Manual de Ventilación Refrigeración y Aire Acondicionado

MANUAL DE VENTILACIÓN REFRIGERACIÓN Y AIRE ACONDICIONADO

2011

Ing. JORGE EDUARDO GRANADOS GRANADOS UNIVERSIDAD FRANCISCO DE PAULA SANTANDER

CONTENIDO

pág.

INTRODUCCIÓN 12

1. VENTILACIÓN E INFILTRACIÓN 14

1.1 COMPOSICIÓN DEL AIRE 15

1.2 NECESIDADES DE VENTILACIÓN 16

1.3 CANTIDAD DE AIRE NECESARIA EN SISTEMAS DE VENTILACIÓN 16

1.3.1 Lugares bajo condiciones normales y número de ocupantes conocido 17

1.3.2 Lugares con número de ocupantes desconocido 18

1.4 INFILTRACIÓN 21

1.5 CLASIFICACIÓN DE SISTEMAS DE CONDUCTOS 23

1.5.1 Velocidad 23

1.5.2 Presión 23

1.6 VELOCIDAD MÁXIMA DEL AIRE 24

1.7 DISEÑO DE CONDUCTOS 25

1.8 PÉRDIDAS POR FRICCIÓN 28

1.9 PERDIDAS DINÁMICAS 32

1.9.1 Longitudes equivalentes 34

1.9.2 Presión de velocidad 38

1.10 MÉTODOS DE DISEÑO DE CONDUCTOS 46

1.10.1 Método de reducción de velocidad 47

1.10.2 Método de igual fricción 47

1.10.3 Método de recuperación estática 57

Universidad Francisco de Paula Santander MANUAL DE VENTILACIÓN, REFRIGERACIÓN Y AIRE ACONDICIONADO

Ing. Jorge Eduardo Granados Granados Mayo de 2011

3

1.10.4. Método de optimización 59

1.11 MATERIALES DE CONSTRUCCIÓN EN CONDUCTOS 65

1.12 REJILLAS Y DIFUSORES 67

1.13 FILTROS 71

1.13.1 De tipo viscoso 71

1.13.2 De tipo seco 71

1.13.3 Filtros electrónicos 71

1.14 VENTILADORES 72

1.14.1 Clasificación de los ventiladores 72

1.14.2 Leyes de los ventiladores 87

1.15 VENTILACIÓN LOCALIZADA 92

1.15.1 Sistemas de captación 93

1.15.2 Velocidad de captura 93

1.15.3 Velocidad de transporte de materiales contaminantes 93

1.16 MANTENIMIENTO 98

1.16.1 Chequeo periódico 98

1.16.2 Mantenimiento y servicio 99

2. CARGA TÉRMICA COMERCIAL 101

2.1 GENERALIDADES 101

2.2 COMPONENTES DE GANANCIA DE CALOR 102

2.3 FACTOR DE AJUSTE 103

2.4 FACTOR DE DIVERSIDAD 104

2.5 CARGAS PICO 105



4

2.6 CONDICIONES DE DISEÑO 105

2.7 INFORMACIÓN INICIAL 105

2.8 INFORMACIÓN FINAL 107

2.9 CÁLCULO DE LAS CARGAS DE ENFRIAMIENTO COMERCIAL 107

2.9.1 Cargas externas 108

2.9.2 Cargas internas 121

2.9.3 Cargas de infiltración y de ventilación 126

2.9.4 Cargas varias 128

2.10 RESUMEN DE CÁLCULO DE CARGAS 129

2.11 EJEMPLO DE CÁLCULO DE CARGA TÉRMICA 130

3. CARGA TÉRMICA RESIDENCIAL 151

3.1 GANANCIAS DE CALOR A TRAVÉS DE ESTRUCTURAS 151

3.2 GANANCIAS DE CALOR A TRAVÉS DE VENTANAS 152

3.3 GANANCIAS DE CALOR POR PERSONAS Y EQUIPOS 153

3.4 GANANCIAS DE CALOR POR INFILTRACIÓN Y VENTILACIÓN 153

3.5 OTRAS CARGAS 154

3.6 EVALUACIÓN FINAL 154

4. CARGAS DE REFRIGERACIÓN 156

4.1 GANANCIAS POR CONDUCCIÓN 157

4.2 GANANCIAS POR INTRODUCCIÓN DE AIRE EXTERIOR 160

4.3 GANANCIAS POR CARGA DEL PRODUCTO 162

4.3.1 Calor por reducción de temperatura 163

4.3.2 Calor por respiración 164



5

4.4 GANANCIAS DE CALOR DE ORIGEN INTERNO 172

4.5 EJEMPLO DE APLICACIÓN DE CARGAS DE REFRIGERACIÓN 182

5. CÁLCULO DE CARGAS DE AIRE ACONDICIONADO ASISTIDO POR COMPUTADOR 189

5.1 DISEÑO DE SOFTWARE 189

5.2 CÁLCULO SISTEMATIZADO 190

6. TENDENCIAS EN LA INDUSTRIA DEL AIRE ACONDICIONADO 193

6.1 NUEVAS FUENTES DE ENERGÍA 193

6.2 EQUIPOS MÁS EFICIENTES 193

6.3 EQUIPOS SILENCIOSOS 193

6.4 MENOR TAMAÑO Y FLEXIBILIDAD 193

6.5 REFRIGERANTES ECOLÓGICOS 194

6.6 SISTEMAS CENTRALIZADOS 194

6.7 APLICACIÓN DE DISEÑO DE SISTEMAS DE VOLUMEN DE REFRIGERANTE VARIABLE 194

BIBLIOGRAFÍA 202



6

LISTA DE FIGURAS

pág.

Figura 1. Sistema de distribución de aire forzado 15

Figura 2. Cambio de presión entre dos puntos por efecto del ventilador 25

Figura 3. Presión estática en un tramo de conducto 28

Figura 4. Longitudes equivalentes en ramales, (pies de ducto) 32

Figura 5. Carta de fricción, lámina galvanizada, condiciones estándar (Sistema Inglés) 35

Figura 6. Carta de fricción, material lámina galvanizada (Sistema métrico) 36

Figura 7. Carta de fricción, fibra de vidrio flexible (Sistema Inglés) 37

Figura 8. Carta de fricción, lámina fibra de vidrio rígido (Sistema Inglés) 38

Figura 9. Nomenclatura en intersecciones 39

Figura 10. Coeficiente dinámico C descarga piramidal de ventiladores 41

Figura 11. Coeficiente dinámico C, reducción piramidal con ramal lateral 41

Figura 12. Coeficiente dinámico Co, codos sin vanos 42

Figura. 13. Coeficiente dinámico C, ductos divergentes 43

Figura 14. Coeficiente dinámico Co, transición rectangular-redonda (use datos de la Fig. 1.10.6) 44

Figura 15. Coeficiente dinámico Co, transición rectangular 44

Figura 16. Coeficiente dinámico C en secciones convergentes 45

Figura 17. Coeficiente C, ducto en Y, convergente-divergente 45

Figura 18. Coeficiente C, codo a 90° planos opuestos 46

Figura 19. Árbol binario 59

Figura 20. Uniones en ductos de lámina galvanizada 66



7

Figura 21. Construcción ducto en lámina fibra de vidrio rígida 66

Figura 22. Difusor de 4 vías 68

Figura 23. Difusor lineal una vía 69

Figura 24. Difusor circular 69

Figura 25. Difusor 4 vías línea 3d 69

Figura 26. Rejilla de retorno tipo cubo 70

Figura 27. Rejilla de suministro 70

Figura 28. Ventilador tipo propela 73

Figura 29. Ventilador descarga techo (up blast roof) 73

Figura 30. Ventilador de ducto (duct fan) 74

Figura 31. Ventilador tubular axial (tubeaxial) 74

Figura 32. Ventilador axial de vanos (vaneaxial) 74

Figura 33. Ventilador tubular acústico (acoustafoil) 75

Figura 34. Ventilador tubular acústico con dàmper 75

Figura 35. Disposición de aletas en ventiladores centrífugos 76

Figura 36. Ventilador centrífugo 79

Figura 37. Posición del motor en ventiladores centrífugos 80

Figura 38. Diferentes descargas en ventiladores centrífugos 83

Figura 39. Polea variable en V 90

Figura 40. Tipos de transmisión o arreglos en ventiladores centrífugos 91

Figura 41. Cálculo del volumen de aire en diversos tipos de campanas 95

Figura 42. Extractor con lumbreras ubicadas en techo 97

Figura 43. Mecanismos de transferencia térmica 103



8

Figura 44. Radiación en cuerpos opacos 110

Figura 45. Radiación en cuerpos transparentes 110

Figura 46. Carga térmica BTUH 135

Figura 47. Carga total 136

Figura 48. Pérdidas en temperatura debido a caída de presión, en línea de succión oF. 178

Figura 49. Difusor de refrigeración 179

Figura 50. Estructura de un difusor de refrigeración 180

Figura. 51. Unidad condensadora de refrigeración 181

Figura 52. Diagrama de flujo en el cálculo de carga térmica 191



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LISTA DE TABLAS

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Tabla 1. Composición química del aire seco 16

Tabla 2. Requisitos mínimos de ventilación por persona 17

Tabla 3. Renovaciones de aire por hora en sistemas de ventilación 19

Tabla 4. Niveles promedio de infiltración de aire en residencias 22

Tabla 5. Velocidades recomendadas en acondicionamiento de aire 23

Tabla 6. Velocidad máxima en sistemas de aire acondicionado 24

Tabla 7. Determinación de medidas rectangulares equivalentes (pulgadas) 33

Tabla 8. Pérdida de presión en codos rectos (R/W =1.5), pies de longitud 40

Tabla 9. Pérdidas de presión en accesorios 46

Tabla 10. Calibre, dimensiones de lámina, uniones y refuerzos en ductos 65

Tabla 11. Velocidades recomendadas en difusores y rejillas de suministro 67

Tabla 12. Velocidades recomendadas en rejillas de retorno 68

Tabla 13. Especificaciones ventiladores tuboaxiales 77

Tabla 14. Especificaciones ventiladores tubulares acústicos 78

Tabla 15. Selección de ventiladores centrífugos, aletas curvadas adelante 84

Tabla 16. Especificaciones ventiladores centrífugos aletas curvadas hacia atrás 86

Tabla 17. Factores de corrección por altitud y temperatura 87

Tabla 18. Leyes de los ventiladores 88

Tabla 19. Rangos de velocidad de captura en campanas 94

Tabla 20. Velocidades de diseño en transporte de contaminantes 96



10

Tabla 21. Coeficiente de entrada y pérdidas a la entrada del ducto en campanas cónicas o piramidales 96

Tabla 22. Factor de diversidad según aplicación 104

Tabla 23. Condiciones de diseño de ciudades de Colombia en verano 105

Tabla 24. Conductancia y resistencia de superficies 109

Tabla 25. Emisividad de materiales de construcción 109

Tabla 26. Conductividad, conductancia y resistencia térmica de materiales 110

Tabla 27. Diferencial de temperatura de cargas de enfriamiento en techos CLTD) 112

Tabla 28. Corrección por latitud y mes para muros y techos (LM) 113

Tabla 29. Diferencial de temperatura cargas de enfriamiento en muros (CLTD) 114

Tabla 30. Diferencial de temperatura para cargas de enfriamiento por conducción a través de vidrios (CLTD) 117

Tabla 31. Coeficiente general de transferencia U en ventanas y claraboyas de vidrio (Btu/h.ft2oF) 117

Tabla 32. Factor de ganancia de calor por radiación solar sin sombreado exterior (SHGF) 118

Tabla 33. Factor de ganancia de calor por radiación solar con sombreado exterior (SHGF) 119

Tabla 34. Coeficiente de sombreado para ventanas con persianas (SC) 120

Tabla 35. Coeficiente de sombreado para ventanas con cortinas (SC) 120

Tabla 36. Factor de carga de enfriamiento en vidrios sin sombreado (CLF) 120

Tabla 37. Factor de carga de enfriamiento para vidrios con sombreado interior (CLF) 121

Tabla 38. Ganancias de calor por personas 123

Tabla 39. Ganancias de calor por equipos, Btu/h 124



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Tabla 40. Aire de ventilación para diversas aplicaciones 127

Tabla 41. Diferencial equivalente de temperatura (ETD) 152

Tabla 42. Factor de carga de enfriamiento a través de vidrios (CLF) 152

Tabla 43. Ganancias por infiltración y ventilación según la temperatura exterior 154

Tabla 44. Volumen de aire infiltrado por ft2 de área de piso 154

Tabla 45. Mínimo espesor de aislamiento según material y temperatura 158

Tabla 46. Tolerancia por efecto solar 158

Tabla 47. Ganancia de calor en muros aislados, pisos en concreto sin aislamiento 159

Tabla 48. Cambios de aire promedio por 24 horas aplicable a cuartos de almacenamiento a temperaturas superiores a 32 0F 160

Tabla 49. Cambios de aire promedio por 24 horas aplicable a cuartos de almacenamiento a temperaturas por debajo de 32 0F 161

Tabla 50. Calor removido por unidad de volumen en cuartos refrigerados, Btu/pie3 162

Tabla 51. Requerimientos de almacenamiento y propiedades de productos perecederos 165

Tabla 52. Calor de respiración 169

Tabla 53. Material, peso y densidad de contenedores y empaques (con y sin el producto) 170

Tabla 54. Carga equivalente de ocupación 172

Tabla 55. Carga equivalente de motores eléctricos 173

Tabla 56. Ganancia de calor por descarche (Watts/h 174

Tabla 57. Multiplicadores base de carga del evaporador 175



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INTRODUCCIÓN

Se ha diseñado el presente manual con el fin de proporcionar, tanto a Ingenieros con experiencia en aire acondicionado como a estudiantes que se inician en este campo, un método preciso y actualizado para el cálculo de cargas térmicas, en aplicaciones de aire acondicionado y refrigeración, al igual que el diseño de sistemas de ventilación, que le permita al diseñador seleccionar equipos eficientes, que cumplan con los requisitos de ahorro energético, confort, y con las regulaciones y necesidades ambientales vigentes. Para la elaboración del manual el autor ha cumplido con las recomendaciones de la American Society of Heating Refrigerating and Air Conditioning Engineers, ASHRAE Estándar 90. Aunque ASHRAE continuamente mejora y promueve el uso de técnicas actualizadas para el cálculo de cargas térmicas, muchos ingenieros y diseñadores consideran que es necesario un procedimiento de menor complejidad pero que sea igualmente preciso. Por lo anterior, se ha querido ofrecer, especialmente a los estudiantes de Ingeniería de la Universidad Francisco de Paula Santander, la información aquí presente, producto de la experiencia lograda durante muchos años en la cátedra de Aire Acondicionado y Refrigeración, complementada con el ejercicio profesional. De hecho, gran parte de esta información ha sido ofrecida a los estudiantes de Ingeniería Mecánica y Electromecánica de la UFPS en los cursos de Aire Acondicionado, pero solo hasta ahora se edita, después de haberse probado el material, mejorado y actualizado. Se recopilan de una manera muy sencilla, pero ajustadas a la práctica, las técnicas conducentes al diseño de conductos y al estudio de la carga térmica para el cálculo de sistemas de aire acondicionado, advirtiendo sin embargo que esta información de ninguna manera reemplaza las publicaciones que en este sentido ofrece ASHRAE. Se desarrollan numerosos ejemplos de aplicación, tanto manualmente como mediante la utilización de software, particularmente de empresas especializadas en el ramo tales como Elite, Trane, York, Carrier y McQuay, orientando las soluciones hacia el empleo de herramientas computacionales. Debo agradecer a los estudiantes y colegas que me han invitado a producir este material y a la Universidad Francisco de Paula Santander por el otorgamiento del año sabático que me facilitó el tiempo necesario para la investigación, actualización y generación del presente manual. En reciprocidad, es mi deseo que sea útil como herramienta de trabajo y de estudio, quedando en espera de recibir



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los comentarios, críticas o correcciones, que complementen este material y que nos lleven a la excelencia académica esperada.

JORGE EDUARDO GRANADOS GRANADOS



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1. VENTILACIÓN E INFILTRACIÓN La ventilación es un proceso de suministro de aire puro, y/o extracción de aire viciado de un espacio, por razones de salud o de confort. La calidad del aire interior (IAQ) y el confort dependen de muchos factores entre los cuales se incluyen las condiciones climáticas, el control de las fuentes de contaminación internas y externas, remoción de aire contaminado, suministro de aire puro, y la adecuada operación y mantenimiento de los sistemas de la instalación. La norma ASHRAE estándar55 define el confort como aquella situación en la cual al menos el 80% de las personas manifiestan una condición térmica aceptable. En algunos casos, por ejemplo en aplicaciones industriales, se requiere de ventilación para control de condiciones ambientales como la humedad y la temperatura. Los proyectos de ventilación y calidad de aire interior están sujetos a normas y regulaciones descritos en la norma ASHRAE estándar 62; si el diseño tiene que ver con infiltración en residencias, guías apropiadas de consulta son las normas ASHRAE, estándares 119 y 136. Se prefiere la extracción cuando existe contaminación o presencia de gases nocivos, situación común en industrias, cocinas, cafeterías, baños y parqueaderos; el suministro tiene a su favor que la inyección de aire exterior puede hacerse a través de filtros lográndose, si se desea, un nivel alto de purificación del aire. Sin embargo, la energía requerida para acondicionar el aire exterior resulta ser excesiva en la mayoría de los casos (20 a 50% de la carga térmica total del edificio), razón por la cual en sistemas de aire acondicionado el suministro de aire deberá limitarse a niveles razonables que conjuguen una adecuada calidad de aire y carga térmica óptima. Técnicamente la mejor selección, aunque resulta ser la más costosa, es el suministro y extracción simultáneamente. La ventilación se clasifica en: Natural. El proceso se efectúa por medios naturales, aprovechando las corrientes de aire y las diferencias de temperatura en las cercanías de la instalación. Se caracteriza por el control sobre la ubicación y el conocimiento del tamaño de puertas, ventanas y otras aberturas. Infiltración. Es la penetración no controlada del flujo de aire a través de aberturas, proveniente de corrientes de aire y diferencias de presión. El proceso opuesto se conoce como exfiltración.



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Aunque menos deseable que otras estrategias de ventilación, la infiltración continúa siendo un gran recurso que deberá ser comprendido por los Ingenieros en cuanto a aspectos de energía y de la calidad del aire. La infiltración es balanceada por una cantidad igual de aire de exfiltración, puesto que no hay un almacenamiento neto de aire en una edificación. Mecánica o forzada. Se utilizan medios mecánicos, comúnmente conocidos como ventiladores, para lograr la cantidad de aire requerida. A su vez, se habla de ventilación general, cuando se trata de la purificación del aire en situaciones corrientes, y de ventilación específica, en los casos de extracción de aire con alta presencia de contaminantes, por ejemplo en procesos industriales. Figura 1. Sistema de distribución de aire forzado

La figura 1. es un ejemplo de un sistema de distribución de aire forzado; se muestra una unidad de aire acondicionado ó manejadora (AHU). Cierta cantidad de aire es retornado al espacio acondicionado (RA). Una porción es descargada al medio ambiente (EA) y la parte de aire que es reutilizada corresponde en la gráfica al aire recirculado (CA). El aire tomado intencionalmente del medio externo es en este caso el aire de ventilación que se identifica como aire exterior (OA). El aire exterior y el recirculado se combinan para formar la mezcla de aire (MA) que a su vez es suministrado a la edificación (SA). 1.1 COMPOSICIÓN DEL AIRE El aire atmosférico es una mezcla de un gran número de compuestos gaseosos así como también vapor de agua y contaminantes diversos. La composición aproximada del aire seco presente en la atmósfera se indica en la Tabla 1.1.No



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obstante que las personas toleran 0.5% de CO2 presentes en el aire atmosférico, sin síntomas indeseables, las normas ASHRAE especifican un límite aceptable de 0.1% (1000 ppm), cifra que corresponde a una rata de ventilación mínima de 16 pies3 /min por persona (8 l/s), que compensa actividades distintas al reposo, carga por ocupantes y ventilación reducida. Valores de CO2 superiores a 5% y de O2 inferiores a 12% resultan peligrosos, aún durante cortos períodos de exposición. Tabla 1. Composición química del aire seco

Compuestos % Volumen Nitrógeno 78,084 Oxígeno 20,9476 Argón 0,934 CO2 0,0314 Neón 0,0018

Fuente: ASHRAE HANDBOOK, Fundamentals. New York, 1981. p.11.1 1.2 NECESIDADES DE VENTILACIÓN La ventilación se requiere por alguna de las siguientes razones: • Calor y humedad que generan las personas y otras fuentes. • Contaminación debida a procesos respiratorios y emanaciones de la piel.

• Humos y vapores de productos químicos y materiales de construcción

(formaldehidos, mercurio, asbestos, tabaco, fluorocarbonos, cloruros de vinilo, CO, NO2, fibra de vidrio).

• Disminución del oxígeno del aire por combustión.

• Contaminación ambiental (SO2, NO, O3, CO, Pb, NO2).

• Humedad generada en procesos industriales o agrícolas.

1.3 CANTIDAD DE AIRE NECESARIA EN SISTEMAS DE VENTILACIÓN Existen dos procedimientos para determinar la cantidad de aire requerida por ventilación: lugares con número de ocupantes desconocido y, lugares bajo condiciones normales y número de ocupantes conocido La cantidad de aire requerida se determina en pies3/min (CFM) o en m3/h sobre la base del número de personas, la naturaleza de la ocupación, el medio ambiente y



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el volumen del espacio. Un trabajador de factorías requerirá mayor volumen de aire que un trabajador de oficina. La industria, de hecho, exige más ventilación por el mayor nivel de contaminación. Los niños necesitan más aire que los adultos. 1.3.1 Lugares bajo condiciones normales y número de ocupantes conocido. La tabla 2 muestra los requisitos de ventilación mínimos para varias aplicaciones dependiendo del espacio ocupado por persona. El caudal de aire se calcula mediante la fórmula: Q= (cantidad de aire/persona)* No. Personas CFM, (m3/h) (1) De una manera general puede utilizarse entre 7-12 CFM (11,88-20,37 m3/h) en espacios donde no hay fumadores, y entre 13,5-18 CFM (23-31 m3/h) en presencia de fumadores. En los casos particulares de baños y garajes, se prefiere calcular el caudal de aire con base en el número de instalaciones, 25 CFM (12,5 l/s) por instalación, o en el número de automóviles, 150-600 CFM (75-300 l/s) por automóvil, respectivamente. Obsérvese las unidades de litros por segundo (l/s) también utilizadas para expresar el flujo de aire en el Sistema Internacional. Tabla 2. Requisitos mínimos de ventilación por persona

Actividad

Espacio/persona Aire de ventilación pies3 m3 CFM/persona m3/h·persona

Reposo o trabajos livianos

100 200 300 500

2.83 5.66 8.49

14.15

26 16 12 7

42.45 27.16 20.37 11.88

Trabajos moderados y severos

200

5.66

23

39.05

Niños en edad escolar

100 200 300

2.83 5.66 8.49

29 21 17

49.24 35.65 28.81

Fuente: AMERICAN STANDARD, American Blower Utility Sets. Bulletin 1004, Detroit, 1980. p.4



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1.3.2 Lugares con número de ocupantes desconocido. La cantidad de aire necesaria se determina con base en los cambios o renovaciones recomendadas por las normas, según la aplicación particular.1

(2) Q=caudal de aire, CFM, (m3/h) V=volumen del lugar, pies3, (m3) T=constante, 60, (1) En la tabla 3 se señalan los cambios de aire por hora recomendados. EJEMPLO 1 Determine la cantidad de aire de ventilación requerida en el Auditorio Eustorgio Colmenares de la Universidad Francisco de Paula Santander de la ciudad de Cúcuta. SOLUCIÓN Considerando una capacidad máxima de ocupación del Auditorio de 350 personas y tomando un valor requerido de ventilación por encima del mínimo señalado en la tabla 2, se obtiene: Q = 350 personas x 16 CFM/persona=5600 CFM, (2800 l/s) EJEMPLO 2. Determinar las necesidades de ventilación para un salón escolar de 12m x 6m x 3.15 m y 30 alumnos. SOLUCIÓN Volumen del salón=12 x 6 x 3.15=226.8 m3

Volumen/persona=226.8/30=7.56 m3

1 SIEMENS, Ventiladores Axiales, Catálogo Técnico, Bogotá, 1982.



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De la tabla 2 obtenemos una ventilación recomendada de 31.1 m3/persona. Caudal a introducir o extraer: Q=31.1 x 30=933 m3/h, (550 CFM) En residencias se recomienda una ventilación de 1 CFM/100 pie2, basado en el área de piso del lugar, ó 7.5 CFM/persona, con base en una ocupación normal. En edificaciones industriales se prefiere un método alterno que considera el área del lugar; las ratas de ventilación varían de 1 a 5 CFM/pie2 (5-25 l/s.m2). Aplíquese esta cifra a salas de máquinas y situaciones similares en donde el movimiento del aire y la remoción de calor son de importancia.2 En sistemas de aire acondicionado, el caudal de aire depende de la carga térmica. La carga sensible y el diferencial de temperatura, o la carga latente y el diferencial de humedad específica nos determinan igualmente el caudal necesario. El aire de ventilación requerido para remover cierta cantidad de calor de un recinto se calcula a partir de:3

(3) Tabla 3. Renovaciones de aire por hora en sistemas de ventilación

Aplicación Cambios/hora Almacenes 6 – 8 Ambientes nocivos 30 – 60 Auditorios 6 – 20 Bancos 6 – 20 Baños y guardarropas 6 – 10 Bibliotecas 4 – 5 Cafés y bares 10 – 1 2 Centrales eléctricas 15 – 30 Clínicas, hospitales, laboratorios 6 – 10 Clínicas cirugía, quirófanos 10 – 20 Clubes 6 – 10 Cocinas domésticas 10 – 15 Cocinas industriales, repostería, pastelería 20 – 30 Comercio en general 6 – 10

2 ASHRAE Fundamentals, New York 2005, p. 27.18 3 Ibid., p. 30.13



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Tabla 3. (Continuación)

Aplicación Cambios/hora Discotecas 20 – 30 Fundiciones 20 – 30 Gimnasios 6 – 20 Habitaciones de viviendas 3 – 5 Hornos de cocción 30 – 60 Iglesias 1 – 4 Manufacturas: textilerías y papelerías 10 – 20 Oficinas y despachos 5 – 8 Panaderías 20 – 30 Restaurantes, casinos 5 – 10 Salas de cine 10 – 15 Salas de conferencias, aulas 4 – 10 Salas de copiado y fotografía 12 – 20 Salas de enfermos contagiosos 20 – 40 Salas de espectáculos, bailes 10 – 15 Salas de máquinas 20 – 30 Sanitarios públicos 15 – 20 Sótanos de estacionamiento 10 – 15 Supermercados 8 – 15 Talleres, fábricas, almacenes 6 – 12 Talleres de pintura 25 – 50

Fuente: SIEMENS. Ventiladores Axiales. Catálogo Técnico, Bogotá, 1982.

