CALCULO Y DISEÑO DEL ACONDICIONAMIENTO DE AIRE POR

ENFRIAMIENTO DE AGUA PARA UN CONJUNTO DE OFICINAS

ALEXANDER SCARPETTA RODRIGUEZ

HENRY ZUÑIGA RINCON

Ulimsidad Autlnoma de Occill.nt, SECCION BIBLIOTECA

021479

IgJ l~~¡~~,,~lil . CORPORACION UNVERSITARIA AUTONOMA DE OCCIDENTE

DMSION DE INGENIERIAS PROGRAMA DE INGENIERIA MECANICA

SANTIAGO DE CALI 1998

CALCULO Y DISEÑO DEL ACONDICIONAMIENTO DE AIRE POR

ENFRIAMIENTO DE AGUA PARA UN CONJUNTO DE OFICINAS

ALEXANDER SCARPETTA RODRIGUEZ

HENRY ZUÑIGA RINCON

Trabajo de grado para optar al titulo de Ingeniero Mecánico

Director LUIS ALFONSO HIDALGO

Ingeniero Mecánico

CORPORACION U NVERSITARIA AUTONOMA DE OCCIDENTE DMSION DE INGENIERIAS

PROGRAMA DE INGENIERIA MECANICA SANTIAGO DE CALI

1.886

I Gq-:¡. Cfo '3 :z ese.... eLe> j

NOTA DE ACEPTACION

Santiago de Call, Mayo de 1996

Aprobado por el comité de grado en cumplimiento de los requisitos exigidos por la Corporación Universitaria Autónoma de Occidente para optar al Trtulo de Ingeniero Mecánico.

Presidente del Jurado

~

1I

D >..,. o

v

AGRADECIMIENTOS

Los autores expresan sus agradecimientos a :

RODRIGO DAVILA, por su esfuerzo y oportunos consejos para la

culminación de este trabajo.

LUIS ALFONSO HIDALGO, por su aporte y confianza depositada.

Todos aquellos maestros por sus conocimietos transmitidos durante toda la

carrera.

A Dios ya la Virgen Maria por ser nuestra guia constante en la vida.

lIi

DEDICATORIA

Dedico esta tesis a:

Mi familia; Justo, Anita, Monica, Ana Milena y Juan Pablo; por el apoyo

incondicional, y el aliento a la hora de los problemas.

Mi campanero de Tesis por la colaboracion 11 dedicación" y aportes hechos

a nuestro trabajo.

Henry Zunlga Rincon

Iv

DEDICATORIA

Dedico esta tesis a:

Mis padres; Alejandro y Rosalba , a mi hermano y abuelos que con su

amor, colaboración y apoyo hicieron realidad este titulo.

A mi novia Maria Elena y a sus Padres, por su carlno y motlvacion durante

la realización de este trabajo.

A Henry Zunlga, campanero de grado y demas campaneros por toda su

colaboración prestada durante toda la carrera.

Alexander Scarpetta Rodriguez

v

TABLA DE CONTENIDO

Página

INTRODUCCION 1

1 TEORIA SOBRE EL ACONDICIONAMIENTO DEL AIRE 6

1.1 RESEÑA HISTORICA 6

1.2 EVOLUCION DEL SISTEMA 7

1.3 SISTEMAS UTILIZADOS S

1.3.1 Unidad central de expansión directa. S

1.3.2 Unidades de ventana. 9

1.3.3 Método de enfriamiento de agua. 9

1.3.3.1 Equipos rellevantes. 10

1.3.3.2 Diseno de una planta central de agua frIa. 10

1.4 BASES TEORICAS DE LOS CICLOS DE REFRIGERACION. 17

1.4.1 Conceptos basicos. 17

1.4.2 Termodinámica. 24

1.4.2.1 Primer principio de la termodinámica. 24

1.4.2.2 Segundo principio de la termodinámica. 25

vi

1.4.2.3 Transformación de una masa de gas. 28

1.4.2.4 Principio de licuación de gases. 32

1.4.3 Ciclo estandar de compresion de vapor 34-

1.4.3.1. Coeficiente de funcionamiento del ciclo

standard de compresión de vapor. 35

1.4.3.2. Ciclo real de compresión de vapor. 37

1.4.4. Psicometrfa. 38

2. CALCULO DE LA CARGA DE ENFRIAMIENTO 44

2.1 CONDICIONES DE PROYECTO 44

211 Orientación del espacio. 44

2.1.2 Dfa de proyecto. 45

2.2 MEMORIAS DE CALCULOS 46

2.3 CALCULO DE LA CARGA TERMICA PARA

LA OFICINA DE CONTABILIDAD. 46

2.3.1 Ganancia calorffica por conducción a través

de paredes. 47

2.3.1.1 Ganancia calorffica para pared occidental. 48

2.3.1.2 Ganancia calorffica para pared norte. 58

2.3.1.3 Ganancia calorfflca para pared oriental. 59

2.3.2 Ganancia calorifica por conducción y

convección a través del techo. 60

vil

2.3.3 Ganancia calorttlca por calor solar a

través de Superficies de ventanas. 64

2.3.3.1. Ganancia calorffica ventana occidental. 64

2.3.3.2 Ganancia calorffica ventana norte. 67

2.3.4. Ganancia calorlfica por conducción a

través de superficies de ventanas. 67

2.3.5. Ganancias calorlflcas interiores debidas

a los ocupantes. 69

2.3.5.1 Ganancia de calor la sensible. 69

2.3.5.2. Ganancia de calor latente. 69

2.3.6. Ganancia calorfficas Interiores debidas

al alumbrado. 69

2.3.7. Ganancia calorlflcas debidas a equipos

de oficina. 71

2.3.8. Ganancia calorlfica por infiltración. 72

2.3.9. Ganancia calortfica por ventilación. 77

3. EMPLEO DEL DIAGRAMA PSICROMETRICO 96

3.1. CALCULO DE LAS CONDICIONES DE

ENTRADA Y SALIDA DE LAS UNIDADES. 99

3.1.1. Cálculo del factor de calor sensible del local. 99

3.1.2. Cálculo del factor de calor sensible total. 99

viii

3.1.3. Cálculo de las ganancias sensibles efectivas

del local.

3.1.4. Cálculo de las ganancias latentes efectivas

del local.

3.1.5. Cálculo del factor de calor sensible efectivo.

3.2. SELECCION DEL PUNTO DE ROCIO

DEL APARATO.

3.3. CALCULO DEL CAUDAL DE AIRE TRATADO

POR EL EQUIPO.

3.4. CONDICIONES DE ENTRADA Y SALIDA DEL

APARATO.

3.5. SELECCION DEL EQUIPO.

3.5.1. Unidad serpentln - ventilador.

3.5.2. Unidad de enfriamiento de agua.

4. DISE~O y SELECCION DEL CIRCUITO

HIDRAULlCO.

4.1. RED HIDRAULlCA.

4.2. TUBERIA.

4.2.1. Perdidas por longitud de tuberia de impulsión.

4.2.2. Perdidas a la entrada y salida de la unidad.

4.2.3. Perdidas por longitud en tuberia de retorno.

Ix

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116

Uaiversi4¡d Aatlnoma de Occi4enle SECCION BIBLIOTECA

4.2.4. Perdidas de presión en la unidad de fal1-coll. 120

4.2.5. Perdidas en los accesorios. 120

4.3. BOMBA CENTRIFUGA. 126

4.4. TANQUE DE ALMACENAMIENTO. 126

4.5. AISLANTES TERMICOS. 128

5. CONCLUSIONES. 131

6. RECOMENDACIONES 133

BIBLlOGRAFIA 136

x

LISTA DE TABLAS

Pagina

TABLA 1 Descripción de la cosntrucción de la Pared 49

TABLA 2 Correcciones de las Diferencias equivalentes

de temperatura. 51

TABLA 3 Correción de color para pared. 51

TABLA 4 Máximas aportaciones solares(RS). 52

TABLA4a : Aportaciones solares (RM) 54

TABLA 5 Diferencia equivalente de temperatura para

muros. 55

TABLA 6 Valor de resistencias para materiales de

construcción. 57

TABLA 7 Resistencia térmica para materiales y

aislantes. 61

TABLA 8 Diferencia equivalente de temperatura

para techo. 63

TABLA 9 : Aportaciones solares. 65

xi

TABLA 10 Factor de almacenamiento para superftcles

acristaladas. 66

TABLA 11 Coeficiente global de temperatura para

vidrios y puertas. 68

TABLA 12 Ganancia calorlflca debido a las personas 70

TABLA 13 Ganancia calorlflca debido al alumbrado 71

TABLA 14 Factor de Infiltración en el espacio. 73

TABLA 15 Caudal de Infiltración por puertas. 74

TABLA 16 Caudal de ventilación por persona. 76

TABLA 17 Cálculo de la carga térmica - Contabilidad. 78

TABLA 18 Cálculo de la carga térmlca- Despachos. 79

TABLA 19 Cálculo de la carga térmlca- Gerencia de

Recursos Humanos. 80

TABLA 20 Cálculo de la carga térmlca- Gerencia tecnlca 81

TABLA 21 Cálculo de la carga térmica- Sistemas. 82

TABLA 22 Cálculo de la carga térmica- Jefe de Adm.

y Ventas. 83

TABLA 23 Cálculo de la carga térmlca- Finanzas

y Compras. 84

TABLA 24 Cálculo de la carga térmica- Jefe de

Contabilidad. 85

xli

TABLA 25 Cálculo de la carga térmlca- Juntas de

Contabilidad. 86

TABLA 26 Cálculo de la carga térmlca- Cartera. 87

TABLA 27 Cálculo de la carga térmlca- Costos. 88

TABLA 28 Cálculo de la carga térmlca- Secretaria

de Gerencia Técnica. 89

TABLA 29 Cálculo de la carga térmlca- Sala de Juntas 90

TABLA 30 Cálculo de la carga térmlca- Bienestar Social. 91

TABLA 31 Cálculo de la carga térmica- Salud

Ocupacional. 92

TABLA 32 : Cálculo de la carga térmlca- Servicio Adm. 93

TABLA 33 : Cálculo de la carga térmlca- Nomina. 94

TABLA 34 : Cálculo de la carga térmlca- Caja. 95

TABLA 35 : Punto de roela del aparato. 97

TABLA 36 Factor de By Pass. 100

TABLA 37 Cálculo de los factores de calor. 106

TABLA 38 Cálculo del caudal de aire sumlstrado. 107

TABLA 39 Calculo de las condiciones de entrada

y salida de la unidad. 108

TABLA 40 Selección de Equipos. 109

TABLA 41 Propiedades fislcas del agua. 114

xiii

TABLA 42 PerdIdas por longitud en tuberia de ImpulsIón. 117

TABLA 43 Peridas a la entrada y salida de la unidad. 118

TABLA 44 Perdidas por longitud en tuberla de retomo. 119

TABLA 45 Perdidas de presión en la unidad de Fancoil. 122

TABLA 46 Perdidas en accesorios. 123

TABLA 47 Perdidas por estrechamiento brusco. 124

TABLA 48 Perdidas por ensachamiento brusco. 125

TABLA 49 Ficha Técnica Jumbolon. 130

LISTA DE FIGURAS

FIGURA 1 : Carta zona de confort.

FIGURA 2 : Diagrama de Clapeyron.

FIGURA 3 : Diagrama de Clapeyron para un ciclo

completo.

