CAPÍTULO 1. MAQUINA FRIGORÍFICA

Una máquina frigorífica es básicamente un sistema que extrae el calor

de un medio a baja temperatura (foco frío>, y lo cede a otro que está a mayor

temperatura (foco caliente>, a cambio de proporcionar una cantidad

equivalente de trabajo. Podemos ver este sistema esquematizado en la figura

siguiente:

FIGURA 11 - Máquina frigorífica.

El soporte físico encargado de transportar el calor de una fuente a otra

es la sustancia operante, y en el caso concreto de una máquina frigorífica, se

denomina refrigerante.

El foco frío es la sustancia que se debe enfriar y normalmente es un

líquido o un gas.

Las principales aplicaciones de una máquina frigorífica son

- Climatización industrial y doméstica.

- Conservación de alimentos y medicinas.

- Procesos industriales que requieran frío.

- Bombas de calor

1.1 TIPOS DE REFRIGERACIÓN

Los refrigerantes pueden utilizarse actualmente en dos tipos

fundamentales de instalaciones, que son las más frecuentes y están

constituidas por los elementos siguientes:

a) Un equipo formado por compresor, condensador y evaporador en el

1

denominado ciclo de compresión. Su utilización práctica supera el 98% de las

aplicaciones.

b) Una cámara de absorción, un generador, un condensador y un

evaporador en el denominado ciclo de absorción. En la práctica sólo se usa en

instalaciones que en número no supera el 2% de los casos.

En el primer sistema se incrementa la presión de vapor del refrigerante

desde la que tiene el evaporador hasta la necesaria en el condensador,

mediante la incorporación energética proporcionada por el compresor.

En el ciclo de absorción este aumento de absorción lo proporciona el

calor que suministra otro líquido caliente o vapor, al circular por una batería de

tubos denominada serpentín.

1.2 CICLO FRIGORÍFICO IDEAL

1.2.1 CICLO DE CARNOT INVERSO

Sadi Carnot estableció una premisa, en 1824, que constituyó el Teorema

de Carnot y fue demostrada posteriormente por el Segundo Principio de la

Termodinámica. Este principio dice:

Ninguna máquina térmica que trabaje entre dos focos caloríficos a

temperaturas dadas puede tener mayor rendimiento que el de una máquina de

Carnot que funcione entre los mismos focos.

Sadí Carnot estableció las características que debería reunir una

máquina térmica para que su rendimiento fuera el máximo posible. Esta

máquina térmica ideal opera según un ciclo reversible denominado Ciclo de

Carnot, que comprende las cuatro etapas reversibles siguientes:

a) El sistema, en equilibrio térmico con el foco frío, a la temperatura T1,

experimenta una transformación adiabática reversible hasta alcanzar la

temperatura T2 del foco caliente.

b) El sistema se mantiene en equilibrio térmico con el foco caliente y se

2

transforma según un proceso isotérmico, absorbiendo una cantidad de calor 02

del foco caliente.

c) El sistema experimenta una transformación adiabática en sentido

opuesto al que tiene lugar en la primera etapa hasta que su temperatura

alcanza de nuevo el valor 1, del foco frío.

d) El sistema, en equilibrio térmico con el foco frío evoluciona

isotérmicamente hasta alcanzar su estado inicial, cediendo al foco frío una

cantidad de calor Q~.

Una máquina que trabaja según este ciclo constituye una máquina de

Carnot. La reversibilidad de las cuatro etapas supone la reversibilidad del ciclo

completo y, por consiguiente, si se invierte su sentido las cantidades de calor y

de trabajo intercambiadas en cada etapa son exactamente iguales a las del

proceso directo pero de signos contrarios. De esta forma se absorbe calor Qi

del foco frío a la temperatura T~ y cede al foco caliente, a la temperatura 12,

una cantidad de calor 02 igual a la suma del calor absorbido y dei trabajo

realizado sobre el sistema (área encerrada por el ciclo). Una máquina de este

tipo se conoce con el nombre de máquina frigorífica de Carnot. El sistema que

constituye la sustancia operante en el ciclo de Carnot puede ser cualquier

sistema termodinámico de masa constante.

Si el sistema es un gas puede representarse en el diagrama Presión -

Volumen, tal y como podemos ver a continuación:

Figura 1.2- Ciclo de Camot para un gas.

Del teorema de Carnot puede deducirse que el rendimiento de cualquier

máquina térmica que opere reversiblemente entre dos focos caloríficos

depende única y exclusivamente de las temperaturas del foco frío y del foco

caliente.

El efecto útil de una máquina frigorífica en general, será tanto más

elevado cuanto menor sea la diferencia de temperaturas entre las que trabaje.

3

1.2.2 FUNCIONAMIENTO DE UNA MAQUINA FRIGORíFICA IDEAL

1.2.2.1 Diagrama presión entalpía

A la hora de realizar un estudio en profundidad del proceso y ciclo de

funcionamiento de una máquina frigorífica, resulta imprescindible apoyarse en

el diagrama presión - entalpía. Estos diagramas representan los diferentes

estados de un fluido en función de las dos magnitudes cuantificadas en los ejes

de coordenadas cartesianas. En el eje de abcisas se representa la entalpía (h>

y en el eje de ordenadas se establecen los valores de presión (p).

La curva de Andrews es una curva característica para cada fluido

frigorígeno que se representa en el diagrama p - h y que se encarga de separar

las zonas en que el fluido mantiene propiedades homogéneas

correspondientes a zonas del exterior de la curva (todo liquido o todo vapor) o

de su interior, donde es heterogéneo (líquido en equilibrio con el vapor). Lo

podemos ver en la figura 1.3.

Figura 1.3 - Curva de Andrews.

En la anterior figura pueden distinguirse dos ramas, la rama AB conocida

como la curva del líquido mientras que la rama AC se denomina curva de vapor

saturado. El título (x) o relación entre la masa de vapor y la masa total nos

indica la proporción o porcentaje de vapor referido a un punto cualquiera P. Así

a la rama de la izquierda le corresponde X=O y a la de la derecha X=1.

1.2.2.2 Trazado del ciclo de funcionamiento. Régimen seco.

De modo simplificado puede establecerse el denominado ciclo teórico

simple teniendo en cuenta las siguientes hipótesis:

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- La evaporación y condensación se realizan a presión constante.

- La aspiración toma vapores apenas saturados, X 1.

- No consideramos por tanto la pérdida de carga en tuberías y

accesorios.

- El líquido no experimentará enfriamiento y se expansionará en X=0.

El ciclo de refrigeración aparece representado en la figura 1.4.

Figura 1.4 - Ciclo de refrigeración.

Las cuatro transformaciones que experimentará el fluido pueden

resumirse así:

1) Compresión. Puntos 1 2 transformación isoentrópica. A partir del

punto 1 en (X=1) se sigue la línea de entropía (S = constante) que pasa por él

hasta alcanzar el punto 2 correspondiente a la temperatura de condensación.

2) Condensación. Puntos 23 transformación isobárica. Desde el punto

2, suponiendo que no existen pérdidas de carga c presión, hasta llegar al punto

3, donde todo el vapor se ha transformado en líquido (X=O) debido a la cesión

de calor al medio utilizado.

3) Expansión. Puntos 34 transformación isoentálpica. Es decir, de h =

constante. No existe variación de entalpía. El líquido se expansiona

bruscamente en el dispositivo o válvula de expansión, disminuyendo la presión

hasta la correspondiente a la temperatura de evaporacion.

4) Evaporación. Puntos 4-)'1 transformación isobárica, permaneciendo la

presión constante a la correspondiente a esta temperatura y evaporándose el

líquido más vapor hasta alcanzar e! estado total de vapor por absorción de

calor del recinto a refrigerar (X=1).

Un esquema más clarificador del circuito simple de refrigeración por

compresión de vapor es el siguiente:

5

Figura 1.5 - Circuito elemental de una instalación frigorífica por presión de

vapor.

Según el punto de partida para la transformación isoentrópica de la

compresión, el régimen de funcionamiento recibe varios nombres. En el caso

estudiado, cuando el punto 1 está situado en la curva límite y tiene un título

X=1 se denomina funcionamiento en régimen seco.

Esto es así ya que la aspiración del compresor se lleva a cabo

únicamente con vapor, sin la presencia de partículas de líquido, tal como sería

si, por cualquier circunstancia, el punto 1 se desplazara ligeramente hacia la

izquierda. Este hecho no es deseable ya que influiría en e funcionamiento del

compresor.

Para mayor seguridad se suele proceder a un cierto recalentamiento a la

salida del evaporador a fin de trasladar el punto 1 hacia la derecha, que es la

zona de vapor recalentado, por diversos procedimientos (punto 1' de la figura

1.6). Este hecho se traduce en un aumento del trabajo de compresión

necesario para situar el fluido en la zona de condensación y en un aumento de

la temperatura final de la compresión, pero se asegura que todo el fluido

comprimido se halla en forma de vapor.

Figura 1.6 - Sistema de funcionamiento con recalentamiento.

El sistema de funcionamiento sigue siendo en régimen seco pero

conrecalentamiento y el ciclo puede dibujarse como el de la figura 1.6. En la

citada figura puede observarse que en estas condiciones la isoterma que pasa

por el punto 2' (temperatura final con recalentamiento) tiene un valor superior a

la que pasa por el punto 2.

Por otra parte, por ser también mayor el volumen específico

correspondiente al punto 1, que el correspondiente al punto 1, es decir, el

volumen por unidad de masa que será necesario mover por el compresor, en

igualdad de circunstancias, el trabajo de compresión aumentará ligeramente.

6

La situación del punto 1' depende del grado de recalentamiento para el

que se diseñe el ciclo y puede determinarse por intersección de la línea

isobárica con la isoterma correspondiente, ya que t1'>t1.

Si, además, se diseñan las tuberías de aspiración para que se admita

una pérdida de presión controlada y fija, debería rebajarse la presión hasta la

pérdida de temperatura equivalente, y de este modo quedaría modificada la

posición del punto 1' por esta razón. Normalmente son valcres máximos

admisibles, tabulados para todos los refrigerantes como se verá en el apartado

correspondiente al ciclo real de refrigeración.

1.2.2.3 Mejoras en el ciclo de funcionamiento

Un atento estudio del ciclo de funcionamiento teórico de un equipo

frigorífico pone de manifiesto que, a igualdad de condiciones (temperatura o

presión equivalentes) de condensación y evaporación, el frío producido por

unidad de masa equivale a la diferencia entálpica entre los puntos 1 y 4 de la

figura 1.4.

El hecho de producir un desplazamiento del punto 1 hacia la derecha del

diagrama (1' en la figura 1.6) produce los efectos deseados del recalentamiento

pero no incrementa la diferencia del frío en la cámara, por producirse

generalmente en la tubería de aspiración.

Por tanto, cabe preguntarse si es posible desplazar hacia la izquierda el

punto 4 para obtener mayor producción frigorífica. Desplazar el punto 4 es

equivalente a desplazar el punto 3 hacia valores de temperatura inferiores, es

decir, provocar un subenfriamiento. El punto 3 tiene un título X=O sobre la línea

de presión de condensación P2 que, a medida que lo desplazamos, el líquido

seguirá enfriando por debajo de su temperatura de condensación.

Figura 1.7 - Mejoras en el ciclo de funcionamiento subenfriándolo.

7

El punto 4 de la figura 1.7 estará pues más frío que el punto 3 y su

entalpía variará, con lo que la diferencia h1 - h5 será mayor.

Este subenfriamiento puede conseguirse sobredimensionando el

condensador, o sea aumentando la superficie total necesaria para la

condensación, mediante un subenfriador adicional, o mediante un

intercambiador de calor.

Del punto 3 al punto 4 se pasa sobre la misma línea isóbara de

condensación, situando el segundo en función de su temperatura t4 <t3 valor

del subenfriamiento. Esto supone que la evaporación, en lugar de iniciarse en

el mismo punto 3 como antes, se iniciará en el punto T por efecto de la

expansión.

1.2.2.4 Ciclo real

Realmente el ciclo descrito es un ciclo teórico. En la práctica, la

localización de los puntos 1',2 y 4 de la figura 1.7 no corresponde a presiones

constantes por existir pérdidas de carga en las tuberías, elementos del circuito

y accesorios.

La compresión o es exactamente adiabática o isoentrópica, ya que habrá

de considerarse que el compresor no es una máquina perfecta y tendrá un

rendimiento volumétrico, mecánico, etc., menor que la unidad, lo que se

traduce en un mayor desplazamiento del punto 2' hacia la derecha y hacia

arriba.

El punto 1' y el 4 se desplazan hacia abajo por efecto de la pérdida de

presión.

1.2.3 EVOLUCIÓN DEL SISTEMA FRIGORÍFICO

Un sistema frigorífico en régimen estacionario se da cuando se ha

alcanzado un equilibrio de las condiciones de trabajo. Las presiones y

temperaturas de vaporización y condensación serán constantes, pues están en

equilibrio con las temperaturas de los fluidos exteriores a los intercambiadores

de calor del sistema.

8

Este sistema se desequilibra cuando cambian las condiciones exteriores.

La variable en un sistema frigorífico es la temperatura del foco frío, pues

cambiará de valor al producirse una variación de la carga térmica. Se pueden

dar dos casos según aumente o disminuya la temperatura del medio a enfriar.

Si la temperatura del medio aumenta tendremos que en el evaporador el

intercambio de calor también aumenta al hacerlo la diferencia de temperaturas.

Por ello, la temperatura del refrigerante después del intercambio es mayor que

la del equilibrio y, por tanto, también será mayor su presión. Como el

compresor tendrá mayor presión de aspiración podrá extraer más refrigerante

del evaporador, con lo que aumenta la presión de salida. Este efecto es

atenuado por el líquido en el condensador, a la vez que disminuye la

temperatura de condensación. Durante la expansión, el fluido se enfriará

menos que antes de producirse la perturbación. Y al llegar al evaporador el

intercambio de calor es menor. De este modo resultan una temperatura y una

presión inferiores a las de salida. Con ello el sistema tiende a equilibrarse en

unos valores diferentes a los iniciales. Por supuesto la perturbación no se

corrige ya que para ello sería necesario variar la potencia del compresor.

Si la temperatura del medio disminuye tendremos que en el evaporador

el intercambio de calor también lo hace. A su vez la presión y la temperatura

del refrigerante descienden respecto a las de equilibrio. El compresor no puede

aumentar la presión lo suficiente y la temperatura de condensación que resulta

es menor. En la expansión se produce un mayor enfriamiento de forma que el

proceso vuelve a comenzar hasta que tras una serie de ciclos se estabiliza en

unas temperaturas intermedias.

Un caso extremo de este supuesto tiene lugar cuando el intercambio de

calor en el evaporador es insuficiente para provocar la vaporización total del

fluido, con lo que el compresor se ve obligado a aspirar y comprimir líquido,

cosa que puede resultar fatal para éste. El desequilibrio termina cuando llega

vapor al sistema de expansión y se reduce sensiblemente la alimentación del

evaporador, debido al gran volumen especifico del vapor.

Estas perturbaciones del ciclo frigorífico, aunque finalmente el sistema

se equilibre, no son recomendables porque siempre producen un descenso del

efecto frigorífico.

9

1.3 COMPRESORES

En este apartado nos centraremos en la etapa de compresión mecánica

en el ciclo frigorífico (isoentrópica), ya que la etapa isotérmica es una

compresión térmica.

Cuando el líquido refrigerante se ha transformado total o parcialmente en

vapor debido a la absorción de calor en el evaporador, es necesario tomar

estos gases y llevarlos a una presión elevada que permita la licuefacción, para

iniciar otra vez el ciclo. El compresor es el elemento de la instalación que se

encarga de proporcionar esa presión elevada.

La elección más adecuada a la hora de elegir un compresor depende de

múltiples factores y en cada caso deberá utilizarse el más idóneo. Entre los

factores que influyen pueden destacarse:

- Dimensionado y peso.

- Vibraciones e inercia de piezas móviles.

- Duración desde el punto de vista mecánico.

- Regularidad en el suministro del caudal.

- Existencia o no de válvulas.

- Condiciones de mezcla aceite - refrigerante.

- Características caudal - presión.

- Relación de compresión.

Se utilizan básicamente tres tipos de compresores:

- Alternativos: se utilizan para potencias frigoríficas de hasta 180000

frig/h.

- Rotativos para potencias entre 180000 y 600000 frig/h.

- Centrífugos: para potencias frigoríficas superiores a las 600000 friglh.

De estos los más utilizados son los de tipo alternativo, debido a su gran

flexibilidad y precio acomodado, y por ello los estudiaremos con mayor detalle.

10

1.3.1 COMPRESORES ALTERNATIVOS

Están constituidos por cilindros, émbolos y conexiones para la aspiración

y descarga del fluido gaseoso, provistas de sus respectivas válvulas. La

lubrificación se realiza por medio de una bomba de engranajes.

Los compresores alternativos se pueden clasificar en función de sus

principales características físicas, constructivas o funcionales. Así pues, se

puede hablar de compresores alternativos en función de:

1) Tipo de construcción (abierto, cerrado y semihermético).

2) Número de efectos (simple o doble).

3) Su forma (horizontal, vertical, y, etc.).

4) Número de compresiones (una o dos etapas).

5) Sentido del flujo (alternativo o continuo).

Está claro que para definir un compresor alternativo deberán

especificarse cada una de estas cinco características, dado que el número de

combinaciones posible resulta elevado.

De los compresores horizontales se pasó a los de colocación vertical

que ocupan menos espacio, aumentando posteriormente la velocidad de

rotación y reduciendo los pesos de los elementos en movimiento.

La construcción en V disminuyó el tamaño unitario de los cilindros y

aumento su número, lo cual representó un aumento de la velocidad de rotación

sin incrementar la velocidad lineal del pistón, acortándose las dimensiones de

su carrera.

Los compresores de cárter abierto tenían separados la parte de cilindro -

pistón de la del conjunto biela y árbol manivela. La estanqueidad se aseguraba

mediante una prensa - estopas. Con objeto de eliminar la prensa - estopas se

colocó el motor en el interior del cárter con lo que se llegó al compresor de

cárter hermético.

En los compresores de cárter abierto estaban llenas las dos caras del

pistón, y mientras una cara comprimía, la otra aspiraba, y viceversa. Es lo que

se denomina de doble efecto, con lo cual la cilindrada era prácticamente el

doble.

11

En los de cárter cerrado, el pistón está vacío y sólo trabaja una cara

denominándose de simple efecto.

Las válvulas, en la mayoría de compresores alternativos se encuentran

al final de cilindro, entrando los vapores en el mismo de arriba abajo en la

admisión y comprimiéndose de abajo a arriba, es decir, el flujo es alternativo.

Si la aspiración se realiza a través del pistón con el cilindro con

aberturas en comunicación con la aspiración, en la fase de aspiración el pistón

crea una depresión en el cilindro, abriéndose la válvula de aspiración que se

halla en la parte superior del pistón, y el vapor entra de abajo a arriba. Al

comprimir el gas, se hace igualmente de abajo a arriba y el flujo se denomina

continuo.

En general se realiza una sola etapa de compresión. Pueden existir

casos en que en una misma máquina se rea!icen dos etapas, o sea, un número

dado de cilindros aspira de la fase de baja presión y otros tantos de la fase

intermedia. Existe una determinada proporción, que suele ser de 3/1 entre

cilindros en baja y en alta.

A continuación podemos ver el esquema de un compresor alternativo

policilíndrico.

Figura 1.8 - Compresor alternativo policilíndrico.

Existen dos tipos de compresores herméticos. En primer lugar tenemos

los sellados con un cordón de soldadura que requieren reparaciones en fábrica.

En segundo lugar tenemos los accesibles que permiten ser reparados en la

propia instalación.

En los compresores alternativos el número de cilindros varia entre 1 y

12. Su distribución es generalmente en y o W y la velocidad de rotación es de

1750 r.p.m. Su funcionamiento se desarrolla como sigue:

1- Durante !a carrera descendente del pistón la válvula de descarga se

cierra. La presión en el cilindro desciende a un valor inferior al de la presión de

aspiración, originando la apertura de la válvula de aspiración y los vapores

penetran en el cilindro por encima del pistón.

12

2- Durante la carrera ascendente el pistón comprime los vapores de

refrigerante, lo que produce el cierre de la válvula de aspiración. La presión

aumenta paulatinamente hasta que llega a superar a la de condensación. Este

aumento de presión abre la válvula de descarga y el refrigerante pasa al

condensador.

1.3.2 COMPORTAMI NETO DEL COMPRESOR ALTERNATIVO IDEAL

En el compresor ideal se supone que la compresión del gas en todo el

cilindro y la reexpansión del retenido en el espacio muerto son isoentrópicas. El

espacio muerto representa entre el 3 y el 9% de la cilindrada del compresor.

Si llamamos al rendimiento volumétrico del compresor, P a la potencia

de! compresor, a al volumen muerto en tanto por uno, Pa a la presión de

aspiración, ia a la entalpía del fluido a la entrada, Pb a la presión de escape

teórica, ib a la entalpía teórica del fluido a la salida y Y a la entalpía real del

fluido a la salida, podemos definir:

= 1 - (a · Pa / Pb ) con 0 < < 1

P = ( ib - ia ) /

P = ic - ia

El rendimiento volumétrico expresa la relación que existe entre el

volumen de fluido aspirado por el compresor, referido a las condiciones del

mismo a la entrada de la máquina, y el volumen barrido por el pistón. Como se

puede apreciar, su influencia es primordial, pues es inversamente proporcional

a la potencia consumida por el compresor.

En el funcionamiento normal de los sistemas de refrigeración, la presión

de admisión experimenta posiblemente variaciones más amplias y tiene un

efecto más pronunciado sobre la capacidad de refrigeración y la potencia que

13

la presión de escape. Esto es debido a la variación de volumen especifico de

refrigerante que entra en el compresor.

Según experiencias realizadas en bancos de pruebas se ha demostrado

que el rendimiento volumétrico de un compresor es directamente proporcional a

la relación de compresión siendo esta el cociente entre la presión de descarga

y la de admisión. Así pues para conseguir un rendimiento máximo se requiere

una presión de admisión baja y una presión de descarga alta. La presión de

admisión (Pa) baja se consigue artificialmente por estrangulamiento de la

entrada del gas, hasta que la presión del evaporador descienda por debajo de

un cierto valor, o bien se debe revolucionar el motor.

1.3.3 FUNCIONAMIENTO DEL COMPRESOR ALTERNATIVO REAL

Los resultados obtenidos en el compresor ideal son válidos para el

compresor real aunque existen ciertas variaciones.

La potencia absorbida por el eje del compresor afecta a los rendimientos

volumétrico y mecánico. El rendimiento volumétrico del compresor ha de incluir

las caídas de presión que tienen lugar en las válvulas, el intercambio térmico

cilindros-gas, etc. El rendimiento mecánico tiene en consideración las pérdidas

por rozamiento, la absorción de energía por parte de los elementos auxiliares

tales como la bomba de aceite, etc.

Para la elección de un compresor alternativo de acuerdo con las

necesidades del sistema, se utilizarán las tablas y diagramas suministrados por

los fabricantes. Adjuntamos el diagrama de curvas características (ver figura

1.9) de un compresor alternativo de 8 cilindros (82,55 69,85 mm), que utiliza

refrigerante R12.

Este diagrama representa las relaciones que existen entre la potencia

frigorífica, la temperatura de aspiración saturada, la temperatura de impulsión

saturada y la potencia absorbida por el eje.

Figura 1.9 - Diagrama de curvas características.

14

1.3.4 VARIACIONES DE LA CARGA FRIGORíFICA

Las centrales frigoríficas de las instalaciones de aire acondicionado

suministran potencias frigoríficas muy variables debido a las grandes

oscilaciones de las cargas térmicas de los locales a acondicionar.

Al disminuir la carga frigorífica necesaria en el evaporador disminuye

también la temperatura de evaporación del refrigerante. Esto acarrea serios

problemas, como la formación de hielo en el radiador y el aumento de la

potencia consumida por cada frig / h producida.

Para evitar las oscilaciones de la temperatura de evaporación se utilizan

diversos métodos como son Parada y puesta en marcha del compresor

frigorífico, empleo de motores de varias velocidades, empleo de dos o más

compresores, colocación de una válvula barostática a la salida del evaporador,

limitación de la carrera útil del émbolo, etc.

1.4 CONDENSADORES

Para completar un ciclo de refrigeración es preciso que el calor que se

absorbe en el evaporador y el calor equivalente al trabajo de compresión sean

extraídos y disipados. Para ello, la instalación deberá disponer de un aparato

que realice esta función, denominado condensador o disipador de calor.

Un condensador es un intercambiador de calor en el que el refñgerante

entra como un vapor recalentado, procedcnte del compresor, y sale como

líquido subenfriado o no, con destino al sistema de expansión.

En el condensador se desarrolla la etapa de compresión isotérmica del

ciclo en la que el fluido refrigerante cede el calor absorbido en el evaporador y

el equivalente térmico del trabajo de compresión a la fuente caliente, agente

refrigerante del condensador.

Como característica común los condensadores deben llevar en su parte

alta una purga para incondensables ya que estos producen un incremento

15

anormal de la presión de impulsión, debido tanto a su presión parcial como a la

reducción de eficacia del intercambio térmico que provocan.

Para un buen funcionamiento de la válvula de expansión, y en

consecuencia de toda la instalación, la temperatura de condensación no debe

variar de forma notable de los valores previstos en la concepción del proyecto.

Uno de los dispositivos de control de esta temperatura consiste en el propio

condensador mediante la variación del cambio de calor. Esto se puede

conseguir de dos formas distintas: aumentando o disminuyendo la superficie de

intercambio de calor o bien el caudal de agente refrigerante del condensador.

Dependiendo del tipo de condensador utilizado se utilizará un método u otro.

Existen tres tipos distintos de condensador diferenciados principalmente

por el agente disipador de calor que utilizan. Son:

a) Refrigerados por agua: Es el tipo de condensador indicado si se

emplean refrigerantes halogenados. Consiste en un haz de tubos, por cuyo

interior circula el agua, envueltos por un cuerpo cilíndrico estanco. El fluido

refrigerante del sistema, en estado vapor, entra por la parte superior del

cilindro, condensa en la superficie exterior de los tubos y se recoge en la parte

inferior del mismo, por donde sale en dirección al sistema de expansión.

Una variante es el tipo Shell and Tubo (envolvente y tubos), en el que el

haz está formado por tubos rectos, generalmente de cobre con aletas (salientes

y hendiduras formadas en la parte exterior del tubo para aumentar la superficie

de contacto de éste) extrusionadas, que están soldados o mandrinados a las

placas, en general de acero, situadas en los extremos. La limpieza de los tubos

puede hacerse por medios mecánicos (figura 1.10).

.

Figura 1.10 - Condensador multítubular vertical.

16

Si los tubos están dispuestos en espiral, accesible sólo por un extremo,

son conocidos como Shell and Coil (envolvente y serpentín), que se emplean

para acondicionadores de t¡po autónomo debido a su bajo coste. La limpieza

de los tubos debe hacerse por medios químicos.

La selección de este tipo de condensadores se suele realizar a partir de

tablas o diagramas suministrados por el fabricante, como el que presenta la

figura 1.11, para un condensador de 4 pasos.

Sobre el eje de ordenadas de la izquierda viene representada la relación

que existe entre el calor que debe ser eliminado del condensador (Kcal / h) y la

diferencia entre la temperatura de condensación y la temperatura del agua al

condensador. Sobre el eje de abcisas se han representado los caudales de

agua necesarios (l / h). En el eje de ordenadas de la derecha se establecen las

caídas de presión (m de c.d.a.) de dichos caudales al pasar por el

condensador.

Figura 1.11 - Diagrama para un condensador de 4 pasos.

Las diferentes curvas atienden a las incrustaciones que dificultan

la transmisión del calor, consideradas mediante el llamado factor de

incrustación.

Aunque el agua de refrigeración puede ser desechada, lo corriente es

reutilizarla por un proceso de enfriamiento sensible y latente en una torre de

enfriamiento (ver figura 1.12), recirculándose al condensador. De esta forma

se reduce la temperatura de condensación optimizando el sistema.

Figura 1.12 - Torre de enfriamiento de agua de tiro forzado, vertical a

contracorriente, ventilador impelente.

17

Las torres de refrigeración o enfriamiento son equipos auxiliares de los

grandes condensadores por agua, destinados a la conservación y recuperación

del agua para su recirculación y reutilización en la función condensadora.

Se emplean debido a que el agua es un medio cada día más escaso y

caro y, por tanto, no puede utilizarse y tirarse posteriormente, sea por razones

económicas o bien por cuestiones normativas o reglamentarias.

El agua caliente obtenida del condensador se rocía o pulveriza desde

la parte superior de la torre de refrigeración que cae por gravedad o a presión

hacia su parte inferior. Mediante la circulación de aire por el interior de la torre

se consigue que el agua le ceda su calor reduciendo su temperatura, por

evaporación parcial fundamentalmente.

b) Evaporativos: Cuando el gasto de agua sea un factor importante por

su escasez o por su coste, pueden emplearse este tipo de condensadores. Su

consumo oscila alrededor del 10% o menos del agua que sería necesaria en un

condensador multitubular de tipo horizontal.

Un condensador evaporativo se compone básicamente, como se puede

apreciar en la figura 1.13, de un serpentín de condensación, ventilador, sistema

de distribución de agua, purga de aire, bomba de recírculación y carcasa.

Figura 1.13 - Condensador evaporativo.

El fluido refrigerante circula por el interior de un radiador que

normalmente es de tubos lisos para evitar, en medida de lo posible, las

incrustaciones que reducirían el intercambio de calor.

La parte externa del radiador está rociada por agua que se recircula

pulverizada por una red de toberas, ya que la pulverización aumenta la

superficie de contacto. Los ventiladores originan una corriente de aire que

favorece la evaporación del agua pulverizada a costa del calor necesario para

la condensación del refrigerante.

18

Es esencial que la purga de agua sea dimensionada correctamente en

función de la cantidad de agua evaporada y la arrastrada mecánicamente, su

dureza y los tratamientos a que haya sido sometida previamente.

Pueden ser dotados de radiadores de subenfriamíento del refrigerante

conectados en serie con los tubos lisos y montados en el lado por donde llega

el aire.

Para que este sistema sea rentable la diferencia entre la temperatura de

condensación y la temperatura húmeda del aire a la entrada debe ser más

bien elevada. Esto significa que de no ser el aire lo suficientemente seco,

disminuye la tw (temperatura húmeda del aire) y entonces se debería subir la

temperatura de condensación y por tanto la presión, cosa que no es muy

conveniente. Si fuese posible, el aire extraído de los ambientes acondicionados

debería ser conducido hasta los condensadores evaporativos que resultarían

de esta manera favorecidos, ya que la temperatura del bulbo húmedo de dicho

aire es inferior a la del tomado del exterior. Normalmente se recircula entre un

80 y un 90% del aire mientras que el 20 o 10% restante es aire exterior de

aportación, con la finalidad de renovar el ambiente.

La selección de estos condensadores puede realizarse a partir del

diagrama 1.14 y las tablas 1 y 2, que muestran las potencias suministradas por

un condensador evaporativo de una serie estándar, con datos referidos a 24ºC

de temperatura de bulbo húmedo y 4,5ºC de temperatura saturada en la

aspiración, que pueden ser corregidos para otras temperaturas mediante las

tablas.

Diagrama 1.14 - Potencias de un condenador evaporativo de la serie

estándar.

Factores de corrección para otras temperaturas de aspiración

Temperatura de Temperatura de aspiración saturada 0C

condensación oc -40 -34,5 -29 -23,5 -18 -12 -6,5 1 4,5 10

32 0,67 0,72 0,77 0,82 0,85 0,89 0,93 0,96 1,00 1,03

19

38 0,71 0,76 0,81 0,85 0,89 0,93 0,96 1,00 1,03

41 0,70 0,76 0,80 0,85 0,89 0,93 0,96 1,00 1,03

44 ¡ 0,75 0,80 0,95 O~88j 0,93 0,96 1,00 1,04

50 ] 0~73t0~7810~840~88 0,92 0,96 1,00 1,04

Factores de corrección para otras temperaturas de bulbo húmedo

Temperatura de Temperatura de bulbo húmedo 0C

condensación0C 18,5 21 24 25,5 27 29,5

32 1,54 1,27 1,00 0,83 0,70 0,36

38 1,25 1,14 1,00 0,90 0,84 0,67

41 1,18 1,10 1,00 0,92 0,87 0,73

44 1,14 1,08 1,00 0,93 0,90 0,78

50 1,10 1,05 1,00 0,96 0,93 0,86

Tablas 1 y 2 - Potencias suministradas por una serie estándar de

condensadores evaporativos (Marelli, licencia Carrier).

c) Refrigerados por aire En éstos cuando el refrigerante llega al

condensador es enfriado y licuado en un radiador de gran superficie de

contacto, provisto de aletas y montado sobre un marco de aluminio o acero.

Una corriente de aire provocada por uno o varios ventiladores evacua el calor

del radiador.

Estos condensadores se componen de un serpentín formado por tubos y

aletas de cobre o aluminio, una caja o carcasa, un ventilador y un motor, tal y

como se puede observar en la figura 1.15.

Figura 1.15 - Condensador de aire.

Para una superficie y una cantidad de aire dadas, la capacidad de un

condensador refrigerado por aire varía, para fines prácticos, de modo

20

directamente proporcional a la diferencia entre la temperatura de condensación

y la temperatura seca de entrada del aire.

Aunque tienen la desventaja de exigir mayores temperaturas de

condensación, por la elevada presión, son muy empleados porque no se

producirán infiltraciones, corrosiones o formación de hielo al no utilizar agua.

Son apropiados para zonas donde hay escasez de agua.

La selección se efectuará mediante diagramas suministrados por el

fabricante, como el de la figura 1.16, que presenta los datos relativos a un

condensador refrigerado por aire, compuesto por un radiador de 14 aletas por

pulgada ( relación entre superficie exterior y la sección frontal = 100; relación

entre superficies exterior e interior = 28).

Figura 1.16 - Datos relativos a un condensador refrigerado por aire.

1.5 SISTEMA DE EXPANSION

El fluido refrigerante en estado líquido procedente del condensador se

introduce en el evaporador a través del sistema de expansión que es un

dispositivo que reduce la presión que lleva el fluido refrigerante, en estado

líquido, procedente del condensador y regula el caudal de paso del evaporador.

En él se desarrolla la pretendida expansión isoentrópica del ciclo de Carnot,

que aplicada al ciclo real y debido a intercambios de calor con el medio deviene

isoentálpica.

Los sistemas de expansión, como controladores del caudal que entra en

el evaporador, son los encargados de la regulación del sistema frigorífico.

Los sistemas de mayor aplicación son:

21

a) Tubos capilares: Un tubo capilar tiene entre 0,6 y 6 metros de longitud

y un diámetro interior entre 0,6 y 2,25 milímetros. El líquido refrigerante, al

pasar por éstos, pierde presión a causa del rozamiento, generándose una

cantidad de calor que junto con el calor sensible del líquido se invierte en

vaporizar parte de este enfriándose el resto.

Como ventajas de este sistema destacan la simplicidad, la ausencia de

partes móviles, que beneficia la estanqueidad y duración, y su bajo coste

económico. Los inconvenientes son la posibilidad de obstruirse por sustancias

extrañas y la escasa flexibilidad ante las variaciones de carga refrigerante, ya

que subalimenta o sobrealimenta al evaporador cuando las condiciones sean

distintas de las del proyecto, provocando una disminución de la potencia

frigorífica suministrada.

En la aspiración puede ser necesario instalar un separador de liquido

para evitar que este pueda llegar al compresor.

Este sistema se emplea en los acondicionadores de ventana, en los

grupos autónomos de pequeña potencia (de 1 a 5 HP) y en los frigoríficos

domésticos.

b) Válvulas de expansión termostátícas: Estas válvulas regulan el caudal

de líquido refrigerante en función del grado de recalentamiento del gas de

admisión que sale del evaporador. De esta forma se asegura una completa

evaporación y se descarta la presencia de líquido en el compresor.

El sistema de control se efectúa por medio de un fluido transmisor,

llamado fluido de potencia, que conecta la válvula con un dispositivo detector o

elemento primario a la salida del evaporador, conocido como bulbo palpador,

que es el encargado de transmitir la temperatura al fluido de potencia. Este

fluido, con el aumento de la temperatura se dilata a lo largo del tubo capilar que

lo contiene y ejerce presión sobre un diafragma, elemento flexible,

contrarrestada por un muelle, con lo que la válvula se abre. Si por el contrario

el bulbo palpador detecta un descenso de temperatura, el fluido de potencia se

contrae, la presión sobre el diafragma es menor que la ejercida por el muelle y

como resultado se cierra la válvula (ver figura 1.17).

22

Figura 1.17 - Válvula de expansión termostática.

Por lo general, estas válvulas de expansión vienen taradas de fábrica

para funcionar con un sobrecalentamiento comprendido entre 3,5 y 7ºC.

Los fabricantes de válvulas de expansión proporcionan catálogos que

indican las capacidades de sus válvulas, generalmente tabuladas para un

intervalo de temperaturas de condensación y de evaporación.

Se emplean para sistemas de refrigeración de tipo medio y

prácticamente en todos los evaporadores de tipo seco y en las baterías de

expansión directas.

c) Válvulas de flotador: En este tipo de válvulas el sistema de control es

de nivel de líquido y consiste en mantener el nivel constante en los

evaporadores de tipo inundado por medio de un flotador que como elemento

primario y transmisor está unido a la válvula y regula su apertura en función del

nivel.

Los principales tipos empleados son las montadas sobre el circuito de

baja presión (tipo menor señal abre), sobre el de alta presión (tipo menor señal

cierra) y los interruptores de flotador que suelen acompañarse de una válvula

solenoide que funcionan con un controlador todo - nada.

El esquema de la figura 1.18 representa una válvula de flotador para el

circuito de alta presión.

Figura 1.18 - Válvula de flotador

d) Válvulas solenoides: Su apertura está regulada por el movimiento de

un núcleo metálico sometido al campo magnético creado por un solenoide

recorrido por una corriente eléctrica, y se cierra por la acción de un muelle.