(4) Q=caudal de aire, CFM, (l/s) HS=1.1*Q*∆T, calor sensible, Btu/h, (Watt). HL=60.Q.ρ.∆W.(1061+0.444t) = 4840∙Q∙∆W, calor latente, Btu/h, (watt). ∆T=diferencial de temperatura suministro-interior, ºF, (ºC). En aire acondicionado, el diferencial está entre 15 y 30 ºF, (8.4 -16.7 ºC) ∆W=diferencial de humedad específica, (suministro-interior), lb agua/lba.s,



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(g agua/kg aire seco) C1=1.1, (1232) C2=4840, (3) ρ=densidad del aire, 0.075 lb/pies3, (1.2 kg/m3) en condiciones normales Cp=calor específico del aire a presión constante, 0.245 Btu/lb.ºF, (1025 J/kg.ºK) hfg=calor latente de vaporización a la temperatura interior, 1061 Btu/lb, (2500 kJ/kg). Valores típicos de volúmenes de aire de ventilación en instalaciones de aire acondicionado son 4-6 CFM/persona, (2-3 l/s) ó 0.5-2.0 CFM/pie2, (0.023 – 0.093 l/s·m2) en términos de área unitaria de piso, y 25-40 CFM, (12.5-20 l/s) aire de retorno, para un total de 29 a 46 CFM, (14.5-23 l/s) por persona. 1.4 INFILTRACIÓN Como se dijo anteriormente, la infiltración puede ser causada por la velocidad del viento y diferencias de temperatura y presión. Su conocimiento es de importancia en la determinación de la carga térmica del lugar; de hecho, su presencia hace innecesario en ocasiones el suministro de aire de ventilación. Una forma de evitar la infiltración de aire exterior es presurizar la instalación, suministrando mecánicamente aire de ventilación en una cantidad 5% mayor a la cantidad de aire infiltrada. La cantidad de aire que penetra a través de una abertura, debido al viento, se estima mediante la expresión: 4 Q=C·A·V (5) Q=flujo de aire infiltrado, CFM (l/s) A=área libre de abertura, pies2 (m2). No considere más de dos lados de un edificio. V=velocidad del viento, millas/hora (mph), metros/segundo (m/s)

4 ASHRAE Fundamentals, Handbook, New York, 1993, p.23,9



22

C=efectividad de abertura: 0.5-0.6 para vientos perpendiculares, 0.25-0.35 para vientos cruzados. Quizás el método más popular para determinar el caudal de aire infiltrado es el de asignar los cambios por hora, según el número de superficies expuestas, aplicando la ecuación (2). En residencias promedio, con ventanales en vidrio sencillo, sin sellamientos, pueden utilizarse los valores dados en la tabla 4. Los valores de infiltración en edificios promedio pueden calcularse asumiendo la mitad de los valores dados en esta Tabla. Se han desarrollado algunos modelos empíricos de infiltración basados en mediciones de campo.5 El modelo más sencillo es de la forma:

I = K1 + K2.∆T + K3.V (6) Siendo: I=cambios de aire/h. K1, 2, 3 = constantes empíricas obtenidas de mediciones. V=velocidad del viento, millas/h. (m/s) ∆T=diferencial de temperatura exterior-interior. ºF, (ºC) En edificaciones normales, los valores a emplear para las constantes K1,2,3 son 0.10, 0.017 y 0.049 respectivamente. Tabla 4. Niveles promedio de infiltración de aire en residencias

Aplicación Cambios/hora Sin ventanas o puertas externas 0.5 Ventanas o puertas externas en un lado 1 Ventanas o puertas externas en dos lados. 1.5 Ventanas o puertas externas en tres lados. 2 Halls de entrada. 2

Fuente: ASHRAE HANDBOOK. Fundamentals, New York, 1981. p.22.9. 5 ASHRAE Fundamentals, Handbook, New York, 1981, p.22,13



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En viejas construcciones la mayoría de las veces se obtiene una infiltración suficiente para lograr los valores mínimos requeridos según los estándares de ventilación ASHRAE 62.2. En construcciones modernas con requisitos especiales de aislamiento y ruido, pueden requerirse cantidades adicionales de ventilación. 1.5 CLASIFICACIÓN DE SISTEMAS DE CONDUCTOS Los sistemas de suministro y retorno se clasifican con respecto a la velocidad y presión del aire en el conducto. En acondicionamiento de aire se distinguen dos sistemas: el convencional o de baja velocidad, y el de alta velocidad. 1.5.1 Velocidad. Los valores de la tabla 5, son una guía en conductos de suministro y retorno. Normalmente, los retornos se diseñan como sistemas de baja velocidad. 1.5.2 Presión. Los sistemas de distribución de aire se dividen en tres categorías, a saber: baja, media y alta presión.6 Tabla 5. Velocidades recomendadas en acondicionamiento de aire

Conducto Veloc. Comercial Industrial Residencial pies/min m/s pies/min m/s pies/min m/s

Sumin.

Baja 1200–1500

6.0–7.6

2200–2500

11.2–12.7

800– 1200

4.0–6.0

Alta 2500 12.7 2500–5000

12.7–25.4

Retorno Baja

1500–1800

7.6–9.2

1800–2200

9.2–11.2

1200–1500

6.0–7.6

Fuente: American Blower Utility Sets. Detroit, Bulletin 1004. p. 4.

6 YORK. Technical Manual. York, Pennsylvania, 1981, p.2



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Tabla 6. Velocidad máxima en sistemas de aire acondicionado

FACTOR CONTROL

GENERACIÓN

RUIDO

FRICCIÓN DUCTO

DUCTO PRINCIPAL RAMAL

APLICACIÓN

DUCTO PRINCIPAL Suministro Retorno Suministro Retorno

pies/min m/s pies/min m/s pies/min m/s pies/min m/s pies/min m/s Residencias 600 (3) 1000 (5) 800 (4) 600 (3) 600 (3)

Apartamentos, Hoteles,

Hospitales 1000 (5) 1500 (7.6) 1300 (6.6) 1200 (6) 1000 (5)

Oficinas privadas,

Bibliotecas 1200 (6) 2000 (10) 500 (2.6) 1600 (8) 1200 (6)

Teatros, Auditorios 800 (4) 1300 (6.6) 1100 (5.6) 1000 (5) 800 (4)

Oficinas Generales,

Bancos, Restaurantes

clase alta, Almacenes clase alta

1500 (7.6) 2000 (10) 1500 (7.6) 1600 (8) 1200 (6)

Almacenes Populares, Cafeterías

1800 (9) 2000 (10) 1500 (7.6) 1600 (8) 1200 (6)

Industrias 2500 (12.6) 3000 (15) 1800 (9) 2200 (11.2) 1500 (7.6) Fuente: CARRIER System Design Manual, Syracuse 1974. p.2.37. Baja presión, hasta 3 ¾ "H2O, (937.5 Pa). Ventilador clase I. Media presión, 3 ¾ hasta 6 ¾ "H2O, (937.5 - 1687.5 Pa). Ventilador clase II. Alta presión, 6 ¾ hasta 12 ¾ "H2O, (1687.5 - 3062.5 Pa). Ventilador clase III. 1.6 VELOCIDAD MÁXIMA DEL AIRE La velocidad a elegir depende del nivel de ruido y de los costos iniciales. y operacionales. Diseñar con base en altas velocidades implica ductos de menor diámetro pero en cambio puede requerir motores y ventiladores mayores. La tabla 6 muestra los valores límites recomendados de velocidad.



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1.7 DISEÑO DE CONDUCTOS El flujo del aire está gobernado por las mismas leyes que rigen al flujo de fluidos. El balance de energía entre dos puntos se obtiene a partir de la ecuación de Bernoulli.7 En términos de cabeza total:

pies, (m) V2/2g +P/γ + z = Cte. (7) En términos de presión total:

lbf/pie2, (Pa) (8) Figura 2. Cambio de presión entre dos puntos por efecto del ventilador

Considerando las pérdidas por fricción y la energía suplida por el ventilador, figura 2, resulta: Energía en 1 + Energía añadida = Energía en 2 + Energía perdida

(9) 7 ASHRAE Fundamentals, Handbook, New York, 2005 p. 2.1



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Donde: Hs=presión estática del fluido, ”H2O, Pascales (Pa). V2 =presión de velocidad, ”H2O, Pascales (Pa) 2g V=velocidad promedio en cada punto, pies/s, (m/s). z=elevación, pies, (m) g=aceleración de la gravedad, 32.2 pie/s2, (9.8 m/s2) gc=constante dimensional, 32.2 (lbm·pie)/(lbf·s2), 1.0 (kg/m)/(N/s2) Densidad del aire, 0.075 lbm/pie3, (1.204 kg/m3) en condiciones normales. Presión atmosférica a nivel del mar 29.921”Hg, (101.3 kPa). γ =ᵨ.g/gc peso específico lbf/pie3, (N/m3) He=presión de elevación”H2O, Pascales (Pa). Hp=presión suministrada por bomba o ventilador,”H2O, Pascales (Pa) Hf=pérdida de presión en el ducto por fricción,”H2O, Pascales (Pa). La ecuación de Bernoulli, aplicada a sistemas de ventilación, se simplifica por la omisión de los términos de energía potencial (el cambio en cabeza de elevación He es bajo y normalmente se desprecia: a manera de ejemplo, 70 pies aire=1" columna de H2O). Es de observar las unidades de presión y sus respectivas equivalencias: ”H2O=250 Pa=0.0361 psi=70 pies columna de aire. Se tiene, entonces: En cualquier punto de una corriente de aire, la presión total es igual a la sumaalgebraica de la presión estática y la presión de velocidad: Ht=Hs+Hv ”H2O, pascales (Pa) (10)



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• La presión estática es la presión del fluido en reposo; se ejerce por igual en todas direcciones y la mide corrientemente un manómetro.

• La presión de velocidad proporciona la energía de flujo.

”H2O, pascales (Pa) (11) V=velocidad, pies/min, (m/s) C=4005, (1.29) • La presión total difiere en los diversos puntos del sistema. Entre dos puntos de

un sistema, se cumple:

Ht1=Ht2 + pérdidas de presión (12) La magnitud de las pérdidas de presión determina la cantidad de energía que debe suministrar el ventilador para transportar al aire a la rata deseada. En todo ducto por el cual fluya aire, hay una pérdida continua de presión debida a la fricción entre el aire y las superficies del ducto (pérdidas friccionales), al igual que por turbulencia causada en cambios de dirección, accesorios, rejillas, difusores y cambios de sección (pérdidas dinámicas). (13) En la cual, ∆Pt=pérdida de presión total”H2O, pascales (Pa) ∆Pfr=pérdidas por fricción”H2O, pascales (Pa) ∆Pdin=pérdidas dinámicas”H2O, pascales (Pa) Las presiones generadas por los ventiladores en sistemas de ductos son de magnitudes pequeñas. Aun así, estimar correctamente la presión estática es un punto crítico para poder hacer una selección apropiada. La presión estática del ventilador es medida en pulgadas columna de H2O. Una libra por cada pulgada cuadrada es equivalente a 27.7" columna de H2O. Las presiones estáticas en los sistemas de ventilación son generalmente menores de 2" de columna de H2O, (0.072 psi).



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La ilustración de la figura 3, muestra cómo se mide la presión estática en los conductos utilizando un manómetro. Figura 3. Presión estática en un tramo de conducto

Una diferencia entre la presión del ducto y la atmósfera provocará que el nivel del agua en el manómetro tienda a colocarse en diferentes niveles. Esta diferencia es la presión estática medida en pulgadas columna de H2O. En el extractor, el aire es expulsado a través del ducto ya que el extractor introduce una región de baja presión por la cima o tope del ducto. La presión estática que un ventilador debe superar depende de la velocidad del aire dentro del ducto, del material, del número y tipo de accesorios y de la longitud de los conductos. 1.8 PÉRDIDAS POR FRICCIÓN Las pérdidas por fricción dependen de: la velocidad del aire, del tamaño y longitud del conducto, y de la rugosidad del material. La relación entre estos factores se determina mediante la ecuación Darcy- Weisbach:8

”H2O, (Pa) (14) Siendo, f=factor de fricción, adimensional. L=longitud del ducto, pies (m) 8Ibid. p. 2.7.



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D=diámetro equivalente del conducto, pulgadas (mm) Hv=presión de velocidad. cf=factor de conversión, 12 (1) El factor de fricción en la zona laminar (Re<2000) es independiente de la rugosidad (f = 64/R); sin embargo, en la zona de transición (laminar - turbulenta), en la cual se tienen la mayoría de las aplicaciones de aire acondicionado, depende de la rugosidad y del Número de Reynolds; f se determina por iteración mediante la función Colebrook: 1 = -2.Log10 [ c.є + 2.51 ] (15) f0.5 3.7Dh

. Re. f0.5 Siendo, Re=cf·ρ D·V·µ -1 Número de Reynolds ρ=densidad del aire, 0.075 lbm/pies3 (1.204 kg/m3) En condiciones normales, la presión atmosférica es 29.921”Hg, (101.3 kPa). µ=viscosidad dinámica del fluido, lbm/pies.h, (m·Pa·s) cf=factor de conversión 5 (1), D=diámetro equivalente del conducto, pulgadas (mm), V=velocidad del aire, pies/min (m/s) ε=rugosidad del material, pies (mm). La carta de fricción para lámina galvanizada basa la rugosidad en 0.0005 pies (0.15 mm) c=factor de conversión, 12 (1) Dh=4 A/P, diámetro hidráulico, pulgada (mm) A=área del ducto, pulgada2 (mm2) P=perímetro de la sección, pulgada (mm)



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La tabla 8, permite determinar la longitud equivalente (pies), correspondiente a las pérdidas de presión en codos rectos.9 En la figura 4, se dan las longitudes equivalentes de algunos accesorios utilizados en instalaciones de ductos.10 Tsal y Altshul (1975) proponen una forma simplificada para calcular el coeficiente de fricción f:

(16) Sí f‘› 0.018, entonces f = f‘; sí f’ ‹ 0.018, f = 0.85 f‘+ 0.0028 Carrier presenta una fórmula para calcular las pérdidas por fricción, en tramos rectos, la cual sirve de base para la construcción de las cartas de fricción utilizadas en el diseño de ductos.11

(”H2O) (17) Donde, f=factor de rugosidad (0.9 en lámina galvanizada, 1.28 en fibra de vidrio). L=longitud del ducto, (pies). d=diámetro equivalente del ducto (pulgadas). V=velocidad del aire, (pies/min) La figura 5, corresponde a la Carta de Fricción en el Sistema Inglés; se usa sin correcciones para temperaturas entre 30 y 120 oF, material galvanizado, densidad del aire 0.075 lb/pies3, con aproximadamente 40 uniones por cada 100 pies de longitud; se deberán hacer correcciones para el caso de materiales diferentes al galvanizado y por variaciones en la densidad del aire.12 9AIRSERCO Air Duct Calculator, Pittsburg, 1977 10YORK, Commercial Air Distribution, Form 1660, 1965 11CARRIER System Design Manual, Syracuse 1974, p. 2.31 12ASHRAE, Fundamentals Handbook. New York 2005, p.35.1



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La figura 6 representa la Carta de Fricción equivalente en el sistema métrico. La tabla 7 permite convertir a dimensiones rectangulares, el diámetro del ducto circular obtenido de la carta de fricción, mediante fórmula desarrollada por Huebscher, basada en las dimensiones rectangulares (a, b), del ducto.13

(18) Las figuras 7 y 8 podrán usarse en el diseño de conductos fabricados en material fibra de vidrio, de tipo flexible o rígido, según el caso.14 EJEMPLO 3 Un ducto en lámina galvanizada conduce 500 CFM a 1600 pies/min. Determinar las pérdidas por fricción en una longitud de 100 pies, en condiciones estándar. SOLUCIÓN A = Q/V =500/1600 = 0.3125 pies2= 45 pulg2

∆Pfr= 0.03∙f [L/d1.22]∙[V/1000]1.82=0.03*0.9∙[100/7.571.22]∙[1600/1000]1.82

=0.537”H2O Programas disponibles en red como ductsizer de la firma McQuay o Air Duct Calculator de Hart & Cooley nos conducen a los mismos resultados.

13 Ibid., p.35.9 14FIBERGLASS. Air Handling Product and Systems. Bullet. 8746, Ohio 1979



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1.9 PERDIDAS DINÁMICAS Las pérdidas de presión debidas a codos, bifurcaciones, contracciones, ampliaciones, entradas, descargas y demás, se pueden determinar mediante dos procedimientos a saber: longitudes equivalentes y, presión de velocidad. Figura 4. Longitudes equivalentes en ramales, (pies de ducto)



33

Tabla 7. Determinación de medidas rectangulares equivalentes (pulgadas)

Fuente: ASHRAE HANDBOOK. Fundamentals, New York, 2005, p. 35.1.



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1.9.1 Longitudes equivalentes. Las pérdidas en accesorios se llevan a términos de longitud, la cual es sumada a la longitud total del conducto. Con esta nueva longitud se determinan las pérdidas totales de presión. Ejemplos de longitudes equivalentes en accesorios se observan en la figura 4.



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Figura 5. Carta de fricción, lámina galvanizada, condiciones estándar (Sistema Inglés)

Aire estándar 29.921”Hg, 70 0F, ϱ=0.075 lb/pie3, ɛ=0.0005 pies



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Figura 6. Carta de fricción, material lámina galvanizada (Sistema métrico)

Aire estándar, presión atmosférica 101.3 kPa, 20 0C, aire seco, ϱ=1.204kg/m3,

ɛ=0.15mm



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Figura 7. Carta de fricción, fibra de vidrio flexible (Sistema Inglés)

Aire estándar 29.921”Hg, 70 0F, Flow rate, CFM



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Figura 8. Carta de fricción, lámina fibra de vidrio rígido (Sistema Inglés)

Aire estándar 29.921”Hg, 70 0F

1.9.2 Presión de velocidad. Mediante este procedimiento, se obtienen las pérdidas en función de la velocidad del aire. Las pérdidas de presión en accesorios, vienen dadas por:



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”H2O, (Pa) (19) Siendo, C=coeficiente dinámico del accesorio. Hv=presión de velocidad en la sección referenciada. El valor del coeficiente dinámico se obtiene de tablas y gráficos para cada situación en particular.15 En uniones del tipo T y Y se tienen flujos convergentes y divergentes, y las pérdidas totales a través de líneas principales y ramales se calculan con base en la presión de velocidad Pvc en la sección común C; los coeficientes Ccs y Ccb en el ducto principal y en el ramal respectivamente están referenciadas a la sección c, como se observa en la figura 9. Las gráficas anexas, (figuras 10 a 18), permiten determinar el coeficiente dinámico C para el cálculo de las pérdidas de presión en los casos más comunes.16 Figura 9. Nomenclatura en intersecciones

15 ASHRAE Fundamentals Handbook, New York, 1981, p. 33.35 16Ibid., p.33.28



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Tabla 8. Pérdida de presión en codos rectos (R/W =1.5), pies de longitud

Pies3/min

Velocidad (pies/min)

300 400 500 600 700 800 900 1000 1200 1400 1600 1800 2000 2400 2800 3200 3600 4000 200 6 5 4 4 4 4 3 3 3 3 3 3 3 3 400 9 7 7 6 6 5 5 5 4 4 4 4 4 4 4 600 11 10 9 8 7 7 7 6 6 5 5 5 5 5 5 5 800 13 11 10 10 9 8 8 7 7 6 6 6 6 5 5 5 5 1000 15 14 12 11 10 10 9 9 8 8 7 7 7 6 6 5 5 5 1200 18 15 13 12 12 11 10 10 9 9 8 8 8 7 7 6 5 5 1400 20 17 15 14 13 12 11 11 10 10 8 8 8 7 7 6 6 5 1600 22 18 16 15 15 13 12 12 11 10 9 9 9 8 8 7 6 6 1800 20 18 16 15 14 13 13 12 11 10 10 9 9 8 7 7 6 2000 21 19 18 16 15 14 14 13 11 11 11 10 9 9 8 7 7 2200 20 18 17 16 15 14 13 12 12 11 10 9 9 9 8 7 2400 21 19 18 17 16 15 14 13 12 12 11 10 10 9 8 8 2600 22 20 19 18 17 16 15 14 13 12 12 10 10 10 9 9 2800 21 20 19 17 17 15 14 13 13 12 11 11 10 9 9 3000 22 21 20 18 18 16 15 14 13 13 12 11 10 10 9 3200 22 20 19 18 17 16 16 14 13 12 11 11 10 10 3400 22 21 20 19 17 16 15 14 14 13 12 11 10 10 3600 23 22 20 19 18 17 15 15 14 13 12 12 11 10 3800 24 22 21 20 19 18 16 15 15 14 12 12 11 10 4000 25 23 22 21 19 19 18 16 16 14 13 12 11 11 4400 26 24 23 22 20 19 18 17 16 15 14 13 12 11 4800 28 26 24 23 22 20 19 18 17 16 14 14 12 12 5200 30 28 26 24 23 21 20 19 18 16 15 14 13 13 5600 32 29 28 26 24 22 21 20 19 17 16 15 14 13 6000 33 30 29 27 26 22 22 21 20 18 17 16 15 14 6400 34 32 30 29 27 24 23 22 20 19 17 17 16 15 6800 35 33 31 30 27 26 24 22 21 20 18 17 17 16 7200 36 34 32 31 28 26 25 24 22 20 18 18 17 16 7600 38 35 33 32 29 27 26 24 23 21 19 18 17 16 8000 39 36 35 33 31 28 26 25 24 22 20 19 18 16 10000 46 42 40 38 36 33 29 29 28 24 22 22 20 19 15000 55 51 49 45 43 40 37 36 32 29 28 22 21 20000 66 63 61 55 52 47 45 42 38 37 36 31 30 30000 80 77 73 67 63 55 55 51 45 45 40 38 40000 95 91 82 79 77 69 69 61 55 52 49 46 50000 94 91 86 80 77 71 63 60 56 54

Fuente: AIRSERCO. Air Duct Calculator, Pittsburg, PA.



41

Figura 10. Coeficiente dinámico C descarga piramidal de ventiladores

Figura 11. Coeficiente dinámico C, reducción piramidal con ramal lateral



42

Figura 12. Coeficiente dinámico Co, codos sin vanos

||



43

Figura. 13. Coeficiente dinámico C, ductos divergentes

As+Ab ≥ Ac



44

Figura 14. Coeficiente dinámico Co, transición rectangular-redonda (use datos de la Fig. 1.10.6)

Figura 15. Coeficiente dinámico Co, transición rectangular



45

Figura 16. Coeficiente dinámico C en secciones convergentes

Figura 17. Coeficiente C, ducto en Y, convergente-divergente



46

Figura 18. Coeficiente C, codo a 90° planos opuestos

Tabla 9. Pérdidas de presión en accesorios

Accesorios Pdin ”H2O (Pa) Persianas 0.5 Hv Rejillas y Difusores (1.25-1.50) Hv Filtros metálicos 2" de espesor 0.15 (37) Filtros metálicos 4" de espesor 0.25 (62) Tomas de aire exterior 0.005-0.1 (1.3-25) Serpentines 0.1-0.35 (25-87.5)

1.10 MÉTODOS DE DISEÑO DE CONDUCTOS El procedimiento general para diseñar cualquier sistema de ductos se inicia con un trazado lo más simple y simétrico posible de los ductos y boquillas (rejillas, difusores) distribuidos en el espacio. El diseño puede realizarse por cada uno de los siguientes métodos.17

17 CARRIER, System Design Manual, Op. cit., p.2.38.



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1.10.1 Método de reducción de velocidad. Por este método se selecciona una velocidad en la descarga del ventilador y se hacen reducciones arbitrarias de la velocidad, a lo largo del ducto. La velocidad de descarga no debería exceder los valores límites dados en la tabla 6. La presión estática requerida por el ventilador se calcula, usando el ducto de mayor resistencia, incluyendo todos los codos, derivaciones y accesorios. El caudal y la velocidad determinan el tamaño del conducto en cada sección. El ducto de retorno, se dimensiona similarmente, partiendo con la mayor velocidad en la succión del ventilador, y reduciendo progresivamente la velocidad en la dirección de las rejillas de retorno. Este método exige gran experiencia, razón por la cual es poco usado. Además, se requieren reguladores de volumen para propósitos de balanceo. 1.10.2 Método de igual fricción. Este método es usado en sistemas de suministro, extracción y retorno de aire; emplea las mismas pérdidas de fricción por pie de longitud en todo el sistema. Se selecciona una velocidad inicial con base en la tabla 6, siendo el ruido el factor limitante. Las pérdidas por fricción obtenidas de la Figura 1, se mantienen para todas las secciones del ducto. Una forma rápida de diseñar con base en este método consiste en fijar las pérdidas por fricción entre 0.08" y 0.15" H2O por cada 100 pies de longitud (0.8 - 1.5 Pa/m) para los ductos de retorno y suministro, respectivamente, considerados valores normales en sistemas de baja velocidad. Las pérdidas y el caudal determinan los demás parámetros. En ductos de alta velocidad, las pérdidas por fricción regularmente están comprendidas entre 0.4 y 0.7" H2O/100 pies (3 - 5 Pa/m), valores que se observan como franjas de trabajo recomendadas en algunas cartas de fricción. Este método, automáticamente reduce la velocidad del aire en la dirección del flujo, siendo superior al de reducción de velocidad, puesto que requiere menor balanceo en trazados simétricos. En sistemas no simétricos se necesitan "splitters" o compuertas reguladoras de presión en los ramales. Un buen diseño prescinde de estas compuertas, también llamadas "dámperes", consumiendo en los ramales la energía disponible. Mediante aproximaciones se elige una velocidad en el ramal, de tal forma que la pérdida de presión en éste, sea igual a la presión disponible en la intersección. Si la presión total disponible es conocida, por ejemplo en equipos paquete, esta presión puede ser dividida por la longitud equivalente del ducto de mayor resistencia para obtener el valor de las pérdidas por fricción por unidad de



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longitud, con lo cual se procede a determinar las magnitudes del ducto, mediante la Carta de Fricción. La desventaja de este método radica en la necesidad de disponer la información correspondiente a las longitudes equivalentes de los accesorios. EJEMPLO 4 Diseñar por el método de igual fricción, el sistema de ventilación indicado. La altura máxima disponible es de 11". Material, lámina galvanizada.