FIGURA 4 : Diagrama modificado de Clapeyron.

FIGURA 5 : Transformaciones politripicas.

FIGURA 6 : Máquina térmica de Camot.

FIGURA 7: Ciclo de refrlgeracón de Camot.

FIGURAS: Principio de licuación de los gases.

FIGURA 9: Ciclo estandar de compresión de vapor.

FIGURA 10 : Comparación de los ciclos de compresión

de vapor real y estandar.

Pagina

20

25

26

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34

38

FIGURA 11 : Proceso tlplco de acondicionamiento de aire

representado sobre el diagrama pslcrométrlco 42

FIGURA 12 : Esquema del diagrama pslcrometrlco. 43

FIGURA 13 : Condiciones de entrada y salida de la unidad

representados en la tabla psicrometrica. 102

FIGURA 14 : Diagrama de Moody. 115

FIGURA 15 : Curvas caracteristicas de la bomba. 127.

LISTA DE ANEXOS

Pagina

ANEXO A : Unidades Fancoll 138

ANEXO B: Unidad de Enfriamiento de Agua. 142

ANEXO C: Cátalogo de Tuberias 146

ANEXO D: Cátalogo de Bombas 148

ANEXO E: Planos de las oficinas. 151

xvii

RESUMEN

En el presente estudio se realizará, el análisis, cálculo diseno y selección de

equipos para un sistema de acondicionamiento aire en el conjunto de oficinas

de la empresa ETERNIT PACIFICO ubicada en la zona Industrial de YUMBO.

Se utilizara el método de acondicionamiento de aire por medio de agua frIa ;

la cual actuara como medio refrigerante a través de unidades de serpentrn

ventilador (FAN COll), ubicadas estratégicamente en cada una de las

oficinas.

Para llegar al calculo y diseno del sistema se hará una resena sobre el

prtnclplo utilizado, métodos y su Justl1lcaclón en las diferentes aplicaciones. Se

medirá y analizara vartables como las condiciones ambientales y las

actMdades desarrolladas en el local, asr como el diseno y ubicación del

edl1lclo.

Además se hará la selección de todos los equipos requeridos Junto con la

propuesta de Instalación y recomendaciones para que el proyecto sea llevado

a cabo.

xviII

INTRODUCCION

Este proyecto anállza el sistema de aire central por enfriamiento de agua

mediante la utlllzaclon de una unidad central (Chiller), la cual tiene como

función principal el enfriamiento del agua, para que posteriormente esta entre

en la unidad acondicionadora (Fancoll) y dltrlbuya el aire acondicionado en las

oficinas.

Se tuvieron en cuenta diferentes variables tales como:

El nivel de contaminación de la zona; donde el aire que sale de un local con

bajo grado de contaminación, se va a contaminar con el aire de otro local en

el que. ha "a mas actMdad, de aqur que se deba pensar en unos muy buenos

filtros y purificadores de aire.

Analizando el sistema de equipos IndMduales de ventana, los costos son mas

elevados por mantenimiento de equipo y en el momento que este se dana se

paraliza totalmente el servicio en el local.

2 Teniendo en cuenta estas situaciones se decidió utilizar el método de

enfriamiento por agua, haciendo circular ésta a baja temperatura (7 grados

centlgrados) por cada local a través de unidades de serpentln ventilador

(fancoll).

Ventajas:

- Se tendrá la posibilidad de tener el equipo apagado o encendido según las

necesidades que el usuario tenga dentro del local, además el de poder regular

la temperatura del mismo.

- Las grandes maquina s de refrigeración cuestan menos por Tonelada de

refrigeración que varias maquina s pequenas.

- La carga de aire acondicionado de las diversas zonas tienen carga pico a

diferentes horas del dla debido a la variación en orientación y ocupación,

puede usarse el factor de diversidad. Esto puede resultar en una reducción de

la capacidad Instalada a 65 o 75% de la que fuera la necesaria si las

maquina s fueran instaladas en edificios IndMduales.

- Costos mas bajos de operación y mantenimiento. Estos costos son

reducidos a causa de que el dlsenador puede seleccionar la fuente de energla

3 para operar el equipo mayor. Se puede ahorrar una considerable cantidad de

dinero al hacerle mantenimiento al equipo en una planta de potencia en

comparación con el mantenimiento a equipos dispersos en los diferentes sitios

del complejo.

Puede realizarse supervisión mas cercana al trabajo y se requiere menos

personal de mantenimiento, el cual puede ser contratado de mayor nivel

técnico. Se logra un uso mas eficiente de la capacidad Instalada (alternando

maquinas bombas,etc), especialmente a carga parcial, resultando en una

economfa general de energfa.

- El ruido y la vibración generados por los equipos de refligeraclón es

removido de las edl1lcaclones IndMduales. Con el equipo centralizado en un

local, este problema puede ser resuelto a un menor costo y con mayor

eficiencia. Mayor capacidad de stand-by comparada con maquinaria

IndMdual por zona. Para aplicaciones de confort,la planta central trabajará

normalmente a una capacidad menor a la carga pico Instalada.

- Facilita la instalación de aires acondicionados en edi1lcaclones antiguas que

tengan problemas estructurales, para soportar equipos pesados y para

instalar grandes duetos.

4 Posibles desventajas:

No todo complejo de edificios es apropiado para instalarle

un sistema central de agua frra, antes de proceder con ello deben

considerarse los siguientes aspectos:

- Costo Inicial. Una planta central tiene un costo inicial alto, comparado con un

equipo indMdual de expansión directa. Este ha sido el principal factor por el

cual este sistema no se ha popularizado en nuestro pals.

Los beneficios económicos hay que encontrarlos en menor costo de

operación, menor costo de mantenimiento, mayor facilidad para control

indMdual, mayor flexibilidad para modificaciones y adiciones.

- Requerimiento de espacios. La disponibilidad de terrenos donde se localise

la planta,puede ser costosa o dificil de proveer.

El espacio requerido para la instalación de tuberra de distribución puede

causar problemas al cruzarse con otras Instalaciones, por ejemplo

electrlcas,sanitarlas o estructurales. Tambien se requiere espacio para sub-

estaciones eléctricas y tableros.

- El personal de supervisión y de mantenimiento debe ser calificado y tener la

suficiente experiencia para operar en forma confiable la planta. Deben

5 tenerse en cuenta consideraciones estéticas para la planta de potencia, el

equipo de expulsión de calor, las estaciones de bombeo y las subestaclones

eléctricas. la localización mas deseable para la planta y distribución de

tuberlas puede ser la menos deseable desde el punto de vista estético.

1. TEORIA SOBRE EL ACONDICIONAMIENTO DE AIRE.

1.1. RESEÑA HISTORICA.

El hombre ha demostrado en todas las épocas históricas un gran interés por

lo referente al frlo y al calor. Parece demostrado que los seres prehistóricos

guardaban entre el hielo los animales cazados y que los romanos encerraban

nieve en grandes grutas para utilizarla posteriormente.

El hallazgo fortuito de un mamut perfectamente conservado

entre la nieve en slberla en 1799 hace el Interés por producir de algún modo

fria artificial. A partir de este momento se suceden una serie de Intentos ya a

nivel Industrial o semllndustrlal. Pero es realmente en 1865 cuando CHARLES

TELLlER construye la primera máquina de compresión utilizada con fines

industriales, equIpa con ella el vapor -LE FRIGORIFIQUE- y realiza un

transporte de carne vacuna desde un puerto francés hasta buenos aires,

llegando el producto en excelentes condiciones.

Con todos estos adelantos el hombre en los últImos 40 aflos ha desarrollado

plenamente sistemas completos de acondicionamiento de aire para producir

confort y para control de productos industriales.

7 Técnicamente el aire acondicionado es el -CONTROL DE FACTORES- que

afectan las condiciones atmosféricas que rodean al hombre dentro de una

estructura. En cambio la refrigeración es básicamente un proceso por el cual

solo el calor se elimina dentro de una estructura. El término aire

acondicionado, probablemente fUe primero empleado para significar el

proceso de humidificación del aire en plantas textiles y poder controlar los

efectos de la electricidad estática y reducir el rompimiento de las 1Ibras. Este

problema fue controlado agregándole humedad al aire (humidificación), lo cual

dio un gran (mpetu al desarrollo del aire acondicionado en la Industria.

1.2. EVOLUCION DEL SISTEMA

-En los próximos 25 anos, el aire acondicionado llegará a ser un servicio

público en las grandes ciudades. Se medirá la cantidad de enfriamiento y

calefacción suministrada, y los ocupantes pagarán realmente por lo que

reciban, como ahora pagan por el gas, la electricidad y el agua-o

Este pronunciamiento del Doctor WILLlS CARRIER en 1940, llegó a ser una

realidad en Junio 25 de 1962, cuando la companra de gas, THE HARFORD,

oficialmente abrió una planta Industrial de agua frra, la cual tenia 15000 T.R.

de refrigeración, y que dlstlibula agua fria para enfriamiento en el centro de

Hartford, Connectlcut.

8 Desde entonces las companras de Chlllers han vendido millones de toneladas

de enfriamiento para sistemas centrales con agua fria.

1.3. SISTEMAS UTILIZADOS

Para el acondicionamiento de aire existen diversos sistemas que se adaptan a

las condiciones requertdas para un determinado espacio. Se cuenta con las

unidades de ventana y sistemas centrales.

1.3.1. Unidades centrales de expanslon directa. Estas unidades son

utilizadas para grandes espacios como lo son un conjunto de oficinas, salas de

reuniones, teatros, etc.

El suministro y retomo del aire se hace generalmente por medio de ductos,

llegando este a una unidad manejadora o acondicionadora cuya función es la

de enfrlarto, para postertor hacerto recircular al espacio.

Estas unidades se dMden en tres grupos:

Unidades tipo paquete: Son unidades compactas donde el sistema de

condensación y evaporación vienen en un solo paquete. Se dMden en dos

según el enfrtamlento del condensador: Unidades de paquete enfrtadas por

aire y unidades enfrtadas por agua. Su capacidad varta entre 0.5 a 30

toneladas de refrtgeración

9 Sistemas DMdldos : (Unidad condensadora-evaporadora), como su nombre lo

dice son unidades que trabajan separadamente e Interconectadas por lineas

de liquido y gas refrigerante. la unidad manejadora o enfriadora va ubicada

en el Interior, y la condensadora en el exterior del equipo. la capacidad para

sectores Industriales y residencial varia entre 7.5 a 100

toneladas y de 1 a 7.5 respectivamente

1.3.2. Unidades de ventana. Estas unidades son muy útiles para

acondicionar espacios pequen os como lo son habitaciones, oficinas, etc, que

requieran de una baja capacidad de enfriamiento (5000-20000 BTU/H) , su

operación es de fácil manejo y es Instalado generalmente en una pared. En

estos equipos la ubicación desempena un papel Importante para lograr las

condiciones deseadas.

1.3.3. Método de enfriamiento de agua. los sistemas centrales con agua

fria proveen esta ultima a un grupo de edlftclos o de zonas en un mismo

edlficlo,desde una sola fuente. los mercados para plantas centrales con agua

fria Incluyen: Campos universitarios, complejos Industriales, edlftcaclones de

oficinas y almacenes, complejos gubernamentales, centros comerciales.

Uai\llnid.d Aotlnom. de Occiftnt, SECCIOIf BIBLIOTECA

10 1.3.3.1. Equipos reUevantes. l-Chlllers: las máquinas de refr1geraclón

Incluyen sus motores tanques de expansión. unidades de manejo. bases.

páneles de control, válvulas, etc.