Colocada en la tubería de refrigerante líquido tiene por objeto impedir la

entrada del fluido al evaporador cuando la instalación está parada. También

regula el número de secciones activas de un evaporador sometido a carga

parcial y la temperatura de los diferentes ambientes en una instalación cun

23

varios evaporadores, cada uno provisto con su correspondiente solenoide.

Asimismo puede colocarse en la tubería de recuperación de aceite cuando la

instalación esté parada, en la tubería de aspiración para aislar los

evaporadores, en la impulsión de las aguas de condensación, etc.

Esquema de una válvula de este tipo, figura 1.19:

Figura 1.19 - Válvula solenoide.

e) Válvulas de expansión de presión constante : Este tipo de válvulas

mantiene constante la presión a su salida para mantener el caudal constante

en la entrada del evaporador. El inconveniente es que en caso de que la carga

del refrigerante descienda, la temperatura y presión del evaporador también lo

hacen. Como consecuencia de este descenso la válvula se abre siendo el

resultado una sobrealimentación del evaporador, con flujo de refrigerante

desequilibrado.

Las válvulas de expansión de presión constante suelen incorporar unos

limitadores de presión y se utilizan principalmente en sistemas de baja

potencia.

f) Válvulas barostáticas : Montadas sobre la tubería de aspiración

impiden que la presión de evaporación descienda por debajo de un nivel

prefijado. Existen diferentes variantes, aunque las más utilizadas son las de

tipo compensado, eléctrico o neumático. En ellas, una señal emitida desde el

exterior varia la presión de vaporización del refrigerante.

Las funciones de las válvulas barostáticas son: regular la temperatura de

evaporación independientemente de la variación de la presión de aspiración del

compresor, mantener en un determinado evaporador una presión superior a la

de los restantes conectados a la misma instalación, e impedir la formación de

hielo en el evaporador cuando exista este peligro.

24

1.6 EVAPORADORES

El evaporador es un aparato destinado a la producción de frío en el

interior de un recinto mediante la absorción de calor del mismo, utilizando para

ello la vaporización de un líquido.

Es la parte de la instalación frigorífica en la que tiene lugar la expansión

isotérmica del ciclo. El fluido refrigerante absorbe calor de la fuente fría, lo que

le permite evaporarse en su totalidad e incluso salir como vapor recalentado.

La fuente fría puede ser un líquido que normalmente es agua o salmuera

y que después se utilizará para enfriar el aire a acondicionar.

Los principales tipos de evaporadores son tres y se diferencian en el tipo

de fuente caliente yio la disposición de ésta:

a) Enfriadores de agua de tipo inundado : Cuando los evaporadores se

llenan completamente de líquido refrigerante se les denomina de tipo inundado.

El refrigerante, cuyo nivel es regulado por una válvula de flotador situada en la

parte de alta presión (sistema de expansión), se encuentra en el interior de la

envoltura aislante del evaporador. Mediante este sistema se consigue

aumentar el rendimiento del evaporador hasta en un 20% aproximadamente. El

agua a enfriar circula por el interior de un haz de tubos, normalmente de cobre,

que atraviesan el evaporador y que presentan unas aletas con una relación

entre las superficies exterior e interior comprendida entre 3,3 y 3,5. Dichos

tubos están mandrinados a las placas situadas en los extremos del evaporador

y sus terminales tienen un diámetro ligeramente superior al de las aletas de

modo que se facilita su extracción en caso de avería.

Si se utilizan compresores alternativos es esencial asegurarse de que el

aceite de lubricación arrastrado por el refrigerante retorna al compresor. Esto

se hace por medio de una conexión entre el evaporador y la tubería de

aspiración del refrigerante, que ha de llevar intercalado un intercambiador

líquido - gas para que las gotas de refrigerante que hubiesen sido arrastradas

junto al aceite se evaporen antes de llegar al compresor.

Se utiliza para evitar la congelación cuando se tienen grandes potencias

frigoríficas de más de 300000 frig ¡ h, y en especial en las centrales de tipo

centrífugo.

25

La fiqura 1.20 representa la sección de un evaporador de tipo inundado

perteneciente a un grupo frigorífico de tipo centrífugo.

Figura 1.20 - Evaporador tipo inundado

b) Enfriadores de agua de tipo seco: En este caso el refrigerante

circula por el interior de unos tubos y el agua por el exterior, obligándose a esta

a hacer un gran barrido de la superficie de los tubos por medio de una serie de

placas, bafles, colocadas perpendicularmente y que además aumenta la

velocidad del agua con lo que el coeficiente de transmisión de calor también

aumenta. La figura 1.21 representa un evaporador de este tipo.

Figura 1.21 - Enfriador de agua de tipo seco.

El refrigerante se evapora en el interior de los tubos y su caudal es

regulado por una válvula de expansión termostática que actúa en función del

recalentamiento del vapor a la salida del evaporador.

Este tipo se suele utilizar para instalaciones de menos de 300000 frig/h.

En comparación con el anter¡or, en estos evaporadores es más fácil asegurar

el retorno del aceite al compresor y la eventual congelación del agua enfriada

no tiene fatales consecuencias.

c) Baterías de expansión directa Enfrían el aire sin necesidad de fluidos

intermedios. Estas baterías o haces tubos se utilizan únicamente con

refrigerantes de la serie halogenada por motivos de seguridad y su disposición

se puede observar en la figura 1.22.

Figura 1.22 - Baterías de expansión directa.

26

Los tubos son de cobre y las aletas son de cobre o aluminio, estando

la relación entre superficies exterior e interior entre 13 y 21. Se alimentan de

refrigerante por medio de válvulas de expansión termostáticas y el caudal de

éste debe ser lo más uniforme posible para un óptimo funcionamiento.

La velocidad frontal del aire no debe pasar de 2,75 mIs y, en montajes

especiales, de 3,5 mIs. De este modo se evita que las gotas de agua

condensadas en los tubos sean arrastradas por la corriente.

La potencia frigorífica producida por una batería de expansión directa

depende del caudal de aire tratado, de las temperaturas de los bulbos húmedo

y seco y de la temperatura de evaporación del refrigerante. Dicha potencia

aumenta con el incremento de los tres primeros parámetros y con la

disminución del cuarto.

Este sistema es especialmente aconsejable cuando el compresor pueda

estar situado en las proximidades del evaporador ya que esto permite obtener

una gran economía tanto en el montaje como en la utilización de la instalación.

1.7 REFRIGERANTES

Refrigerante es todo fluido de elevado calor latente que, en un sistema

frigorífico, absorbe calor a bajas temperatura y presión cediéndolo a

temperatura y presión elevadas. Los procesos mencionados tienen lugar

generalmente con cambios de estado del fluido.

Estos compuestos, también conocidos como fluidos frigorígenos, son

generalmente hidrocarburos fluorados o dorados que no se disocian salvo en

presencia de una llama.

Para que su utilización sea práctica y segura necesitan cumplir una serie

de condiciones:

- Poseer una característica de presión - temperatura de vaporización

favorable, de manera que no se alcancen presiones demasiado elevadas en el

condensador ni demasiado bajas en el evaporador.

- Elevado calor latente de vaporización, con lo que se obtendrá un mayor

efecto frigorífico por cada kilogramo de refrigerante que se encuentre en

circulación.

27

- El calor específico del líquido debe ser lo más bajo posible para

conseguir que la fracción evaporada en la expansión sea mínima.

- Elevada temperatura crítica para que el sobrecalentamiento que se

produce en la compresión sea escaso.

- Bajo volumen específico del vapor para aparatos con compresores

alternativos y elevado volumen específico para los empleados en los

compresores centrífugos.

- Que no sean ni inflamables ni explosivos. Ambos riesgos se reducen

en los clorados.

- Baja toxicidad. Los fluorados son menos tóxicos.

- Estabilidad química para evitar su descomposición y cambio de

características.

- Escasa o nula reactividad frente a los metales normalmente utilizados

para contenerlos. Por ejemplo los hidrocarburos fluorados reaccionan con el

estaño y las aleaciones plomo - estaño; los clorados lo hacen con el zinc.

Existe legislación al respecto

- Su mezcla con lubricantes no debe anular la acción de estos y no

deben contaminar la superficie de intercambio iónico.

- Que sea económico y de fácil adquisición.

1.7.1 DENOMINACIÓN DE LOS REFRIGERANTES

Los refrigerantes se denominarán o expresarán por su fórmula o por su

denominación química, o si procede, por su denominación simbólica numérica,

adoptada internacionalmente, no siendo suficiente en ningún caso su nombre

comercial.

La nomenclatura simbólica numérica se establece en la Instrucción

Técnica MI IF-002 y consiste en obtener a partir de la fórmula química una

expresión numérica en la que cada número, de derecha a izquierda, indica el

número de átomos de flúor, el número de átomos de hidrógeno más uno y el de

carbonos menos uno precedidos de una R y un guión.

28

1.7.2 CLASIFICACIÓN SEGÚN EL GRADO DE SEGURIDAD

La tabla 1 de la Instrucción Técnica Ml IF-002 clasifica los refrigerantes

en tres grupos:

-Grupo primero: Si no es combustible y es de acción tóxica ligera o nula.

-Grupo segundo : Comprenden los refrigerantes que son tóxicos o

corrosivos, o que al combinarse con el aire, en una proporción 3,5% o más en

volumen, puedan formar una mezcla combustible o explosiva.

-Grupo tercero: Comprenden los refrigerantes que, al combinarse con el

aire, en una proporción inferior al 3,5% en volumen, puedan formar un a

mezcla combustible o explosiva.

1.7.3 CLASIFICACIÓN EN FAMILIAS QUÍMICAS

La norma 34 de la American Society of Refrigerating Engineers ( ASRE )

clasifica los refrigerantes en varios grupos de los cuales los más utilizados son:

a) Hidrocarburos halogenados: Son hidrocarburos con uno o varios

átomos de flúor, cloro y/o bromo. Los más usuales son los freones de los tipos

R-12 (diclorodifluormetano), R-22 (clorodifluormetano) y R-1 15

(cloropentafluoretano).

Este tipo de refrigerantes llamados CFC están tristemente de moda todo

y el efecto nocivo que producen sobre la capa de ozono, la cual rodea la Tierra

y tiene la importante misión de filtrar las radiaciones perjudiciales procedentes

del Sol. La sustitución por refrigerantes alternativos, a pesar del compromiso

prácticamente mundial, no es sencilla, debido al excelente comportamiento

frigorífico y de seguridad que ofrecen estos refrigerantes. Además sería

necesario modificar las instalaciones existentes, con el correspondiente gasto

asociado que ello conllevaría.

b) Mezclas azeotrópicas de hidrocarburos halogenados: Un azeótropo se

caracteriza por no poder separarse por destilación simple. Su comportamiento

es como el de una sustancia pura, con un solo punto de ebullición; la ventaja es

que la mezcla mejora las características de los componentes por separado,

como el punto de ebullición, inflamabilidad o precio.

29

Un ejemplo es el R-502 cuya composición es un 48,8% de R-22 y un

51,2% de R-115.

c) Hidrocarburos insaturados: Son refrigerantes especiales para la

industria del petróleo que apenas se emplean por su peligrosidad.

Como ejemplos están el R-50 (metano), el R-290 (propano), el R-1 150

(etileno) y el R-1270 (propileno).

d) Compuestos inorgánicos: De escasa utilización por su toxicidad o

malas características como refrigerantes, entre otros están el R-71 7

(amoníaco) y el R-718 (agua).

1.7.4 CARACTERÍSTICAS DE LOS REFRIGERANTES MÁS UTILIZADOS

Los refrigerantes más comunes en aire acondicionado y sus propiedades

son:

a) R-12 (CCl2F2): No es tóxico, a altas concentraciones sólo produce

efectos soporíferos y no es corrosivo. Tiene un elevado coeficiente de efecto

frigorífico, que es la diferencia entre la entalpía del vapor a la temperatura y

presión de vaporización y la del líquido a las de condensación. Su calor latente

de vaporización es bajo. Ataca al magnesio y al zinc pero no al cobre y sus

aleaciones. Se mezcla con los aceites lubricantes, debiendo tenerse en cuenta

al diseñar tuberías de refrigerantes para asegurar que los aceites empleados

retornen al compresor.

Las presiones de funcionamiento y temperatura de los gases del

compresor son menores que en otros refrigerantes como consecuencia de su

punto de ebullición normal (-28,90C).

b) R-22 (CHCIF2): Tiene baja toxicidad. A altas concentraciones produce

una disminución de la cantidad de oxígeno, originando sofoco y peligro de

asfixia. Tiene un alto coeficiente de efecto frigorífico. Es totalmente miscible

con los aceites lubricantes en la parte de alta presión y parcialmente en la parte

de baja presión.

Las ventajas sobre el R-12 residen en que proporciona un 60% más de

30

friglh, pues el volumen aspirado por el compresor para producir cada frigoría es

menor que en éste y además es capaz de absorber mayor cantidad de agua

con lo que se retrasa la aparición de hielo en la válvula de expansión.

Es utilizado casi exclusivamente en los compresores alternativos y

rotativos. Su punto de ebullición a 1 atmósfera es de –40ºC.

c) Carrene 500 : Es una mezcla azeotrópica formada por un 73,8% de R-

12 y un 26,2% de R-152a (1,1 difluoretano). Sus propiedades termodinámicas

son similares a las del R-12 aunque sus presiones y efecto frigorífico por metro

cúbico de gas aspirado aumentan un 18% respecto a éste. La toxicidad, por el

contrario, es semejante a la del R-22.

Con la mezcla resulta un azeótropo de punto de ebullición normal de –28

ºC.

d) R-1 1 (CCI3F): No es tóxico y sus propiedades termodinámicas son

intermedias al R-12 y al R-22. En cambio su punto de ebullición normal es muy

elevado, producto de su elevado peso molecular.

Por debajo de 23,9 ºC la tensión de vapor de este refrigerante es menor

que la atmosférica, punto de ebullición normal, por lo que se debe prever una

purga para eventuales infiltraciones de aire.

Es empleado en los compresores de tipo centrífugo.

e) R-113 (C2Cl3F3) : Tiene características semejantes a las del R-11

aunque más acentuadas, si cabe, por sus mayores peso molecular y punto de

ebullición (47,7ºC a 1 atm), y menores presiones a igual temperatura.

f) Amoníaco (NH3) : Es todavía muy utilizado en el terreno industrial

aunque raramente en el acondicionamiento de aire, por sus características

tóxicas.

En las páginas siguientes podemos ver algunas tablas sobre las

principales propiedades de los refrigerantes más utilizados a diferentes

temperaturas y en estados líquido y de vapor saturado.

Tabla 1.3

31

1.8 ACEITES LUBRICANTES

Lubricante es todo fluido que se intercala entre dos superficies que

deslizan, de forma que el deslizamiento se produzca entre las delgadas

láminas en que puede considerarse dividida la película de fluido, con lo que la

fuerza necesaria resulta comparablemente menor que para el deslizamiento en

seco. Otros objetivos de la lubricación son : reducir desgaste de las superficies

que deslizan, reducir o evitar la corrosión, contribuir a disipar el calor producido

con el rozamiento y aumentar la estanqueidad de los órganos que se pretende

lubricar.

Los aceites lubricantes se clasifican, según su procedencia, en tres

grandes grupos : los de origen animal, los de origen vegetal y los de origen

mineral. Los dos primeros no pueden ser refinados sin descomposición, son

inestables y tienden a formar ácidos y gomas, con lo que no son adecuados

para la lubricación que se precisa en un sistema de refrigeración.

Los aceites lubricantes de origen mineral se obtienen en su mayoría a

partir del petróleo en la columna de vacío de la refinería y provienen de los

destilados de esta columna principalmente y en parte también de los residuos

de la misma. El tipo de crudo del que proceden decidirá la clase de lubricante

obtenido entre los cuatro fundamentales: parafínicos, nafténicos, aromáticos y

asfálticos.

1.8.1 PROPIEDADES DE LOS ACEITES LUBRICANTES

Las propiedades que debe reunir un aceite lubricante en función de la

aplicación que se le va a dar son:

1.8.1.1 Propiedades físicas fundamentales

a) Viscosidad: Deben conservar la consistencia para lubricar a alta

temperatura y la capacidad de fluir a baja temperatura. Esta propiedad se

valora mediante el índice de viscosidad.

b) Untuosidad: Es la adherencia del aceite a los órganos lubricados.

32

c) Punto de inflamación: Es la temperatura a la cual los vapores

desprendidos pueden arder ante la presencia de una llama.

d) Punto de combustión: Es la temperatura a la cual el aceite puede

arder en la superficie por lo menos durante 5 segundos y es superior al de

inflamación.

e) Punto de niebla: Es la temperatura a la que aparece una especie de

niebla que enturbia el aceite y es debida a la congelación de la parafina que

contiene.

f) Punto de congelación: Es la temperatura a la cual puede ponerse

horizontal el tubo de ensayo sin que, durante cinco segundos, se deforme la

superficie de lubricante contenido en él.

g) Punto de descongelación: Es la temperatura a la que queda liberada

una pieza bloqueada por el lubricante durante su descongelación.

h) Rigidez dieléctrica: Es la tensión mínima necesaria para que salte una

chispa entre dos esferas de polos opuestos situadas a 5 mm una de otra y

sumergidas en aceite.

1.8.1.2 Propiedades físicas secundarias

a) Poder detergente: Su objetivo es mantener en suspensión y arrastrar

todas las impurezas que se puedan formar en el circuito lubricante. Se

consigue con aditivos.

b) Poder antiespumante: Es la capacidad para eliminar espumas, las

cuales son indeseables y se pueden evitarse adicionando antiespumantes

(jabón cálcico o siliconas).

c) Poder anticorrosivo: El aceite no debe ser corrosivo y además debe

proteger de la oxidación las partes que lubrica. Se consigue con aditivos.

d) Poder lubricante a presiones extremas: A presiones elevadas es

necesario mantener la lubricación. Para ello, hay aditivos que forman una

película en la superficie de los metales hasta que se renueva la lubricación

fluida.

33

1.8.1.3 Propiedades químicas

a) Humedad: Cantidad de agua que contiene el lubricante.

b) Índice de Conradson: Porcentaje de coke producido por un aceite al

hacerlo arder sin aire a alta temperatura.

c) Índice de acidez: Corresponde a los miligramos de KOH necesarios

para neutralizar un gramo de aceite.

d) Índice de saponificación: Son los miligramos de KOH necesarios para

saponificar un gramo de aceite.

1.8.2 LUBRICANTES PARA COMPRESORES FRIGORÍFICOS

Los aceites indicados para la lubricación de compresores frigoríficos

deben ser de muy bajo punto de congelación (de -30 a -400C), para que no se

congelen en régimen normal de funcionamiento del compresor. Además deben

estar totalmente exentos de humedad, para evitar la formación de hielo, que

impediría el buen funcionamiento de las válvulas. En general los aceites que

mejor se adaptan a un sistema de refrigeración son los de base naifénica,

complementados con los aditivos que procedan en su caso.

Las características de un aceite lubricante apropiado para compresores

alternativos, abiertos o herméticos, podrían ser las siguientes:

-Viscosidad: 150±10 segundos Saybolt a 37,8 ºC, 40-45 segundos

Saybolt a 98,9ºC.

-Poder dieléctrico (mínimo) :25 KV.

-Punto de congelación (máximo) : -37,2 ºC.

-Punto de inflamación (mínimo): 165,5 ºC.

-Punto de fluoculación (máximo) : -56,6 ºC.

Si los compresores utilizan como refrigerante el cloruro de metilo o los

freones R-12 y R-22, solubles en los aceites lubricantes ordinarios, debe

cuidarse de una manera especial la separación posterior del aceite y el

refrigerante, para evitar accidentes, o bien emplear lubricantes insolubles como

los glicoles etilénicos.

34

Con los compresores que utilizan amoníaco y sulfuro de hidrógeno, no

se presentan problemas de solución con el lubricante, pero en cambio, debe

extremarse la sequedad de éste para evitar la formación de ácidos sulfurosos o

sulfúricos con SO2.

1.9 TUBERÍA DE REFRIGERANTE

Las consideraciones de este apartado están realizadas en base a la

utilización de los refrigerantes R-12, R-22 o Carrene 500. Las conducciones de

refrigerante deben proyectarse bajo los siguientes condicionantes:

a) Adecuado suministro de refrigerante al evaporador.

b) Las caídas de presión en las líneas deben ser mínimas, pues

disminuyen la capacidad térmica y ello debe compensarse con un incremento

de potencia del compresor.

c) No permitir la acumulación de aceite lubricante en la instalación

excepto en el compresor y asegurando el retorno a éste del aceite arrastrado

por el refrigerante.

d) Evitar en el compresor, tanto en funcionamiento como parado, que el

refrigerante en fase líquida penetre en el cárter del compresor.

Se pueden distinguir tres partes diferenciadas a efectos de cálculo en los

conductos de refrigerante : la tubería de líquido que conecta el condensador

con la válvula de expansión, la tubería de aspiración que une el evaporador con

el compresor y la tubería de descarga que une el compresor con el

condensador.

Al calcular la sección óptima de la tubería debe tenerse en cuenta el

coste de la misma, que aumenta con la sección, y las pérdidas de carga que

disminuyen con la sección. Además la sección ha de hacer que la velocidad del

fluido sea suficiente para asegurar el retorno del aceite.

Si sólo se considera el coste económico, las pérdidas de presión serán

excesivas y lo ahorrado en tubería se perderá en un mayor consumo del

compresor o de potencia sobredimensionada del grupo frigorífico.

35

1.9.1 IMPORTANCIA DE LA CAÍDA DE PRESIÓN

Las pérdidas de presión en la tubería de aspiración del compresor

suponen una reducción de la potencia frigorífica debido a que obliga al

compresor a trabajar a una presión de aspiración inferior, y éste no puede

alcanzar la presión de salida esperada, si no es a base de un aumento de

potencia. Esta tubería se calcula generalmente para una caída de presión

equivalente a WC sobre la temperatura de saturación del evaporador, que

dependerá del tipo de refrigerante utilizado. La velocidad del gas aspirado debe

ser superior a 4 mIs en los tramos horizontales y de 7,5 mIs en los verticales

con flujo hacia arriba para asegurar el retorno del aceite al compresor. Los

tramos horizontales deben tener una pendiente hacia el compresor no inferior a

1/250 %.

En cuanto a la línea de descarga del compresor, es importante reducir al

mínimo las pérdidas de presión por el mismo motivo que para la aspiración, es

decir, por tener que traducirse en un aumento de potencia del compresor para

conseguir la misma potencia frigorífica que si no las hubiera, con la única

diferencia de que en lugar de disminuir la presión de entrada, lo hace la de

salida.

Normalmente se consideran como las equivalentes a 0,5 -1 ºC sobre la

temperatura de saturación del condensador. Se aplicará el mismo criterio de

velocidad, para asegurar el arrastre del aceite, que en la tubería de aspiración.

Aunque la caída de presión en la tubería de líquido no es tan crítica

como en las de entrada y salida del compresor, un pérdida de carga excesiva

podría originar una vaporización parcial, flash, del refrigerante antes de la

válvula de expansión que motivaría un funcionamiento defectuoso de ésta. En

cambio una presión insuficiente no garantizaría una alimentación correcta.

Suele admitirse una caída de presión correspondiente a entre 0,5 y 1 ºC de

pérdida sobre la temperatura de saturación.

Hay que señalar que los accesorios también producen caída de presión,

para los que se calculará su longitud equivalente en metros de tubería, a partir

de unas tablas que proporciona el fabricante. Podemos ver unos ejemplos de

estas tablas a continuación.

36

1.9.2 CÁLCULO DE TUBERIAS

El cálculo práctico de tuberías de refrigerante se realizará por un método

gráfico construido a partir de la fórmula de Darcy - Weisbach:

Donde:

f = factor de rozamiento

L = longitud del tubo en metros

D = diámetro del tubo en metros

V = velocidad del fluido en m/s

g = aceleración de la gravedad = 9,81 m/s2

El factor de rozamiento que depende de la rugosidad interior del tubo y

del número de Reynolds a sido determinado a partir del diagrama de Moody.

Se parte de los siguientes datos:

-Refrigerante utilizado.

-Potencia de la instalación frigorífica.

-Temperatura de condensación del refrigerante.

-Temperatura de evaporación del refrigerante.

-Longitud y material de la tubería.

-Accesorios utilizados.

-Pérdida de carga aconsejable en ºC.

Se siguen los siguientes pasos:

37

a) Se determina la longitud de la tubería considerada y se aumenta en

un 50% para obtener una primera aproximación de la longitud total equivalente,

en el caso de existir accesorios.

b) Si la pérdida de carga considerada es diferente de la indicada en el

gráfico correspondiente se corrige la longitud equivalente multiplicándola por el

coeficiente que corresponda y que aparece en la tabla situada debajo del

gráfico.

c) Aplicar a la potencia frigorífica el coeficiente encontrado en la tabla

correspondiente, a partir de las temperaturas de evaporación y condensación,

teniendo en cuenta el material de la tubería que se está dimensionando. En el

caso de tubería de líquido no se aplica e1 factor de potencia.

d) Con la potencia corregida y la longitud equivalente se obtiene el

diámetro de la tubería. Se escoge el inmediatamente superior y a partir de él el

tamaño de los accesorios.

e) Se halla la longitud equivalente de los accesorios y se suma a la

longitud del tubo recto para obtener así la longitud equivalente total.

f) Se comprueba que la pérdida de carga sea inferior a la máxima

aconsejada.

g) Se comprueba que la velocidad sea suficiente, en el caso de tuberías

de aspiración y descarga, con la ayuda del diagrama de la figura 1.23.

Figura 1.23 - Diagrama para el cálculo de la velocidad del refrigerante.

1.9.3 ACCESORIOS

Los accesorios son dispositivos intercalados en la tubería del

refrigerante que contribuyen al buen funcionamiento del sistema. El tipo y

cantidad de accesorios dependerá del tramo de tubería y de la complejidad de

la instalación. Los más habituales son:

a) Intercambíadores líquido - vapor: Van intercalados en la tubería de

líquido. Su misión es poner en contacto térmico el líquido que sale del

38

condensador (a alta temperatura y presión) con el vapor que sale del

evaporador a baja temperatura y presión. De esta forma se obtienen dos

efectos: subenfriar el líquido lo suficiente como para asegurar que las pérdidas

de carga en la tubería de líquido eviten la parcial vaporización del refrigerante

antes de pasar por la válvula de expansión; y recalentar el gas de aspiración

para asegurar que no entren gotas de líquido en el compresor. Si su colocación

es cercana al evaporador se consigue además que actúe como un separador

de aceite, evitando así el retorno del líquido al compresor. Los dos tipos

clásicos de intercambiador son:

- Intercambiador multitubular o de serpentín: son adecuados para el

subenfriamiento del líquido y se instalan normalmente de forma que la boca de

salida de aspiración evite la retención del aceite.

- Intercambiador de doble o triple tubo: es el adecuado para impedir el

retorno del líquido del compresor a consecuencia de un funcionamiento

desordenado de la válvula de expansión, o como separador de aceite a la

salida de un evaporador inundado. Podemos ver uno representado en la figura

1.40.

Figura 1.40 - Intercambiador líquido vapor de triple tubo

b) Indicador de líquido: Es una conexión corta y transparente que

permite comprobar el flujo de refrigerante (ver figura 1.41). Se instala en la

tubería de líquido, antes de la válvula de expansión. Muestra si el sistema tiene

suficiente carga de refrigerante debido a la existencia o ausencia de burbujas

de vapor en el flujo.

Figura 1.41 - Indicador de doble mirilla.

c) Depósito de líquido: Es un recipiente situado debajo del condensador

que permite que el líquido procedente de este desemboque libremente en el

depósito. De esta manera se evita que el líquido retroceda y reduzca la

superficie de condensación. Para largos periodos de paro, la carga completa de

refrigerante puede almacenarse en este depósito.

39

d) Acumulador de líquido: Es un gran depósito colocado entre el

evaporador y el compresor que evita el arrastre de líquido por parte del vapor

de admisión. Normalmente no se utiliza.

e) Filtros : Evitan que las partículas sólidas circulen por la instalación,

pues podrían dañar al compresor, a la válvula de expansión, o causar fallos en

las válvulas de cierre al producirse un mal asentamiento del vástago (ver figura

1.42). Cuando se emplean tuberías de acero se debe instalar un filtro adecuado

en la de aspiración y un filtro en la del líquido para separar las partículas de

óxido que se forman en dichas tuberías.

Se recomienda la instalación de un filtro delante de cada válvula de

expansión.

Figura 1.42 - Filtro tipo cartucho.

f) Secadores o deshidratadores: Son dispositivos que contienen gel de

sílice, aluminio activado u otro agente secante, que eliminan por absorción la

humedad del refrigerante. El agua debe eliminarse totalmente porque puede

congelarse y bloquear la válvula de expansión, corroer el metal o afectar al

aislamiento eléctrico del motor del compresor. Normalmente el secador va

combinado con el filtro en un mismo cartucho, como el representado en la

figura 1.43.

Figura 1.43 - Filtro deshídratador

Se instalan en la tubería de líquido y su empleo es aconsejable en

cualquier tipo de instalación de refrigeración, pero es indispensable en las que

funcionan a bajas temperaturas o en las que utilizan el tipo hermético. La

instalación de un indicador de humedad a la salida del secador permite

comprobar cuando debe ser cambiado este último.

40

g) Válvulas: Las más utilizadas son las de cierre total, las mantenedoras

de presión, las de solenoide, las de control de la dirección y las de expansión

termostáticas.

Las de cierre total se instalan cuando un componente del sistema debe,

en un determinado momento, aislarse del resto del sistema, ya que cuando

están cerradas bloquean totalmente el paso del fluido.

Las válvulas mantenedoras de presión se instalan en la tubería de

admisión para mantener constante y suficientemente alta la presión del

evaporador, evitando una congelación del agua o un excesivo secado del aire

en un serpentín de enfriado de aire.

Las de solenoide son de funcionamiento electromagnético, e instaladas

en la tubería de líquido, cierran el paso totalmente cuando el compresor se

para, evitando que se inunde el evaporador.

Las válvulas de control de dirección son las llamadas de tres vías, pues

la posición del vástago obturador determina sí una de las conexiones está

comunicada con cualquiera de las otros o con ambas a la vez. Se utilizan para

conectar aparatos de medida o mangueras de carga de refrigerante.

Las válvulas de expansión termostáticas intercaladas en la línea de

líquido, deben estar dimensionadas de modo que alimenten de forma suficiente

el evaporador cuando funcione a plena carga.

h) Separador de aceite: Muchos sistemas de refrigeración incorporan

este dispositivo, que se instala en la tubería de descarga del compresor (ver

figura 1 44), con el fin de que recupere todo el aceite lubricante arrastrado por

el refrigerante y lo devuelva automáticamente al compresor.

Figura 1.44 - Esquema donde se puede ver la posición del separador de

aceite.

Su eficacia no es del 100%, ya que siempre circula algo de aceite a

través del sistema. Otro inconveniente es que en el ciclo inactivo, puesta en

marcha o paradas, el separador se enfría y puede condensar algo de

41

refrigerante, que penetraría en el cárter del compresor, originando una mala

lubricación del mismo.

i) Eliminadores de vibración o silenciadores: Se instalan en las tuberías

de admisión y escape para reducir la transmisión de vibración desde el

compresor al resto de la instalación, evitando además ruidos molestos y la

debilitación de las conexiones soldadas o roscadas.

j)Conexiones: Son los codos, uniones en T, en cruz y otras uniones entre

tuberías. La unión entre los distintos elementos se puede realizar por rosca o

soldadura.

k) Aislamiento térmico: Su misión es evitar pérdidas de frío que motiven

un descenso de la potencia frigorífica.

Las tuberías de líquido no deben ser aisladas si, como sucede

normalmente, la temperatura ambiente es inferior o igual a la del líquido. Sin

embargo es aconsejable realizarlo en caso contrario o cuando pasen por las

proximidades de fuentes de calor.

Las tuberías de aspiración no deben aislarse ya que es conveniente que

puedan absorber algún calor y garantizar la evaporación de todo el líquido. En

todo caso, es conveniente un ligero aislamiento para evitar la condensación de

la humedad atmosférica donde el goteo no sea deseable.

Las tuberías de descarga no deben aislarse porque cualquier pérdida de

calor en esta línea reduce el trabajo a efectuar por el condensador.

1.10 CONTROL DEL SISTEMA

Además de la regulación que ejercen los sistemas de expansión para un

buen control de la instalación frigorífica se debe evitar el funcionamiento

anormal o peligroso, con lo que serán necesarios elementos de protección y

seguridad que paren la instalación, o partes de ellas, en caso necesario. Los

elementos empleados en la protección y seguridad son:

- Los presostatos de baja presión.

- Los presostatos de alta presión.

- Los presostatos diferenciales colocados en el circuito de aceite.

42

- Los termostatos.

- Las válvulas de fusible, los discos de rotura y las válvulas de descarga de

muelle, que permiten la salida del refrigerante del grupo frigorífico en el caso de

que su presión alcance valores anormalmente elevados y peligrosos.

Los presostatos son interruptores accionados por presión que actúan

sobre un muelle o diafragma. Existe un gran número de tipos y sistemas

diferentes. El más empleado para proteger al compresor es el formado por dos

fuelles y una serie de contactos. El fuelle mayor, conectado en la aspiración del

compresor, abre cuando la presión es menor que un determinado valor y cierra

cuando sobrepasa un valor de seguridad, teniendo que ser abierto

manualmente, después de remediar la causa que provocó la elevación anormal

de la presión.

Para las bombas de aceite de lubricación de compresores (en el caso de

existir), se coloca un presostato diferencial con interruptor temporizado, que

asegura un mínimo de presión desarrollada por la bomba de aceite. En caso

contrario. si la presión es demasiado elevada durante un tiempo determinado,

el interruptor parará el compresor.

Los termostatos se colocan a la salida del agua en los evaporadores

enfriadores. Su función es parar el compresor cuando la temperatura del agua

sea demasiado baja (tipo todo-nada). En los evaporadores de tipo inundado se

coloca un termostato aplicado al circuito de refrigeración para evitar la

congelación del agua que atraviesa los tubos. Son termostatos de mínima

porque actúan cuando la temperatura desciende de un valor mínimo.

Las figuras siguientes muestran las diferentes partes de un termostato y

un presostato.

Figura 1.45 - Esquema de un termostato de bulbo.

Figura 1.46 - Esquema de una válvula de paso de agua presostática.

43

CAPÍTULO II. CLIMATIZACIÓN POR AIRE

El aire, como fluido envolvente, influye de forma absoluta sobre la

confortabilidad de un ambiente determinado, y como tal es un aspecto a tratar

en una instalación de climatización.

2.1 CARACTERÍSTICAS DELAIRE

2.1.1 COMPOSICIÓN QUÍMICA

El aire está constituido por una mezcla cuya concentración no varía en

las capas bajas de la atmósfera. Son el nitrógeno y el oxígeno como elementos

básicos y el resto son gases nobles entre los que predomina el argón. La

composición química del aire puro a nivel del mar, podría ser la siguiente:

Tabla composición del aire

Normalmente existen otros gases en cantidad variable como pueden ser el

vapor de agua, el dióxido de carbono (0,03% en volumen aproximadamente) y

el ozono. En las zonas industriales la composición se ve alterada por la

presencia de hidrocarburos, alquitranes, cenizas, dióxido de azufre, etc.

2.1.2 HUMEDAD EN EL AIRE

Desde el punto de vista del acondicionamiento térmico, el aire a tratar se

considera como una mezcla ideal de aire seco y vapor de agua.

Si llamamos ma a la fracción de aire seco y mv a la fracción de vapor de

agua se cumplirá que:

m = ma + mv

donde m es la masa del aire húmedo.

44

La humedad en el aire se mide principalmente de dos formas distintas:

a) Humedad absoluta (Y). Se define como el cociente entre la masa de

vapor contenida en el aire y la masa de aire seco. Así pues:

Y = mv / ma

Si aplicamos la Ley de Dalton de las presiones parciales, que dice:

En una mezcla gaseosa cada gas ejerce una presión parcial igual a la

que tendría si ocupase sólo el mismo volumen a la misma temperatura, y la

presión total de la mezcla es igual a la suma de las presiones parciales de

todos los gases que la componen.

Podemos definir la humedad absoluta en función de las presiones

parciales:

- P = Presión total de la mezcla en Kg/m2.

- Pa = Presión parcial del aire seco en Kg/m2.

- Pv = Presión parcial del vapor en Kg/m2.

- Ra = Constante universal para el aire = 29,24 m/K.

-Rv= Constante universal para el vapor = 47,1 m/K.

- V = Volumen específico de la mezcla en m3/Kg.

- T = Temperatura absoluta de la mezcla en K.

Si partimos de 1 Kg de aire seco suponiendo que se comporta como un

gas ideal:

45

Por la ley de Dalton:

P = Pa + Pv

Pa = P - Pv

Sustituyendo la ley de Dalton en la primera expresión, nos queda:

Y para el vapor contenido en 1 Kg de aire:

Pv·V = Y·Rv·T

Y = Pv·V / ( Rv·T)

Operando:

Y si sustituimos Ra y Rv por sus valores respectivos queda:

b) Humedad relativa (). Es la relación en porcentaje entre la presión del

vapor de agua a una determinada temperatura y la presión de saturación a la

misma temperatura. Este cociente siempre es menor que la unidad. Si lo

multiplicamos por 100 tendremos la humedad relativa en tanto por ciento:

= Pv / Pv*·100

46

El aire se considera saturado cuando el vapor en él contenido está en

equilibrio con el líquido a la temperatura y presión existentes. La humedad

relativa es variable entre 0 y 100, valores extremos que corresponden al gas

seco y saturado respectivamente. Por lo tanto la humedad relativa nos indica lo

cerca o lejos que estamos del grado de saturación.

2.1.3 PROPIEDADES FÍSICAS

Las propiedades físicas que definen el estado de una mezcla de aire -

vapor de agua son consecuencia de la aditividad de las propiedades

individuales de ambos componentes. Estas propiedades son:

a) Volumen específico (Ve) : Es el volumen ocupado por 1 Kg de aire

seco más la humedad que le acompaña. Sí suponemos comportamiento ideal:

Ve=n·R·T / P

donde:

- Ve = Volumen específico en m3/Kg.