SOLUCIÓN

Sección Caudal CFM

Hf "H2O/100'

Diámetro pulgadas

Velocidad pies/min

Dimensiones pulgadas

A 2500 0,15 18 1400 28X11 B 1750 0,15 15,6 1300 28X8 C 1000 0,15 12,8 1120 17X8 D 750 0,15 11,4 1050 14X8 E 750 0,15 11,4 1050 14X8

Con una velocidad de descarga seleccionada de 1400 pies/min y un caudal de 2500 CFM se obtiene de la figura 5, unas pérdidas por fricción de 0.15" de H2O/100’ que se mantendrán constantes en todo el diseño. La longitud equivalente del codo en el ducto principal, se obtiene de la tabla 8, y resulta igual a 9 pies; la longitud total equivalente será entonces: Le = 20+10+15+9+15 = 69 pies



49

Las pérdidas por fricción en el ducto serán:

Adicionando la pérdida en la rejilla final (asumida 0.1"H2O), se obtienen las pérdidas totales de presión por fricción. Ht=0.1+0.1=0.2 "H2O Esta presión es la base para la selección del ventilador (presión estática). El método mejorado se recomienda para dimensionar los ramales, utilizando la presión disponible en la intersección. RAMAL D Pdisp=0.20 - (pérdida de presión en el tramo A) =0.20–0.15 (20/100) =0.17 "H2O Descontando la presión de la rejilla terminal en el ramal D (0.10"H2O), se obtiene una presión disponible de 0.07"H2O que será utilizada en 37’ de longitud equivalente del ramal (7’ corresponden al codo y 15’ a la unión del ramal). Las pérdidas por fricción para el ramal serán:

H2O/100’ Con este valor y el caudal de 750 CFM se obtiene un ducto de 11" de diámetro, (13"x 8"). Igual procedimiento se sigue para la sección E. Resumen diseño mejorado

Sección Caudal CFM

Hf "H2O/100'

Diámetro pulgadas

Veloc. pies/min

Dimensión pulgadas

A 2500 0,15 18 1400 28X11 B 1750 0,15 15,6 1300 28X8 C 1000 0,15 12,8 1120 17X8 D 750 0,19 11 1200 13X8 E 750 0,20 11 1200 13X8



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El problema se desarrolló también mediante el programa Ductsize de ELITE SOFTWARE con los resultados que se muestran a continuación y en el enlace referenciado..\Documents\JEGG\AIREACONDICIONADO\VENTILACIÓN\EJEMPLO SABATICO.dsw



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1.10.3 Método de recuperación estática. El principio básico de este método consiste en dimensionar el ducto de tal manera que el incremento en la presión estática (recuperación debida a la reducción en la velocidad) en cada ramal o terminal de aire, compense las pérdidas por fricción en la siguiente sección del ducto. La presión estática es entonces la misma en cada ramal y antes de cada terminal. El diseño implica un proceso de ensayo y error para determinar la velocidad, y la presión correspondiente que se gaste en cada tramo. Este procedimiento es especialmente recomendado en grandes instalaciones así como también en sistemas de alta velocidad.18 Aunque los ductos diseñados por este método resultan ser en general de mayor tamaño, el mayor costo inicial se compensa con menores tiempos y costo de balanceo. De otra parte, se logran menores pérdidas por fricción y consecuentemente menor potencia en el motor del ventilador. El método clásico de recuperación (Carrier 1960, Chun-lun 1983) está basado en la ecuación (20), donde R es el factor de recuperación estática entre uniones.

(20) El valor de R que ha venido usándose (0.5–0.95) en recuperación, y de (1.1) en pérdidas, ha sido cuestionado por Tsal y Behls (1988) y no es recomendado por su alta incertidumbre y el desconocimiento que se ha tenido de la división de las corrientes de aire y las pérdidas dinámicas en las uniones.19 EJEMPLO 5 Dimensione en fibra de vidrio los conductos de suministro y retorno para el sistema de aire indicado. Cada difusor suministrará 3000 CFM. Se requieren 2160 CFM aire de ventilación. La longitud de los tramos de ducto no señalados y que conectan a la unidad es de 10 pies para el suministro y 15 para el retorno

18CARRIER, System Design Manual, Op.cit, p.2.48. 19ASHRAE. Fundamentals, New York,1993, p.32.17



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SOLUCIÓN Escogiendo una velocidad de descarga del ventilador de 1520 pies/min. y un caudal de 12000CFM, se tiene de la figura 7 pérdidas por fricción de 0.11"H2O / 100’ para el primer tramo de ducto (A). Para el siguiente tramo, (B), se ha obtenido, después de varios ensayos, una velocidad de 1300 pies /min con pérdidas por fricción correspondientes de 0.075"H2O/100’, es decir, 0.03"H2O en la longitud de 40 pies. Se ha utilizado un coeficiente de recuperación R=0,75 que aplicado a la ecuación (20) nos garantiza una recuperación de presión de 0.029"H2O, valor muy próximo al necesario de 0.03"H2O. Este procedimiento se sigue para los demás tramos de ducto, lográndose al final que la presión estática requerida sea únicamente la correspondiente al tramo inicial, más la de la boquilla final.



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Sección Q (CFM)

Longitud (pies)

Velocidad (pies/min)

Hf "H2O/100´

Hf ("H2O)

Recuperación Diámetro (pulgadas)

Dimensión (pulgadas)

A 12000 10 1520 0.11 0.011 38 64X20 Codo 35 0.11 0.038

0,029 B 9000 40 1300 0.075 0.03 36 58X20

0,024 C 6000 40 1080> 0.06 0.024 32 44X20

0,020 D 3000 40 850 0.05> 0.020 26 44X14 E 9840 15 1320 0.08 0.012 36 58X20

Codo 34 0.08 0.027 Un método alterno consiste en diseñar el ducto principal por el método de fricción constante, y los ramales por recuperación estática. 1.10.4. Método de optimización. Este método, desarrollado por Tsal en 1988, obtiene las dimensiones óptimas de ductos, y, a diferencia de los métodos anteriormente tratados, considera los costos de instalación, valores presente y futuro, además de las restricciones de flujo, propias de una instalación. Al aumentar la velocidad y la fricción en un sistema, el costo del sistema decrece, pero se consume mayor potencia. El diseño óptimo se presenta cuando se obtiene un valor presente neto mínimo de los costos de instalación y de operación durante la vida del mismo, cumpliendo con los requisitos del sistema. REDUCCIÓN Un sistema de ductos se puede representar por medio de un árbol binario, en el cual de cada unión T, parten dos ramales. Estos ramales están en paralelo entre sí y en serie con respecto al ducto principal original. Mediante técnicas analógicas se obtiene un circuito equivalente de un sólo tramo que condensa todo el sistema, figura 19. Figura 19. Árbol binario

Se requiere entonces determinar una constante característica para cada tramo y, el ducto completo, suministro y retorno, se condensa en uno sólo (resistencia equivalente), en la dirección del flujo.



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La función de costos, que optimiza el sistema de ductos, viene dada por la expresión:20 E=Ep·(PWEF) + Es (21) Siendo: E: valor presente correspondiente a los costos iniciales, y los de operación, $. Ep: costo de energía durante el primer año, $. Es: costo inicial, $. PWEF: factor de escalación de valor presente. El costo de la potencia (energía) anual para operar un sistema de ductos se obtiene de:

(22) Pt=presión total del ventilador Qf=flujo del ventilador Ec=costo unitario de energía, $/kW·h. T=tiempo de operación del sistema, h/año Ed=costo de la energía gastada en la construcción del sistema $/kW·año nf=eficiencia total del ventilador ne =eficiencia mecánica del motor Los costos iniciales incluyen los costos de ductos y del equipo. En ductos redondos, el costo inicial está dado por la relación:

(23) 2020ASHRAE Fundamentals,New York,2005, p.35.18



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Siendo, Sd=costo unitario del sistema de ductos (material y mano de obra), $/área de ducto. D=diámetro del ducto L=longitud del tramo de ducto S=costo del equipo (ventilador), $ Se ha despreciado el costo del espacio requerido por ductos y equipos. El factor de escalación de valor presente está dado por:

(24) En donde, i=rata de interés anual, % j=rata de escalación (incremento) de costos anual, por devaluación y otros, % n=período de amortización, años de vida de la instalación (10 años). Cuando la rata de interés anual es igual a la escalación,

(25) Si el ventilador suministra un valor fijo de aire, la función de costos se simplifica a una expresión que depende de la presión del ventilador y del área de los ductos.

(26) El diámetro de cada sección se obtiene de la ecuación de Darcy-Weisbach, en la cual la caída de presión de un tramo de tubería está dado por:



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(27) Mediante cambio de variables, llamando

Despejando D, se tiene:

(28) Siendo: f=coeficiente de fricción o de Moody L=longitud del ducto D=diámetro V=velocidad ρ=densidad ∑c=sumatoria de coeficientes de pérdidas locales en la sección del ducto. Reemplazando en la ecuación (23), el valor hallado en (28), se obtiene:

(29) Siendo,



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Finalmente la función objetivo se obtiene sustituyendo (29) en la ecuación (26).

Seguidamente se debe entrar a un proceso de condensación de las secciones de tubería, de acuerdo con las ramificaciones correspondientes. Para dos tramos, 1 y 2 de tubería en serie, la función objetivo se expresa así:

(30) Siendo la caída total de presión

El valor de la constante característica de tramos en serie, según Tsai es:

(31) Para dos tramos en paralelo, se tiene:

Con lo cual

(32) Regresando a la figura 19, siendo (3) el tramo origen y (1), (2) los ramales, se obtiene la constante característica del subsistema:

(33)



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La constante Ktotal resultante define el tramo equivalente único que representa al sistema y al cual está conectado el ventilador. OPTIMIZACIÓN DEL VENTILADOR Es de interés encontrar el mínimo costo con respecto a la caída de presión. Derivando la función de costos, ecuación (28), respecto a P e igualando a cero:

(34) Siendo K la constante característica de la raíz de la sección condensada y Px, una pérdida de presión adicional que no influye en la optimización. El costo inicial del ventilador se puede expresar como:

(35) En donde A, B, y C son constantes. Entonces la caída de presión óptima se encuentra de:

(36) EXPANSIÓN Conociendo la presión del ventilador, y el costo total, se expande el sistema para obtener las dimensiones de cada tramo, utilizando la presión disponible. La caída de presión del tramo i es igual a:

(37) Pi-1 = presión disponible al comienzo del tramo i Ki-1 = constante equivalente desde el tramo i hasta los tramos finales Ki = constante característica del tramo i



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Conocida la caída de presión, de la ecuación (28) encontramos mediante aproximaciones sucesivas, el diámetro correspondiente al tramo de tubería, partiendo del ventilador y continuando hacia los terminales, que luego puede llevarse a dimensiones rectangulares equivalentes, dadas por la ecuación (18). El método admite incluir restricciones como son el espacio disponible, dimensiones comerciales de tubería, calibre de lámina, etc. Las ramificaciones y el manejo de estructura de datos requieren, para la solución de problemas con este método, el empleo de subrutinas mediante un lenguaje computacional apropiado. Beltrán R, desarrolló este método en Pascal, encontrando que la solución ofrece resultados similares al método de fricción constante para el caso particular de las condiciones de costos de energía, materiales y mano de obra de Colombia.21 1.11 MATERIALES DE CONSTRUCCIÓN EN CONDUCTOS En instalaciones de ventilación, es normal la fabricación de los ductos en lámina galvanizada, disponible en tamaños comerciales de 4’x 8’ (1.22m x 2.44m), 3.28‘x 6.56’ (1m x 2m) o en rollos en los calibres mayores (de menor espesor). El calibre, tipo de refuerzos y soportes depende del tamaño del ducto. Tabla 10 y figura 2022. Tabla 10. Calibre, dimensiones de lámina, uniones y refuerzos en ductos

||| Espesor Dimensión de lámina Lado mayor Unión transversal Refuerzo pulg mm pies m pulg mm

26

0.0196

0.4978

3.28X6.56

1X2

<12

<304.8

Sencilla o Drive cada 7’ 10"

Ninguno

24

0.0248

0,6299

3.28X6.56

4X8

1X2

1.22X2.44

13-24

330.02-609.6

S, Drive o Bar Slip cada7’ 10"

Diamante

25-30

635-762

S, Drive o Bar Slip cada7’ 10

Angulo 1"X1"X1/8" a 4’ de la unión

31-40

787.4-1016 Drive o 1” Bar Slip cada7’ 10

Angulo 1"X1"X1/8" a 4’ de la unión

22 0.0313 0,7950 3.28X6.56 4X8

1X2 1,22X2,44

41-60 1041.4-1524

Angulo 1"X 1"X 1/8" Flanche cada 7’ 10"

Angulo 1½"X 1½"X 1/8"

a 4’ de la unión 20 0.0392 0.9957 3.28X6.56

4X8 1X2

1,22X2,44 61-90 1549.4-

2286 Angulo 1½"X

1½"X1/8" Flanche cada 3’ 9"

Angulo en diagonal 1½"X 1½"X 1/8"

Fuente: CARRIER, System Design Manual, Syracuse 1980, p.2.60 De amplia aplicación en aire acondicionado, la lámina en fibra de vidrio rígida

21 BELTRÁN R., PORRAS O., REYES W. Diseño de Ductos por el Método T. Publicación Universidad de los Andes, Santafé de Bogotá, 1990 22 CARRIER, System Design Manual, Op. cit.,p.2.61



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disponible en tamaños de 48” x 96” x 1”de espesor (1.22m x 2.44m x 2.54 cm), recubierta externamente con un laminado en foil de aluminio reforzado, que actúa como barrera de vapor y, la lámina galvanizada recubierta con aislamiento Duct Wrap (manta de fibra de vidrio flexible recubierta con foil de Aluminio reforzado), disponible en rollos de 50" x 48" x 1", o 15,25 m x 1.22 m x 2.5 cm de espesor. La lámina galvanizada aislada con poliestireno (icopor) o corcho, es igualmente de uso corriente en instalaciones de aire acondicionado. Modernamente se dispone de ductos prefabricados, de fácil instalación en materiales sintéticos, acero inoxidable, y de tipo reforzado conocidos como spiroductos. La figura 21 ilustra la construcción de conductos en fibra de vidrio de tipo lámina rígida, de gran aplicación en sistemas de aire acondicionado. Nótese en este caso el recubrimiento interno en foil de Aluminio que posibilita el empleo de altas velocidades del aire con bajas caídas de presión. Figura 20. Uniones en ductos de lámina galvanizada

Figura 21. Construcción ducto en lámina fibra de vidrio rígida



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1.12 REJILLAS Y DIFUSORES Se usan rejillas para suministro y retorno de aire, que se ubican en muros, techos y sobre pisos falsos; son por lo general de aletas ajustables para permitir la adecuada orientación del aire y pueden llevar dámperes o compuertas para la regulación manual del volumen de aire. Para tomas de aire exterior se utilizan persianas (rejillas con aletas fijas, sin dámper). Los difusores se localizan exclusivamente en techo, se utilizan sólo en suministro, y según la dirección de la salida del aire pueden ser circulares, de 2, 3, ó 4 vías. Figuras 22 a 27. Una correcta selección exige información sobre caudal, velocidad, pérdidas, tiro y nivel de ruido, que deberá ser tomada directamente de los fabricantes. De una manera rápida, el área libre de las rejillas se determina de la ecuación de continuidad, conocido el caudal y seleccionando la velocidad de los valores indicados en las tablas 11 y 12. El tamaño nominal de las rejillas y difusores será mayor, dependiendo del tipo de construcción. Tabla 11. Velocidades recomendadas en difusores y rejillas de suministro



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Aplicación Velocidad promedio en difusores

pies/min m/s Estudio de radiodifusión 300–500 1,524–,54 Residencias, iglesias, hoteles 500–750 2,54–3,81 Oficinas privadas 50–800 2,54–4,06 Teatros 500–750 2,54–3,81 Salas de cine 1000 5,08 Oficinas generales 1000–250 5,08–6,35 Tiendas, pisos altos 1500 7,62 Tiendas, piso principal 1500 7,62 Edificios industriales 1500-2000 7,62–0,16

Tabla 12. Velocidades recomendadas en rejillas de retorno

Aplicación Velocidad pies/min m/s

Comercial >800

>4,06 Sobre zona ocupada

Dentro de la zona ocupada, lejos de asientos 600–800 3,04–4,06 Dentro de la zona ocupada, cerca de asientos 400–600 2,03–3,04 Puertas y pasillos 500–1000 2,54–5,08 Industrial >800 >4,06 Residencial 400 2,03

Difusor rectangular línea MD El modelo está construido sobre la base de una araña central fija con aletas curvadas, y dimensiones desde 6" x 6" hasta 22" x 22", con incremento de 2" en cada lado. Figura 22. Difusor de 4 vías

Difusor lineal



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Este tipo de difusor incluye una compuerta reguladora de volumen o dámper tipo mariposa colocado en el cuello con mecanismo de accionamiento manual para fijación en posición parcial. Se suministra de 1 ó de 2 vías longitudes y tamaños nominales de 24", 36" y 48". Figura 23. Difusor lineal una vía

El modelo es del tipo araña removible o fija y normalmente se fabrica en dimensiones desde 6" x 6" hasta 22" x 22" con incrementos de 2" en cada lado. Difusor circular El aire se distribuye uniformemente en todas las direcciones. Se construye en tamaños desde 8” de diámetro. Figura 24. Difusor circular

Difusor rectangular línea 3D De araña removible, se construye normalmente en dimensiones desde 6" x 6" hasta 24" x 24" con incrementos de 3" en cada lado. Figura 25. Difusor 4 vías línea 3d



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Rejillas de retorno Las rejillas pueden o no llevar porta filtro. Se suministran en dos modelos, aleta fija o de cubos, de 1/2" ó 3/4". Las dimensiones van desde 4" x 4" hasta 40" x 20" con incremento de 2" en cada lado. Figura 26. Rejilla de retorno tipo cubo

Rejillas de suministro Figura 27. Rejilla de suministro



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Las rejillas de suministro son de aletas graduables; se utilizan tanto en pared como en techo y se construyen en marco estándar de 1 1/8" y marco especial de 1 3/8". En el modelo RSM, las aletas de forma aerodinámica están soportadas por bujes de nylon. En el modelo RSL las aletas se fabrican con deflexiones estándar de 0, 15 y 300. 1.13 FILTROS El aire es contaminado de muchas formas; por el suelo, material orgánico, bacterias, humos, polvo y vapores, entre otros. Por razones de salud primordialmente, para reducir los costos de limpieza y aumentar la vida de equipos se requiere de elementos de filtrado y purificación. Los filtros se clasifican en dos tipos: mecánico, o filtro típico de material fibroso y el electrónico o electrostático. Los filtros mecánicos a su vez, se les clasifica de dos formas, de tipo viscoso y de tipo seco. 1.13.1 De tipo viscoso. Los filtros de esta clase usan un elemento filtrante de textura relativamente suave, construida de fibra, cedazos, malla de alambre o metal estampado. El filtro es impregnado con una sustancia viscosa similar al aceite o grasa. Las partículas contaminantes se adhieren a este agente viscoso. Una vez el filtro se encuentre recubierto completamente de las partículas contaminantes, su eficacia desciende hasta el punto que no se presenta filtración alguna. Los tipos más comunes son los reemplazables de 1” y 2” de espesor, y los filtros metálicos lavables. Estos últimos, deberán ser recubiertos nuevamente con el material viscoso, después de lavados y secados. 1.13.2 De tipo seco. Normalmente consisten de un marco permanente y un medio reemplazable de celulosa, fibra de vidrio, papel especialmente tratado, algodón, lana y rollos de materiales sintéticos. Los espacios para el paso de aire a través de estos medios son menores que los correspondientes a los filtros de tipo viscoso. Cuando el medio filtrante se ha llenado de contaminantes o polvo, la resistencia al paso del aire se eleva a tal punto que el filtro debe cambiarse. La velocidad del aire máxima recomendada en los filtros mecánicos es de 300 pies/min. (1,52 m/s) con una caída de presión de 0.5”H2O (125 Pa); las eficiencias oscilan en un rango de 25-80%. 1.13.3 Filtros electrónicos. En ellos el aire pasa a través de una sección ionizante (1200 voltios, cd), en la cual las partículas de polvo reciben una carga eléctrica. Las partículas ionizadas se desplazan a un colector o serie de platos



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cargados eléctricamente (polarizados), que capturan a las partículas de polvo cargadas con polaridad opuesta. Periódicamente se golpean ligeramente los platos para que suelten el polvo que caerá en tolvas en el fondo del precipitador; algunos diseños de platos son de la forma de celdas colectoras de aluminio, removibles, que se retiran periódicamente para ser lavados con agua y detergente. Los filtros electrónicos son altamente eficientes, 99% en algunos casos, y pueden retener partículas de diámetros desde 50 hasta 0.03 micrones, con pérdidas de presión estática del orden de 0.2” columna de H2O. 1.14 VENTILADORES El ventilador es un equipo básico en instalaciones de ventilación y de acondicionamiento del aire, que recibe energía de un motor, y a su vez la suministra al aire. 1.14.1 Clasificación de los ventiladores. Los ventiladores se clasifican en dos tipos básicos, atendiendo a la trayectoria que sigue el fluido al pasar por ellos: ventiladores axiales y ventiladores centrífugos. El axial puede ser del tipo propela, tubular, o de vanos y el centrífugo se fabrica con aletas curvadas hacia adelante, aletas curvadas hacia atrás, inclinadas hacia atrás, aletas radiales y aletas aerodinámicas. Estas son máquinas bastante diferentes y no es posible una comparación sistemática entre ellas. Ventiladores axiales. Los ventiladores axiales son muy usados en aplicaciones de ventilación general. En ellos, el aire fluye axialmente a través del impulsor; tienen la ventaja sobre los centrífugos de un mayor rendimiento mecánico (puede llegar a un 95%), y el montaje es más sencillo. Los ventiladores tipo propela, figura 28, son los más económicos, se usan en instalaciones sin ductos o de descarga libre por tanto no pueden vencer diferencias de presión muy elevadas; su uso queda limitado a las instalaciones que tengan poca pérdida de carga; funcionan a velocidades típicas de 900 y 1800 rpm, ¾” H20, temperatura de 105 oF (40 oC) y caudales máximos de 114000 CFM. Variación de este ventilador es el tipo hongo para ser ubicado exclusivamente en techo up blast roof, figura 29, con capacidad y presión similar al propela. Los ventiladores tubulares son más eficientes que los de propela y permiten conexión de ductos. Existen diferentes modelos entre los que podemos señalar: los ventiladores de tipo ducto o duct Fan, figura 30, de aletas radiales rectas, que dada su configuración admiten ductos con presiones de hasta 2”H2O y 60000



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CFM; los de tipo tuboaxial, figura 31, de aletas radiales curvadas, mueven hasta 86000 CFM y presiones de 3”H2O; los ventiladores vanoaxiales, figura 32, con aletas aerodinámicas que permiten caudales de 100000 CFM y presiones de 5”H2O. Figura 28. Ventilador tipo propela

. Figura 29. Ventilador descarga techo (up blast roof)

En todos los casos el motor puede estar ubicado dentro del tubo (acople directo) o fuera de la corriente de aire (acople por correa). La tabla 13 es tomada del catálogo New York Blower y sirve como referencia para la selección de ventiladores axiales tubulares. Nótese la limitación en presión (3”H2O), sin embargo manejan volúmenes de hasta 86000 CFM a temperaturas de 200 oF (95 oC).23 La tabla 14 extracta información del catálogo New York Blower y sirve como referencia en la selección de ventiladores axiales tubulares acústicos. Son de alto 23 NEW YORK BLOWER, Tube axial fans, Bulletin No. 661, willow Brook, Ill., 2004, p. 8



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rendimiento, con eficiencias del 75% y pueden utilizarse en aplicaciones de caudal variable (mediante vanos, o por velocidad variable). Su construcción de álabes aerodinámicos los hace particularmente silenciosos. Su aplicación se extiende hasta 140000 CFM, a temperaturas de operación de 200 oF (95 oC) y presiones del orden de 14”H2O.24 Figura 30. Ventilador de ducto (duct fan)

Figura 31. Ventilador tubular axial (tubeaxial)

Los acoustafoil, figura 33, operan a velocidades de 2000 y 3000 rpm, manejan caudales del orden de 140000 CFM y presiones de hasta 14”H2O. Se emplean en aplicaciones que transportan grandes volúmenes de aire en espacios reducidos. Opcionalmente se construyen con modutrol y vanos guía en la descarga que regulan y orientan la salida del aire y mejoran su eficiencia. Figura 34. Figura 32. Ventilador axial de vanos (vaneaxial) 24.NEW YORK BLOWER, Tubular acoustafoil fans, Bulletin No. 171, p. 10



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Figura 33. Ventilador tubular acústico (acoustafoil)

Figura 34. Ventilador tubular acústico con dàmper

Ventiladores centrífugos. Son los más usados en sistemas industriales y de aire



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acondicionado. La figura 35 muestra la forma común de aletas y orientación en ventiladores centrífugos. El aire fluye radialmente a través del impulsor o rotor y es expulsado mediante una trayectoria tangencial o centrífuga, figura 36. Figura 35. Disposición de aletas en ventiladores centrífugos



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Tabla 13. Especificaciones ventiladores tuboaxiales

Fuente: New York Blower, Bulletin 661, Willow Brook, Illinois, 2004.