2-Expulslón de calor: Torres de enfr1amlento, sistemas de tratamiento de agua

de condensación. válvulas, bombas, etc. Un rlo o un lago puede ser utilizado

como una fuente de agua de condensación.

3-Bombas: Las bombas de agua fria pueden ser primarias o secundarias.

4-Controles: Sistema de control para operación manual y/o automática de

arranque, parada control bajo carga parcial. Sistemas de conmutación para

alternar unidades y equipos de seguridad.

5-Tuberla de distribución: Esta representa un gran porcentaje del costo Inicial

de la planta de agua fr1a, Incluye, tuberla, Instalación, aislamiento,

recubrimiento Juntas. ftexlbles. válvulas. soporterla. etc.

1.3.3.2. DI8efto de una planta central de agua fria. Este diseno requiere

consideraciones cuidadosas y análisis de muchas variables de Ingenlerla a

saber:

11 1.Capacldad de la planta.

Es una de las primeras consideraciones a tener en cuenta,los requisitos de

carga pico necesitan ser determinados tan precisamente como sea posible;

para edl1lclos futuros debe haber una proyección razonable de la demanda.

Se deben establecer perftles de carga para cada edlftclo y para la capacidad,

en gráficos de carga real en T.R. vs Tiempo del dla o tiempo del ano.

los requisitos de la capacidad combinada pico es normalmente menor que la

suma de los picos Individuales esto permite el uso de un factor de diversidad

cuando se dimensiona la planta central, el cual es la máxima demanda sobre

la planta central dividida por la suma de las cargas pico Individuales del

sistema.

la diversidad resulta principalmente de:

a. Componente solar de las cargas del edlftclo.

b. Almacenamiento térmico Inherente retardado de las cargas térmicas

c. Utilización del edlftclo.

la magnitud de un factor de diversidad preciso es dificil de encontrar y hay

poca Información para asistir al dlsenador en su determinación, por lo tanto

debe ser conservativo a un cuando resulte en mayor capacidad Instalada,

pero esto da una ventaja potencial para proveer soporte y proyección para

ampliaciones futuras. El perffl de carga también muestra al dlsetlador:

12 a. Qué niveles de capacidad son necesarios en la mayor porción del tiempo.

b. Cual es el mfnimo requerimiento de carga y por que longitud de tiempo.

Esta Información es útil para establecer los tamanos IndMduales de la

máquina.

La variación y la demanda requiere que la planta de enfriamiento de agua

tenga flexibilidad de capacidad la cual es la habilidad del equipo central para

acomodarse precisa y económicamente a la demanda de carga. El tiempo de

operación anual varia debido al tipo de carga y localización geográfica y es

normalmente de 3000 a 5000 horas en climas moderados, hasta todo el ano

para aplicaciones industriales y en climas muy cálidos.

2. Agua fria:

El suministro de agua fria es mas económico y el Incremento de temperatura

a través del equipo de transferencia de calor deben ser parámetros de

diseno.

Una temperatura baja de suministro (40 o F), tiene las siguientes

caracterfstlcas:

a. Máxima deshumldmcaclón

13 b. Permite mayor Incremento de temperatura lo cual reduce el ftujo de agua y

este a su vez el diámetro de tuberfas y válvulas; tamano de la bomba y el

consumo de energfa para el bombeo.

c. Mayores diferencias medias logarftmlcas de temperaturas que permitan la

selección de serpentines mas económicos.

d. En contraprestación se requiere de mas baja temperatura en el refrigerante

lo cual Incrementa los requisitos de potencia en el compresor, reduce la

capacidad de la máquina afectando adversamente el costo Inicial y el costo de

operación.

e. Mayores requisitos de aislamiento y barreras de vapor.

Una temperatura alta (46 °F) tiene las siguientes caracterfstlcas:

a. Reduce la capacidad de deshumldlftcaclón.

b. Limita el Incremento de temperatura permisible para mantener la

temperatura promedio para una aceptable selección del serpentín,

requlr1endose mas superftcle del mismo con mayor costo.

c. Se requieren mayores ratas de ftuJo de agua y por tanto mayores tuberfas,

válvulas, bombas, energla de bombeo, y mayor costo Inicial.

14 d. llene a favor que decrece la potencia del compresor, Incrementando su

capacidad o permitiendo el uso de una máquina menor; el costo inicial y el

costo de operación pueden ser reducidos.

3. Sistemas de distribución:

El sistema de tuberla de agua fria en una planta central puede consistir de

una tuberfa única, o una serie de circuitos y bombas separados. En sistemas

muy grandes se establecen estaciones de bombeo separadas para:

a. Circuito de planta central.

b. Circuito de distribución ..

c. Circuito de los edl1lclos.

A menudo los circuitos a y b se combina en uno solo; otra alternativa es un

sistema primario de ftuJo contante para el circuito central y el de distribución

con bombeo secundarlo para cada circuito del edl1lclo.

Las ventajas de esta alternativa son:

* Cualquier tipo de control, de terminal o serpentln puede ser utilizado, no

limitado a terminales de ftuJo total.

* llpo de tuberla; acero negro,hlerro fundido, galvanizada.

* Aislamiento.

* Ganancia de calor en la tuberra si el circuito es largo.

* Juntas de expansión.

15 * Soportes de tuber(as válvulas, etc.

4. Controles:

Para obtener rendimientos de operación máximos y economJa, se deben

Incluir ciertos controles en una planta central sin embargo para abolir

Innecesaria, complejidad y mantenimiento, los controles deben mantenerse lo

mas simple posible.

Se necesitan controles de seguridad para el equipo y el personal. los

controles de operación son necesarios para acoplar la capacidad del sistema

a la carga de la manera mas ellclente. Esto puede lograrse controlando las

siguientes variables:

a. Control de temperatura a la salida del chiller.

b. Incrementos de temperatura primarios y secundarlos para minimizar la

potencia del compresor y la bomba.

c. Flujo de agua en los circuitos primarios y secundarlos los cuales pueden

ser variados para reducir el costo del bombeo.

d. la capacidad de la planta se controla mediante una combinación de

unidades que operan bajo ciclos y variando la capacidad de las unidades, por

ejemplo con descargadores de válvulas de refrigeración dellluJo refrigerante.

16 ~. Equipo:

El dlsenador debe dar primordial atención a la selección de los equipos como

chlllers, bombas equipos de expulsión de calor, motores y controles, teniendo

el tipo, los niveles de operación, los Incrementos de capacidad la variación en

la demanda para lograr ftexlbllldad de la capacidad, el número y ubicación de

los mismos. En este aspecto se tiene un gran porcentaje del costo del

sistema.

S.Slstema de aire acondicionado:

El diseno de la planta central, arreglo del equipo, distribución de tuberfa, son

determinados, por un Ingeniero cuyos servicios pueden no ser contratados

para coordinación del diseno de circuitos secundarlos. En efecto en un

complejo de edlftclo que se expanden, algunos de los sistemas secundarlos no

serán dlsenados e Instalados hasta fechas posteriores; es muy Importante

que el diseno de estos sistemas secundarlos con respecto al primario estén

en concordancia con el diseno de la planta central para asegurar una

operación apropiada y máxima e1lclencla.

Diversos tipos de sistemas de aire acondicionado se usan en una Instalación

Uplca de multl edificios, por ejemplo FAN COILS, de volumen variable, de

Inducción, multlzona o sistema con recalentamiento.

17 En resumen la coordinación de dlsenos de sistemas secundarlos con el diseno

de la planta central es esencial para asegurar la operación apropiada del

complejo total.

1.4. BASES TEORICAS DE LOS CICLOS DE REFRIGERACION

1.4.1 Conceptos baslcos. 1- Acondicionamiento de aire:

Comúnmente, cuando se escucha el término Aire Acondicionado, lo primero

que una persona se Imagina es aire fresco. Pero en la realidad un verdadero

sistema de aire acondicionado controla automáticamente la temperatura,

humedad, pureza y circulación de aire.

2- Refrigeracion o enfriamiento:

Es la remoción de calor no deseado en espacios u objetos seleccionados y su

transferencia a otros espacios y obJetos. La remoción del calor baja la

temperatura y puede ser llevada a cabo mediante el uso del hielo, nieve,

agua frra o refrigeración mecánica.

3- Efecto de refrigeraclon :

Un Término común que se utiliza en trabajo de refrigeración para medir y

definir la capacidad del efecto refrigerante, se llama ton. o tonelada de

18 refrigeración, es la cantidad de calor absorbida para fundir una tonelada de

hielo (2.000. libras) en un perfodo de 24 horas.

4- Efecto refrigerante:

Para que se realice un trabajo eficiente, en un sistema o ciclo de refrigeración,

cada libra de refrigerante en circulación en el sistema debe hacer su porción

de trabajo, debe absorber una cantidad de calor en el evaporador o serpentfn

de enfriamiento y disiparlo (más el que es anadido en el compresor), al

exterior con ayuda del condensador.

El trabajo hecho por cada libra de refrigerante sufre un cambio de estado de

liquido a vapor para que un liquido pueda cambiar a vapor, debe anadlrsele

calor.

Esto es lo que sucede en el serpentln de enfriamiento. El refrigerante entra

como liquido y pasa a través del evaporador donde absorbe calor, tomándose

vapor. Como el vapor hace su recorrido por la linea de succión hacia el

compresor I aquf es comprimido desde la condición de vapor a baja presión y

baja temperatura a vapor con alta presión y alta temperatura; luego pasa por

la tuberfa de alta presión al condensador donde sufre otro cambio de fase

(Vapor liquido) en tal estado, fluye a la tuberla de Uquldo. Para otro viaje a

través del evaporador.

19 El contenido de humedad del aire se Indica por la sensación de sequedad en

Invierno o de pegajosidad en verano. La humedad se refiere al agua

evaporada en el aire y que existe como un gas Invisible. Para medir lo

anterior, se utiliza un termómetro de bulbo húmedo Cuando las lecturas de

bulbo seco y húmedo son Iguales, la humedad relativa es 100 %.

Cuando se tiene una diferencia entre las temperaturas de bulbo seco y bulbo

húmedo, se llama la depresión de bulbo húmedo.

5- Zona de confort:

Es una zona en la cual el cuerpo humano se siente bien o agradable dentro de

un rango de temperaturas, humedades y movimiento del aire. (Ver figura 1)

Teniendo en cuenta el rango de temperaturas, humedades, y movimiento del

aire, la AMERICAN SOCIETY OF HEATIN GREFRIGERATING,AND AIR

CONDITIONING ENGINEERS (ASHRAE) , logró construir una carta donde se

obten fa una zona de corfort.

Cada combinación (temperatura, humedad y movimiento del aire), se conoce

como temperatura efectiva. Esta se encuentra sombreada en el cuadro y

puede determinar que temperatura de bulbo seco y humedad relativa,

producirán ese resultado.

Ullirersi~ad AatMom. de OI:ci~tnt, SECCIOH BIBLIOTECA

ex: o n:

90° l I I

W I 7G o

z 85°, ~,...... t-8 w 1 7~O

UJ :t (f) Z

UJ

~ ~ 80 0 tr---t-~ ~ :J11.. col/')

wO o o 75°r-t_-t-

21 &- Movimiento del aire:

El movimiento del aire, es otro factor a considerar en el confort, la zona de

confort presentada anteriormente, se basa en un movimiento de aire con

velocidades que varlan entre 15 - 20 pies por minuto. La temperatura efectiva

cae bruscamente cuando se Incrementa la velocidad, esto

parecerla deseable para aire acondicionado de verano, pero éste aire se

Introduce usualmente de 15 a 20 grados centfgrados según las condiciones

del cuarto.

