubo de compensación, que per­
miten el funcionamiento de una unidad cuando
la otra está completamente parada. Estfts válvu­
las son esenciales porque de otra forma la uni­
dad inactiva, a una presión más baja, hace que
el gas caliente pase a través de la unidad en fun­
cionamiento dentro de la línea de líquido. Ob­
sérvese que también cada unidad posee su grifo
de purga.
La tubería de gas caliente debe estar montada
de forma que la presión en cada condensador
sea prácticamente la misma. Para cumplir esto,
la conexión del ramal desde el colector de gas
caliente hasta cada condensador, debe ser del
mismo diámetro que la conexiÓn a la batería del
condensador.
La figura 73 muestra la instalación de un ser·
pentín de subenfriamiento. Éste debe estar co-
CAPÍTULO
3.
3-77
TUBERÍA PARA REFRIGERANTES
Evaporador-condensador
Tuberla de gas caliente (compresión
Acoplamiento de la baterla
de subenfriamiento•--t--<:
FIG. 73.
Instalación de una batería (serpentín) de subenfriamiento
ne�tado entre el receptor y el evaporador, para
lograr un mejor subenfriamiento del líquido.
Condensadores multitubulares
En un sistema de dos o más condensadores
multitubulares en paralelo, deben igualarse las
presiones de gas caliente pudiéndose emplear la
disposición indicada en la figura 75.
La diferencia de nivel entre la salida del con­
densador y el colector horizontal de líquido debe
ser por lo menos de 30 cm. Las partes inferiores
de todos los condensadores deben estar al mismo
nivel para evitar que el líquido retroceda al con­
densador situado al nivel más bajo.
Cuando los condensadores enfriados por agua
están interconectados, como se indica en la figu­
ra, deben estar alimentados por una misma vál­
vula reguladora de agua.
Si los evaporadores están situados a nivel in­
ferior al de los condensadores, y si la tubería
de líquido no posee válvula solenoide anterior
a cada válvula de expansión, será necesario el
empleo de tubería en forma de U invertida, co�
mo indica la figura 74. Esta U invertida tiene
por misión evitar el paso de líquido a los evapo·
radores durante los períodos de parada.
Vibración de la tubería
La vibración transmitida o generada en la tu­
bería de un sistema de refrigeración y el nivel
de ruido molesto que puede resultar, se elimina
o reduce al mínimo mediante un trazado corree�
to de la tubería y sus soportes.
La mejor forma de evitar que la vibración del
compresor sea transmitida a la tubería es ten·
der las líneas de aspiración siguiendo una tra�
yectoria en U en la que cada una de sus ramas
tenga una longitud igual a 6 diámetros, por lo me­
nos antes de llegar al primer soporte. De esta
manera la tubería puede absorber la vibración
sin esfuerzos excesivos. La tubería del gas ca­
liente, o de descarga, del compresor puede fijarse
3-78
TERCERA PARTE. PROYECTO
E
E
1 800 mm mlnimo
Conducto de
liquido
Retorno del evaporador
Al evaporador situado
a nivel inferior
DE LA TilllERÍA
zamientos, deben sujetarse mediante dos abra­
zaderas. Las abrazaderas deben estar fijadas en el
punto de menor movimiento del conjunto del
compresor. El tramo vertical que sigue a la curva
de salida de la U estará soportado lo más cerca
posible del compresor.
Si el compresor a su vez está montado sobre
amortiguadores, el soporte del tubo debe ser
elástico, de forma que su desviación sea igual
a cuatro veces la del soporte amortiguador. Véase
Aislamiento antivibratorio en los sistemas de tu�
bería del capítulo 1 , para un estudio más de­
tallado (pág. 9).
ACCESORIOS DE LA INSTALACION
DE REFRIGERACióN
TUBERfA DE LIQUIDO
FIG. 74.
Tuberías del compresor con el evaporador a un
nivel inferior
mediante grapa a la base sobre la que descansa
el compresor, si está provista de amortiguadores.
Si la longitud de la parte horizontal de la U es
suficiente, para limitar la amplitud de los despla-
lntercambiadores líquido-vapor
Existen dispositivos que permiten subenfriar
el refrigerante líquido y sobrecalentar el gas de
aspiración. Se exponen a continuación cuatro
razones para su uso y cuál es la mejor coloca­
ción en cada aplicación:
Al evaporador
1
{si está situado a �
nivel superior) _...- 1
1
1
1
ll
1
1
., _
Al evaporador
(si está situado a nivel inferior)
FrG. 75.
Conexión entre condensadores que permite la circulación del líquido
3-79
CAPÍTULO 3. TUBERÍA PARA REFRIGERANTES
r----- · --------�
T
Salida de liquido
con reducción
Entrada de lfquido
Disposición recomendada
T simple
Manguito de reducción
\
Nota - Tomar para el tubo exterior (vapor) la dimensión
inmediatamente superior a la del tubo interior (liquido)
Manguito ajustado en
Manguito de reducción
«X»
Variante
FIG. 76.
l.