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Tabla 14. Especificaciones ventiladores tubulares acústicos

Fuente: NEW YORK BLOWER, Tubular acoustafoil fans, Bulletin No. 171, Willow Brook, Ill., 2004, p. 10



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Los ventiladores de aletas curvadas hacia adelante (FC) usualmente conllevan un costo inicial más bajo que los ventiladores de aletas curvadas hacia atrás. Sin embargo, su costo de operación es mayor debido a su menor rendimiento. Trabajan normalmente entre 400 y 1200 rpm. Se usan en aplicaciones a baja o media presión 0-5”H2O (0-1245 Pa). Figura 36. Ventilador centrífugo

Los ventiladores de aletas curvadas hacia atrás (BC) y los de aletas inclinadas hacia atrás (BI) son más pesados, menos ruidosos y más eficientes a mediana presión, 3-5”H2O (871,5-1245 Pa). Trabajan corrientemente a velocidades entre 1200 y 2400 rpm. en aplicaciones de aire acondicionado. Son más costosos que los ventiladores de aletas inclinadas hacia delante. Los ventiladores de aletas inclinadas hacia atrás son menos costosos que los de aletas curvadas pero no tienen un grado tan alto de eficiencia en su operación. Los ventiladores centrífugos radiales se usan en aplicaciones de ventilación y remoción de polvo y partículas pesadas en industrias e instalaciones comerciales. Operan a altas velocidades y presiones (2000-3000 rpm). Los ventiladores centrífugos de perfil aerodinámico son los más eficientes en aplicaciones de alta presión y alta capacidad 4-8” columna de H2O (996-1992 Pa). Operan a altas velocidades 1200-2800 rpm.; su construcción aerodinámica y la inclinación curvada hacia atrás de sus aletas, los hace excesivamente costosos. En la industria especializada de ventilación se construyen ventiladores centrífugos con capacidades de 100000 CFM, presiones estáticas de 46 “H2O (11447 Pa) y temperaturas de 1000 oF (538 oC)



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El ventilador se selecciona de acuerdo con el caudal de aire necesario, las pérdidas de presión calculadas y una velocidad de descarga escogida de acuerdo con los requerimientos. Una óptima selección exige el conocimiento de la curva característica del ventilador. Finalmente deberá escogerse el tamaño, arreglo, descarga y posición del motor (X, Y, Z, W) figura 37. En la tabla 15, se ha extractado información básica de ventiladores centrífugos de aletas curvadas hacia delante de la American Standard.25 Figura 37. Posición del motor en ventiladores centrífugos

La tabla 16 proporciona información en la selección de ventiladores centrífugos de aletas curvadas hacia atrás de la industria York.26 Los fabricantes en sus catálogos suministran datos sobre velocidad de rotación del rotor, presión estática, velocidad de descarga y potencia al freno del motor, así como también, condiciones óptimas de operación en condiciones estándar, 70 ºF, 29.92"Hg (21ºC, 760 mm Hg). La tabla 17 indica los factores de corrección aplicables a la selección de ventiladores en condiciones diferentes a la estándar. La potencia al freno, que es la potencia real requerida por el motor, incluyendo pérdidas en el ventilador y eficiencia del motor, se obtiene mediante la expresión: BHP= Q∙P (38) c.∙nm∙nf Siendo,

25 AMERICAN STANDARD, Bulletin No. 1004, p. 19, Detroit, 1968 26 YORK, Technical Manual, Form .215.15, p. 31, Pennsylvania



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Q=caudal, CFM, (l/s) P=presión total,”H2O, (Pa) nm=eficiencia del motor c=constante 6356, (1000) nf=eficiencia del ventilador La Potencia al Aire es la cantidad mínima de potencia para mover un volumen de aire contra la presión total del ventilador. Esta potencia no considera la eficiencia del motor y ventilador. AHP= Q∙P (39) 6346 EJEMPLO 6 Un ventilador consume 13.6 kW y entrega 21000 CFM con una presión estática de 3.4”H2O y presión de velocidad de 0.74”H2O. Determinar las eficiencias global y estática. SOLUCIÓN Pt=Ps +Pv=3.4 + 0.7=4.1”H2O BHP=1.341 x13.6 =18.24 HP AHP = Q∙P = 21000x4.1 = 13.55 HP 6356 6356 La eficiencia global será: %EFg= AHPx100 = 13.55x100 = 74.26% BHP 18.24 La eficiencia estática tiene en cuenta sólo la presión estática: %EFs= QxPsx100 = 21000x3.4x100 = 61.59% BHPx6356 18.24x6356



82

Al especificar el ventilador se debe indicar el sentido de rotación, horario (CL) o contra horario (CCL), y el tipo de descarga, vistos desde el lado del motor. Figura 3827. CL: rotación sentido horario (Clockwise) CCL: rotación sentido contra horario (Counter Clockwise} TH: descarga horizontal por encima (Top Horizontal) UB: descarga hacia arriba (Up Blast) BH: descarga horizontal por debajo (Bottom Horizontal). DB: descarga hacia abajo (Down Blast) TAU: descarga angular superior hacia arriba (Top Angular Up) TAD: descarga angular superior hacia abajo (Top Angular Down) BAU: descarga angular inferior hacia arriba (Bottom Angular Up) BAD: descarga angular inferior hacia abajo (Bottom Angular Down) Como se observa, el motor y su base pueden venir como un conjunto integrado con el ventilador mediante acople directo (arreglos 4, 7, 8), o por separado efectuándose la transmisión por medio de poleas y correas en V. Es posible montar el motor sobre parrillas tensoras en pedestal (arreglo 8), parrillas tensoras a nivel de piso (arreglos 1, 2, 3,10), o sobre pedestales fijos (arreglos 4, 7, 8). El rotor a su vez puede ir en voladizo (arreglos 1, 2, 4, 8, 9,10), o simplemente apoyado, soportado por cojinetes en ambos extremos (arreglos 3, 7).

27YORK, Technical Manual, Form 215.15,York, Pennsylvania, 1980, p.5



83

Figura 38. Diferentes descargas en ventiladores centrífugos



84

Tabla 15. Selección de ventiladores centrífugos, aletas curvadas adelante



85


Fuente: American blower Utility Sets, Bulletin1004, 1980, p.19



86

Tabla 16. Especificaciones ventiladores centrífugos aletas curvadas hacia atrás

Fuente: YORK, Technical Manual, Form 215.15, York, Pennsylvania, p.12



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Tabla 17. Factores de corrección por altitud y temperatura

Fuente: YORK, Technical Manual, Form 215.15, York, Pennsylvania, p.5 1.14.2 Leyes de los ventiladores. Las expresiones mostradas en la Tabla 1.18 relacionan las variables caudal Q, presión P, potencia H, diámetro D, velocidad V y densidad ρ. Así por ejemplo, la ley 1 muestra el efecto de variar el tamaño, la velocidad y la densidad sobre el caudal, la presión y la potencia. EJEMPLO 7 Un ventilador suple 10.000 l/s de aire con una pérdida de 300 Pa. Cuáles serán las pérdidas de presión si se desea suministrar 6000 l/s con el mismo ventilador. SOLUCIÓN De la ley (3):



88

Tabla 18. Leyes de los ventiladores

Ley Variable dependiente

Variables independientes

1

Q1 = Q2 x (D1 / D2)3 x( N1 / N2) x 1 P1 = P2 x (D1 / D2)2 x (N1 / N2)2 x ρ1/ ρ2 H1 = H2 x (D1 / D2)5 x (N1 / N2)3 x ρ1/ ρ2

2

Q1 = Q2 x (D1 / D2)2 x (P1 / P2)1/2 x (ρ2 / ρ1)1/2

N1 = N2 x (D2 / D1) x (P1 / P2)1/2 x (ρ2/ ρ 1)1/2 H1 = H2 x (D1 / D2)2 x (P1 / P2)3/2 x (ρ2/ ρ1)1/2

3

N1 = N2 x (D2 / D1)3 x (Q1 /Q2) x1 P1 = P2 x (D2 /D1)4 x (Q!/ Q2)2 x (ρ1/ ρ2) H1 = H2 x (D2 /D1)4 x (Q1 /Q2)3 x (ρ1/ ρ2)

Fuente: CARRIER, System Design Manual, Syracuse 1981, p.6.8 EJEMPLO 8 Seleccione el ventilador y determine la potencia del motor requerido en el ejemplo 4, en condiciones estándar. SOLUCIÓN El ventilador deberá suministrar 2500 CFM con una pérdida de presión de 0.20”H2O a una velocidad de descarga de 1400 pies/min, en un lugar a 1050 pies de altura sobre el nivel del mar y 90 0F. La presión que deberá suministrar el ventilador será la suma de la presión estática (pérdidas) y la presión de velocidad (presión de flujo).

De la ecuación (38), se tiene: BHP = Q P = 2500x0.33__ = 0.27 HP c nm nf 6356x0.8x0.6 Los cálculos anteriores pueden obviarse si pasamos directamente a la información sobre ventiladores suministrada por los fabricantes. En este caso, del catálogo de ventiladores SIROCCO de AMERICAN STANDARD, se ha extractado la información correspondiente al problema, tabla 15.



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El ventilador deberá seleccionarse de catálogo, que como se dijo registra las especificaciones en condiciones estándar. Corregimos entonces la presión y potencia requeridas. Asumiendo condiciones de trabajo del lugar de 90 oF y 1050 pies de altitud, de la tabla 17 se obtiene mediante interpolación un factor de corrección FC de 1.08. Hs=0.20∙FC =0.20 (1.08) = 0.216”H2O Se ha seleccionado el ventilador centrífugo tamaño S182, Clase I, de entrada sencilla SISW, FC (aletas curvadas hacia adelante), rotor de 18¼” de diámetro, de especificaciones estándar: Q=2660 CFM (valor encontrado más próximo al calculado) Velocidad de descarga=1400 pies/min Velocidad del rotor=325 rpm Potencia al freno=0.29 BHP Presión estática Hs=0.25”H2O (valor encontrado más próximo al calculado corregido) En el lugar de trabajo el ventilador operará a las siguientes condiciones: Q=2660 CFM Velocidad de descarga=1400 pies/min Velocidad del rotor=325 rpm Presión estática disponible Hs=0.25/FC=0.25/1.08=0.231”H2O Potencia requerida=0.29/FC=0.29/1.08=0.268 BHP Si deseo que el ventilador suministre en el sitio 2500 CFM en lugar de los 2660, el rotor deberá girar a menor velocidad, mediante el cambio del tamaño de las poleas en la relación de transmisión. Una forma de variar la velocidad es mediante el empleo de poleas variables como se muestra en la figura 39. Modernamente se utilizan motores con velocidad variable.



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Figura 39. Polea variable en V

Los valores corregidos de velocidad del rotor, presión estática y potencia al freno serán: N1=325 (2500/2660)=305 rpm P1=0.231 x (305/325)2=0.203”H2O H1=0.268x (305 /325)3=0.22 BHP La figura 40 es indicativa de las posibilidades de transmisión y montaje de los motores ó arreglos, según las normas AMCA28.

28 Ibid.,p.5



91

Figura 40. Tipos de transmisión o arreglos en ventiladores centrífugos



92

1.15 VENTILACIÓN LOCALIZADA Mientras que en la ventilación general se reemplaza aire viciado de toda una planta por aire limpio a intervalos fijos, en la ventilación localizada o específica se captan vapores, calor, polvos, en su punto de origen. Ambos sistemas tienen aplicación en la industria y con frecuencia se utilizan en la misma planta y al mismo tiempo. Los factores más importantes en el diseño de sistemas de extracción son: el punto de generación de la fuente de calor o contaminante a ser removido y, la dirección en la cual el aire tiende a moverse. Probablemente el método más simple para disipar calor y extraer contaminantes de un área o una planta es montar un ventilador extractor axial en una ventana o en un muro. En ciertas condiciones, donde se adapten el tamaño del lugar al empleo de un equipo extractor, se obtienen excelentes resultados. Por lo general, tales ventiladores están dotados de accesorios como son las compuertas automáticas y las guardas para cumplir con los códigos de seguridad ideados por la misma planta. En donde pueda utilizarse, resulta ser el sistema más económico, eficiente y de más bajo costo de mantenimiento. Una extensión al sistema descrito, es la instalación de ventiladores extractores en lumbreras ubicadas en el techo. Se sitúan por encima de la planta con tamaños y localizaciones determinados por las condiciones del lugar. La ventilación específica para la eliminación de vapores, polvos, etc., por lo general se efectúa por medio de ductos de varios tipos, dependiendo de cada problema en particular, y ventiladores centrífugos o axiales tubulares. Los sistemas específicos de extracción varían desde unidades de un solo ventilador y campana hasta sistemas muy complejos de ductos, por ejemplo los utilizados en ventilación de minas. Ejemplos de extractores de una sola campana, son las casetas para la extracción de vapores resultantes de la operación de soldar, y las campanas de cocinas. Generalmente, los requisitos de presión estática en ductos sencillos de extracción son muy reducidos, estando entre ¼ y ¾ pulg.de columna de H2O. En los sistemas complejos, donde muchas campanas y tanques están interconectados y particularmente donde se usan placas deflectoras, eliminadores de H2O, etc., en el sistema de ductos, las presiones pueden llegar hasta 4 o 5 pulgadas de columna de H2O.



93

1.15.1 Sistemas de captación. Existen diferentes tipos de captación, de acuerdo con las características de los contaminantes, las corrientes de aire presentes, el espacio disponible y los procesos que se realizan. En la figura 41, se indican las ecuaciones aproximadas para el cálculo del flujo en los tipos más comunes de campanas. El nombre general utilizado para los sistemas de captación es el de campanas. Básicamente, el aire se aproxima desde todas las direcciones hacia la fuente de succión. En la práctica las aberturas de toma en las campanas no son puntuales, sino que presentan un área finita de forma cilíndrica, rectangular o cuadrada. Por definición, los contornos de flujo son líneas de igual velocidad al frente de una campana. En campanas abiertas el caudal se expresa por la fórmula Dalla Valle29. Q=V (10.X2 + a) (40) Donde, Q=volumen de aire, CFM V=velocidad de captura frente a la campana, a una distancia X, pies/min. X=distancia desde el centro de succión, pies a=área de abertura de la campana, pies2

1.15.2 Velocidad de captura. Se entiende que una campana es eficiente cuando recoge efectivamente el contaminante, con el mínimo de extracción de aire y sin interferir en el proceso. El criterio de evitar despilfarros de potencia, hace necesario determinar para cada situación la velocidad mínima conveniente de captura, ya que esta gobierna el valor del flujo. En la tabla 19 se presentan los rangos de velocidad de captura recomendados en los diferentes procesos. 1.15.3 Velocidad de transporte de materiales contaminantes. Esta velocidad debe ser lo suficiente para evitar la sedimentación o la acumulación de los materiales en el conducto, pero no excesivamente alta, ya que puede causar un rápido deterioro de las tuberías por abrasión.

29HANDBOOK OF MECHANICAL, ELECTRICAL SYSTEMS FOR BUILDINGS. Bovay H., Ed McGraw Hill, p 9-10.



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Tabla 19. Rangos de velocidad de captura en campanas

Condición de dispersión Aplicación Veloc. del contaminante pies/min m/seg

Liberación con velocidad muy baja en aire quieto

Evaporación de tanques, desengrase, etc.

50-100

0.254-0.508

Liberación a baja velocidad, aire en movimiento moderado

Soldadura, baños electrolíticos, decapado.

100-200

0.508-1.016

Generación activa en zona de rápido movimiento de aire

Talleres de pintura, llenado de recipientes.

200-500

1.016-2.54

Liberación con alta velocidad, en zona de movimiento de aire muy rápido

Pulido, abrasión, esmerilado, chorro abrasivo.

500-2000

2.54-10.16

La tabla 20 muestra los valores recomendados de velocidad de transporte para algunos materiales, y ejemplos típicos de aplicación. Las pérdidas de presión en las campanas y bocas de succión tienen un tratamiento diferente al de las rejillas estudiadas en la ventilación general. Las pérdidas a la entrada pueden expresarse como una fracción de la presión de velocidad en el ducto y dependen de la forma de la campana:

(41) Donde, Ce=coeficiente de entrada. F=factor de pérdida de entrada al ducto. Valores del coeficiente de entrada y de las pérdidas para campanas cónicas se indican en la tabla 21.



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Figura 41. Cálculo del volumen de aire en diversos tipos de campanas

En cocinas industriales las campanas se construyen en lámina de acero al carbono (HR), de calibre 16 como mínimo, 0.063” (16 mm), o en acero inoxidable calibre 18, 0.05” (1.27mm). El tamaño del conducto se obtiene de la carta de fricción, una vez calculado el caudal y seleccionada la velocidad con los valores de transporte recomendados.



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La potencia del ventilador se calcula conociendo la presión total (pérdidas por fricción en campana, filtros y ductos) y el caudal, como se estudió anteriormente. Tabla 20. Velocidades de diseño en transporte de contaminantes

Contaminantes

Aplicación

Velocidad de diseño pies/min m/s

Vapores, gases, neblinas Todos los vapores, gases y neblinas. 1000-1200 5.08-6.09 Humos Humos de oxido de zinc y aluminio 1400-2000 7.11-10.16 Polvo volátil muy fino Pelusa, algodón, polvillo, madera, polvo de

litio. 2000-2500 10.16-12.7

Polvo seco y material pulverizado o triturado

Polvo fino de caucho, hilaza, polvo de algodón, virutas, desbaste de cuero.

2500-3000 12.7-15.24

Polvo promedio industrial

Aserrín, polvo de esmeril, polvo de pulidoras, polvo de granito, sílice, caliza, ladrillo, fibra de asbesto, fundición general

3500-4000

17.78-20.32

Polvo pesado

Torneado de metales, tambores de limpieza de material fundido, tamizado de arena, desperdicios de animales, torneado de latón, polvo de hierro, polvo de plomo.

4000-4500

20.32-22.86

Polvo y mezclas pesadas

Polvo de plomo con pequeñas partículas, fibras de asbesto, partículas de felpa, cal viva.

>4500

> 22.86

Fuente: INDUSTRIAL VENTILATION, A Manual of Recommended Practice, Lansing, Mich, 1976. Tabla 21. Coeficiente de entrada y pérdidas a la entrada del ducto en campanas cónicas o piramidales

Angulo

Pérdidas a la entrada del ducto F Coeficiente de entrada Ce Circular Rectangular Circular Rectangular

15º 0.15 Hv 0.25 Hv 0.93 0.89 30º 0.00 Hv 0.16 Hv 0.96 0.93 45º 0.06 Hv 0.15 Hv 0.97 0.93 60º 0.08 Hv 0.17 Hv 0.96 0.92 90º 0.15 Hv 0.25 Hv 0.93 0.89 120º 0.26 Hv 0.35 Hv 0.89 0.86 150º 0.40 Hv 0.48 Hv 0.84 0.82

EJEMPLO 9 Determine el volumen de aire a extraer por dos campanas instaladas en una cafetería de 258 pies2 de área de piso, 10 pies de altura y 4 operarios. La dimensión de las estufas es de 3 pies x 3 pies y la dimensión de cara de las campanas es de 5.6 piesX5.6 pies y la distancia entre la cocina y la boca de la campana es de 3.2 pies.



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Figura 42. Extractor con lumbreras ubicadas en techo

SOLUCIÓN El área de cara de las campanas es: A=2(5.6)2=62.72 pies2 Q=V∙A=150X62.72=9403 CFM Se ha seleccionado una velocidad de 150 pies/min en la cara de la campana. Otro criterio se basa en una velocidad mínima de 50 pies/min a través del área vertical entre la campana y la cocina: Área vertical /campana=perímetro x altura Área total = (2) x12x3.20=76.8 pies2

Q=V∙A=100x76.8=7680 CFM Se ha tomado en este caso una velocidad a través del área libre vertical de 100 pies/min. De otra parte, las figuras 41 y 42 nos conducen al siguiente volumen de aire.



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Q=1.4∙P∙D∙V=1.4x12x3.2x100=5376 CFM por campana, para un total de 10752 CFM. Adicionalmente podría considerarse el aire requerido por las personas, 64 CFM (16 CFM/persona), sin embargo es un valor muy bajo que poca incidencia tiene en el resultado anterior. Como un ejercicio adicional, se calcula el número de filtros requeridos: Seleccionando filtros metálicos estándar de 20" x 20" (2.78 pies2) y capacidad de purificación de 500 CFM/pies2 de área de filtro, se obtiene:

Número de filtros = Se seleccionan 8 filtros en total, 4 por cada campana. 1.16 MANTENIMIENTO Con el fin de lograr la mayor eficiencia de los equipos, prolongar su vida útil y garantizar un menor consumo de energía, se hace necesario cumplir con unas condiciones normales de mantenimiento. 1.16.1 Chequeo periódico. Las siguientes observaciones deberían ser una rutina en la operación de un sistema de ventilación. • Revisar que no haya elementos extraños cerca del ventilador, junto a las

poleas y correas de transmisión. • Comparar los datos eléctricos colocados en la placa del motor, con el consumo

actual. El consumo no debe exceder la capacidad de los equipos.

• Chequear que exista una adecuada lubricación del motor y de las chumaceras del ventilador.

• Observar que el ventilador y el eje roten libremente. La rotación del motor y el

ventilador deben ser las especificadas.

• Debe existir un adecuado tensionamiento y alineación de las correas y poleas de transmisión.



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• Chequear que exista un adecuado apriete en los tornillos que ajustan el collar del ventilador al eje de rotación. Igualmente en los tornillos que aseguran el motor a su base.

• Asegurarse que los filtros estén instalados correctamente y que las puertas de

acceso queden seguras después de la inspección.

• Chequear el voltaje de línea.

• Observar la operación de las chumaceras del eje y rodamientos del motor para detectar ruidos excesivos o un recalentamiento inusual.

• Chequear que no existan ruidos extraños dentro de la carcasa del ventilador.

El rotor no debe rozar contra la carcasa ni el cono.

• Los filtros de suministro de aire deben ser limpiados cada mes con agua jabonosa. Los filtros de las campanas de extracción deberán ser limpiados cada 15 días, o antes, según la capacidad de las campanas. Se recomienda tener un juego de filtros adicionales con el fin de alternarlos mientras se hace la limpieza de los que estaban en uso, ya que es necesario dejarlos en un medio detergente de un día para otro.

• El ajuste del relé térmico debe regularse con la capacidad de consumo del

motor.

• Los tornillos de los borneros en los tableros eléctricos deben estar bien ajustados.

1.16.2 Mantenimiento y servicio. Es recomendable, dependiendo de la magnitud de la instalación, fijar un adecuado plan de mantenimiento que deberá registrarse para analizar con base en esta información, la operación del equipo, y su control, estableciendo ajustes, mejoras y reparaciones. Una bitácora en este sentido deberá ilustrar sobre las condiciones del sistema eléctrico (fusibles, automáticos, bimetálicos, contactor, pulsador, luces piloto, voltajes de línea), motor (amperios, voltaje y velocidad), ventilador (velocidad, estado de los filtros, rotor, bases, conos, lonas antivibratorias), transmisión (poleas del motor y del ventilador, correas, alineación y tensión), y las condiciones generales (conductos, rejillas, difusores y persianas, pintura, etc.). • Ajuste de correas.



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Chequear la tensión de las correas y la alineación de las poleas después de las primeras 48 horas de operación y luego periódicamente. • Rodamientos. El engrase deberá hacerse cada tres meses con grasa NLGI No 2; en zonas expuestas a la intemperie deberá usarse grasas al litio. Las grasas de base lítica con aditivo de jabón plúmbico proporcionan una lubricación relativamente buena aunque se mezclen con agua. • Filtros. Su suciedad reduce el flujo de aire. Los filtros deberán inspeccionarse cada mes, y lavarse o cambiarse, según su tipo o condiciones de uso. • Tornillería en general. Chequear cada seis meses el ajuste de los tornillos del collar del ventilador que lo sujetan al eje de rotación. Chequear el ajuste de los tornillos de la parrilla tensora o base del motor, al igual que los tornillos que sujetan las poleas del motor y del ventilador. • Conexiones eléctricas. Revisar mensualmente el estado de los cables, conexiones y barrajes. Inspeccionar y llevar récords semanales de voltaje y consumos de corriente. • Conductos. Chequear mensualmente que no haya escapes de aire por las lonas antivibratorias o uniones de conductos. • Rejillas y difusores. Chequear mensualmente que las cantidades de aire en los difusores y rejillas sean las especificadas. Revisar que las persianas de toma y descarga de aire no estén obstruidas por elementos extraños.



