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INDICE
Págs.
INTRODUCCIÓN
1
CAPITULO I
Justificación
Naturaleza, sentido y alcance del trabajo
Enunciación del problema
Estructura del trabajo
Planteamiento del problema
Hipótesis del trabajo
Proceso de investigación
2
3
4
5
6
7
8
CAPITULO II
Exposición general
Marco contextual
Marco teórico
10
11
14
Formas de transmisión de calor
Conducción
Convección
Radiación
15
17
19
Ciclos de refrigeración
Ciclo Inverso de Carnot
Ciclo por compresión de vapor
20
24
Cálculo de la carga térmica
Calculo en muros y losas
Calculo a través Cristales
Calculo debido a las Ganancias internas
35
39
41
Diseño de ductos de aire
Selección de Ductos de Inyección y Retorno de Aire
48
Selección de equipo
Unidad condensadora
Unidad evaporadora
69
69
CAPITULO III
Conclusiones
Proposiciones
71
72
Bibliografía
73
Apéndice
74
INTRODUCCIÓN.
Uno de los principales propósitos del uso del Aire acondicionado, es sin duda mantener
un espacio determinado con las condiciones de confort para los usuarios de dicho
espacio, otros diversos usos del aire acondicionado son los siguientes: del mantener un
rango idóneo la temperatura de diversos equipos tales como computadoras personales,
servidores, concentradores, salas de equipo de control y subestaciones eléctricas; solo
por mencionar algunos.
Es por eso que en lo que se refiere al aire acondicionado existe una gran demanda de
equipos que satisfagan las diversas necesidades del confort de diferentes inmuebles tales
como casas, escuelas, bancos, lugares recreativos y locales en general.
Es de manera muy conocida que dichos equipos de aire acondicionado funcionan
mediante el uso de la energía eléctrica, el consumo de esta depende directamente de las
ganancias térmicas existentes en el inmueble, es por ello que se hace un estudio
completo para poder saber de manera exacta la cantidad y el comportamiento de esta
energía térmica la cual no es deseable, y así encontrar formas de disminuir el consumo de
energía eléctrica, que tan apreciada es en estos últimos años.
CAPITULO I
JUSTIFICACION.
En el diseño, construcción y acondicionamiento de cualquier inmueble para fines
recreativos como en este caso el Centro de Eventos Sociales Aldo´s & Tony´s, en donde
se prevé tener personas se deben tener en cuenta diversos factores para poder realizar
una selección óptima del equipo de aire acondicionado de tal modo que sea
completamente capaz de absorber las cargas térmicas que se presenten durante la
operación del sistema.
La necesidad del acondicionamiento del aire en un centro de eventos sociales es
importante tanto para el confort de las personas que se encontraran en dicho espacio
como para los diversos equipos eléctricos que se puedan llegar a utilizar dentro del
inmueble.
Este proyecto de acondicionamiento del aire del Centro de Eventos Sociales Aldo´s &
Tony´s, se realizara por medio de los cálculos de transferencia de calor a través de
muros, techos, cristales, áreas y alumbrado.
Este trabajo se ha realizado con la finalidad de que el centro de eventos sociales cuente
con un sistema de acondicionamiento de aire que sea funcional, es decir que el confort
sea el ideal y óptimo para todas las personas y además los costos de operación sean
relativamente bajos.
NATURALEZA, SENTIDO Y ALCANCE DEL TRABAJO.
Este trabajo trata acerca del acondicionamiento del aire de un inmueble con fines
recreativos y contiene información teórico-practica que es aplicada para poder llevar
acabo dicho proyecto. En este trabajo también se toman en cuenta las variables
climáticas que afectarían el resultado obtenido de la carga térmica, esto se vera reflejado
al seleccionar una unidad de acondicionamiento de aire de una capacidad que sea capaz
de absorber la carga térmica total y de proporcionar las condiciones deseadas de confort.
Con este proyecto se quiere proporcionar un servicio de calidad para todas aquellas
personas o empresas que deseen utilizar el inmueble para eventos recreativos o de otra
índole, brindándoles el mayor confort posible en sus eventos.
En particular este trabajo se dirige básicamente a todas aquellas personas interesadas en
hacer un análisis completo de los diferentes factores de aportación de energía térmica en
un inmueble cualquiera con el objeto de acondicionarlo adecuadamente para su uso.
1.3 ENUNCIACIÓN DEL PROBLEMA.
El problema fundamental existente en este proyecto es la transmisión e infiltración de
calor a través de losas, muros y ventanas hacia el interior del inmueble sobre todo en los
meses de abril a agosto, es por ello que la necesidad del acondicionamiento del aire en el
lugar es primordial para obtener las condiciones optimas de confort para todas las
personas que se encontraran en el interior del local, así como para los diversos equipos
que se lleguen a utilizar dentro del inmueble.
Es por ello que se hace necesario un cálculo que sea sumamente preciso para poder así
recomendar el mejor sistema de acondicionamiento del aire que satisfaga en forma
adecuada las necesidades del proyecto.
1.4 ESTRUCTURA DEL TRABAJO.
El análisis de todos los factores de aportación de calor no es una tarea fácil debido a la
variabilidad de estos factores, por lo que se necesitaría de bastante tiempo para tomar en
cuenta todas las consideraciones de los procedimientos para cada uno de estos factores;
a continuación se muestra la distribución de este trabajo.
En el capitulo I se da una introducción sobre la importancia que tiene realizar un cálculo
de manera precisa, esto para lograr la mejor selección de un equipo de aire
acondicionado, de esta forma se plantea el problema de investigación.
En el capitulo II se recopilan los datos necesarios para exponer en forma clara como se
calcula el calor total y cada una de las ganancias térmicas que afectan en forma directa la
selección de un equipo de acondicionamiento de aire.
En el capitulo III se dan las conclusiones y propuestas, esperando se halla logrado
obtener los resultados esperados para el proyecto a través de los diferentes cálculos
realizados, y de este modo que esta sea una opción aceptable para el calculo de las
ganancias de calor de cualquier inmueble.
1.5 PLANTEAMIENTO DEL PROBLEMA.
Actualmente las condiciones atmosféricas tienden a ser muy extremas, cuando sentimos
demasiado frió o calor inmediatamente buscamos algún refugio que tenga las condiciones
ideales de confort para nuestra estancia, estas condiciones de confort se crean mediante
la utilización de un sistema de acondicionamiento de aire el cual absorbe la energía
térmica proveniente del exterior de dicho refugio o inmueble.
La selección de un equipo de aire acondicionado depende directamente de la
determinación de las ganancias térmicas dentro de un inmueble (en este caso de un
centro de eventos sociales). Para determinar estas ganancias es necesario la utilización
de un método completo, que permita entender los diversos factores de aportación de calor
para así establecer con certeza el total de la carga térmica.
En relación con lo anterior sobre la utilización de un método completo para la
determinación de la carga térmica total y de acuerdo con las características físicas y de
construcción del Centro de Eventos Sociales Aldo´s & Tony´s, ¿cual será el equipo idóneo
de acondicionamiento de aire para funcionar en dicho inmueble?.
1.6 HIPÓTESIS DEL TRABAJO.
Ante la problemática presentada como objeto de estudio, es necesario establecer una
serie de conjeturas a partir de antecedentes acerca del cálculo de la carga térmica como
el factor determinante de la selección del equipo de aire acondicionado, se establece la
deducción de la siguiente hipótesis para probarla o desaprobarla.
El equipo seleccionado será un equipo que absorba realmente las ganancias de calor y
mantenga las condiciones idóneas de confort durante todas las épocas del año.
Tomando en consideración dichos aspectos se podrá llegar a la deducción de esta a
medida que se avance en la investigación.
1.7 PROCESO DE LA INVESTIGACIÓN.
Para la realización de este trabajo se inicio por medio de una investigación de campo,
primero se planteo el problema que es el proyecto del sistema de aire acondicionado del
Centro de Eventos Sociales Aldo´s & Tony´s.
Luego se procedió a analizar las características del inmueble para así poder determinar
los alcances y limitaciones del proyecto.
El siguiente paso fue la recolección de toda la información necesaria para poder realizar el
proyecto, se inicio con información proporcionada por el M. en C. Álvaro Casados
Sánchez, catedrático de la Facultad de Ingeniería, también se recurrió a material
bibliográfico tales como libros, tesis y manuales los cuales fueron consultados
principalmente en la biblioteca de la facultad y otras bibliotecas.
Después de obtener toda la información, se clasifico en la que será utilizada para el
proyecto y la que será descartada. Con la información ya clasificada se realizo un
borrador para corregir los últimos detalles.
Por ultimo se realizo la redacción final de toda la información y se le agregaron planos y
tablas para complementar el trabajo.
CAPITULO II
EXPOSICIÓN GENERAL
2.1. MARCO CONTEXTUAL.
La presente investigación tiene como finalidad realizar un estudio acerca del
acondicionamiento del aire del Centro de Eventos Sociales Aldo´s & Tony´s.
Que se construirá en la ciudad de Tuxpan, Veracruz. Este lugar se encuentra situado en
la zona norte del estado sobre las estribaciones de la huasteca, colindando al norte con
Tamiahua, al sur con Cazones, al este con el Golfo de México y al oeste con los
municipios de Temapache y Tihuatlán. Por lo que respecta al clima esta región cuenta con
un clima tropical, con una temperatura anual alrededor de los 24°C.
Las dimensiones de este centro de eventos son: al norte 48 m. al sur 48 m. al este 45 m.
al oeste 45 m.