- Y = Humedad absoluta de la mezcla.

- R = Constante del gas ideal = 0,082 atm·m3/(K·Kmol).

- T = Temperatura absoluta en K.

- P = Presión absoluta en atm.

- Mv = Peso molecular del vapor de agua = 18 g/mol.

- Ma = Peso molecular medio del aire = 29 g/mol.

b) Calor específico (Cs). El calor específico del aire húmedo es el número

de kilocalorías necesarias para aumentar la temperatura de 1 Kg de aire más el

vapor que lo acompaña en 1ºC. Como los calores específicos varían con la

47

temperatura, hay que admitir unos valores promedio para cada mezcla aire-

vapor de agua.

Cs = (Cp)a + (Cp)v·Y

Como (Cp)a es igual a 0,24 y (Cp)v vale 0,46, la expresión anterior queda:

Cs= 0,24 + 0,46 Y en Kcal/(ºC·Kg aire seco)

e) Entalpía específica (i) : Es la suma del calor sensible de 1 Kg de aire

húmedo y el calor latente del vapor que contiene este aire húmedo, a la

temperatura a la que se refieran las entalpías.

i = Cs·t + o·Y = 0,24·t + (597,2 + 0,46·t)·Y enKcal / (Kg aire húmedo)

d) Punto de rocío (tr): Es la temperatura a la cual se saturaría una

mezcla de aire seco y vapor de agua que fuese enfriada a presión constante. El

punto de rocío es una medida indirecta de la presión de vapor y de la humedad

absoluta, si se conoce la presión total.

e) Temperatura húmeda (tw) : Es la temperatura mínima, alcanzada por

enfriamiento, a la que llega una pequeña masa de líquido puesta en contacto

con una cantidad mucho mayor de aire húmedo. Es función de la temperatura y

la humedad del aire.

La capa de aire que separa el líquido del aire húmedo, o capa de

difusión, se enfría hasta una temperatura tanto más baja cuanto más intensa

sea la evaporación, es decir, cuanto más lejos se encuentre el aire húmedo de

la saturación.

Para el cálculo de la temperatura húmeda se utilizará la ecuación

psicrométrica :

48

donde:

- Pw* = Presión parcial de saturación a la temperatura t.

- Pv = Presión parcial del vapor en el seno del aire.

- hc = Coeficiente de transmisión de calor por conveccion entre la capa de

difusión y el aire.

- kG = Potencial de transporte de materia por difusión.

- Mv = Peso molecular del vapor de agua = 18 g/mol.

- w = Calor latente de vaporización a la temperatura de saturación.

- t = Temperatura del aire húmedo.

- tw = Temperatura húmeda del aire.

De forma empírica y a temperatura ambiente se ha encontrado que el

término:

hc / (kG·Mv·w) = 0,5 mmHg/ºC

Por lo que la expresión anterior nos queda:

Pw* - Pv = 0,5·(t –tw)

f) Temperatura de saturación adiabática (t3) : Es la temperatura que

alcanza una cantidad limitada de aire húmedo no saturado, en contacto con

una masa de agua, hasta que alcanza la saturación. Durante el proceso varían

constantemente la humedad y la temperatura del aire.

Esta temperatura viene dada por la expresión:

- Ys = Humedad de saturación.

- Y = Humedad inicial del aire.

49

- Cs = Calor específico del aire húmedo.

- s = Calor latente de vaporización del agua a la temperatura ts.

- t = Temperatura inicial del aire.

- ts = Temperatura de saturación adiabática.

La temperatura de saturación adiabática para la mezcla de aire - vapor de agua

dif¡eren muy poco de la temperatura húmeda del aire.

2.2 DIAGRAMA PSICROMÉTRICO

El diagrama psicrométrico es la representación gráfica de las

propiedades del aire húmedo. Su utilidad radica en que posibilitan encontrar

variables desconocidas a partir de otras conocidas. También permiten describir

perfectamente transformaciones termodinámicas del aire húmedo,

normalmente a presión constante.

Queda definido por tres variables independientes que son la presión, la

humedad y la temperatura. Normalmente se refieren a 760 mm de Hg y 1 Kg de

aire seco, con lo que resulta un diagrama bidimensional humedad absoluta -

temperatura.

Las magnitudes que incorpora el diagrama psicrométrico se aprecian en

la figura 2.1.

Figura 2.1 - Descripción de líneas y ejes del diagrama psicrométrico.

La aplicación de un diagrama psicrométrico a un sistema frigorífico

consiste en el cálculo de las distintas transformaciones que debe sufrir el aire

en este tipo de instalaciones para el dimensionamiento de éstas.

Cualquier proceso isobárico de tratamiento de aire puede

descomponerse en una o varias de las transformaciones individuales que se

detallan en los subapartados siguientes, más una adiabática, sobre el diagrama

psicrométrico.

50

2.2.1 MEZCLAS DE AIRE

La mezcla de dos caudales de aire es una operación que se realiza

frecuentemente en acondicionamiento de aire. La idea es muy simple, se trata

de mezclar dos corrientes de aire de distintas temperatura y humedad para

conseguir aire que tenga unas propiedades intermedias.

Definiremos los siguientes parámetros:

G = Flujo másico de aire húmedo.

Y = Humedad absoluta.

i = Entalpía.

Si mezclamos dos tipos de aire húmedo A y B, obtenemos una mezcla

C. Por balance de materia se obtiene:

GA + GB = GC

GAseco·YA + GBseco YB = GCseco YC (1)

Yc = ( GAseco·YA + GBseco YB ) / GCseco (2)

Por el balance de entalpías:

GA·iA + GB·iB = GC·iC

iC =(GA·iA + GB·iB) / GC (3)

Las tres expresiones definen el aire de la mezcla C, cuyo punto

resultante en el diagrama psicrométrico, debe estar en la recta que une los

puntos representativos de A y B en el diagrama mencionado.

51

2.2.2 CALENTAMIENTO SIN DESHUMIDIFICACIÓN

Se trata de una operación que consiste en calentar el aire hasta alcanzar

la temperatura que se desee, sin modificar el contenido de humedad, es decir

sin quitar ni añadir agua.

La forma más generalizada de calentar el aire es mediante resistencias

eléctricas, o bien mediante un quemador de gas. En esta operación sólo nos

interesa saber cuanto calor se necesita para calentar el aire desde unas

condiciones hasta otras. La cantidad de calor suministrado al aire para

calentarlo desde A hasta B, viene dada por:

q / =G·(0,24·(tB - tA) + 0,46·Y·(tB –tA)) donde:

- q / = Calor intercambiado en Kcal/h.

- G = Flujo másico de aire húmedo.

- tB = Temperatura final del aire.

- tA = Temperatura inicial del aire.

- Y = Humedad absoluta en Kg de vapor / Kg de aire seco.

El segundo sumando de esta expresión puede considerarse a

despreciable a efectos de cálculo, con lo que la fórmula quedaría:

q / = G·0,24-·(tB - tA)

2.2.3 ENFRIAMIENTO SIN DESHUMIDIFICACIÓN

Es un proceso en el cual el aire es enfriado sin alcanzar la curva de

saturación, con lo que no se condensa agua y por lo tanto la humedad absoluta

se mantiene constante. Se consigue haciendo pasar el aire por un

intercambiador de calor con un fluido refrigerante a una temperatura superior a

la del punto de rocío de dicho aire.

52

La cantidad de calor extra; da del aire viene dada por la misma

expresión que para el calentamiento, es decir:

q / = G 0,24 (tB - tA)

2.2.4 PROCESOS DE DESHUMIDIFICACIÓN

Como su nombre indica, es una operación que tiene por objeto eliminar

agua del aire. Es la operación básica que se hace en verano en climas

húmedos. Fundamentalmente hay dos procedimientos:

a) Enfriar el aire por debajo del punto de rocío, con lo cual condensa el

vapor de agua y se elimina (deshumidificación por enfriamiento).

b) Hacer pasar e aire a través de una sustancia sólida o líquida que

absorbe el agua. Por ejemplo, el cloruro cálcico o diferentes glicoles

(deshumidificación química).

2.2.4.1 Deshumidificación por enfriamiento

Se hace pasar el aire por una batería de refrigeración que está

constituida por un conjunto de tubos provistos de aletas, por el interior de los

cuales circula un refrigerante. El aire se hace pasar por fuera de los tubos y. al

entrar en contacto con la superficie exterior de los tubos y las aletas, se enfría.

Podemos ver una batería de deshumidificación en la figura 2.2.

Figura 2.2 - Bateria de deshumidificación.

En este caso se alcanza la curva de saturación, con lo que la humedad

absoluta disminuye. Se obtiene poniendo el aire en contacto con un fluido a

una temperatura inferior a la del punto de rocío de dicho aire.

Esta transformación se simplifica suponiendo que sólo una parte del aire

tratado está en contacto con la superficie fría. Sigue una evolución primero de

enfriamiento sin deshumidificación y después enfriamiento con pérdida de

humedad absoluta. De esta forma, esta parte del aire alcanza la temperatura

de la superficie fría (tD). El resto del aire se supone que no entra en contacto

53

con la superficie refrigerante, con lo que saldrá en las mismas condiciones que

entró. De acuerdo con este razonamiento se obtiene que, a la salida del

intercambiador de calor, el aire es una mezcla de dos estados A y D, y se

define como el estado E. La temperatura tD recibe el nombre de temperatura de

rocío del aparato, y es la temperatura media de la superficie refrigerante.

Para el cálculo del calor total sustraído del aire se utilizará la fórmula:

qt / = G·(iA – iE)

El calor total será la suma del calor sensible y el calor latente:

qt = qs +ql

qs / = 0,24·G·(tA - tE) (1)

ql / = 597.2·G·(YA - YE) (2)

Dividiendo (1) entre (2) se obtiene el factor térmico R:

R = qs / qt

2.2.4.2 Deshumidificación química

Es un método de deshumidificación que se utiliza en procesos

industriales pero no en aire acondicionado.

2.2.5 PROCESOS DE HUMIDIFICACIÓN

Se llama proceso de humidificación aquel que produce un aumento de la

humedad del aire. La forma práctica de producirlo es mediante el pulverizado

de agua a presión en unas toberas llamadas pulverizadoras. El aire absorbe el

agua aumentando su humedad final. Este proceso puede realizarse

básicamente de dos formas:

a) Mediante un proceso adiabático (sin aporte ni extracción de calor).

b) Con aporte o extracción de calor.

54

2.2.5.1 Proceso de saturación adiabática

El aire a la salida del proceso tiene una temperatura que se llama

temperatura de saturación adiabática. Ésta no es otra que la temperatura

húmeda según las condiciones de entrada. El aire entra en la cámara con unas

condiciones determinadas de temperatura y humedad y sale a la temperatura

húmeda tw, y con una humedad mayor a la inicial.

2.2.5.2 Humidificación con aporte o extracción de calor

Es una operación que tiene por objeto humidificar el aire, pero

alcanzando unas condiciones diferentes de las adiabáticas. Para ello es

necesario añadir o extraer calor. En la práctica. esta operación se lleva a cabo

pulverizando agua, que está a una temperatura diferente del aíre, en una

cámara anterior.

Este proceso se lleva a cabo en las cámaras de lavado de aire; en ellas

el objetivo principal es lavar el aire, es decir, eliminar el polvo y otras sustancias

que quedan disueltas en el agua; pero para el lavado general se hace con agua

caliente y el efecto resultante es un aumento de la humedad y de la

temperatura del aire; por lo tanto, es una humidificación con aporte de calor.

La cantidad de calor implicada en el proceso viene dada por la

expresión:

q/ = G·(i2 - i1) – G·(Y2 - Y1)·hL donde:

hL = entalpía del agua líquida de reposición.

La entalpía del agua líquida, expresada en Kcal/Kg coincide

numéricamente con la temperatura centígrada del agua. Si queremos pasar

después pasar a KJ/Kg, mutiplicaremos por 187.

2.3 CONDICIONES AMBIENTALES DE CONFORT

55

Las instalaciones de aire acondicionado deben proyectarse con la

finalidad de crear ambientes confortables para la permanencia en ellos de las

personas. Los elementos básicos ambientales que definen el bienestar humano

son:

- Temperatura.

- Humedad del aire.

- Ruido.

- Ventilación y purificación del aire.

Aunque los cuatro factores son importantes, los dos primeros, debido a

la dificultad que representa su control riguroso, son los prioritarios.

Además, otro factor que seria interesante analizar es la interacción que

existe entre él, las personas y el medio ambiente. El cuerpo humano genera

calor de acuerdo con su metabolismo y para mantener constante su

temperatura debe transmitirlo al exterior. Si cede más calor del que genera

tiene sensación de frío y tiene calor si cede menos. Los factores que más

influyen en este intercambio de calor son

- La temperatura, velocidad y humedad relativa del aire.

- La temperatura de las paredes y objetos que se encuentren en el local.

- La protección térmica del cuerpo humano.

El calor generado por el cuerpo humano se disipa principalmente por

evaporación y convección dependiendo de las condiciones ambientales:

a) Intercambio por evaporación. El intercambio depende de la humedad

relativa del aire ambiental, y aumenta al diminuir ésta. La mayor parte de la

evacuación de calor se realiza de esta forma, como consecuencia de la

sudoración, por lo que el control de la humedad relativa resulta primordial

b) Intercambio por convección. Se favorece el intercambio al aumentar la

diferencia de temperaturas y la velocidad del aire, aunque las corrientes fuertes

pueden resultar molestas.

56

Otra relación a tener en cuenta entre la persona y su entorno, es el

intercambio de oxígeno y dióxido de carbono, la emisión de sustancias

aromáticas, el humo de tabaco y las sustancias patógenas.

Para neutralizar las variaciones de 02 y CO2 sería suficiente la

incorporación de pequeños caudales de aire exterior, pero en cambio para

eliminar olores son necesarios unos caudales de aire exterior que oscilan entre

los 10 y los 80 m3 por persona y hora.

Una operación necesaria es el filtrado de este aire exterior, no sólo

desde el punto de vista de la salud de los ocupantes, sino porque además

reduce los gastos de manutención de los ambientes acondicionados.

2.3.1 CONDICIONES TÉRMICAS EFECTIVAS

Para conseguir un estado de confort y bienestar es necesario regular,

por lo menos, la temperatura y la humedad. La determinación experimental de

este estado de bienestar se lleva a cabo utilizando métodos estadísticos,

porque es evidente que esta sensación puede diferir de unas personas a otras.

Ahora bien, se trata de dos factores, la temperatura y la humedad; si

intentamos condensarlos en uno solo podemos emplear el concepto de

temperatura efectiva que definiremos como el índice que expresa el efecto

compuesto de la temperatura del aire y la humedad relativa sobre el cuerpo.

Si dos ambientes obtenidos mediante una combinación diferente de

estas variables, ofrecen condiciones térmicas equivalentes, se dice que ambos

tienen la misma temperatura efectiva.

La temperatura seca es la que leemos en un termómetro normal y la

temperatura húmeda es la que leemos en un termómetro que tiene el bulbo

cubierto con gasa o algodón humedecidos con agua. Si el aire está saturado de

vapor de agua la indicación de los dos termómetros es la misma. A medida que

el aire tenga menos vapor de agua, la lectura del termómetro húmedo irá

disminuyendo. Así pues, la temperatura húmeda es un índice de la humedad.

La figura 2.3 muestra un ábaco para obtener la temperatura efectiva de

un ambiente a partir de la velocidad del aire y de las temperaturas de bulbo

57

húmedo y de bulbo seco. Por ejemplo, para 0'5 mis, 24% y 32% se obtiene una

temperatura efectiva de 27ºC.

Figura 2.3 - Ábaco para obtener la temperatura efectiva de un ambiente.

2.3.2 CONDICIONES DE BIENESTAR O CONFORT

Diversos estudios realizados por ASHRAE (American Society of Heating

and Air - Conditioning Engineers), acabaron con la confección del llamado

«Diagrama de bienestar" (Figura 2.4). Este gráfico relaciona la sensación de

confort (estadísticamente) con la temperatura efectiva, la temperatura húmeda,

la temperatura seca y la humedad relativa. Todo ello referido a una

determinada velocidad del aire.

Figura 2.4 - Diagrama de bienestar.

En el eje horizontal tenemos la temperatura seca y en el eje vertical la

húmeda. Las líneas inclinadas de abajo a arriba son indicativas de distintos

grados de humedad relativa. Las líneas inclinadas que cortan a éstas son las

de temperatura efectiva (líneas discontinuas). Aparecen unas líneas centrales

que, como se puede ver en el diagrama, corresponden a las condiciones

siguientes:

- Ligeramente fresco.

- Confortable.

- Ligeramente caluroso.

- Caluroso.

La zona comprendida entre la primera y la tercera línea marca el área

que corresponde a la llamada zona de confort.

Por ejemplo, para una velocidad del aire comprendida entre 0,07 y 0,13

m/s se obtiene el máximo confort en verano a una temperatura efectiva de

21,5ºC y un 45% de humedad relativa.

58

De todos modos debemos insistir en que para asegurar unas

condiciones de confort no basta con situarnos permanentemente en la llamada

zona de confort, sino estudiar una distribución correcta de temperaturas y una

velocidad adecuada del aire.

2.3.3 CONDICIONES DE PROYECTO

Cuando se hacen los cálculos de las instalaciones de aíre acondicionado

se fijan unos valores para las temperaturas y humedades relativas en el interior

y exterior del local que se va a acondicionar. Estos valores se llaman

condiciones de proyecto.

Las condiciones de proyecto en el exterior se determinan en base a

datos meteorológicos y se comentarán en el capítulo siguiente en el apartado

correspondiente a la cama térmica. Los valores de las condiciones en el interior

deben estar en consonancia con los factores de confort que hemos expuesto

en los apartados anteriores.

La normativa legal aconseja una racionalización del consumo energético

sin mermar la comodidad de los usuarios. Las condiciones de máximo confort

del Diagrama de bienestar contradicen esta racionalización, por lo que es

aconsejable suavizarlas, salvo exigencias de tipo sanitario o por otras causas

especiales.

Las condiciones normalmente aplicadas oscilan entre los 20-25ºC de

temperatura y el 40-60% de humedad relativa, próximas a uno u otro extremo

de los intervalos según sea verano o invierno. La Tabla 2.1 recoge las

recomendaciones sobre condiciones termohigrométricas.

La velocidad del aire en la zona ocupada debe estar comprendida entre

los 0,07 y 0,25 m/s para una actividad sedentaria normal.

Tabla 2.1 - Recomendaciones sobre condiciones termohigrométricas.

Otra cuestión es el caudal de aire a tratar, que debe ser mínimo por

razones de economía, pero suficiente para una ventilación correcta. De

59

acuerdo con los condicionantes de la instalación, y en base a datos

experimentales se puede utilizar la Tabla 2.3 confeccionada por ASHRAE y la

Tabla 2.2, que es específica para oficinas, por ser el objetivo del presente

estudio.

Tabla 2.2 - Caudales de aire exterior de ventilación para oficinas.

2.4 MOVIMIENTO DEL AIRE

El movimiento del aire entre dos puntos de un conducto es debido a la

diferencia de presiones totales entre ambos, y tiene lugar de mayor a menor

presión total. La presión total ejercida en cada punto es la resultante de: la

presión estática o potencial, que es perpendicular a las paredes del conducto, y

la presión dinámica.

La presión estática se debe a la diferencia de presión entre dos puntos de un

fluido. Se mide con un manómetro de agua cuya toma es perpendicular a la

dirección del movimiento en el conducto, tal y como se puede ver en la figura

2.5.

Figura 2.5 - Manómetro de agua con toma perpendicular.

Tabla 2.3 - Caudales de aire exterior de ventilación.

La pres¡ón dinámica es consecuencia de la velocidad del fluido, y su medida se

reaiiza con un manómetro de agua con una toma perpendicular a la dirección

del movimiento del fluido y otra paralela, como muestra la figura 26.

Figura 2.6 - Manómetro de toma perpendicular y paralela.

Analíticamente se calcula mediante la fórmula:

60

donde:

- Pd = Presión dinámica en Kg/m2.

- = Peso específico del aire en Kg/m3

- V = Velocidad del aire en m/s.

- g = Aceleración de la gravedad = 9,81 m/s2.

Para el aire estándar la expresión queda aproximadamente como:

Pd = V2 /16

2.4.1 PÉRDIDAS DE PRESIÓN

El movimiento del aire a través de un conducto tiene lugar con una

pérdida de presión continua, debida a los fenómenos de rozamiento y

turbulencia. De este modo se producen dos tipos de pérdida de presión:

a) Pérdidas por rozamiento o continuas : son características de los

tramos rectilíneos de conducto. Analíticamente se calculan mediante la

ecuación:

donde:

- p = Pérdida de presión por rozamiento en Kg/m2.

- f = Coeficiente de fricción (adimensional), que depende del número de

Reynolds y de la rugosidad relativa del conducto.

- L = Longitud de la tubería en m.

- D = Diámetro interior de la tubería en m.

- Pd = Presión dinámica en Kg/m2.

Para un cálculo práctico, se utilizará el gráfico de la figura 2.7, que

recoge las consideraciones anteriores, y aunque está diseñado para aire a

21ºC y 760 mm de Hg (condiciones estándar). puede ser utilizado para calcular

61

pérdidas de carga, sin errores importantes, entre temperaturas de 10 a 50ºC y

alturas de hasta 700 m sobre el nivel del mar.

Si de todas formas se quieren tener en cuenta variaciones de

temperatura o de presión, se pueden aplicar las siguientes correcciones. Si lo

que varía es la temperatura, se multiplica la pérdida de carga obtenida con el

gráfico, por la relación entre la temperatura estándar y la temperatura de

trabajo (ambas expresadas en K). Para considerar la presión, basta multiplicar

la pérdida de carga por la relación entre el peso específico de trabajo y el peso

específico estándar, o la relación inversa de presiones.

Se utiliza entrando por caudal hasta intersectar en diámetro. La abscisa

de este punto corresponderá a la pérdida de carga por metro lineal de

conducto.

Figura 2.7 - Pérdidas por rozamiento de aire.

b) Pérdidas por turbulencias o accidentales: Se producen en las uniones,

curvas, derivaciones, estrechamientos o en cualquier otro accesorio intercalado

en la red. Se deben a la aparición de componentes de velocidad

perpendiculares al flujo del aire.

Para determinados componentes, la pérdida de carga que ocasionan

viene dada por el fabricante. Es el caso de las baterías de enfriamiento,

accesorios de impulsión y retorno, filtros, registros. resistencias eléctricas, etc.

El resto de los accesorios debe ser calculado mediante métodos

totalmente empíricos, basados en la determinación de la longitud lineal de

conducto que ocasionaría una pérdida de carga idéntica a la del accesorio en

estudio.

Se utilizarán las siguientes, que para detalles de construcción conocidos,

permiten determinar la relación L/D, conociéndose el diámetro.

Tabla 2.4 - Rozamiento en los elementos de un sistema de conductos

cilíndricos.

62

Tabla 2.7 - Rozamiento en codos rectangulares (continuación).

Para las derivaciones (accesorios en T o X), el criterio para determinar la

longitud equivalente se basa en la relación entre las velocidades de la

derivación y el conducto principal, y el ángulo de ésta.

2.5 CÁLCULO DE CONDUCTOS DE AIRE

Los conductos de aire más utilizados para estas instalaciones son los de

chapa galvanizada, por menor coste y peso, mayor resistencia a la corrosión y

buen comportamiento térmico.

Normalmente se utilizan de sección rectangular cuando los conductos

son vistos por cuestiones estéticas, y de sección circular cuando están ocultos,

por su menor precio y mayor facilidad de manipulación y montaje.

Se define como diámetro equivalente de un conducto rectangular, de

dimensiones dadas, al diámetro del conducto circular que, recorrido por el

mismo caudal de aire, produce la misma caída de presión. Sin embargo, la

velocidad del aire varía, siendo superior en el conducto circular. Hay que tener

en cuenta que el costo, a igual pérdida de presión por unidad de longitud,

aumenta con la relación entre los lados (el más económico es el de sección

cuadrada).

La expresión que relaciona el conducto rectangular con su diámetro

equivalente es:

donde:

- = Diámetro equivalente.

- a = Lado menor.

- b = Lado mayor.

63

Para una mayor comodidad y rapidez en el cálculo de los diámetros

equivalentes de los conductos de sección rectangular se adjunta la Tabla 2.8.

Además ésta nos indica también los espesores de chapa aconsejados en

función del diámetro y del material.

Tabla 2.8 Diámetro de los conductos rectangulares (continuación).

El dimensionado de los conductos de aire, una vez conocidos los

caudales en circulación, la longitud de los diferentes tramos de la red de

distribución y los accesorios dispuestos en ella, se pueden realizar mediante

tres métodos diferentes, que son:

- Método con reducción de velocidad.

- Método de pérdida de carga constante.

- Método de recuperación de presión estática.

2.5.1 MÉTODO CON REDUCCIÓN DE VELOCIDAD

Se calcula la presión mínima necesaria en el ventilador de impulsión,

que será la del tramo más desfavorable del circuito, es decir, el que produzca

una mayor pérdida de carga. El conducto más largo no es necesariamente el

que tiene mayor pérdida de carga, puesto que conductos más cortos pueden

tener más codos, acoplamientos y restricciones. El resto del circuito se calcula

de forma empírica, como derivaciones del tramo mencionado. Este sistema

exige una gran experiencia y sólo se adapta a los casos más sencillos.

2.5.2 MÉTODO DE PERDIDA DE CARGA CONSTANTE

Este método es el utilizado para calcular la red de impulsión, retorno y

extracción de aire. Los conductos son dimensionados manteniendo constante

la pérdida de carga por metro lineal en toda la red.

El procedimiento consiste en elegir una velocidad inicial en el conducto

principal próximo al ventilador. Esta velocidad se deduce de la tabla 2.9 en la

que el factor restrictivo es el nivel de ruido. Una vez fijada la velocidad en el

64

tramo situado tras el ventilador, y conociendo el caudal de aire, podemos

determinar por medio del diagrama de la figura 2.7 la pérdida de carga en este

tramo de conducto. Este valor se mantendrá constante en la totalidad de la red,

y el diámetro del conducto circular equivalente se deduce de dicha tabla.

La caída de presión en el sistema de distribución del aire se obtendrá

multiplicando la longitud total equivalente del circuito más desfavorable,

generalmente el que conduce al difusor más alejado, por la pérdida unitaria.

Como la pérdida unitaria es constante en toda la red de conductos, los

difusores más próximos al ventilador precisarán normalmente unas compuertas

destinadas a estrangular el paso del aire. Sin embargo, la pérdida de presión a

través de las mismas deberá permanecer dentro de ciertos límites para evitar

que se produzcan ruidos que podrían ser molestos. Si en el cálculo se

advirtiese que la caída de presión en la compuerta sobrepasa los 3 ó 4 Kg/m2,

la red entera deberá ser calculada de nuevo adoptando pérdidas de carga

unitarias más bajas y reduciendo, en consecuencia, el estrangulamiento de las

compuertas.

Para disminuir las dimensiones del conducto y obtener simultáneamente

un sistema equilibrado, la pérdida de carga unitaria del tramo de conducto que

se encuentra a continuación del ventilador puede mantenerse constante para

dimensionar el tramo principal de la red (el más desfavorable).

A continuación se determina la presión estática disponible en las

derivaciones las cuales pueden ser dimensionadas a partir de la presión

estática total disponible en el citado punto y adoptando mayores pérdidas de

carga unitaria. Dividiendo la presión estática, en la entrada de la derivación, por

su longitud total equivalente se obtienen las pérdidas de carga unitarias. Por lo

general, la longitud equivalente es igual a la longitud efectiva aumentada en un

50%, para tener en cuenta las pérdidas accidentales, que luego deberán

comprobarse.

Tabla 2.9 - Velocidades máximas

recomendadas para sistemas de baja velocidad (m/s).

65

En el caso de que la velocidad resulte excesiva será necesario realizar

un nuevo dimensionamiento y el exceso de presión estática disponible se

neutralizará utilizando una compuerta situada en la embocadura de la

derivación. Se preverán, en su caso, los elementos oportunos para silenciar

dicha derivación.

Al utilizar este método para dimensionar una red, en cada reducción de

caudal se produce una disminución de la velocidad del aire en el conducto,

convirtiéndose una parte de la presión dinámica en presión estática que

compensará, por lo menos parcialmente, la caída de presión correspondiente

en el tramo de conducto sucesivo. Esta recuperación de presión estática puede

suponerse aproximadamente igual a:

p = 0,75·(Pd1 - Pd2) mm de c.d.a.

Donde Pd1 y Pd2 representan respectivamente las presiones dinámicas

antes y después de la derivación.

Para el cálculo de las presiones estáticas en las embocaduras de las

derivaciones se deberá calcular muy atentamente estas recuperaciones ya que

pueden contrarrestar a veces hasta el 50% de las pérdidas por rozamiento en

los conductos.

Este método es el normalmente empleado para dimensionar los

conductos de recirculación.

2.5.3 MÉTODO DE RECUPERACIÓN DE PRESIÓN ESTÁTICA

Con este método la velocidad del aire en el conducto es reducida en

cada derivación o difusor en proporciones tales que la conversión de presión

dinámica en presión estática así obtenida equilibre exactamente a la caída de

presión del aire en el tramo de conducto sucesivo. De este modo se obtiene la

misma presión estática en todas las embocaduras de las diferentes

derivaciones y difusores obteniendo un sistema de distribución del aire

66

intrínsecamente equilibrado sin necesidad de recurrir a dispositivos de

estrangulamiento.

La presión estática que se produce cuando la velocidad del aire

desciende desde el valor V1 (antes) al valor V2 (después), es aproximadamente

igual al 75% de la diferencia entre las presiones dinámicas correspondientes,

en el caso en que los conductos hayan sido cuidadosamente proyectados. El

25% restante representa la pérdida de presión que tiene lugar en la

transformación.

Los diagramas normalmente empleados para el cálculo de los conductos

a baja presión con el método de recuperación de presión estática están

basados, de acuerdo con lo anterior, en un coeficiente de recuperación de 0,75.

La velocidad antes de cada derivación, el caudal de aire después de

ésta y la longitud equivalente del tramo de conducto sucesivo son los

parámetros empleados para calcular la velocidad del aire en dicho tramo. Para

esta velocidad las presiones estáticas en la embocadura de la derivación

considerada y en la sucesiva serán idénticas.

Toda la red de conductos se dimensiona siguiendo este criterio y se

realiza siguiendo el sentido del movimiento del aire.

Para los efectos de cálculo de la presión estática del ventilador se tendrá

en cuenta solamente la presión necesaria en los difusores y la pérdida que

tiene lugar entre el ventilador y la primera derivación en el sentido del

movimiento del aire, ya que todas las pérdidas continuas o accidentales que

existen después de esta primera derivación son contrarrestadas por la

conversión de la presión dinámica en presión estática.

En algunos casos las disminuciones de las secciones que sería

necesario realizar después de una determinada derivación es tan pequeña que

no justifica, desde el punto de vista constructivo, una variación de las

dimensiones del conducto o incluso, también por motivos constructivos, se

adopta una variación superior. Será necesario tener en cuenta este punto

cuando se realice el cálculo de la presión estática necesaria en el ventilador,

aunque, por lo general, la influencia de estas modificaciones es despreciable.

En el caso de que se deseen reducir las dimensiones de los conductos

se puede admitir una caída de presión prefijada entre las diferentes

derivaciones o entre los difusores del mismo tramo de conducto. En este caso,

67

y para calcular la presión estática del ventilador será necesario tener en cuenta

también la diferencia total de presión estática existente entre la primera

derivación y el último difusor.

Para el dimensionado de los conductos por este método se utilizarán los

diagramas de las figuras 2.8 y 2.9.

Figura 2.8. Relación L/Q

Figura 2.9.Recuperación estática en baja velocidad.

Para calcular un conducto por este procedimiento se adopta el siguiente

método: seleccionamos una velocidad inicial para la descarga del ventilador en

la Tabla 2.9 y dimensionamos la primera sección del conducto por medio de la

Tabla 2.8.

Las demás secciones del conducto se dimensionan por medio del gráfico

de la Figura 2.8 y el gráfico de la Figura 2.9. El gráfico de la Figura 2.8 se usa

para determinar la relación L/Q conociendo el caudal de aire (Q) y la longitud

(L) entre dos bocas, o dos ramas de la sección del conducto que va a

dimensionarse, por el método de recuperación estática. Esta longitud (L) es la

equivalente entre bocas o ramas incluyendo los codos y prescindiendo de las

transformaciones. El efecto de la transformación se tiene en cuenta en el

gráfico de la Figura 2.9. Esta figura se utiliza para determinar la velocidad en la

sección del conducto que se está calculando. Los valores de la relación L/Q y

la velocidad (V1) en la sección anterior a la que se está calculando son los que

se van a utilizar para entrar en el gráfico de la Figura 2.9. De este gráfico se

obtiene V2 que, junto con el caudal, nos dará la sección del conducto. Esta

sección nos proporcionará en la Tabla 2.8 las dimensiones del conducto

rectangular o el diámetro del conducto circular equivalente. Dicha sección de

conducto permite que la pérdida de carga a lo largo del mismo iguale al

aumento de presión estática que se produce por el cambio de velocidad

después de cada derivación o boca de impulsión. No obstante, en

algunos casos la reducción de la sección del conducto es demasiado pequeña

para que merezca realizarla. En otros casos la reducción podría resultar mayor

de lo necesario. Esto produce una ganancia o pérdida en la sección de

68

conducto, que debe repercutir sobre el ventilador. Normalmente la pérdida o

ganancia es pequeña y en muchos casos puede ser despreciable.

En vez de proyectar el sistema de conductos para que la ganancia o

pérdida sea nula, es posible hacerlo de modo que se tenga una pérdida o

ganancia constante en todo el sistema, o parte de él, pero esto aumenta el

precio y el tiempo necesario para equilibrar el sistema, y puede hacer necesario

aumentar la potencia de motor del ventilador. Aunque normalmente no se

recomienda calcular el sistema para una pérdida de carga constante, se reduce

con ello el tamaño de los conductos.

2.6 VENTILADORES

Los ventiladores son los encargados de proporcionar energía a un fluido,

ya sea en forma de aumento de presión o de velocidad, con el propósito de

provocar su desplazamiento.

En un sistema de climatización tienen que realizarse cuatro

desplazamientos de aire:

a) Aspirar el aire de ventilación del exterior.

b) Descargar al exterior un caudal equivalente al de ventilación, en aire

procedente del local.

c) Impulsar al local el aire tratado.

d) Evacuar el caudal de aire de retorno del local.

Para este cometido se pueden disponer uno o dos ventiladores. Su

posición suele ser justo antes del evaporador. Los principales tipos de

ventiladores empleados en el campo del aire acondicionado son: los radiales o

centrífugos, los axiales o helicoidales y en algunos casos los diametrales, que

no los trataremos por su menor interés.

2.6.1 VENTILADORES CENTRÍFUGOS

69

En estos ventiladores el movimiento del aire se realiza radialmente con

respecto al eje de rotación del rodete. La figura 2.10 muestra un ventilador

radial de simple oído y la figura 2.11 uno de doble oído. En este último el aire

entra por las dos extremidades del rodete.

Figura 2.10-Ventilador radial de simple oído.

Figura 2.11 - Ventilador radial de doble oído.

A su vez los ventiladores centrífugos pueden subdividirse según la inclinación

de sus álabes respecto el sentido de rotación en:

- Ventiladores con álabes curvados hacia atrás. La presión total teórica

desarrollada por el rodete disminuye al aumentar el caudal. Son especialmente

indicados para instalaciones complicadas en las que la presión estática

necesaria es difícil de calcular. Destacan por su alto rendimiento pero su

inconveniente principal son sus grandes dimensiones para una prestación

determinada y su elevado coste.

- Ventiladores con álabes curvados hacia delante. La presión total

teórica desarrollada por el rodete crece con el caudal. Están recomendados por

su funcionamiento silencioso, pequeñas dimensiones y bajo coste. Presentan

un menor rendimiento y requieren un cálculo más cuidadoso de la resistencia

del circuito.

- Ventiladores con álabes radiales. La presión total teórica desarrollada por el

rodete permanece constante al aumentar el caudal. Sus características son

intermedias entre las especificadas para los dos tipos anteriores.

2.6.2 VENTILADORES AXIALES

En este tipo de ventiladores, el movimiento del aire se realiza

paralelamente al eje de giro del rodete. Pueden tener una boca de entrada para

facilitar su montaje cuando vayan instalados en la pared, poseer uno o varios

70

rodetes con acoplamiento directo o mediante transmisión, ir provistos o no de

aletas fijas, directrices a la entrada o a la salida, e incluso disponer de un

dispositivo para modificar la inclinación de los álabes del rodete (para obtener

diversos regímenes sin modificar la velocidad de rotación) quieto o en

movimiento.

Se aplican especialmente en los casos en que se necesitan caudales de

aire elevados con pequeñas presiones, lo que sucede, por ejemplo, en las

instalaciones de expulsión o de recirculación del aire y en las torres de

refrigeración. La rumorosidad puede representar un inconveniente para su

empleo. Tienen la ventaja de que sus dimensiones por lo general son

reducidas. La figura 2.12 muestra un ventilador axial.

Figura 2.12 -Ventilador axial.

2.6.3 SELECCIÓN DEL VENTILADOR

La selección de un ventilador se basa en criterios de dimensiones,

rendimiento, rumorosidad, facilidad de manutención y coste inicial.

Normalmente se realiza a partir de la velocidad en la boca de impulsión,

característica asociada a la rumorosidad y al rendimiento. La Tabla 2.10

muestra las velocidades aconsejadas en función de la presión del circuito y el

tipo de ventilador.

Tabla 2.10 - Velocidades aconsejadas.

Las firmas dedicadas a la fabricación de ventiladores suelen construir un

mismo tipo con diferentes tamaños (geométricamente proporcionales),

constituyendo una serie. De esta forma, a partir de la curva característica de

uno de ellos, puede deducirse la correspondiente a cualquier otro ventilador de

la misma serie para cualquier velocidad de rotación. Para ello se emplean las

llamadas "leyes de los ventiladores", que relacionan entre sí las características

de caudal, presión, velocidad de rotación y dimensiones.