Como una buena regla general, es necesario no exceder de 50 ples/rnto. la

velocidad es la zona de confort.

7- Temperatura seca:

Es la temperatura que registra un termómetro ordinario.

B-Temperatura humeda :

Es la temperatura que Indica un termómetro cuyo bulbo esté cubierto por una

mecha húmeda y expuesto a una corriente de agua.

9- Temperatura de roclo :

Es la temperatura a la cual empieza la condensación de humedad cuando el

aire se enfrr a.

22 10- Humedad relativa :

Relación entre la presión de vapor de agua contenida en el aire. y la presión

de vapor saturante a la misma temperatura.

11- Entalpla:

Es la cantidad de calor contenida en el aire. con toda a partir de los cero

grados centlgrados.

12- Varlaclon de entalpla :

Cualquiera que sea la temperatura considerada. la entalpla arriba mencionada

se supone en la saturación para cualquier aire no saturado. Se tendré. que

corregir utilizando la linea de variación de entalpla. en casos en los que es

necesario una gran precisión.

En casos normales de acondicionamiento de aire se puede prescindir de dicha

corrección. al Igual que la entalpla viene dada en Kcallkg. de aire seco.

13- Volumen especlftco :

Los metros cúbicos de aire que corresponden a un kilo de aire seco.

14- Factor de calor sensible:

Relación entre los calores sensibles y calor total.

23 15- Punto de referencia:

Situado a los 26.7 grados centlgrados y 50% de humedad relativa. que se

emplea Junto a la escala de calor sensible para dibujar las lineas de proceso

del aire acondicionado.

16- Kilos de aire seco:

Constituyen la base de todos los célculos pslcrométrlcos y permanecen

constantes en todos los procesos. la temperatura. humedad. seca. y de roclo

y la humedad relativa estén relacionadas de forma tal que cuando se conocen,

dos de ellas se pueden determinar las restantes. Cuando el aire esté saturado

las temperaturas.

17- Flujo calorl1lco :

Hay tres tipos de lIuJo calorlllco, varlan con el tiempo:

a- Ganancia de calor con el tiempo: Es la cantidad Instantánea de calor que

sale o entra del espacio a condicionar.

t

b- Carga de Acondicionamiento: Es la cantidad de calor que se necesita

extraer del espacio para mantener una temperatura constante y de confort.

c- Régimen de extracción de calor del ambiente: Es la velocidad a la cual se

extra el calor del espacio acondicionado, es Igual a la carga de

24 acondicionamiento del ambiente, solo cuando la temperatura del espacio

cambia continuamente con el tiempo.

1.4.2. Termodinámica. El ciclo de compresión de vapor es el ciclo de

refrigeración mas Importante desde el punto de vista comercial. En tal ciclo,

un ftuldo se evapora y se condensa alternativamente siendo uno de los

procesos que intervienen en el ciclo de compresión de vapor.

Un sistema de acondicionamiento de aire debe ser capaz de extraer el calor y

la humedad del espacio a acondicionar.

El aire suministrado a dicho espacio debe cumplir con ciertas caracterlstlcas

termodinámica como lo son, un porcentaje bajo en entalpla y humedad.

1.4.2.1. Primer principio de la termodinámica principio de meyer o de la

equivalencia. -Calor y trabajo pueden ser transformados el uno en el otro y

en toda transformación, la relación entre la cantidad de energla transformada

que desaparece bajo una forma y aquella que aparece bajo otra forma es

constante-o El valor J=W/Q es llamado equivalente mecánico de la calorla;

siendo W trabajo y Q calor.

Su Inverso 1/J = A es llamado equivalente calorlftco mecánico de la calorla.

25 . 1.4.2.2. Segundo principio de la termodinámica principio de carnot

clauslus. -No se puede producir trabajo con calor si no existen dos fuentes,

una frIa y otra caliente, es decir si no existe una diferencia de temperatura

entre ellas· . (Ver figura 2 )

P

PBI------.

· · · · · · · · ·

PM - - - - - - - - - - - -1- -------

· · · · · · · PA -------------~--------· · · ------------------------------~--~--~-~.---~

--------------------------~~---v a.

b m! m a v

Figura 2. Fuente: Manual Curso de Ingenlerla del frlo.

26 Suponiendo un dispositivo experimental como el de la figura, donde el pistón

avanza disminuyendo el volumen ocupado por el gas y aumentando la presión,

se obtiene el diagrama presión volumen. Al desplazarse el pistón a una

distancia Infinitesimal tenemos:

dN = F * dL = Pm * ( S * dL) = Pm * dv Donde: F = Pm * S S = Area del plston

El trabajo total necesario para comprimir el gas desde A hasta B, será la

suma de las diferentes áreas del área ABba.

Para un ciclo completo de un pistón en el Interior de un cilindro de un

compresor ideal tenemos. (Ver figura 3)

P · · · · · · · · · · · · · · · · · · : JL PA~~----~--------~=-~

~o------~-------------r------V

Figura 3. Fuente: Manual de curso de Ingenlerla del frlo.

27 TRAMO A-B: En el punto A se encuentra gas expandido a presión Pa y

volumen Va, al desplazarse el pistón se comprime el gas hasta alcanzar la

presión Pb Y el volumen Vb.

TRAMO B-C: En el punto b se, descarga el gas a presión constante Pb;

llegando el pistón a su 1Inal de recorrido en C.

TRAMO C-D-A: La presión se baja y el compresor retrocede abriéndose la

válvula de aspiración hasta una presión Pa. Donde el trabajo realizado

durante la compresión esta representado por el área ABCoaA y el trabajo

realizado en la aspiración por el área DAaoD. Siendo el trabajo neto a realizar

el compresor Ideal el área bajo la curva ASCDA diagrama modificado de

Clalperon para un compresor real: (Ver figura 4)

--.. e +-~I

,

~ ~ ~ I , ,

, , ,

PBC1 !C B

t iba

Figura 4. Fuente: Manual de curso de Ingenlerla del frlo.

El espacio muerto tiene un valor absoluto Igual a

E = AD1 - AD Y aveces se expresa en tanto por uno sobre la carrera.

E = (AD1 - AD) I (AD)

28

La relación AD/AD1 recibe el nombre de rendimiento volumétrico del

compresor. ExIste un aparato denominado Indicador de Watt que permite

trazar gráficamente el diagrama real de trabajo de una maquina alternativa de

forma automática. Se utilizan para detectar funcionamientos defectuosos en

los compresores.

1.4.2.3 Transformación de una masa de gas. a- Transformaciones

Isotérmicas: Son aquellas durante las cuales la temperatura del sistema

permanece constante. Cumplen exactamente la ley de MARlOTE:

P1*V1 = P2*V2

b- Transformaciones adiabáticas:

Se denomina a aquella transformación durante la cual no existe Intercambio de

calor entre el sistema y el medio exterior. cumplen con la ley de LA PLACE P1

* V1 1 = P2 * V21

siendo (') = CP I CV .

Las transformaciones Isotermas y adiabáticas. tienen en teorfa una duración

Infinitamente larga y son por lo tanto transformaciones teóricas. Sin embargo

29 admiten que una compresión o una expansión real en un cilindro son

adiabáticas se realicen en forma tan rápida que no da lugar a que halla

transformación de calor a través de las paredes del cilindro.

c- Transformaciones polltróplcas:

Se denominan también transformaciones reales por ser las que suceden en la

practica, en ellas hay Intercambio de calor el exterior, y variación de

temperatura. Como norma general obedece a la ley:

p * V :: CTE

Si n :: 1, se convierte en isoterma y n :: Infinito, en una transformación

adiabática. (VER FIGURA 5)

""'-

-------- ". 0-p ~--'--

1 - - -- - -- - -- - - - - - -- - -- - - -- - - -- - - - - - - - - _:-:-_:-:'_=-=----';;:=-~-r

Figura 5. Fuente: Manual de curso de Ingenlerla del frlo.

Ulliftrsldad Aatlnoml de Occi~lfttt SECCfON BIBLIOTECA

30 El rendimiento del ciclo de Camot es mayor que el de cualquier otro ciclo que

trabaje entre las dos mismas temperaturas extremas. La maquina térmica de

Camot esta representada esquemáticamente en la siguiente figura, con su

correspondiente diagrama temperatura entalpla.

(Ver figura 1)

2

Calor .. el fooo oaliente

empreaor

1

Calor al feoe frie.

4

2.-______________ ~3

Trabaje Nete

1~ ______________ ~4

3

rbina

Figura l. Fuente: Refrigeración y Acondicionamiento de Aire de

stoecker W. F.

31 La méqulna térmica de Camot recibe energfa de un foco caliente a alta

temperatura, convierte una porción de energla en trabajo y cede el restante a

un foco frlo a baja temperatura.

El ciclo de refrigeración de Carnot consigue el efecto Inverso de la méqulna

térmica, por que transporta energla desde un foco frlo a un foco caliente.

Para realizar el ciclo de refrigeración se necesita suministrar un trabajo

externo, el diagrama de la Instalación y el diagrama temperatura - entropla del

ciclo de refrigeración se muestran en las siguientes figuras: (Ver figura 7)

Calor al fooo oaliente

3 2

Turbina COIIp:re.er

4 1

8alor al feoo frie

TOK 3

T:cabajo Neto

4 '--_______ -1 1

Entropía. cal!(Ke) ( K)

Figura 7. Fuente: Refrlg .. aclón y Acondicionamiento de Aire de Stoeck .. W. F •

•

Los procesos que comprenden el ciclo son:

1 - 2: Compresión Adiabático

2 - 3: Cesión de Calor Isoterma

3 - 4: Expansión Adiabática

4 - 1 : Adición de Calor Isoterma

32

Todos los procesos del ciclo de Camot son termodinámicamente reversibles.

En consecuencia los procesos 1 - 2,3 - 4, son Isoentroplcos.

La absorción de calor del foco frlo en el proceso 4 - 1, es la operación de

refrigeración y el único efecto útil del ciclo. Todos los restantes procesos del

ciclo tienen como misión que la energfa tomada de un foco frlo a baja

temperatura pueda ser cedida a un foco caliente a alta temperatura

1.4.2.4. Principio de IIcuaclon de gases. En los gases las moléculas se

encuentran muy separadas entre si, de tal modo que la fuerza de atracción

entre ellas es débil, por otra parte estas tienen un nivel de energfa que hacen

que choquen. Estas consideraciones llevaron a pensar que los gases podrfan

licuarse a cualquier temperatura si se aumentaba lo suficiente la presión .

Pero gases como el hidrógeno, oxigeno nitrógeno y helio fueron Imposibles de

licuarse con estas condiciones y se denominaron gases perfectos.

Posteriormente ANDREWS cambio las condiciones: aumento la presión y

33 disminuyo la temperatura, logrando licuar los gases considerados hasta ese

momento perfectos.

Como resultado de este estudio se obtlNO el siguiente gréftco. (Ver figura 8) p

Ter ....

~--------------------------------.v

Figura 8. Fuente: Manual de curso de Ingenlerla del frlo.

La condensación se presentaba a presión constante.