A continuación se enumeran las salas de que consta este centro de eventos: sala de baile
con capacidad de 700 personas, sala de banquete con capacidad de 700 personas,
vestíbulo con capacidad de 200 personas y sala de espera con capacidad de 100
personas. Dentro del diseño de este centro de eventos sociales se cuenta con una cúpula
que le permite tener una mejor estética.
Este centro de eventos sociales será construido para prestar servicio a las empresas
internacionales, nacionales y publico en general de esta ciudad. Así como para ser una
alternativa mas en la región para este tipo de eventos.
A continuación se presenta un plano de la vista de planta de este centro de eventos.
VER PLANO 1
VER PLANO 2
MARCO TEORICO
1.0. FORMAS DE TRANSMISIÓN DE CALOR.
El calor se transfiere en tres diferentes maneras: conducción, convección y radiación. Un
estudio detallado de la transferencia de calor se deja para un curso de transferencia
térmica aplicada a la ingeniería. A continuación se presenta una breve descripción de
cada uno de los modos, para familiarizar los mecanismos básicos de la transferencia del
calor. Todos ellos requieren de la resistencia y de una diferencia de temperatura y se
presentan de un medio de alta temperatura a uno de temperatura menor.
1.1. Conducción.
La conducción es la transferencia de energía de partículas más energéticas de una
sustancia a las adyacentes menos energéticas, debido a las interacciones entre ellas. La
conducción sucede en sólidos, líquidos o gases. En los gases y en los líquidos, la
conducción se debe a las colisiones entre las moléculas durante su movimiento aleatorio.
En los sólidos se debe a la combinación de vibraciones de las moléculas de una
estructura y a la energía transportada por electrones libres. Por ejemplo, una bebida
enlatada fría que está en un cuarto caliente se calentará, a medida que pase el tiempo,
hasta la temperatura ambiente, esto se debe a que el calor del cuarto se transfiere a la
bebida mediante la lata de aluminio por conducción (figura 1.1.1). Se observa que la tasa
de conducción de calor, Qcond, mediante una capa de, espesor constante,
x, es
proporcional a la diferencia de temperatura, T, a través de la capa y el área, A, normal a
la dirección de la transferencia de calor, e inversamente proporcional al espesor de la
capa. Por tanto:
Q cond
kt A
T
x
(W) ..... (1.1)
Donde la constante de proporcionalidad kt, es la conductividad térmica del material, la cual
es una medida de la capacidad de un material para conducir calor. Materiales como el
cobre y la plata que son buenos conductores eléctricos también son buenos conductores
de calor y, en consecuencia, tienen altos valores de kt. Los materiales como el caucho, la
madera y el estireno son pobres conductores de calor y por ello tienen valores bajos de kt.
En el caso límite de, la ecuación anterior se reduce a la forma diferencial:
Q cond
kt A
dT
dx
(W) ..... (1.2)
La cual se conoce como ley de Fourier de la conducción de calor. Ella indica que la
tasa de conducción de calor en una dirección es proporcional al gradiente de temperatura
en esa dirección. El calor se conduce en la dirección de la temperatura decreciente, y el
gradiente de temperatura se vuelve negativo cuando la temperatura disminuye al
aumentar x. Por consiguiente, se añade un signo negativo en la ecuación (1.2) para hacer
de la transferencia térmica una cantidad positiva en la dirección de las x positivas.
La temperatura es una medida de la energía cinética de las moléculas. En un líquido o
gas, la energía cinética de las moléculas se debe a su movimiento aleatorio, así como a
los movimientos vibratorio y rotacional. Cuando dos moléculas que poseen diferente
energía cinética chocan, parte de la energía cinética de la molécula más energética
(mayor temperatura) se transfiere a la partícula menos energética (menor temperatura),
de manera muy similar a lo que sucede en el choque a diferentes velocidades de dos
bolas elásticas de la misma masa parte de la energía cinética de la bola más rápida se
transfiere a la más lenta. En los sólidos la conducción de calor se debe a dos efectos: las
ondas vibratorias de la estructura son inducidas por movimientos vibratorios provenientes
de las moléculas situadas en posiciones relativamente fijas, en una forma periódica
llamada estructura, y por la energía transportada mediante el flujo libre de los electrones
en el sólido. La conductividad térmica de un sólido se obtiene sumando los componentes
electrónicos y de la estructura. La conductividad térmica en metales puros se debe
primordialmente al componente electrónico, en tanto que la conductividad térmica de no
metales se debe al componente de la estructura. El componente de la estructura en la
conductividad térmica, depende en gran parte de cómo están arregladas las moléculas.
Ejemplo, la conductividad térmica del diamante, que es un sólido cristalino altamente
ordenado, es mucho más alta que las conductividades térmicas de metales puros.
FIGURA 1.1.1
Conducción de calor del aire caliente a la
bebida enlatada fría a través de la pared de
la lata de aluminio.
1.2. Convección.
La convección es el modo de transferencia de energía entre una superficie sólida y un
líquido o gas adyacente que está en movimiento, e implica los efectos combinados de la
conducción y del movimiento de un fluido. Cuanto mas sea el movimiento de un fluido,
tanto mayor es la transferencia de calor por convección. Ante la ausencia de cualquier
movimiento del fluido, la transferencia de calor entre una superficie sólida y el fluido
adyacente se da mediante conducción pura. La presencia de movimiento en el fluido
incrementa la transferencia térmica entre la superficie sólida y el fluido, pero también
complica la determinación de las tasas de transferencia de calor.
Considere el enfriamiento de un bloque caliente mediante la circulación aire frío sobre su
superficie exterior (figura 1.2.1). El calor se transfiere a la capa de aire adyacente a la
superficie por medio de la conducción. Entonces, el cual es llevado fuera de la superficie
por convección. Esto es, por los efectos combinados de la conducción dentro del aire que
se debe al movimiento aleatorio de las moléculas del mismo, y el movimiento en masa o
macroscópico del aire que separa el aire calentado cerca de la superficie y lo sustituye por
aire más frío.
La convección se llama convección forzada cuando el fluido es forzado fluir en un tubo o
sobre una superficie por medios externos como un ventilador, una bomba. En contraste, la
convección se llama convección libre (o natural) si el movimiento del fluido es provocado
por las fuerzas de flotación que son inducidas por diferencias de densidad, producto de la
variación de temperatura en el fluido (figura 1.2.2). Por ejemplo, ante la ausencia de un
ventilador, la transferencia de calor de una superficie al bloque caliente de la (figura
1.2.1), será por convección natural, puesto que en este caso ningún movimiento del aire
se debe a la elevación del aire más caliente (y por ello más ligero) cercano a la superficie
y a la caída del aire más frío (y por ello más pesado) para ocupar su lugar. La
transferencia de calor entre el bloque y el aire circundante se efectuará mediante
conducción, si la diferencia de temperatura entre el aire y bloque no es lo suficientemente
grande para superar la resistencia al movimiento del aire e iniciar de ese modo las
corrientes de convección natural.
Los procesos de transferencia de calor que implican cambio de fase de fluido, también se
consideran como convección debido al movimiento inducido del fluido durante el proceso,
como la elevación de las burbujas de vapor durante la ebullición o la caída de gotas
líquidas durante la condensación.
 conv se determina por la ley de
La tasa de transferencia de calor por convección Q
enfriamiento de Newton, la cual se expresa como:
Q conv hA(Ts Tf ) (W) ..... (1.3)
donde h es el coeficiente de transferencia de calor por convección, A es el área de la
superficie mediante la cual ocurre la transferencia térmica, Ts es la temperatura de la
superficie y Tf la temperatura del fluido más allá de la superficie. (En la superficie, la
temperatura del fluido es igual a la temperatura superficial del sólido.)
El coeficiente de transferencia de calor por convección h no es una propiedad del fluido.
Es un parámetro determinado experimentalmente, cuyo valor depende de todas las
variables que influyen en la convección, como la geometría de la superficie, la naturaleza
del movimiento del fluido, las propiedades del fluido y la velocidad del fluido. Los valores
comunes de h, en W/(m2. K), oscilan entre 2 y 25 para la convección libre de gases,
entre 50 y 1,000 para la convección libre de líquidos, entre 25 y 250 para la convección
forzada de gases, entre 50 y 20,000 para la convección forzada de líquidos y entre 2,500
y 100,000 para la convección en procesos de ebullición y condensación.
FIGURA 1.2.1
Transferencia de calor de una superficie
caliente al aire por medio de convección.
FIGURA 1.2.2
El enfriamiento de un huevo cocido
mediante convección forzada y natural.
1.3. Radiación.
La radiación es la energía emitida por la materia mediante ondas electromagnéticas (o
fotones), como resultado de los cambios en las configuraciones electrónicas de los
átomos o moléculas. A diferencia de la conducción y de la convección, la transferencia de
energía por radiación no requiere la presencia de un medio entre el sistema y sus
alrededores. En efecto, la transferencia de energía por radiación es más rápida (a la
velocidad de la luz) y no sufre atenuación en el vacío. Ésta es exactamente la manera en
que la energía del sol llega a la Tierra. En los estudios de transferencia de calor es
importante la radiación térmica, la cual es la forma de la radiación emitida por los cuerpos
debido a su temperatura. Difiere de otras formas de radiación electromagnética como los
rayos X, rayos gama, las microondas, las ondas de radio y las de televisión, las cuales se
relacionan con la temperatura. Todos los cuerpos a una temperatura por encima del cero
absoluto emiten radiación térmica.