71

Para la selección de un ventilador se utilizan tablas y gráficos

confeccionadas a partir de las consideraciones mencionadas anteriormente. Un

ejemplo es la Figura 2.13. En este diagrama se muestran las curvas utilizadas

para la selección de un ventilador centrífugo relativas a un cierto campo de su

velocidad de rotación. Los datos están referidos a aire que se encuentre a 15ºC

y 700 mm de Hg. La temperatura máxima del fluido serán 40ºC. Se indican el

caudal, la presión total, la presión dinámica, la potencia absorbida en el eje, la

velocidad de rotación, el rendimiento y la velocidad del aire en la boca de

impulsión. Se utiliza partiendo de parámetros conocidos como la presión y el

caudal o aconsejados como el rendimiento y la velocidad de rotación.

Figura 2.13 - Diagrama para un ventilador centrífugo.

2.6.4 REGULACIÓN DEL CAUDAL

La reducción del caudal suministrado por un ventilador montado sobre

un determinado circuito, puede lograrse utilizando compuertas de

estrangulamiento, distribuidores de palas móviles, juntas hidráulicas o

variaciones de su velocidad de rotación.

2.6.5 INSTALACIÓN DE LOS VENTILADORES

La correcta realización de las conexiones a la bocas de aspiración y de

impulsión es un factor muy importante para asegurar el perfecto funcionamiento

de un ventilador. Por lo que se refiere a la aspiración, es necesario que el aire

llegue al ventilador axialmente sin componentes de velocidad ni en el sentido

de rotación ni en sentido contrario, así como exenta de vértices. El conducto de

impulsión debe poseer un tramo rectilíneo de una longitud tal que permita que

¡a distribución de las velocidades sea aproximadamente uniforme sobretodo la

sección recta del mismo.

La Figura 2.14 refleja algunos ejemplos de montaje aconsejados y otros

que deben evitarse.

72

Figura 2.14 - Ejemplos de montaje.

La aspiración y la impulsión de los ventiladores deben estar siempre

conectadas a tos conductos mediante juntas flexibles, a ser posible de un

material no combustible.

Para la sujeción del ventilador se emplearán soportes antivibrantes y

troncoafónicos, en los casos en que sea necesario.

2.7 DISTRIBUCIÓN DEL AIRE

En el aire, como en cualquier fluido, se crean unas corrientes de aire

caliente ascendente y frío descendente, llamadas corriente de convección

debidas a la diferencia de densidad. Con el reposo suficiente se crea un

gradiente de temperatura que debe ser eliminado porque entorpece el confort

que se pretende conseguir Para evitar este fenómeno cuando debamos

acondicionar una zona con aire frío, éste deberá ser introducido por arriba. Y si

es con aire caliente, por debajo. De esta forma se consigue una recirculación

suave, no forzada, que elimina esta estratificación homogeneizando la

temperatura de la zona. Se considera que la diferencia de temperatura entre

dos puntos de una habitación no debe ser superior a 1ºC.

Como hemos mencionado anteriormente, la velocidad adecuada del aire

estará comprendida entre 0,07 y 0,25 m/s. Velocidades inferiores crearían

sensación de estancamiento favoreciendo la estratificación y si fueran

superiores podrían provocar desplazamientos de papeles ligeros.

2.7.1 CONCEPTOS TÉCNICOS DE LA DISTRIBUCIÓN DEL AIRE

Los conceptos, principalmente de carácter técnico, que se utilizan en la

climatización respecto a la distribución del aire en el ambiente son:

a) Alcance o distancia de la propulsión. Es la distancia horizontal

recorrida por una corriente de aire desde su boca de salida hasta que alcanza

una velocidad mínima de 2,25 m/s.

73

El alcance es proporcional a la velocidad de salida del aire primario por

la boca de impulsión y es independiente de la diferencia de temperaturas entre

el aire suministrado y el aire de la habitación.

b) Caída: es la diferencia vertical entre la salida y el final de la trayectoria

de propulsión.

c) Inducción. Es el arrastre de aire procedente del espacio a

acondicionar (aire secundario) por el aire impulsado desde la boca de salida

(aire primario). Depende de la velocidad de impulsión.

El aire total, después de la inducción, será la suma del aire primario y el

secundario, y cumple la ley de conservación de la cantidad de movimiento

según la cual:

M1·V1 + M2·V2 = (M1 + M2)·V3

En la que "M" es la masa de aire y "V" es su velocidad.

De la expresión anterior se puede deducir que de dos bocas de

impulsión de igual superficie, la de mayor perímetro (rendija larga y estrecha)

tiene mayor inducción que la de menor perímetro (circular). La inducción viene

cuantificada por la relación de inducción:

R = (M1 + M2) / M1

d) Difusión o dispersión. Es el ángulo de divergencia de la corriente de

aire después de salir de la boca de impulsión. Depende de la inducción. Se

introduce:

Área de la sección recta de aire primario = M1 / V1

Área de la sección recta de aire total = (M1 + M2) / V3

Con ambos datos se puede averiguar el ángulo de dispersión. Además

este ángulo puede ser variado por la presencia y disposición de los deflectores.

e) Movimiento total del aire en la habitación. La masa de aire total en

circulación será:

Q = M1·R

Y la velocidad promedio del aire será:

74

V = 1,4·Q/A

Siendo “A” el área de la habitación.

2.7.2 BOCAS DE IMPULSIÓN Y RETORNO

Son los dispositivos que se encargan de introducir el aire ya

acondicionado para su distribución en el ambiente, o bien aspirarlo de éste

para retornarlo al acondicionador.

La selección de las bocas de impulsión y retorno, dependerá de factores

intrínsecos de la instalación, factores estéticos, etc. Un criterio importante para

la selección es su nivel de ruido, que dependerá del tipo de salida, la velocidad

del aire y la aplicación destinada.

Los principales tipos son:

a) Rejillas o difusores de pared. Son dispositivos instalados en la pared

que pueden llevar o no accesorios de regulación de caudal y deflectores.

Los deflectores son placas que producen una dispersión del chorro de

aire pudiendo variar la amplitud e incluso la dirección e éste. Esta característica

hace que las rejillas se dividan en tres clases:

- Rejilla perforada. Se utiliza normalmente como rejilla de retorno.

- Rejilla con deflectores fijos. Se emplea en locales donde la dirección de

la corriente de aire sea poco importante o pueda ser predeterminada (ver

Figura 2.15).

Figura 2.15 - Rejilla con deflectores fijos.

- Rejilla con deflectores ajustables. Es la más utilizada en paredes

laterales. Los deflectores se pueden mover y así se corrige la dirección de la

corriente de aire.

b) Bocas de rendija. Son impulsores de aire formados por pequeñas

aberturas por las que sale aire. Existen dos tipos principales de boca:

75

- Con rendijas múltiples ampliamente separadas. Con una superficie libre

de un 10% se obtiene el mismo rendimiento que en una rejilla con deflectores,

pero con una distancia de impulsión más corta debido a una mayor inducción.

- Rendija larga horizontal continua. Son las indicadas cuando el techo es

bajo y la altura de la boca de impulsión es limitada, o cuando se desea que no

sean visibles las rejillas.

c) Salidas de eyeccíón. Actúan a alta presión para obtener una relación

de inducción elevada. Se utilizan en talleres industriales y para enfriamiento de

un punto determinado.

e) Bocas de salida de techo. Existen tres tipos:

- Tipo batea. Salida aprovechando el cuello del conducto con una batea

o bandeja circular colocada debajo (de diámetro suficiente para que no sea

visible la abertura). Esta debe estar perforada para permitir que parte del aire

se disperse hacia abajo.

- Difusor de techo. Es una versión perfeccionada del tipo batea. De

forma circular, están realizados con conos concéntricos (que facilitan el efecto

inductivo), pudiendo construirse de forma semicircular, cuadrada o rectangular

(pueden llevar inducción interna). La figura 2.16 representa un difusor circular.

Figura 2.16 - Difusor circular.

- Paneles perforados. La principal característica es que se puede

introducir mayor volumen de aire por metro cuadrado de suelo con menos

riesgo de corriente de aire. Como la velocidad de descarga es baja, la

inducción también lo es. Por tanto se debe proveer el suficiente movimiento de

aire a velocidad mayor de 0,07 m/s. Los paneles perforados contribuyen a

difundir el aire impulsado, y por tanto permiten emplear diferencias de

temperatura relativamente grandes, incluso con pequeñas alturas de techo.

- Salidas con inducción interna. Por medio de aberturas auxiliares se

introduce aire de la habitación dentro de la boca de salida de aire

acondicionado. La inducción se efectúa en dos fases, una dentro de la carcasa

y otra después de la salida del aire por la boca de impulsión.

76

2.7.3 UBICACIÓN DE DIFUSORES Y REJILLAS

La ubicación de las bocas de impulsión y retorno depende de la

arquitectura interior, factores estéticos y la posibilidad de que incidan partículas

de polvo.

Para una correcta distribución de aire en el ambiente, las bocas de

retorno deben estar en la zona opuesta a los impulsores, para evitar que el aire

introducido en el ambiente sea absorbido por el retorno sin llegar a alanzar la

zona ocupada.

En la instalación de calefacción, la situación ideal, es introducir aire por

la parte baja del local (suelo o pared baja). En este caso no es crítica la

posición del retorno, aunque es aconsejable la parte alta (techo o pared alta).

En una instalación de refrigeración, por el contrario, la disposición

adecuada es introducir aire por la parte superior (por la parte inferior sería

contraproducente, ya que el aire quedaría estancado en la parte baja), y muy

conveniente retornarlo por la inferior.

Para una instalación mixta, la situación es compleja.

Dando preferencia a la instalación de refrigeración, por tratarse del

período más amplio, se debe optar por impulsión superior y retorno inferior.

Para compensar la situación que se produce en calefacción, se pueden calcular

la bocas de impulsión para una velocidad algo mayor a la recomendada para

refrigeración.

2.7.4 VELOCIDAD EN LAS BOCAS DE IMPULSIÓN Y RETORNO

En general, las velocidades de salida aconsejadas están normalmente

comprendidas entre 1,5 y 2,5 m/s en aplicaciones particularmente silenciosas

(estudios radiofónicos), entre 2,5 y 3,75 m/s para aplicaciones silenciosas

(apartamentos, teatros, oficinas,...), de 5 m/s para aplicaciones discretamente

77

silenciosas (cines, oficinas generales,...), y entre 7,5 y 10 m/s para las

aplicaciones en las que el ruido tiene una importancia mínima (grandes

almacenes).

La velocidad en las bocas de retorno puede ser algo mayor que en las

de impulsión, como puede apreciarse en la Tabla 2.11.

CAPÍTULO III. NECESIDADES CALORÍFICAS

Acondicionar un recinto es intentar conseguir unas condiciones

climáticas determinadas a pesar de la oposición del medio. Se mantiene un

desequilibrio térmico a base de aportar o extraer calor del recinto en una

cantidad similar a la que intercambia con todo lo que contribuye a igualar las

temperaturas.

Este incremento de calor se produce conforme a las leyes de la

transmisión del calor, que para una mayor comprensión del cálculo de las

cargas térmicas que se realizará posteriormente, conviene considerar

someramente.

3.1 TRANSMISIÓN DE CALOR

El calor se transmite en el sentido de mayor a menor temperatura, con

tendencia al equilibrio térmico, y lo puede hacer de tres formas distintas:

conducción, convección y radiación.

3.1.1 TRANSMISIÓN POR CONDUCCIÓN

Es el paso de calor a través de un cuerpo, de molécula a molécula, sin

desplazamiento visible de sus partículas. La intensidad de la transmisión

depende de la diferencia de temperaturas entre el cuerpo caliente y el frío, y

muy poco del nivel de temperatura en sí.

78

Según la ecuación básica de Fourier la intensidad de paso de calor es

proporcional al área de sección normal al flujo de calor y al gradiente de

temperaturas. La expresión matemática de forma diferencial es:

dq/d = -·dA·dt/dx donde:

- dq / d = Velocidad de paso de calor en Kcal/h.

- = Conductividad calorífica en Kcal/(h·ºC·m).

- dA = Área normal al flujo de calor en ni2.

- dt / dx = Variación de la temperatura a lo largo del recorrido en ºC/m.

El signo negativo indica que el calor se transmite en el sentido de

temperaturas decrecientes.

Si el estado es estacionario, las temperaturas no varían con el paso del

tiempo y entonces:

q = - dA dt/dx

Para poder aplicar la fórmula es necesario integrarla:

q = - m·Am·(t2 - t1 ) / X

q = m·Am·(t1 - t2) / X

El subíndice “m” significa que se toman valores medios entre los

extremos de integración. ”m” por aproximación, se toma como lineal respecto

al incremento de temperatura a la variación de la conductividad calorífica.

El área media se calculará según el caso:

a) Si la sección normal es constante:

Am = A

79

b) Si la sección normal es proporcional al camino (caso de un cuerpo

sólido limitado por dos superficies cilíndricas concéntricas, de longitud

indefinida y a temperaturas diferentes t1 y t2):

Am = A2 – A1 / ln(A2 - A1) siendo A2>A1

c) Si la sección normal es proporcional al cuadrado del camino (caso de

un sólido limitado por dos superficies semiesféricas concéntricas):

Am = (A1 A2 )1/2

Para paredes compuestas si se define R = X / (m·Am), como la

resistencia calorífica, propia del material:

q = t/Ri

3.1.2 TRANSMISIÓN POR CONVECCIÓN

Es el paso de calor en el interior de un fluido, por mezcla de porciones a

diferentes temperaturas, es decir, se trata de una transmisión de calor por

movimiento de la materia a la que va asociado. Al igual que la conducción, la

intensidad depende de la diferencia de temperatura y muy poco del nivel de la

temperatura en sí.

Si el movimiento de fluido se debe exclusivamente a la diferencia de

densidad originada por la diferencia de temperaturas se conoce como

convección natural. Si por el contrario se activa mecánicamente el movimiento

se tratará de convección forzada.

La situación más frecuente es la transmisión de calor de un sólido (a

temperatura ts) hasta un fluido (a temperatura t). En este caso intervienen la

conducción y la convección de forma conjunta. La velocidad de paso de calor

es proporcional al área de contacto sólido - fluido y a la diferencia de

temperaturas (ts-t). La constante de proporcionalidad se define como “h” y se

80

denomina coeficiente superficial de transmisión del calor o coeficiente de

convección. Las unidades en las que se expresa este coeficiente son

Kcal/m2·h·ºC. Depende de determinadas propiedades físicas del fluido, así

como de las características del movimiento (natural o forzado) del fluido sobre

la superficie. El valor de “h” puede variar en un amplio intervalo según los

casos. Cuando el coeficiente de convección sea constante o represente un

valor medio se puede aplicar la expresión:

q = h·A·t

La capa de fluido en contacto con la pared tiene velocidad nula y se

conoce como capa estacionaria o de tránsito. Cuando entre el fluido y la

superficie del sólido existe un intercambio de calor éste ha de atravesar la capa

estacionaria, que ofrece una resistencia calorífica considerable. Una vez

atravesada esta capa, la transmisión de calor se facilita por el movimiento de

convección del fluido.

Comparando la conducción con la convección:

q = m·Am·t / X = m·Am·(ts - t) / e

q = h A (ts - t)

Igualando y simplificando resulta:

e = m / h, siendo "e" el espesor de la capa de tránsito.

Esta expresión sólo puede servirnos para fines comparativos. Para

realizar el cálculo real del espesor de la capa estacionaria se hace mediante la

ecuación de Prandtl:

e = K·(·x / ux)1/2 donde.

- K = Constante = 3,4 (según Blasius).

81

- = Viscosidad cinemática.

- x = Distancia a la pared de la partícula de fluido de velocidad ux.

- ux = Velocidad lineal del fluido a la distancia x de la pared.

El cálculo de coeficientes, totalmente experimental, se suele realizar por

comodidad, mediante módulos que englobando todas las variables que afectan

a "h" sean adimensionales. Los módulos que se utilizarán en el presente

estudio son:

a) Módulo de Nüsselt. Engloba al coeficiente de convección que

normalmente es la incógnita:

Nu = h·D / donde:

- D = diámetro exterior, interior o la altura, según el caso.

- = conductividad (Kcal/mhºC).

b) Módulo de Reynolds. Engloba los factores que definen el movimiento

en la convección forzada:

Re=u·D· / donde:

- u = Velocidad del fluido.

- = Densidad del fluido.

- = Viscosidad del fluido.

c) Módulo de Prandtl. Agrupa las propiedades térmicas de los gases:

Pr = Cp·/ donde:

- Cp = Calor específico a presión constante.

d) Módulo de condensación. Para cuando se produzcan

condensaciones:

82

- g = Gravedad.

- = Viscosidad cinemática.

- ´ = Calor latente de vaporización.

3.1.2.1 Cálculo de "h" para convección forzada

Se deducen todas ellas por análisis dimensional. Acostumbran a

producirse dos casos:

a) Si el fluido circula por el interior de tubos se emplea la ecuación

general de Dittus - Boelter:

Nu = 0,023·Re 0,8·Pr·0,33

Para el aire Pr vale 0,74 y la ecuación queda:

Nu = 0,021·Re0,8

Las variables están refendas a la temperatura en el seno del fluido.

b) Si el fluido circula por el exterior de tubos:

-Para líquidos con Re <200: Nu/Pr0,3 =0,86·Re0,43

-Para líquidos con Re > 200: Nu/Pr0,3 =·0,35 + 0,47·Re0,52

-Para gases con Re < 1000: Nu/Pr0,3 = 0,35 + 0,47·Re0,52

-Para el aire: Nu = 0,32 + 0,43·Re0,52

-Para gases con 1000 < Re < 50000 Nu/Pr0,3 =0,26·Re0,6

-Para el aire: Nu = 0,24·Re0,6

Las variables estarán referidas, en todos los casos, a la temperatura de

la capa de tránsito.

3.1.2.2 Cálculo de "h" para convección natural

83

La predicción del coeficiente de convección en este caso es más

complicada ya que el movimiento del fluido depende de la forma, tamaño y

disposición de la superficie de calefacción. De todas formas para el aire se

pueden utilizar las siguientes expresiones simplificadas:

- Paredes horizontales hacia arriba (suelos):

h = 2,1·t0,25

- Paredes horizontales hacia abajo (techos):

h = 1,1·t0,25

- Paredes verticales de altura L> 0,4 m:

h = 1,5·t0,25

- Paredes verticales de altura L < 0,4 m:

h = 1,2·(t/L)0,25

- Tubos horizontales y verticales:

h = 1,18·(t/L)0,25

3.1.2.3 Cálculo de "h" para condensación de vapores

La condensación se puede producir de dos formas, en película o en

gotas, sin saberse muy bien los factores que favorecen uno u otro tipo.

a) En la condensación en película el líquido condensado moja la

superficie y forma una capa continua de condensado. La condensación del

vapor sobre superficies limpias, ya sean lisas o rugosas, se hace siempre en

película, independientemente de la presencia de gases no condensables.

Para calcular el coeficiente de convección aplicaremos la fórmula:

Nu=C·(Co·Pr)0,25

- C = 0,943 para planos o conductos verticales.

- C = 0,943 / ( sin)0,25 para planos inclinados ( = ángulo con la horizontal).

84

- C = 0,725 para tubos horizontales.

Las magnitudes físicas que intervienen en la fórmula anterior son las

del

condensado, no las del vapor.

b) En la condensación en gotas el líquido condensado no moja la

superficie sino

que se reúne en forma de gotas, que van creciendo hasta abandonar la

superficie,

¡ dejándola aparentemente despejada. El coeficiente de condensación en

gotas es de 4

a 8 veces mayor que el de condensación en película, para las mismas

condiciones.

Este tipo de condensación puede forzarse mediante la contaminación

de la

superficie con un promotor que impida que ésta se moje. Sólo tienen

importancia

como promotores aquellos que son adsorbidos por la superficie. No

cuentan los que

temporalmente puedan impermeabilizar la superficie. Los promotores

mas

importantes son los mercaptanos sobre cobre y aleaciones.

No se conoce ningún método para la predicción de la "It' en la

condensación en

gotas.

---- P.21 --------------------------

3.1.3 TRANSMISIÓN POR RADIACIÓN

Radiación térmica es la radiación resultante de la excitación térmica,

transmitiéndose calor sin precisar ningún medio material como vehículo. Es un

tipo de

85

transmisión de calor, cuya cantidad y calidad no dependen más que de la

temperatura, aumentando al hacerlo ésta para una misma diferencia de

temperaturas.

La superficie de cualquier cuerpo emite continuamente energía radiante en

todas direcciones. Cuando esta energía incide sobre otra superficie, parte es

reflejada, parte es transmitida a su través y el resto se absorbe en forma de

calor.

Para comprender el cálculo posterior debemos definir los siguientes

conceptos:

- Poder emisor total (W). Es la energía total emitida por unidad de tiempo y

superficie. El mayor poder emisor corresponde al cuerpo negro, que es aquel

que

absorbe toda la radiación que incide sobre él, es decir, de reflexión nula.

- Coeficiente de absorción (a). Es la relación entre la radiación absorbida y la

radiación incidente. Su valor máximo es la unidad, que corresponde al cuerpo

negro.

- Coeficiente de emisión o emisividad (4). Es la relación entre el poder

emisor

del cuerpo considerado a una temperatura y el poder emisor del cuerpo negro a

la

misma temperatura.

Para un cuerpo negro u = = 1.

Para un cuerpo gris a = < 1.

- Factor de forma geométrico (qb'). Representa la fracción de radiación

emitida

por una superficie que es interceptada por otra.

- Factor de forma (y). Tiene en cuenta el factor de forma geométrico, la

relación

de tamaños entre superficies, las emisividades y los coeficientes de absorción

de

dichas superficies en su interacción recíproca.

86

El cálculo de calor transmitido por radiación está basado en la expresión que

se

obtiene al combinar las leyes de Kirchoff y Stephan Boltzmann:

q=4,92A1 ~((Tí/100)4-(T2I10O)4 )y donde:

---- P.22 --------------------------

Ai = Superficie radiante del cuerpo 1.

- T1 = Temperatura en K del cuerpo que radia.

- T2 = Temperatura en K del cuerpo que recibe la radiación.

3.1.4 TRANSMISIÓN POR CONVECCIÓN Y RADIACIÓN COMBINADAS

La transmisión de calor de una superficie en contacto con un gas se efectúa

por

convección y radiación, contribuyendo ambas en cantidades parecidas. Por

ello, para

este fenómeno concreto y otros similar, se puede desarrollar una expresión que

reúna

ambos mecanismos;

q = qrad + qeon = ( hrad + h00~ ) * A ( ts - tg

hrad~J4,92 108 ~ (T34 T94)1/(Ts.Tg) donde:

- T~ = Temperatura de la superficie en 1<.

- Tg = Temperatura del gas y paredes del recinto en K.

87

3.1.5 TRANSMISIÓN POR CONDUCCIÓN, CONVECCIÓN Y

RADIACIÓN

COMBINADAS

En fenómenos en los que se dan de forma conjunta los tres tipos de

transmisión

de calor, se puede partir de la expresión general:

q=UA~AT donde:

- U = Coeficiente global de transmisión de calor en KcalIm2hoC, y es una

combinación de las constantes de transmisión de los tres tipos. Las tablas para

el

análisis de cargas térmicas utilizan este coeficiente para el cálculo combinado.

---- P.23 --------------------------

3.2 CARGAS TÉRMICAS

Un recinto acondicionado intercambia una determinada cantidad de calor con

el

exterior por unidad de tiempo debido a la diferencia de temperaturas que se

pretende

mantener con el entorno Este intercambio se produce de acuerdo con las leyes

de la

transmisión del calor ya que, por diferentes razones, no es posible mantenerlo

aislado.

La carga real o efectiva es la cantidad de calor añadida o eliminada por

unidad

88

de tiempo por el sistema acondicionador, que para un funcionamiento ideal es

necesario que coincida con el intercambio con el exterior. Debido a la inercia

térmica

del sistema y al efecto de acumulación de calor de las estructuras del edificio

será

difícil mantener esta igualdad en todo momento.

Las condiciones normales de proyecto adoptadas para el cálculo de las

cargas

permiten mantener las condiciones internas requeridas durante todo el periodo

de

funcionamiento de la instalación. Sólo en condiciones extremadamente duras

se

producirá un desplazamiento de las condiciones proyectadas.

3.2.1 FACTORES TÉRMICOS

Para el cálculo de las cargas térmicas en un proyecto de climatización, los

factores a tener en cuenta se pueden agrupar según sean relativos al local,

instalación, carga térmica exterior o interior.

a) Factores de local:

- Orientación del local. Se considerarán los puntos cardinales ya que dan

efectos periódicos de sol y viento; también los edificios próximos, pues

producen

sombras; además hay que tener en cuenta que el agua, la arena y los espacios

de

estacionamiento son superficies reflectantes.

- Función del local. Dependiendo de la actividad a la que se destine el

edificio

las condiciones térmicas serán unas u otras.

- Dimensiones del local. Se considerarán las medidas exteriores e interiores.

89

---- P.24 --------------------------

- Materiales de construcción. Habrá que tener en cuenta el tipo y espesor.

- Tamaño y número de ventanas, puertas escaleras y ascensores.

- Número y actividad desarrollada por los ocupantes.

- Motores, utensilios, maquinaria comercial y equipo electrónico.

- Los metros cúbicos por persona y/o metro cuadrado necesarios para la

ventilación.

- Horario de funcionamiento del sistema según sea continuo o intermitente.

- Cantidad de luminarias y tipo de alumbrado.

b) Factores de instalación:

- Espacios disponibles para la situación del equipo.

- Posibles obstrucciones a la distribución de aire acondicionado (mobiliario,

cortinajes,...).

- Suministros de energía, agua, vapor y desagúes necesarios para la

instalación.

- Accesibilidad del equipo para reparación, modificación o puesta en marcha.

- Reglamentación de carácter tanto local como nacional y de obligado

cumplimiento.

c) Carga térmica exterior:

- Radiación solar a través de superficies acristaladas (transmisión por

radiación).

- Radiación solar sobre paredes y techos.

- Temperatura del aire exterior.

- Tensión de vapor del aire exterior.

- Incidencia del viento sobre las paredes exteriores.

- Ventilación con aire exterior.

90

---- P.25 --------------------------

¡

d) Carga térmica interna:

- Personas.

- Alumbrado.

- Utensilios, maquinaria, motores eléctricos, tuberías y depósitos de

agua

caliente.

- Otras fuentes de calor o humedad como por ejemplo el propio equipo.

3.2.2 CÁLCULO DE LAS CARGAS TÉRMICAS

El cálculo de las cargas térmicas de una instalación de aire

acondicionado

consiste en determinar las aportaciones o pérdidas de calores sensible y

latente del

local a acondicionar. Con ello es posible conocer el caudal de aire a

introducir, junto

con la temperatura y humedad absoluta del mismo para compensar las

cargas

térmicas sensible y latente respectivamente.

Un factor muy importante en el cálculo de las cargas térmicas son las

condiciones exteriores de temperatura y humedad. De ellas depende en

gran medida

que la instalación alcance sus objetivos de confort. Para una correcta

elección de las

condiciones medias exteriores se puede utilizar la Tabla 3.1. Las

condiciones

climatológicas que se relacionan en dicha tabla son las comúnmente

utilizadas en los

91

cálculos que se realizan en España y se han obtenido de tablas editadas

por el

servicio meteorológico nacional. Estas condiciones permiten seleccionar

la

temperatura seca y la humedad relativa del ambiente exterior para

diferentes tipos de

aplicaciones.

Para conocer la temperatura en un determinado momento se utilizan

las Tablas

3.2 y 3.3 como apoyo de la anterior. La primera indica las correcciones

aproximadas

de termómetro seco y húmedo desde las ocho de la mañana hasta las

doce de la

noche, obtenidas de acuerdo con el margen de variación media diaria. La

segunda da

las correcciones aproximadas de termómetro seco y húmedo en los

meses

comprendidos entre Marzo y Noviembre, obtenidas en base al margen

anual del

termómetro seco (temperatura normal en verano menos temperatura

normal en

invierno).

---- P.26 --------------------------

3.2.2.1 Calor sensible

Los intercambios de calor sensible son debidos a diversos factores:

a) La radiación solar que se transmite al interior a través de superficies

92

acristaladas. El cálculo está basado en las Tablas 3.4 de ganancias máximas

en

2

Kcal/m h, por día del mes, hora y latitud. Se calcula aplicando la fórmula:

q=WA donde:

- A = Área del vidrio.

- W = Carga máxima.

La carga máxima "VV" depende de unos factores que hay que considerar:

- Atmósfera. Si existe niebla o excesiva contaminación se multiplica por un

coeficiente de corrección, que normalmente toma el valor de 0,85.

- Suciedad. Por dificultar el paso de la radiación, en su caso, es necesario

multiplicar por un coeficiente de suciedad, normalmente 0,9. Se utiliza la Tabla

3.4.

- Persianas. Según el tipo y disposición debe aplicarse un coeficiente en la

Tabla 3.5.

- Tipo de vidrio. Se aplica un coeficiente de corrección según el tipo de vidrio

y

color. Para ello se puede utilizar la Tabla 3.5.

- Marco. Si éste es metálico, se debe multiplicar el área por 1,17 según la

Tabla

3.4.

- Altitud. Según la altitud sobre el nivel el mar también se aplica factor de

corrección según la Tabla 3.4.

---- P.27 --------------------------

Tabla 3.5 - Factores de corrección de la radiación solar a través del vidrio con y

sin

93

pantalla de protección (continuación).

b) La radiación solar transmitida a través de muros y techos exteriores. Se

produce tanto por radiación como por conducción. Debido a su complejidad, se

adoptan para ello las llamadas diferencias de temperaturas equivalentes, para

que a

efectos de cálculo funcione como si hubiera esa diferencia de temperatura

entre el

exterior y el interior, que tiene en cuenta los diversos tipos de construcción, las

diversas exposiciones, la hora del día y la latitud y las condiciones del proyecto.

Vienen dadas por las Tablas 3.6, para los techos, y 3.7 para los muros.

La Tabla 3.8 se utiliza para aplicar correcciones a las temperaturas

equivalentes, a partir de la variación térmica diaria y de la diferencia de

temperaturas.

---- P.28 --------------------------

~1

Los coeficientes de transmisión de calor a través de las paredes

exteriores se

obtienen de la Tabla 3.9. Se aplica la fórmula:

q=U~AAte donde.

- U = Coeficiente global de transmisión.

- A = Superficie normal al flujo de calor.

¡ - Ate = Diferencia de temperatura equivalente.

¶ c) La transmisión de calor a través de los materiales que constituyen

el edificio,

94

debida a la diferencia de temperatura entre el exterior y el interior. Los

coeficientes de

transmisión de calor se obtienen de la Tabla 3.9. El cálculo se efectúa

por la fórmula

general:

qU~AAt

1 La diferencia de temperatura en este caso es la real entre el exterior

y el interior.

d) El calor producido en el interior por la iluminación. En este sentido

hay que

distinguir dos tipos de iluminación interior:

- La primera por lámpara incandescente, que de la energía que

recibe,

únicamente un 10% se transforma en luz, el resto se disipa en forma de

calor,

principalmente radiante. Para el cálculo se utilizará:

q=P~0,86 donde:

- P = Potencia en W.

- La segunda por lámpara fluorescente. Con este tipo se aprovecha

un 25% de

energía para producir luz. Se añade un 25% más de calor suplementario

para incluir

el generado por las recatabais.

95

---- P.29 --------------------------

Se aplica la fórmula

q = P0,86 1,25

e) Calor producido por las personas que ocupan el local. El calor

sensible

1 producido por las personas viene dado por:

q=nqs donde:

- n = Número de personas.

- q~ = Calor producido por una persona.

El valor de q~, en función del grado de actividad de la persona, se

puede tomar

de la Tabla 3.10.

Tabla 3.6 - Diferencias de temperaturas equivalentes utilizadas para

calcular las

entradas de calor a través de techos soleados y techos en sombra de

color oscuro.

---- P.30 --------------------------

Tabla 3.10 - Calor emitido por las personas (continuación).

f) El calor aportado o absorbido por el aire de ventilación y las infiltraciones.

Es

96

necesario prever un cierto caudal de aire exterior que permita la ventilación del

local

por necesidades fisiológicas del personal y para eliminar olores desagradables.

Este

caudal varía con el número de ocupantes, la altura del techo y el número de

fumadores. Para su cálculo es necesario utilizar las tablas 2.2 y 2.3.

---- P.31 --------------------------

1

Además del mencionado caudal de ventilación, existen unas

infiltraciones de

aire no tratado, localizadas en puertas, ventanas, escaleras, ascensores,

etc.

Las infiltraciones dependen principalmente de dos factores:

- Velocidad del viento. El viento crea una sobrepresión en la pared

afectada del

edificio, y una depresión en la opuesta. Esta sobrepresión hace que el

aire se infiltre

en el local por las aberturas propios de la construcción en la zona

afectada y salga

por la contraria.

- Diferencia de densidad o efecto chimenea. La diferente temperatura y

humedad entre el aire exterior y el interior crean diferencias de densidad,

que en

verano producen infiltraciones por la parte superior del edificio y

evacuación por la

inferior, y al contrario en invierno.

Para ambos fenómenos el cálculo es idéntico, y consiste en conocer el

caudal

97

utilizando tablas y aplicar la expresión:

q~=Q.p.i~ donde:

- O = Caudal de aire entrante en m ½.

- p = Densidad del aire en las condiciones extremas, en KgIm3.

- i3 = Diferencia de entalpía sensible entre el aire exterior e interior, por

diagrama

de Mollier, en KcalIKg.

En edificios de poca elevación se pueden evitar las infiltraciones por la

fachada

expuesta al viento introduciendo una cantidad suficiente de aire a través

del grupo

acondicionador, de manera que se cree una sobrepresión interior, que

equilibre a la

exterior. De esta forma se reduce el caudal de aire infiltrado hasta valores

que

pueden ser despreciados en los cálculo.

---- P.32 --------------------------

153

3.2.2.2 Calor latente

Las aportaciones de calor latente se producen por:

a) Vapor emitido por personas. El cálculo producido por este concepto viene

dado por:

98

q=n~qí donde:

- n = Número de personas.

- q1= Calor latente emitido por persona, dado por Tabla 3.10.

b) Vapor introducido por aire exterior. El calor introducido de esta forma, es

decir, por ventilación e infiltraciones, se puede calcular a partir de la expresión:

qí=QpÁí donde:

- O = Caudal de aire entrante en m3Ih, obtenido a partir de tablas.

- p = Densidad del aire en las condiciones extremas, en Kg/m3.

- i1 = Diferencia de entalpía sensible entre el aire exterior e interior, por

diagrama

de Mollier, en KcalIKg.

c) Vapor generado por procesos que se desarrollan en el interior del local.

Por

ser muy puntuales y específicos, el cálculo se supeditará al proceso concreto.

3.2.2.3 Coeficiente de simultaneidad

A las cargas térmicas propias de la iluminación y de las personas, se les

suele

aplicar un coeficiente de simultaneidad, que intenta tener en cuenta la

variabilidad de

éstas. Este coeficiente depende en gran medida de la actividad a que se

destine el

99

local y en función de ello se pueden prever un número variable de personas y/o

una

---- P.33 --------------------------

utilización parcial de las instalaciones. De esta forma el coeficiente de

simultaneidad,

totalmente subjetivo, puede ser mayor o menor de 1.

3.2.2.4 Hojas de carga

Para la evaluación de las cargas totales se utilizan las llamadas hojas

de carga,

que son hojas de calculo de ganancia o pérdida de calor. En ellas

aparece para cada

intercambio individual de calor, su causa, la forma de cálculo, el tipo de

calor

(sensible o latente) y por último se detallan los subtotales y los totales. Se

construye

una hoja de carga para cada habitación, otra para cada zona y una total.

Se repetirá

cada hoja dos veces respondiendo a las cargas máximas de verano y de

invierno. Si

es necesario, se efectuarán hojas de carga en diversas condiciones.

El propósito de las hojas de carga es obtener una visión más clara de

las

necesidades a la hora de escoger el sistema de acondicionamiento a

emplear.

3.2.3 CARGAS TÉRMICAS EN VERANO

100

El proceso de acondicionamiento en verano consiste en un

enfriamiento y una

deshumidificación del aire exterior.

La instalación deberá evacuar una cantidad de calor igual a la carga

total, que

será la suma de:

- Calor ganado por radiación solar en ventanas.

- Calor ganado por radiación solar y conducción en muros y techos

exteriores.

- Calor ganado a través de los materiales del edificio.

- Calor producido por personas.

- Calor introducido por el aire exterior.

- Calor producido por iluminación.

t

---- P.34 --------------------------

1

3.2.4 CARGAS TÉRMICAS EN INVIERNO

El ciclo en invierno consiste en un calentamiento y humidificación del

aire

exterior. Parte del calor que la instalación tenía que evacuar en verano en

este caso

la favorece.

El calor producido por luces y personas no se tendrá en cuenta para

así incluir

el caso de una habitación con las luces apagadas y no ocupada durante

un cierto

¡ tiempo ya que no por ello debe quedar sin climatizar.

101

Así pues, la carga total que debe suministrar el sistema bajo estos

supuestos,

estará formada por:

- Calor perdido hacia el exterior por conducción en muros, paredes y

vidrios.

- Calor necesario para calentar el aire exterior.

- Calor necesario para humidificar el aire exterior.

A la cantidad obtenida se le restará el calor ganado por radiación solar

en

superficies exteriores.

3.3 CAUDALES DE AIRE

El caudal de aire que debe procesar la instalación depende

esencialmente de

las condiciones termohigrométricas en proceso y del caudal de aire de

ventilación, es

decir, de las cargas térmicas.

El aire exterior de ventilación es el caudal mínimo que deberá procesar

el

sistema y en este caso se trataría de una instalación "todo aire exterior".

Salvo en locales de muy elevada ocupación, para obtener una

temperatura de

impulsión correcta y una buena distribución en el ambiente, el caudal de

aire a tratar

suele ser bastante superior al de ventilación. Para solucionar el problema

que desde

el punto de vista económico supone tratar tal cantidad de aire exterior, se

recurre a

102

introducir el mínimo para ventilación y el resto de aire del local se

recircula

normalmente en una cantidad de entre un 60 y 80%.