Intercambiador líquido-vapor de doble tubo
Subenfriar e l refrigerante líquido para com­
pensar la excesiva caída de presión en la
línea de líquido. Colocación: cerca del con­
densador. Los intercambiadores dé líquido­
vapor no se recomiendan en aplicaciones
de simple etapa usando refrigerante 22,
porque el sobrecalentamiento del gas de
aspiración debe limitarse para evitar tem­
peraturas exageradas en el gas de salida del
compresor. Sin embargo, cuando se em­
plean para evitar el retorno del líquido al
compresor, el sobrecalentamiento del gas
de aspiración debe limitarse a 10 oc sobre
la temperatura de saturación. El intercam-
Salida de liquido
FIG. 77.
2.
3.
4.
biador líquido-vapor, proyectado de modo
que limite el sobrecalentamiento del gas de
aspiración, debe poseer un bypass que per­
mita la regulación de su funcionamiento.
Actúa como un separador de aceite. Colo·
cación: cerca del evaporador.
Evita el retorno del líquido al compresor.
Colocación� cerca del evaporador.
Incrementar el rendimiento de los ciclos
de refrigerante 12 y 500. Colocación: cerca
del evaporador.
Los dos tipos clásicos de intercambiadores
son:
Entrada de liquido
Intercambiador líquido-vapor con tres tubos excéntricos
3-80
TERCERA PARTE. PROYECTO DE LA TUBERÍA
GRÁFICO 23.
"
EFICACIA DE LOS INTERCAMBIADORES LIOUIDO-VAPOR DE DOBLE TUBO
R - 1 2 y R - 500
30
.
·¡¡
�
iñ
20
�
Potencia frigorlf i a (1 000 fg (h)
10 ,�-f�������������������������������
1,2s
1,so
t,7s 2.0
2.s
3.0
3,s 4.0 4,5 �o
6.0 1,0 s.o 9,0 10 1 1 1 2
0.6
Longitud del intercambiador (m) - Lado A
Notas
1 _ Eficacia del intercambiador E =
Temp. salida vapor - Temp. entrada vapor
Temp. entrada liquido
2 - Lfl liquido = .dl vapor x 0,653 (R - 12)
x
Temp. en.rada vapor
100
= dt vapor x 0,571 (A - 500)
3 - El liquido circula por el espacio anular formado por los dos tubos
4- Para el tubo extenor tomar la dimensión inmediatamente superior a la del conducto de aspiracion
GRÁFICO 24.
"
EFICACIA DE LOS INTERCAMBIADORES LIQUIDO-VAPOR DE DOBLE TUBO
R - 22
Intervalo
Para 1
'·
30
.
·¡¡
�
ffi
20
Notas
Longitud del intercambiador {m) - lado A
Temp. salida vapor - Temp. entrada vapor
1 _ Eficacia del intercambiador E ,
Temp. entrada liquido - Temp. entrada vapor
2 - LJt
liquido =
LJt
1 00
vapor x 0,458
3 - · El liquido circulii por el espacio anular formado por los 2 tubos .
4 -
X
Para el tubo exterior tomar la dimensión inmediatamente superior a la del conducto de aspiración
CAPÍTULO 3. TUBERÍA PARA REFRIGERANTES
l.
3·31
El intercambiador multitubular o intercam·
biador de serpentín, adecuados para au­
mentar el rendimiento del ciclo y para el
subenfriamiento de líquido. Este tipo se
instala usualmente de forma que la boca
de salida de aspiración evite la retención
del aceite.
El intercambiador de doble o triple tubo
(figuras 76 y 77) es el modelo preferible
para impedir el retorno del líquido del
compresor a consecuencia de un funciona­
miento desordenado de la válvula de ex­
pansión, o como separador de aceite a la
salida de un evaporador inundado.
2.
El sobrecalentamiento excesivo del gas de as­
piración debe evitarse con los intercambiadores,
ya que ello origina excesivas temperaturas de
descarga en el compresor. El sobrecalentamiento
quedará limitado, según lo dicho, por la tempe­
ratura admisible del gas de salida del compre­
sor. Más allá de este punto, el sobrecalentamien­
to adicional debe obtenerse mediante manantia­
les de calor externos.
Los gráficos 23 y 24 pueden utilizarse para de­
terminar la longitud (A) de un intercambiador
de dos tubos concéntricos (fig. 76). La cantidad
de subenfriamiento del líquido obtenible se
calcula a partir de la relación de los calores es­
pecíficos del gas y del líquido (factor de sub­
enfriamiento). El ejemplo 5 aclara el uso de estos
gráficos.
Ejemplo 5. Determinación de la longitud de un
íntercambiador concéntrico de doble tubo
Datos:
Instalación funcionando con R-12.
Carga o potencia frigorífica: 135.000 kcalfh.
Conducto de aspiración: tubo de cobre: 3 1/s"·
Válvula de expansión: S oc de sobrecalentamiento.
Temperatura de evaporación: S oc.
Temperatura de condensación: 40 oc.
escala de abscisas la longitud A necesaria, que
es 5,1 m.