La radiación es un fenómeno volumétrico y todos los sólidos, líquidos y gases emiten,
absorben o transmiten radiación en diversos grados. Sin embargo, la radiación suele
considerarse como un fenómeno superficial en sólidos que son opacos a la radiación
térmica, como los metales, la madera y las rocas, ya que la radiación emitida por las
regiones internas de dichos materiales nunca puede alcanzar la superficie, y la radiación
incidente en tales cuerpos suele ser absorbida a unos cuantos micrones de la superficie.
La tasa de radiación máxima que puede emitirse desde una superficie a una temperatura
absoluta Ts está dada por ley de Stefan-Boltzmann como:
Q em it,max
ATs4 (W) ..... (1.4)
donde A es el área de la superficie y (
) = 5.67 x 10-8 W/(m2.K4) es la constante de
Stefan-Boltzmann. La superficie idealizada que emite radiación a esta tasa máxima recibe
el nombre de cuerpo negro, y la radiación emitida por un cuerpo negro se llama radiación
de cuerpo negro. La radiación emitida por todas las superficies reales es menor que la
radiación emitida por un cuerpo negro a la misma temperatura y se expresa como:
Q emit
ATs4 (W) ..... (1.5)
donde
es la emisividad de la superficie. La propiedad de emisividad, cuyo valor está en
el intervalo 0
1, es una medida de lo cerca que una superficie se aproxima a un
cuerpo negro, para el cual = 1.
2.0. CICLOS DE REFRIGERACIÓN.
2.1. Ciclo Invertido de Carnot.
2.1.A. El ciclo de Carnot de energía.
El ciclo de Carnot de energía, presenta cuatro procesos totalmente reversibles: adición de
calor isotérmica, expansión isentrópica, rechazo de calor isotérmico y compresión
isentrópica. Los diagramas P-v y T-s de un ciclo de Carnot se presentan en la (figura
2.1.1). El ciclo de Carnot se ejecuta en un sistema cerrado (un dispositivo de cilindroémbolo) o en un sistema de flujo permanente (con dos turbinas y dos compresores, como
muestra la figura 2.1.2), y puede emplearse gas o vapor como el fluido de trabajo. El ciclo
de Carnot es el más eficiente que puede ejecutarse entre una fuente de energía térmica a
temperatura TH y un sumidero a temperatura TL, y su eficiencia térmica se expresa como:
t ,Carnot
1
TL
...... (2.1)
TH
FIGURA 2.1.1
Diagramas P-v y T-s de un ciclo de
Carnot
FIGURA 2.1.2
Una máquina de Carnot de flujo permanente
La transferencia de calor isotérmica reversible es muy difícil de lograr en la realidad
porque requeriría intercambiadores de calor muy grandes y IIevaría mucho tiempo (un
ciclo de potencia en una máquina común se completa en una fracción de un segundo).
Por tanto, no es práctico construir una máquina que operaría en un ciclo que se aproxima
en gran medida al ciclo de Carnot.
El valor real del ciclo de Carnot reside en que es el estándar contra el cual pueden
compararse ciclos reales u otros ideales. La eficiencia térmica de un ciclo de Carnot es
función sólo de las temperaturas del sumidero y de la fuente, y la relación de la eficiencia
térmica para el ciclo de Carnot (ecuación 2.1) transmite un importante mensaje que es
aplicable tanto en ciclos ideales como reales: La eficiencia térmica aumenta con un
incremento en la temperatura promedio a la cual el calor se añade al sistema o con una
disminución en la temperatura promedio a la cual el calor se rechaza del sistema.
Sin embargo, las temperaturas de la fuente y el sumidero que pueden emplearse en la
práctica tienen límites. La temperatura más alta en el ciclo está limitada por la temperatura
máxima que pueden soportar los componentes de la máquina térmica, como el émbolo o
los alabes de la turbina. La temperatura más baja está limitada por la temperatura del
medio de enfriamiento utilizado en el ciclo, como un lago, un río o el aire atmosférico.
2.1.B. El ciclo Invertido de Carnot.
El ciclo de Carnot es un ciclo totalmente reversible que se compone de dos procesos
isotérmicos reversibles y de dos procesos isentrópicos. Que tiene la máxima eficiencia
térmica para determinados límites de temperatura y sirve como un estándar contra el cual
los ciclos de potencia reales se comparan.
Puesto que es un ciclo reversible, los cuatro procesos que comprenden el ciclo, de Carnot
pueden invertirse. Al hacerlo también se invertirán las direcciones de todas las
interacciones térmicas y de trabajo. El resultado es un ciclo que opera en dirección
contraria a las manecillas del reloj, el cual se llama el ciclo invertido de Carnot. Un
refrigerador o bomba de calor que opera en el ciclo invertido de Carnot recibe el nombre
de refrigerador de Carnot o bomba de calor de Carnot.
Considere un ciclo invertido de Carnot ejecutado dentro de la campana de saturación de
un refrigerante, como muestra la figura 2.1.3. El refrigerante absorbe calor
isotérmicamente de una fuente de baja temperatura a TL en la cantidad de QL (proceso 12), se comprime isentrópicamente hasta el estado 3 (la temperatura aumenta hasta TH),
rechaza calor isotérmicamente en un sumidero de alta temperatura a TH en la cantidad de
QH (proceso 3-4) y se expande isentrópicamente hasta el estado 1 (la temperatura
desciende hasta TL. El refrigerante cambia de un estado de vapor saturado a un estado de
líquido saturado en el condensador durante el proceso 3-4.
Los coeficientes de operación de los refrigeradores y de las bombas de calor de Carnot
son:
COPR.Carnot
1
..... (2.2)
TH / TL 1
COPBC,Carnot
1
..... (2.3)
1 TL / TH
y
Advierta que ambos COP aumentan conforme decrece la diferencia entre las dos
temperaturas: a medida que TL aumenta o TH disminuye.
El ciclo invertido de Carnot es el ciclo de refrigeración más eficiente que opera entre dos
niveles de temperatura específicos. Por tanto, es natural considerarlo primero como un
ciclo ideal, esperado para los refrigeradores y las bombas de calor. Si fuera posible, sin
duda sería tomado como el ciclo ideal. Pero como se explica adelante, el ciclo invertido de
Carnot es un modelo inadecuado para los ciclos de refrigeración.
Los dos procesos isotérmicos de transferencia de calor no son difíciles de alcanzar en la
práctica, porque al mantener una presión constante se fija de manera automática la
temperatura de una mezcla bifásica en el valor de saturación. Por consiguiente, los
procesos 1-2 y 3-4 pueden ser aproximados en los evaporadores y condensadores reales.
Sin embargo, los procesos 2-3 y 4-1 no pueden aproximarse lo suficiente en la práctica
debido a que los procesos 2-3 incluyen la compresión de una mezcla líquido-vapor que
requiere un compresor que manejará dos fases, y los procesos 4-1 implican la expansión
de un refrigerante con alto contenido de humedad.
En apariencia estos problemas se eliminarían si se ejecuta el ciclo invertido de Carnot
fuera de la región de saturación. Pero en este caso hay dificultades para mantener las
condiciones isotérmicas durante los procesos de absorción y rechazo de calor. Por ello,
se concluye que el ciclo invertido de Carnot no puede aproximarse en los dispositivos
reales y no es un modelo realista para los ciclos de refrigeración. A pesar de ello, el ciclo
invertido de Carnot sirve como un estándar contra el cual se comparan los ciclos de
refrigeración reales.
FIGURA 2.1.3
Diagrama esquemático de un refrigerador de Carnot.
2.2. Ciclo por compresión de vapor.
Muchos de los aspectos imprácticos asociados con el ciclo invertido de Carnot se eliminan
al evaporar el refrigerante por completo antes de que se comprima y al sustituir la turbina
con un dispositivo de estrangulamiento, tal como una válvula de expansión o un tubo
capilar. El ciclo que resulta se llama ciclo ideal de refrigeración por compresión de vapor,
y se muestra de manera esquemática y en un diagrama T-s en la figura 2.2.1. El ciclo de
refrigeración por compresión de vapor es el que más se emplea en refrigeradores,
sistemas de acondicionamiento de aire y bombas de calor. Se compone de cuatro
procesos:
1-2. Compresión isentrópica en un compresor
2-3. Rechazo de calor a P = constante en un condensador
3-4. Estrangulamiento en un dispositivo de expansión
4-1. Absorción de calor a P = constante en un evaporador
FIGURA 2.2.1
Diagrama esquemático de un refrigerador de
Carnot.
En un ciclo ideal de refrigeración por compresión de vapor, el refrigerante entra al
compresor en el estado 1 como vapor saturado y se comprime isentrópicamente hasta la
presión del condensador. Durante el proceso de compresión isentrópico la temperatura
del refrigerante aumenta hasta un valor bastante superior al de la temperatura del medio
circundante, como el aire atmosférico. Después el refrigerante entra en el condensador
como vapor sobrecalentado en el estado 2 y sale como líquido saturado en el estado 3,
como resultado del rechazo de calor hacia los alrededores. La temperatura del
refrigerante en este estado se mantendrá por encima de la de los alrededores.
El refrigerante líquido-saturado en el estado 3 se estrangula hasta la presión del
evaporador al pasar por una válvula de expansión o por un tubo capilar. La temperatura
del refrigerante desciende por debajo de la temperatura del espacio refrigerado durante
este proceso. El refrigerante ingresa al evaporador en el estado 4 como una mezcla
saturada de baja calidad, y se evapora por completo absorbiendo calor del espacio
refrigerado. El refrigerante sale del evaporador como vapor saturado y vuelve a entrar al
compresor, con lo cual completa el ciclo.