---- P.35 --------------------------

156

¡

El caudal de aire debe mantenerse dentro de los limites necesarios

para obtener

una buena distribución en el ambiente.

El cálculo térmico de verano condiciona el caudal de aire a introducir.

No

obstante, una vez determinado éste, debe comprobarse que el

funcionamiento en

esas condiciones, no requiera una temperatura de impulsión demasiado

alta (500C), o

por el contrario, demasiado baja (250C).

Es conveniente adaptarse a estos caudales, pues para asumir

variaciones

importantes de caudal en invierno, sería necesario disponer de una doble

red de

conductos.

Un método muy utilizado para calcular el caudal de verano es el

método gráfico

- analítico que consiste en separar las cargas térmicas en varios

apartados con el

objeto de determinar la evolución que debe sufrir el aíre con la ayuda de

un diagrama

psicrométrico.

En lo subapartados siguientes, se describen tanto los conceptos

utilizados como

103

el proceso a seguir en el cálculo.

3.3.1 FACTOR DE BYPASS (BF)

Es un concepto empírico que representa el porcentaje de aire que

pasa a través

de la batería de enfriamiento sin sufrir ningún cambio. Cuantifíca la

desviación en el

comportamiento real del sistema, al no proporcionar al aire las

condiciones teóricas.

Depende de las caracteristicas de la batería y de sus condiciones de

funcionamiento,

que son:

- Superficie externa de intercambio, número de tubos y separación

entre

aletas. A una disminución de la superficie corresponde un aumento

de BF.

- Velocidad del aire. Al aumentar la velocidad también lo hace el BF.

La Tabla 3.11 muestra los valores de BF que se pueden adoptar

según la

aplicación.

---- P.36 --------------------------

BF 1 Tipo de aplicación Ejemplo

Balance térmico pequeño o medio con

0,30 - 0,50

pequeño ESHF (ganancias latentes grandes) Apartamentos

Acondicionamiento de confort clásico.

104

0,20 - 0.30 Balance térmico pequeño o algo mayor pero Tiendas pequeñas,

fábricas

con pequeño ESHF

0,10- 0,20 Acondicionamiento de confort clásico Bancos, tiendas grandes

Ganancias sensibles grandes o caudal de

0,05-0,10 Restaurantes, tiendas grandes

aire exterior elevado

0-0,10 Funcionamiento con aire fresco total Hospitales, fábricas

La temperatura media de la superficie de la batería, funcionando bajo unas

condiciones determinadas, se denomina ADP o punto de rocío del aparato.

También

se podría definir como las condiciones de salida del aire si BF fuese igual a

cero.

3.3.2 FACTOR DE CALOR SENSIBLE (SHF)

El término factor de calor sensible expresa la relación entre el calor sensible

y el

calor total y viene expresado por la formula:

SHF=SH/(SH+LH)=SHITH donde:

- SH = Calor sensible.

- LH = Calor latente.

- TH = Calor total.

3.3.3 FACTOR DE CALOR SENSIBLE DEL LOCAL (RSHF)

105

Se define como el cociente entre el calor sensible del local y la suma del

calor

total de éste, es decir:

RSHF=RSH/(RSH+RLH)=RSHIRTH

---- P.37 --------------------------

1

El calor de local se obtiene al no considerar las ganancias por aire

exterior. Su

valor numérico coincide con el factor térmico de una recta, que sobre un

diagrama

psicrométrico, pasa por el punto representativo de las condiciones del

local. Este

segmento se denomina recta de impulsión y representa la evolución del

aire en el

local prolongándose hasta la recta de saturación.

3.3.4 FACTOR DE CALOR SENSIBLE EFECTIVO (ESHF)

Es la relación entre las ganancias sensibles efectivas del local y la

suma de las

ganancias totales efectivas del mismo. Estas ganancias efectivas son las

ganancias

del local del apartado anterior aumentadas en las cantidades de calor

sensible y

latente correspondientes al caudal de aire que pasa por la batería sin que

su estado

se modifique y cuyo porcentaje viene determinado por el factor de

bypass:

106

ESHF= ESH 1 ( ESH + ELH ) = ESH I ETH

La recta de factor térmico ESHF se obtiene a partir del punto que

representa las

condciones del local. Prolongándose hasta la curva de saturación se

obtiene el punto

de rocío del aparato (ADP), que representa el aire a la salida de éste.

Para un valor

de ESHF igual a uno, el ADP coincide con el punto de rocío del aire del

local.

3.3.5 FACTOR DE CALOR SENSIBLE GENERAL (GSHF)

Es la relación entre el calor sensible total y el balance térmico de la

instalación,

incluyendo todas las cargas de calor sensible y latente que proceden del

aire exterior:

GSHF=GSH/(GSH+GLH)=GSH/GTH

El segmento de pendiente GSHF representa el proceso que sufre el

aire en el

aparato. Se obtiene a partir del ADP. El punto de corte con la recta que

une las

---- P.38 --------------------------

¡

condiciones interiores y exteriores representa la mezcla de aire

recircuiado y de

ventilación a la entrada del aparato.

107

3.3.6 PROCESO DE CÁLCULO

El concepto de ESHF permite establecer una relación entre el balance

térmico,

el BF y el ADP, lo que simplifica la determinación del caudal de aire

necesario. Este

caudal se obtiene a partir de la expresión:

Q = ESH /(0,29~ ( t¡nttacip ) . (1 - BF )

Sobre el diagrama psicrométrico se debe comprobar el BF adoptado, el

porcentaje de aire recirculado y que !a temperatura de impulsión en el

local sea la

adecuada.

El procedimiento para la construcción del diagrama es el siguiente:

1-Se unen los puntos representativos de las condiciones exteriores y

de las

condiciones del local.

2- Se traza la recta ESHF a partir de las condiciones del local. Se

obtiene el

punto de rocío del aparato en su intersección con la curva de saturación.

3- A partir de las condiciones del local se traza la recta RSHF, que

debe estar a

la derecha de la anterior.

4- A partir del ADP se traza la recta GSHF que deberá cortar a RSHF

en un

punto que representará las condiciones del aire a la salida del aparato y

el aire

108

impulsado en el local. La intersección de GSHF con la recta que une las

condiciones

exteriores e interiores, determina las del aire de mezcla del local con el

aire exterior

de ventilación.

El porcentaje de recirculación se comprueba por la relación de longitud

del

segmento que contiene los puntos representativos del exterior, el interior

y el de la

mezcla de ambos a la entrada del aparato.

---- P.39 --------------------------

1

El factor de bypass se verifica por medio del segmento GSHF, que

contiene los

puntos representativos del aire a la entrada y a la salida del aparato, y el

ADP. En

caso de que no se verifique el BF adoptado, se debe repetir el cálculo

con un nuevo

valor y comprobarlo.

3.3.7 FACTORES TÉRMICOS BAJOS

¡ Cuando las ganancias latentes del local son muy elevadas en

comparación con

las totales, es decir, cuando los factores térmicos son bajos, puede

ocurrir que las

rectas ESHF y GSHF no corten a la curva de saturación. En este caso,

para

conseguir las condiciones proyectadas, es necesario proceder a un

recalentamiento

109

del aire después de la deshumidificación. De este modo se lleva el punto

representativo del estado del aire en la impulsión sobre la recta de

RSHF. En algunos

casos, se puede evitar este recalentamiento, o por lo menos limitar la

potencia

calorífica necesaria, haciendo variar las condiciones de proyecto en los

limites

establecidos.

El modo de proceder en este caso es:

1- Fijar arbitrariamente un ESHF, con el que se corte la curva de

saturación. A

mayor valor, más grande será la potencia calorífica necesaria.

2- Calcular el recalentamiento necesario, mediante la expresión de

ESHF, en

forma de calor sensible.

3- Construir el diagrama con los nuevos valores modificados de los

factores

térmicos obtenidos al añadir el calentamiento como calor sensible

4- Calcular el caudal a partir del ADP obtenido con el nuevo ESHF.

5- Comprobar que el diagrama se ajusta a las características de la

instalación.

---- P.40 --------------------------

CAPÍTULO IV. INSTALACIONES DE ACONDICIONAMIENTO DE AIRE

4.1 FINALIDAD

El objeto de un sistema de acondicionamiento de aire es proporcionar y

mantener un ambiente confortable en un recinto determinado, en las distintas

110

condiciones normales de utilización.

Un ambiente confortable es el resultado de un control simultáneo de

humedad, temperatura, limpieza y distribución de aire, incluyendo también un

nivel acústico adecuado.

4.2 CLASIFICACIÓN

Existen en el mercado cuatro tipos básicos de sistemas de

acondicionamiento de aire, que se diferencian en la forma final de climatización

del espacio a acondicionar. Estos tipos son

- Sistemas de expansión directa.

- Sistemas todo - agua.

- Sistemas todo - aire.

- Sistemas aire - agua.

Los sistemas todo - aire y aire - agua pueden a su vez subdividirse en

instalaciones a alta y baja velocidad. Convencionalmente se definen como

instalaciones a alta velocidad aquellas en las que la velocidad del aire en los

productos supera los 11 mIs. La elección de la alta velocidad, normalmente

viene

ligada a problemas de tipo arquitectónico, estructural o económico.

El sistema de expansión directa es una unidad autónoma situada en el

espacio acondicionado o cerca de él, con todos los elementos necesarios para

producir el enfriamiento del aire. La calefacción puede estar incluida o no en la

unidad.

El sistema todo - aire consta de una unidad central alejada del local, que

acondiciona el aire que después es transportado al local.

---- P.41 --------------------------

111

El sistema todo - agua tiene una unidad central acondicionadora de

agua o

salmuera, la cual es transportada al espacio a acondicionar y, por medio

del

serpentín de una unidad terminal, cede o absorbe calor del aire

ambiente.

El sistema aire - agua está constituido por una planta climatizadora de

agua,

que envía agua caliente o fría al local. Se diferencia del sistema todo -

agua en

que el aire que pasa por el serpentín no procede del local, sino de una

unidad de

tratamiento de aire.

La adaptación de cualquiera de los sistemas de refrigeración a la

generación

de calor constituye una bomba de calor.

4.3 SISTEMAS DE EXPANSION DIRECTA

Es el sistema de acondicionamiento más elemental.

Esquemáticamente

consta de un circuito de refrigerante y elementos para tratar el aire

(tomas exterior

y de retorno, filtro, ventilador y rejillas), formando un conjunto. Los más

sencillos

sólo refrigeran, pero si llevan una batería de calefacción se utilizan todo

el año.

Normalmente están montados en una caja o armario provisto de rejillas,

y situado

en el local a acondicionar.

El control de la temperatura suele ser efectuado por un termostato del

tipo

todo - nada (Figura 4.1), o escalonado en unidades mayores, que actúa

sobre el

112

aire que llega a la batería de enfriamiento, sobre un by-pass de este aire,

o bien

sobre la batería de postcalentamiento (de incorporarla). El ventilador

suele

¡ funcionar continuamente, por lo que el caudal de aire se mantiene

constante.

Únicamente se direcciona para su control.

__________________________

Figura 4.1 - Termostato

de tipo todo - nada.

---- P.42 --------------------------

7

La potencia de estos aparatos es muy variable y oscila desde 1500

frigíh a

6000 frigíh para habitaciones pequeñas y hasta las 300000 frigíh para

zonas o

locales grandes.

4.3.1 APLICACIONES

Las aplicaciones responden al bajo costo inicial, de mantenimiento y

de

funcionamiento. Su limitación estriba en que son para ambientes únicos

(habitaciones pequeñas o relativamente grandes, según la potencia).

Puede aplicarse a residencias particulares, oficinas y establecimientos

comerciales.

4.4 SISTEMAS TODO-AGUA

113

Sistema por el cual se envía agua (fría o caliente) desde una central

acondicionadora hasta el local Ahí cambia el calor con el aire por medio

de una

batería - ventilador, o " fan-coil `, que presenta el aspecto de un

acondicionador

de ventana individual.

El aire se introduce desde el exterior a cada unidad fan-coil. Si el aire

de

ventilación no entra por las paredes, sino por conductos desde una

unidad central,

se obtiene un sistema aire - agua.

El control de la temperatura se efectúa en el propio fan-coil, por medio

de

una válvula que varía el caudal de agua, o bien por una conmutación

manual en la

velocidad del ventilador.

La unidad central está compuesta de aparato de refrigeración y circuito

de

agua (bomba, tubería de agua y torre de enfriamiento). Los fan-coil

constan de

tomas de aire, filtros, ventilador, rejillas y batería de enfriamiento.

4.4.1 TIPOS

Aunque el funcionamiento es el mismo, existen tres tipos que permiten

superar algunas limitaciones del sistema básico:

---- P.43 --------------------------

¿

114

a) Instalaciones todo - agua a dos tubos. En estos aparatos, la

conmutación

desde el funcionamiento de verano al de invierno es efectuada desde la

central y

afecta a todos los fan-coil, con !o que resulta inadecuada cuando algunos

ambientes tengan carga positiva y otros negativa.

La Figura 4.2 muestra la disposición de una instalación de fan-coils a

dos

tubos. Se caracteriza por una cierta falta de control de la humedad

relativa

ambiente, del caudal de aire exterior y de la temperatura ambiente en las

estaciones intermedias.

Figura 4.2 - Instalación de fan-coils a dos tubos.

b) Instalaciones todo - agua a tres tubos. Este tipo de instalaciones

permite

superar la limitación de no poder calentar algunos locales y enfriar otros,

ya que

cada fan-coil puede tomar agua fría o caliente según las necesidades. La

válvula

no mezcladora de tres vías evita que puedan pasar al mismo tiempo los

dos

fluidos por un mismo aparato.

El retorno es común para agua fría y caliente, con lo que se producen

unas

pérdidas importantes de calor.

---- P.44 --------------------------

Con este tipo, mejora notablemente el contro de la temperatura ambiente en

115

épocas intermedias, se elimina la operación de conmutación del

funcionamiento, y

hace innecesario la subdivisión en zonas, aunque persisten las dificultades de

regulación de humedad relativa y ventilación.

c) Instalaciones todo - agua a cuatro tubos (Figura 4.3). El circuito con cuatro

tubos permite evitar las pérdidas por la mezcla entre agua caliente y fría en el

retorno común, aparte de mantener las mejoras del de tres tubos. Respecto a

los

tipos anteriores, presenta un menor coste de funcionamiento, pero un coste

inicial

mucho mas elevado.

1

tic

se.

Figura 4.3 - Instalación todo - agua a cuatro tubos.

4.4.2 APLICACIONES

La elasticidad de este tipo de instalaciones, que permite regular la

temperatura local por local y la posibilidad de parar las unidades no utilizadas,

junto a su bajo costo inicial (sobretodo el a dos tubos), los hacen muy indicados

---- P.45 --------------------------

para edificios de muchas habitaciones exteriores y ocupación variable (hoteles,

oficinas de fábricas y pequeños centros médicos). La limitación principal de

estos

116

sistemas rad¡ca en la necesidad del fan-coil de acceder al exterior.

La variante del sistema aire - agua se utiliza cuando por razones

arquitectónicas no se quieren realizar aberturas de ventilación en la pared.

4.5 SISTEMAS TODO-AIRE

Los sistemas convencionales generalmente poseen un solo conducto de

transmisión de aire con salidas estándar de distribución y control directo de las

condiciones de local. Estos sistemas se aplican dentro de áreas definidas

destinadas a usos generalmente de condiciones constantes, pero también

pueden

ser utilizados en condiciones variables.

Simplificadamente constan de una unidad central climatizadora y unos

conductos que reparten el aire acondicionado a los diferentes locales.

El área acondicionada puede dividirse en una o varias zonas, controladas

individualmente. Las zonas únicas suelen estar acondicionadas utilizando un

control de capacidad de refrigeración o frontal y de by-pass, y a veces un

control

de recalentamiento. Las aplicaciones de multizona requieren un control de

recalentamiento o sistema de control de volumen variable.

4.5.1 TIPOS

Los sistemas todo - aire se pueden clasificar en

a) Sistemas de caudal constante y temperatura variable. En estos sistemas

el caudal de aire se mantiene constante, y la temperatura se controla de una de

las siguientes formas:

- Control de by-pass. Para zona única, se utiliza una conexión variable entre

el aire de retorno y el aire enfriado resultando una mezcla en proporción

adecuada para compensar la carga variable, pero manteniéndose el caudal de

117

aire que se suministra al local (Figura 4.4).

---- P.1 --------------------------

_____ 167

Figura 4.4 - Control de by-pass.

- Control todo o nada o de capacidad de refrigeración. Se util¡za para zona

única. En un sistema de verano, a caudal constante de aire, se regula la

temperatura de éste mediante una válvula solenoide de liquido de todo o nada,

un

funcionamiento escalonado del compresor, o una válvula que module el caudal

de

agua a través del deshumectador.

- Control de recalentamiento del aire. Es el típico sistema de acondi-

cionamiento multizona. En este tipo de instalación todo el caudal de aire es

enfriado centralmente en un grado tal que sea capaz de satisfacer las

exigencias

de la zona cuya carga térmica positiva sea máxima. El control de la

temperatura

en cada zona específica se realiza independientemente postcalentando el aire

hasta alcanzar la temperatura requerida para satisfacer la carga, positiva o

negativa, de dicha zona (Figura 4.5).

Las condiciones de humedad del local se consiguen manteniendo el aire del

suministro a la temperatura constante del punto de rocio (contenido constante

de

humedad).

La capacidad de la instalación se controla ya sea por la temperatura de agua

de retorno o del agua de suministro.

118

---- P.2 --------------------------

Figura 4.5 - Control de recalentamiento del aire.

Las condiciones del local se mantienen controlando ya sea el recalentador

del aparato en el caso de una sola zona o los recalentadores de los conductos

en

el caso de una aplicación de multizona. Los recalentadores pueden servir

también

para proveer la calefacción de invierno cuando se requiera

U) Sistema de caudal variable y temperatura constante. Para multizona

(Figura 4.6). El funcionamiento en verano de este sistema consiste en que al

disminuir la temperatura de una zona determinada, se reduce el caudal de aire

introducido, actuando sobre el servomotor acoplado a la correspondiente

compuerta de regulación.

El campo de aplicación es limitado, ya que para obtener buenos resultados

es necesario que los caudales para cada zona no desciendan del 65 al 80% de

los caudales máximos proyectados para evitar alteraciones en el sistema de

distribución del aire (viento, rumorosidad, etc.). Evitar estas variaciones de

caudal

significa mantener cargas constantemente positivas y poco variables, lo que

reduce el ámbito de aplicación a zonas interiores muy similares.

Si las vañaciones de carga lo permiten, se le puede incorporar una batería

de calefacción, y eventualmente, un dispositivo de humidificación.

La acción de los termostatos de ambiente deben invertirse en el ciclo invernal,

de

forma que abran las compuertas cuando la temperatura disminuya.

---- P.3 --------------------------

119

Figura 4.6 - Sistema de caudal variable y temperatura constante para

multizona.

c) Sistema de doble conducto. En este sistema la totalidad del aire es

tratado

¡ en la unidad central siendo después distribuido por dos conductos

separados, uno

de los cuales conduce aire frío y el otro aire caliente, hasta las unidades

terminales mezcladoras, que establecen la proporción respondiendo a un

termostato situado en el local.

Estas instalaciones pueden ser tanto de alta como de baja velocidad,

con

terminales con baja o con alta caída de presión.

La versión más utilizada es la de distribución de aire a alta velocidad

con

terminales de mezcla de alta caída de presión dotados de los oportunos

dispositivos automáticos destinados a mantener constante sus caudales

respectivos cuando varíen las presiones estáticas en el conducto caliente

y en el

frío.

Las versiones de estas instalaciones de doble conducto difieren en la

capacidad de mantener la humedad relativa al variar las condiciones de

carga:

- Con un solo ventilador y batería de deshumidificación en la impulsión

del

ventilador (Figura 4.7).

- Con un solo ventilador y batería de deshumidificación en la impulsión

del

ventilador y sobre el aire exterior (Figura 4.8).

---- P.4 --------------------------

120

- Con dos ventiladores y batería de deshumidificación en la impulsión de uno

de ellos (Figura 4.9).

Figura 4.7 - Instalación de

doble conducto con un

solo ventilador y batería

de deshumidificación en la

impulsión.

Figura 4.8 - Instalación de

doble conducto con un

solo ventilador y batería

de deshumidificación en la

impulsión de éste y sobre

el aire exterior.

Figura 4.9 - Instalación de

doble conducto con dos

ventiladores y batería de

deshumidificación en la

impulsión.

---- P.5 --------------------------

01

d) Sistema de conducto dual (Dual Conduit). En este tipo de instalación, en

121

las zonas perimetrales, cada uno de los diferentes ambientes recibe dos flujos

de

aire independientes y denominados respectivamente aire primario y aire

secundario (Figura 4.10).

I/ **~v; ~ a

qienra

Figura 4.10 - Sistema de conducto dual.

El aire primario, con caudal constante y temperatura variable, tiene la

misión

de regular la humedad relativa ambiente, proporcionar el aire exterior necesario

para satisfacer las necesidades de ventilación y contrarrestar las aportaciones

de

calor en verano, o las pérdidas en invierno.

---- P.6 --------------------------

El aire secundario, a temperatura constante y caudal vanable, tiene la

misión

de contrarrestar la carga sensible, constantemente positiva, debido a la

iluminación, a las personas y a la radiación solar.

Este sistema presenta como propiedades favorables, menores dimensiones

en los conductos, flexibilidad en la distribución del aire y sencillez de

manipulación. Se adapta particularmente a edificios destinados a oficinas que

posean zonas perimetrales, y grandes zonas interiores que pueden ser

alimentadas únicamente por aire secundario.

4.5.2 APLICACIONES

122

Pueden aplícarse a edificios de varias plantas, espacios de oficina, fábricas,

etc. Estas aplicaciones responden a:

- Coste inicial bajo.

- Simplicidad de los sistemas descritos, de instalaciones, manejo y diseño

fáciles.

- Economía de funcionamiento. El propio aire exterior se puede utilizar como

refrigerante en épocas intermedias.

- Funcionamiento silencioso. Todo el equipo mecánico se puede situar en

apartado del equipo de acondicionamiento.

- Mantenimiento centralizado. Se reduce el mantenimiento al lugar donde

está situado todo el equipo mecánico.

4.6 SISTEMAS AIRE-AGUA

Son muy prácticos en aquellos lugares en que se quiere ocupar el menor

espacio posible para la colocación de unidades terminales. La mayor parte de

la

carga se equilibra mediante aire secundario al pasar por un serpentín de agua

situado en la unidad terminal. El resto se equilibra por medio de un caudal de

aire

primario (exterior y recirculado) que además hace la función de ventilación.

El aire primario tiene la misión de equilibrar el calor intercambiado por

transmisión, satisfacer las necesidades de ventilación, controlar la humedad y

proporcionar la fuerza motriz para inducir el aire secundario.

---- P.7 --------------------------

173

123

4.6.1 TIPOS

Existen varios tipos de sistemas aire - agua

a) Sistemas de inducción a dos tubos. El aire primario, tratado en un

acondicionador central, es enviado a alta presión y velocidad hasta los

acondicionadores de inducción instalados en los diferentes ambientes. Al salir a

alta velocidad por las toberas crea una zona de depresión que induce a un

cierto

caudal de aire ambiente (aire secundario) que atraviesa las baterías de los

respectivos acondicionadores de inducción. Estas baterías están alimentadas

por

agua fría en verano y caliente en invierno.

La mezcla de ambas corrientes, en relación (de inducción) entre 1:3 y 1:6 es

distribuida en el ambiente.

b) Sistemas de inducción a tres tubos. En este tipo de acondicionador de

inducción es alimentado por dos tuberías, una de agua fría y otra de agua

caliente, conectadas al aparato mediante una vá!vula especial no mezcladora

de

tres vías. De esta forma se consigue responder a cargas negativas y positivas.

c) Sistemas de paneles radiantes con aire primario. Utilizados generalmente

en los ambientes paneles radiantes de tipo suspendido constituidos por

superficies metálicas fijadas mecánicamente a los serpentines de circulación de

agua (Figura 4.11).

Figura 4.11 - Sistemas de paneles radiantes con aire primario.

---- P.8 --------------------------

124

En verano, los pane!es absorben aproximadamente un 50% dei calor

sensible, y el resto es contrarrestado por el aire primario, distribuido a baja

velocidad y de 11 a 120C, y también tiene la mision de regular la humedad y

ventilar.

4.6.2 APLICACIONES

Como se ha dicho, este sistema se utiliza en lugares donde hay poco

espacio útil para colocar las unidades terminales.

4.7 BOMBA DE CALOR

Un sistema de bomba de calor evoluciona según un ciclo de refrigeración

proyectado de forma que desplaza la energía calorífica del exterior al interior o

viceversa. Esto significa que son capaces de producir frío en verano y calor en

invierno sin necesidad de añadirle una fuente de calor.

Cualquier sistema de acondicionamiento de aire puede ser convertido en

una bomba de calor (Figura 4.12).

Figura 4.12 - Bomba de calor.

---- P.9 --------------------------

El efecto útil de una bomba de calor que funciona con temperaturas de aire

exterior de aproximadamente 5"C, está comprendida entre 2,32 y 2,71

Kcal/hW.

La clasificación se hace en función del fluido del que se sustrae calor y aquél

al que dicho calor es cedido y según el circuito empleado para realizar la

conmutación y pasar del proceso de enfriamiento al de calefacción. De esta

forma

están:

125

- Aire - aire, con conmutación sobre circuito de aire.

- Aire - aire, con conmutación sobre circuito de refrigerante.

- Agua - aire, con conmutación sobre circuito de refrigerante.

- Aire - agua, con conmutación sobre circuito de refrigerante.

- Tierra - aire, con conmutación sobre circuito de refrigerante.

- Agua - agua, con conmutación sobre circuito de agua.

4.8 CRITERIOS DE ELECCION DEL SISTEMA

La selección del tipo de instalación de acondicionamiento debe hacerse

después de un profundo estudio de todos los parámetros que lo integran tanto

de

carácter funcional como económico y estructural.

Desde el punto de vista funcional, puede variar desde un simple

acondicionador de verano con considerables limitaciones en la regulación de

temperatura, humedad, etc. hasta una instalación que funcione durante todo el

año con regulación independiente de la temperatura y de la humedad en las

diferentes zonas, y con prescripciones muy específicas sobre caudales de aire

exterior de ventilación, filtración a adoptar, nivel sonoro, grado de

automatización,

etc.

La recomendación es que una vez realizada una primera selección se

proceda a un estudio económico que incluya tanto el costo inicial como su

coste

de ejercicio o mantenimiento.

El punto de vista estructural puede vetar algunos sistemas por no haber

espacio disponible o por ser una instalación destructiva.

Otro factor importante es la función del local.

La Tabla 4.1 considera los principales parámetros para decidir la instalación

más conveniente de acuerdo a las necesidades.

126

---- P.10 --------------------------

4.9 INSTALACIONES PARA EDIFICIOS DE FUNCION MULTIPLE

Corresponde a grandes edificios de varias plantas y muchas habitaciones, o

conjuntos de edificios. Estos pueden estar dedicados a oficinas, apartamentos,

hoteles, etc.

La diversidad de grupos humanos que ocupan un edificio y la variación de

éste en cuanto a sombras, exposición al sol y viento, exigen su división en

varias

zonas individuales.

4.9.1 EDIFICIOS DE OFICINAS

Pueden pertenecer a una o varias empresas, por lo que el tratamiento ha de

ser diferente para cada una (delimitación de zonas).

Aunque pertenezcan a una misma empresa existen dos zonas claramente

diferenciadas. La interior, que no sufre influencias exteriores salvo en el último

piso y la periférica, que puede penetrar de 3 a 6 metros en el edificio y está

expuesta a cambios exteriores.

La zona interior tiene una carga de iluminación y ocupantes relativamente

constante, por lo que se puede utilizar el sistema todo - aire.

La zona exterior está sometida a grandes vanacrones de carga (en particular

la zona sur, que podría necesitar refrigeración en invierno), por lo que el

sistema

de acondicionamiento de aire debe ser altamente flexible y disponer de dos

fluidos, uno frío y otro caliente. Si se dispone de espacio suficiente el sistema

todo

- aire de doble conducto es el más apropiado, pues la ventilación es excelente

y

resulta económico en las estaciones intermedias del año al proporcionar la

refrigeración por tomas de aire exterior. Los sistemas de aire primario y agua

127

secundaria ahorran espacio.

Los espacios críticos, como las salas de conferencias, deben estudiarse

separadamente para establecer sus necesidades de ventilación, problemas de

olores y ruidos. Los espacios ocupados por el equipo de acondicionamiento

deben mantenerse alejados de estas zonas críticas, ya que las técnicas de

amortiguamiento de ruidos no serán capaces de resolver el problema.

---- P.11 --------------------------

CAPÍTULO V. CÁLCULO DEL PROYECTO

Este capitulo está dedicado a la resolución real del proyecto de

climatización

de unas oficinas. En los siguientes apartados se introducen las

disposiciones

adoptadas así como los cálculos necesarios para su ejecución. Estos

cálcutos se

encuentran detallados en el tomo de anexos.

5.1 OBJETIVOS

El objetivo del presente estudio es la climatización de una planta

intermedia

de un edificio, en la que están ubicadas las oficinas de una empresa de

ingeniería

de tipo medio.

La instalación está previsto que funcione una media de 16 horas

diarias~

1

durante cinco días a la semana y diez meses al año.

Serán acondicionados los locales en los que habitualmente se

encuentren

128

personas en su interior, no así, los lugares de paso o de visita ocasional,

a

excepción, como es lógico, de la sala de conferencias y de la de espera.

De esta

forma quedarán fuera del acondicionamiento los pasillos, los aseos, el

archivo, el

almacén de material de oficina y la sala de máquinas.

5.1.1 SISTEMA DE ACONDICIONAMIENTO EMPLEADO

Existen tres aspectos a tener en cuenta a la hora de proyectar el

sistema de

climatización. Estos son en orden de importancia los siguientes:

1- El pequeño tamaño del local, que impide poder amortizar un sistema

caro.

2- El problema de realizar la instalación después de haberse construido

el

edificio, que dificulta el tendido de redes de distribución y retomo.

3- La función de tipo laboral del local, que no requiere la precisión de

instalaciones residenciales o de carácter especial.

Teniendo en cuenta estos tres factores y tras un análisis objetivo de la

situación, hemos considerado que el sistema más apropiado es el

sistema aire -

---- P.12 --------------------------

aire por bomba de calor sin humidificador para invierno y con termostato

en el

retomo general, es decir, sin control individual para cada habitación.

No obstante, el sistema deberá satisfacer unos requisitos de confort

aceptables:

129

- Verano. Una temperatura de 24±20C, y una humedad relativa de

55±5%.

- Invierno. Una temperatura de 22±30C.

5.2 CARACTERíSTICAS DEL LOCAL

5.2.1 SITUACIÓN

La planta a climatizar forma parte de un edificio situado en el centro de

9 4

Barcelona. El edificio posee dos fachadas, la anterior orientada al Este y

la

posterior al Oeste. Las paredes orientadas al Norte y al Sur están

totalmente

adosadas a edificios colindantes no climatizados. Las plantas

inmediatamente

superior e inferior a la considerada se suponen debidamente

climatizadas. No se

observan sombras variables ni superficies reflectantes en las

inmediaciones del

edificio

5 22 DISTRIBUCIÓN

La planta está distribuida en 21 habitaciones, pasillos y dos espacios

destinados a aseos. La distribución y el número de ocupantes previstos

es la

reflejada en la tabla siguiente:

Tabla 5.1 0

Habitación Función Número de ocupantes

1 Dirección Técnica 1

130

2 Secretaría Técnica 1

3 Dpto. de Planificación 1

4 Dpto. de Obras 1

5 Dpto. de Procesos 1

6 Dpto.deMedioAmbiente 1

---- P.13 --------------------------

Tabla 5.1 (continuación)

7 f Sala de Reuniones 1 15

8 Sala de Delineación 8

9 Sala de Espera 4

10 Sala de Tratamiento de Textos 6

11 Recepción 3

12 Sala de Máquinas O

13 Secretaría Comercial i

14 Archivo O

15 Dirección Comercial í

$ 16 Dpto. de Compras i

17 Dirección General i

18 Secretaría General i

19 Dirección Administrativa i

20 Dpto. de Personal 2

21 Almacén de Oficina O

5.2.3 DIMENSIONES

La planta tiene una altura total de 2,85 m con un falso techo de placas

de

escayola a 2,30 m del suelo, que se aprovechará para ocultar el tendido

de los

conductos de aire.

131

La superficie total de la planta es de 580 m2, incluidos los espacios

destinados a aseos, huecos de escalera y ascensores.

La superficie de cada habitación es la que se puede apreciar en la

siguiente

tabla:

Tabla 5.2

Habitación Función Superficie (m2)

1 Dirección Técnica 17,28

2 Secretaría Técnica 9,85

3 Dpto. de Planificación 9,75

---- P.14 --------------------------

Tabla 5.2 (continuación)

4 Dpto. de Obras 9,75

5 Dpto. de Procesos 9,85

6 1 Dpto. de MedioAmbiente 10,11

7 Sala de Reuniones 51,53

8 Sala de Delineación 37,68

9 Sala de Espera 9,05

10 Sala de Tratamiento de Textos 30,86

11 Recepción 17,75

12 Sala de Máquinas 43,61

13 Secretaría Comercial 9,40

14 Archivo 29,75

15 Dirección Comercial 11,36

16 j Dpto. de Compras 10,34

17 Dirección General 25,45

18 Secretaría General 13,23

19 Dirección Administrativa 17,44

20 Dpto. de Personal 1 16,22

132

21 Almacén de Oficina j 15,57

5.2.4 CONSTITUCIÓN Y ESPESOR DE PAREDES Y TECHOS

5.2.4.1 Paredes exteriores

Corresponden a las paredes de las fachadas Este y Oeste del edificio. Están

formadas por pared doble de ladrillo macizo de 0,25 m de espesor, con

rebozado

exterior de mortero de cemento e interior de yeso, ambas capas de 0,02 m de

espesor.

---- P.15 --------------------------

La superficie ocupada por las paredes exteriores en cada habitación es la

indicada en la siguiente tabla:

Tabla 5.3

Habitación ] Función [ Superficie (m2)

1 Dirección Técnica 4,86

2 Secretaría Técnica 7,98

3 Dpto. de Planificación 3,71

4 Dpto. de Obras 3,71

5 Dpto. de Procesos 7,98

6 Dpto. de Medio Ambiente 4,86

17 Dirección General 7,33

18 Secretaría General 4,76

19 Dirección Administrativa 7,61

20 Dpto. de Personal 6,90

_______________________________________________________________

__ J

133

_______________________________________________________________

__________________________________

_______________________________________________________________

_

5.2.4.2 Paredes medianeras

Corresponden a las paredes Norte y Sur, adosadas a los edificios

adyacentes. Están compuestas por doble ladrillo macizo de 0,25 m, cámara de

aire de 0,10 m, ladrillo hueco de 0,06 m, capa de mortero de cemento de 0,02

m y

revestido final interior de yeso de 0,02 m de espesor.

La superficie que ocupan las paredes medianeras en cada habitación es la

reflejada en la tabla siguiente:

Tabla 5,4

Habitación Función Superficie (m2)

1 Dirección Técnica 12,11

6 Dpto. de MedioAmbiente 7,12

8 Sala de Delineación 22,65

17 Dirección General 14,82

---- P.16 --------------------------

5.2.4.3 Paredes interiores

Son los tabiques encargados de separar las distintas habitaciones que

componen la planta. Están formados de ladrillo hueco de 0,03 m y un

revestimiento de yeso, a ambos lados, de 0,02 m de espesor.

La superficie que en las distintas habitaciones ocupan las paredes interiores

134

es la que refleja la tabla siguiente:

Tabla 5.5

Habitación Función Superficie (m2)

1 Dirección Técnica 17,86

2 Secretaría Técnica 4,99

_______________________________________________________________

_

3 Dpto. de Planificación 4,99

4 Dpto. de Obras 4,99

5 Dpto. de Procesos 4,99

7 Sala de Reuniones 37,76

8 Sala de Delineación 12,11

9 Sala de Espera 7,84

10 Sala de Tratamiento de Textos 27,79

11 Recepción 5,40

13 Secretaría Comercial 10,48

15 Dirección Comercial 19,Ó1

16 Dpto.deCompras 24,38

17 Dirección General 16,29

18 Secretaría General 7,13

19 Dirección Administrativa 11,58

20 Dpto. de Personal 33,62

Nota: Se han considerado únicamente las paredes que separan locales entre

los

que existe diferencia de temperaturas.

---- P.17 --------------------------

135

5.2.4.4 Techos y suelos 1

Debido a que se trata de una planta intermedia del edificio, la composición

de techos y suelos será la misma. Están compuestos de 0,04 m de baldosas de

terrazo, 0'02 m de mortero de cemento, 0'12 m de hormigón celular, 0'20 m de

hormigón armado y 0,01 m de enlucido de yeso.

El sobretecho dispuesto a 2,30 m del suelo consiste en placas de escayola

de 0,025 m de espesor.

5.2.5 CARACTERÍSTICAS Y DIMENSIONES DE LOS CERRAMIENTOS

5.2.5.1 Puertas de madera

Las puertas de madera de las habitaciones que vamos a climatizar son todas

interiores y están construidas de madera contrachapada. Las dimensiones de

cada puerta son de 2,10 m de alto, 0'7 m de ancho y 0,04 m de espesor.

La superficie que ocupan las puertas de madera en cada habitación viene

dada por la siguiente tabla:

Tabla 5.6

Habitación Función Puertas (m)

3 Dpto. de Planificación 1,47

4 Dpto.deObras 1,47

5 Dpto. de Procesos 1,47

7 Sala de Reuniones 1,47

11 Recepción 2,94

16 Dpto. de Compras 1,47

17 Dirección General 1,47

Nota : Se han considerado únicamente las puertas que, a efectos de

climatización, separan locales entre los que existe diferencia de temperaturas.

136

---- P.18 --------------------------

1

5.2.5.2 Puertas acristaladas

Las puertas acristaladas se utilizan en las habitaciones en las que son

habituales las visitas, tanto del exterior como de otros departamentos.