3. Para el R-12 la relación de calores específicos vapor/
líquido es de 0,653. El líquido experimentará pues
un subenfriamiento de 0,653 (tempera,tura salida
vapor - temperatura entrada vapor), o sea
0,653
X
(18 - 10)
= 5,2 oc
En la figura 77 se muestra un intercambiador
de tres tubos excéntricos. Mediante el tubo inte­
rior y el tubo exterior se consigue obtener dos
superficies para el intercambio de calor entre
el refrigerante líquido caliente y el gas de aspira­
ción más frío: La longitud requerida para este in­
tercambiador puede determinarse usando el mé­
todo seguido en el ejemplo 5 y multiplicando la
longitud obtenida por la relación de superficies
de intercambio por unidad de longitud.
Indicadores de líquido
Todo sistema de refrigeración debe poseer el
medio de comprobar la carga de refrigerante.
Los dispositivos más generalmente empleados
son: la mirilla de líquido en la misma tubería
de líquido, un grifo de comprobación del nivel de
líquido en el condensador o receptor de líqui­
do, o el tubo de cristal indicador de nivel pro­
visto de uniones y válvulas de cierre.
La mirilla de líquido es el medio más eficaz
y de más fácil montaje. Adecuadamente insta­
lada, si se observan burbujas en el líquido, es
señal de que la carga es insuficiente. No deben
instalarse nunca en paralelo (bypass) en relación
con el tubo de líquido.
Es preferible utilizar una mirilla doble (figu­
ra 78), ya que permite colocar un foco luminoso
frente a una de las mirillas, y por la otra podrá
verse con mayor facilidad la ausencia o no de
burbujas indicadoras de una carga defectuosa.
Las dos tapas transparentes y estancas están pro-
Determinar:
1. La longitud de un intercambiador concéntrico de
doble tubo que permita obtener una temperatura
de 18 °C en la salida (temperatura de aspiración del
compresor de acuerdo con la norma ASRE Stan­
dard 23 relativa a la determinación de la carga o
potencia frigorífica de los compresores).
2. El subenfriamiento correspondiente del líquido.
Solución:
Utilizar el gráfico 23.
1. Qeterminar la eficacia E del intercambiador por
la relación
E
Temperatura salida vapor- temperatura
entrada vapor
Temperatura entrada líquido-temperatura
entrada vapor
¡
X 100
2.
=
18 - 10
40 _ 10
X 100
=
3o
8
X 100
=
X
26,6 %
Entrar en el gráfico 23 con el valor de E = 26,6 %
(escala de ordenadas), seguir una recta horizontal
hasta la curva 3 1/8 y 135.000 kcaljh y leer en la
FIG. 78.
Indicador doble mirilla
3-82
TERCERA PARTE. PROYECTO DE LA TUBERÍA
FIG. 80. Filtro deshidratador
FrG.
79.
Filtro tipo cartucho
T
" "
vistas de rosca, lo que permite repararlas en caso
necesario durante las revisiones o reparaciones .
La instalación de una mirilla· doble es reco­
mendable en los siguientes casos:
l.
2.
En instalaciones que emplean evaporado­
res-condensadores, situando la doble miri­
lla en la tubería de líquido que sale del re­
ceptor.
En las instalaciones de un solo condensa­
dor enfriado por agua, en la tubería de
líquido que sale del condensador o, si
existe receptor, en la tubería que sale del
mismo.
En instalaciones con varios condensadores
enfriados por agua, en la tubería de líquido
común a todos ellos, y otra a la salida del
receptor, si la instalación lo posee.
'�
�
-e:T.;:;
·
3.
/ De.shidratador
Fra. 81.
Bypass de tres válvulas para el deshidratador
FrG. 82.
Mirilla e indicador de humedad combinados
Filtros
Se recomienda la instalación de un filtro de­
lante de cada válvula de expansión. Cuando se
usan varias válvulas de expansión con filtros in­
corporados, un solo filtro en la línea de líquido
principal es suficiente para proteger a todas ellas.
La figura 79 muestra un filtro tipo cartucho, con
la salida y entrada en ángulo recto. Es conve­
niente cOlocar una válvula de cierre a cada lado
del filtro, lo más cerca del mismo.
En instalaciones con tubería de acero debe
instalarse un filtro adecuado en la línea de aspi­
ración y un filtro-secador en la línea de líquido,
a fin de eliminar los sedimentos y herrumbre
que pueden · presentarse en este tipo de tuberías.
Secadores o deshidratadores
Se recomienda el empleo de un deshidratador
intercalado permanentemente eh la tubería, en
la mayoría de los sistemas y se considera indis­
pensable en todos los sistemas que trabajan a
bajas temperaturas. Igualmente es indispensable
cuando se emplean compresores herméticos, ya
que el bobinado del motor es refrigerado por los
gases de aspiración, y la presencia de humedad
puede provocar el ataque a los aislantes con la
consiguiente destrucción de los mismos. En estos
casos la totalidad del líquido debe pasar por el
deshidratador.