Recuerde que el área bajo la curva del proceso en un diagrama T-s representa la
transferencia de calor en procesos internamente reversibles. El área bajo la curva del
proceso 4-1 representa el calor absorbido por el refrigerante en el evaporador, y el área
bajo la curva del proceso 2-3 representa el calor rechazado en el condensador. Un
método práctico es que el COP mejora entre 2 y 4 por ciento por cada grado centígrado
que aumenta la temperatura de evaporación o que disminuye la temperatura de
condensación.
Otro diagrama empleado con frecuencia en el análisis de los ciclos de refrigeración por
compresión de vapor es el diagrama P-h, como se muestra en la figura 2.2.2. En este
diagrama, tres de los cuatro procesos aparecen como líneas rectas, y la transferencia de
calor en el condensador y el evaporador es proporcional a las longitudes de las curvas del
proceso correspondientes.
FIGURA 2.2.2
El diagrama P-h de un ciclo ideal de
refrigeración por compresión de vapor.
El ciclo de refrigeración por compresión de vapor no es un ciclo internamente reversible,
puesto que incluye un proceso irreversible (estrangulamiento). Este proceso se mantiene
en el ciclo con el fin de hacerlo un modelo más realista para el ciclo real de refrigeración
por compresión de vapor. Si el dispositivo de estrangulamiento fuera reemplazado por una
turbina isentrópica, el refrigerante entraría en el evaporador en el estado 4' y no en el
estado 4. En consecuencia, la capacidad de refrigeración se incrementaría (por el área
bajo la curva del proceso 4'-4 en la figura 2.2.1) y la entrada neta de trabajo disminuiría
(por la cantidad de salida de trabajo de la turbina). Sin embargo, el reemplazo de la
válvula de expansión por una turbina no es práctico pues los beneficios adicionales no
justifican el costo y la complejidad adicionales.
Las cuatro componentes asociadas con el ciclo de refrigeración por compresión de vapor
son dispositivos de flujo permanente, por lo que los cuatros procesos que integran el ciclo
pueden analizarse como procesos de flujo permanente. Los cambios en la energía
cinética y en la potencial del refrigerante suelen ser pequeños en relación con los
términos de trabajo y calor y, en consecuencia, pueden ignorarse.
El condensador y el evaporador no implican ningún trabajo y el compresor puede
calcularse como adiabático. En esas circunstancias los COP de refrigeradores y bombas
de calor que operan en el ciclo de refrigeración por compresión de vapor se expresan
como:
COPR
qL
Wneto,en
h1 h4
..... (2.4)
h2 h1
y
COPBC
qH
Wneto,en
h2 h3
..... (2.5)
h2 h1
donde h1 = hg @ p1 y h3 = hf @ p3 en el caso ideal.
La refrigeración por compresión de vapor se remonta a 1834, cuando el inglés Jacob
Perkins recibió una patente para una máquina de hielo de ciclo cerrado que usaba éter u
otros fluidos volátiles como refrigerantes. Un modelo de trabajo de esta máquina fue
construido, pero nunca se produjo comercialmente. En 1850, Alexander Twining empezó
a diseñar y construir máquinas de hielo por compresión de vapor usando éter etílico, el
cual es el refrigerante de uso comercial en los sistemas por compresión de vapor. Al
principio, los sistemas de refrigeración por compresión de vapor eran grandes y su
principal empleo era para producir hielo, preparar cerveza y almacenar frío. Carecían de
control automático y eran accionados por una máquina de vapor. En la década de 1890
máquinas más pequeñas, activadas por motores eléctricos y equipadas con control
automático, empezaron a sustituir alas unidades más viejas, y los sistemas de
refrigeración empezaron a aparecer en las carnicerías y en las residencias. Por 1930, las
mejoras continuas hicieron posible tener sistemas de refrigeración por compresión de
vapor que eran eficientes, confiables, pequeños y económicos.
3.0. CALCULO DE LA CARGA TERMICA.
3.1. Calculo de áreas.
Se calcula el diámetro promedio, porque se tienen lados desiguales.
Datos:
d = Ancho = 45 m
d´= Longitud = 48 m
D=
d d´
2
45 48
46.5
2
Calculo del área de la Cúpula (la cúpula se aprecia en el marco contextual)
Datos:
h = 9.99 m
d = 46.5 m
a = d/2
a = 23.25 m
r
b
a
h
d
formula:
se tiene que:
A
2
r 4h D
b r h.......Ec1
r
2
2
2
b a .......Ec2
se despeja r de las dos ecuaciones
r
b h.....Ec.1
b2 a 2 .....Ec.2
r
Se igualan las dos ecuaciones para encontrar la incógnita b y luego r
b h
b2 a 2
(b h) 2
( b2
(b h) 2
b2
a2
2bh h 2
b2
b2
2bh h 2
b2
2bh h 2
a2
a2 )2
a2
a 2 b2
b
a 2 h2
2h
b
(23.25m) 2 (9.99m) 2
2(9.99m)
b = 22.0601 m = 72.3756 ft
Se procede a calcular r
r
b2 a 2
r
(22.0601) 2 (23.25) 2
r = 32.0501 m = 105.1512 ft
Finalmente se calcula el área de la cúpula:
A
A
2
2
r(4h d )
(32.050) 4(9.99) 46.5
A = 4352.7422 m2 = 46,852.5271 ft2
3.2. Coeficiente global de transferencia de calor. (U )
3.2.A. Pared (todas las paredes del proyecto son iguales).
L1
L2
L3
Te
99°F
h1
h2
TI
h1
4.00
Material
K1
K2
K3
1”
5.5”
1”
BTU
ft 2 F
h2
k(
BTU p lg
)
h ft 2 F
L2 ............. Ladrillo .............................. 6.13
L1 y L3 ..... Mezcla ............................... 8
L4 ............. Asbesto Cemento ............... 1.15
¤ CONSULTAR TABLA 1 DEL APÉNDICE.
75°F
1.65
BTU
ft 2 F
U
U
1
h1
1
L2
k2
L1
k1
L3
k3
1
h2
1
1 1" 5.5" 1" 1
4 8 6.13 8 1.65
U
1
0.25 0.125 0.8972 0.125 0.6060
U
1
2.0032
U
0.4992
BTU
h ft 2 F
3.2.B. Calculo en Techo:
h1
L4
h2
1/2
h1
4
BTU
hr ft 2 F
U
U
¤ CONSULTAR TABLA 1 DEL APENDICE .
1
h1
h2
1
L4
k4
1.20
1
h2
1
1 0.5
1
4 1.15 1.20
U
1
0.25 0.4347 0.8333
U
0.658
BTU
hr ft 2 F
BTU
hr ft 2 F
3.2.C. Condiciones de diseño del proyecto.
Hora = 16:00
Condiciones Exteriores
Temperatura de Bulbo Seco (TBS) = 99 °F
Temperatura de Bulbo Húmedo (TBH) = 81 °F
Condiciones Interiores
Temperatura de Bulbo Seco (TBS) = 75 °F
Humedad Relativa (H.R.) = 50 %
Condiciones
TBS
TBH
H.R.
P.R.
Granos/lb
Exteriores
99
81
47 %
75
132
Interiores
75
62.5
50 %
55
64
24
18.5
¤ CONSULTAR TABLA 2 Y CARTA PSICOMETRICA DEL APÉNDICE.
68
3.3. Calculo en muros y losas.
3.3.A. Calculo en muros (todos los muros de este proyecto están construidos del mismo
material, lo único que varia son sus áreas).
Transferencia de calor en los muros considerando un peso de 60 lb/ft2
Áreas de Muros
Diferencias de Temperatura
Este = 2,133.40 ft2..................................
Oeste = 483.29 ft2...................................
Norte = 1,218.36 ft2..................................
Sur = 1,203.94 ft2.....................................
12 °F
26 °F
10 °F
26 °F
Q
KA
T
L
AU( T )
U
0.4992
BTU
hr ft 2 F
Muro lado Este:
Qe
AeU ( T )
Qe
(2,133.40 ft 2 )(0.4992
Qe
17,039.89
BTU
hr
BTU
)(24 F 5 F )
hr ft 2 F
Muro lado Oeste:
Qo
AoU ( T )
Qo
(483.24 ft 2 )(0.4992
Qo
8,444.042
BTU
)(26 F 9 F )
hr ft 2 F
BTU
hr
Muro lado Norte:
QPARTn1
An1U ( T )
QPARTn1
(958.8 ft 2 )(0.4992
QPARTn1
6,699.46
BTU
)(24 F 5 F )
hr ft 2 F
BTU
hr
Qn2
An2U ( T )
Qn2
(259.76 ft 2 )(0.4992
Qn2
2,463.77
Qn
Qn1 Qn2
Qn
6,699.46
BTU
BTU
2,463.77
hr
hr
Qn
9,163.23
BTU
hr
BTU
)(10 F 9 F )
hr ft 2 F
BTU
hr
Muro lado Sur:
QPARTs1
As1U ( T )
QPARTs1
(564.25 ft 2 )(0.4992
QPARTs1
8,450.208
BTU
)(24 F 5 F )
hr ft 2 F
BTU
hr
Qs2
As2U ( T )
Qs2
(639.69 ft 2 )(0.4992
Qs2
11,176.66
Qs
Qs1
Qs
8,450.208
Qs
19,626.868
QT
Qe Qo Qn Qs
BTU
)(26 F 9 F )
hr ft 2 F
BTU
hr
Qs2
BTU
BTU
11,176.66
hr
hr
BTU
hr
Calor total en muros:
QT
17,039.89
BTU
BTU
BTU
BTU
8,444.042
9,163.23
19,626.868
hr
hr
hr
hr
QT
54,274.03
BTU
hr
3.4. Transferencia de calor en techo.
Q
KA
T
L
U
0.658
AT
ATU ( T )
BTU
hr ft 2 F
46,852.5271ft 2
T
35 F 9 F
T
44 F
QT
(46,852.5271ft 2 )(0.658
QT
1,356,474.36
BTU
hr
BTU
)(44 F )
hr ft 2 F
3.5. Calculo a través de cristales:
Calor en ventanas (norte 20°) entre los días 23 de julio al 21 de mayo.