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2. CARGA TÉRMICA COMERCIAL

2.1GENERALIDADES Aunque el pensamiento inicial que se tiene sobre la importancia del cálculo de carga térmica es generalmente el de la búsqueda del confort, la carga térmica también puede ser usada para cumplir con algunos de los siguientes objetivos: • Suministrar información para la selección de equipos y el diseño de sistemas

de aire acondicionado y refrigeración. • Obtener información que permita reducir la carga y lograr diseños óptimos. • Analizar las cargas parciales de las edificaciones para el control y operación

de instalaciones de aire acondicionado. Las grandes exigencias de hoy en día en cuanto a consumos energéticos, regulaciones ambientales y el alto nivel tecnológico, obligan cada vez a diseños más precisos, con márgenes de error muy reducidos. Es por eso que los proyectos de sistemas de aire acondicionado basados en factores de seguridad muy altos resultan poco atractivos y definitivamente nada competitivos, dado su alto costo. En tiempos modernos, la carga térmica se calcula con márgenes de error muy estrechos, seleccionando de esta forma los equipos ajustados a las cargas esperadas. Los códigos y normas actuales tienden al uso de los valores 2.5% (temperatura que es obtenida o superada durante el 2.5% del total de horas de verano, que corresponden a 2904 horas durante los meses de diciembre a marzo en el hemisferio Sur y 2928 horas de junio a septiembre en el hemisferio Norte), para la temperatura de diseño exterior y 78 ºFdb para la temperatura de diseño interior. Puesto que la mayoría de las personas se sienten confortables entre 74 ºF y 76º F db y alrededor de 45% a 50% de humedad relativa, el termostato se sitúa a estas condiciones, que serán obtenidas bajo carga parcial. En horas pico (100% de carga solar, máximo número de personas, iluminación total, ventilación, etc.), la temperatura del espacio acondicionado se elevará al valor de diseño de 78 ºF. De hecho la situación de carga máxima sólo se presenta, la mayoría de las veces, durante cortos períodos de tiempo.30 La carga debida a ventilación puede reducirse en las horas pico disminuyendo hasta en un 40% el aire exterior en ese tiempo. Esta práctica es sólo

30ASHRAE Fundamentals Handbook, New York, 1981, p. 24.1



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recomendada en instalaciones que operen más de 12 horas, permitiendo la renovación del aire. 2.2 COMPONENTES DE GANANCIA DE CALOR Los componentes que contribuyen a la ganancia de calor en un recinto son: • Cargas por radiación solar a través de superficies transparentes. • Cargas por conducción a través de muros exteriores, techos y ventanas.

• Cargas por conducción a través de techos, pisos y muros interiores,

comúnmente conocidos como particiones. • Ganancias por iluminación, ocupantes, electrodomésticos, equipos y procesos. • Cargas como resultado de ventilación o infiltración de aire exterior. Calor Sensible y Latente. En los cálculos de carga térmica, por conveniencia se separan las ganancias de calor externo de las ganancias de calor interno. También es práctico arreglar las ganancias de calor en dos grupos diferentes: sensibles y latentes. Las ganancias de calor sensible proporcionan un incremento en la temperatura del aire, y pueden ser debidas a conducción, convección o radiación. Las ganancias de calor latente se originan por incremento en la humedad del lugar. A manera de ejemplo, cuando se presenta infiltración de aire en un espacio acondicionado, el aire exterior se introduce a temperatura y humedad mayores que las existentes en el interior; la sobrepresión origina el escape de un volumen de aire interior igual al infiltrado con el correspondiente aumento tanto del calor sensible como del calor latente dentro del recinto acondicionado. La carga de enfriamiento sensible se define como la rata a la cual el calor debe ser removido del espacio para mantener una temperatura constante dentro del mismo. La carga latente, de otra parte, es esencialmente una carga instantánea de enfriamiento. En un proceso de ganancia por radiación, la parte de calor sensible correspondiente, es parcialmente absorbida por las superficies y objetos ubicados dentro del recinto y solamente es percibida por los ocupantes algún tiempo después. Es decir, la energía radiante inicialmente es absorbida por las paredes, pisos, muebles y otros objetos. Tan pronto como estos objetos y superficies alcancen una temperatura mayor que la del aire interior, el calor será entonces transferido por convección en el interior. La capacidad de almacenaje de calor de los diversos componentes de una edificación, gobierna la relación entre la parte



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radiante de la ganancia de calor sensible y como ella contribuye a la carga de enfriamiento31.Este efecto, que se conoce como almacenamiento térmico, es muy importante en la determinación de la capacidad del equipo de enfriamiento, figura 43. Figura 43. Mecanismos de transferencia térmica

F La carga de enfriamiento total, es la suma de la carga sensible y la carga latente, sin embargo, para el diseño deberá considerarse una carga esencialmente menor que la ganancia pico de calor total instantánea generada, requiriendo entonces equipos de menor capacidad que los indicados por la ganancia máxima calculada. Si el diseño se basa en un criterio de ganancia máxima de calor, el sistema posiblemente resultará sobredimensionado. 2.3 FACTOR DE AJUSTE Generalmente una fracción del calor sensible no se manifiesta instantáneamente como una carga de enfriamiento, puesto que es transferida a los alrededores. Esta fracción Fc depende de la conductancia térmica entre el aire interior y el espacio circundante. Puede ser también considerado como un factor de ajuste que corrige la posible superposición de los diversos componentes de carga. El factor de ajuste Fc es calculado mediante la siguiente ecuación: Fc=1-0.02KT (42) 31ASHRAE Fundamentals Handbook, New York, 2005, p. 30.2



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Siendo KT la unidad de conductancia entre el aire del salón y los alrededores, y está dada por: KT=(UwAw+UowAow+UcAc)/LF Btu/(hr.ft2.°F) (43) LF=longitud de las paredes exteriores del salón, ft. U= coeficiente de transmisión de calor de los elementos considerados. (w para ventanas, ow para paredes exteriores y c para corredores o pasillos), Btu/(hr.ft2.ºF) A=área de la superficie en particular, ft2. 2.4 FACTOR DE DIVERSIDAD El factor de diversidad de carga es aplicado en el cálculo de la capacidad de refrigeración de grandes sistemas de aire acondicionado y está basado en la experiencia del diseñador y en el conocimiento que se tenga de la edificación. Generalmente el factor de diversidad es aplicado a las cargas provenientes de personas e iluminación, debido al hecho de que probablemente la máxima ocupación y la máxima carga de iluminación no se suceden simultáneamente con las cargas pico debidas a transmisión y radiación solar. Es posible determinar por ejemplo el factor de diversidad de grandes edificios, revisando la demanda eléctrica máxima y el consumo de energía mensual obtenida directamente de las facturas por pago del servicio de electricidad. Tabla 22. Factor de diversidad según aplicación

Tipo de aplicación Factor de diversidad Personas Iluminación

Oficinas 0,75 - 0.90 0,70 - 0,85 Apartamentos, hoteles 0,40 - 0.60 0,30 - 0,50 Almacenes 0,80 - 0,90 0,90 - 1.00 Industrias 0,85 - 0,95 0,80 - 0,90

Fuente: CARRIER, System Design Manual, Syracuse 1981, p.1.38 La tabla 22 relaciona el factor de diversidad recomendado en aplicaciones de grandes edificaciones. La carga de enfriamiento para personas e iluminación es de la forma: Q=Ganancia de calor x factor de carga x factor de diversidad, Btu/h (44)



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2.5 CARGAS PICO La primera aproximación que debe hacerse, después de dividir las áreas acondicionadas en zonas, es estimar la hora pico, es decir aquella en la cual se genera la máxima demanda de carga para cada zona y para el total del área acondicionada. En la mayoría de las aplicaciones residenciales y multifamiliares la máxima carga se originará cuando el efecto solar a través de las ventanas y terrazas o techos es mayor, normalmente al finalizar la tarde. Para otros tipos de aplicaciones donde las luces, personas y otras cargas internas son más dominantes, la hora pico generalmente dependerá de la magnitud relativa y de las horas pico de las siguientes cargas: solares a través de ventanas, cargas de iluminación, cargas de ventilación y cargas por techo. La mayoría de las áreas acondicionadas con exposiciones por ventanas y con ocupaciones normales durante el día, tendrán un máximo entre las 13 y las 18 horas. 2.6 CONDICIONES DE DISEÑO En general las condiciones de diseño de un espacio acondicionado dependen de la longitud y latitud del lugar, la altura y el diferencial entre las condiciones promedio de las temperaturas mínima y máxima. La tabla 23 registra las condiciones de diseño para las cuatro ciudades más importantes de Colombia. Tabla 23. Condiciones de diseño de ciudades de Colombia en verano

Ciudad

Latitud Longitud Altitud T.de diseño °Fdb T.de diseño °Fwb ∆T O ´ O ´ pies 1% 2.5% 5% 1% 2.5% 5% °F

B/lla 10 59N 74 48W 44 95 94 93 83 82 82 17 Bogotá 4 36N 74 05W 8406 72 70 69 60 59 58 19 Cali 3 25N 76 30W 3189 84 82 79 70 69 68 15 Medellín 6 13N 75 36W 4650 87 85 84 73 72 72 25

Fuente: ASHRAE Fundamentals Handbook, New York, 1981, p. 24.18 2.7 INFORMACIÓN INICIAL Antes de emprender un cálculo de la carga térmica, es necesario un estudio detallado del espacio a ser acondicionado. Para las cargas externas la información deberá incluir: • Orientación, dimensiones y destino del local. • Efectos del sol y presencia de vientos. • Estructuras permanentes próximas: efectos de sombra.



106

• Superficies reflectantes: agua, arena, lugares de estacionamiento. • Elementos y detalles de construcción: materiales, ubicación y espesor de los

muros, techos y pisos. • Ventanas y puertas: ubicación, dimensiones, tipo, espesor del cristal, marcos,

salientes o aleros. . Iluminación natural: claraboyas o tragaluces. • Para las cargas internas se recopilará información sobre: • Escaleras normales, ascensores y escaleras mecánicas: ubicación, potencia. • Ocupantes: número, tiempo de ocupación, actividad, circulación. • Iluminación eléctrica: consumo en horas pico; tipo fluorescente, incandescente,

luz directa o indirecta; consumo de energía. Si se carece de información exacta sobre la carga eléctrica, se hace una estimación en vatios/ft2 de área de piso, por ejemplo 3 vatios/ft2.

• Motores: ubicación, tipo, potencia nominal, frecuencia de operación; además,

potencia consumida para observar si trabaja en sobrecarga. • Almacenamiento térmico: comprende el horario de funcionamiento del sistema,

aislamientos, fugas, tipo de objetos o elementos dentro del recinto. • Horas de operación: funcionamiento continuo o intermitente.

• Las cargas de infiltración y ventilación requieren del conocimiento de:

• Extractores y ventiladores: tamaños, consumos, velocidad y caudal de aire

suministrado o extraído. • Caudal mínimo requerido de aire, CFM por persona o por ft2 de acuerdo con

los códigos vigentes. • Puertas y ventanas: localización, tipo, dimensiones y frecuencia de apertura. • Es necesario hacer un estudio sobre la posible localización de equipos y

disponibilidad de servicios. Se deberá obtener información adicional acerca de: • Estado del tiempo y condiciones de diseño interior y exterior. Las condiciones

climáticas del lugar deberán ser obtenidas de registros de estaciones locales.



107

Las condiciones de diseño interior comprenden temperatura de bulbo seco Tdb, temperatura de bulbo húmedo Twb, humedad, y niveles de ventilación recomendados. Es conveniente incluir variaciones permisibles y límites de control.

• Áreas, espacios disponibles: escaleras, elevadores, tuberías, posible

localización de equipos, torres, bombas etc., de ser posible sobre planos. Es buena práctica realizar una visita de inspección a la obra.

• Posibles obstrucciones, vigas y columnas. • Localización de tomas de aire exterior. • Energía disponible. • Servicio de acueducto: ubicación de líneas, capacidad, presión, drenajes. • Vapor: localización, capacidad, presión, temperatura. • Características de la arquitectura interior: posible ubicación de rejillas. • Facilidades de control: electricidad, aire comprimido. • Resistencias de placas y fundaciones. • Requerimientos de ruido y vibración. • Facilidad de acceso para ubicación, traslado de equipos, y mantenimiento. 2.8 INFORMACIÓN FINAL El resultado esperado de los cálculos es la carga de enfriamiento total para un espacio, una zona, o un grupo de zonas, así como también la cantidad de aire a suministrar para dicha carga. Los cálculos deberán ser lo suficientemente precisos para seleccionar de una manera confiable el equipo que más se ajuste a las necesidades. 2.9 CÁLCULO DE LAS CARGAS DE ENFRIAMIENTO COMERCIAL Las cargas se calculan según su origen: externas, internas infiltración, o ventilación.



108

2.9.1 Cargas externas. La carga de calor sensible, proveniente del medio exterior puede ser debida a: • El efecto combinado de la temperatura del aire exterior y la radiación solar que

causan flujo de calor a través del techo y paredes. • La mayor temperatura de espacios adyacentes, que genera calor por

conducción dentro del espacio acondicionado, a través de particiones interiores, cielos falsos, pisos y ventanas.

• Ganancias de calor solar, por radiación directa o indirecta, a través de

ventanas y otros medios de fenestración. Conducción a través de techos, muros y ventanas. Las ganancias de calor por conducción a través de techos, muros y ventanas, se determinan por la expresión general:32

q=U∙A∙CLTD=(A/Rt)∙CLTD Btu/h (45)

Siendo U=coeficiente general de transferencia de calor, Btu/(h∙ft2∙oF) A=área calculada de la superficie, ft2

CLTD=diferencial de temperatura para la carga de enfriamiento, oF Rt=suma de las resistencias térmicas individuales Rt=R1+R2+R3..... = 1/U (h.ft2 oF)/Btu

32ASHRAE GRP. 158.Cooling and heating load calculation manual, New York, 1989.p.1.6



109

Tabla 24. Conductancia y resistencia de superficies

POSICIÓN DE LA SUPERFICIE

DIRECCIÓN FLUJO DE

CALOR

EMISIVIDAD DE LA SUPERFICIE =0,90 (no reflectiva) =0,20 (reflectiva)

hi R hi R Aire en reposo Horizontal Pendiente 45º Vertical Pendiente 45º Horizontal

Hacia arriba Hacia arriba Horizontal Hacia abajo Hacia abajo

1.63 1.60 1.46 1.32 1.08

0.61 0.62 0.68 0.76 0.92

0.91 0.88 0.74 0.60 0.37

1.32 1.37 1.70 2.22 4.55

Aire en movimiento ho R 7.5mph velocidad del viento

Cualquiera 4.00 0.25

Fuente: ASHRAE HANDBOOK, Fundamentals, New York 1981, p.23.12 La emisividad se define como el poder antirreflectivo de un material comparado con el de un cuerpo negro (no reflectivo) Figs.44 y 45. La emisividad de un cuerpo negro será igual a 1.0, mientras que la emisividad de un cuerpo transparente ideal se aproxima a cero, es decir, refleja la radiación en su totalidad. La tabla 25 especifica la emisividad de los materiales más comunes usados en construcción Tabla 25. Emisividad de materiales de construcción

MATERIALES

Emisividad de la superficie

Cuerpo negro (no refleja) 1.00 Agua (no refleja, alta radiación transmitida) 0.95 Acero rústico 0.94 Vidrio claro (Transmite la mayoría de la radiación) 0.94 Asbestos 0.90 Ladrillo rojo (refleja 20%) 0.80 Concreto 0.65 Acero hoja suave 0.55 Pintura de Aluminio (refleja 50% absorbe 50%) 0.50 Lámina galvanizada 0.20 Foil de Aluminio (refleja el 92%) 0.08



110

Figura 44. Radiación en cuerpos opacos

Figura 45. Radiación en cuerpos transparentes

Tabla 26. Conductividad, conductancia y resistencia térmica de materiales

MATERIALES Espesor X pulgadas

Conductividad K Btu.in/(h.ft2 OF)

ConductanciaC=K/X

Resistencia R=X/K

Aislam. para techos (frescasa) 1.0 0.36 0.36 2.78 Bloque de concreto hueco 8.0 7.2 0.9 1.11 Cerámica 0.05 Cielo falso acústico ¾ 0.42 0.562 1.78 Concreto de arena y gravilla 1.0 10.0 10.0 0.1 Espacios aire =0,82 .∆T=10ºF - - - 1.0 Espuma de plástico 1.0 0.29 0.29 3.45 Granito pulido 1.0 0.08 Ladrillo común 4.0 5.0 1.25 0.8 Ladrillo fachada 4.0 9.1 2.27 0.44 Lana mineral 1.0 0.3 0.3 3.33 Machimbre de madera ¼ 0.8 3.2 0.31 Madera dura (arce, roble) 1.0 1.1 1.1 0.91 Mortero de cemento 1.0 5.0 5.0 0.2 Panel de fibra de vidrio 1.0 0.25 0.25 4.0 Piedra caliza 1.0 12.5 12.5 0.08 Teja de arcilla 1/4 4.32 17.28 0.057 Tela asfáltica - - 6.50 0,15 Vidrio 1/4 - 10.0 0.1 Yeso y estuco 1/2 1.57 3.13 0.32

Fuente: COPELAND. Manual de refrigeración, Form AE-105, Sidney Ohio, 1981, p.12.3



111

En general entre más alta la resistencia térmica de un cuerpo, es más difícil el paso de calor. El coeficiente general de transferencia de calor se determina por la ecuación: U=_________1_______________ (46) 1/hi + x1/K1 + x2/K2...+ 1/ho En la cual hi=conductancia de superficies interiores, Btu/(h.ft2.oF). Tabla 24. ho=conductancia de superficies exteriores, Btu/(h.ft2.oF). Tabla 24. x=espesor del material, pulgadas. K=conductividad térmica del material, Btu.in/(h.ft2 oF), Tabla 26. Conducción a través de techos. Las cargas por conducción a través de techos se calculan según la expresión:33

q= U∙A∙CLTDc Btu/h (47) CLTDc=diferencial corregido de temperatura de la carga de enfriamiento, oF =[(CLTD+LM)k+(78-Tr)+(To-85)]f (48) CLTD=diferencial de temperatura de carga de enfriamiento. 34Tabla 27. LM=corrección por latitud y mes. Tabla 28. k=factor de ajuste por color. k=1.0 en techos de color oscuro, ó claro en zonas industriales; k=0.5 en techos de color permanentemente claro (áreas rurales). (78-Tr)=corrección a la temperatura de diseño interior. Tr=temperatura de diseño interior, oF (To-85)=corrección a la temperatura de diseño exterior To=temperatura promedio exterior, oF =temperatura de diseño exterior - (Variación diaria de Temperatura)/2. 33ASHRAE GRP 158.Cooling and heating load calculation manual, New York, 1989. p. A6.2 34 ASHRAE Fundamentals Handbook, New York, 1989, p. 26.34



112

La temperatura de diseño exterior aquí utilizada corresponde al valor (2.5%) definido anteriormente. f=factor de ventilación aplicable a ventiladores, o conductos sobre cielo falso. =1.0 si no existen conductos ni ventilación sobre falso techo. =0.75 ventilación positiva, ventiladores ubicados entre el cielo falso y techo. Conducción a través de muros. La carga de calor por conducción a través de muros se calcula de una manera similar a la de techos.35

q=U∙A∙CLTDc Btu/h (49) Tabla 27. Diferencial de temperatura de cargas de enfriamiento en techos CLTD)

TIPO DE TECHO Hora solar 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20

Sin cielo falso suspendido Concreto liviano de 4" 1 9 20 32 44 55 64 70 73 71 66 57 45 Concreto ligero de 6" 1 3 7 15 23 33 43 51 58 62 64 62 57 Concreto ligero 8" 9 7 7 9 13 19 25 33 39 46 50 53 54 Terraza 14 13 13 15 18 22 26 31 36 40 44 45 46 Concreto 6" (aislamiento 1 -2")

14 14 16 18 22 26 31 36 40 43 45 45 44

Con cielo falso suspendido Concreto liviano de 4" 0 4 10 19 29 39 48 56 62 65 64 61 54 Concreto ligero de 6" 8 7 8 11 16 22 29 36 42 48 52 54 54 Concreto ligero 8" 18 15 14 14 15 17 20 25 29 34 38 42 45 Terraza 23 22 22 22 23 23 25 26 28 29 31 32 33 Concreto 6" (aislamiento 1 -2")

22 21 21 22 23 25 26 28 30 32 33 34 34

Fuente: ASHRAE HANDBOOK. Fundamentals, New York, 1981, p.26.8 CLTDc=diferencial corregido de temperatura. de la carga de enfriamiento, 0F =(CLTD+LM)k+(78-Tr)+(To-85) CLTD=diferencial de temperatura de la carga de enfriamiento, oF. Tabla 27. 35ASHRAE Fundamentals Handbook, New York, 1989, p. 26.33



113

LM=corrección por latitud y mes. Tabla 28. k=factor de ajuste por color. =1.0 en muros de color oscuro, ó claro en zonas industriales. =0.83 muros de color medio, (áreas rurales). =0.65 muros de color claro, (áreas rurales). (78-Tr)=corrección a la temperatura de diseño interior. Tr=temperatura de diseño interior, °F (To-85)=corrección a la temperatura de diseño exterior To=temperatura promedio exterior, oF La temperatura promedio exterior To es la temperatura de diseño exterior menos el promedio de la variación diaria de temperatura. To=temperatura de diseño exterior - (variación diaria de temperatura)/2. La temperatura promedio To corresponde al valor (2.5%) definido previamente. Tabla 28. Corrección por latitud y mes para muros y techos (LM)

Lat. Mes Norte NE/ NW E/W SE/SW Sur Terraza

0º

Diciembre -3 -5 -2 3 9 -1 Enero/Nov. -3 -4 -1 2 7 -1 Feb./Octubre

-3 -2 -1 0 0 0

Marzo/Sept. -3 1 -1 -3 -8 0 Abril/Agosto 5 3 -2 -6 -8 -2 Mayo/Julio 10 5 -3 -8 -8 -4 Junio 12 5 -3 -9 -8 -5

8º

Diciembre -4 -6 -3 4 12 -5 Enero/Nov. -3 -6 -2 3 10 -4 Feb./Octub. -3 -3 -1 1 4 -1 Marzo/Sept. -3 -1 -1 -2 -4 0 Abril/Agosto 2 2 -1 -5 -7 -1 Mayo/Julio 7 4 -2 -7 -7 -2



114


Lat. Mes Norte NE/ NW E/W SE/SW Sur Terraza Junio 9 4 -2 -8 -7 -2

16º

Diciembre -4 -8 -4 4 13 -9 Enero/Nov. -4 -7 -4 4 12 -7 Feb./Octub. -3 -5 -2 2 7 -4 Marzo/Sept. -3 -2 -1 0 0 -1 Abril/Agosto -1 -1 -1 -3 -6 0 Mayo/Julio 4 3 -1 -5 -7 0 Junio 6 4 -1 -6 -7 0

Fuente: ASHRAE HANDBOOK. Fundamentals, New York, 1981, p.26.19 Tabla 29. Diferencial de temperatura cargas de enfriamiento en muros (CLTD)

Lat.