Por ser

puertas interiores, son de vidrio ordinario simple, sin colorear. Las

dimensiones

¡ son las mismas que para las puertas de madera pero el espesor será de

0,01 m.

La puerta de entrada a la planta es de doble hoja con una anchura total

de 2 m,

espesor de 0,02 m e idéntica altura que las anteriores.

La superficie que ocupan las puertas acristaladas en las habitaciones

consideradas es la que indica la tabla siguiente:

Tabla 5.7

Habitación Función 0 ` y

2 Secretaría Técnica 1,47

8 Sala de Delineación 1,47

Secretaría Comercial 1,47

18 Secreta ría General 1,47

Opto. de Personal 1,47

Nota : Se han considerado únicamente las puertas que, a efectos de

climatización, separan locales entre los que existe diferencia de

temperaturas.

5.2.5.3 Ventanas exteriores

137

Las ventanas exteriores son las que estarán sometidas a radiación

solar.

Las habitaciones periféricas están provistas de la mayor superficie

posible

acristalada con el fin de aprovechar la radiación solar en invierno y

ahorrar

energía en iluminación durante todo el año.

Las ventanas están compuestas de marco metálico de chasis simple y

vidrio

ordinario y protegidas por persianas internas de tipo venecianas.

Para cada habitación la altura de los ventanales es de 1,5 m y la

anchura es

variable.

---- P.19 --------------------------

La superficie por este concepto, para cada habitación, viene dada por la

tabla siguiente:

Tabla 5.8

Habitación Función Ventanas (m2)

1 [ Dirección Técnica 5,40

2 Secretaría Técnica

3 Dpto. de Planificación

4 Dpto. de Obras

5 Dpto. de Procesos

6 Dpto. de Medio Ambiente

17 Dirección General 5,40

18 Secretaría General 4,76

19 Dirección Administrativa 4,50

20 Dpto. de Personal 4,50

138

___________________________________________ L

_______________________________________________________________

__

5.2.5.4 Ventanas interiores

Las ventanas interiores no están sometidas a radiación solar. A efectos

térmicos se comportan como una pared interior de vidrio.

La única ventana interior está situada en la pared de recepción frente a la

entrada principal y ocupa una superficie de 6 m2.

Sus características son las de las ventanas exteriores pero sin persianas.

5.2.6 ILUMINACIÓN

La iluminación es función de unos valores recomendados de intensidad

luminosa que dependen de la actividad que se realice en el local. Si además se

tiene la superficie de cada habitación, se puede obtener la potencia necesaria

para el cálculo térmico.

---- P.20 --------------------------

Las intensidades luminosas y las potencias consumidas están reflejadas en

la tabla siguiente:

Tabla 5.9

intensidad

Habitación Potencia (VV) Potencia (Kcal/h)

Luminosa (lux)

1 300 130 112

2 300 74 64

3 300 73 63

139

4 300 73 63

5 300 74 64

6 300 76 65

7 500 644 554

8 500 471 405

300 68 58

600 463 398

300 133 114

200 218 187

13 300 70 61

14 200 149 128

15 300 85 73

16 300 77 67

17 300 191 164

18 300 1 99 85

19 300 131 112

20 300 122 105

21 200 78 67

---- P.21 --------------------------

5.3 CONDICIONES METEOROLÓGICAS

140

Las condiciones para Barcelona ciudad son

- Orientac%ón : 41023! latitud Norte.

- Vientos dominantes: 8,5 Km/h del Sur.

- Variación diaria de la temperatura: 80C.

- Condiciones máximas de verano:

Temperatura seca = 320C.

Humedad relativa = 68%.

- Condiciones mínimas de invierno:

Temperatura seca = 20C.

Humedad relativa = 90%.

5.4 CARGAS TERMICAS

El calculo de las cargas térmicas tiene por objeto determinar la potencia que

se ha de suministrar a los locales en las condiciones más adversas. Una vez

determinada la potencia máxima y proyectada la instalación para ésta,

cualquier

situación más suave quedará compensada.

En caso de subdivisión en zonas y utilización de varios aparatos, éstos

deberán suministrar la potencia correspondiente a las cargas máximas de cada

zona. Por ejemplo, en caso de climatización de un local con un aparato, la

potencia de éste será la carga máxima del local, que se producirá en una fecha

y

hora determinadas. En cambio si se utilizan dos aparatos, cada uno de ellos

deberá compensar la carga máxima de su zona, que tendrán lugar en

momentos

distintos. En la mayoría de los casos, la subdivisión en zonas provoca un

aumento

de la potencia necesaria.

5.4.1 CÁLCULO DE VERANO

El criterio a utilizar para seleccionar las condiciones extremas en verano se

141

basa en las aportaciones de radiación solar que hay en cada una de las

fachadas

---- P.22 --------------------------

expuestas ai sol. Además se tendrán en cuenta las temperaturas máximas

anuales del lugar.

Se calcularán las cargas térmicas para todas las fachadas expuestas en el

momento de máxima aportación solar y a su temperatura correspondiente.

También se hará un cálculo para la temperatura máxima anual, con la

aportación solar asociada a ese momento.

Para él local en estudio se han utilizado tres fechas concretas:

a) 21 de Mayo a las 16 h. Corresponde a la radiación máxima para la

fachada Oeste.

b) 23 de Julio a las 8 h. Corresponde a la radiación máxima para la fachada

Este.

c) 23 de Julio a las 15 h. Corresponde a la temperatura máxima anual

estimada.

5.4.2 CÁLCULO DE INVIERNO

En invierno la carga máxima corresponde a las peores condiciones

exteriores y a ganancias nulas. Será suficiente un sólo cálculo, despreciando

las

ganancias por aportaciones solares, por iluminación y por ocupantes. Por tanto,

únicamente se valorarán las cargas sensibles perdidas por transmisión y las

producidas por el aire exterior de ventilación. Estas cargas que se desestiman

en

el cálculo invernal son la causa de la subdivisión en zonas ya que en épocas

determinadas (o incluso todo el año) provocan la necesidad de refrigeración en

unos locales mientras en otros adyacentes se está suministrando calor.

142

En los apartados siguientes se introducen los datos necesarios para el

cálculo de las cargas térmicas. En las hojas de carga del anexo se encuentra el

cálculo completo y pormenorizado. A continuación podemos ver una muestra

de

las hojas de carga utilizadas para realizar los cálculos en los anexos.

---- P.23 --------------------------

Habitación n Destinada a:

GANANCIAS POR TRANSMISIÓN

Pared medianera

Pared interior

Puertas

Ventanas

GANANCIAS POR RADIACIÓN SOLAR

q=KA Ate

Paredes

¡NS

q=WAC

Ventanas

GANANCIAS POR ILUMINACIÓN

q = P 0,86 Creact T

Luminarias

GANANCIAS POR OCUPANTES

= n ~

143

Sensible

= n qv

Latente

GANANCIAS POR AIRE EXTERIOR

= 0,29 Q At

Sensible

= 0,71 Q~ AY

Latente

---- P.24 --------------------------

Habitación n0: Destinada a:

Zona: Dimensiones:

Pared exterior

Pared medianera

Pared interior

Puertas

Ventanas

PERDIDAS POR AIRE EXTERIOR

---- P.25 --------------------------

5.4.3 COEFICIENTES DE TRANSMISIÓN

Los coeficientes de transmisión de calor que se utilizarán para calcular las

cargas térmicas se han obtenido con ayuda de la Tabla 3.9. Para las

144

disposiciones que se han introducido en los apartados anteriores, se obtienen

los

siguientes valores:

Tabla 5.10

Superficie K (Kcal/m2h0C)

Pared exterior 1,6

Pared medianera 0,9

Pared interior 2,22

Puerta de madera 1,82

Puerta de cristal 3,33

Ventana interior 3,45

Ventana exterior 4,17

5.4.4 RADIACION SOLAR

La ganancia por radiación solar a través del vidrio se obtiene a partir de la

Tabla 3.4, para la orientación del edificio (400 latitud Norte). La máxima

radiación

solar para las fachadas Este y Oeste se produce el 23 de Julio a las 8 h y el 21

de

Mayo a las 16 h, respectivamente.

De esta forma, las ganancias utilizadas para el cálculo de las cargas

térmicas son las siguientes

-21 de Mayo a las 16 h solar.

Norte 32 Kcal/m2h

Sur 35 Kcal/m2~h

Este 32 Kcal/m2~h

Oeste 444 Kcal/m2h

145

---- P.26 --------------------------

- 23 de Julio a las 8 h solar.

2

Norte 32 Kcal/m *h

2

Sur 35 Kcal/m h

2

Este 444 Kcal/m ~h

Oeste 32 Kcal/m2 t

- 23 de Julio a las 15 h solar.

Norte 35 Kcal/m2 h

Sur 70 Kcal/m<h

2

Este 35 Kcal/m *h

Oeste 390 Kcal/m2~h

Los coeficientes de corrección se pueden encontrar en las Tablas 3.4 y 3.5.

En este caso se aplicará únicamente el coeficiente de persiana (C), de valor

0,56

para persiana veneciana de color claro.

5.4.5 AIRE EXTERIOR

Para locales de oficinas, el caudal de aire exterior necesario para ventilación

depende, principalmente y con mucha diferencia, de la intensidad con que se

fuma en su interior.

Se utilizarán las Tablas 2.2 y 2.3 para determinar los caudales de

ventilación, aplicando el criterio por el que resulte el valor más elevado, que

deberá ser redondeado por exceso.

Los caudales que serán utilizados están expresados en la tabla adjunta:

146

Tabla 5.11

Habitación Función Caudal (m3Ih)

1 Dirección Técnica 80

2 Secretaría Técnica 50

3 Dpto. de Planificación 50

4 Dpto. de Obras 50

5 Dpto. de Procesos 50

6 Dpto. de Medio Ambiente 50

---- P.27 --------------------------

Tabla 5.11 (continuación)

7 Sala de Reuniones 1300

8 Sala de Delineación 200

9 Salade Espe+a 100

10 Sala de Tratamiento de Textos 150

11 Recepción 80

13 Secretaría Comercial 50

15 Dirección Comercial 50

16 Dpto. de Compras 50

17 Dirección General 120

18 Secretaría General 80

19 Dirección Administrativa 80

20 Dpto. de Personal 80

Los caudales anteriores corresponden a lo que se denomina aire estándar,

definido como aire seco a una presión de 760 mm de Hg y a una temperatura

de

21,1 0C.

147

5.4.6 OCUPANTES

De acuerdo con la Tabla 3.10 se calculará un calor medio por persona que

se multiplicará por el número de ocupantes y por un coeficiente de

simultaneidad,

C5, para prever una mayor o menor presencia de personas en el local

considerado.

Los valores medios utilizados serán de 60 Kcal/h desprendidos como calor

sensible y 50 Kcal/h como calor latente, por cada ocupante.

---- P.28 --------------------------

La tabla siguiente detalía la ganancia de calor por ocupantes en cada una de

las habitaciones:

Tabla 5.12

Habitación Ocupantes C5 q~ qi

1 { 1 1,2 72 60

2 { 1 1,2 72 60

3 { 1 1 60 50

4 1 1 1 60 50

5 1 1 60 50

6 1 1 60 50

7 15 0,7 630 525

8 8 1,1 528 440

148

9 4 0,7 168 140

10 6 1,1 396 330

11 3 1,3 234 195

--4-

13 1 1,2 72 60

15 1 1,2 72 60

16 1 1

17 1 1 1,2 -~

18 1 1,2

19 1 1,2

20 2 j 1,2 [ 144 120

5.4.7 TEMPERATURAS

En este apartado se han utilizado las tablas 3.1, 3.2, 3.6, 3.7 y 3.8.

Las temperaturas adoptadas, una vez realizadas las correcciones, son las

que se introducen a continuación.

---- P.29 --------------------------

5.4.7.1 Temperaturas extenores

149

Para el cálculo térmico de verano, las temperaturas máximas de bulbo seco

son las siguientes:

- 300C para el 21 de Mayo a las 16 horas.

- 25,50C para el 23 de Julio a las 8 horas.

- 320C para el 23 de Julio a las 15 horas.

Estas temperaturas se determinan mediante las Tablas 3.1 y 3.2.

En invierno se considerará una temperatura exterior media (de bulbo seco)

de 20C, de acuerdo con la Tabla 3.1.

5.4.7.2 Temperaturas interiores

Las temperaturas medias de los espacios acondicionados serán de 240C en

verano y de 220C en invierno.

Los espacios exteriores no acondicionados se tratarán como espacios

exteriores, pero se les aplicará un coeficiente de solapamiento, C5, que

dependerá de su temperatura.

Para espacios interiores de los edificios adosados se aplicará un C5 de 0,7 y

para los de la propia planta será de 0,5, por su interacción con los locales

acondicionados.

5.4.7.3 Temperaturas equivalentes

Para el cálculo de intercambios de calor a través de muros exteriores se

utilizan las diferencias de temperaturas equivalentes de la Tabla 3.7, que se

corrigen según la variación térmica diaria con la Tabla 3.8.

El peso del muro exterior por cada m2 de superficie, con la disposición

adoptada, es de 300 Kg/m2 según la Tabla 3.5.

De acuerdo con lo anterior, se utilizarán las diferencias de temperaturas

equivalentes siguientes:

150

---- P.30 --------------------------

-21 de Mayo a las 16 horas.

Norte 9,80C.

Sur 13,600.

Este 5,90C.

Oeste 13,600.

- 23 de Julio a las 8 horas.

Norte -4,00C.

Sur -4,00C.

Este -0,80C

Oeste - 0,80C.

- 23 de Julio a las 15 horas.

Norte 15,100.

Sur 15,10C.

Este 11,70C.

Oeste 5,70C.

5.4.8 TRATAMIENTO DEL AIRE

En verano, el aire de ventilación puede sufrir tres transformaciones, de

acuerdo con el cálculo de cargas térmicas que se realiza.

a) 21 de Mayo a las 16 horas. El aire debe pasar de 300C y 76% de

humedad relativa a 24~C y 55%. La variación de humedad específica es de

0,01 85 a 0,0105 Kg de vapor 1 Kg de aire seco.

b) 23 de Julio a las 8 horas. Debe pasar de 25,50C y 79% de humedad

relativa a 240C y 55%. La variación de humedad específica es de 0,0141 a 0,0

105

Kg de vapor 1 Kg de aire seco.

151

c) 23 de Julio a las 15 horas. La transformación será de 320C y 68% de

humedad relativa a 240C y 55%. La variación de humedad específica es de

0,0205 a 0,0105 Kg de vapor/Kg de aire seco.

En invierno el aire debe pasar de 200 a 2200 en un proceso a humedad

constante.

---- P.31 --------------------------

5.4.9 RESUMEN DE CARGAS TÉRMICAS

A continuación se introduce una tabla de cargas térmicas para cada

habitación en todas las situaciones.

Tabla 513

Verano

Habitación ______________ ______________ ______________ Invierno

21 Mayo16 h 23Julio 8 h - 23Julio15 h

1 2615 678 2699 1617

2 1907 421 1962 1047

3 1811 444 1823 888

4 1810 444 1926 888

5 1904 417 2029 1024

6 2175 473 2150 985

7 11792 5819 1 14489 f 8407

8 3144 2120 1 3607 1762

152

9 1178 695 1396 752

10 2525 1721 2888 f 1255

11 129 845 1497 884

13 66 380 798 582

15 72 386 867 715

16 642 362 j 768 547

17 1666 1878 2006 1881

18 1146 1704 j 1374 1221

19 1211 1670 1439 1340

20 1468 1836 1750 1856

TOTAL 39680 22293 45468 27651

Las hojas de carga completas se encuentran en el Anexo 1.

---- P.32 --------------------------

5.5 CONFIGURACIÓN DEL SISTEMA

El sistema fue decidido en el apartado 5.1. Con criterio fundamentalmente

económico, se eligió un sistema aire - aire dotado de bomba de calor y sin

153

humidificador. En este apartado se determinará la disposición y modelo

adecuados.

En la planta se distinguen claramente diferenciadas tres zonas cuyas

características térmicas en función del tiempo varían de forma muy diferente,

de

modo que, sobretodo en estaciones intermedias, es posible que mientras una

zona necesite frío, otra requiera calor.

Por este motivo, el sistema debe ser capaz de suministrar calor y frío al

mismo tiempo. Esto no es posible que lo realice un sólo aparato con el sistema

que se ha empleado, por 1o que se deberán instalar varios.

El criterio es instalar el menor número posible de aparatos, pues al aumentar

éstos también lo hace el precio total. En cada zona deberá neutralizarse la

carga

máxima de la misma y se requiere mayor potencia. También aumenta la

longitud

de conductos. Asimismo se producen problemas de espacio y el sistema se

com plica.

Una posible solución sería instalar un acondicionador autónomo para cada

una de las tres zonas diferenciadas : las habitaciones exteriores orientadas al

Este, las exteriores orientadas al Oeste y las de la zona interior.

En la zona interior existen dos subzonas que no sería posible acondicionar

adecuadamente con un mismo aparato, debido a la diferencia en el factor

térmico

entre ambas. Una subzona es la habitación 7 y la otra el resto de las

habitaciones

de la zona central. Como la Sala de Conferencias no se utiliza de forma

continua,

se podrá reducir el consumo en períodos de escasa ocupación mediante un

control independiente de las restantes habitaciones de ocupación fija.

Por tanto, instalaremos cuatro acondicionadores autónomos en sus

dispuestos del siguiente modo:

- Zona Oeste. Habitaciones 1, 2, 3, 4, 5 y 6.

- Sala de Conferencias. Habitación 7.

- Zona Centro. Habitaciones 8, 9,10, 11,13, 15 y 16.

154

- Zona Este. Habitaciones 17, 18, 19 y 20.

---- P.33 --------------------------

5.5.1 MARCA Y MODELO

El aparato ideal sería aquel cuyos componentes hubieran sido diseñados a

medida de las necesidades del local. Sin embargo, por razones de presupuesto

y

espacio, será necesario adaptarse a modelos de serie.

Después de las obligadas consultas se ha optado por la adaptación de

acondicionadores autónomos por bomba de calor de la casa ROCA, modelos

de

tipo vertical o de tipo horizontal que irá en función de la potencia que queramos

que desarrolle. Las características técnicas de estos aparatos se encuentran en

los catálogos del anexo IV.

Las principales características que podemos indicar son:

1) Disponen de dos baterías de enfriamientc, interior y exterior

respectivamente, activadas por un sólo compresor. La batería exterior procesa

el

aire de ventilación que se aspira. La batería interior, por lo contrarío, lo hace

con

el aire de retorno. Esta última batería es de menor superficie.

2) Las bombas llevan incorporadas dos grupos motor - ventilador, uno para

cada batería. El ventilador interior tiene la misión de la impulsión de la red

interior

y también la aspiración del circuito exterior. El ventilador exterior lo hace con el

del retorno y la descarga de ambos circuitos.

3) Su funcionamiento se basa en un control todo - nada sobre el compresor

con termostato en el retorno, con lo que el ventilador exterior estará

constantemente en funcionamiento. El ventilador interior funcionará a la par del

155

compresor.

4) El comportamiento en el ciclo de refrigeración es bastante aceptable.

Aunque no disponen de un sistema de control directo sobre la humedad

ambiente

se consigue mantener dentro de unos márgenes que podemos considerar

como

aceptables.

5) Como no se dispone de humidificador, en el ciclo de invierno no controlan

la humedad del local. Esto quiere decir que se realiza el proceso a humedad

constante. Las condiciones climáticas de la zona permiten este

acondicionamiento

sin perjudicar excesivamente el confort en invierno, ya que debido a su

proximidad al mar es habitual una humedad relativa deI 90% y una temperatura

suave.

---- P.34 --------------------------

202

El criterio para la selección de los modelos es el siguiente. Se utilizarán

aparatos que en ciclo refrigerante proporcionen una potencia frigorífica,

mediante

el caudal necesario, suficiente para compensar las cargas térmicas máximas

tanto

sensibles como totales de la zona.

El modelo de aparato, seleccionado por la potencia frigorífica, proporciona

un caudal nominal determinado y poco variable. Cuando este caudal sea

diferente

al que se requiera, se adaptará a las necesidades de caudal y presión estática

mediante reguladores de la velocidad del ventilador, y compuertas de

estrangulamiento, con objeto de obtener una instalación similar a la diseñada

por

156

calculo.

5.6 CAUDALES DE AIRE

El proceso de cálculo de los caudales de cada zona se encuentra en el

Anexo II. Los valores de los caudales de impulsión, ventilación y retorno para

cada habitación están representados en la tabla siguiente:

Tabla 5.14

Habitación Impulsión (m3Ih) Ventilación (m3/h) Retorno (m3Ih)

1 801 72

2 562 50

3 1 571

4 541 49

5 570 51

6 638 57

7 3239 1300

8 1043 208

9 419 83

10 805 160

11 431 86 345

13 235 47 188

15 252 50 202

16 230 46 184

---- P.35 --------------------------

Continuación Tabla 5.14

17 616 96 520

18 559 87 472

19 548 85 463

157

20 602 93 509

5.7 CONDUCTOS DE AIRE

Como se explicó en el Capítulo 2, existen tres métodos para calcular los

conductos de distribución de aire en las instalaciones de acondicionamiento a

baja velocidad.

Para el presente proyecto, se utilizarán dos de ellos : el método de

recuperación de presión estática para los conductos de impulsión y el método

de

pérdida de carga constante para los conductos de retorno.

En el anexo III se encuentran los cálculos detallados de dimensionamiento

de las diferentes redes.

Se ha empleado el método de recuperación estática para la red de impulsión

ya que de este modo obtenemos un sistema equilibrado, siendo esto muy

importante para esta red tan delicada.

Para la red de retorno se utiliza el método de pérdida constante ya que se

obtienen menores diámetros.

5.7.1 CARACTERíSTICAS GENERALES

El tendido de la red de conductos, al tratarse de un edificio ya construido, no

se puede hacer por los lugares más adecuados sino teniendo en cuenta los

lugares disponibles.

La existencia de un doble techo posibilita un tendido adecuado y oculto.

Se utilizarán tubos de sección circular de chapa galvanizada, ya que son

más económicos que los de seccion rectangular.

Los circuitos interiores serán proyectados con elementos de serie de la

empresa france - AIR.

---- P.36 --------------------------

158

El circuito exterior será común a todos los aparatos. Al tratarse de una red

de longitud reducida, con pocos tramos rectos, y derivaciones de dimensiones

concretas (las de las bocas del aparato), será encargada con sección

rectangular

a medida, a la empresa france - AIR.

La conexión de la máquina será, para todos los conductos, por medio de una

manga de amianto de 0,5 m ya que con ella se elimina la transmisión de

vibraciones a los conductos y se evita la combustibilidad, dada la composición

del

amianto. Como las conexiones del aparato son rectangulares, la manga de

amianto permite la conexión a los conductos cilíndricos empleados.

La distancia mínima de conducto recto que debe haber tras el ventilador será

dos veces la dimensión mayor de la boca de éste.

La pérdida de carga en cualquier elemento individual de la instalación no

deberá sobrepasar los 4 mm c.d.a. para evitar problemas de rumorosidad.

Se dispondrán filtros en los lugares siguientes:

1) En la red de retomo de cada máquina, en un lugar próximo al ventilador y

de fácil acceso.

2) En la aspiración de la red exterior, en un tramo comun.

Se instalarán compuertas de regulación en los tramos principales de todos

los circuitos, con objeto de equilibrar el sistema.

Se colocarán registros inmediatamente detrás de las compuertas, en los

conductos de impulsión del circuito interior, y en la aspiración del exterior, con

el

propósito de facilitar el calibrado del sistema.

Las reducciones de sección se efectuarán, a ser posible, combinadas con

otro accesorio (codo, derivación en T, etc.). La inclinación de los

estrechamientos

será inferior al 25%. Los codos deberán cumplir la condición RID=1'5, siendo

"R"

159

el radio de la curva que forma el codo y "D" el diámetro del mismo. Se utilizarán

codos de 9Q0 de cinco piezas, codos de 450 de tres piezas y derivaciones en T

rectas y cónicas (para reducciones).

Las tomas en las derivaciones serán de tipo dinámico, es decir, con

dispositivos adecuados para captar la corriente de aire (aletas y deflectores

principalmente), que, además de reducir la pérdida de carga, disminuyen la

distancia mínima necesaria entre derivaciones.

---- P.37 --------------------------

Los elementos de impulsión y retorno estarán dispuestos de forma que no

aporten un caudal individual superior a 800 m3/h, con el objeto de conseguir

una

buena distribución de aire.

Las redes deberán trazarse de la forma más económica y funcional posible.

5.7.2 RED DE IMPULSIÓN

Para el dimensionamiento de los conductos de esta red se utilizan las Tablas

2.4, 2.5, 2.6, 2.7 y 2.9 y el diagrama psicrométrico.

La velocidad en los conductos principales de impulsión no deberá ser

superior a 7 m/s, de acuerdo con la Tabla 2.9, para asegurar un funcionamiento

silencioso.

Los aparatos encargados de impulsar el aire en el local estarán instalados

en el techo.

La velocidad en los difusores estará comprendida entre 2,5 y 3,5 m/s,

referida a la superficie libre. La velocidad que correspondería por actividad para

asegurar un correcto funcionamiento en invierno será más alta debido a que

debe

contrarrestar las corrientes de convección.

Según el catálogo de la casa france - AIR se dispone de difusores de techos

cuadrados, circulares, lineales, y de ranura, todos ellos con o sin regulación de

160

caudal. Los difusores seleccionados por sus características de funcionamiento,

y

disposición adoptada, son los de la serie GAC 10 y GAC 20, difusores

circulares

de techo, sin regulación de caudal. Se dispondrán de la forma más centrada

posible en la habitación, ya que por sus características impulsan aire en 3600.

El

fabricante facilita una presión estática media para todos ellos de 3 mm c.d.a,

necesaria para su funcionamiento. La superficie libre aproximada de estos

elementos es de un 60%.

5.7.3 RED DE RETORNO

Para el dimensionado de los conductos de esta red se utilizan las Tablas 2.4,

2.5, 2.6,2.7, 2.9 y 2.11 y el diagrama psicrométrico.

La velocidad en los conductos de retorno deberá ser inferior a 7,5 m/s según

la Tabla 2.9.

---- P.38 --------------------------

Los elementos encargados de absorber el aire del local estarán colocados

en el techo, por necesidades de estructura. La empresa france - AIR dispone

de

rejillas de retorno para todo tipo de instalaciones. Entre ellas, se eligen las

económicas de la serie GAC 81, sin regulación de caudal (GAC-SR) o con ella

(GAC-CR). La caída de presión en una rejilla que regule caudal, deberá ser

inferior a 4 mm c.d.a. Serán instaladas cerca de las paredes, y al tresbolillo con

los difusores, para evitar en lo posible que aspiren aire del que expulsan

directamente éstos.

La velocidad en las rejillas de retorno estará comprendida entre 3,5 y 5 mIs,

referida a la superficie libre, de acuerdo con Tabla 2.11.

Las rejillas son de forma rectangular y los conductos utilizados para esta red

161

son cilíndricos. Para no renunciar a los económicos conductos de sección

circular,

se soluciona el problema conectando ambos mediante pequeños tramos de

conducto flexible de material plástico.

La pérdida de carga en las rejillas de retorno, con regulación nula, es

estimada por el fabricante en 1,5 mm c.d.a.

La superficie libre aproximada de estos elementos es de un 80%.

5.7.4 CIRCUITO EXTERIOR

Para el dimensionado de los conductos de esta red se utilizan las Tablas 2.4,

2.5, 2.6, 2.7, 2.8 y 2.9, y el diagrama psicrométrico.

El circuito exterior, común a los cuatro aparatos, será diseñado para

velocidades inferiores a los 3 m/s, con el propósito de que el aire llegue a los

ventiladores a baja velocidad y no afecte a su funcionamiento.

En la toma exterior se colocarán persianas, que impedirán el paso de lluvia y

hojarasca. También se dispondrá de un filtro normal que deberá ser revisado

con

regularidad para garantizar su buen funcionamiento. Las prescripciones de

velocidad en este caso son muy importantes, ya que una velocidad superior a 3

m/s podría provocar que objetos poco pesados de gran superficie (papeles,

etc.)

quedarán pegados a la reja, taponando la entrada de aire.

La descarga se puede realizar a una velocidad superior siempre que el aire

sea conducido hasta un metro por encima de la cota máxima del edificio. La

salida

será diseñada en la típica forma de cuello de pato a 1 350*

---- P.39 --------------------------

Para su cálculo no se ha seguido ningún método concreto. Por las bajas

162

velocidades, la pérdida de carga es casi nula y despreciable a efectos de

cálculo.

La presión estática que deben suministrar los ventiladores (dispuestos en

paralelo) será la pérdida de carga del filtro en la aspiración y sólo del tramo que

va hasta el tejado en la descarga. Por su complejidad, sobretodo en el reparto

de

presiones estáticas, que será diferente en los períodos de paro en la Sala de

Conferencias, se dispondrán compuertas de regulación en cada derivación del

aparato, tanto de aspiración como de descarga.

De esta forma, una vez funcionando la instalación y utilizando aparatos de

medición, se podrán regular estas compuertas para ajustar los valores de

velocidad, caudal y pérdida de carga, a los de proyecto.

5.7.5 CIRCUITO DE ZONA OESTE

5.7.5.1 Red de impulsión (la Figura 5.1 de la página siguiente representa esta

red)

CD 2,8 5,5 400

DE 2,8 5,6 350

EF 2,8 3,9 350

FG 3,7 3,1 300

Desde el conducto principal hasta difusor

TRAMO LONGITUD (m) VELOCIDAD (mis) DIÁMETRO (mm)

B-Difusor 0,5 3 275

C-Difusor 0,5 3,2 250

D-Difusor 0,5 3,1 250

E - Difusor 0,5 3 250

F - Difusor 0,5 3 250

163

---- P.40 --------------------------

Derivaciones de los aparatos

PUNTO LONGITUD (m) VELOCIDAD (mis) SECCIÓN ( mm~)

A 0,76 546 430

B 0,5 1 1100280

C 0,5 0,37 546 430

D 0,5 4,1 450*400

5.7.10 BALANCES DE PRESIONES

Es necesario observar que la resistencia efectiva de un determinado sistema

de conductos podrá diferir de la del proyecto en función del mayor o menor

cuidado con que haya sido realizada la construcción. Como consecuencia,

tanto

los ventiladores como los motores, tendrán un cierto margen de seguridad y

deberán montarse en la instalación una serie de compuertas destinadas a

regular

el aíre en las diferentes derivaciones.

El balance de presiones es el siguiente:

Ventilador exterior

ZONA P. DISPONIBLE P. REQUERIDA MARGEN DE

(mm c.d.a.) (mm c.d.a.) SEGURIDAD (%)

Oeste L 8 5,61 43

Sala de Conferencias 8 4,63 73

Centro 5,2 4,02 29

Este 7,4 4,33 71

Ventilador interior

164

P. DISPONIBLE P. REQUERIDA MARGEN DE

ZONA

(mm c.d.a.) (mm c.d.a.) SEGURIDAD (%)

Oeste 10 6,74 48

Sala de Conferencias 9 6,55 37

Centro 12,3 8,41 46

Este 9,7 6,3 54

---- P.1 --------------------------

5.8 CARACTERíSTICAS DE LOS ACONDICIONADORES

Estas unidades pueden situarse exterior e interiormente. En este caso,

todos

los aparatos se situarán en una habitación interior destinada a ello.

La puesta en marcha y regulación automática de la temperatura se realiza

mediante el termostato ambiente, que se encarga además, de disponer de frío

o

calor automáticamente, según las necesidades, y de regular que el

funcionamiento del ventilador interior sea continuo o intermitente, de acuerdo

con

el funcionamiento del compresor.

Los ventiladores son de tipo centrífugo, con motor directamente acoplado.

El compresor es de tioo hermético vertical, montado sobre antivibratorios.

Se

suministrara con carga de aceite especial que evita la formación de espuma y

con

resistencia de calentamiento del aceite.

Las baterías están fabricadas en tubo de cobre y aletas de aluminio. Los

tubos son de 3/8", con 12 o 14 aletas por pulgada. El circuito frigorífico dispone

de

filtro secador. Todos los aparatos utilizados, disponen de dos baterías con un

sólo

165

compresor.

El emplazamiento de las unidades debe elegirse de forma que se tenga un

acceso permanente para el servicio de mantenimiento, bien sea a través de los

paneles laterales, de la tape superior o de las tapas inferiores. Se debe dejar

espacio también, para el acoplamiento correcto de los conductos de aire, y

conexión de los tubos de desagúe y eléctricos.

Las unidades BCH de ROCA deben ser fijadas en el techo mediante

soportes antivibratorios a ser posible y vigilando que queden horizontales o con

una ligera inclinación hacia el desagúe de éstas. También se pueden apoyar en

el

suelo pero nosotros en este caso las fijaremos en el techo. Las unidades BCV

deben estar apoyadas en el suelo.

La unidad BCV-25 incorpora filtro de serie en la aspiración y las BCH no

disponen de éste.

Todos los aparatos permiten variaciones opcionales en la orientación de

aspiración y descarga de los ventiladores.

Se instalan las tuberías de drenaje de la batería exterior e interior a través

de

un sifón, dejando entre la altura de la conexión del aparato y la línea de la

tubería

después del sifón, una diferencia mínima de niveles de 75mm. Esto es para

evitar

---- P.2 --------------------------

que la depresión producida por el ventilador pueda dificultar el vaciado de la

bandeja.

La línea de drenaje debe tener una inclinación mínima de 20 mm por metro

de longitud.

Las conexiones del aparato son de tubo de cobre de diámetro exterior 22

mm.

Las unidades disponen de sistemas de seguridad tanto para el circuito de

refrigerante como de carácter general. En el anexo IV se encuentra información

166

detallada a este respecto.

5.9 PUESTA EN MARCHA Y EQUILIBRADO

Una vez completada la instalación, incluida la conexión a la red eléctrica y el

drenaje, se pondrá en funcionamiento el sistema.

La puesta en marcha de las unidades se realiza por medio del termostato

ambiente que incorporan, conectando éste, y ajustando las temperaturas de

consigna.

A continuación, tras dejar que se estabilice el tiempo suficiente, se procede

al equilibrado del sistema con la ayuda de los instrumentos de medición

necesarios.

Se actuará. simultáneamente sobre compuertas de regulación de conductos

y rejillas de retorno, y sobre la velocidad de los ventiladores, con objeto de

adaptar las variables de caudal, presión estática y velocidad, a los valores

proyectados. Este proceso suele necesitar varios ajustes.

5.10 MANTENIMIENTO

El mantenimiento rutinario de las unidades no requiere de forma explícita

personal especializado. Consiste en:

- Mantener los filtros de las baterías en buen estado, revisándolos como

máximo cada 15 días.

- La limpieza de la batería exterior, con detergente si es necesario, de las

partículas que ha dejado pasar el filtro.

---- P.3 --------------------------

- Llenado del sifón del desagúe en la puesta en marcha inicial o tras

períodos prolongados de paro, para evitar que se aspire aire a través del tubo

de

167

condensación.

---- P.4 --------------------------

81 BL IOG RAFIA

J. Alarcón Creus.

TRATADO PRACTICO DE REFRIGERACIÓN AUTOMÁTICA.

Editorial Marcombo.

i08 Edición.

Barcelona 1990.

Carrier Air Conditioning Company.

MANUAL DE AIRE ACONDICIONADO.

Edito~ial Marcombo SA.

1~ Edición.

Barcelona 1990.

J G. Conan.

REFRIGERACIÓN INDUCTRIAL.

Editorial Paraninfo.

ia Edición.

Barcelona 1990.

P. Esquerra Piza

CLIMATIZACIÓN DE CONFORT E INDUSTRIAL.

Editorial Marcombo.

ia Edición.

Barcelona 1992.

J. L. Fumador Alsina.

168

CLIMATIZACIÓN DE EDIFICIOS.

Ediciones del Serbal.

ía Edición.

Barcelona 1996.

---- P.5 --------------------------

E. Pérez González.

TERMODINÁMICA QUÍMICA.

Editorial P.P.U.

28 Edición.

Barcelona 1990.

C. Pizzetti.

ACONDICIONAMIENTO DEL AIRE Y REFRIGERACIÓN. TEORW\ Y

CÁLCULO

DE LAS INSTALACIONES.

Editorial Bellisco

28 Edición.

Madrid 1991.

J. P. Porges.

PRONTUARIO DE CALEFACCIÓN, VENTILACIÓN Y AIRE

ACONDICIONADO.

Editorial Marcombo.

18 Edición.

Barcelona 1981.

P. J. Rapin.

INSTALACIONES FRIGORÍFICAS.

Editorial Marcombo.

i8 Edición.

Barcelona 1982.

169

Recknagel - Sprenger.

MANUAL DE CALEFACCIÓN Y CLIMATIZACIÓN.

Editorial Blume.

V Edición.

Barcelona 1974.

---- P.6 --------------------------

F. Stoecker.

REFRIGERACIÓN Y ACONDICIONAMIENTO DE AIRE.

Editorial McGraw Hill.

28 Edición.

México 1980.

Vian - Ocón.

ELEMENTOS DE INGENIERIA QUÍMICA.

Editorial Aguilar.

V Edición.

Madrid 1979.

---- P.7 --------------------------

HOJA 1

Unidades Concepto Precio Unidad Total

Bomba de calor aire - aire compacta vertical

1 , modelo BCVI-25 con módulo de control 840 000 840 000

electrónico, de ROCA.

Bomba de calor aire-aire compacta

2 horizontal , modelo BCH - 5 con módulo de 510 000 1 020 000

170

control electrónico, de ROCA.

Bomba de calor aire-aire compacta

1 horizontal , modelo BCH -10 con módulo de 446 000 446 000

control electrónico, de ROCA.

Accesorios

Resistencia eléctrica complementaria de

1 conducto, modelo RC-10, para BCV -15 con 28 500 28 500

dispositivo selector de caudal, de ROCA.

Resistencia eléctrica complementaria de

1 conducto, modelo RC-5, para BCH -15 con 18 700 18 700

dispositivo selector de caudal, de ROCA.