Los cristales utilizados en el proyecto son del tipo absorbente de calor, los cuales tienen
una capacidad de absorcion del 70%, de color mediano y con un factor de corrección de
0.62. Todo lo anterior de acuerdo a la tabla de factores de ganancia de calor solar a
través de cristales.
Ventana Este:
Qve 12
BTU
hr ft 2
Ave 150.78 ft 2
Qve
(12
BTU
)(150.78 ft 2 )
hr ft 2
Qve 1,809.36
BTU
hr
Ventana Oeste:
Qvo
(163
BTU
)(0.62)
hr ft 2
Qvo 101.06
BTU
hr ft 2
Avo 1,695.63 ft 2
Qvo
(101.06
BTU
)(1,695.63 ft 2 )
2
hr ft
Qvo 171,360.36
¤ CONSULTAR TABLAS 5 Y 6 DEL APÉNDICE.
BTU
hr
Ventana Norte:
Qvn
23
BTU
hr ft 2
Avn 1,051.79 ft 2
BTU
)(1,051.79 ft 2 )
2
hr ft
Qvn
(23
Qvn
24,191.17
BTU
hr
Ventana Sur:
Qvs 12
BTU
hr ft 2
Avs 1,274.77 ft 2
Qvs
(12
BTU
)(1,274.77 ft 2 )
2
hr ft
Qvs 15,297.24
BTU
hr
Calor total de ventanas:
QT
QT
1,809.36
Qve Qvo Qvn Qvs
BTU
BTU
BTU
BTU
171,360.36
24,191.17
15,297.24
hr
hr
hr
hr
QT
212,658.13
BTU
hr
3.6. Calculo debido a las ganancias internas.
3.6.A. Calculo de alumbrado.
Se diseño la iluminación para un centro de eventos sociales.
Datos:
Ancho = 45m
Longitud = 48m
Altura = 9m
Basándose en el manual de alumbrado Westinghouse se determina el nivel de iluminación
requerido, para este centro de eventos sociales.
Obteniéndose 300 lux, para el tipo general con alrededores claros.
1. – Selección de la luminaria
Clasificación directa
Categoría III
Luminaria ventilada de aluminio 675mm grandes alturas
Haz medio, lámpara de vapor revestida de fósforo, 1000w
2. –Selección de la lámpara
H34-12GW/DX (1000 vatios) blanca de Lujo
Techo: tono muy claro color crema/reflectancia 81%
Paredes: tono mediano color gris/reflectancia 61%
En este caso son luminarias suspendidas, la altura de la cavidad del techo es de 1m por
lo tanto (HCT = 1).
H = 9m , HCL = 8m
¤ CONSULTAR TABLAS 7, 8, 9 Y 10 DEL APÉNDICE.
3. - Relación de la cavidad del local:
RCL
10H CL
relación Gaysunas
Ancho
Longitud del local
Anchura del local
1.0
1.25
1.5
2.0
2.5
3.0
4
5
Infinito
Relación
Gaysunas
1.0
9/10
5/6
¾
7/10
2/3
5/8
6/10
½
Longitud 48
1.06
Ancho
45
Se interpola:
1.0_____1.0
1.06____0.924
1.25____9/10
RCL=
10(8m)
0.924
45
RCL = 1.6426
Para una RCL = 1.6426
2 se tiene que el coeficiente de utilización
C.U. = 0.83
Se determina el factor de mantenimiento
D.L.L.= 0.59
¤ CONSULTAR TABLAS 8 Y 10 DEL APÉNDICE.
Se considera mantenimiento cada 3 años, lámparas limpias
Factor de Mantenimiento:
F.M.= D.L.L. x F.D.S.L.
F.M.= (0.59X0.8)
F.M.= 0.472
Calculo del número de luminarias y lámparas
No. de lámparas =
___Nivel Luminoso Lux X Superficie____
Lúmenes por lámparas X C.U. X F.M.
No. de lámparas = _____
(300lux)_(45 X 48)_________
(56,000 lúmenes) (0.83) (0.472)
No. de lámparas = 29.5370 = 30
No. de luminarias = No. de lámparas
No. de luminarias = 30
Calculo de la Carga Eléctrica Instalada para 30 luminarias
1,000 watts/luminaria
Carga / luminaria = 1,000 w
Carga Total Instalada = carga/lum X No. de lum.
C.T.I. = 1000 X 30
C.T.I. = 30,000W
3.6.B. Calor Sensible.
Personas.
BTU
(de calor sensible)
hr persona
QP
280
QP
(280
BTU
)(700 personas)
hr persona
QP 196,000
BTU
hr
Alumbrado.
QTW
Carga Total Instalada x 3.4
QTW
(30,000W )(3.4)
QTW
102,000
QAE
PCMx24x0.1x1.08
QAE
(10 ft min x700 personas)(24 F )(0.1)(1.08)
BTU
hr
Aire exterior.
3
QAE 18,144
BTU
hr
QSENSIBLE QP QTW QAE
QSEISIBLE 316,144
BTU
hr
3.6.C. Calor Sensible Efectivo del Cuarto.
Calor Sensible Efectivo del Cuarto = QMUROS QTECHO QVENTANAS QSENSIBLE
BTU
hr
BTU
1,356,474.97
hr
54,274.03
+
212,658.13
316,144
Calor Sensible Efectivo del Cuarto = 1,939,551.13
BTU
hr
BTU
hr
BTU
hr
6.6.D. Calor Latente.
Personas.
BTU
(de calor latente)
hr persona
QP
270
QP
(270
BTU
)(700 personas)
hr persona
QP 189,000
BTU
hr
Aire Exterior.
QAE
PCMxGranoslb x0.1x0.68
QAE
(7000 ft min)(68Granoslb)(0.1)(0.68)
QAE
32,368
3
BTU
hr
QLATENTE QP QAE
QLATENTE 189,000
BTU
BTU
32,368
hr
hr
QLATENTE 221,368
BTU
hr
3.6.E. Calor Total Efectivo del Cuarto.
Calor Total Efectivo del Cuarto = Calor Sensible Efectivo del Cuarto + QLATENTE
1,939,551.13
BTU
hr
221,368
BTU
hr
+
Calor Total Efectivo del Cuarto = 2,160,919.13
BTU
hr
3.6.F. Calor por Aire Exterior.
Sensible QAEx9
Sensible (18,144
BTU
)(9)
hr
Sensible 163,296
BTU
hr
Latente QAEx9
Latente (32,368
BTU
)(9)
hr
Latente 291,312
BTU
hr
3.6.G. Gran Total de Calor.
Gran Total de Calor = Calor Total Efectivo del Cuarto + Sensible + Latente
Gran Total de Calor = 2,160,919.13
BTU
BTU
BTU
163,296
291,312
hr
hr
hr
2, 160,919.13
+
163,296
291,312
Gran Total de Calor = 2,615,527.13
BTU
hr
BTU
hr
BTU
hr
BTU
hr
4.0 DISEÑO DE DUCTOS DE AIRE.
4.1. Selección de ductos de inyección y retorno de aire.
Un mal cálculo de las redes de distribución de aire produce, o corrientes de aire, o un
movimiento insuficiente en el local y un mal funcionamiento del grupo ventilador-ductos.
Los componentes de una red de distribución de aire, son:
difusores y rejillas.
El ventilador, conductos,
Los ventiladores corrientemente utilizados para poner en circulación el aire, son de dos
tipos: Helicoidales y centrífugos.
4.1.A. Helicoidales.
Se utilizan principalmente cuando la resistencia a vencer para el transporte del aire es
pequeña, como en el caso de descarga sin conductores.
4.1.B. Centrífugos.
Se utiliza en la mayoría de las instalaciones de acondicionamiento de aire y consiste de
una turbina con deflectores montada sobre un eje y que va dispuesta dentro de una
cubierta llamada "voluta". Los deflectores de la turbina pueden estar inclinados hacia
adelante, o bien hacia atrás, según interese. En las mismas condiciones de uso, un
ventilador con los deflectores inclinados hacia adelante girará a menos velocidad que un
ventilador con deflectores inclinados hacia atrás.
El nivel de ruido y la eficiencia de un ventilador, son afectados por la: forma del diseño de
la entrada y descarga de la voluta, velocidad tangencial en el extremo de los deflectores y
la velocidad de salida del aire.
La velocidad de salida del aire es la velocidad promedio en la descarga de la voluta. La
velocidad tangencial es función de la velocidad de rotación y del diámetro exterior de la
tubería.
En general, el nivel de ruido aumenta con la velocidad.
Las formas mas usuales de los conductos encargados de transportar el aire, son
circulares y rectangulares; pero podrían usarse otras. La forma circular es la más
favorable, puesto que permite transportar el caudal requerido utilizando el perímetro más
pequeño, resultando así un ahorro del material, sin embargo en la práctica el espacio
disponible y la estética dictan el uso de conductos rectangulares.
A menudo ciertos recintos que forman parte de la estructura, son utilizados en el
suministro o el retorno de aire, por ejemplo: Un falso techo, un falso suelo o el espacio
comprendido entre las vigas del techo, la única condición es que estos espacios no
permitan escape o infiltración de aire y que su uso sea permitido en los reglamentos de
edificación.