HORA SOLAR 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20

Muros grupo A Norte 12 11 11 10 10 10 10 10 10 11 11 12 12 NE 15 15 15 15 15 16 16 17 18 18 18 19 19 Este 19 19 18 19 19 20 21 22 23 24 24 25 25 SE 19 18 18 18 18 18 19 20 21 22 23 23 24 Sur 16 16 15 14 14 14 14 14 15 16 17 18 19 SW 21 20 19 19 18 17 17 17 17 18 19 20 22 Oeste 23 22 21 20 19 19 18 18 18 18 19 20 22 NW 18 17 16 16 15 15 14 14 14 15 15 16 17

Muros grupo B Norte 10 9 9 9 8 9 9 9 10 11 12 13 14 NE 12 12 13 14 15 16 17 18 19 19 20 20 21 Este 15 15 15 17 19 21 22 24 25 26 26 27 27 SE 15 14 14 15 16 18 20 21 23 24 25 26 26 Sur 13 12 11 11 11 11 12 14 15 17 19 20 21 SW 18 16 15 14 14 13 13 14 15 17 20 22 25 Oeste 19 18 17 16 15 14 14 14 15 17 19 22 25 NW 15 14 13 12 12 12 11 12 12 13 15 17 19

Muros grupo C Norte 8 8 7 7 8 8 9 10 12 13 14 15 16 NE 10 11 13 15 17 19 20 21 22 22 23 23 23 Este 12 14 16 19 22 25 27 29 29 30 30 30 29 SE 12 12 13 16 19 22 24 26 28 29 29 29 29 Sur 10 9 9 9 10 11 14 17 20 22 24 25 26 SW 15 13 12 11 11 11 13 15 18 22 26 29 32 Oeste 16 14 13 12 12 12 13 14 16 20 24 29 32 NW 13 11 10 10 10 10 11 12 13 15 18 22 25



115


Muros grupo D Norte 6 6 6 6 7 8 10 12 13 15 17 18 19 NE 8 10 14 17 20 22 23 23 24 24 25 25 24 Este 9 12 17 22 27 30 32 33 33 32 32 31 30 SE 8 10 13 17 22 26 29 31 32 32 32 31 30 Sur 7 6 6 7 9 12 16 20 24 27 29 29 29 SW 10 9 8 8 8 10 12 16 21 27 32 36 38 Oeste 11 10 9 9 9 10 11 14 18 24 30 36 40 NW 9 8 7 7 8 9 10 12 14 18 22 27 31

Muros grupo E Norte 4 5 6 7 9 11 13 15 17 19 20 21 23 NE 9 15 20 24 25 25 26 26 26 26 26 25 24 Este 11 18 26 33 36 38 37 36 34 33 32 30 28 SE 8 12 19 25 31 35 37 37 36 34 33 31 28 Sur 3 4 5 9 13 19 24 29 32 34 33 31 29 SW 5 5 6 7 9 12 18 24 32 38 43 45 44 Oeste 6 6 6 7 9 11 14 20 27 36 43 49 49 NW 5 5 5 6 8 10 13 16 20 26 32 37 38

Muros grupo F Norte 4 6 7 9 11 14 17 19 21 22 23 24 23 NE 14 23 28 30 29 28 27 27 27 27 26 24 22 Este 17 28 38 44 45 43 39 36 34 32 30 27 24 SE 10 19 28 36 41 43 42 39 36 34 31 28 25 Sur 1 3 7 13 20 27 34 38 39 38 35 31 26 SW 2 4 5 8 11 17 26 35 44 50 53 52 45 Oeste 3 4 6 8 11 14 20 28 39 49 57 60 54 NW 2 3 5 8 10 13 15 21 27 35 42 46 43

Muros grupo G Norte 8 9 12 15 18 21 23 24 24 25 26 22 15 NE 36 39 35 30 26 26 27 27 26 25 22 18 14 Este 47 54 55 50 40 33 31 30 29 27 24 19 15 SE 32 42 49 51 48 42 36 32 30 27 24 19 15 Sur 5 12 22 31 39 45 46 43 37 31 25 20 15 SW 5 8 12 16 26 38 50 59 63 61 52 37 24 Oeste 5 8 11 15 19 27 41 56 67 72 67 48 29 NW 5 8 11 15 18 21 27 37 47 55 55 41 25

Fuente: ASHRAE HANDBOOK. Fundamentals, New York, 1981, p.26.11 Nota: Los muros definidos en la Tabla 29 se interpretan así: 36 GRUPO A: • Ladrillo de fachada de 4", más aislamiento o aire interior, más ladrillo común

de 8". 36ASHRAE Fundamentals Handbook, New York, 1981, p. 26.11



116

• Ladrillo de fachada de 4",más aislamiento o aire interior, más concreto pesado de 8" o más.

• Ladrillo de fachada de 4", más aislamiento de 2", más arcilla de 8". • Muro de concreto de 12", más aislamiento GRUPO B: • Ladrillo fachada de 4", más 2" de aislamiento, más ladrillo común de 4". • Ladrillo de fachada de 4", más ladrillo común de 8". • Ladrillo de fachada de 4", más 2" de aislamiento, más 4" de concreto. • Ladrillo fachada 4", más 2" de aislamiento, más bloque concreto de 8". • Concreto pesado de 8", más 1 o 2" de aislamiento. • Concreto pesado de 12". GRUPO C: • Ladrillo fachada de 4", más espacio de aire, más ladrillo fachada 4". • Ladrillo fachada de 4", más 1" aislamiento, más ladrillo común de 4". • Ladrillo de fachada de 4", más espacio de aire, más 2" de concreto. • Ladrillo de fachada de 4", más espacio de aire o 1" de aislamiento, más bloque

de concreto de 6 a 8". • Concreto pesado, más 2" de aislamiento, más 4" de concreto. • Concreto pesado de 8". GRUPO D: • Ladrillo de fachada de 4", más ladrillo común de 4". • Ladrillo de fachada de 4", más bloque de concreto de 8". • Ladrillo de fachada de 4", más espacio de aire o aislamiento, más bloque de

concreto de 4". GRUPO E: • Ladrillo de fachada de 4", más bloque de concreto de 4". • bloque de concreto de 8" • Concreto pesado de 4". GRUPO F: • Bloque de concreto de 4", más espacio de aire/aislamiento • Arcilla 4". GRUPO G: • Cortina metálica con o sin espacio de aire, más 1-3" de aislamiento. • Cortina metálica con 1-3" de aislamiento.



117

Conducción a través de ventanas. Para la conducción a través de puertas y ventanas de vidrio se utiliza la misma expresión general de ganancia de calor, con la siguiente simplificación:37 q=U∙A∙CLTDc Btu/h (50)

CLTDc=CLTD+(78-Tr)+(To-85) (51) El diferencial de temperatura para cargas de enfriamiento a través de vidrio, se determina con base en la hora solar. Tabla 30. Tabla 30. Diferencial de temperatura para cargas de enfriamiento por conducción a través de vidrios (CLTD)

Hora solar 2 4 6 8 10 12 14 16 18 20 22 24 CLTD, ºF 0 -2 -2 0 4 9 13 14 12 8 4 2

Fuente: ASHRAE HANDBOOK. Fundamentals, New York, 1981, p.26.16 El coeficiente general de transferencia de calor para ventanas verticales, claraboyas y domos se especifica en la Tabla 31. Tabla 31. Coeficiente general de transferencia U en ventanas y claraboyas de vidrio (Btu/h.ft2oF)

TIPO DE VIDRIO

PANEL VERTICAL EXTERIOR PANEL HORIZONTAL

Sin sombreado interior

Con sombreado interior

Domos y claraboyas

Sencillo 1.04 0.81 0.83 Doble aislado 3/16" espacio de aire 0.65 0.58 0.57 1/4" espacio de aire 0.61 0.55 0.54 1/2" espacio de aire =0.20 0.38 0.37 0.48 =0.40 0.45 0.44 0.52 =0.60 0.51 0.48 0.56

Fuente: ASHRAE HANDBOOK. Fundamentals, New York, 1989, p.27.10. Radiación solar. La energía radiante del sol atraviesa materiales transparentes tales como el vidrio, acrílicos y plásticos generando una ganancia de calor en el local. Su valor varía con el tiempo, orientación, sombreado y efecto de almacenamiento y puede ser calculada mediante la siguiente expresión:38 37ASHRAE Fundamentals Handbook, New York, 1989, p. 26.38 38ASHRAE Fundamentals Handbook, New York, 1989, p. 26.39



118

Q=SHGF∙A∙SC∙CLF Btu/h (52) Donde SHGF=factor de ganancia de calor solar Tablas 32 y 33. Depende de la latitud, orientación y mes, Btu/h.ft2

A=área total de radiación, ft2. SC=coeficiente de sombreado para vidrio. Depende del tipo de vidrio, espesor, y la presencia o no de elementos de sombreado tales como cortinas, persianas y aleros. Tablas 34 y 35.

CLF=factor de carga de enfriamiento para vidrios. Depende de la hora solar, tipo de construcción, presencia o no de elementos de sombreado y de la orientación del local. Tablas 36 y 37.

Tabla 32. Factor de ganancia de calor por radiación solar sin sombreado exterior (SHGF)

LAT MES NORTE NE/ NW E/W SE/SW SUR TERRAZA

0 º

Enero 34 88 234 235 118 296 Febrero 36 132 245 210 67 306 Marzo 38 170 242 170 38 303 Abril 71 193 221 118 37 284 Mayo 113 203 201 80 37 265 Junio 129 206 191 66 37 255 Julio 115 201 195 77 38 260 Agosto 75 187 212 112 38 276 Septiembre 40 163 231 163 40 293 Octubre 37 129 236 202 66 299 Noviembre 35 88 230 230 117 293 Diciembre 34 71 226 240 138 288

4 º




119


LAT MES NORTE NE/ NW E/W SE/SW SUR TERRAZA

8 º


12 º


Fuente: ASHRAE HANDBOOK. Fundamentals, New York, 1981, p.26.19

Un cálculo más preciso de la carga por radiación solar debe tener en cuenta los efectos por proyecciones de estructuras adyacentes, salientes y aleros que en esencia reducen el área de radiación.

Tabla 33. Factor de ganancia de calor por radiación solar con sombreado exterior (SHGF)

MES Norte NE/ NW E/W SE/SW Sur Terraza Enero 31 31 34 37 38 16 Febrero 34 34 36 38 39 16 Marzo 36 37 39 40 39 19 Abril 40 41 42 41 40 24 Mayo 43 45 45 41 40 28 Junio 45 47 46 41 40 31 Julio 45 46 47 42 41 31 Agosto 42 43 46 43 42 28 Septiembre 37 38 41 42 41 23 Octubre 34 34 38 40 40 19 Noviembre 32 32 34 38 39 17 Diciembre 30 30 32 36 37 15




120

Tabla 34. Coeficiente de sombreado para ventanas con persianas (SC)

TIPO DE VIDRIO

Espesor

pulgada

s

Sin sombreado

interior

Con sombreado interior Persiana

veneciana Persiana roller

ho= 4.0 Media Ligera Opaca Traslúcida

Sencillo Claro 3/32- 1/4 1.00 0.64 0.55 0.59 0.39 Claro 1/4 - 1/2 0.94 0.64 0.55 0.59 0.39 Claro 3/8 0.90 0.64 0.55 0.59 0.39 Claro 1/2 0.87 0.64 0.55 0.59 0.39 Tinturado 1/8 -

1/32 0.69 0.57 0.53 0.45 0.36

Absorbente de calor 3/8 0.60 0.54 0.52 0.40 0.32 Con recubrimiento reflectivo 1/2 0.3 0.25 0.23 0.36 0.31

3/8 0.4 0.33 0.29 0.36 0.31

Fuente: ASHRAE Fundamentals Handbook, New York, 1989, p. 27.30 Tabla 35. Coeficiente de sombreado para ventanas con cortinas (SC)

TIPO DE VIDRIO

Sin cortinas

Con cortinas Reflectancia

0 - 0.1

0 - 0.15 0.15-0.25

0.25 - 0.3

0.3 - 0.4

0.4 - 0.5

Sencillo 1/4"claro 0.95 0.8 0.75 0.70 0.65 0.60 0.55 1/2" claro 0.88 0.74 0.70 0.66 0.61 0.56 0.52 1/4"absorb. de calor 0.67 0.57 0.54 0.52 0.49 0.46 0.44 Reflectivo 0.60 0.57 0.54 0.51 0.49 0.46 0.43 Reflectivo 0.50 0.46 0.44 0.42 0.41 0.39 0.68

Fuente: ASHRAE Fundamentals Handbook, New York, 1989, p. 27.33 Tabla 36. Factor de carga de enfriamiento en vidrios sin sombreado (CLF)

Orientación

HORA SOLAR 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20

Norte 0.46 0.53 0.59 0.65 0.70 0.74 0.75 0.76 0.74 0.75 0.79 0.61 0.50 NE 0.44 0.45 0.40 0.36 0.33 0.31 0.30 0.28 0.26 0.24 0.21 0.17 0.15 Este 0.44 0.50 0.51 0.46 0.39 0.35 0.31 0.29 0.26 0.23 0.21 0.17 0.15 SE 0.38 0.48 0.54 0.56 0.51 0.45 0.40 0.36 0.33 0.29 0.25 0.21 0.18 Sur 0.14 0.21 0.31 0.42 0.52 0.57 0.58 0.53 0.47 0.41 0.35 0.29 0.25 SW 0.12 0.13 0.15 0.17 0.23 0.33 0.44 0.53 0.58 0.59 0.53 0.41 0.33 Oeste 0.10 0.11 0.12 0.13 0.14 0.19 0.29 0.40 0.50 0.56 0.55 0.41 0.33 NW 0.11 0.13 0.15 0.16 0.17 0.18 0.21 0.30 0.42 0.51 0.54 0.39 0.32 Horizontal 0.24 0.33 0.43 0.52 0.59 0.64 0.67 0.66 0.62 0.56 0.47 0.38 0.32




121

Tabla 37. Factor de carga de enfriamiento para vidrios con sombreado interior (CLF)

Orientación HORA SOLAR 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20

Norte 0.65 0.73 0.80 0.86 0.89 0.89 0.86 0.82 0.75 0.78 0.91 0.24 0.18 NE 0.74 0.58 0.37 0.29 0.27 0.26 0.24 0.22 0.20 0.16 0.12 0.06 0.05 Este 0.80 0.76 0.62 0.41 0.27 0.24 0.22 0.20 0.17 0.14 0.11 0.06 0.05 SE 0.74 0.81 0.79 0.68 0.49 0.33 0.28 0.25 0.22 0.18 0.13 0.08 0.07 Sur 0.23 0.38 0.58 0.75 0.83 0.80 0.68 0.50 0.35 0.27 0.19 0.11 0.09 SW 0.14 0.16 0.19 0.22 0.38 0.59 0.75 0.83 0.81 0.69 0.45 0.16 0.12 Oeste 0.11 0.13 0.15 0.16 0.17 0.31 0.53 0.72 0.82 0.81 0.61 0.16 0.12 NW 0.14 0.17 0.19 0.20 0.21 0.22 0.30 0.52 0.73 0.82 0.69 0.16 0.12 Horizontal 0.44 0.59 0.72 0.81 0.85 0.85 0.81 0.71 0.58 0.42 0.25 0.14 0.12

Fuente: ASHRAE HANDBOOK. Fundamentals, New York, 1981, p.26.22 Conducción a través de estructuras interiores o particiones. El calor que fluye desde zonas interiores no acondicionadas, conocidas como particiones, hacia espacios acondicionados a través de divisiones, pisos y falsos techos se determina por la siguiente expresión: Q=U∙A∙∆T Btu/h (53) U=coeficiente general de transferencia, (Btu/h.ft2 oF) A=área de transferencia, ft2

∆T=diferencial de temperatura entre las dos zonas, oF. Si la temperatura de la división o zona no acondicionada es desconocida, se puede tomar un valor de 5 oF menor que la temperatura exterior. 2.9.2 Cargas internas. Como se dijo anteriormente, las cargas internas son debidas a iluminación, personas y equipos, e incluyen algunos de los siguientes recursos: Cargas por iluminación. La electricidad requerida produce calor junto con la luz que genera. Parte de esta energía se transmite instantáneamente por convección al espacio acondicionado y otra parte es irradiada hacia las superficies para ser transmitida más tarde al ambiente interior. Esta carga es de carácter sensible. Puesto que la iluminación a menudo representa el mayor componente de carga interna, se hace necesario una estimación muy precisa de las ganancias por este concepto. Las lámparas de alumbrado generan calor sensible por conversión de energía eléctrica en luz y calor. Solamente una parte de la energía debida a



122

iluminación es de la forma de calor convectivo, el cual es tomado instantáneamente por los aparatos de aire acondicionado. La parte radiante de la carga por iluminación es parcialmente almacenada por las paredes, techos u objetos, y su contribución a la carga de enfriamiento sólo será hasta después de cierto tiempo, incluso después de que las luces hayan sido apagadas. Las lámparas incandescentes convierten aproximadamente 10% de la energía suministrada en luz, 80% se disipa por radiación y sólo 10% por convección y conducción. Las lámparas fluorescentes convierten 25% de la energía en luz, 25% es disipada por radiación hacia las superficies y 50% es disipada por conducción y convección. El menor valor de energía radiante (energía que puede ser almacenada), sumado a una carga adicional en el balasto, conlleva a un mayor factor en la iluminación fluorescente. La ganancia de calor por iluminación se determina por: 39 q =3.41∙W∙CLF∙Ful∙Fsa Btu/h (54) W=capacidad total de iluminación, watt (W). CLF=factor de carga de enfriamiento. Depende de la masa del edificio, de la ventilación y del horario de iluminación. CLF es igual a 1.0 si el equipo de aire acondicionado funciona únicamente cuando las luces están encendidas. También es igual a 1.0 cuando las luces permanecen encendidas durante más de 16 horas Ful=factor de uso de iluminación. Este factor es la relación entre los vatiosefectivamente consumidos, al vatiaje total instalado. Para aplicaciones comerciales, tales como almacenes, este factor es generalmente igual a la unidad. Fsa=factor especial de iluminación. Es un factor aplicable a lámparas fluorescentes y aquellas que son ventiladas o instaladas de tal manera que sólo cierta parte del calor va al espacio acondicionado. En lámparas fluorescentes se debe a las pérdidas por el balasto y su valor es de 2.19 para lámparas sencillas de 32 watt en circuitos de 230 voltios. En lámparas de rápido arranque, de 40 watt, el factor varía entre 1.18 parados lámparas a 230 voltios, y 1.30 para una lámpara a 120 voltios, con un valor recomendado de 1.2. Para lámparas especiales, no fluorescentes, tales como las lámparas de sodio, este factor varía entre 1.04 y 1.37, dependiendo del fabricante.




123

Cargas por personas. El cuerpo humano genera calor a través del proceso de metabolismo y lo libera por radiación de la piel o del vestido y por convección y evaporación de la piel, ropa y procesos de respiración. La carga debida a la evaporación de la humedad, resultante de la sudoración y respiración, es del tipo latente, y el resto es sensible. Las ganancias de calor debidas a las personas están compuestas de dos partes: calor sensible, y calor latente. Parte del calor sensible puede ser absorbido por efecto de almacenamiento, mientras que el calor latente es absorbido instantáneamente por el equipo de aire acondicionado. Las ecuaciones para la determinación de estas cargas son:40

qs=qsp∙N∙CLF Btu/h (55)

ql= qlp∙N Btu/h (56) qs, ql=ganancias de calor sensible y latente, respectivamente. qsp, qlp=ganancias de calor sensible y latente por persona, Tabla 38. N=número de personas. CLF=factor de carga de enfriamiento para personas, basado en el tiempo de ocupación. Use CLF=1.0 si el sistema de enfriamiento no opera durante las 24 horas del día. También en auditorios, teatros o sitios donde la densidad de población es alta, y por tanto se reduce la radiación a paredes y objetos. Igualmente cuando el equipo se apaga durante la noche o fines de semana. Tabla 38. Ganancias de calor por personas

GRADO DE ACTIVIDAD APLICACIÓN TÍPICA qsp Btu/h

qlp Btu/h

Sentados en reposo Cine, teatros 210 140 Sentados, trabajo ligero Oficinas, hoteles, apartamentos 230 190 Sentados, comiendo Restaurantes 255 325 Sentados, escribiendo Oficinas, hoteles, apartamentos 255 255 Sentados, trabajo ligero o caminando Bancos, almacenes 315 325 Trabajo ligero en fábricas Fábricas 345 435 Baile moderado Salones de baile 405 875 Trabajo pesado en fábricas Fábricas 565 1035 Ejercicio pesado en gimnasios Gimnasios 635 1165

Fuente: ASHRAE Fundamentals Handbook, New York, 2005, p. 30.4 Cargas por equipos. Las máquinas eléctricas, motores, calculadoras, registradoras, fotocopiadoras, generan calor sensible y representan una parte 40ASHRAE Fundamentals Handbook, New York, 2005, p. 30.4



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importante de las cargas internas en aplicaciones comerciales. Algunos electrodomésticos y máquinas, eléctricas o a gas, utilizadas en procesos de secado, humidificación, cocinas, pueden resultar en una combinación de calor sensible y latente.

Equipos menores. Las ganancias de calor por equipos y electrodomésticos pueden ser de tipo sensible o latente. En lo posible se deberá utilizar la información suministrada por los fabricantes. Tabla 39. Tabla 39. Ganancias de calor por equipos, Btu/h

EQUIPO WATT GANANCIA DE CALOR Sensible, qs Latente,ql

Cafetera, 3 galones 2000 2550 880 Esterilizador 1100 650 1200 Estufa mediana (por quemador) 3200 1800 Fotocopiadora 1760 3000 0 Horno microondas 1500 850 150 Máquina de escribir eléctrica 200 350 0 Parrilla eléctrica 2000 2500 1500 Secador de pelo 1580 2300 400 Tostadora, 4 porciones 2540 2230 1970

Fuente: ASHRAE HANDBOOK. Fundamentals, New York, 2005, p.30.9.

qs=qse∙Fu∙Fr∙CLF Btu/h (57)

ql=qle Btu/h (58)

qs, ql=ganancias de calor sensible y latente respectivamente. qse, qle= ganancias de calor sensible y latente del equipo. CLF=factor de carga de enfriamiento. CLF=0 si el sistema de enfriamiento no permanece encendido durante las 24 horas del día. Fu =factor de uso Fr=factor de radiación En las áreas acondicionadas es común encontrar equipos para preparación de alimentos, por ejemplo en restaurantes, hospitales, cafeterías, igualmente equipos de laboratorio, de oficinas, y aún equipo pesado. El calor de las cocinas es principalmente radiante, mientras que el calor latente y por convección es despreciable si se tiene un sistema de extracción y campanas



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efectivo. Para cocinas sin campanas ni extractores, es común tomar el 66% como carga sensible y el 34% del total como carga latente. Un valor conservador de ganancia de calor por radiación en las cocinas es tomar alrededor del 32% de los vatios nominales (Fr = 0.32). Basado en estudios de compañías de energía, el factor de uso normalmente es de 50% (Fu = 0.5) Sin embargo, estudios recientes tienden a tomar ese valor entre 0.03 y 1.2, dependiendo del tipo de aparato, con un valor promedio de 0.32. En oficinas las ganancias son relativamente pequeñas; ellas son en promedio de 3 a 4 Btu/h.ft2. En oficinas de cómputo la carga puede elevarse a 15 Btu/h.ft2. En áreas exclusivas de computación, el calor generado por equipos electrónicos es del orden de 75 a 175 Btu/h.ft2 Equipos de potencia. Cuando los equipos dentro del lugar acondicionado funcionan por motores eléctricos, ubicados dentro del mismo espacio, debe considerarse la ganancia de calor correspondiente. La ecuación para el cálculo de esta ganancia de calor es:41

q = Hp nominal∙FL∙2545 (59) Eficiencia del motor FL =factor de carga. Corresponde a la fracción de la potencia nominal del eje que está siendo desarrollada por el equipo. Es importante conocer que la potencia máxima nominal no está siendo proporcionada solamente por el hecho de que el motor está funcionando. Es decir, el factor de carga puede variar desde 0 hasta aproximadamente 1.4 (sobrecarga). Cuando el motor está ubicado por fuera del espacio acondicionado pero el equipo se encuentra en el interior, la carga instantánea de calor es:

q=Hpnominal∙FL∙2545 (60)

En equipos de potencia no existe componente latente, lo cual da como resultado

qs = q∙CLF Btu/h (61)




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Siendo CLF=factor de carga de enfriamiento. Si el sistema de enfriamiento se apaga después de las horas de trabajo, se toma igual a la unidad.42 2.9.3 Cargas de infiltración y de ventilación. El aire exterior en la forma de ventilación o infiltración, produce un tipo especial de carga la cual es impuesta a las condiciones del espacio interno o al sistema. La ventilación se requiere para garantizar la pureza del aire que se respira, mientras que la infiltración tiene lugar por la penetración controlada o incontrolada a través de puertas, ventanas o rendijas. Las cargas por infiltración a través de ranuras, puertas y ventanas, o por ventilación (aire externo suministrado bien sea natural o mecánicamente) por requisitos de salud o confort, son de carácter sensible y latente. Las cargas por infiltración son directas sobre el local, causadas por la mayor presión del aire en el exterior del local, mientras las de ventilación son cargas que deben ser incluidas a la carga total del equipo. Normalmente sólo se considera una de las dos, y raras veces simultáneamente infiltración y ventilación. Las cargas correspondientes son: CALOR SENSIBLE Las cargas sensibles son debidas al cambio de temperatura y se calculan por la expresión: 43

qs=CFM∙60∙0.075(0.24+0.45∙W)∆T Btu/h

60= minutos por hora 0.075=densidad del aire seco en condiciones estándar, lbs de aire seco /pie3

0.024= calor específico del aire seco, Btu/lb.oF W=humedad específica, o relación de humedad, lb vapor agua/lb a.s. ∆T=diferencial de temperaturas (Tinterior-Texterior), ºF

42ASHRAE Fundamentals Handbook, New York, 1989, p.26.9 43ASHRAE Fundamentals Handbook, New York, 2005, p.30.13



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Dado que el valor de la humedad (W) tiene un valor de 0.01 en la mayoría de los problemas de aire acondicionado, la ganancia de calor sensible se aproxima a:

qs=1.1∙CFM∙∆T Btu/h (62) En calefacción el coeficiente dado en la ecuación (62) se toma como 1.08 CALOR LATENTE Las cargas debidas a cambio de estado, es decir por variación de humedad se determinan así: ql=CFM∙60∙0.075∙1076∙∆W =4840∙CFM∙∆W Btu/h (63) 1076=energía contenida por el vapor a 50% HR y 75 oF (condiciones normales de diseño en aire acondicionado), menos la energía del agua a 50 oF (temperatura común del condensado en serpentines de enfriamiento y deshumidificación).

El término ∆W*hf, que incluye las entalpías del agua condensada y la del agua evaporada, es generalmente pequeño, por lo cual se simplifica, considerando sólo la entalpía del aire húmedo . qtotal=4.5∙CFM∙∆h Btu/h (64)

∆W=diferencial de humedad específica, lb. vapor de agua/lb aire seco. ∆h= diferencial de entalpías (hinterior-hexterior), Btu/lb.a.s. CFM=caudal de aire de ventilación, ft3 /min.