La figura 80 muestra un secador, tipo cartucho,
con la entrada y salida en ángulo recto. El se­
cador debe instalarse verticalmente en la línea
de líquido cerca del receptor o depósito de líqui­
do, debiéndose usar un bypass de tres válvulas
(fig. 8 1 ) a fin de permitir el aisla miento del
secador en las operaciones de reparación y tam­
bién permitir el paso parcial de refrigerante a
través del secador.
La instalación de un indicador de humedad
(fig. 82) a la salida del secador o deshidrata­
dar, permite comprobar cuándo debe ser cam�
biado este último.
Figuras 78-80, rortesla de Mueller Brass
Co.
CAPÍTULO 3. TUBERíA PARA REFRIGERANTES
Fra. 83.
3-83
Filtro deshidratador
Filtros secadores
Los filtros secadores (figura 83) se utilizan más
frecuentemente que los filtros y secadores por
separado. Dentro de la misma envolvente se en·
cuentra el filtro y la materia activa que retiene
la humedad.
Válvulas solenoides
Las válvulas solenoides se usan normalmente
en los siguientes casos:
l. En la tubería de líquido de toda instalación
en la· que la marcha y parada del compre­
sor es controlada por la presión de aspi·
ración (pump-out or pump-down control).
2. En la línea de líquido de cualquier sistema
de evaporador a expansión directa.
3. En las líneas de purga del aceite de los
evaporadores inundados para la circula·
ción de aceite y del refrigerante dentro de
la línea de aspiración cuando se para el
sistema.
En muchos casos es conveniente usar válvu­
las de solenoide con guías de abertura. La guía
de abertura sirve como · bypass para que el sis­
tema pueda continuar funcionando en caso de
que falle la bobina solenoide.
Carga del refrigerante en la instalación
Los dos métodos usuales para carga del siste·
ma refrigerante son:
l. Introducción del líquido directamente en
el tramo de tubería de líquido situada en·
tre la válvula de cierre del depósito y la
válvula de expansión. La figura 84 muestra
una conexión de carga a la tubería del lí·
quido que sale del receptor.
2. Introducción de gas en- la línea de aspi·
ración. Excepto en sistemas muy peque·
ños, esté método no es práctico a causa del
tiempo necesario para evaporar al refrige­
rante de la botella, y a causa del peligro
de introducir el líquido dentro del com·
presor.
FIG. 84. Disposición del tubo de carga
Válvulas de expansión termostáticas
Las válvulas de expansión termostáticas deben
estar dimensionadas de modo que su calibre no
sea insuficiente para el trabajo a plena carga,
ya que el evaporador estaría insuficientemente
alimentado, ni de calibre excesivo para su fun­
cionamiento a pequeña carga, lo que conduciría
a funcionamiento inestable. Antes de dimensio·
nar las válvulas deben considerarse los siguien·
tes puntos:
l . Las pérdidas de presión del refrigerante a
través del 'sistema deben ser adecuada·
mente evaluadas para determinar la caída
de presión correcta disponible a través de
la válvula.
2. Las variaciones en la presión de condensa­
ción durante el funcionamiento, afectan
la presión de la válvula y su capacidad.
Por lo tanto debe controlarse la presión de
condensación para mantener la capacidad
de válvula requerida.
3. Las válvulas de expansión sobredimensio­
nadas no controlan tan adecuadamente a
plena capacidad del sistema, como las vál­
vulas bien dimensionadas y, el control em·
peora progresivamente a medida que dis·
minuye la carga del serpentín. La reduc·
ción de potencia en los compresores actua·
les incrementa más este problema y ello
obliga a una más cuidadosa selección de
las válvulas de expansión para adaptarlas
a las cargas reales.
La selección de las válvulas de expansión debe
hacerse basándose en la carga máxima real a la
presión de funcionamiento de proyecto y, como
mínimo, a 6 oc de sobrecalentamiento. El sobre­
calentamiento, normalmente, varía alrededor de
3 oc entre la posición completamente abierta y
cerrada. A .esto se llama el sobrecalentamiento
de funcionamiento. Así, una válvula que trabaja
a 6 oC de sobrecalentamiento a plena carga, sólo
trabaja con un sobrecalentamiento ligeramente
Figuras 82 y 83, cortesla de Sporlan Valve Co,
3-84
TERCERA PARTE. PROYECTO DE LA TUBERÍA
superior a 3 "C a pequeña carga. Si la válvula de
expansión se regula para un pequeño sobreca­
lentamiento a máxima carga, a mínima carga
puede resultar un sobrecalentamiento insuficien­
te para evitar los riesgos de retorno de líquido
al compresor.
El bulbo de la válvula termostática debe si­
tuarse inmediatamente a la salida del evapora­
dor, a 45" con relación al punto más bajo del
tubo, de forma que esté influenciado solamente
por la temperatura del gas.
El efecto de la temperatura de condensación
sobre la capacidad de una válvula termostática
de expansión, para dos sistemas diferentes, pue­
de verse en el ejemplo 6.
Ejemplo 6. Efecto de la temperatura de condensación
sobre la capacidad de la válvula de expansión
Datos:
Dos circuitos frigoríficos funcionan con R-22. Las tem­
peraturas de evaporación y de condensación son res­
pectivamente de 6 oc y 32 oc en el primero y 6 oc
y 54 oc en el segundo.