Titulo II. Difusores

Difusor circular de techo, construido en

2 chapa de aluminio anodizado, de la serie 3 700 7 400

DAU - 43, ref. 660995, de france - AIR

Difusor circular de techo, construido en

4 chapa de aluminio anodizado, de la serie 4 450 17 800

DAU - 43, ref. 661000, de france - AIR

Difusor circular de techo, construido en

7 chapa de aluminio anodizado, de la serie 5 535 38 745

DAU -43, ref. 661018, de france - AIR

TOMO II ANEXO 2

---- P.1 --------------------------

II -~

171

1 ZONA OESTE

í.1CÁLCULO DE VERANO

Para esta zona, la situación más desfavorable se produce el 23 de Julio a

las

15 horas, por lo que será la utilizada en el cálculo del caudal de aire a tratar.

El balance térmico de la zona Oeste, desglosado adecuadamente al

procedimiento de cálculo, es el que refleja la tabla siguiente:

F

Balance térmico de la zona Oeste

HABIT. VENT. GSH GLH ASH ALH RSH RLH

1 80 2068 631 186 571 1882 60

2 50 1545 417 116 357 1429 60

3 50 1416 407 116 357 1300 50

4 50 1519 407 116 357 1403 50

5 50 1622 407 116 357 1506 f 50

6 50 1743 407 116 357 1627 50

TOTAL_{ 330 9913 2676 766 2356 9147 320

- GSH = Calor sensible general, en Kcal/h.

1

- GLU = Calor latente general, en Kcal/h.

- ASH = Calor sensible aire de ventilación en KcalIh.

- ALH = Calor latente aire de ventilación en Kcal/h.

- RSH = Calor sensible local, en KcaI/h.

- RLH = Calor latente local, en Kcal/h.

172

1

1

De acuerdo con la tabla 3.10, se adopta un factor de bypass de 0,15.

ESHF= (RSH + BF ASH)/(RSH + BF ASH + RLH + BF ALH)

Para este valor, se obtiene gráficamente en el diagrama psicrométrico de

Mollier, un ADP de valor igual a 140C.

---- P.2 --------------------------

El volumen de aire tratado será:

Q = ESH 1(0,29* (t tadp>~ (1 - BF)) = 3683 m3/h

Para este caudal total, y el necesario para ventilación, se obtiene un 8,96%

de aire exterior, y el resto recirculado.

El resto de los factores térmicos son

RSHF = RSH 1 (RSH + RLH) = 0,97

GSHF=GSH/(GSH+GLH)=0,78

Con estos valores y los datos higrométricos, se construye el ciclo en el

diagrama de Mollier de la figura 1.1 de la página siguiente, obteniéndose como

condiciones de salida del aire 160C y 90% de humedad relativa.

El diagrama construido verifica el porcentaje de recirculación que se realiza y

el BF adoptado.

La potencia térmica general para la zona es de 12589 Kcal/h.

1.1.1 ELECCIÓN DEL MODELO Y CONDICIONES REALES

173

La carga total es de 12589 Kcal/h (14617 W).

La carga sensible es de 9913 Kcal/h.

De acuerdo con estas cargas se escogerá para el estudio el BCH - 15 de

ROCA.

Para un volumen nominal 320C de temperatura exterior 240C de temperatura

seca y 1 7,80C de temperatura húmeda del aire interior este aparato

proporciona:

- Capacidad total = 16300W ( = 14018 Kcal/h. Y

- Capacidad sensible = 12000 W.( = 10320 KcalIh. >.

- Caudal nominal = 3700 m3/h.

Para el caudal real, de 3683 m3/h, se aplicarán unas correcciones a las

capacidades disponibles, con ayuda de las tablas que incorpora el folleto

técnico

del aparato.

---- P.3 --------------------------

ji

En este caso, la corrección es despreciable ya que el resultado es muy

semejante con ambos caudales, real y nominal.

La presión estática disponible en los ventiladores exterior e interior, para

estos caudales, es de 8 y 10 mm c.d.a respectivamente. j

Se ha realizado un tanteo sobre las necesidades de cada habitación,

teniendo en cuenta que el tratamiento y el porcentaje de recirculación es único

para toda la zona. Se adoptan criterios de proporcionalidad entre caudales

totales

y de ventilación para calcular el apode de aire individual de cada habitación, y

entre cargas totales y potencia apodada, para evaluar si la potencia disponible

en

174

cada habitación es suficiente para compensar su carga térmica.

De esta forma se obtiene:

HABITACION 1

Requerido Disponible

Potencia Total (Kcal/h> 2699 3289

Potencia sensible (Kcal/h) 2068 2416

Ventilación (m Ih) 80 72

Caudal de Impulsión (m Ih> 801

Caudal de Retorno (m /h) 729

HABITACION 2

Requerido Disponible

Potencia Total (KcalIh>

Caudal de Retorno (m lh> 512

ql

4

---- P.4 --------------------------

HABITACION 3

Requerido Disponible

Potencia Total (Kcal/h) 1823 2221

Potencia sensible (Kcal/h) 1416 1656

Ventilación (m /h) 50 51

Caudal de Impulsión (m Ih) 571

Caudal de Retorno (m Ih> 520

175

HABITACION 4

Requerido Disponible

Potencia Total (KcaIfh) 1926 2347

Potencia sensible (KcaIIh) 1519 1776

Ventilación (m /h) 50 49

Caudal de Impulsión (m3Ih> 541

Caudal de Retorno (m Ih) 492

HABITACIÓN 5

Requerido Disponible

Potencia Total (Kcal/h) 2029 2472

Potencia sensible (Kcal/h) 1622 1897

Ventilación (m3/h) 50 49

Caudal de Impulsión (m3/h) 570

Caudal de Retorno (m Ih) 519

HABITACIÓN 6

Requerido Disponible

Potencia Total (Kcal/h) 2150 2658

Potencia sensible (Kcal/h) 1743 2076

Ventilación (m3/h) 50 57

Caudal de Impulsión (m3Ih) 638

Caudal de Retorno (m fh) 581

1 ______________________

ji

---- P.5 --------------------------

176

Finalmente para comprobar que los cálculos se han realizado de forma

correcta y que el sistema está equilibrado bastará con comprobar que la

relación

de carga parcial de cada habitación sobre la carga total sea similar a la relación

de caudales sobre el caudal total.

De dicha comprobación queda constancia en el siguiente cuadro:

HABITAd N CARGA CAUDAL % CARGA % CAUDAL

1 2699 801 22 22

2 1962 562 15 15

3 1823 571 15 15

4 1926 541 15 15 4

5 2029 570 16 16

6 2150 638 17 17

1.2 CÁLCULO DE INVIERNO

El siguiente cuadro muestra el cálculo de la carga sensible en invierno:

HABITACIÓN CARGA SENSIBLE (KcaIlh)

1 1617

2 1047

3

4

5

6

TOTAL

177

Ahora se trata de calcular la temperatura del aire en la impulsión (tm), y

comprobar que ésta no es contraria a las condiciones de confod, en cuyo caso,

se

deberán rectificar los caudales de aire en invierno.

q

---- P.6 --------------------------

Para ello empleamos la fórmula:

q = 0,29 Q (tm - t¡)

6439 = 0,29 3683 (tm - 22)

tm = 280C

Este valor de tm está dentro de los limites establecidos.

Para construir el diagrama de Mollier, y determinar si la instalación es apta o

no, el proceso es el siguiente:

El aire exterior, a 200 y 90% de HR, es calentado a humedad constante

hasta 280C y 17% de HR, y al mezcíarse con el aire de recirculación, en la

relación dada de 8,96 %, se obtienen unas condiciones interiores de 240C y

22%

de HR.

Para esta zona se escogió el BCH - 15, que para un 99% del caudal

nominal, las condiciones de entrada de aire a la batería exterior y las peores

condiciones de entrada a la batería interior, proporciona unas 10000 Kcal/h, por

tanto, más que suficientes.

Al igual que en el proceso de verano, se comprobaremos, como consta en el

178

siguiente cuadro, que las relaciones de caudal y carga son aproximadamente

u

iguales.

1~

HABITACIÓN CARGA CAUDAL % CARGA % CAUDAL

1 1617 801 25 22

2 1047 562 16 15

888 571 14 15

888 541 14 15

5 1014 570 16 16

6 985 638 15 17

El sistema estará compensado. Existirá un único termostato, dispuesto en el

retorno y no se producirá el hecho de que un local esté muy bien

acondicionado y

otro no.

---- P.7 --------------------------

2. ZONA SALA DE CONFERENCIAS

2.1 CÁLCULO DE VERANO

Para esta zona, la situación más desfavorable se produce el 23 de Julio a las

5 h, por lo que será la fecha utilizada en el cálculo del caudal.

El balance térmico de la sala de conferencias, desglosado adecuadamente

al procedimiento de cálculo, es el que refleja la tabla siguiente:

Balance térmico de la sala de conferencias

179

HABIT. VENT. GSH GLH ASH ALH RSH RLH

7 1300 4682 9807 3016 9282 1666 525

- GSH= Calor sensible general, en Kcal/h.

- GLW Calor latente general, en Kcal/h.

- ASH Calor sensible aire de ventilación, en Kcal/h.

- ALH Calor latente aire de ventilación, en Kcal/h.

- RSH Calor sensible local, en Kcal/h.

- RLH = Calor latente local, en Kcal/h.

De acuerdo con la tabla 3.10, se adopta un factor de bypass de 0'3,

adecuado para ganancias latentes impodantes.

ESHE = (RSH + BÑ ASH) 1 (RSH + BF ASH + RLH + BE ALH)

Como esta recta no coda a la curva de saturación, se procederá a calentar el

aire, añadiendo calor sensible, hasta que ESHF sea 0,70. En el diagrama, la

línea

0,70 será la suma gráfica de la recta que represente el calentamiento necesario

y

la de 0,44.

La potencia de la resistencia eléctrica que se utilizará para el calentamiento

será de:

0-70(1669+3016 0,3+q >/(1669+3016.0,3+665+9996* 0,3+q)

Donde q = 5975 Kcal/h.

---- P.8 --------------------------

180

Será suficiente con la RC -10 de ROCA con dispositivo detector de caudal.

Para este valor, se obtiene gráficamente en el diagrama de Mollier, un ADP

de valor igual a 1 10C.

El volumen de aire tratado será:

O = (ESH + q >/(0,29 (t - tadp) . (1 - BF)> = 3239 m3/h

Para este caudal total, y el necesario para ventilación, se obtiene un

porcentaje de recirculación de 40,1% de aire exterior.

% aire recirculado = (1300 1 3239)~ 100 = 40,1%

El resto de los factores térmicos son:

RSHF = ( RSH + q ) 1 ( RSH + RLH > = 0,94

GSHF = (GSH + q >1 (GSH + GLH ) = 0,52

Con estos valores y los datos higrométricos, se construye el ciclo en el

diagrama de Mollier de la figura 2.1 de la página siguiente, obteniéndose como

condiciones de salida del aire 16,50C y 87% de humedad relativa.

El diagrama construido verifica el % de recirculación que se realiza y el BF

adoptado.

La potencia térmica general para la zona es de 20467 KcalIh.

2.1.1 ELECCIÓN DEL MODELO Y CONDICIONES REALES

La carga total es de 20467 Kcal/h.

La carga sensible es de 10660 kcal/h.

De acuerdo con estas cargas se escogerá para el estudio el modelo BCVI -

181

25 de ROCA.

`fi

ji

hM

---- P.9 --------------------------

Para un volumen nominal, 320C de temperatura exterior, 240C de

temperatura seca del aire interior y 17,80C de temperatura húmeda del aire

interior, este aparato proporciona:

Capacidad total = 26425 W ( = 22725 Kcal/h>.

Capacidad sensible = 17600W ( = 15136 Kcal/h).

Caudal nominal = 5130 m3/h.

Para el caudal real, de 3239 m3/h, se aplicarán unas correcciones a las

capacidades disponibles, con ayuda de tablas que incorpora el folleto técnico

del

aparato.

% Caudal = (3239/5130v 100 = 63%

Capacidad total = 22725 0,946 = 21498 Kcal/h.

Capacidad sensible = 15136~ 0,897 = 13577 Kcal/h.

La presión estática disponible en los ventiladores exterior e interior, para

estos caudales, es de 8 y 9 mm c.d.a respectivamente.

El cálculo para la habitación queda:

182

HABITACIÓN 7

Requerido 1 Disponible

Potencia Total (KcalIh) 23764

Potencia sensible (Kcal/h) 12377

Ventilación (m3/h) 1 1300 1300

Caudal de Impulsión (m3Ih) 1 3239

Caudal de Retorno (m3/h) 5811939

4.

fi

A

---- P.10 --------------------------

2.2 CÁLCULO DE INVIERNO

HABITACIÓN CARGA SENSIBLE (KcalIh)

7 8907

TOTAL 8907

La carga total máxima son 8407 Kcal/h, el caudal de aire es de 3239 m3/h.

Ahora se trata de calcular la temperatura del aire en la impulsión (tm), y

comprobar que ésta es adecuada. En caso contrario, se deberán rectificar los

caudales de aire en invierno.

q0,29~ Q. (tm4i)

q = 0,29 3239~ (tm - 22)

tm 310C

183

Este valor de tm está dentro de los limites establecidos.

Para construir el diagrama de Mollier, y determinar si la instalación es apta, o

no, el proceso es el siguiente: El aire exterior, a 20C y 90% de HR, es

calentado a

humedad constante, hasta 310C y 14% de HR, y al mezcíarse con el aire de

recirculación, en la relación dada de 40,1%, se obtienen unas condiciones

interiores de 200C y 280/o de HR.

Para esta zona se escogió el modelo BCVI - 25, que para un 63% del caudal

nominal, las condiciones de entrada de aire a la batería exterior y las peores

condiciones de entrada a la batería interior, proporciona unas 17300 Kcal/h ,

más

que suficiente.

3 ZONA CENTRO

3.1 CALCULO DE VERANO

Para esta zona, la situación más desfavorable se produce el 23 de Julio a las

15 h, por lo que será la utilizada en el cálculo del caudal.

---- P.11 --------------------------

01

El balance térmico de la zona Centro, desglosado adecuadamente al

procedimiento de cálculo, es el que refleja la tabla siguiente:

Balance térmico de la zona Oeste

HABflI VENT. GSH GLH ASH ALH RSH RLH

8 200 1739 1868 464 1428 1275 440

9 100 542 854 232 714 310 140

184

10 150 1487 1401 348 1071 1139 330

11 80 731 766 186 571 545 195

13 50 381 417 116 357 265 60

15 50 450 417 116 357 334 60

16 50 361 407 116 357 245 50

TOTAL 680 5691 6130 1578 4855 4113 1275

- GSH = Calor sensible general, en Kcal/h

- GLH = Calor latente general, en Kcal/h.

- ASH = Calor sensible aire de ventilación en Kcal/h.

- ALH = Calor latente aire en ventilación en Kcal/h.

- RSH = Calor sensible local, en Kcal/h.

- RLH = Calor latente local, en Kcal/h.

De acuerdo con la tabla 3.10 se adopta un factor de bypass de 0,3.

ESHF = (RSH + BF ASH) ¡ (RSH + BF ASH + RLH + BF ALH> = 0,62

Esta recta no cortará a la curva de saturación, es casi tangente a la misma,

por lo que se calentará el aire hasta que ESHF sea 0,70. En el diagrama, la

línea

para 0,70 será la suma gráfica de la recta que represente el calentamiento

necesario y la de 0,6244.

La potencia de la resistencia eléctrica que se utilizará para el

calentamiento, será de:

(4023+1589.0,3+q)/(4023+1589~0,3+1275+48550,3+q)O,7O

---- P.12 --------------------------

Donde q = 1874 Kcal/h.

185

Para este caso será suficiente una RC - 5 de ROCA con dispositivo detector

de caudal.

Para este valor, se obtiene gráficamente en el diagrama de Mollier, un ADP

de valor igual a 1 10C.

El volumen de aire tratado será:

Q = ESH 1(0,29~ (t tadp)~ (1 - BF)) = 2448 m3/h

Para este caudal total, y el necesario para ventilación, se obtiene un 28% de

aire exterior, y el resto recirculado.

El resto de los factores térmicos son:

RSHF = RSH 1 (RSH + RLH) = 0,82

GSHF = GSH 1 (GSH + GLH> = 0,55

Con estos valores y los datos higrométricos, se construye el ciclo en el

diagrama de Mollier de la figura 3.1 de la página siguiente, obteniéndose como

condiciones de salida del aire 160C y 88% de humedad relativa.

El diagrama construido verifica el % de recirculación que se realiza y el BF

adoptado.

La potencia térmica general para la zona es de 13695 Kcal/h.

3.1.1 ELECCION DEL MODELO Y CONDICIONES REALES

La carga total es de 13695 Kcal/h.

La carga sensible es de 7565 Kcal/h.

De acuerdo con estas cargas se escogerá para el estudio la BCH -15 de

ROCA.

e ¡ -

1 eft

186

---- P.13 --------------------------

Para un volumen nominal, 320C de temperatura exterior, y 240C y 17,80C de

temperatura seca y húmeda respectivamente del aire interior, este aparato

proporciona:

Capacidad total = 15850 W = 13631 Kcal/h.

Capacidad sensible = 12050 W = 10363 Kcal/h.

El caudal nominal es de 3700 m3/h.

Para el caudal real, de 2448 m3/h se aplicarán unas correcciones a las

capacidades disponibles, con ayuda de las tablas que incorpora el folleto

técnico

del aparato.

% Caudal = 2448 /37O0~ 100 = 66%.

Capacidad total = 13631 0,99 = 13495 Kcal/h.

Capacidad sensible = 10363~ 0,986 = 10218 Kcal/h.

La presión estática disponible en los ventiladores exterior e interior, para

estos caudales, es de 5,2 y 12,3 mm c.d.a respectivamente.

Se ha realizado un tanteo sobre las necesidades de cada habitación y la

realidad, teniendo en cuenta que el tratamiento y el porcentaje de recirculación

es

único para toda la zona. Se adoptan criterios de proporcionalidad entre

caudales

totales y de ventilación para calcular el apode de aire individual de cada

habitación, y entre cargas totales y potencia apodada, para evaluar si la

potencia

apodada a cada habitación es suficiente para compensar su carga térmica.

Se añade a la carga de cada habitación, la parte proporcional del calor

producido por la resistencia.

De esta forma se obtiene:

187

HABiTACiÓN 8

Requerido Disponible

Potencia Total (Kcal/h) 4179 3789

Potencia sensible (Kcal/h) 2311 2989

Ventilación (m /h> 200 207

Caudal de Impulsión (m lh) 747

Caudal de Retorno (m3Ih) 540

---- P.14 --------------------------

HABITACION 9

Requerido Disponible

Potencia Total (Kcal/h> 1619 1466

Potencia sensible (Kcal/h) 763 987

Ventilación (m /h) 100 80

Caudal de Impulsión (m /h) 289

Caudal de Retorno (m Ih) 209

HABITACION 10

Requerido Disponible

Potencia Total (Kcal/h) 3347 3034

Potencia sensible (Kcal/h) 1945 2515

Ventilación (m3Ih) 150 166

Caudal de Impulsión (m3/h> 598

Caudal de Retorno (m3lh> 432

HABITACION 11

Requerido Disponible

Potencia Total (Kcal/h> 1734 1572

188

Potencia sensible (Kcal/h) 968 1252

Ventilación (m3/h) 80 86

Caudal de Impulsión (m3Ih) 310

Caudal de Retorno (m3/h)_{ 224

HABITACION 13

Requerido Disponible

Potencia Total (Kcal/h> 925 839

Potencia sensible (Kcal/h) 508 657

Ventilación (m3Ih) 50 46

Caudal de Impulsión (m3/h) 165

Caudal de Retorno (m3Ih) 119

`1

---- P.15 --------------------------

HABITACI N 15

Requerido Disponible

PotenciaTotal (KcalIh) 1005 911

Potencia sensible (Kcal/h) 588 765

Ventilación (m3Ih> 50 50

Caudal de Impulsión (m3/h) 180

Caudal de Retorno (m /h) 130

HABITACION 16

Requerido Disponible

Potencia Total (Kcal/h) 891 808

Potencia sensible (Kcal/h) 484 626

Ventilación (m3Ih) 50 44

189

Caudal de Impulsión (m3Ih) 159

Caudal de Retorno (m3/h) 115

Finalmente, para comprobar que los cálculos han sido realizados

correctamente, y que el sistema está equilibrado, bastará con que la relación

de

carga parcial de la habitación sobre la total de la zona sea similar a la del

caudal

apodado a la habitación sobre el total.

HABITACIÓN CARGA [ CAUDAL % CARGA % CAUDAL

8 3607 747 30 32

9 1396 289 12 12

10 2888 598 24 24

11 1497 310 13 13

13 798 165 7 7

15 867 180 7 7

16 768 159 6 6

`1

---- P.16 --------------------------

3.2 CÁLCULO DE INVIERNO

HABITACI N CARGA SENSIBLE (KcalIh)

8 1762

9 752

10 1255

11 884

190

13 582

15 715

16 547

TOTAL 8497

La carga total máxima son 6497 Kcal/h, el caudal de aire es de 2448 m3/h.

Ahora se trata de calcular la temperatura del aire en la impulsión (tm>, y

comprobar que ésta no es contraria a las condiciones de confort, en cuyo caso,

se

deberán rectificar los caudales de aire en invierno.

q = 0,29~ Q~ (tmt)

6439 = 0,29 2448 (tm - 22)

tm = 310C

Este valor de tm está dentro de los limites establecidos.

De esta forma, para construir el diagrama de Mollier, y determinar si la

instalación es apta, o no, el proceso que se sigue es el siguiente: El aire

exterior,

a 200 y 90% de HR, es calentado a humedad constante, hasta 310C y 16% de

HR, y al mezcíarse con el aire de recirculación se obtienen unas condiciones

interiores de 240C y 22% de HR.

Para esta zona se escogió la BCH -15 de ROCA, que para un 66% del

caudal nominal, las condiciones de entrada de aire a la batería exterior y las

peores condiciones de entrada a la batería interior, proporciona unas 9000

Kcal/h,

por tanto, más que suficientes.

---- P.17 --------------------------

Al igual que en el proceso de verano, se comprobará que las relaciones de

caudal y carga son aproximadamente iguales.

191

HABITACION CARGA CAUDAL % CARGA % CAUDAL

8 1762 747 27 30

9 752 289 12 12

10 1255 598 19 24

11 884 310 14 13

13 582 165 9 7

1~&Q lA T

16 547 159 8 7

El sistema se encuentra compensado. Es decir, por el hecho de la existencia

de un único termostato, dispuesto en el retorno, no se producirá el hecho de

que

un local esté muy bien acondicionado y otro se encuentre mal acondicionado.

4 ZONA ESTE

4.1 CALCULO DE VERANO

Para esta zona, la situación más desfavorable se produce el 23 de Julio a las

8 h, por lo que será la utilizada en el cálculo del caudal.

El balance térmico de la zona Este, desglosado adecuadamente al

procedimiento de cálculo, es el que refleja la tabla siguiente:

Balance térmico de la zona Oeste

HABIT. VENT. GSH GLH ASH ALH RSH RLH

17 120 1510 368 52 308 1458 60

18 80 1438 266 35 206 1403 60

19 80 1404 266 35 206 1369 60

20 80 1511 326 35 206 1476 120

192

TOTAL 360 5863 1226 157 926 5706 300

fi'!

---- P.18 --------------------------

- GSH = Calor sensible general, en Kcal/h

- GLH = Calor latente general, en Kcal/h.

- ASH = Calor sensible aire de ventilación en Kcal/h.

- ALH = Calor latente aire en ventilación en Kcal/h.

- RSH = Calor sensible local, en Kcal/h.

- RLH = Calor latente local, en Kcal/h.

De acuerdo con la tabla 3.10 se adopta un factor de bypass de 0,15.

ESHF= (RSH+BWASH)/(RSH+BF~ASH+RLH+BF~ALHh0,93

Para este valor, se obtiene gráficamente en el diagrama de Mollier, un ADP

de valor igual a 140C.

El volumen de aire tratado será:

Q = ESH /(0,29~ (t~~ tadp)~ (1 - BF)> = 2325 m3/h

Para este caudal total, y el necesario para ventilación, se obtiene un 15,5%

de aire exterior, y el resto recirculado.

El resto de los factores térmicos son

RSHF = RSH ¡ (RSH + RLH) = 0,95

GSHF = GSH ¡ (GSH + GLH) = 0,83

Con estos valores y los datos higrométricos, se construye el ciclo en el

193

diagrama de Mollier de la figura 4.1 de la página siguiente, obteniéndose como

condiciones de salida del aire 160C y 90 % de humedad relativa.

El diagrama construido verifica el porcentaje de recirculación que se realiza y

el BF adoptado.

La potencia térmica general para la zona es de 7089 Kcal/h.

1*"

``"Ir

1.Itff

---- P.19 --------------------------

4.1.1 ELECCION DEL MODELO Y CONDICIONES REALES

La carga total es de 7089 Kcal/h.

La carga sensible es de 5863 Kcal/h.

De acuerdo con estas cargas se escogerá para el estudio la BCH - 10 de

ROCA.

Para un volumen nominal, 250C de temperatura exterior, y 240C y 17,80C

de

temperatura seca y húmeda respectivamente del aire interior, este aparato

proporciona:

Capacidad total = 11400 W = 9804 Kcal/h.

Capacidad sensible = 7600 W = 6536 Kcal/h.

El caudal nominal es de 2700 m3/h.

Para el caudal real, de 2325 m3/h se aplicarán unas correcciones a las

capacidades disponibles, con ayuda de las tablas que incorpora el folleto

técnico

del aparato.

194

% Caudal = 2325/2700* 100 = 86,1%

Capacidad total = 9804 0,972 = 9529 Kcal/h.

Capacidad sensible = 6536 0,962 = 6288 Kcal/h.

La presión estática disponible en los ventiladores exterior e interior, para

estos caudales, es de 7,4 y 9,7 mm c.d.a respectivamente.

Se ha realizado un tanteo sobre las necesidades de cada habitación y la

realidad, teniendo en cuenta que el tratamiento y el porcentaje de recirculación

es

único para toda la zona. Se adoptan criterios de proporcionalidad entre

caudales

totales y de ventilación para calcular el apode de aire individual de cada

habitación, y entre cargas totales y potencia aportada, para evaluar si la

potencia

apodada a cada habitación es suficiente para compensar su carga térmica.

De esta forma se obtienen los cálculos reflejados en los cuadros de la

página siguiente.

II

`I~

---- P.20 --------------------------

HABITACION 17

Requerido Disponible

Potencia Total (Kcal/h> 1878 1980

potencia sensible (Kcal/h) 1510 1516

Ventilación (m /h) 120 96

Caudal de Impulsión (m /h) 616

Caudal de Retorno (m /h) 520

195

HABITACI N 18

Requerido Disponible

Potencia Total (Kcal/h> 1706 1799

Potencia sensible (Kcal/h) 1440 1446

Ventilación (m /h> 80 87

Caudal de Impulsión (m3/h) 559

Caudal de Retorno (m /h) 472

HABITACIÓN 19

Requerido Disponible

Potencia Total (Kcal/h) 1670 1761

Potencia sensible (Kcal/h) 1404 1410

Ventilación (m3/h> 80 85

Caudal de Impulsión (m3/h) 548

Caudal de Retorno (m /h) 463

HABITACIÓN 20

Requerido Disponible

Potencia Total (Kcal/h) 1837 1938

Potencia sensible (Kcal/h) 1511 1517

Ventilación (m3/h> 80 93

Caudal de Impulsión (m3/h) 602

Caudal de Retorno (m Ih) 509

II

---- P.21 --------------------------

196

Finalmente, para comprobar que los cálculos han sido correctos, y que el

sistema está equilibrado, bastará con que la relación de carga parcial de la

habitación sobre la total de la zona sea similar a la del caudal apodado a la

habitación sobre el total.

HABITACIÓN CARGA CAUDAL % CARGA % CAUDAL

17 1878 616 26 26

18 1706 559 24 24

19 1670 548 23 23

20 1837 602 25 25

3.2 CÁLCULO DE INVIERNO

HABITACIÓN CARGA SENSIBLE (KcalIh)

17 1881

18 1221

19 1340

20 1 1856

TOTAL j 6298

La carga total máxima son 6298 Kcal/h, el caudal de aire es de 2325 m3/h.

Ahora se trata de calcular la temperatura del aire en la impulsión (tm>, Y

comprobar que ésta no es contraria a las condiciones de confort, en cuyo caso,

se

deberán rectificar los caudales de aire en invierno.

q0,29 Q (tmt)

6298 = 0,29~ 2325~ (tm - 22>

tm = 310C

197

Este valor de tm está dentro de los limites establecidos.

De esta forma, para construir el diagrama de Mollier, y determinar si la

instalación es apta, o no, el proceso que se sigue es el siguiente: El aire

exterior,

ANEXO 3 CALCULO DE CONDUCTOS

CALCULO DE LA RED DE IMPULSIÓN

ZONA OESTE

---- P.1 --------------------------

TRAMO AB

Longitud = 10,55 m

Caudal total = 3683 m3/h

Velocidad inicial = 7 mIs

Sección = 3683/(3600* 7) = 0,146 m2

Diámetro = 431 mm

o real = 450 mm

y real = 7 mIs

Según el diagrama 2.1, en estas condiciones se produce una pérdida de

carga por metro lineal de conducto de 0,105 mm c.d.a ¡ m

Pérdida por accesorios:

198

- Manga flexible antivibratoria = 1 m

- Codo de 9Q0 de 5 piezas = 5,4 m

- 2 codos de 450 de 3 piezas = 5,4 m

- Derivación en T cónica de 9Q0 = 0,65 m

Longitud equivalente = 23 m

Pérdida de carga = 23 0,105 = 2,41 mm c.d.a

Presión necesaria en el ventilador = 5,61 mm c.d.a

Derivación hasta difusor:

Longitud = 1 m

Caudal = 638 m3/h

Velocidad = 3 m/s

Sección = 638 ¡(3600 3) = 0,059 m2

Diámetro = 274 mm

o real = 275 mm

V real = 3 mIs

Ap = 0,043 mm c.d.a ¡ rn 1 m = 0,043 mm c.d.a

P difusor 3,2- 0,043 = 3,16 mm c.d.a

---- P.2 --------------------------

D difusor = 360 mm

y difusor = 2,9 mIs

TRAMO BC

Longitud = 3,6 m

Caudal = 3045 m3/h

LIQ0'61=3613045 0,61 = 0,027

V1=7m/sV2=6,4mIs

199

Pérdida por accesorios:

- Derivación en 1 cónica de 9Q0 = 0,59 m

LIQ 0,61 =4213045061=0,031

= 7 mIs V2= 6,3 m/s

Sección = 3045/(3600 6,3) = 0,134 m2

Diámetro = 413 mm

D real = 400 mm

V real = 6,7 mIs

Derivación hasta difusor:

Longitud = 1,15 m

Caudal = 570 m3/h

Velocidad = 3 mIs

Sección = 570 /(3600 3) = 0,053 m2

Diámetro = 259 mm

D real = 250 mm

V real = 3,2 mIs

¿Np = 0,065 mm c.d.a 1 m' 1,15 m = 0,075 mm cd.a

P difusor = 3,2- 0,075 = 3,12 mm c.d.a

D difusor = 360 mm

V difusor =2,6 mIs

---- P.3 --------------------------

TRAMO CD

Longitud = 2,8 m

Caudal = 2475 m3/h

0,61

LIQ061=2,8/2475 =0,024

200

V1= 6,7 mIs V2 = 6,3 mIs

Pérdida por accesorios:

- Derivación en 1 cónica de 90a = 0,62 m

IJQ 0,61 = 3,42 1 2475 0,61 = 0,029

Vi = 6,7 mIs V2= 6 mIs

Sección = 2475/(3600 * 6) = 0,114 m2

Diámetro = 381 mm

D real = 400 mm

V real = 5,5 mIs

Derivación hasta difusor:

Longitud = 1,15 m

Caudal = 541 m3/h

Velocidad = 3 mIs

Sección = 541 /(3600~ 3) = 0,050 m2

Diámetro = 252 mm

D real = 250 mm

Vreal= 3,1 mIs

¿Np = 0,058 mm c.d.a 1 m 1,15 m = 0,067 mm c.d.a

P difusor = 3,2- 0,067 = 3,13 mm c.d.a

D difusor = 304 mm

V difusor = 3,4 m/s

---- P.4 --------------------------

TRAMO DE

Longitud = 2,8 m

201

Caudal = 1934 mVh

0,61

IJQ0'61=2,8/1934 =0028

V,=6mIsV2= 5,4 mIs

Pérdida por accesorios:

- Derivación en T cilíndrica de 9Q0 = 0,7 m

LIQ 0,61 = 3,5/1934 0,61 = 0,035

= 6 m/s V2= 5,3 mIs

2

Sección = 1934/(3600* 5,3) = 0,101 m

Diámetro = 359 mm

D real = 350 mm

V real = 5,6 m/s

Derivación hasta difusor:

Longitud = 1,15 m

Caudal = 571 m3Ih

Velocidad = 3 mIs

Sección = 571 /(3600* 3) = 0,053 m2

Diámetro = 259 mm

D real = 250 mm

V real = 3 m/s

¿Np = 0,065 mm c.d a/ m 1,15 m = 0,074 mm c.d.a

P difusor = 3,2- 0,074 = 3,12 mm c.d.a

D difusor = 360 mm

V difusor = 2,6 m/s

h4

202

---- P.5 --------------------------

TRAMO EF

Longitud = 2.8 m

Caudal = 1363 m3Ih

= 28/1363061=0,034

V,= 5,6 mIs V~ 5,2 m/s

Pérdida por accesorios:

- Derivación en T cónica de 9Q0 = 0,82 m

L/Q ~61 = 36/13630~6í 0,044

V1 5,6 mIs V2 4,8 mIs

Sección = 1363 1(3600 4,8) = 0,079 m2

Diámetro = 317 mm

D real = 350 mm

V real = 3,9 m/s

Derivación hasta difusor.

Longitud = 1,15 m

Caudal = 562 m3/h

Velocidad = 3 mIs

Sección = 562 1(3600 . 3) = 0,052 m2

Diámetro = 257 mm

O real = 250 mm

V real = 3 m/s

203

¿Np = 0,062 mm c.d.a 1 m 1,15 m = 0,071 mm c.d.a

P difusor = 3,2- 0,071 = 3,13 mm c.d.a

D difusor = 360 mm

V difusor = 2,6 m/s

II

---- P.6 --------------------------

TRAMO FG

Longitud = 3,7 m

Caudal = 3045 m3/h

Pérdida por accesorios:

- Codo de 450 de tres piezas = 1,9 m

LÍQ 0,61 = 5,6 / 801 0,61 = 0,069

Vi = 3,9 m/s V2= 3,2 mIs

Sección = 801 /(3600* 3,2) = 0,069 m2

Diámetro = 297 mm

D real = 300 mm

Vreal= 3,1 m/s

O difusor 416 mm

V difusor = 3,6 m/s

---- P.7 --------------------------

TRAMO AB

204

Longitud = 11,6 m

Caudal total = 3239 m3/h

Velocidad inicial = 5 mIs

Sección = 3240 1(3600 5) = 0,177 m2

Diámetro = 475 mm

O real = 450 mm

V real = 5,6 m/s

Según el diagrama 2.1, en estas condiciones se produce una pérdida de

carga por metro lineal de conducto de 0,075 mm c.d.a 1 m.

Pérdida por accesorios:

- Manga flexible antivibratoria = 1 m

- Codo de 9Q0 de 5 piezas = 5,4 m

- Derivación en T cónica de 9Q0 = 1,1 m

Longitud equivalente = 19,1 m

Pérdida de carga = 19,1 0,075 = 1,43 mm c.d.a

Presión necesaria en el ventilador = 4,63 mm c.d.a

Derivación hasta difusor:

Longitud = 1,6 m

Caudal total = 810 m3/h

Velocidad = 3 mIs

Sección = 810 /(3600 3) 0,074 m2

Diámetro = 307 mm

O real = 300 mm

Vreal= 3,1 m/s

¿Np = 0,046 mm c.d.a ¡ rn 1,6 m = 0,074 mm c.d.a

P difusor = 3,2- 0,074 = 3,13 mm c.d.a

O difusor = 416 mm

V difusor = 2,7 m/s

205

ti.

---- P.8 --------------------------

TRAMO BC

Longitud= 2,1 m

Caudal = 2430 m3/h

iio 0,61 = 2,1 1 2430 0,61 = 0,018

V1= 5,6 m/sV2 5,3 mIs

Pérdida por accesorios:

- Derivación en T cónica de 9Q0 = 1,1 m

LÍQ 061 =3,2-2430 0,61 = 0,028

V1=516m/sVt5,2m/5

Sección = 2430/(3600 5,2) = 0,128 m2

Diámetro = 404 mm

O real = 400 mm

V real =5,3 m/s

Derivación hasta difusor:

Longitud = 3,75 m

Caudal = 810 m3/h

Velocidad = 3 m/s

Sección = 810 /(3600~ 3) = 0,074 m2

Diámetro = 307 mm

206

O real = 300 mm

Vreal 3,1 mIs

¿Np = 0,046 mm c.d.a 1 m 3,75 m = 0,17 mm c.d.a

P difusor = 3,2-0,17 = 3,03 mm c.d.a

O difusor = 416 mm

V difusor = 2,7 mIs

---- P.9 --------------------------

TRAMO CD

Longitud = 1,7 m

Caudal = 1620 m3/h

0,61

L/Q0'61=1/1620 =0019

= 5,3 mIs V2 = 5 mIs

Pérdida por accesorios:

- Derivación en 1 cónica de 9Q0 = 1,33 m

LÍQ 0,6k.. 3,03 /1620 0,61 = 0,033

V1 =5,3m/sV2=4,Sm/s

Sección = 1620 /(3600 4,5) = 0,099 m2

Diámetro = 355 mm

O real = 350 mm

V real = 4,6 m/s

Derivación hasta difusor.