Valores recomendados para distintas aplicaciones de ventilación se dan en la tabla 40. Tabla 40. Aire de ventilación para diversas aplicaciones

APLICACIÓN

ft2 /persona

Mínimo CFM/persona

Recomendado CFM/persona

Bancos 5 5 Bares 7 30 40-50 Cafeterías 10 30 35 Cocinas 50 30 35 Gimnasios 14 20 25-30 Hospitales 50 15 20-25 Hoteles 14 20 25-30



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APLICACIÓN

ft2 /persona

Mínimo CFM/persona

Recomendado CFM/persona

Iglesias 7 5 5-10 Museos 14 7 10-15 Oficinas 100 15 15-25 Residencias 200 5 7-10 Teatros 7 5 5-10

Fuente: ANSI/ASHRAE Standard, New York, 62-1989 CALOR TOTAL44 Totalizando las cargas sensible y latente, se tiene: qtotal= (qs + ql)=CFM∙*0.075(∆h-∆W*hf) 2.9.4 Cargas varias. Existen otras cargas a considerar en instalaciones de mayor importancia: • Ganancias de calor en conductos: Si el conducto pasa por zonas no

acondicionadas, las ganancias se determinan según la ecuación general:

q=U∙A∙∆T Btu/h. (65) U=coeficiente general de transferencia de calor, Btu/h.ft2 oF =0.25 en conductos aislados. A= área de transferencia del conducto, ft2

∆T=diferencial de temperatura entre el aire dentro del conducto y el aire en los alrededores, ºF • Fugas de aire: Se presentan en las uniones de los conductos, en instalaciones

defectuosas. Un trabajo cuidadoso debiera limitar el aire perdido a 5% del caudal suministrado.

• Ganancias de calor por bombas y ventiladores: Estos equipos generan calor,

que deberá ser añadido a la carga de refrigeración. Para un ventilador ubicado adelante del serpentín (draw-thru fan), el calor es añadido a la carga sensible del salón (interna). Si el ventilador está detrás del serpentín (blow-thru fan), el calor se adiciona a la carga de refrigeración del equipo (externa).La carga

44ASHRAE GRP. 158.Cooling and heating load calculation manual, New York, 1989.p.A6.2



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adicional se puede estimar en 2.5%, 5% y 10% del total de la carga sensible del local según que las presiones sean del orden de 1.0, 2.0, ó 4.0” columna de agua respectivamente. Hay que tener cuidado sin embargo en no sobre- estimar las cargas, ya que la mayoría de la veces estas ganancias de calor son tenidas en cuenta directamente por los fabricantes, y va incluida en la información suministrada para la selección de los equipos

El calor en bombas de agua fría en sistemas pequeños normalmente se desprecia, pero en grandes sistemas puede llegar a ser de 1 a 2% del calor sensible y se sumará a la carga de refrigeración. 2.10 RESUMEN DE CÁLCULO DE CARGAS Una vez determinadas las cargas por todo concepto, se procede a calcular la cantidad de aire que debe suministrarse. Debemos tener claro que debido a los cambios de temperatura del aire su volumen específico cambia, o en otras palabras, los CFM están constantemente cambiando. Esto genera problemas a los fabricantes, de tal manera que la industria del aire acondicionado ha decidido especificar arbitrariamente todos sus equipos en condiciones de aire normal o estándar-70 ºF, 14.7 psia, aire seco (sin vapor de agua) El volumen específico del aire en condiciones normales es de 13.34 ft3 /lb. Por tanto el volumen de aire especificado para la selección de equipos deberá ser llevado a condiciones estándar (CFMs).

CFMs= CFM reales x 13.34 (66) Volumen específico real Desde luego, el caudal de aire real es el obtenido del cálculo de las cargas de calor sensible y latente, que repetimos a continuación para facilitar la consulta. CFM= qs (67) 1.1∙∆T

CFM= ql______ 4840∙∆W En este punto deberá incluirse el factor de ajuste, mencionado en el numeral 1.3, y en el caso de proyectos de gran importancia se deberá involucrar el factor de diversidad, del cual se habló en el numeral 1.4. En aplicaciones de expansión directa , además de la carga sensible , latente y total calculada para el sistema y del caudal de aire de suministro, para seleccionar el



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equipo se requiere conocer la temperatura del aire entrando al condensador, la temperatura de condensación saturada (SCT) y la temperatura de succión saturada (SST), correspondiente a la presión del compresor. En sistemas de agua fría, es conveniente conocer las temperaturas del agua saliendo y entrando al evaporador, diferencial que deberá ser capaz de proporcionar el enfriador o chiller. También deberá conocerse la temperatura de descarga saturada (TDS) y la temperatura del aire entrando al evaporador. 2.11 EJEMPLO DE CÁLCULO DE CARGA TÉRMICA Como una aplicación al temario de carga térmica descrito en el presente capítulo, se ha desarrollado el cálculo de la carga correspondiente al Auditorio de la Facultad de Ciencias de la Salud de la Universidad Francisco de Paula Santander de Cúcuta. En este caso se ha diseñado un programa básico en EXCELL, que incluye las cargas por todo concepto, en un formato que podrá utilizarse en diversas aplicaciones manuales, pudiéndose comprobar fácilmente la confiabilidad de los resultados. Al final se obtiene la carga sensible del lugar, la carga latente, la carga total, y demás parámetros que nos conducirán a la correcta selección de los equipos; opcionalmente el programa permite calcular las condiciones del aire en el serpentín, mezcla y la cantidad de agua necesaria en el enfriador o chiller si se utiliza enfriamiento de agua. El diseñador puede observar al final el peso porcentual de cada uno de los factores que intervienen en la carga, lo cual le permite tomar decisiones sobre mejoramiento del diseño y su optimización. El software aquí diseñado permite su aplicación en proyectos de una o más zonas, desde luego que a medida que aumenta el número de zonas se torna más complejo, lo cual amerita el empleo de paquetes comerciales disponibles en el ramo de aire acondicionado, uno de los más conocidos es CHVAC de ELITE SOFTWARE. El mismo ejercicio, pero utilizando herramientas profesionales de diseño, en este caso el paquete CHVAC de ELITE SOFTWARE nos conduce a resultados similares.



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AUDITORIO EDIFICIO DE ENFERMERÍA UNIVERSIDAD FRANCISCO DE PAULA SANTANDER

ESPECIFICACIONES DE DISEÑO: Diseño interior 74

oF, 50% HR,

Diferencial de temperatura 15

oF

Dimensiones: 18.0 x 7.6 m. Altura entre el piso y placa, 3m. Techo: tipo placa bloque hueco en concreto 0.30m de espesor, sin cielo falso. Muros en ladrillo de arcilla a la vista 12.5 cm de espesor. Ventanas: lado Norte (2) 3.0 x 1.0 m, (1) 1.5 x 1.0 m, vidrio sencillo ¼”, sin sombreado. Ubicación: Espacio localizado en el primer piso del edificio. El costado Norte es adyacente a la vía; las zonas Este y Sur corresponden a pasillos, esta última de acceso al auditorio con puerta corredera en madera, de 3.0 x 2.0 m. La zona Oeste comunica con cuarto de máquinas donde se ubica la manejadora. Luces: 10 lámparas de doble tubo de 40 watts cada tubo, de encendido electrónico. 4 lámparas reflectoras de 60 W cada una. Personas: capacidad máxima del auditorio 130 personas. Carga eléctrica: computador, retroproyector, video beam, equipo de sonido 500 watts. Otros equipos: cafetera eléctrica 2000 watts. Cargas misceláneas: No. Factor de seguridad: 10%.



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Figura 46. Carga térmica BTUH



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Figura 47. Carga total

A continuación realizaremos el cálculo de la carga térmica utilizando el software CHVAC de ELITE SOFTWARE, una de las herramientas más conocidas en la industria del aire acondicionado,



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3. CARGA TÉRMICA RESIDENCIAL Los procedimientos para la determinación de las cargas de enfriamiento en residencias, se basan en los mismos principios de transferencia de calor, con algunas simplificaciones. Corrientemente los equipos son de menor tamaño, 1 a 5 toneladas de refrigeración (12.000 a 60.000 Btu/h) y los controles de aire acondicionado residencial no están previstos para zonificación, control de humedad y operación parcial45. No se dispone de medios para redistribuir la capacidad de enfriamiento de una zona a otra ni para controlar la capacidad, excepto, reciclando la unidad de condensación. Las residencias, se asume permanecen ocupadas durante las 24 horas del día; las cargas internas, particularmente las generadas por luminarias y ocupantes son pequeñas comparadas con aquellas impuestas en instalaciones comerciales e industriales. El procedimiento no requiere la determinación de las horas pico ni efecto de almacenamiento. Solamente se calculan las ganancias de calor sensible. La parte latente de la carga de enfriamiento puede ser evaluada separadamente, pero usualmente se estima en 0.3 veces la carga sensible calculada. En climas muy secos el factor puede ser reducido a 0.2. Puesto que los equipos normalmente trabajan bajo condiciones de carga parcial, se diseña para una temperatura interior de 78 ºF, ajustando el termostato a 75ºF, con una oscilación de 3 ºF. 3.1 GANANCIAS DE CALOR A TRAVÉS DE ESTRUCTURAS Las ganancias de calor por conducción a través de paredes, puertas, techos y pisos, pueden ser calculadas por la ecuación general:46

q=U∙A∙ETD Btu/h ft2ºF (68) Siendo, U=coeficiente general de transferencia de calor, Btu/h.ft2 oF A= área de transferencia de la superficie, ft2

ETD=diferencial equivalente de temperatura, ºF. Tabla 41.

45 ASHRAE Fundamentals Handbook, New York, 2005, p. 29.1 46ACCA, The Load Calculation for Residential Winter and Summer Air Conditioning. Manual J, Arlington, p. 7.1



152

Para valores de diseño de temperatura interior diferentes a75ºF se debe corregir en 1 ºF por cada ºF de diferencia de los valores indicados. La variación diaria de temperatura se considera baja (L) para valores menores a 15 ºF, media (M) para valores comprendidos entre 15 y 25 ºF, y alta (H) para valores superiores a 25 ºF. Tabla 41. Diferencial equivalente de temperatura (ETD)

TEMPERATURA DE DISEÑO EXTERIOR ºF

85 90 95

Variación diaria de temperatura L M L M H L M H PAREDES Y PUERTAS Ladrillo o bloque de 8" Particiones Puertas de madera

10.3 9.0 17.6

6.3 5.0 13.6

15.3 14.0 22.6

11.3 10.0 18.6

6.3 5.0 13.6

20.3 19.0 27.6

16.3 15.0 23.6

11.3 10.0 18.6

CUBIERTAS CIELOS FALSOS Cielos falsos bajo áticos o espacios ventilados, oscuros Terrazas sin cielo falso, claro Terrazas sin cielo falso, oscuro Cielos falsos bajo espacios no acondicionados

38.0 30.0 38.0 9.0

34.0 26.0 34.0 5.0

43.0 35.0 43.0 14.0

39.0 31.0 39.0 10.0

34.0 26.0 34.0 5.0

48.0 40.0 48.0 19.0

44.0 36.0 44.0 15.0

39.0 31.0 39.0 10.0

PISOS Sobre espacios no acondicionados. Sobre tierra en bases de concreto

9.0 0.0

5.0 0.0

14.0 0.0

10.0 0.0

5.0 0.0

19.0 0.0

15.0 0.0

10.0 0.0

Fuente: ASHRAE HANDBOOK. Fundamentals, New York, 1981, p.26.42. 3.2 GANANCIAS DE CALOR A TRAVÉS DE VENTANAS Las ganancias de calor por radiación solar y conducción, a través de superficies traslúcidas se determinan por la expresión:

q=A∙CLF Btu/h ft2 ºF (69) Tabla 42. Factor de carga de enfriamiento a través de vidrios (CLF)

TEMPERATURA DE DISEÑO EXTERIOR oF

VIDRIO SENCILLO NORMAL 85 90 95 100 105

Sin aleros o sombreado interior Norte 23 27 31 35 39 NE y NW 56 60 64 68 72 E y W 81 85 89 93 97 SE y SW 70 74 78 82 86 Sur 40 44 48 52 56 Horizontal-Domos 160 164 168 172 176



153


TEMPERATURA DE DISEÑO EXTERIOR oF

VIDRIO SENCILLO NORMAL 85 90 95 100 105

Cortinas o persianas Norte 15 19 23 27 31 NE y NW 32 36 40 44 48 E y W 48 52 56 60 64 SE y SW 40 44 48 52 56 Sur 23 27 31 35 39

Con aleros Norte 20 24 28 32 36 NE y NW 21 25 29 33 37 E y W 22 26 30 34 38 SE y SW 21 25 29 33 37 Sur 21 24 28 32 36

Fuente: ASHRAE HANDBOOK. Fundamentals, New York, 1981, p.26.43. Siendo, A=área de transferencia de la superficie, ft2 CLF=factor de carga de enfriamiento. Tabla 42. 3.3 GANANCIAS DE CALOR POR PERSONAS Y EQUIPOS La ganancia de calor sensible por persona se asume en promedio de 225 Btu/h. Si el número de ocupantes es desconocido, puede ser estimado este número como igual a dos veces el número de dormitorios. En la mayoría de los casos las ganancias por equipos se limitan únicamente al área de la cocina. Una ganancia de calor sensible de 1200 Btu/h es aceptada como un valor razonable para el área de cocina; esto considera el uso intermitente de diferentes aparatos. En el caso de uso frecuente de otros aparatos en el espacio acondicionado, deberán incluirse dichas cargas, mediante información de los datos suministrados por los fabricantes. 3.4 GANANCIAS DE CALOR POR INFILTRACIÓN Y VENTILACIÓN La carga de infiltración es expresada en Btu/h por ft2 de área de pared expuesta al viento. La tabla 43 considera infiltración natural de 0.5 cambios/hr., que en la mayoría de los casos proporciona una ventilación suficiente, tomándose entonces 100 % aire recirculado.



154

Tabla 43. Ganancias por infiltración y ventilación según la temperatura exterior

Temperatura diseño exterior ºF 85 90 95 100 105 110 Infiltración Btu/h.ft2 (área pared expuesta) 0.7 1.1 1.5 1.9 2.2 2.6 Ventilación mecánica Btu/h.CFM 11 16 22 27 32 38

Fuente: ASHRAE HANDBOOK. Fundamentals, New York, 1981, p.26.45.

En grandes mansiones, o en casos especiales que exijan ventilación mecánica, ésta se puede introducir a una rata de 1 cambio/h. La información de la tabla 44 es útil para determinar el caudal de aire infiltrado, según el área del piso. Tabla 44. Volumen de aire infiltrado por ft2 de área de piso

ALTURA DEL TECHO ft-in

CAMBIOS DE AIRE POR HORA 0.3 0.4 0.5 0.6 0.8 1.0 1.2 1.5

CFM/ft2

7-6 0.04 0.05 0.06 0.08 0.10 0.13 0.15 0.19 8-0 0.04 0.05 0.07 0.08 0.11 0.13 0.16 0.20 8-6 0.04 0.06 0.07 0.09 0.11 0.14 0.17 0.21 9-0 0.05 0.06 0.08 0.09 0.12 0.15 0.18 0.23

3.5 OTRAS CARGAS Se deberán considerar las cargas debidas a fugas de aire por defectos de construcción y ganancias de calor a través de la superficie de los conductos. Las ganancias de calor en conductos que pasan por áreas no acondicionadas se estiman en 10% de la ganancia sensible total para conductos en áticos y 5% para conductos en sótanos no acondicionados; por escapes se aproximan a 5%. 3.6 EVALUACIÓN FINAL La carga total residencial será la suma de todas las cargas sensibles contempladas anteriormente más la carga latente estimada (30% de la carga sensible). Se puede tomar un factor de seguridad hasta del 10% para la selección del equipo. Se procede a seleccionar el equipo con base en las temperaturas de diseño interior y exterior, la temperatura de suministro y el caudal de aire requerido. La temperatura de suministro del aire será del orden de 15 a25 ºF por debajo de la temperatura interior del cuarto. El caudal de aire que deberá ser suplido por el equipo se determina de acuerdo con la ecuación del calor sensible, teniendo en cuenta, como se explicó en la sección anterior, que el valor corresponde a condiciones estándar, que son las establecidas por los fabricantes. También



155

deberá conocerse la temperatura del aire entrando al condensador, la temperatura de condensación saturada (SCT) y la temperatura de succión saturada (SST), correspondiente a la presión del compresor.



156

4. CARGAS DE REFRIGERACIÓN El presente capítulo está dedicado al estudio del cálculo de las cargas de refrigeración. Se conocen cinco sistemas diferentes de refrigeración: • Doméstica • Comercial • Aire acondicionado • Marina • Industrial. Se destacan dos rangos de temperatura: el primero por encima de la temperatura de congelamiento (32 0F), para la conservación de carnes, quesos y bebidas principalmente. Puesto que estos productos contienen agua, una temperatura por debajo de 32 0F los congelaría. El segundo rango comprende trabajos a baja temperatura. Las pistas de patinaje sobre hielo y alimentos congelados son ejemplos de esta aplicación. Estas temperaturas varían entre 0 y 15 0F.

Las aplicaciones de aire acondicionado se consideran de alta temperatura. La temperatura del refrigerante en el evaporador es alrededor de 40 0F (4.40C). Es decir, que si hay congelamiento en el serpentín, es un signo de mal funcionamiento del equipo; serpentines sucios o bajo suministro de refrigerante, originan el congelamiento de los serpentines. Para seleccionar el equipo que satisfaga las necesidades de refrigeración es necesario conocer inicialmente: • Temperatura de diseño del medio ambiente • Requerimientos de temperatura y humedad del producto almacenado • Dimensiones, tipo de construcción, aislamiento y exposición solar, si la hay,

del cuarto frío. • Clase del producto, cantidad o peso y clase de operación. • Servicio eléctrico, iluminación, equipos, manejo del producto dentro del cuarto

frío.



157

• Capacidad (potencia) de los motores de evaporadores y calor de descongelación o descarche.

Es recomendable adicionar un factor de seguridad de10% a la carga calculada. La carga se determina para 24 horas, y la capacidad horaria en Btu/h se obtiene dividiendo este valor entre el número de horas de operación del compresor. Las ganancias de calor en espacios refrigerados pueden dividirse en cuatro grupos: • Calor transferido por conducción a través del contorno. • Energía asociada con el aire de infiltración que entra al espacio refrigerado. • Ganancias de calor debidas a los productos almacenados. • Ganancias de calor por personas, luces, motores empaques y otras fuentes

internas. 4.1 GANANCIAS POR CONDUCCIÓN Las ganancias de calor a través de muros, paredes, cubiertas y pisos varían con el tipo de aislamiento, espesor, construcción y diferencial de temperatura entre el espacio refrigerado y el aire ambiente. Después de establecer el coeficiente de transferencia de calor, las ganancias de calor se determinan por la expresión general:

q=U∙A∙∆T Btu/h (70)

qconducción=q.(24 horas ) Btu/24h (71) Las conductancias interior y exterior (1/hi, 1/ho), en general se desprecian por ser bajas con respecto a las resistencias de los materiales (x/K). Espesores recomendados de aislamientos en cuartos fríos se dan en la tabla 45. Para el cálculo del diferencial de temperatura se utiliza el valor 1 %, temperatura de diseño exterior. Si el espacio está expuesto a los rayos solares, se adicionará al diferencial de temperatura los valores dados en la tabla 46.



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Tabla 45. Mínimo espesor de aislamiento según material y temperatura

TEMPERATURA DE ALMACENAMIENTO

OF

Corcho, lana

mineral, (k=.30)

inch

Fibra de vidrio, poliestireno,(k=.25)

inch

Uretano moldeado en sitio,(k=.12)

inch

50 to 60 3 2 2 40 to 50 4 3 2 25 to 40 5 4 2 15 to 25 6 5 3 0 to 15 7 5 3 0 to -15 8 6 4

-15 to -40 10 8 5 Fuente: DUNHAM BUSH. Refrigeration Engineering Manual, Connecticut, 1981p.11 Tabla 46. Tolerancia por efecto solar

Tipo de superficie

Muro este

Muro sur

Muro oeste

Techo terraza

Superficies oscuras Pintura negra Techo pintura asfáltica

8

5

8

20

Superficies color medio Acabado en madera, ladrillo, teja Pintura gris, verde, roja

6

4

6

15

Superficies color ligero Piedra blanca, cemento claro, Pintura blanca

4

2

4

9

Fuente: McQuay. Engineering Manual No. 95-B, Minneapolis 1981, p.16 En un cálculo simplificado, se pueden utilizar los valores de ganancia de calor a través de muros, para diversos materiales y diferenciales de temperatura dados en la tabla 47.



159

Tabla 47. Ganancia de calor en muros aislados, pisos en concreto sin aislamiento Btu/(24h*pie2)

Fuente: DUNHAM BUSH, Refrigeration Engineering Manual, Connect, USA, 1981, p.10



160

4.2 GANANCIAS POR INTRODUCCIÓN DE AIRE EXTERIOR La cantidad de aire introducido por infiltración es difícil de estimar por la variedad de condiciones. Depende en general del volumen del espacio refrigerado. La ganancia de calor se obtiene de:47

q=V∙Nc∙qv Btu/24h (72) Donde, V=volumen del espacio, pies3. Nc=número estimado de cambios en 24 horas. Tabla 48 y 49. qv=calor removido por unidad de volumen, Btu/pies3. Tabla 50. Por una puerta abierta se introducirá aproximadamente el siguiente volumen de aire:48

Q=2.43∙H∙W∙(H∙∆T)1/2 CFM (73)

Siendo H y W las dimensiones de la puerta en pies, ∆T el diferencial de temperatura entre el medio ambiente y el interior del cuarto frío.

Tabla 48. Cambios de aire promedio por 24 horas aplicable a cuartos de almacenamiento a temperaturas superiores a 32 0F

Volumen pies3

Cambio de Aire por 24

horas

Volumen pies3


Horas

Volumen pies3


Horas

Volumen pies3


Horas 200 44.0 1000 17.5 8000 5.5 50000 2.0 250 38.0 1500 14.0 10000 4.9 75000 1.6 300 34.5 2000 12.0 15000 3.9 100000 1.4 400 29.5 3000 9.5 20000 3.5 350000 1.13* 500 26.0 4000 8.2 25000 3.0 700000 0.97 600 23.0 5000 7.2 30000 2.7 800 20.0 6000 6.5 40000 2.3

Fuente: McQuay. Engineering Manual No. 95-B, Minneapolis 1981, p.17

47 DUNHAM BUSH, Refrigeration Engineering Manual, Connecticut, USA, 1981, p.10 48Ibid., p. 2



161

La ganancia de calor para una puerta abierta durante una hora será:

q=Q∙qv∙60 Btu/h (74) Tabla 49. Cambios de aire promedio por 24 horas aplicable a cuartos de almacenamiento a temperaturas por debajo de 32 0F

Volumen pies3


Horas

Volumen pies3


Horas

Volumen pies3


Horas

Volumen pies3


Horas 200 33.5 1000 13.5 8000 4.3 50000 1.6 250 29.0 1500 11.0 10000 3.8 75000 1.3 300 26.2 2000 9.3 15000 3.0 100000 1.1 400 22.5 3000 7.4 20000 2.6 150000 0.88* 500 20.0 4000 6.3 25000 2.3 200000 0.77* 600 18.0 5000 5.6 30000 2.1 800 15.3 6000 5.0 40000 1.8

Fuente: McQuay. Engineering Manual No. 95-B, Minneapolis 1981, p.17 Modernamente la carga de infiltración, por hora, se calcula por el método de área de puerta, que reemplazó al método de los cambios de aire por hora.49 Qe=795.6∙A∙(hi - hr)∙dr∙(1-di/dr) 0.5 *(g∙H)0.5∙Fm Btu/h (75) A: área de la puerta, ft2

hi: entalpia del aire infiltrado, Btu/lb hr: entalpia del aire refrigerado, Btu/lb di: densidad del aire infiltrado, lb/ft3

dr: densidad del aire refrigerado, lb/ft3

g: constante gravitacional, 32.174 ft/seg2

H: altura de puerta, ft Fm: factor de densidad, adimensional Fm=(2/(1+(dr/di)1/3))1.5



162

La carga de infiltración total, en 24 horas, será: Q=Q∙Ti∙Fd∙(1-ᶯd) Btu/24h (76) Siendo, Ti=tiempo de infiltración; es el tiempo promedio en horas, durante el cual ocurre infiltración en un día, (valor típico, una hora) Fd=factor de puerta; es la cifra decimal en porcentaje de apertura de puerta (valor normal, 0.8) ᶯd=eficiencia de puerta; cifra decimal que se aplica si existen mecanismos especiales de cierre, en caso contrario la eficiencia es 0.0. Tabla 50. Calor removido por unidad de volumen en cuartos refrigerados, Btu/pie3

Fuente: DUNHAM BUSH, Refrigeration Engineering Manual, Connecticut, USA, 1981, p.12 4.3 GANANCIAS POR CARGA DEL PRODUCTO Las cargas de refrigeración debidas al producto pueden ser de dos clases: calor removido para reducir la temperatura del producto, la cual puede estar por encima o por debajo del punto de congelación y calor por respiración, propio de productos en almacenamiento, principalmente frutas y vegetales en los que se combina el oxígeno del aire con el carbono generado por la planta, fruta o vegetal.



163

4.3.1 Calor por reducción de temperatura. Cuando una masa de producto es enfriada, la temperatura final deseada se logra después de cierto tiempo, normalmente 24 horas. Se presentan algunas de las siguientes situaciones: • Remoción de calor a temperaturas por encima de congelamiento: Q=M∙C1(T1-T2) Btu/24h (77) • Remoción de calor hasta la temperatura de congelamiento

Q=M∙H1 Btu/24h (78) • Remoción de calor para congelar el producto.

Q=M∙C1(T1-Tf) Btu/24h (79) • Remoción de calor a temperaturas inferiores a la de congelamiento.