Es evidente que una red de conductos no mantiene las mismas dimensiones en toda su
extensión. Hay pues, un cierto número de transformaciones que permiten el paso de una
sección a otra y los codos para los cambios de dirección.
La inyección del aire en el local es por medio de difusores y rejillas y después que el aire
se calienta o enfría, se le absorbe a través de las rejillas de retorno. Estas bocas o rejillas
pueden estar montadas en el techo, suelo, en la parte alta o baja del muro.
El tipo y la dimensión a adoptar, dependen del caudal y alcance, del aspecto y
limitaciones debidas a la construcción del espacio a acondicionar.
Un difusor o rejilla de suministro, debe repartir el aire en la cantidad deseada y a la
velocidad adecuada, sin causar ruidos molestos, producir corrientes de aire o permitir
estancamientos del aire en la zona de ocupación. Uno de los factores que afecta el
alcance, es la velocidad del aire a la salida de la boca. Cuanto mayor es esta velocidad,
mayor es el alcance. Si el alcance es insuficiente, una parte del local no estará
acondicionada debidamente, ya que no contará con el movimiento adecuado del aire.
Si la velocidad de salida y por lo tanto el alcance son excesivos, el aire choca en la pared
opuesta, techo u otra obstrucción y vuelve a la zona de ocupación con una velocidad muy
grande, causando corrientes de aire.
El alcance es también afectado por la forma de la boca si caudales de aire iguales, son
descargados por bocas circulares, cuadradas y rectangulares de la misma sección, por lo
tanto, a la misma velocidad. El máximo alcance se obtendrá con la boca circular y el
mínimo con la boca rectangular.
Esta diferencia se debe a que la boca rectangular presenta un perímetro más grande para
la inducción, haciendo que la velocidad del chorro disminuya rápidamente.
Si la temperatura del aire que sale de la boca es inferior a la de la habitación, este tendrá
tendencia a caer debido a su mayor densidad, esta tendencia es mayor, cuanto mayor es
la diferencia de temperatura; inversamente si la temperatura del aire es superior a la del
local, el aire tiende a subir, esta tendencia es mayor, cuanto mayor es la diferencia de
temperatura.
La forma del chorro de aire puede ser controlada por medio de los deflectores directrices
en la boca de la rejilla, si los deflectores se ponen perpendicularmente al plano de la boca,
el ángulo de difusión será débil y el alcance grande.
Si se disponen los deflectores en abanico, el ángulo de difusión será mayor y el alcance
más pequeño. Si todos los deflectores están dispuestos siguiendo el mismo ángulo el
chorro de aire será desviado un valor igual a este ángulo.
Para que los deflectores puedan controlar la forma del chorro, se deben extender lo
suficiente dentro de la boca.
El funcionamiento de una boca es afectado por la forma de unión al conducto. Si se hace
una abertura en el conducto, el chorro de aire que sale, tendrá una inclinación en la
dirección del flujo en el conducto.
Igual cosa sucederá si se coloca una boca en esta abertura. Como el ángulo de descarga
requerido puede ser diferente, se necesita traer el eje del chorro de aire sobre la normal,
empleando deflectores directrices detrás de la boca.
Los principios anteriores se aplican igualmente a las bocas de los difusores. La boca de
un difusor está concebida para difundir el aire paralelamente al techo. Esta boca lleva
generalmente varios conos de difusión que dividen al chorro de aire en varias capas y
causan mayor inducción en la proximidad de la boca, permitiendo así su uso en
habitaciones con techos bajos. Además, mucha gente considera a las bocas de techo
más estéticas.
A menudo estas bocas han sido combinadas con aparatos de iluminación para dar una
mejor apariencia la instalación.
El funcionamiento de las bocas de difusores, es afectado por la forma de paso del aire
del conducto al cuello de la boca. La mayoría de los fabricantes de estas bocas,
recomiendan el empleo de deflectores directrices con sus bocas.
En lo posible, el trazo de conducto que alimenta la última boca de un ramal, debe
extenderse una corta distancia más allá de la boca para asegurarse de una mejor
distribución del aire en la superficie de la boca.
La elección de rejillas de retorno es más sencilla, solo debemos considerar los siguientes
factores:
Nivel de ruido.
Pérdida de carga.
Velocidad
El aire llega a la rejilla de retorno de todas direcciones, por consiguiente, su velocidad
disminuye rápidamente con la distancia. No hay que tener pues, corrientes de aire, salvo
para las personas que se encuentran muy cerca de la rejilla, puesto que el movimiento de
aire requerido es la habitación, es debido exclusivamente a la inducción producida por el
aire de inyección, el único requisito de la rejilla de retorno es que permita el paso de la
cantidad de aire necesaria, si un único retorno permite obtenerlo con un nivel de ruido y
una pérdida de carga aceptables no hay por qué proveer varios.
Las rejillas de retorno pueden estar montadas en el suelo, en los muros, techos y así
mismo, en los peldaños de la escalera. A continuación procederemos a calcular el sistema
de ductos.
Existen tres métodos para el calculo de ductos los cuales son los siguientes: reducción de
velocidad, igual fricción y reganancia estática.
En este caso el método que será utilizado para el diseño de ductos será el de reganancia
estática.
4.1.C. Método de reducción de velocidad.
Consiste en seleccionar una velocidad de salida en la descarga del ventilador y establecer
arbitrariamente una serie de reducciones a lo largo del conducto.
Normalmente no se utiliza este método porque para resolver el problema con una
precisión razonable, se necesita mucha experiencia y conocer perfectamente el calculo de
conductos. Solamente debe usarse en sistemas muy elementales, y en estos casos
deben instalarse compuertas divisoras para compensar el sistema.
4.1.D. Método de igual fricción.
Este método se utiliza en los conductos de impulsión, retorno y extracción de aire, y
consiste en calcular los conductos de forma que tengan la misma perdida de carga por
unidad de longitud, a lo largo de todo el sistema. Es mejor que el de reducción de
velocidad porque en los trazados simétricos no requiere ulterior compensación.
Si la instalación consta de tramos cortos y largos, el más corto exige mucho
amortiguamiento. Un sistema de este tipo es difícil de equilibrar porque el método de igual
fricción no tiene en cuenta el equilibrio de caídas de presión en las distintas ramas, ni esta
provisto de medios para igualar las caídas de presión o para la misma presión estática en
cada boca terminal de impulsión.
4.1.E. Método de reganancia estática.
El fundamento de este método consiste en dimensionar el conducto de forma que el
aumento de presión estática (ganancia debido a la reducción de velocidad), en cada rama
o boca de impulsión, compense las perdidas por rozamiento en la siguiente sección del
conducto. De esta forma la presión estática será la misma en cada boca y al comienzo de
cada rama.
El proyecto estará conformado de 4 ductos en su interior, y cada ducto consta de 5
rejillas. Lo anterior se debe a que es más conveniente que halla varios equipos en el local
para en su caso de que falle uno no sea tan critico en el centro de eventos, el número de
ductos es el mismo que el número de equipos y el número de rejillas depende de la
longitud del ducto y el volumen de aire que se desee inyectar en cada uno de ellas.
En el diseño de ductos se utilizo un recubrimiento con fibra de vidrio y papel aluminio, se
utiliza el aislamiento mencionado porque es más fácil de manejar de acuerdo a las
secciones del ducto, la importancia del aislamiento es que no exista transferencia de calor
del medio ambiente al aire que se está inyectando, además también es necesario para
que no exista condensación en el ducto.
Con respecto a las manejadoras de aire los lugares en donde se están ubicando son los
adecuados porque han sido contemplados en el proyecto y además tienen un área
suficiente para proporcionar buen mantenimiento, y el equipo de condensación ya incluye
el compresor y está en el piso debajo de la unidad condensadora.
DIMENSIONES DE LOS DUCTOS.
DUCTOS DE INYECCIÓN.
DUCTOS
DE
INYECCIÓN
D
U
C
T
O
A
LARGO
VOLUMEN
DUCTO
RECTANGULR
(Plg)
CALIBRE
(PCM)
DUCTO
REDONDO
(Plg)
(ft)
Tramo A-1
32
23,100
49
61.5 X 30
20
Tramo A-2
26
18,480
44
54 X 27
22
Tramo A-3
26
13,860
39
50 X 24
22
Tramo A-4
26
9,240
33
43 X 20
22
Tramo A-5
26
4,620
24
30 X 15
24
DUCTO
RECTANGULAR
(cm)
AREA
PESO TOTAL
(kg)
RECUBRIMIENTO CON FIBRA DE VIDRIO Y
PAPEL ALUMINIO
2
(m )
(m )
(kg/m )
156 X 76
45.28
8.38
379.44
45.28
137 X 69
32.96
7.90
260.38
32.96
127 X 61
30.00
7.90
237.00
30.00
109 X 51
25.60
7.90
202.24
25.60
76 X 38
18.24
5.65
103.06
18.24
1182.12
152.08
2
152.08
PESO
2
Bajadas: (0.76+0.38)2 x 1.5 x 5 x 5.65 = 96.61
(0.76+0.38)2 x 1.5 x 5 = 17.1
1182.12
SUB-TOTAL:
(15% desperdicio):
TOTAL:
152.08
_ 96.61_
1278.73
17.1_
169.18
1278.73
169.18
_191.81
25.37
1470.54
194.55
DUCTOS DE INYECCION.