Presión de condensación
(kg/cm' abs.)
Pérdida de carga en la línea
de líquido
Presión antes de la válvula
de expansión
Circuito n.o 1 Circuito n.o 2
Evap. 6 oc
Evap. 6 oc
eond. 32 •e eond. 52 •e
12,92
--0,43
12,49
Presión de evaporación
(kg/cm2 abs.)
Pérdida de carga en el
evaporador
Pérdida de carga entre el
evaporador y el distrihuidor de líquido
Pérdida de carga en el distribuidor
Presión después de la válvula �ae expansión
--0,43
21,45
6,18
6,18
0,49
0,49
0,20
0,20
--8,07
---
4,42
13,38
1,20
Pérdida de Carga a través
de la válvula de expansión
21,88
1,20
8,07
Supongamos que la válvula de expanston elegida dé
85.000 kcal/h con una temperatura de evaporación
de 6 oc y ,una caída de 6 kg/cm2•
Determinar:
La capacidad de esta válvula para las caídas de pre­
sión de los circuitos 1 y 2.
Solución:
Podemos itdmitir que la capacidad de una válvula de
expansión varía como la raíz cuadrada de la caída
de presión, o sea,
Circuito 1: C1
Circuito 2: �
_s_=(�)'"
= ( : in=
(-�-)' =
el
=
Ap2
85.000 X
4 2
•
85.000 x
1338
"
73.� kcal/h
127.000 kcal/h
Obsérvese que la capacidad de la misma válvula de
expansión pasa de 73.000 a 127.000 kcaljh según que la
temperatura de condensación sea 32 ó 54 oc, lo que
corresponde a un aumento del 74 %.
En ciertas aplicaciones, especialmente en bajas
temperaturas, en la que es pequeña la diferencia
entre la temperatura media del fluido a enfriar
y la temperatura de evaporación, puede ser nece­
sario el uso de un intercambiador líquido-vapor
como elemento productor de sobrecalentamiento.
Esto, además, tiene por efecto el aumentar la
superficie eficaz del evaporador.
Si se usa sólo un intercambiador líquido-vapor
para la aplicación que se acaba de mencionar,
debe ser un intercambiador excéntrico de tres
tubos, como el indicado en la figura 77. Este
sistema permite que el bulbo de la válvula de
expansión esté sometido a la temperatura del
gas de aspiración desde la superficie exterior del
intercambiador. De lo contrario, deben usarse
dos intercambiadores de doble tubo, montados
en serie, con el bulbo de la válvula de expansión
situado entre los intercambiadores.
El esquema de la figura 85 representa el circui­
to del fluido frigorífico recomendado en una ba­
tería para conseguir un sobrecalentamiento.
TUBERfA D E ASPIRACióN
Válvulas presostáticas
Las válvulas presostáticas o de preswn cons­
tante se utilizan en las instalaciones de refrige­
ración para mantener una presión predetermi­
nada y constante en el evaporador. Estas válvu­
las poseen una membrana provista de un resorte,
y que acciona una válvula piloto. La presión que
actúa sobre la membrana procede del evapora­
dor, siendo transmitida a la válvula mediante un
tubo. Cuando la presión que se ejerce sobre la
membrana es mayor que la ejercida por el resor­
te antagonista, la válvula se abre permitiendo
de esta forma que la presión del gas actúe sobre
un pistón que, a su vez, abrirá el paso prim;:ipal
de la válvula dejando pasar el gas y provocando
una disminución en la presión del evaporador.
Cuando la presión disminuye llegando a un va­
lor inferior al que corresponde a la regulación
del resorte, vence la presión de éste .quedando
cerrada la válvula, volviendo a aumentar la pre­
sión en el evaporador y repitiéndose el ciclo.
Existen diversos tipos de válvulas presostáti­
cas, tales como las siguientes:
1.
2.
El tipo compensado, accionado por aire o
electricidad, lo que permite modificar su
regulación según la temperatura o carga
deseada, o según otra variable exterior.
El regulador de presión doble está canee·
bido para funcionar a dos presiones dis-
3-85
CAPÍTULO 3. TUBERÍA PARA REFRIGERANTES
tintas predeterminadas sin reajuste o re�
gulación manual; al abrir y cerrar una vál­
vula solenoide piloto hará que la válvula
presostática funcione a presión baja o alta.
La figura 86 muestra una válvula presostática
simple, que se emplea generalmente en los si­
guientes casos:
L
2.
3.
'
Para mantener la presión en el evaporador
a un valor determinado a pesar de las va­
riaciones de presión en la aspiración del
compresor.
Para mantener la presión de evaporación
a un valor determinado cuando otra parte
dd mismo sistema requiera una presión
de aspiración del compresor más baja, co­
mo por ejemplo en el caso de evaporadores
en paralelo y a diferente temperatura.
Evitar la congelación del evaporador cuan­
do funciona a temperatura próxima a la
congelación.