Longitud = 1,6 m

Caudal = 810 m3/h

207

Velocidad = 3 m/s

Sección = 810 /(3600 3) = 0,074 m2

Diámetro = 307 mm

O real = 300 mm

Vreal= 3,1 mIs

¿Np = 0,046 mm c.d.a 1 m 1,6 m = 0,074 mm c.d.a

P difusor = 3,2-0,074 = 3,13 mm c.d.a

O difusor = 416 mm

V difusor = 2,7 m/s

It,

1''

---- P.10 --------------------------

TRAMO DE

Longitud = 4,3 m

Caudal = 810 m3/h

Pérdida por accesorios:

- Codo de 450 de tres piezas = 1,8 m

LÍQ 0,61 = 6,1 /810061 = 0,103

Vi =4,5 mIs `42= 3,5 m/s

Sección = 810 ¡(3600 3,5) = 0,063 m2

Diámetro = 284 mm

O real = 300 mm

Vreal 3,1 m/s

O difusor = 416 mm

V difusor = 2,7 m/s

208

---- P.11 --------------------------

110

TRAMO AB

Longitud = 5,2 m

Caudal total = 3415 m3/h

Velocidad inicial = 6 mIs

Sección = 3415/(3600 6) = 0,158 m2

Diámetro = 449 mm

O real = 450 mm

V real = 6 mIs

Según el diagrama 2. 1, en estas condiciones se produce una pérdida de

carga por metro lineal de conducto de 0,087 mm c.d.a / m.

Pérdida por accesorios:

- Manga flexible antivibratoria = 1 m

- Derivación en T cónica de 90~ = 3,3 m

Longitud equivalente = 9,4 m

Pérdida de carga = 9,4 0,087 = 0,82 mm c.d.a

Presión necesaria en el ventilador = 4,02 mm c.d.a

TRAMO BC

Longitud = 2 m

Caudal = 2371 m3/h

209

LÍQ 0,61 = 2/2371 0,61 = 0,017

V¡ =6mIsV2=5,7 mis

Pérdida por accesorios:

- Derivación en 1 cónica de 900 = 0,5 m

LÍQ 0,61 = 2,5 1 2371 0,61 = 0,022

V1=6m/s V2= 5,6 mIs

Sección = 2371 ¡(3600* 5,6) = 0,018 m2

---- P.12 --------------------------

Diámetro = 386 mm

O real = 350 mm

`4real = 6,8 mIs

Derivación hasta difusor:

Longitud = 1 m

Caudal = 403 m3/h

Velocidad = 3 mIs

Sección = 403 /(3600* 3) = 0,037 m2

Diámetro = 218 mm

O real = 225 mm

`4real = 2,8 mIs

¿Np = 0,056 mm c.d.a 1 rn 1 m = 0,056 mm c.d.a

P difusor = 3,2- 0,056 = 3,14 mm c.d.a

O difusor = 304 mm

V difusor = 2,6 mIs

TRAMO CD

210

Longitud = 1,6 m

Caudal = 1968 m3/h

LíQ 0,61 = 1/1968061 = 0,016

= 6,8 mIs `42 = 6,4 mIs

Pérdida por accesorios:

- Derivación en T cónica de 9Q0 = 0,3 m

LÍQ 06½19u1968 0,61 = 0,016

Vi = 6,8 mIs `42 = 6,3 mIs

Sección = 1968/(36006,3) = 0,019 m2

Diámetro = 332 mm

O real = 325 mm

V real = 6,6 mIs

---- P.13 --------------------------

1 IL

Derivación hasta difusor:

Longitud = 1 m

Caudal = 403 m3/h

Velocidad = 3 mIs

Sección = 403 I(3600 3) = 0,037 m2

Diámetro = 218 mm

O real = 225 mm

211

Vreal = 2,8 mIs

¿Np = 0,056 mm c.d.a 1 m 1 m = 0,056 mm c.d.a

P difusor = 3,2 - 0,056 = 3,14 mm c.d.a

O difusor = 304 mm

V difusor = 2,6 mIs

TRAMO DE

Longitud = 3 m

Caudal = 1565 m3/h

LÍQ 0,61 = 3 /1565 0,61 = 0 034

= 6,6 mIs `42 = 5,9 m/s

Pérdida por accesorios:

- Derivación en T cónica de 90~ = 0,54 m

LÍQ 0,61 = 3,54/1565061 = 0,040

= 6,6 m/s `42 = 5,7 mIs

Sección = 1565 1(3600~ 5,7) = 0,076 m2

Diámetro = 310 mm

O real = 300 mm

Vreal= 6,1 mIs

---- P.14 --------------------------

Derivación hasta difusor:

Longitud = 1 m

Caudal = 419 m3/h

212

Velocidad = 3 mIs

Sección = 4191(3600" 3) = 0,039 m2

Diámetro = 222 mm

O real = 225 mm

Vreal = 2,9 mIs

¿Np = 0,058 mm c.d.a / m 1 m = 0,058 mm c.d.a

P difusor = 3,2 - 0,058 = 3,14 mm c.d.a

O difusor = 304 mm

Vdifusor =2,7m/s

TRAMO EF

Longitud = 3,3 m

Caudal = 1146 m3/h

Pérdida por accesorios:

- Codo de 900 de cinco piezas = 3,6 m

0,61

L/Q0'61=6,9/1164 =0,094

V~=6,1 m/sV2=4,7mIs

- Derivación en T cónica de 9Q0 = 0,8 m

LÍQ 0.61=7,7/1146 0,61 =

Ví=6,1 m/sV2=4,7mIs

Sección = 1146/(3600 4,7) = 0,068 m2

Diámetro = 293 mm

O real = 275 mm

V real = 5,3 m/s

---- P.15 --------------------------

Derivación hasta difusor:

213

Longitud = 1 m

Caudal = 413 m3Ih

Velocidad = 3 m/s

Sección = 403 ¡(3600~ 3) = 0,040 m2

Diámetro = 225 mm

O real = 225 mm

Vreal = 3 m/s

¿Np = 0,055 mm c.d.a / m 1 m = 0,055 mm c.d.a

P difusor = 3,2- 0,055 = 3,15 mm c.d.a

O difusor = 304 mm

Vdifusor = 2,8 m/s

TRAMO FG

Longitud = 3,75 m

Caudal = 715 mVh

LíQ 061=3,751715 0,61 = 0,068

= 5,3 m/s `42 = 4,4 m/s

Pérdida por accesorios:

- Derivación en T cónica de 90~ = 0,6 m

Vi = 4,9 m/s `42 = 4,3 m/s

LíQ 061=2,85/480 0,61 = 0,067

Sección = 480/(3600 4,1) = 0,032 m2

Diámetro = 203 mm

O real = 200 mm

`4real = 4,2 mIs

---- P.16 --------------------------

214

Derivación hasta difusor:

Longitud = 1 m

Caudal = 252 m3/h

Velocidad = 3 mis

Sección = 252 / (3600 * 3) = 0,023 m2

Diámetro = 172 mm

O real = 175 mm

`4real = 2,9 mis

¿Np = 0,074 mm c.d.a / rn 1 m = 0,074 mm c.d.a

P difusor = 3,2 - 0,074 = 3,12 mm c.d.a

D difusor = 248 mm

`4 difusor2,4m/s

LÍQ0'61 =4,4/7150.61=0,079

= 5,3 mis `42=4,3 mis

Sección = 715 /(3600 4,3) = 0,046 m

Diámetro = 242 mm

O real = 225 mm

V real = 4,9 m/s

Derivación hasta difusor:

Longitud = 1 m

Caudal = 235 m3/h

Velocidad = 3 mis

2

Sección = 235 / ( 3600 3) = 0,022 m

Diámetro = 166 mm

O real = 175 mm

`4real = 3 m/s

¿Np = 0,064 mm c.d.a 1 rn 1 m = 0,064 mm c.d.a

P difusor = 3,2 - 0,064 = 314 mm c.d.a

215

O difusor 192 mm

V difusor = 3,6 mis

---- P.17 --------------------------

TRAMO GH

Longitud = 2,25 m

Caudal = 480 m3/h

LÍQ 0,61 = 2,25 / 480 0,61 = 0,049

Vi = 6,6 mIs `42 5,9 mIs

TRAMO Hl

Longitud = 3,7 m

Caudal = 230 m3/h

Pérdida por accesorios:

- Codo de 9Q0 de cinco piezas = 2,4 m

LÍQ 0,61 = 6,1 / 230 0,61 = 0,221

Vi =4,2m/sV22,9mIs

Sección = 230 / (3600 2,9) = 0,022 m2

Diámetro = 167 mm

O real = 175 mm

Vreal = 2,7 m/s

Ddifusor 192 mm

`4difusor = 3,6 m/s

TRAMO BJ

216

Longitud = 2,15 m

Caudal = 1044 m3/h

LÍQ 061=215/1044 0,61 = 0,031

= 6 mIs `42 = 5,4 m/s

II

---- P.18 --------------------------

Pérdida por accesorios:

- Derivación en T cilíndrica de 9Q0 = 0,6 m

LÍQ 0,61 = 2,75/1044061 = 0037

Vi =6m1sV2= 5,3 mis

Sección = 10441(3600" 5,3) = 0,055 m2

Diámetro = 263 mm

O real =250 mm

`4real = 5,9 mis

Derivación hasta difusor:

Longitud = 1 m

Caudal = 248 m3/h

Velocidad = 3 mis

Sección = 348 1 ( 3600 3 ) = 0,032 m2

Diámetro = 202 mm

O real = 200 mm

Vreal 3,1 mis

217

¿Np = 0,07 mm c.d.a ¡ m 1 m = 0,07 mm c.d.a

P difusor = 3,2 - 0,07 = 3,13 mm c.d.a

O difusor = 248 mm

`4difusor = 3,3 mis

TRAMO JK

Longitud = 2,5 m

Caudal = 696 m3/h

LíQ 0,61 = 2,5 / 696 0,61 = 0,046

Vi = 5,3m/sV2=4,6m/s

`4

st

---- P.19 --------------------------

Pérdida por accesorios:

- Derivación en 1 cónica de 9Q0 = 0,8 m

LÍQ0'61 = 33/696 0,61 = 0,061

V~ = 5,3 m/sV2 4,4 mIs

Sección = 696 ¡(3600 4,4) = 0,44 m2

Diámetro = 236 mm

O real = 250 mm

Vreal = 4 m/s

Derivación hasta difusor:

218

Longitud = 1 m

Caudal = 348 mVh

Velocidad = 3 mIs

Sección = 348 /(3600~ 3) = 0,032 m2

Diámetro = 202 mm

O real = 200 mm

Vreal 3,1 mIs

¿Np = 0,07 mm c.d.a 1 rn 1 m = 0,07 mm c.d.a

P difusor = 3,2 - 0,07 = 3,13 mm c.d.a

O difusor = 248 mm

`4difusor = 3,3 m/s

TRAMO KL

Longitud = 2,5 m

Caudal = 348 m3/h

Pérdida por accesorios:

- Codo de 9Q0 de cinco piezas = 2,4 m

LÍQ 0,61 = 4,9I3480~6í = 0,138

Vi =4 m/s `42=3 mIs

tLÁI

---- P.20 --------------------------

2

219

Sección = 348 /(3600" 3) = 0,032 m

Diámetro = 202 mm

D real = 200 mm

Vreal 3,1 mIs

O difusor = 248 mm

`4difusor = 3,3 mIs

tQi

---- P.21 --------------------------

121

4AMO AB

Longitud = 7,4 m

Caudal total = 2325 m3/h

Velocidad inicial = 6 mIs

Sección = 23251(3600" 5) = 0,129 m2

Diámetro = 405 mm

O real = 400 mm

`4real = 5,1 m/s

Según el diagrama 2.1, en estas condiciones se produce una pérdida de

arga por metro lineal de conducto de 0,08 mm c.d.a 1 m.

Pérdida por accesorios:

- Manga flexible antivibratoria = 1 m

- Codo de 9Q0 de cinco piezas = 4,8 m

- Derivación en T cónica de 9Q0 = 0,9 m

220

Longitud equivalente = 14,1 m

Pérdida de carga = 14,1 0,08 = 1,13 mm c.d.a

Presión necesaria en el ventilador = 4,33 mm c.d.a

Derivación hasta difusor:

Longitud = 1 m

Caudal = 602 m3Ih

Velocidad = 3 m/s

Sección = 602 /(3600 3) = 0,056 m2

Diámetro = 266 mm

O real = 250 mm

`4real = 3,4 mIs

¿Np = 0,069 mm c.d.a 1 m 1 m = 0,069 mm c.d.a

P difusor = 3,2- 0,069 = 3,13 mm c.d.a

D difusor = 360 mm

ti'

`4difusor =2,7 mIs

¡4

11

---- P.22 --------------------------

TRAMO BC

Longitud = 3,7 m

Caudal = 1723 m3/h

LíQ 061=3,7/1723 0,61 = 0,039

V~ =5,1 m/s `42=4,6 m/s

221

Pérdida por accesorios:

- derivación en 1 cilíndrica de 9Q0 = 1,2 m

LÍQ 0,61 = ~ /1723 0,61 = 0,052

`41=5,1 m/s `42 = 4,5 mIs

Sección = 1723/(3600 4,5) = 0,106 m2

Diámetro = 367 mm

D real = 350 mm

`4real = 5 mIs

Derivación hasta difusor:

Longitud = 1 m

Caudal = 548 m3/h

Velocidad = 3 m/s

Sección = 548 /(3600 3) = 0,051 m2

Diámetro = 254 mm

O real = 250 mm

VreaÁ 3,1 mIs

¿Np = 0,057 mm c.d.a 1 m 1 m = 0,057 mm c.d.a

P difusor = 3,2 - 0,057 = 3,14 mm c.d.a

O difusor = 304 mm

Vdifusor 3,5 mIs

---- P.23 --------------------------

TRAMO CD

Longitud = 3,5 m

Caudal = 1175 m3Ih

LÍQ0'61 = 3,5/11750.61 = 0,047

222

Vi = 5 m/s `42 = 4,4 m/s

Pérdida por accesorios:

- Derivación en T cónica de 9Q0 = 1,32 m

LÍQ o.6I=4,8211175 0,61 = 0,065

Vi =Sm/sV2=4,2m/s

Sección = 1175/(3600 4,2) = 0,078 m2

Diámetro = 314 mm

O real = 350 mm

V real = 3,4 mIs

Derivación hasta difusor:

Longitud = 1 m

Caudal = 559 m3/h

Velocidad = 3 m/s

Sección = 559 1(3600 3) = 0,052 m2

Diámetro = 257 mm

O real = 250 mm

`4real = 3,2 mIs

¿Np = 0,058 mm c.d.a 1 m 1 m = 0,058 mm c.d.a

P difusor = 3,2- 0,058 = 3,13 mm c.d.a

D difusor = 304 mm

Vdifusor = 3,6 mIs

---- P.24 --------------------------

1 Itt

223

TRAMO DE

Longitud = 4,14 m

Caudal = 616 m3/h

Pérdida por accesorios:

- Codo de 450 de tres piezas = 1,6 m

LÍQ 0,61 = ~ í 616 0,61 = 0,059

Vi =3,4m/sV2=2,9m/s

Sección = 616 /(3600" 2,9) = 0,059 m2

Diámetro = 274 mm

O real = 275 mm

`4real = 2,9 m/s

O difusor = 360 mm

Vdifusor = 2,8 mIs

---- P.25 --------------------------

III

TRAMO AB

Longitud = 10,15 m

Caudal total = 3353 m3Ih

Velocidad inicial = 6,5 m/s

Sección = 3653/ (3600 6,5) = 0,143 m2

Diámetro = 427 mm

O real = 450 mm

Vreal = 5,9 m/s

224

Según el diagrama 2.1, en estas condiciones se produce una pérdida de

carga por metro lineal de conducto de 0,085 mm c.d.a / m.

Pérdida por accesorios:

- Manga flexible antivibratoria = 1 m

- Filtro normal = 1 mm c.d.a

- 2 codos de 450 de 3 piezas = 5,4 m

- Codo de 900 de 5 piezas = 5,4 m

- Derivación en T cónica de 9Q0 = 0,8 m

Longitud equivalente = 23,2 m

Pérdida de carga = 23,2 0,085 + 1 = 2,9 mm c.d.a

Derivación desde rejilla (conducto flexible):

Caudal = 581 m3/h

Velocidad = 4,5 m/s

Rejilla = 125 325 mm2

TRAMO BC

Longitud = 1 m

Caudal = 2772 m3/h

¿NP = 0,085 mm c.d.a 1 m

---- P.26 --------------------------

O real = 450 mm

`4real = 4,8 mIs

225

Pérdida por accesorios:

- Derivación en T cilíndrica de 9Q0 = 1,32 m

Longitud equivalente = 2,32 m

Pérdida de carga = 2,32 0,085 = 0,2 mm c.d.a

Derivación desde rejilla (conducto flexible):

Caudal = 519 m3Ih

Velocidad = 4,5 mIs

Rejilla = 165 225 mm2

`4rejilla = 4,3 mIs

TRAMO CD

Longitud = 1,6 m

Caudal = 2253 m3Ih

¿NP = 0,085 mm c.d.a i m

O real = 400 mm

`4real = 5 mIs

Pérdida por accesorios:

- Derivación en T cónica de 9Q0 = 1,1 m

Longitud equivalente = 2,7 m

Pérdida de carga = 2,7 0,085 = 0,23 mm c.d.a

Derivación desde rejilla (conducto flexible)

Caudal = 492 m3/h

Velocidad = 4,5 mIs

226

1w

---- P.27 --------------------------

1 LV

2

Rejilla = 165- 225 mm

Vrejilla=4,1 m/s

TRAMO DE

Longitud = 2,6 m

Caudal = 1671 m3Ih

¿NP = 0,085 mm c.d.a 1 m

O real = 350 mm

Vreal-5,1 m/s

Pérdida por accesorios:

- Derivación en T cónica de 9Q0 = 1,23 m

Longitud equivalente = 3,83 m

Pérdida de carga = 383- 0,085 = 0,32 mm c.d.a

Derivación desde rejilla (conducto flexible):

Caudal = 520 m3/h

Velocidad = 4,5 m/s

Rejilla = 16V 225 mm2

227

Vrejilla = 4,3 m/s

TRAMO EF

Longitud = 2,6 m

Caudal = 1241 m3/h

¿NP = 0,085 mm c.d.a I m

O real = 300 mm

Vreal = 4,9 m/s

---- P.28 --------------------------

r

Pérdida por accesorio:

- Derivación en T cónica de 900 = 1,2 m

Longitud equivalente = 3,8 m

Pérdida de carga = 3,8 0,085 = 0,3 mm c.d.a

Derivación desde rejilla (conducto flexible):

Caudal = 512 mVh

Velocidad = 4,5 mIs

Rejilla = 165' 225 mm2

`4rejilla = 4,3 m/s

TRAMO FG

Longitud = 2,6 m

228

Caudal = 729 m3/h

¿NP = 0,085 mm c.d.a 1 m

O real = 250 mm

`4real = 4,2 m/s

Rejilla = 225 225 mm2

Vrejilla = 4,4 mis

Pérdida por accesorios:

- Codo de 9Q0 de 5 piezas = 3 m

- Rejilla de retorno = 1,5 mm c.d.a

Longitud equivalente = 5,6 m

Pérdida de carga = 5,6 0,085 + 1,5 = 2 mm c.d.a

Conversiones de presión dinámica en estática:

En este caso es contraria al ventilador.

Pdí = `412/16 (5,86)2/16 = 2,15 mm c.d.a

---- P.29 --------------------------

Pd2'42 /16-14,2) /16=1,1 mm c.d.a

¿NP = 0,75 (2,15- 1,1) = 0,78 mm c.d.a

Presión estática en el ventilador = 6,74 mm c.d.a

Colocación de compuertas:

Seguidamente1 se calculará la presión estática disponible en todas las

229

rejillas, con el fin de determinar la necesidad de instalar rejillas con regulación

de

caudal. Se considerará la conversión de presión estática.

G Pe1,Smmcd.a

Sin compuerta

F Pe = 2,28 mm c.d.a

Compuerta a 1 mm c.d.a

E Pe = 2,67 mm c.d.a

Compuerta a 1 mm c.d.a

O Pe2,97mmcda

Compuerta a 1,5 mm c.d.a

C PJ3,í3mmcda

Compuerta a 1,5 mm c.d.a

B 1% = 3,84 mm c.d.a

Compuerta a 2 mm c.d.a

---- P.30 --------------------------

133

TRAMO AB

Longitud = 8 m

Caudal total = 1939 m3/h

Velocidad inicial = 6,5 mIs

Sección = 1939 ¡(3600~ 6,5) = 0,083 m2

Diámetro = 325 mm

O real = 350 mm

`4real = 5,6 mIs

230

Según el diagrama 2.1, en estas condiciones se produce una pérdida de

carga por metro lineal de conducto de 0,115 mm c.d.a / m.

Pérdida por accesorios:

- Manga flexible antivibratoria = 1 m

- Filtro normal = 1 mm c.d.a

- Codo de 9Q0 de 5 piezas = 4,2 m

- Derivación en T cónica de 9Q0 = 1,27 m

Longitud equivalente = 14,5 m

Pérdidadecarga=14,50,115+1 =2,Ymmc.d.a

Derivación desde rejilla (Conducto flexible):

Caudal = 646 m3/h

Velocidad = 4,5 mIs

Rejilla = 125 325 mm2

Vrejilla = 4,9 mIs

---- P.31 --------------------------

TRAMO BC

Longitud = 5 m

Caudal = 1292 m3Ih

¿Np = 0,115 mm c.d.aI m

O real = 300 mm

`4real = 5,1 mIs

231

Pérdida por accesorios:

- Codo de 9Q0 de 5 piezas = 3,6 m

- Derivación en 1 cónica de 9Q0 = 1,4 m

Longitud equivalente = 10 m

Pérdidadecarga íoo,í15=1,lsmmc.d.a

Derivación desde rejilla (Conducto flexible)

Caudal = 646 m3Ih

Velocidad = 4,5 mIs

2

Rejilla = 125 x 325 mm

Vrejilla = 4,9 mIs

TRAMO CD

Longitud = 3,75 m

Caudal = 646 m3/h

¿Np = 0,115 mm c.d.aI m

D real = 225 mm

`4real = 4,5 m/s

2

Rejilla = 125 325 mm

Vrejilla = 4,9 m/s

---- P.32 --------------------------

Pérdida por accesorios:

232

- Codo de 9Q0 de 5 piezas = 2,7 m

- Rejilla de retorno = 1,5 mm c.d.a

Longitud equivalente = 6,45 m

Pérdida de carga=6,450,115 + 1,5= 2,2 mmc.d.a

Conversiones de presión dinámica en estática:

En este caso es contraria al ventilador.

Pdl =v12/16= (5,6>2/16= 1,96mmc.d.a

Pd2=v22/16=(4,5>2/16= 1,3 mmc.d.a

¿Np = 0,75 (1,96- 1,3) = 0,49 mm c.d.a

Presión estática en el ventilador = 6,55 mm c.d.a

Colocación de compuertas:

Seguidamente se calculará la presión estática disponible en todas las rejillas,

con el fin de determinar la necesidad de instalar rejillas con regulación de

caudal.

Se considerará la conversión de presión dinámica en estática.

O P6=1,Smmc.d.a

Sin compuerta.

C Pe2,47mmc.d.a

Compuerta a 1 mm c.d.a

B = 3,87 mm c.d.a

Compuerta a 2 mm c.d.a

Iii

233

---- P.33 --------------------------

LI! U

TRAMO AB

Longitud = 1 m

Caudal total 2735 m3/h

Velocidad inicial = 6,5 mIs

Sección = 27351 (3600 6,5) = 0,1 17m2

Diámetro = 385 mm

O real = 400 mm

`4real = 6 mIs

Según el diagrama 2.1, en estas condiciones se produce una pérdida de

carga por metro lineal de conducto de 0,118 mm c.d.a 1 m.

Pérdida por accesorios:

- Manga flexible antivibratoria = 1 m

- Filtro normal = 1 mm c.d.a

- Derivación en T cónica de 90~ = 1,29 m

Longitud equivalente = 3,29 m

Pérdida de carga = 3,29 0,118+ 1= 1,4 mm c.d.a

TRAMO BC

Longitud=11 m

Caudal = 2159 m3/h

¿Np= 0,118 mm c.d.aI m

234

O real = 350 mm

`4real = 6,24 mIs

Pérdida por accesorios:

- Derivación en 1 cilíndrica de 90~ = 0,87 m

Longitud equivalente = 11,87 m

Pérdidadecarga=11,870,118=1,4mmc.d.a

---- P.34 --------------------------

Derivación desde rejilla (conducto flexible)

Caudal = 417 m3Ih

Velocidad = 4,5 m/s

Rejilla = 125 225 mm2

Vrejilla = 4,6 m/s

TRAMO CD

Longitud = 3 m

Caudal = 1742 m3/h

¿Np= 0,118 mm c.d.a/m

D real = 350 mm

`4real = 5 mis

Pérdida por accesorios:

- Codo de 900 de 5 piezas = 4,2 m

235

- Derivación en T cónica de 9Q0 = 0,9 m

Longitud equivalente = 8,1 m

Pérdida de carga 8,1 0,118 = 0,96 mm c.d.a

Derivación desde rejilla (conducto flexible):

Caudal = 417 m3/h

Velocidad = 4,5 mIs

Rejilla = 125 x 225 mm2

Vrejilla = 4,6 mIs

TRAMO DE

Longitud = 2,6 m

Caudal = 1325 m3Ih

¿Np = 0,118 mm c.d.a / m

---- P.35 --------------------------

D real = 300 mm

V real = 5,2 mIs

Pérdida por accesorios:

- Derivación en T cónica de 9Q0 = 0,6 m

Longitud equivalente = 3,2 m

Pérdida de carga = 3,2 0,118 = 0,40 mm c.d.a

236

Derivación desde rejilla (conducto flexible):

Caudal = 322 m3/h

Velocidad = 4,5 mIs

Rejilla = 125 165 mm2

`4rejilla = 4,8 mis

TRAMO EF

Longitud = 4 m

Caudal = 1003 m3/h

¿Np = 0,118 mm c.d.a 1 m

O real = 275 mm

Vreal - 4,7 mIs

Pérdida por accesorios:

- Derivación en T cónica de 9Q0 = 1 m

- Codo de 9Q0 de 5 piezas = 3,3 m

Longitud equivalente = 8,7 m

Pérdida de carga = 8,7 0,118 = 1,03 mm c.d.a

---- P.36 --------------------------

Derivación desde rejilla (conducto flexible):

Caudal = 336 m3/h

Velocidad = 4,5 mIs

2

Rejilla = 125 x 165 mm

237

Vrejilla = 5 mIs

TRAMO FG

Longitud = 1,5 m

Caudal = 667 m3/h

¿Np = 0,118 mm c.d.a 1 m

D real = 225 mm

`4real = 4,7 mIs

Pérdida por accesorios:

- Derivación en T cónica de 900 = 0,7 m

Longitud equivalente = 2,2 m

Pérdida de carga = 2,2 0,118 = 0,26 mm c.d.a

Derivación desde rejilla (conducto flexible):

Caudal = 322 m Vh.

Velocidad = 4,5 m/s.

Rejilla - 125 x 165 mm2

Vrejilla = 4,8 mIs

TRAMO GH

Longitud = 1 m

Caudal 345 m3Ih

238

¿Np= 0,118 mm c.d.aI m

D real = 175 mm

---- P.37 --------------------------

E

V real = 4 m/s

Rejilla = 125" 165 mm2

Vrejilla= 5,1 mIs

Pérdida por accesorios:

- Codo de 9Q0 de 5 piezas = 3,3 m

- Rejilla de retorno = 1,5 mm c.d.a

Longitud equivalente = 3,1 m

Pérdida de carga = 3,1" 0,118+ 1,5 = 1,9 mm c.d.a

Conversiones de presión dinámica en estática:

En este caso es contraria al ventilador.

2

Pdí = y1 /16 = (6,24)2116 = 2,43 mm c.d.a

Pd2=v2/l6=(4) 116=lmmc.d.a

¿Np=0,75"(2,43-l~ 1,1 mmc.d.a

Pérdida de carga en el tramo AH = 8,41 mm c.d.a

Colocación de compuertas

239

Seguidamente se calculará la presión estática disponible en todas las

rejillas,

con el fin de determinar la necesidad de instalar rejillas con regulación de

caudal.

Se considerará la conversión de presión dinámica en estática.

H Pel,Smmc.d.a

Sin compuerta

O Pc = 1,66 mm c.d.a

Sin compuerta

F PeM,92mmc.d.a

Compuerta a 0,5 mm c.d.a

E Pc = 3,18 mm c.d.a

Compuerta a 1,5 mm c.d.a

---- P.38 --------------------------

D = 3,48 mm c.d.a

Compuerta a 2 mm c.d.a

C = 5,09 mm c.d.a

Compuerta a 3,5 mm c.d.a

La presión estática disponible en el punto B según esta disposición, es de

6,35 mm de c.d.a. En la rejilla de retorno se necesitan 1,5 mm, por lo que

quedan

4,85 mm de c.d.a. para todo el tramo. Si se supone una longitud equivalente de

15

m, la pérdida de carga por metro lineal de tubería, será de 0,323 mm c.d.a 1 m.

TRAMO BI

240

Longitud = 7,75 m

Caudal = 574 m3/h

¿Np = 0,323 mm c.d.a 1 m

D real = 175 mm

Vreal = 6,6 m/s

Pérdida por accesorios:

- Codo de 900 deS piezas = 2,1 m

- Derivación en T cónica de 9Q0 = 0,34 m

Longitud equivalente = 10,2 m

Pérdida de carga = 10,2" 0,323 = 3,3 mm c.d.a

Derivación desde rejilla (conducto flexible):

Caudal = 188 m3/h

Velocidad = 4,S m/s.

Rejilla = 125" 125 mm2

V rejilla = 3,7 m/s

---- P.39 --------------------------

TRAMO IJ

Longitud = 1 m

Caudal = 368 m3íh

¿Np = 0,323 mm c.d.a 1 m

D real = 150 mm

241

`4real = 5,8 mIs

Pérdida por accesorios:

- Derivación en 1 cónica de 9Q0 = 0,6 m

Longitud equivalente = 1,6 m

Pérdida de carga = 1,6~ 0,323 = 0,52 mm c.d.a

Derivación desde rejilla (conducto flexible):

Caudal = 202 m3Ih

Velocidad = 4,5 mIs

Rejilla 125" 125 mm2

Vrejilla = 4 mIs.

TRAMO JK

Longitud = 1 m

Caudal = 184 m3Ih

¿Np = 0,323 mm c.d.a 1 m

D real = 125 mm

V real = 4,2 mIs

2

Rejilla 125" 125 mm

V rejilla = 3,7 m/s

---- P.40 --------------------------

Pérdida por accesorios:

242

- Codo de 9Q0 de 5 piezas = 1,5 m

- Rejilla de retorno = 1,5 mm c.d.a

Longitud equivalente = 2,5 m

Pérdida de carga = 2,5 0,323+ 1,5 = 2,3 mm c.d.a

Conversiones de presión dinámica en estática:

En este caso es contraria al ventilador.

Pdí = y12 /16 = (6,63)2/16 = 2,75 mm c.d.a

P~=v22/16tÁ4,2)2/16 1,1 mmc.d.a

Ap = 0,75" (2,75-1,1) = 1,24 mm c.d.a

Pérdida de carga en el tramo AK = 8,35 mm c.d.a

Presión estática en el ventilador = 8,41 mm c.d.a

Colocación de compuertas:

Seguidamente se calculará la presión estática disponible en todas las rejillas,

con el fin de determinar la necesidad de instalar rejillas con regulación de

caudal.

Se considerará la conversión de presión dinámica en estática.

K 1% = 1,6 mm c.d.a

Sin compuerta

J Pe3,í5mmc.d.a

Compuerta a 1,5 mm c.d.a

pe = 4,05 mm c.d.a

Compuerta a 2,5 mm c.d.a

---- P.41 --------------------------

243

TRAMO AB

Longitud = 7,3 m

Caudal total = 1964 m3/h

Velocidad inicial = 6,5 m/s

Sección = 1964 /(3600" 6,5) = 0,084 m2

Diámetro = 327 mm

D real = 350 mm

`4real = 5,7 mIs

Según el diagrama 2.1, en estas condiciones se produce una pérdida de

carga por metro lineal de conducto de 0,085 mm c.d.a 1 m.

Pérdida por accesorios:

- Manga flexible antivibratoria = 1 m

- Filtro normal = 1 mm c.d.a

- 2 codos de 900 de 3 piezas = 4,2 m

- Derivación en 1 cónica de 900 = 1,2 m

Longitud equivalente = 13,4 m

Pérdida de carga = 13,4" 0,110 + 1 = 2,51 mm c.d.a

Derivación desde rejilla (conducto flexible):

Caudal = 509 m3Ih

Velocidad = 4,5 mIs

2

Rejilla = 165" 225 mm

`4rejilla = 4,2 mIs

244

TRAMO BC

Longitud = 4 m

Caudal = 1455 m3/h

¿Np= 0,11 mmc.d.a/m

---- P.42 --------------------------

"-ti

D real = 325 mm

V real = 4,9 mIs

Pérdida por accesorios:

- Derivación en T cónica de 9Q0 = 1,13 m

Longitud equivalente = 5,13 m

Pérdida de carga = 5,13"0,11 = 0,56 mm c.d.a

Derivación desde rejilla (conducto flexible):

Caudal = 463 m3/h

Velocidad = 4,5 mIs

Rejilla = 165 x 225 mm2

Vrejilla 5,1 mIs

TRAMO CD

Longitud = 4,25 m

Caudal = 992 m3/h

¿NpO,ll mmc.d.a/m

245

D real = 275 mm

`4real = 4,6 mIs

Pérdida por accesorios:

- Derivación en T cónica de 90~ = 1,2 m

Longitud equivalente = 5,43 m

Pérdida de carga = 5,43" 0,11 = 0,60 mm c.d.a

Derivación desde rejilla (conducto flexible):

Caudal = 472 m3/h

Velocidad = 4,5 mIs

---- P.43 --------------------------

Rejilla = 165 x 225 mm2

V rejilla = 3,9 mIs

TRAMO DE

Longitud = 3,2 m

Caudal = 520 m3/h

¿Np= 0,11 mmcd.a/m

D real = 200 mm2

`4real = 4,6 mIs

Rejilla = 165 x 225 mm2

`4rejilla = 4,3 mIs

Pérdida por accesorios:

- Codo de 9Q0 de 5 piezas = 2,4 m

246

- Rejilla de retorno = 1,5 mm c.d.a

Longitud equivalente = 5,6 m

Pérdida de carga = 5,6 " 0,110+ 1,5 = 2,1 mm c.d.a

Conversiones de presión dinámica en estática:

En este caso es contraria al ventilador.

~dí = y12 116 = (57)2/16 = 2,03 mm c.d.a

Pd2=v2/16=(4,2)/16=1,32mmcda

¿Np = 0,75" (2,15-1,1) = 0,53 mmcd a

Presión estática en el ventilador = 6,3 mm c.d.a

Colocación de compuertas:

Seguidamente se calculará la presión estática disponible en todas las rejillas,

con el fin de determinar la necesidad de instalar rejillas con regulación de

caudal.

Se considerará la conversión de presión dinámica en estática.

1

---- P.44 --------------------------

E Pe=1,Smmc.d.a

Sin compuerta

D Pe2,lmmc.d.a

Compuertas a 0,5 mm c.d.a

C = 2,6 mm c.d.a

Compuerta a 1 mm c.d.a

B = 3,6 mm c.d.a

Compuerta a 2 mm c.d.a

247

150

3" CÁLCULO DE LA RED EXTERIOR

1%1

3.1 ASPIRACIÓN

---- P.45 --------------------------

TRAMO AB

Longitud = 1 m

Caudal = 2671 m3/h

Velocidad = 3 mIs

5 real = 600" 450 mm2

V real = 2,7 mIs

Accesorios:

- Filtro normal = 2 mm c.d.a

- Codo cuadrado de 9Q0

- Hendidura para derivación

Pérdida de carga = 2 mm c.d.a

Derivación de zona Oeste:

248

Caudal = 330 m3Ih

5 real = 476 430 mm2

Vreal = 0,45 mIs

TRAMO BC

Longitud = 0,5 m

Caudal = 2341 m3/h

5 real = 600 450 mm2

V real = 2,4 mIs

Accesorios:

- Hendidura para derivación

---- P.46 --------------------------

Derivación de sala de reuniones:

Caudal = 1300 m3Ih

5 real = 1013" 795 mm2

V real = 0,43 mIs

TRAMO CD

Longitud = 1,75 m

Caudal = 1041 m3/h

249

5 real = 450" 250 mm2

V real = 2,6 m/s

Accesorios:

- Hendidura para derivación.

Derivación de zona centro:

Caudal = 680 m3Ih

5 real = 476 " 430 mm2

Vreal = 0,84 m/s

TRAMO DE

Longitud = 1 m

Caudal = 361 m3Ih

5 real = 450 250 mm2

`4real = 0,83 mIs

Accesorios:

- Hendidura para derivación.

- Manga flexible de amianto, de 0,5 m

`si

`e

---- P.47 --------------------------

250

TRAMO AB

Longitud = 1 m

Caudal = 361 m3Ih

5 real = 450" 350 mm2

V real = 0,64 mIs

Accesorios:

- Hendidura para derivación

- Manga flexible de amianto de 0,5 m

Derivación de zona Este:

Caudal = 680 m3/h

5 real = 546 " 430 mm2

`4real = 0,76 m/s

TRAMO BC

Longitud 1,75m

Caudal = 1041 m3Ih

8 real = 450" 350 mm2

V real = 1,8 m/s

Accesorios:

- Hendidura para derivación

251

Derivación de zona centro:

Caudal 1300 m3Ih

5 real = 1100280 mm2

`4real = 1 mIs

---- P.48 --------------------------

TRAMO CD

Longitud = 0,5 m

Caudal = 2341 m3/h

5 real = 450" 350 mm2

Vreal4,1 mIs

Accesorios:

- Codo cuadrado de 900

- Hendidura para derivación

Derivación de zona Oeste:

Caudal = 330 m3/h

5 real = 546 430 mm2

V real = 0,37 m/s

TRAMO DE

252

Longitud = 1 m

Caudal = 2671 m3Ih

5 real = 450 " 400 mm2

Vreal= 4,1 mIs

253