Q=M∙C2(Tf-T3) Btu/24h (80) M=masa del producto refrigerada lb.en 24 horas. C1=calor específico del producto por encima de congelamiento, Btu/lb.oF C2=calor específico del producto por debajo de congelamiento, Btu/lb·oF T1=temperatura inicial por encima de congelamiento, oF. T2=temperatura final por encima de congelamiento, oF. Tf=temperatura de congelación del producto, oF. T3=temperatura final del producto por debajo de congelamiento, oF. H1=calor latente de fusión, Btu/lb Si el producto se desea enfriar únicamente, por ejemplo frutas y vegetales, quesos y ciertos líquidos como la leche y licores, para el cálculo de la carga de refrigeración sólo intervendrá la ecuación (77). De otra parte si el producto



164

requiere de congelación, como es el caso de pescados, pulpas de frutas, etc., la carga térmica involucra las ecuaciones (77) a (80). Cuando el tiempo deseado para llevar el producto a su temperatura final es diferente a 24 horas, se calcula una masa equivalente en 24 horas. Así por ejemplo, si deseo enfriar 1000 lb en 6 horas, equivale a enfriar 4000 lb en 24 horas. En este caso para todos los cálculos la masa sería de 4000 lb en 24 horas en lugar de las 1000 lb reales. Esto equivale a multiplicar la carga en libras por 24 horas y dividir este valor por el tiempo deseado de enfriamiento. La tabla 51 es especialmente útil en el conocimiento de la temperatura y humedad de almacenamiento de ciertos productos perecederos, vida de almacenamiento, contenido de agua y calor latente de fusión y específicos por encima y por debajo del punto de congelación. 4.3.2 Calor por respiración. Debido al proceso de deterioro del producto o marchitamiento en el caso de una planta, se genera un cambio en el cual la energía del vegetal se transforma en calor. Este calor depende de la temperatura de almacenamiento y del tipo de producto.49 Q=Qr∙M Btu/24h (81) Donde, Qr=calor de respiración, Btu/lb/24hr M=masa del producto, lb Calores de respiración de algunos productos se indican en la Tabla 52.

49DUNHAM BUSH. Refrigeration Engineering Manual, Connecticut, 1981, p.2



165

Tabla 51. Requerimientos de almacenamiento y propiedades de productos perecederos



166




167




168


Fuente: DUNHAM BUSH. Refrigeration Engineering Manual, Connecticut, 1981, p.24



169

Tabla 52. Calor de respiración




170

Tabla 53. Material, peso y densidad de contenedores y empaques (con y sin el producto)



171





172

4.4 GANANCIAS DE CALOR DE ORIGEN INTERNO Deberán incluirse las ganancias de calor debidas a luces, motores, equipos automáticos de descongelación, de elevación y transporte, personas, empaques y contenedores etc. Valores promedio de algunas de estas ganancias se encuentran en la tabla 54 y 55. Tabla 54. Carga equivalente de ocupación

Temperatura enfriador, ºF

Calor equivalente por persona, Btuh

50 720 40 840 30 950 20 1050 10 1200 0 1300

-10 1400 Fuente: McQuay. Engineering Manual No. 95-B, Minneapolis 1981, p.20 Las ganancias por carga eléctrica se obtienen a partir de: Q=3.41∙W Btu/h (82) Qelect =Q∙(24hr) Btu/24h (83) Donde, W = carga en Watts. La carga por iluminación debe incluir el factor de balasto BF y el factor de uso Fu (% de luces realmente encendidas). Generalmente en iluminación se estima de 1 a 1.5 watts por pie2 de área de piso La carga adicional por el motor del ventilador y por el equipo de descongelación podrá estimarse como carga eléctrica. El calor equivalente de 1 BHP es de 2545 Btu/h.



173

Tabla 55. Carga equivalente de motores eléctricos

Fuente: DUNHAM BUSH. Refrigeration Engineering Manual, Connecticut, 1981, p.12 De manera aproximada, por cada 12000 Btu de capacidad de refrigeraciónse requiere un ventilador con motor de 460 Watts de potencia y resistencia eléctrica de descarche de 2900 Watts. Si la descongelación es por gas caliente, la carga adicional por descarche se estima en 500 Watts por cada 12000 Btu. La eficiencia de los motores varía de 40% para pequeños motores, hasta 80% o más para motores mayores. La carga del motor en Btu por 24 horas será entonces el producto de los BHP x 2545 Btu/h x horas de operación. Para motores especificados en Watts, se divide por 746 para obtener el calor equivalente en HP. Si el motor está localizado en el área refrigerada, se divide la carga de calor por su eficiencia. Si el motor está localizado externamente, su ineficiencia será disipada en el medio exterior y la carga calculada no se afecta por la eficiencia del motor. El calor estimado por montacargas eléctricos entre 4 y 5 HP es del orden de 12000 a 15000 Btu/h. La carga por descongelamiento o descarche (defrost)se estima sobre la base de que un 50 % de calor va al cuarto frío y una proporción similar calienta la bandeja de condensado y el evaporador y se precipita al drenaje. El calor de descongelación depende de la carga en vatios, el número de defrost por día y la longitud del defrost en fracciones de hora. Se puede estimar preliminarmente en



174

2.8 kW por Ton @ 10 oF, o 795 Btu por cada 1000 Btu/h de capacidad. El valor real se obtiene con la selección del equipo.50 Carga de descarche = 0.5xWatt x3.41Btu/Watt x número defrost/día x tiempo defrost (horas) Para cuartos a temperaturas entre 28 y 35 oF, se especifican cuatro (4) defrost de 15 minutos cada uno por día, 20 horas de operación del compresor y ventiladores funcionando 24 horas menos el tiempo de descarche. y para congeladores al menos seis(6) de 20 minutos por día, para un total entre 1 y 2 horas de descongelamiento en 24 horas, 18 horas de operación del compresor y ventiladores funcionando 24 horas menos el tiempo de descarche. Tabla 56. Ganancia de calor por descarche (Watts/h)

Fuente: McQuay. Engineering Manual No. 95-B, Minneapolis 1981, p.20 Un valor tentativo de estimación de la carga por descarche se puede obtener a partir de la tabla 56.




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Btu/24 horas=Watts /hr X 24 hr X3.41 (84) Tabla 57. Multiplicadores base de carga del evaporador




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Para considerar la carga de los motores del evaporador y el descongelamiento, de una manera simplificada se puede aplicar a la carga calculada en 24 horas el factor multiplicador dado en la tabla 57. Estos factores están tabulados para varias clases de evaporadores, basados en el calor del ventilador por cada 1000 Btu/h (MBH) de capacidad del evaporador y un diferencial de 10o F en el evaporador. Se consideran tres descongelamientos en promedio. El término ¨FL¨ dado en la Tabla 4.13 se calcula de la siguiente manera51: FL=Calor de ventiladores del evaporador enBtu/h (85) Capacidad del evaporador MBH @ 10OF Donde: Calor de ventiladores =número de ventiladores X HP X Btu/HP/h =número de ventiladores X Watts X 3.41 Btu/h El valor de Btu/Hp/h se obtiene de la tabla 55 y de las especificaciones del evaporador. El tipo de descongelamiento (defrost) que aparece en la tabla 57 se define así: A: Ambiente. 16 hr de operación del compresor y trabajo continuo del ventilador. 4E: Defrost eléctrico. 20 hr de trabajo del compresor y 4 descongelamientos de 15 min. 6E: Defrost eléctrico. 18 hr de trabajo del compresor y 6 descongelamientos de 20 min. La carga del producto deberá removerse en un determinado número de horas, 20 a 22 horas si no hay congelamiento, y 16 horas para permitir descongelamiento de equipos que trabajan a muy bajas temperaturas. La expresión final para la carga del producto será entonces: Qtotal=Qs/n Btu/h (86) Siendo, Qs=suma de las cargas de enfriamiento Btu/24h.




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n=número total de horas de enfriamiento u horas de operación del compresor en 24 horas . Es buena práctica incluir un factor de seguridad del 10% que deberá añadirse a la carga total, antes de calcular la carga por descarche y por ventiladores, debido a las posibles variaciones de carga. La carga total me permitirá seleccionar el compresor, condensador, evaporador y la válvula de expansión. Otros datos de interés son el diferencial TD, normalmente 10° F, entre la temperatura del refrigerante en el evaporador y la temperatura del cuarto; la temperatura de condensación y la temperatura de succión del compresor. Temp succión=temp del cuarto-(∆T del evaporador+pérdidas en línea succión) Las pérdidas en la línea de succión expresadas en oF, se obtienen para cada refrigerante de la figura 48, conocidas la caída de presión en psi, y la 1temperatura de succión saturada. Las figuras 49, 50 y 51 son muestras gráficas de evaporadores y unidades condensadoras, tomadas de reconocidos fabricantes de equipos de refrigeración del país.



178

Figura 48. Pérdidas en temperatura debido a caída de presión, en línea de succión oF.



179

Figura 49. Difusor de refrigeración



180

Figura 50. Estructura de un difusor de refrigeración

ESTRUCTURA DIFUSOR DE REFRIGERACIÓN



181

Figura. 51. Unidad condensadora de refrigeración



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4.5 EJEMPLO DE APLICACIÓN DE CARGAS DE REFRIGERACIÓN Como complemento al tema de refrigeración se ha desarrollado un ejemplo en EXCELL, el cual más adelante se verificará mediante el software REFRIG de ELITE SOFTWARE.

Se desea refrigerar 20000 lb de atún por día. El producto arriba al cuarto frío preenfriado a una temperatura de 40ºF y deberá congelarse a -10ºF. El cuarto está ubicado en la ciudad de Cùcuta en una zona interior, a 90ºF y 57%HR, de dimensiones 100´X30´X10´, puerta de acceso de 6´X7´, aislado con corcho de 7´´ de espesor. En el sitio de trabajo se ubican tres operarios durante 12 horas, y dos montacargas de 4 HP cada uno. El atùn es empacado en cajas de cartón de 2 lb de peso y con capacidad cada una para almacenar hasta 50 lbs. Se estima una carga de iluminación equivalente a 1 Watt/pie2



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Los resultados obtenidos mediante el programa REFRIG de ELITE SOFTWARE, se detallan a continuación.



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5. CÁLCULO DE CARGAS DE AIRE ACONDICIONADO ASISTIDO POR COMPUTADOR

El procedimiento de cargas en aire acondicionado descrito previamente resulta muy preciso en proyectos menores. Sin embargo en grandes edificaciones y en trabajos de gran importancia, el cálculo manual resulta tedioso, impráctico y con grandes posibilidades de error. La aparición en el mercado del aire acondicionado de paquetes computacionales probados, se constituye en una herramienta valiosa para el trabajo de diseño en sistemas mayores. Este software reemplaza parcial o totalmente el cálculo manual y trae integrado una gran cantidad de información (bases de datos) que evitan la utilización de una bibliografía extensa, con la posibilidad además de ampliar dicha base de datos y de guardar la nueva información para futuras aplicaciones. El cálculo de una carga de aire acondicionado es la sumatoria de calor que incluye la determinación de las contribuciones de carga térmica de todas las fuentes, dentro de cada uno de los recintos o zonas del edificio a climatizar para un uso específico. Esto requiere de un estudio detallado de la naturaleza de las mismas y de su comportamiento en períodos de tiempo determinados, normalmente horas, días, meses o años, de tal forma que puedan establecerse los picos máximos de carga total y la época en que esto ocurre. Un diseño óptimo implica además la selección del mejor equipo, por lo cual resulta imprescindible obtener información del comportamiento anual de la carga total, hora por hora, del edificio. Por esta razón el volumen de información que deberá manejarse en estos casos es de tal magnitud que su cálculo manual resulta poco menos que imposible. La posibilidad de obtener un resumen de todo el proceso en una forma ordenada y detallada, mediante tablas o gráficas, y de observar cualquier inconsistencia en los datos, hacen de la utilización del cálculo asistido por el computador el sistema más ventajoso para el análisis y toma de decisiones. 5.1 DISEÑO DE SOFTWARE El cálculo sistematizado se fundamenta en el conocimiento total del proceso y en los principios termodinámicos que enmarcan este estudio. El programa debe ser diagramado empezando por un acceso que permita dar entrada a los datos generales del proyecto, el cual debe estar acompañado con una base de datos que permita la inclusión y verificación. Los datos deberán disponerse zona por zona, indefinidamente y se almacenarán en una memoria de archivo secuencial.



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Posteriormente el programa hará una lectura de la memoria del archivo y procederá a ejecutar todos y cada uno de los cálculos, acumulando las cargas por zonas hasta terminar completamente el proceso. Finalmente el programa deberá entregar un listado de cargas estimadas, teniendo en cuenta los diferentes tipos de calor. El programa deberá suministrar información sobre las cantidades de aire de suministro, retorno y ventilación necesarios, complementado con el análisis psicrométrico del aire de suministro, el aire de retorno y la mezcla de aire en el equipo. Las salidas normalmente vienen programadas de tal manera que se pueda tener información completa y detallada del proceso de cálculo, de tal forma que se puedan hacer análisis rápidos de entrada y salidas de datos, correcciones y mejoras que conlleven a la adecuada selección de equipos y el dimensionamiento de sistemas auxiliares, como es el caso de los conductos, tuberías de agua y refrigeración, ventiladores, redes eléctricas, etc. 5.2 CÁLCULO SISTEMATIZADO En resumen, la carga térmica del recinto viene dada por la suma de los distintos aportes:

q=qS+qR+qV+qP+qI (87)

En donde los subíndices S,R, V, P, I corresponden respectivamente a las cargas por conducción en superficies como muros, particiones y cubiertas, por radiación, por ventilación, por personas y por iluminación.



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Figura 52. Diagrama de flujo en el cálculo de carga térmica



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La carga por conducción en superficies se expresa según, qS=(Um∙Am∙Tm+Uc∙Ac∙Tc+Up∙Ap∙Tp+UV∙AV∙TV) (88) Los subíndices m, c, p, v corresponden a muros, cubiertas, particiones y ventanas, U es el coeficiente general de transmisión de calor y T es el diferencial de temperatura interior - exterior de las superficies a considerar. Para la carga por radiación se tiene: qR=(I∙AV∙SHGF SC) (89) Siendo I, la radiación solar que pasa a través de una ventana por unidad de tiempo y de área; AV es el área de la ventana; SHGF es el factor de ganancia de calor solar y SC es el factor de sombreado, que fueron estudiados en detalle previamente. La carga de ventilación, como ya se ha visto, tiene componentes sensible y latente qV=qVS+qVL (90) El componente sensible de ventilación viene dado por: qVS=m∙Cp∙T La componente latente de ventilación se expresa por la ecuación: qVL=m∙W∙L En las anteriores expresiones, m corresponde a la masa de aire seco intercambiado, Cp es el calor específico medio del aire húmedo, W es el diferencial entre las humedades específicas del aire interior- exterior, y L es el calor latente medio de vaporización del agua. qP=N∙(qps+q pl) (91) N es el número de ocupantes, y qps, qpl representan los componentes sensible y latente por persona y unidad de tiempo. Finalmente, las cargas por iluminación y equipos, la última de las cuales puede tener también componentes sensible y latente. qI=qIs+qIl (92)



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6. TENDENCIAS EN LA INDUSTRIA DEL AIRE ACONDICIONADO Para concluir el presente estudio, se mencionan los avances más significativos que han venido orientando y gobernando la industria del aire acondicionado y la refrigeración. 6.1 NUEVAS FUENTES DE ENERGÍA Hoy en día son cada vez más frecuentes los proyectos que involucran energía solar, energía eólica, energía térmica y marina, logrando de esta manera ahorros importantes en las instalaciones y operación de plantas de aire acondicionado. 6.2 EQUIPOS MÁS EFICIENTES Los fabricantes de equipos son conscientes de la importancia de la eficiencia de las máquinas, entendiéndose que un equipo es eficiente en la medida en que requiere menor energía para la generación de las condiciones de temperatura especificadas. La relación de eficiencia energética EER que representa los BTUH obtenidos con relación a los Watt de entrada, debiera estar por encima de trece en los equipos modernos. 6.3 EQUIPOS SILENCIOSOS Las condiciones ideales de temperatura y humedad en el recinto deben ir acompañadas de instalaciones silenciosas que eleven el confort de las personas. Los compresores de velocidad variable y corriente directa contribuyen de manera exitosa en la disminución del ruido de operación de los equipos de aire acondicionado. 6.4 MENOR TAMAÑO Y FLEXIBILIDAD El costo de la obra civil es cada vez mayor, por lo cual el espacio que se reserva a las máquinas sigue la misma tendencia. En los últimos años se observan equipos que funcionan eficientemente ocupando poco espacio, por ejemplo eliminando redes de ductos de aire y redes de agua. Los sistemas de flujo de refrigerante variable son la mejor alternativa en instalaciones hoteleras, universidades, centros de convenciones, entre otros, en los cuales hay una demanda variable de carga, espacios limitados, requisitos de bajo ruido y precisión en las condiciones de humedad y temperatura obtenidas. La flexibilidad en la instalación, entendiéndose como tal la posibilidad de instalar los equipos modularmente, simplificando la instalación, y permitiendo la operación parcial del sistema en caso de falla de algunos de los equipos.



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6.5 REFRIGERANTES ECOLÓGICOS Atendiendo las recomendaciones de protección del medio ambiente se han desarroll en la rama de la refrigeración. Se ha venido impulsando recientemente refrigerantes libres de cloro que no deterioran la capa de ozono, en concordancia con las normas reguladoras del medio ambiente. Uno de ellos es el refrigerante 410 A que ha probado ser tan eficiente como los refrigerantes convencionales, y que se utiliza en los equipos de refrigerante de flujo variable. 6.6 SISTEMAS CENTRALIZADOS Las instalaciones de aire acondicionado se caracterizan por un adecuado sistema de control que logra niveles de precisión muy altos en las condiciones finales. Sumado a esto, es frecuente la integración con otras instalaciones que de una u otra manera comparten o intervienen en la operación de una edificación. Así por ejemplo se integran múltiples instalaciones de aire acondicionado, de calefacción, de generación de vapor, extintores de fuego, controladores de humedad, etc., con la posibilidad de mando o control central para todas las instalaciones. 6.7 APLICACIÓN DE DISEÑO DE SISTEMAS DE VOLUMEN DE REFRIGERANTE VARIABLE Nuevamente nos dedicaremos al ejercicio del Auditorio del Edificio de Ciencias de la Salud de la Universidad Francisco de Paula Santander. Se ha calculado previamente la carga térmica del recinto que es del orden de 15 toneladas de refrigeración. El rediseño nos lleva a reemplazar el equipo actual de tipo SPLIT y de bajo rendimiento por un equipo modular de volumen de refrigerante variable. También se recomienda reemplazar los ductos de aire en lámina galvanizada por líneas de refrigerante 410 A y tubería de cobre. Las rejillas de suministro de aire serán eliminadas de la instalación y en su lugar operarán unidades cassette. En este ejercicio hemos utilizado el paquete computacional de volumen de refrigerante variable de JOHNSON CONTROLS mediante el cual seleccionamos los equipos, partes y redes de refrigeración necesarios para la carga calculada. Los resultados finales nos muestran esquemáticamente la instalación, incluyendo la interconexión eléctrica.



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1. PROJECT PARAMETER

Project Name: AIRE ACONDICIONADO ENFERMERÍA

Nation: Colombia Location: Cúcuta Address: Edificio Ciencias de la Salud UFPS Name: Ing. Jorge Eduardo Granados G Job Title: Ingeniero Mecánico Outdoor barometric pressure in mmer(Bar): 1.01 Outdoor mean air velocity in summer(m/s): 0.833 Summer OutDoor Dry-bulb: 35 Summer OutDoor Wet-bulb: 24 Winter OutDoor Dry-bulb: 7 Winter OutDoor Wet-bulb: 6



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Calculate And Selection Result



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2. GROUP1 2.1 Material List

Model Qty Description YDV-532WC26A 1 V4 Modular DC inverter (220 V) YDS-45QC16IA 12 One-way Cassette YDSA/FQ03 1 Distributor YDSA/FQ02 4 Distributor YDSA/FQ01 6 Distributor YDSA/FN02 1 Distributor 1-1/8 9.84ft Copper Pipe 5/8 49.20ft Copper Pipe 7/8 42.64ft Copper Pipe 3/8 101.68ft Copper Pipe 3/4 19.68ft Copper Pipe 1/2 32.80ft Copper Pipe 1/4 29.52ft Copper Pipe 1 3.28ft Copper Pipe

2.2 Specifications

Room Description

Model RTC kW

ATC kW

RTH kW

ATH kW

Air Flow CFM

Sound dBA

Dimension inches

Weight Lb

S.P. Inch H2O

IU-1 Indoor Unit

YDS-45QC16IA

4.5 4.425 5 4.902 1326.08 42 47.24*7.80*25.79

68.34 N/A

IU-2 Indoor Unit

YDS-45QC16IA

4.5 4.418 5 4.885 1326.08 42 47.24*7.80*25.79

68.34 N/A

IU-3 Indoor Unit

YDS-45QC16IA

4.5 4.414 5 4.870 1326.08 42 47.24*7.80*25.79

68.34 N/A

IU-4 Indoor Unit

YDS-45QC16IA

4.5 4.409 5 4.855 1326.08 42 47.24*7.80*25.79

68.34 N/A

IU-5 Indoor Unit

YDS-45QC16IA

4.5 4.404 5 4.839 1326.08 42 47.24*7.80*25.79

68.34 N/A

IU-6 Indoor Unit

YDS-45QC16IA

4.5 4.400 5 4.826 1326.08 42 47.24*7.80*25.79

68.34 N/A

IU-7 Indoor Unit

YDS-45QC16IA

4.5 4.425 5 4.902 1326.08 42 47.24*7.80*25.79

68.34 N/A

IU-8 Indoor Unit

YDS-45QC16IA

4.5 4.419 5 4.885 1326.08 42 47.24*7.80*25.79

68.34 N/A

IU-9 Indoor Unit

YDS-45QC16IA

4.5 4.414 5 4.870 1326.08 42 47.24*7.80*25.79

68.34 N/A

IU-10 Indoor Unit

YDS-45QC16IA

4.5 4.409 5 4.855 1326.08 42 47.24*7.80*25.79

68.34 N/A



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Room Description

Model RTC kW

ATC kW

RTH kW

ATH kW

Air Flow CFM

Sound dBA

Dimension inches

Weight Lb

S.P. Inch H2O

IU-11 Indoor Unit

YDS-45QC16IA

4.5 4.404 5 4.839 1326.08 42 47.24*7.80*25.79

68.34 N/A

IU-12 Indoor Unit

YDS-45QC16IA

4.5 4.400 5 4.826 1326.08 42 47.24*7.80*25.79

68.34 N/A

Outdoor Outdoor unit

YDV-532WC26A

53.2 53.2 58.5 58.5 N/A 60 38.58*64.17*31.50*64.17*31.50

1278.69

N/A

RTC: Required total cooling capacity. ATC: Available total cooling capacity. RTH: Required total heating capacity. ATH: Available total heating capacity. 2.3 Pipe And Refrigerant Distributors IU quantity: 12/20 Combination Ratio:101.50% Additional Refrigerant: 2.678kg Total pipe length: 159.08ft/1640ft Furthest Actual: 70.52ft/492ft Furthest equivalent: 80.36ft/574ft Drop height between IU and IU: 8.856ft/49.2ft After first branch length: 68.88ft/131.2ft Drop height between IU and OU(Above OU): 9.84ft/229.6ft Available Capacity Cooling: 181513 Btu/h Available Capacity Heating: 199596 Btu/h 1 branch = 1.78ft Copper pipe.



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No Length Gas Pipe Liquid Pipe (1) 9.84ft 1-1/8 5/8 (2) 8.2ft 7/8 3/8 (3) 13.12ft 7/8 3/8 (4) 9.84ft 3/4 3/8 (5) 9.84ft 5/8 3/8 (6) 9.84ft 5/8 3/8 (7) 8.2ft 7/8 3/8 (8) 13.12ft 7/8 3/8 (9) 9.84ft 3/4 3/8

(10) 9.84ft 5/8 3/8 (11) 9.84ft 5/8 3/8 (12) 0.984ft 1/2 1/4 (13) 0.984ft 1/2 1/4 (14) 0.984ft 1/2 1/4 (15) 0.984ft 1/2 1/4 (16) 0.984ft 1/2 1/4 (17) 9.84ft 1/2 1/4 (18) 0.984ft 1/2 1/4 (19) 0.984ft 1/2 1/4 (20) 0.984ft 1/2 1/4 (21) 0.984ft 1/2 1/4 (22) 0.984ft 1/2 1/4 (23) 9.84ft 1/2 1/4

No Load Btu/h Model (1) 184243 YDSA/FQ03 (2) 92121.3 YDSA/FQ02 (3) 76767.8 YDSA/FQ02 (4) 61414.2 YDSA/FQ01 (5) 46060.7 YDSA/FQ01 (6) 30707.1 YDSA/FQ01 (7) 92121.3 YDSA/FQ02 (8) 76767.8 YDSA/FQ02 (9) 61414.2 YDSA/FQ01

(10) 46060.7 YDSA/FQ01 (11) 30707.1 YDSA/FQ01



200



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COMMUNICATION WIRE CONNECTION



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2. ASHRAE, Guide and Data Book, USA, 1977

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11. RHVAC, Elite Software Program, Ver. 8.0, Bryan, Tx., 2003

12. ASHRAE,Handbook of Applications, USA, 2007

13. ASHRAE, Handbook of Fundamentals, USA 2005

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15. ASHRAE Refrigeration USA 2006

16. JOHNSON CONTROLS. Volumen de refrigerante Variable. USA 2009

Manual de Ventilación Refrigeración y Aire Acondicionado

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