El gráfico 25 ilustra la aplicación de válvulas
presostáticas en diferentes casos, teniendo en
cuenta el número y los tipos de evaporadores,
de control del local y de compresor.
La figura 87 muestra la situación de las válvu­
las presostáticas en una instalación.
TUBEÁIA DE DESCARGA
Aire
Circulaclón - de refrigerante
FIG. 85.
Disposición recomendada para conseguir
el sobrecalentamiento
Durante el ciclo inactivo, el separador de acei·
te se enfría y puede actuar como condensador
para el fluido refrigerante que se evapora en las
partes más calientes del sistema. Así, un sepa­
rador de aceite frío actúa como condensador de
líquido durante las paradas, e igualmente duran­
te el período de arranque del compresor hasta
que alcance la temperatura de régimen. Canti­
dades grandes de refrigerante líquido en el cárter
originan una mala lubricación y también pue-
Separadores de aceite
Los separadores de aceite limitan la cantidad
de aceite en circulación por el interior de la ins­
talación. Su eficacia no llega al 100 o/o, ya que
siempre circula algo de aceite a través del sis­
tema.
El empleo de separadores de aceite queda jus­
tificado en ciertos tipos de instalaciones tales
como:
l.
2.
,____ Tornillo da
regulación
Conexión
para
Sistemas que requieren una vafiación de
capacidad repentina y frecuente.
Sistemas de tuberías de gran longitud y
numerosos evaporadores. En estos casos
la cantidad de aceite en circulación puede
ser importallte.
Los separadores de aceite presentan ciertos in·
conyenientes:
l. Como no anulan por completo la circula­
ción del aceite por el sistema, deben de
tomarse las precauciones normales en cual·
quier instalación para asegurar su retomo
al comptiesor.
2. En el período de puesta en marcha de la
instalación existe el riesgo de que cierta
cantidad de gas se condense en el separa­
dor y el líquido resultante penetre direc­
tamente en el cárter del compresor.
Conexión de
tubo de cobre
para mfrigerante
R 1 2 -· R 22 - R 600
.
Vari118 de abertura
manual
Capuchón del - prensaestopas
FIG. 86.
Válvula presostática
3-86
TERCERA PARTE. PROYECTO DE LA TUBERIA
GRÁFICO 25.
APLICACIÓN
UTILIZACIÓN DE LAS VÁLVULAS PRESOSTÁTICAS
Potencia de compresor
Regulación de ambiente
Número
de evaporadares Termostato Organo regulado Reducción Controlado
por
1
Único
Válvula de salepara liquido
contacto onoide
motor del compresor
Motores de compresores
aypass en el aire
Modulador
Bypass en el aire
Único
Alguno
Ninguno
50%
etapas
o más
3
Presión
-
Presión
Presión
-
50 %
Presión
contactos
válvulas de
solenoide
(poco utilizado)
Ninguno
-
Modulador
Bypass �n el aire
Bypass en el aire
Ninguno
Alguno
Alguno
2
1
contacto
1
2
Válvula de sotenoide para liquido
o motor del compresor
Válvula de sotenoide para liquido
Válvula de solacontacto noide
para liquido
Refrigeración
del agua
(evaporadores Uno o mtis 1 coritacto
inundad"sl.
Motor del
compresor
Razón
Observaciones
Geoeralmente "o Ver nota 1, 2 Proveer % de aire nuevo
Generalmente "" Ver nota 1, 2 Proveer % de aire nuevo
Temperatura Generalmente
Ninguno
Refrigeración
Dos o más
60 %
-
de sola·
contacto Válvula
noide para liquido
1
Dos o más
50 %
2 contactos
Alguno
Acondicionamiento de air8
Ninguna
Necesidad de
válvula
presostática
""
SI
Algunas veces
Ver nota 1, 2 Proveer % de aire nuevo
Ver nota 1
Ver nota 1
Generalmente no Ver nota 1
Ver nota 1
En general
Generalmente no Ver nota 1
v.. nota
En general
Generalmente "" Ver nota
1
50%
Presión
50 %
Presión
Presión
SI
Algunas veces
No
Ver nota 1
Ver (lota 1
Ver nota 1
Ninguno
-
Algunas veces
Ver nota
3
60 %
Presión
Presión
Algunas veces
No
Ver nota
3
50 %
-
Presión
Algunas veces
Algunas veces
Ver nota
Ver nota
3
etapas
o más
etapas
o más
Ninguno
3
etapas
o més
Ninguño
3
50%
etapas
o más
3
-
'
Presión
No
-
E" gener�l
Algunas veces
Presión
Presión
1
3
3
Ver nota 4
Ver nota 4
Generalmente no Ver nota 4
Se puederi prever . .