Cuando se llega a la Unea de saturación el gas esta completamente licuado y

a partir de este punto a muy ligeras disminuciones de volumen corresponden

aumentos de presión.

Al aumentar la temperatura las presiones a las cuales ocurre la condensación

aumentan, ocurriendo un cambio mas brusco de estado. En la cima de la

curva de saturación se encuentra el punto critico del gas y este es

caracterfstlco para cada uno.

-Punto Critico del C02 :

Pcr = 75.21 Kglcm, Tcr = 304 K, Vcr = 2.156 DcJkg

-Punto Crttlco del R-12 :

Pcr = 40.879 kglcm, Tcr = 388.5 k, Vcr = 1.793 DcJkg

Por encima de la temperatura crttlca no es posible licuar el gas.

34

1.4.3. Ciclo standard de compresión de vapor. Los procesos que

comprende el ciclo standard de compresión de vapor son (Ver figura 8).

p

Evaporaoión

Entalpía. Cal Ke

JIt-----I Conaen..-to 3

Válvula te Expan.ión

4

2

2

Figura 9. Fuente: Refrlg .. aclón y Acondicionamiento de Aire de stoeck .. W. F.

1 - 2 : Compresión adlabatlca y reversible, desde vapor saturado hasta la

presión del condensador

2 - 3 : Cesión reversible de calor a presión constante en la zona de

recalentamiento y posterior condensación

35

3 - 4 : Expansión Irreversible a temperatura constante desde liquido saturado

hasta la presión del evaporador

4 - 1 : Adición reversible de calor a presión constante durante la evaporación.

1.4.3.1. Coeficiente de funcionamiento del ciclo standard de compresión

de vapor. Las magnitudes slgnlftcatlvas del ciclo standard de compresión de

vapor pueden determinarse fácilmente con la ayuda del diagrama presión-

Entalpla. Estas cantidades son:

El trabajo de compresión, el calor cedido, el efecto refrigerante, el coeficiente

de funcionamiento, el caudal en volumen por tonelada y la potencia por

tonelada.

1- Trabalo de compreslon ( ca" kgreO: Es el cambio de entalpla en el

proceso 1-2 en el diagrama presión entalpla el trabajo W es Igual a h1 menos

h2. donde la diferencia de entalpla es una cantidad negativa, lo que expresa

que el trabajo se realiza contra el sistema.

36 2- Calor cedido (Cal/kgren: Es el calor que sale del refrigerante en el

proceso 2-3 Y vale h3-h2, este valor es una cantidad negativa, lo que expresa

que el calor es cedido por el reft1gerante.

3- Efecto reft1gerante (Cal/Kg): Es el calor puesto en el proceso 4-1 es decir,

h1-h4, cuyo cálculo es necesario por que precisamente este proceso es el fin

ó único efecto útU de este sistema.

4- Coeftciente de funcionamiento: Para el ciclo estandart de compresión de

vapor, es el cociente del efecto refrigerante por el trabajo de compresión.

Coeficiente de funcionamiento = h1 - h4

h2 - h1

Caudal en volumen por tonelada (m3 , mto y ton)

Se mide en la entra del compresor (Pto 1), el caudal en volumen por ton. da

una idea aproximada del tamafto del compresor.

5- Potencia por tonelada: Es una fndlce de la bondad del funcionamiento. la

potencia por tonelada es la Inversa del coeftclente de funcionamiento, puesto

37 que un sistema de refrigeración de gran rendimiento tiene una potencia por

tonelada baja, pero un coeficiente de funcionamiento muy alto.

1.4.3.2. Ciclo real de compresión de vapor. Las diferencias escenclales

entre el ciclo real y el standart, están en las caldas de presión en el

condensador y en el evaporador, en el subenfrlamlento dellfquldo a la salida

del condensador y en el recalentamiento del vapor a la salida del evaporador.

El ciclo standart supone que no existe ninguna calda de presión en el

condensador ni en el evaporador. A causa de fricción sin embargo, la presión

del refrigerante cae en el ciclo real. El resultado de esta calda de presión es

que el proceso de compresión entre 1 y 2 requiere más trabajo que en el ciclo

standart.

El subenfr1amlento del Uquldo en el condensador, es un hecho normal cuyo

objeto es tener la seguridad de que un 100% de Uquldo entre en la válvula de

expansión.

El recalentamiento del vapor ocurre normalmente en el evaporador, y está

recomendado como precaución contra las gotitas de liquido que podrlan

introducirse en el compresor. La última diferencia del ciclo real respecto al

38 standart es que la compresión no es Isoentróplca, y hay una pérdida de

rendimiento debido a la fricción y a las restantes perdidas. (Ver figura 10)

p CiCLO RtAL \ 2

- - - - - - - - - - - ~ - j - - - - - - - - - - :,-,.:~' --

, ,

, ,

4 -4-............,,~-__ ....1.-+- ' --------------y-d 1 I.~eca\e\'\\am\ e.\\t.o

Entalpía. Cal/Kg

Figura 10. Fuente: Refrigeración y Acondicionamiento de Aire de

Stoecker W. F.

1.4.4. Pslcometrla. Estudia las propiedades de las mezclas de aire y vapor

de agua. La pslcometrla es Importante porque el aire atmosférico no está

completamente seco, sino que es una mezcla de aire y vapor de agua. Todos

los procesos de acondicionamiento de aire deben tener en cuenta la presencia

del vapor de agua en el aire.

termlnos baslcos:

39 Calor sensible: Este solo se refiere a un cambio de temperatura. No causa

ninguna modificación en el estado de la sustancia, se le denomina sensible

porque puede perclblrse con el sentido del tacto.

Calor latente: Es el que se extrae o se toma de una sustancia y que produce

un cambio de estado en ella pero no modifica la temperatura de la sustancia,

durante el tiempo que tiene lugar este cambio flslco, el calor latente no puede

perslblrse con el tacto y no se registra con el termómetro.

Calor especifico: El calor especIfico de una sustancia es la cantidad de calor

en BTU requerida para cambiar la temperatura de una libra de la sustancia en

un grado fahrenheit.

Calor total: El contenido de calor total de la mezcla aire y vapor de agua,

también se conoce como entalpla. Es la suma de los calores sensible y

latente, expresado en BTU/Lb de aire.

Temperatura de bulbo seco: Es la temperatura tomada con un termómetro

ordinario, y es la medida del calor sensible el aire expresado en grados

fahrenhelt o centlgrados.

UliYlrsi.ad A.tlnoml de Occi •• nt. SECCION BiBliOTECA

40 Temperatura de bulbo humedo: Indica la cantidad de calor total contenida en

el aire y esta expresado en grados fahrenhelt o centfgrados, se determina

cubriendo el bulbo de un termómetro con franela o trapo húmedo y haciendo

pasar aire rápidamente; en esta forma la humedad comienza a evaporarse.

La temperatura del agua y del aire circundante, baja proporcionalmente a la

de la evaporación ocurrida.

Temperatura de punto de roclo: Es la temperatura de saturación a la cual

tiene lugar la condensación de agua. Un ejemplo es la humedad sobre un vaso

de agua con hielo. El vidrio frfo reduce la temperatura del aire por debajo de

su punto de roclo y la humedad que se condensa forma gotas sobre la

superncle del vidrio.

Leyes pslcometrlcas:

1- Cuando el aire seco, se satura adiabática mente , la temperatura se reduce

y la humedad relativa se Incrementa, y la reducción de calor sensible es Igual

al Incremento simultáneo de calor latente.

2- Cuando el contenido de humedad del aire se Incrementa adlabátlcamente,

la temperatura se reduce simultáneamente hasta que la presión de vapor

41 corresponde a la temperatura de saturación, esta se "ama "Temperatura de

saturación adiabátlca-.

3- Cuando cierta cantidad de agua aislada de evapora, se supone que la

temperatura final será la adiabática de saturación y no está afectada por

convección, por lo que la temperatura de bulbo húmedo será la adiabática de

saturación.

4- La temperatura de bulbo húmedo del aire, depende solo del calor total

sensible y latente y es Independiente de sus proporciones relativas, en otras

palabras, la temperatura de bulbo húmedo, es constante ya que el calor total

también lo es. (Ver figura 11)

La carta muestra básicamente, la relación entre las 5 propiedades del aire:

1- Temperatura de bulbo húmedo

2- Temperatura de roclo

3- Temperatura de bulbo seco

4- Humedad relativa

5- Humedad Especifica.

Temperatura húmeda punto de rodo o de saturación Oc

Temperatura seu DC

/-:.~., ~§ " 1," '-',,".(",'""- . '.~ r:: j ¿ j J • , " ·r~~~..f.~~~t~;- '

ÁBACO PSICROMÉTRICO Temperaturas normales

PROCESO DE ACONDICIONAMIENTO Del AIRE

l. El aire de retorno desde el local (1) eltA mel-dado con el aire exterior ;'1; necesario para l. ventlladón.

2. Esta mezcla de aire exterior y de retorno entra en el equipo tJ) donde es acondicionado., luml-nlstrado al local.

l. Luelo se repite el ciclo periódicamente.

'; ".

~.

l

.":

o:.

:'

."

\ \ ~. ~. j ~

Figura 11. Fuente Manual de Aire Acondicionado de Carrier.

/',

Entalpll en la saturación kc:al por kl. kcal por k& de aire leco

l" J'.

p, ", \ p ~ ". ~ ~ ¡ l

Gramos de a,ua por kg de aire seco

1.0

70

"

'.0

" ]~

""

(U'>

r.,t;('I

rl',O¡

Of,{l

O,fi'>

!','1

""",

l'!'-,

Factor de calor s~nslble

43 Cuando se conocen dos de las anteriores propiedades. las demás se

encuentran con toda facilidad.

La carta parte de la Unea de saturación. osea, a cada temperatura de bulbo

seco corresponde determinada cantidad de humedad. para que haya

saturación; por lo tanto. si en las abclsas se representan las temperaturas. y

en las ordenadas las humedades especrficas. la Unea de saturación tiene la

forma mostrada en la figura: (Ver figura 12)

Figura 12. Fuente: Manual de aire acondicionado de Camero

2. CALCULO DE LA CARGA DE ENFRIAMIENTO

Para efectuar dicho cálculo se establecerán las siguientes condiciones:

~ Se efectuará el cálculo de la carga, separadamente para cada una de las

o1lclnas. se sumarán todos los 1IuJos calorr1lcos de cada local y con base en el

resultado se entrará en el diseno y la selección de equipos.

B- Se Ilustrará el cálculo de la carga térmica del local que presenta mayor

actMdad y equipos. los resultados de los otros locales, se presentarán en

cuadros.

2.1. CONDICIONES DE PROYECTO

2.1.1. Orientación del· edificio. La construcción se encuentra localizada en

el sector Industlal de Yumbo, exactamente a 3 grados y 28 minutos de latitud

norte, con una altitud de 961 metros sobre el nivel del mar. Se establecerá

45 como punto de referencia la entrada principal del conjunto de oftclnas. la cual

está ubicada en la parte oriental. no presenta en sus alrededores estructuras

que tengan efectos de sombra. existe una zona de estacionamiento en la

parte oriental y por la zona norte se encuentra la carretera de acceso; en la

parte sur se encuentran dos árboles que tienen un efecto de sombra

considerable.

2.1.2. Dla de proyecto. Los datos son obtenidos la segunda semana del

mes de agosto de 1.995 de las 12 M a las 15 pm. Los datos obtenidos

fueron los siguientes :

1- En el exterior

Tempatura promedio de bulbo seco 31.1 oC ó 88 °F.