DUCTOS
DE
INYECCIÓN
D
U
C
T
O
LARGO
VOLUMEN
DUCTO
RECTANGULR
(Plg)
CALIBRE
(PCM)
DUCTO
REDONDO
(Plg)
(ft)
Tramo B-1
32
23,100
49
61.5 X 30
20
Tramo B-2
26
18,480
44
54 X 27
22
Tramo B-3
26
13,860
39
50 X 24
22
Tramo B-4
26
9,240
33
43 X 20
22
Tramo B-5
26
4,620
24
30 X 15
24
B
DUCTO
RECTANGULAR
(cm)
AREA
PESO TOTAL
(kg)
PAPEL ALUMINIO
2
(m )
(m )
(kg/m )
156 X 76
45.28
8.38
379.44
45.28
137 X 69
32.96
7.90
260.38
32.96
127 X 61
30.00
7.90
237.00
30.00
109 X 51
25.60
7.90
202.24
25.60
76 X 38
18.24
5.65
103.06
18.24
2
152.08
PESO
2
1182.12
152.08
Bajadas: (0.76+0.38)2 x 1.5 x 5 x 5.65 = 96.61
(0.76+0.38)2 x 1.5 x 5 = 17.1
1182.12
SUB-TOTAL:
(15% desperdicio):
TOTAL:
152.08
_ 96.61_
1278.73
_17.1_
169.18
1278.73
169.18
_191.81
_25.37
1470.54
194.55
DUCTOS
DE
INYECCIÓN
D
U
C
T
O
C
LARGO
VOLUMEN
DUCTO
RECTANGULR
(Plg)
CALIBRE
(PCM)
DUCTO
REDONDO
(Plg)
(ft)
Tramo C-1
32
23,100
49
61.5 X 30
20
Tramo C-2
26
18,480
44
54 X 27
22
Tramo C-3
26
13,860
39
50 X 24
22
Tramo C-4
26
9,240
33
43 X 20
22
Tramo C-5
26
4,620
24
30 X 15
24
DUCTO
RECTANGULAR
(cm)
AREA
PESO TOTAL
(kg)
PAPEL ALUMINIO
2
(m )
(m )
(kg/m )
156 X 76
45.28
8.38
379.44
45.28
137 X 69
32.96
7.90
260.38
32.96
127 X 61
30.00
7.90
237.00
30.00
109 X 51
25.60
7.90
202.24
25.60
76 X 38
18.24
5.65
103.06
18.24
1182.12
152.08
2
152.08
PESO
2
Bajadas: (0.76+0.38)2 x 1.5 x 5 x 5.65 = 96.61
(0.76+0.38)2 x 1.5 x 5 = 17.1
1182.12
SUB-TOTAL:
(15% desperdicio):
TOTAL:
152.08
_ 96.61_
1278.73
17.1_
169.18
1278.73
169.18
_191.81
25.37
1470.54
194.55
DUCTOS
DE
INYECCIÓN
D
U
C
T
O
D
LARGO
VOLUMEN
DUCTO
RECTANGULR
(Plg)
CALIBRE
(PCM)
DUCTO
REDONDO
(Plg)
(ft)
Tramo D-1
32
23,100
49
61.5 X 30
20
Tramo D-2
26
18,480
44
54 X 27
22
Tramo D-3
26
13,860
39
50 X 24
22
Tramo D-4
26
9,240
33
43 X 20
22
Tramo D-5
26
4,620
24
30 X 15
24
DUCTO
RECTANGULAR
(cm)
AREA
PESO TOTAL
(kg)
PAPEL ALUMINIO
2
(m )
(m )
(kg/m )
156 X 76
45.28
8.38
379.44
45.28
137 X 69
32.96
7.90
260.38
32.96
127 X 61
30.00
7.90
237.00
30.00
109 X 51
25.60
7.90
202.24
25.60
76 X 38
18.24
5.65
103.06
18.24
2
152.08
PESO
2
1182.12
152.08
Bajadas: (0.76+0.38)2 x 1.5 x 5 x 5.65 = 96.61
(0.76+0.38)2 x 1.5 x 5 = 17.1
1182.12
SUB-TOTAL:
(15% desperdicio):
TOTAL:
152.08
_ 96.61_
1278.73
17.1_
169.18
1278.73
169.18
_191.81
25.37
1470.54
194.55
DUCTOS DE RETORNO
DUCTO
DUCTO
CALIBRE
DUCTO
AREA PESO PESO TOTAL
REDONDO RECTANGULAR
RECTANGULAR
(kg)
2
2
(Plg)
(Plg)
(cm)
(m ) (kg/m )
RECUBRIMIENTO CON
FIBRA DE VIDRIO Y
PAPEL ALUMINIO
DUCTOS
DE
RETORNO
LARGO
VOLUMEN
(m)
(PCM)
A
5
23,100
60
80 X 39
20
203 X 99
30.2
8.38
253.07
30.2
B
5
23,100
60
80 X 39
20
203 X 99
30.2
8.38
253.07
30.2
C
5
23,100
60
80 X 39
20
203 X 99
30.2
8.38
253.07
30.2
D
5
23,100
60
80 X 39
20
203 X 99
30.2
8.38
253.07
30.2
2
(m )
1012.28
120.8
1012.28
120.8
_151.84
_18.1
1164.12
138.9
Rejilla de 66” = 82” X 40” =2.08m X 102 m
SUB-TOTAL:
(15% desperdicio):
TOTAL:
VER PLANO 3
VER PLANO 4
5.0. SELECCIÓN DEL EQUIPO.
La selección del equipo de aire acondicionado se realiza una vez que se efectuó el cálculo
de la carga térmica total compuesta por radiación, transmisión, calor sensible, calor
latente, alumbrado, carga eléctrica y aparatos que disipan calor.
Para obtener las toneladas de refrigeración del sistema, se debe considerar la carga
térmica total y dividirla entre 12000 BTU/hr. Con esta carga se entra al manual de
unidades condensadoras y se elige la unidad que dé la capacidad inmediata superior a la
carga del proyecto.
En el caso de la selección de la unidad manejadora es mas complicado, ya que esta
dispone de varias secciones como son: sección de serpentines, filtros, cámara de mezcla,
ventilación y otras. También estas unidades pueden ser unízonas y multizonas. En este
proyecto se consideran unidades manejadoras unízonas.
En la sección de filtros van colocados estos, que pueden ser filtros mecánicos o filtros
finos que son necesarios para obtener un mayor rendimiento en el filtrado de aire.
La cámara de mezcla es la sección en donde se efectúa el mezclado de aire de retorno y
el aire del medio ambiente.
En la sección de ventilación va colocado el ventilador centrífugo, el cual impulsa el aire
hacia la sala por acondicionar.
De acuerdo a las necesidades del sistema el ventilador puede tener los alabes curvados
hacia adelante o hacia atrás, y puede descargar hacia arriba, abajo, izquierda o derecha,
el tamaño de esta va a depender de la cantidad de aire que se va a manejar.
La sección de los serpentines, prácticamente es donde se produce el enfriamiento y
deshumidificacion del aire al tocar la superficie de estos. La selección de estos
serpentines va a depender de la cantidad de energía calorífica que deba ser absorbido,
del punto de rocío del aparato y de la cantidad de aire que es necesario mover.
Los datos que se deben obtener para la selección de la manejadora son los siguientes:
5.1. Factor de calor sensible efectivo del cuarto. (ESHF)
Este factor se obtiene al dividir el calor sensible efectivo del cuarto entre el calor total
efectivo del cuarto y normalmente debe dar una fracción.
5.2. Punto de rocío del aparato. (ADP)
Es la temperatura a la cual se condensa el vapor de agua que contiene el aire que pasa
por los serpentines, se obtiene por medio de tablas utilizando las condiciones requeridas
en la sala que se debe acondicionar.
5.3. Diferencia de temperaturas. ( T)
Es la diferencia que existe entre la temperatura del cuarto y el punto de rocío del aparato,
multiplicado por uno menos el factor de By-pass.
5.4. Pies cúbicos por minuto. (PCM)
La cantidad de aire que se va a manejar depende directamente del calor sensible efectivo
del cuarto, dividido entre la diferencia de temperaturas multiplicado por la constante de
1.08.
5.5. Área del serpentín.
Después de haberse obtenido la cantidad de aire que se debe manejar, se calcula el área
del serpentín que se va a requerir y este se obtiene al dividir la cantidad de aire manejado
entre 700 pies por minuto.
Calculada esta área, se analiza en el catalogo de serpentines y se ve cual es el serpentín
que tiene el área mas próxima a la calculada.
Para conocer la velocidad real del aire, se divide la cantidad de aire manejado entre el
área del serpentín visto en el catalogo.
5.6 Temperatura de entrada de bulbo seco.
Esta temperatura es la que tiene el aire al entrar al serpentín del evaporador y se obtiene
considerando la temperatura de bulbo seco requerida en la sala por acondicionar, mas la
cantidad de aire exterior dividido entre la cantidad total de aire manejado, multiplicado por
la diferencia de la temperatura de bulbo seco exterior e interior.
5.7. Temperatura de entrada de bulbo húmedo.
Utilizando la carta psicometrica se obtiene esta temperatura de la siguiente manera:
Se traza una línea uniendo las condiciones interiores y exteriores requeridas en el
proyecto, donde se intersecte esta línea con la línea trazada con la temperatura de bulbo
seco, se tiene un punto, que proyectado sobre la curva de saturación, nos da la
temperatura de entrada de bulbo húmedo.
5.8. Temperatura de salida de bulbo seco.
Es la temperatura que tiene el aire una vez que ha pasado por el serpentín del evaporador
y se obtiene, considerando el punto de rocío del aparato, mas el factor de By-pass,
multiplicado por la diferencia de la temperatura de entrada de bulbo seco y el punto de
rocío del aparato.