Peligro de congelación e"
la última etapa
Peligro de congelación con
potencia mfnima
Peligro de congelación con
potencia minima
Peligro de congelación con
potencia mlnima
Peligro de congelación con
potencia mlnima
Se puede preveer
Utilizado sólo en cámaras
comerciales con bypass
hasta alcanzar la temperatura
•
Utilizada solamente cuando
el valor inferior del gr11do
higrométrico tiene· que: ser
controlado
Verificar la temperatura de
la superficie con carga mi·
nima en la última etapa
NOTAS
1. La utilización de una válvula presostática en cualquier instalación de acondicionamiento de aire está destinada a impedir la congelación de la batería
con carga pequeña. Esta tabla sólo se aplica a las instalaciones corrientes ; instalaciones en las que la temperatura de évaporación a plena carga es
superior o igual a 4 oC. Si la temperatura de evaporación a plena carga es inferior a 2 °C, es indispensable utilizar una válvula de presostática, si no
se tiene la c�rteza de que la carga permanecerá constante.
2. Este modo de Í"egulación indica una carga sensiblemente constante, salvo en el caso de un porcentaje importante de aire fresco.
3. El empleo de una válvula presostática en cualquier instalación de refrigeración tiene por objeto impedir que, con carga pequeña, el grado higrométrico
disminuya por debajo de un valor mfnimo determinado.
4. El empleo de una válvula de presostática en una instalación de refrigeración de agua tiene por objeto impedir que forme hielo en el evaporador con
carga pequeña. Esta tabla sólo es aplicable en el caso de una carga variable y de una temperatura de salida del agua superior o igual a 4 oC, Para
una temperatura de salida del agua inferior a 4 °C, habrá que cerciorarse de que la temperatura de la superficie no es inferior a 0,5 oC, entonces se
utilizará una válvula presostática si no se tie.ne la certeza de que la carga permanecerá constante.
CAPÍTULO 3. TUBERÍA PARA REFRIGERANTES
3-87
Válvula presostática
1
Conducto de aspiración
Válvula de
expansión
FIG. 87.
Circuito con válvulas presostáticas
den ser causa de la desaparición completa de
aceite en el cárter.
La figura 88 muestra la disposición recomen·
dada para un separador de aceite.
Silenciadores
Si se usa un silenciador en la tubería de des­
carga, debe instalarse en los tramos verticales
de caudal descendente o en los horizontales, lo
más cerca posible del compresor. El período de
las vibraciones forzadas debidas a la salida del
gas a presión del compresor, pueden coincidir
o estar próximas al período propio de vibración
de la tubería. El silenciador montado en la tu­
bería de descarga tiene como misión evitar estos
fenómenos de resonancia que pudieran aparecer.
La figura 89 muestra un silenciador en la tu­
bería de descarga del compresor.
Conducto de descarga
Fondos del silenciador
1
�
Silenciador de descarga
\
Plataforma del compresor
FIG. 88.
Posición del separador de aceite
FIG. 89.
Posición del silenciador en la tubería
de descarga
3-88
TERCERA PARTE. PROYECTO DE LA TUBERÍA
Válvulas de retención
Las válvulas de retención contribuyen a aumen�
tar considerablemente la caída de presión en la
línea a plena carga, y deben tenerse en cuenta
en la selección de la maquinaria refrigerante.
Además, no puede confiarse en una válvula de
retención para el 100 o/o de cierre.
Siempre que el receptor esté más caliente que
el compresor durante las paradas, el refrigerante
contenido en el receptor tiende a hervir y re­
tornar, a través del condensador y la línea de
descarga de líquido, al compresor, en donde se
condensa. Si hay suficiente refrigerante en el re­
ceptor, el refrigerante líquido entra eventualmen­
te en el compresor, a pesar del sifón de la línea
de gas caliente situado en la base del compresor.
Para evitarlo debe usarse una válvula de refen·
ción (figura 68, pág. 72).
En un sistema no automático, puede usarse
una válvula manual en la entrada al condensador
para cortar el flujo durante las paradas, en cuyo
caso la caída de presión existente será mucho
menor que la que produce el uso de una válvula
de retención.
AISLAMIENTO TÉRMICO DE LA TUBERIA
Las tuberías de líquido no deben aislarse si
la temperatura ambiente es inferior o igual a la
temperatura del líquido. Se recomienda el aisla�
miento sólo cuando la tubería de líquido pueda
absorber una considerable cantidad de calor. En
un sistema de tubería refrigerante deben aislarse
las siguientes partes:
1.
2.
3.
Una tubería de líquido expuesta a una in­
solación directa en una longitud conside­
rable.
Tubería en los cuartos de calderas.
Tubí!ría en la salida de un intercambiador
líquido-vapor, para prevenir el efecto de
subenfriamiento.
Cuando las líneas de líquido y aspiración pue­
den sujetarse conjuntamente, puede utilizarse
una sola capa de aislamiento para ambas. Esto
induce un cambio de calor que es favorable en
lo que respecta al efecto del subenfriamiento
en e_l líquido. Sin embargo, demasiado cambio
de calor puede originar un sobrecalentamiento
excesivo del gas de aspiración.
Las tuberías de descarga (gas caliente) no de­
ben ser aisladas. Cualquier pérdida de calor en
estas líneas reduce el trabajo a efectuar por el
condensador.