Bulbo húmedo promedio 27 oC ó 80.6°F.

húmeda relativa 76 %.

2- En el Interior

Temperatura promedio de bulbo seco 27 oC (80.6 °F).

Temperatura promedio de bulbo húmedo 23 oC (73.4 °F)

Variación diaria de la temperatura 16.9 oC.

46 2.2 MEMORIAS DE CALCU LO.

El calculo de la carga de enfriamiento se mostrara para una de las

oficlnas,luego mediante cuadros se conocerán la carga de enfriamiento por

oficina.

2.3. CALCULO DE LA CARGA TERMICA PARA LA OFICINA DE

CONTABILIDAD.

Datos:

Dimensión: 8.000 x 4.550 mm.

Altura: De suelo a cielo falso 2.650 mm.

Materiales de construcción: La oficina esté constituida de paredes en ladrillo

ordinario de 100 mm de espesor, con una capa de repello en ambos lados de

25 mm y acabados en yeso, tanto en la parte exterior como en el Interior de

un mlUmetro; Suelo embaldosado, cielo falso en tableta de adbesto cemento y

techo en teja ondulada de adbesto con un espesor de 3 mm.

Condiciones circundantes: Las paredes en su lado exterior e Interior estén

pintadas de color habano.

Ventanas: ExIsten tres ventanas en el local, estas tienen marco metéllco con

vidrio ordinario, las dimensiones son: 2.400 x 1.500. mm.

47 Puertas: ExIste una puerta en madera ubicada al oriente cuyas dimensiones

son: 2.150 x 1.000 mm, es una puerta de utilización media.

Ocupantes: La oficina es ocupada por siete personas, con un grado de

actividad de empleados de oflclna los cuales ocupan el local durante 8 horas

en el dra.

Alumbrado: Hay 16 lámparas fluorescentes de 40 watlos. en la hora pico hay

6.400 watlos en funcionamiento.

Equipo Electrónico: Hay siete computadores cada uno con una potencia de

200 watlos funcionando todos los dlas al mismo tiempo.

Horario de Funcionamiento: El sistema debe funcionar seis dlas a la semana

en horario de 07 am a las 19 pm.

2.3.1. Ganancia calorfflca por conducción a través de paredes. Al existir

un diferencial de temperatura, se produce un flujo calorlflco para nuestro caso

dicho flujo va de la parte exterior a la Interior y está representado por:

Q-KxAxAT

Donde:

Q : Flujo de calor.

K: Coeficiente global de transmisión.

A : Area total de la pared.

AT: Diferencia de temperatura corregida.

2.3.1.1 Ganancia calorfflca para pared Occidental.

Datos:

Ancho 150 mm

Orientación Occidental

Latitud 3 oC Norte

Temperatura Exterior 31 .1 oC

Ventanas: 2 dimensión (240Ox1500 mm)

Peso por Metro Cuadrado: 300 Kg

(Ver tabla 1.)

Se calcula la diferencia equivalente de temperatura corregida.

AT corregido = a + ATes + b (RsJRm) (ATem - ATes)

Selección de a (Factor de corrección)

23 Temperatura de Confort

31.1 - 23 = 8.1

48

TABLA 1. DESCRIPCIONDE LACONSTRUCION DE LA PARED

GRUPO COMPORERTES

A 2.5 cm de estuco + 10 cm bloque de concreto

ligero + espacio libre

2.5 cm de estuco + espacio de aire +

5 cm de aislamiento

a 2.5 cm estuco + 10 cm ladrillo comun 2.5 cm estuco

2.5 cm estuco + 10 cm concreto pesado

e 10 cm de ladrillo de fachada + 10 cm bloque concreto ligero +2 5 + 2.5 aislamiento

2.5 cm estuco + 10 cm concreto pesado +

5 cm aislante

D 2.5 cm estuco + 20 cm bloque de concreto

ligero + 2.5 cm aislamiento

2.5 cm estuco + 5 cm aislante + 10 cm

bloque de concreto pesado

E 10 cm ladrillo de fachada + 10 cm bloque

de concreto ligero

2.5 cm estuco + 20 cm bloque de concreto

pesado

F 10 cm ladrillo de fachada +10 cm ladrillo

comun

10 cm ladrillo de fachada + 5 cm aisla-

miento + 10 cm bloque concreto ligero

Fuente: Manual del Ingeniero Mecanico, Volumen 3, Capitulo 12.

PESO LBI PIE KG/M

28,8 139 .83

18,3 79,58

55,9 298.90

82,5 305,13

82,5 305,13

82,9 307,08

41,4 202,11

38,8 17888

82,2 303,88

58,8 278,32

89,5 438,94

82,5 305,13

UIIiftl1i.ad Altlnem. d, Oc:ci ... tt SECCION BIBLIOTECA

segan la tabla 2 obtengo.

a = -1.095. b = Coeficiente por pared color exterior

Según la tabla 3.

b = 0.55. Rs = MéxJma Insolación en la fecha considerada.

segun la tabla 4

Rs = 442

Rm = MéxJma Insolación en el mes de Julio.

Segun la tabla 4a

Rm =444.

ATem = Diferencia equivalente de temperatura a la hora considerada. .

según la tabla 5.

ATem = 14.4 oc

Por lo tanto

AT corregido = a + ATes + b Rs/Rm (ATem - Ates)

= - 1.905 + 0,55 x (4421444) x (14.4)

AT corregido = 3.89 oC.

50

TABLAZ.

CORRECCIONES DE LAS DIFERENCIAS EQUIVALENTES DE TEMPERATURAS

DIFERENCIA DE VARlACION DE LA TEMPERATURA EXTERIOR

TEMPERATURA 13 14

4 -5 -5.5 6 -3.1 -3.8 8 -1.1 -1.6 10 0.8 0.3 12 2.9 2.04 1. 4.9 4.4

Fuente: Manual de Aire Ac:ondic:ionado de Carrier, Primera Parte.

TABLA 3.

COEFICIENTE DE COLOR

PARA PAREDES

NOMBRE COEFICIENTE

DEL COLOR b

Azul oscuro 1

Rojo oscuro 1 Marron oscuro 1

Verde claro 0,78

Azul claro 0.78 Gris claro 0,78

Blanco 0,55

Crema 0.55

1S

·5.9 -4

-2 -0.1 1.8 3.8

Fuente: Manual de Aire Acondicionado de Carrier.

18

-6.04 -4.5

-2.5 -0.8 1.3 3.3

17

-6.9 -5

-3

-1.1 0.8 2.8

TABLA 4. l\fAXIl\1AS APORTACIONES SOLARES

ORIENTACION DE LA PARED

LATITUD NORTE MES N E s o

..... " ............. j~.~~.~ ................................... J.~ ................................ ª.~ª ................................. ª.ª ................................. ~ª.ª .............. .

.......... j~.~~.~ .. y. .. ~~.~~ .......................... ~.~ ................................ ~.~.~ ................................. ª.ª ................................. ~1 .. ~ ............. ..

......... ~~.~~~ .. y. .. ~.~~.L..... .. ................ ~? .................................. ~.~~ ................................. ª.ª ................................. ~~.~ .............. . O 1 ......... ~.!~ .. ),! .. !!1~r.;,~ ........................... ~? .................................. ~.~~ ................................. ª.ª ................................. ~~.~ .............. .

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Fuente: MarAlaI de Aire Acondicionado de c.rier. Prtmera Parte

TABLA4a. APOR T AC IONE S SOLARE S

LA liTUO NORTE HORA SOLAR

40 ORIENTACION 10 11 12 13 14 15 16 17

N 38 38 38 38 38 35 32 54

22Juloy E 257 119 38 38 38 35 32 27

21-may S 94 119 146 119 94 51 32 27

O --- '----~ 38 38 119 257 385 439 436 -_._-

Fuente: Manual de Aire Acondicionado de Carner. Primera Parte

TABLA 5. DIFERENCIA EQUIVALENTE DE TEMPERATURA PARA MUROS

HORA SOLAR HORA SOLAR

ORIENT ACION PESO MURO 10 11 12 13 14 16 16 17 Kg/m2

E 300 16,7 17,2 17,2 10,6 7,8 7,2 6,7 7,2

S 300 -1,1 3,9 6,7 11,1 13,3 13,9 14,4 12,8

O 300 O 1,1 2,2 3,9 5,5 10,6 14,4 18,9

N 300 -1,1 -0,5 O 1.7 3,3 4,4 5,5 6,1

Fuente : Manual de AIre Acondicionado de carrter, PrImera Parte.

El coe1lclente global de transmisión K

K = ( 1/Resistencia del Muro)

K = ( 1/ Reslst.enlucldo+Resist ladrlllo+resis yeso)

56

Según la tabla' el valor de las resistencias para materiales de construcción

será :

Resistencia Enlucido: 0,10 Hpl~ °F/Bto

0,020 oC M"f2H1KCal.

Resistencia ladrillo común: 0,41 oC Mt2H1 Kcal.

Resistencia Yeso Ligero : 0,0052 oC Mt2H1KCal

K = 1/[2(0,020) + 0,41 + 2(0,0052)] = 2,17 KcalloCMt2H

Calculo del área de la pared:

Largo: 8 Mt. Area total = (8x2,65) - 2(3,6)]

Altura: 2,65 Mt Area total = 14 Mt2

Area ventana: 3,6 Mt2

Por lo tanto ellluJo de calor Q será:

Q = ( 14 Mt2 ) x (2,17 KcalloCMt2H) x (3,89)

Q = 118,17 KcallHora.

TABLA 6. VALOR DE RESISTENCIAS PARA MATERIALES DE CONSTRUCION

RESISTENCIA TERMICA R

Por PO de Por el espesor Por el espesor

DESCRIPCION DE MATERIALES espesor listado listado POR GRUPOS h.ple. flBtu.pg h.ple. flBtu.pg h.mt. e lKea!

MATERIAL DE MANPOSTERIA

Ladrilo comun, 4 pg • 10cm 0,2 0,8 0,41

tadrllo Implo para fachada, 4 I 0,15 0,6

Bloque hueco 1 celda, 3pg 0,8

Bloque hueco 1 celda, 4 pg 1,11

Bloque hueco 2 celdas, 6 PSI 1,52

Bloque hueco 2 celdas, 8 pg 1,85

Bloque hueco 3 celdas, 12 PSI 2,5

Ladrllo hueco 3 celdas en y.so, 3 pg 1,35

Ladrilo hueco 3 celdas en yeso, 4PSl 1,61

Ladrllo refractario, 4 pg 0,14 0,56

MATERIAL DE ACABADO

Repelo de arena-eemento, 1/2 PSI 0,2 0,1 0,02

Repelo de y.so con agregado lvtano,112 0,32

Repelo de yeso con agregado lviano,518 0,39

Repelo de y.so con agregado lvIano, 3/4 0,47

Repelo de yeso con agregado perita 0,67 0,5

Repelo de y.so con agregado de arena 0,18 0,14

Estucado de cemento 0,12

Estucado de y.so 0,3 0,0052

Fuente: Refrigeración y Aire Acondicionado Instituto Aiñngten VA • Capitulo 6

2.3.1.2. Ganancia calorfnca para pared none.

Datos

Ancho 150 mm.

Orientación norte

Latitud 30 norte

Temperatura exterior 31,1 oC.

1 Ventana de 1,5 x 2,4 mts.

Diferencia de temperatura :

(AT) ATcorr = a + ATes + b Rs/Rm (ATem - ATes)

a = 1,905. Rm = 65. b = 0,55.

ATem =4,4.

Rs = 77.3 ATcorr = -1,905 + 0,55 (77,3/65) (4,4)

= 0,972

Coeftclente global de transmisión (K) = 2,17 KCalloC Mt2H Longitud de la pared:

Largo = 4,55 mts Alto = 2,65 mts

58

59 Area ventanas :: (2,4 x 1,5) :: 3,6 Mt2

Area total :: [(4,55 x 2,65) - 3,6] :: 8,45 Mt2

Donde elllujo de calor seré:

Q :: 0,972 X 2,17 KcaVoC Mt2H x 8,45 Mt2

Q :: 17,82 KcaVHora.

2.3.1.3 Ganancia calorlflca para pared oriental.

Datos:

(Por ser pared Interior se considera como tabique).

Area de transferencia : 7 Mt2 .

Orientación: Oriental

latitud: 30 Norte

Temperatura exterior bajo techo : 27 oC

L\. T:: (27 - 23 ) :: 4 oC

Q = 60,76 KCaVHora.

La diferencia equivalente de temperaturas para una pared común a dos

oficinas, es préctlcamente cero, por lo tanto asumimos que no hay

transmisión de calor a través de estas.

Ullwershlld Alttnom. de 0CcI4111tt SECCION BiBliOTECA

60 2.3.2. Ganancias calorfncas a través de techos. Datos: Techo en teja

de asbesto, de construcción ligera Techo asoleado y considerado horizontal.

DMslón en cielo falso sin ventilación intermedia Vientos de 12 KmlHora - Aire

entre techo y cielo falso quieto.

Techo considerado como claro.

Elflulo de calor se da por:

1. Convección con el aire exterior.

2. Conducción a través de la teja Asbesto

3. Convección con el aire encerrado.

4. Conducción a través del cielo falso.

5. Convección con Aire quieto.

Los valores de las resistencias de los anteriores materiales se obtienen Según

la tabla 7.

R1 = 1/h aire = 0.052 OC Mt 2 Hora I Kcal.

R2(teja de asbesto) = 0,01 oC Mt 2 H IKcal.

R3(alre) = 1/alre = 0.0203 oC Mt 2 H Ikcal.

R4(clelo falso) = 0,006 oC Mt2 H IKcal.

R5 (aire) = 0.019 e Mt 2 H Ikcal.

TABLA 7. RESISTENCIAS TERMICAS PARA MATERIALES Y AISLANTES

MATERIAL DESCRIPCION ESPESOR RESISTENCIA R I PORMl Por el espesor

d ..... don

Posicion FI ujo de calor -x10 ¡ horizontal Asceodarte (hIIemo) 20-100 174

I

/ - •• (Verano) 20-100 160 - Descendente (Invierno) 20 209 - - 40 236 Lanma de '*e - - 100 252 - - 200 256 - - 20 174 - - 40 291 - - 100 203

Inclilaclón 45 Ascandarte (hIIemo) 20-100 285 - Descandarte (Verano) 20-100 183 Vertical Horizontal (Invierno) 20-100 199 - Horizontal (Verano) 20-100 176

CONVECClON Poslclon ~ de calor Horizontal Ascendente 125

Inclilaclon 45 - 127 Alre cpeto Vertical HorIzontal 140

Inclilaclon 45 Descendente 158 Horizontal - 190

V1arto de 29 KmIh Todas las posiciones y ~nes (InY) 35 V1ento de 12 KmIh Todas las posiciones y ca-ecdones (ver) 52

Fuente : Manual de Nle Acondicionado de Csñer, Prinera. Psrte_

Donde el 1IuJo de calor viene dado por la siguIente fonnula:

Q techo

R

Q techo

=.1TxAlR

= R1 + R2 + R3 + R ~ + Rs

= (ATxA)/(R1 + R2 + R3 +~ + Rs)

Area de techo: (8,0) x (4,55)

: 36,4 Mt2

Diferencia equivalente de temperaturas:

a = - 1,905. b = 0,55. Rs = 668,2. Rm = 631.

Según la tabla 8 la diferencia equivalente de temperatura para un techo de

340 kg de peso y siendo las 3 pm será:

62

TABLA 8. DIFERENCIA EQUNALENTE DE TEMPERATURA PARA TECHOS

HORA SOLAR CONDICIONES PESO 10 11 12

TECHO Kg/ rnt2

Soleado 300 4,4 6,1 8,9 400 6,7 7.2 8.9

Cubierto con agua 300 -1.1 1.1 2.8

Rociado 300 -1.1 O 1.1

En la sombra 300 -1.1 -0.5 O

Fuente : Manual de Aire Acondicionado de Carrler, Primera Parte.

ATem = 16,56 oC.

13

12,2 12.2

3.9

2.8

1.1

ATcorregido = a + ATes + b x (Rs/Rm) x (AT mes - ATes)

ATcorregldo = - 1,905 + 0,55 (668,21631) (16,56 OC)

ATcorregido = 7.73

Flujo calorífico por Techos:

Q ::::[(7. 73x36.4mt2)1(0.052+0.01 +0.19+0.006+0.0203)]

Q:::: 1091.5 KcaVHora .

14

15 14.4

5.5

4.4

2.2

63

16

17,2 15.6

6.7

5.5

3.3

2.3.3. Ganancia calorfflca por calor solar a trav6s de superficies de

ventanas. Condiciones de diseno: Seleccionamos el flujo calorf1lco por

metro cuadrado para el mes de agosto, en dos ventanas con orientación

occidental y 3° latitud Norte.

Atmósfera contaminada, 961 Mt de altura sobre el nivel del mar y marco

metálico.

2.3.3.1 Ganancia caloriflca Ventana occidental: SegOn la tabla l.

Máxima aportación de Calor = 442 KcaVHora Mt2

Area de dos Ventanas = 7,2 Mt2

Factor de sombra = 0,56.* Factor de atmósfera = 0,90.-

Según la tabla 10.

Factor de almacenamiento = 0,54. Según pie de pagina de la tabla 9 la Corrección por Altitud para 936 Mt es

2,1% = 1,021.

* ** Valor obtenido del manual de aire acondicionado de Carrler

pagina 1-43, 1-44

64

TABLA 9. APORTACIONES SOLARES

LATITUD NORTE HORA SOLAR

O ORlENTAClON 10 11 12 13 14 15 16 17

N 89 92 92 92 89 84 75 46

24 Agosto y E 279 125 38 38 38 35 32 16

2O-abr S 38 38 38 38 38 35 32 16

O 38 38 38 124 279 401 442 349

LATITUD NORTE HORA SOLAR

10 ORlENTAClON 10 11 12 13 14 15 16 17

N 40 38 38 38 40 40 43 40

24 Agosto y E 282 124 38 38 38 35 29 19

2O-abr S 38 38 38 38 38 35 29 19

O 38 38 38 124 282 404 442 374 .

Correclones Marco metalca Pafeeto de Alltud PLl'lto de roelo sup PLl'lto de roelo sup ( ónlng~o IIfT1)Ieza 0.7 % por 300m a 19.5 C a 19.5

x 1JO.85 61.17 15%max 14%por 10 e 14%por10 C

Fuerte: Manual de AIre Acondicionado de c.rter. Primera Parle

TABLA 10. FACTOR DE ALMACENAMIENfO PARA SUPERFICIES ACRISTALADAS PESO KgJmt de HORA SOLAR

ORIENTACION supeñicie de suelo 10 11 12 13 14 15 16

ORIENTE 500 0,52 0,35 0,24 0,22 0,2 0,18 0,16 150 0,64 0,42 0,25 0,19 0,16 0,14 0,11

SUR 500 0,52 0,63 0,7 0,71 0,69 0,59 0,45 150 0,17 0,86 0,88 0,82 0,56 0,5 0,24

OCCIDENTE 500 0,09 0,09 0,09 0,18 0,36 0,54 0,66 150 0,08 0,08 0,08 0,19 0,42 0,65 0,81

NORTE 500 0,16 0,79 0,81 0,83 0,85 0,87 0,88

--150 0,88 0,91 0,94 0,96 _____ 0,96

- ___ º,98 0,98

Fuente: Manual de aire acondicionado de carrier. Primera parte

correCCión por pumo eJe Rocro .;;; Temp 26,2 .. c

= 26,2 - 19,5;;; 6,7 oC

= 1+(6,7/10 x 0,14)

;;; 1,09.

Según pie de pagina de la tabla 9 la Corrección por marco metálico: 1,17

EI1IuJo de calor solar a través de ventanas será:

67

Q ;;; (442 Kcal/h Mt2 ) x ( 7,2 Mt2 ) x 0,56 x 0,90 x 0,54 x 1,021 x 1,09 x 1,17

Q ;;; 920 KcaUHora.

2.3.3.2. Ganancia calorfflca Ventana norte. Máxima aportacIón de calor

77,3 KcaUHora Mt2 .

Area: 3,6 Mt2 •

Factor de almacenamiento: 0,87

Q = (77,3 KcaUh Mt2 ) x (3,6 Mt2 ) x 0,87 x 0,56 x 0,90 x 1,021 x 1,09 x 1,17 Q;;;; 158,8 KcaUHora.

'* Viene de la pagina 1-43 del manual de aire acondicionado de Camero

2.3.4. Ganancia calorfflca por conduccl6n a través de ventanas. Viene

dada por la siguiente ecuación:

Q = A x AT x K Vidrio

Según tabla No 11.

K vidrio = 5,5 KCallH Mt20C .

Diferencia de temperaturas.

AT = Text - Tlnt = 31.1 - 24

AT=7.1°C

Area total = 10.8 Mt2 • Por lo tanto ellluJo de calor por conducción será:

Q = (10.8 Mt2) x (7.1 o C) x (5.5 Kcall h mt 2 OC)

Q = 421,74 KcallHora.

TABLA 11. COEFICIENTE GLOBAL DE TEMPERATURA PARA VIDRIOS Y PUERTAS

VERTICAL

Sendllo Doble

Espasor da la lémina(mm) 6 13 20 ·100

Chasis simpla 5,5 3 2,7 2,6

Chasis dobla 2,6

Espasor da la puerta (cm) Puerta Puerta doble sencilla chasis o armadura

2,5 3,4 1,7 3,2 2,9 1,6 3,6 2,6 1,5 4,4 2,5 1,5 5,1 2,3 1,4 6,3 1,9 1,2 7,6 1,6 1,1

Vidrio (herculita de 19 mm) 5,1 2,1

Fuente : Manual de aire acondicionado de earrler

68

Triple

6 13 20·100

2 1,7 1,6

69 2.3.5. Ganancias calor1ncas Interiores debidas a los ocupantes. Segan la

tabla 12 la ganancia debida a los ocupantes para empleados de oficina y una

temperatura de 23 oc

Qs = 65 Kcal/ H. QI = 49 Kcal/ H

Datos: 7 Personas adultas

2.3.5.1 Ganancia de Calor Sensible:

Qs = (7 x 65) = 455 KcallHora.

2.3.5.2. Ganancia de Calor latente:

QI = (7 x 49) = 343 KcallHora

2.3.1. Ganancias calorfflcaslnterlores Debido al alumbrado.

Datos:

16 Lámparas C/u 40 Vatios.

Q = No de unidades x watlos.