Las tuberías de aspiración deben ser aisladas
solamente para evitar el goteo en donde éste cau·
se perjuicio o daño. Generalmente es convenien·
te que la línea de aspiración pueda absorber al·
gún calor para evaporar el líquido que pueda
haber entrado en la línea de aspiración, proce­
dente del evaporador. Para condiciones no usua·
les de temperaturas ambiente elevadas y hume·
dad relativa alta, simultáneas, debe aplicarse un
aislamiento adicional.
Para evitar la condensación en la superficie
exterior, el espesor del aislamiento debe ser tal
que se eleve la temperatura de su superficie ex·
terior al punto de rocío máximo previsible del
aire ambiente. La impermeabilización debe ser
lo más perfecta posible para evitar fugas del
vapor dentro del aislamiento.
El revestimiento de corcho moldeado, del grue­
so normalmente utilizado para agua de hielo,
impermeabilizado con capa de asfalto, es conve·
niente para la mayoría de instalaciones de acon·
dicionamiento de aire. Para bajas temperaturas
debe usarse el revestimiento de corcho moldea·
do, del grueso utilizado para salmuera. El aisla·
miento que no esté protegido contra el vapor se
llega a saturar de humedad y se deteriora rápi­
damente.
Se tiende actualmente a aceptar como aisla­
miento ideal un tipo de cristal celular o plástico
celular. Su estructura celular proporciona una
resistencia excepcionalmente elevada al agua y
al vapor de agua. El cristal celular es inorgánico
e incombustible.
Cuando se coloca a la intemperie, el aislarnien·
to debe ser impermeabilizado, cuando no sea de
por sí impermeable.
Capítulo
Este capítulo está dedicado a las técnicas de
diseño y trazado práctico de los sistemas de tu­
bería de vapor. La tubería de vapor difiere de
otros sistemas porque generalmente transporta
t'res fluidos: vapor, agua y aire. Por esta razón
el diseño y proyecto de las tuberías de vapor
requieren una consideración especial.
4.
TUBERÍAS DE VAPOR
Retorno húmedo: el condensado entra
en la caldera por debajo de la línea
de agua.
Circulación de vapor en el ·tramo vertical.
b.
2.
a.
b.
Alimentación ascendente: el vapor sube
por el tramo vertical.
Alimentación descendente: el vapor ba­
ja por el tramo vertical.
PROYECTO GENERAL DEL SISTEMA
Los sistemas de vapor se clasifican de acuerdo
con el tipo de instalación de la tubería, condi­
ciones de presión y método de retorno del vapor
condensado a la caldera. Estas clasificaciones son
tratadas en los párrafos siguientes:
INSTALAC ióN DE TUBERfAS
Los sistemas de distribución rnonotubular y
bitubular o de dos tubos son utilizados en las tu­
berías de vapor. El sistema monotubular usa un
solo tubo para suministrar el vapor y retornar
el condensado. La unidad calefactora, bien posee
una sola salida para suministro y retorno, o bien
dos independientes para suministro y retorno res­
pectivamen,te, unidas a los extremos de la tu­
bería única.
El sistema de vapor de dos tubos, generalmente
es más utilizado en aplicaciones de acondiciona­
miento de aire, calefacción y ventilación. Com­
prende un tubo para llevar el suministro de va­
por y otro para retornar el condensado. En el
sistema de dos tubos las . unidades calefactoras
tienen conexiones separadas para el sumin.istro
y el retorno.
Se clasifican más , ampliamente las distribucio­
nes de tubería con respecto a las conexiones de
retorno de condensado a la caldera y dirección
del caudal en los tramos verticales:
l.
22
Retorno de condensado a la caldera.
a.
Retorno seco: el condensado entra en
la caldera por encima de la línea de
agua.
CONDICIONES DE PRESióN
Los sistemas de tubería de vapor se clasifican
normalmente en cinco tipos: presión alta, pre­
sión media, presión baja, sistemas de vapor y
sistemas de vacío. Las presiones correspondientes
a los cinco sistemas son:
l.
2.
3.
4.
S.
Presión alta - 7 kg/cm'
Presión media - 1,05 a
Presión baj a - O a 1,05
Vapor - de vacío a 1,05
Vacío - de vacío a 1,05
abs y más
7 kg/cm' abs
kg/cm' abs
kg/cm' abs
kg/cm' abs
Los sistemas a vapor y por vacío son idénticos,
excepto en que el sistema de vapor no posee
bomba de vacío y en cambio un sistema de
vacío sí.
RETORNO DE CONDENSADO
El tipo de tubería de retorno de condensado
de las unidades calefactoras a la caldera iden­
tifica más el sistema de tubería de vapor. Son de
uso común dos distribuciones: la de retorno por
gravedad y retorno mecánico.
Cuando todas las unidades están situadas por
encima de la caldera o de la línea de agua del
depósito de condensado, se clasifica el sistema
como de retorno por gravedad, ya que el con­
densado retorna a la · caldera por gravedad.
Si se usan bombas o purg�dores para favorecer
el retorno de condensado a la caldera, el sisté·
ma se denomina de retomo mecánico. La bomba
de retorno de vacío, la bomba de retorno