Q = (40 x 16) = 640 Watios

UIIttt1ItIId Altlnom. de oa:i~etlle SECCION BiBliOTECA

TABLA U. GANANCIA CALORIFICA DEBIDA A LAS PERSONAS

GRADO DE ACTMOAD TIPO DE APUCAOOII .lIItabetllmo .1 ....... m 71 • :M 2t lIaIIIIIre aclulto .edlo K"" KcM'II Kcellh KceIJb KceL'II KcM'II Kc:eI.III Se_ble latente Seaa8II ........ Sellllble latente Se_ble latente S ..... el ......

Sentados. en reposo Teelro EflCuellt!)r¡ 98 B8 44 4449 37 53 35 58 30 65 23

Sentados trablio liaero Escuela sacunclarie 113 IIl5 45 55 48 52 54 48 SO 40 ea 32

EllIIIleltdos de oficina OIk:in. hotel ~rt 120 113 45 ea 50 63 54 59 61 52 71 42

De Die en nwchl lenta Almacenes lienda 139 113 45 ea 50 63 54 59 61 52171 42

Sentido de Die Farmacia 139 126 45 81 50 re 55 71 64 6:2 73 53

De pie marchl lenta Banco 139 126 45 81 50 re 55 71 64 6:2 73 53

Sentido Restaurente 126 139 48 91 55 84 61 78 TI ea 1st 58

Trab 110 ligero Fabrica 202 189 48 141 55 134 62 127 T4 115 19:2 g¡

Blile o danza Sale di bale m 214 55 159 6:2 152 89 145 52 132 101 113

MIrCM 5 krnlh Fabrica trllbli9~. :25:2 252 as 1801 78 176 83 169 98 t56 116 138 TrIIb~o re(liclo Pista de bolo. __ '- 378 385 __ J..3. :2S: 117 248 122 ___ W 132 -- 233 152 213

Fuente: Manual de Ilre acondlclonldo de Clm .... Primera plrte

Para lamparas de tipo 1Iuorescente la ganancia real será:

Según la tabla 13.

TABLA 13. GANANCIAS CALORIFICAS DEBIDAS A ALUMBRADO

TIPO GANANCIAS SENSIBLES Fluorescente Potencia útil vatios

X 1,25 X 0,86 Incandescente Potencia útil vatios

X 0,86

Fuente: Manual de aire acondicionado de Carrier. Primera parte

Qreal = Q x 1.25 xO.86 Qreal = (640 Vatios) x 1,25 x 0,86.

Qreal alumbrado = 1075 kCallHora

Kcallh

2.3.7. Ganancias calorincas Interiores debida a equipos de onclna.

Datos:

7 Microcomputadores con una potencia útil en vatios de 200 por Equipo.

Q = No de equipos x Vatios.

Q = 1400 Vatios

Que multiplicados por un factor de conversión es:

Q = 1203 KcallHora.

71

2.3.8. Ganancia calorfflca por Infiltraciones. Datos:

Oficina de 8 x 4.55 x 2.65 mts

Concentración de Personas (C P)= 10 Personas/Hora

Puerta de 2.15 x 1 Mt.

Temperatura seca exterior 31.1 oC - 88°F

Temperatura Interior de diseno 23 oC - 73.4 °F

Oficina con dos lados expuestos.

Caudal de Infiltración en el espacio (C lE).

Según la tabla 14 para una protección ordinaria de puertas y ventanas el

factor de Infiltración seré:

Factor de infiltración = 0.9

CIE = (Volumen Espacio x Factor de Infiltración) / Hora.

CIE = 8 x 4.55 x 2,65 x 0.90 /60 mln.

= 1,45 Mt 3 I Mln. ó = 51,3 pies 3 / Mln.

Caudal de Infiltración por puerta (C I P)

Tréflco de Personas (T P) = (C P) / No de Puertas.

(T P) = 10

Diferencia de Temperatura (O T) = (Text - Tlnt Diseno).

(O T) = 88 - 73,4

(O T) = 14,6. ° F

72

TABLA 14. FACTOR DE INFILTRACION EN EL ESPACIO

CLASE DE AREA VERANO INVIERNO O DE EDIFICIO Protección Sellamiento Protección Sellam iento I

Ordinaria Impermeable Ordinaria Im~rmeable I

Sin ventana o puertas ext. 038 01 15 05 0,25

Salones de entrada t,20 a 1 80 06a 09 2 a 3 1 a 1,5

Salones de recepcion 12 0,6 2 1 I

Ba"os 1 2 0,6 2 1 Infiltraccion a traves de ventanas-Piezas con un 0,6 0,3 1 0,5 lado expuesto.

Pieza con 2 lados expuest. 09 045 15 0,75

Pieza con 3 lados expuest. 1 2 0,6 . 2 1

Pieza con 4 lados expuesto 1,2 0,6 ~

2 1 .~ ----- ---_ .. _- ----------

Fuente: Refrigeración y Aire Acondicionado Instituto Airlingten V.A. -1981 - Capitulo 7

TABLA 15. CAUDAL DE INFILTRACION POR PUERTAS

DIFERENCIA DE TRAFICO DE PERSONAL (TP)

TEMPERATURA (DT) 5 10 ·20 40 60 80 100

10 2 4 8 16 24 32 40

20 4 8 16 32 48 64 80

40 8 16 32 64 96 128 160

60 16 24 48 96 144 192 240

80 24 32 64 128 192 256 320

100 32 40 80_ 160 -

240 320 400 ----_ .... - -- --

Fuente: Refrigeración y Aire Acondicionado Instituto Airlingten V.A. -1981 - Capitulo 7

~egl1n la taDla 10 para un traTlco ae personas T ,. Y una arrerencla ae

temperatura D T el caudal de Infiltración por puertas será:

Caudal de Infiltración por puertas (C I P):

C I P = 5,84 Pie3 I Mln ó = 0,165 Mt3/Mln.

Caudal Total Por Infiltración (C T 1):

CTI=CIP+CIE

C T I = 0,165 Mt3/Mln. + 1,45 Mt3/Mln.

C T 1= 1,610 Mt3/Mln. ó = 57,14 CFM.

Donde la ganancia de calor sensible se expresa de la siguiente forma:

Os = 1.1 x C T I x D T.

Qs = 1,1 x ( 57,14 ) x 14,6.

Os = 917,6 BtulHora ó = 230,85 KcaVHora.

La ganancia calor latente se expresa de la siguiente forma.

QI = 4.840 x e T I x W

AW = Cantidad Humedad (lb )lCantldad aire seco (lb)

AW = Seleccionado en la carta pslcrométrlca.

AWext = 0,0250 (T extls = 88°F - W = 84%).

AW Int. = 0,0185 ( Tlntls = 80,6 °F - W = 83%).

01 = (4840) x (57,14) x (0,0250 - 0,0185)

QI = 1797 BtulHora ó = 453 KcaVHora.

75

TABLA 16. CAUDAL DE VENTILACION POR PERSONA (e.v.p.)

APLICACION C. V. P Pies/min

x Persona

BANCO 7

PELUQUERIA 7

SALON BELLEZA 25

CANCHA BOLOS 15

BAR 30

ALMACEN PUBLICO 7

BODEGA 5

DROGUERIA 20

PARQUEADERO 15

HOSPITAL 10

HOTEL - PI EZA 7

SUIT 10

SALON PRINCIPAL 7

SALON CONFERENCIA 20

OFICINA GENERAL 15

o .. SALON CONFER. 25 SALON DE BILLAR 20

RESTAURANTE 30 . . ..

Fuente: Refrigeraclon y Aire AcondiCionado Instituto Ainingten V.A. -1981 - Capitulo 8

2.3.9. Ganancia caloriflca por ventilación. Condiciones:

Número de Personas = 7

De la tabla 18 seleccionamos para oficina general el caudal de ventilación

por persona (C P).

(C P) = 15 ples3 / Mln x Persona ó = 0,42 Mf/ Mln x persona. Caudal por ventilación total (C V T) = (C P) x No personas

(C V T)= (15 ples3/ Mln x persona) x ( 7 personas)

(C V T)= 105 ples3/ mln ó = 2,97 Mf/ Mln.

Ganancia de calor sensible (gs).

as = 1,1 xC VTxAT

as = 1 ,1 x 105 x 14,6

as = 1686,3 Btu / Hora ó = 424,9 Kcal/ Hora.

Ganancia de calor Latente (gil.

QI = 4840 x C V T x AW

al = 4840 x 105 x (0,0250 - 0.0185)

01 = 3303 Btu / Hora ó = 832,4 Kcal/ Hora.

77

A contlnuaclon se presentaran las tablas de resultados para todas las oficinas

78 TABLA 17. CALCULO DE LA CARGA TERMICA POR OFICINA OFICINA: CONTABILIDAD

CONDICIONES DE PROYECTO NORTE SUR ORIENTE OCCIDENTE

Altura 2.65 Altura Altura 2.65 Altura 2.65 PAREDES

Ancho 4.55 Ancho ancho ancho 8 Mts

No. Artl No. Arta No. Arta No. Arta VENTANAS

1 1.5>

79 TABLA 18. CALCULO DE LA CARGA TERMICA POR OFICINA

OFICINA: DESPACHOS

CONDICIONES DE PROYECTO NORTE SUR ORIENTE OCCIDENTE

Altura 2,65 Altura 2,65 Altura 2,65 Altura PAREDES

Ancho 7,61 Ancho 3,06 ancho 4,55 ancho

No. Arel No. Ntl No. Arte No. Arte VENTANAS

240>

80 TABLA 19. CALCULO DE LA CARGA TERMICA POR OFICINA

OFICINA: GERENCIA DE RECURSOS HUMANOS.

CONDICIONES DE PROYECTO NORTE SUR ORIENTE OCCIDENTE

Altura -- Altura 2,65 Altura 2,65 Altura PAREDES Ancho -- Ancho 4,550 ancho 3,59 ancho No. Are. No. Art. No. Art. No. Are.

VENTANAS :':,4Xl,b-3,S 2,4x1,5

No. Area No. Area No. Arel No. Are. PUERTAS

8,45 5,91

TECHO: ARe.. No OCUPANTES No LAMPARAS No EQUIPOS TRAFICO DE 17,M MfI -PES- e persona. 12 Unidades 1 computador PERSONAS 341,78K~ 5 persona .. hora

GANANCIAS CALORlFICAS NORTE SUR ORIENTE OCCIDENTE

Qa O Q-O,22 0-.,31 Q-O PAREDES CONDUC.CALORS Q=- Q= 1i2,98 Q=39O,81 Q'I: OLAR.VENTAN TECHOS 537 ,5KclllH

GANANCIA S INTERIORES

Calor lenllble QI = 390 KcaUHora OCUPANTES

Calor latente QI = 294 KcaUHora

AlUMBRADO Q = 518 KcaJIHora

EQUIPOS OFIC. Q - 172 KcaJIHora

GANANCIAS POR INFll TRACIONES • VENTllAClON

Cllor sensible Qs - 111,98 KCIIIHore INFIL TRACIONES

Cllor Ilttnte QI- 219 36 Kc.lIHore Calor sensible Qs = 364,14 KcallHora

VENTllAClON Cllor latente QI ., 713.41 KcallHora.

CARGA TOTAL 3868.n KclllHora 14557 BTUlHora 1,21 Toneladls, Fu_te: Los Autores

81 TABLAZO. CALCULO DE LA CARGA TERMICA POR OFIC