5.9. Temperatura de salida de bulbo húmedo.
La temperatura de bulbo húmedo a la salida se puede localizar en la carta psicometrica de
la siguiente manera:
Se unen por medio de una recta los puntos de las condiciones internas y el punto de rocío
del aparato, donde se intercepta esta recta con la línea de temperatura de bulbo seco, se
tendrá un punto que proyectado sobre la curva de saturación, nos dará la temperatura de
salida de bulbo húmedo.
A continuación se presenta los valores obtenidos para este proyecto:
5.10. Tonelada de Refrigeración (T.R) = Gran total de calor
12,000
2,615,527.13
12,000
T.R.
T.R. 217.9605
5.11. Factor de calor sensible efectivo del cuarto. (ESHF)
ESHF
Calor sensible efectivo del cuarto
Calor total efectivo del cuarto
ESHF
1,939,551.13
2,160,919.13
ESHF 0.8975
ADP 53.42
TT
(1 0.1)(TBS
TT
(1 0.1)(75 F 53.42)
TT
19.422 F
PCMTOTALES
PCMTOTALES
ADP)
Calor sensible efectivo del cuarto
1.08 X ATT
1,939,551.13 BTU hr
1.08 19.422 F
3
PCMTOTALES 92,466.310 ft min .
5.12. Área del serpentín.
A=
Volumen de Aire
Velocidad Permisible del Aire
3
A
23,100 ft min
700 ft min
A = 33 ft2
5.13. Velocidad real del aire.
VELR
Volumen de Aire
Área del Serpentín
VELR
23,100 ft min
36.2 ft 2
VELR
638 ft min
3
5.14. Temperatura de entrada de bulbo seco.
TEDB = TBSI +
TEDB 75
Aire Exterior
(TBSE – TBSI)
Volumen total
1,750
(99 75)
23,100
TEDB 76.81 F
5.15. Temperatura de entrada de bulbo húmedo.
TEWB = 64.2° F
5.16. Temperatura de salida de bulbo seco.
TLDB = ADP + FBP (TEDB – ADP)
TLDB 53.42 0.1(75 53.42)
TLDB 55.58
5.17. Temperatura de salida de bulbo húmedo.
TLWB = 54.5
5.19. Equipos seleccionados.
5.19.A. UNIDAD CONDENSADORA
4 unidades condensadoras modelo 38AE054 de 53.2 TR
5.19.B. UNIDAD EVAPORADORA
4 unidades manejadoras de aire modelo 39BA120 de 6 hileras y 8 aletas
¤ VER DATOS FISICOS Y DIMENSIONES EN EL APÉNDICE.
CAPITULO III
CONCLUSIONES.
A causa de las altas temperaturas que se presentan en la región y considerando que el
local que se va a acondicionar es un salón de eventos sociales, es de suma importancia
que las personas que asistan a este lugar se encuentren lo mas confortable posible.
Para ello es necesario que pueda ser extraído el calor generado por la radiación solar,
alumbrado , equipos y personas.
Lo anterior solo se puede lograr mediante el calculo de la carga térmica y la selección
correcta del equipo de aire acondicionado, ya que solo de esa manera se podrá mantener
un ambiente de confort.
Como conclusión, a través de este proyecto se mostraron los procedimientos a seguir
para poder lograr un confort dentro del Centro de Eventos Sociales Aldo´s & Tony´s .
A su vez se mostraron los cálculos de transferencia de calor, cargas térmicas en muros,
techo y cristales, cálculo de las ganancias internas, calor sensible, calor latente y el
diseño de ductos.
Todos estos cálculos nos ayudaron a la correcta elección del equipo de aire
acondicionado.
PROPOSICIONES.
El propósito fundamental de este proyecto es dar a conocer y proponer a las diversas
personas y empresas interesadas en el aire acondicionado una guía para poder llevar
acabo el calculo de la carga térmica, diseño de ductos y la selección de equipo en
edificaciones residenciales, comerciales e industriales, en donde se podrá ver reflejado el
beneficio en el incremento del rendimiento.
BIBLIOGRAFÍA.
“FUNDAMENTOS DE AIRE ACONDICIONADO Y REFRIGERACIÓN”
AUTOR: EDUARDO HERNÁNDEZ GORIBAR
EDITORIAL LIMUSA
QUINTA EDICIÓN
“PROCESOS DE TRANSFERENCIA DE CALOR”
AUTOR: DONALD Q. KERN
EDITORIAL CONTINENTAL
VIGÉSIMOCUARTA EDICIÓN
“MANUAL DEL ALUMBRADO”
WESTINGHOUSE
EDITORIAL LIMUSA
CUARTA EDICIÓN
MANUAL DE AIRE ACONDICIONADO
CARRIER AIR CONDITIONING COMPANY
EDITORIAL MARCOMBO DE BOIXAREU
CUARTA EDICIÓN
TERMODINÁMICA TOMO I Y II
YUNUS A. CENGEL Y MICHAEL A. BOLES
MACGRAW-HILL
SEGUNDA EDICIÓN
APÉNDICE.
Tabla 1. Conductividades térmicas (k) para algunos materiales
construcción.
MATERIALES
/-----
Mosaico, Tierra, Lozeta...................................
Plasta de Cemento...........................................
Concreto...........................................................
Corcho, Celotex...............................................
Madera..............................................................
Madera Corcho.................................................
Mezcla..............................................................
Ceniza...............................................................
Yeso..................................................................
Barro Block......................................................
Zonolite 1 a 2...................................................
Ladrillo.............................................................
Fiber Glass 3 a 1...............................................
Carlita…………………………………………
Teja de Barro………………………………….
Marmolina.........................................................
Tem. Lork 3:1 (FRIGOLITE)...............................
Cretozel..............................................................
Aire....................................................................
Frigolite..............................................................
Asbesto Cemento...............................................
l1
k1
1
h1
l2
k2
...
lm
km
1
h2
1
U
1
h1
l1
k1
l2
k2
...
lm
km
1
a
1
h2
(En caso de haber aislamiento de aire)
C
k
k
1
; R
; U
l
C
BTU p lg
hr ft  F
1
R
k
= 5.00
= 8.00
= 12.00
= 0.31
= 0.80
= 0.30
= 7.70
= 3.30
= 4.545
= 4.902
= 0.76
= 6.13
= 0.27
= 4.01
= 4.902
= 20.6
= 0.38
= 0.70
= 0.91
= 0.30
= 1.15
U
C
k
1
U
k
k
k
k
k
k
k
k
k
k
k
k
k
k
k
k
k
k
k
k
k
coeficiente de transmisión.
conductancia.
conductibilidad térmica del
material.
resistividad.
R
l
espesor del material en plg.
h1 y h2 = películas de aire interior
y exterior resp.
BTU
hr ft 2 F
BTU
1.65
hr ft 2 F
BTU
4.00
hr ft 2 F
BTU
4.00
hr ft 2 F
h1 1.20
– techo interior
h1
– pared interior
h2
h2
¤ TABLA OBTENIDA DEL MANUAL DE AIRE ACONDICIONADO, CARRIER AIR CONDITIONING COMPANY.
– techo exterior
– pared exterior
Tabla 2. Temperaturas de diseño para la república mexicana.
B.H.
AGUAS CALIENTES
Aguas Calientes
34
93
19
66
1879
BAJA CALIFORNIA
Ensenada
Mexicali
La Paz
Tijuana
34
43
36
35
93
109
97
95
26
28
27
26
79
82
81
79
CAMPECHE
Campeche
Ciudad del Carmen
36
37
97
99
26
26
COAHUILA
Matamoros
Monclova
Nueva Rosita
Piedras Negras
Saltillo
34
38
41
40
35
93
100
106
104
95
COLIMA
Colima
Manzanillo
36
35
B.S.
B.H.
°C °F
Altitud
°C °F (metros)
MORELOS
Cuautla
Cuernavaca
42
31
108
88
22
20
72
68
1291
1533
13
1
18
29
NAYARIT
Acaponeta
San Blas
Tepic
37
33
36
99
91
97
27
26
26
81
79
79
25
7
918
79
79
25
3
NUEVO LEÓN
Linares
Montemorelos
Monterrey
38
39
38
100
102
100
25
25
26
77
77
79
354
432
334
21
24
25
26
22
70
75
77
79
72
1120
586
430
220
1609
OAXACA
Oaxaca
Salina Cruz
35
34
95
93
22
26
72
79
1303
56
97
95
24
27
75
81
494
3
PUEBLA
Huauchinango
Puebla
Tehuacán
Teziutlán
37
29
34
36
99
84
93
97
21
17
20
22
70
63
68
72
1600
2156
1676
1950
34
35
93
95
25
25
77
77
168
536
QUERÉTARO
Querétaro
33
91
21
70
1842
43
43
35
37
32
109
109
95
99
90
23
25
23
24
20
73
77
73
75
68
1653
1478
1423
1137
1652
QUINTANA ROO
Cozumel
Payo Obispo
33
34
91
93
27
27
81
81
3
4
32
90
17
63
2309
SAN LUIS POTOSÍ
Matehuala
San Luis Potosí
36
34
97
93
22
18
72
64
1597
1877
33
43
36
38
91
109
97
100
17
21
21
21
63
70
70
70
1898
1982
1140
1740
SINALOA
Culiacán
Escuinapa
Mazatlán
Topolobampo
37
33
31
37
99
91
88
99
27
26
26
27
81
79
79
81
53
14
78
3
GUANAJUATO
Celaya
Guanajuato
Irapuato
León
Salvatierra
Silao
38
32
35
34
35
36
100
90
95
93
95
97
20
18
19
20
19
20
68
64
66
68
66
68
1754
2030
1724
1809
1781
1777
SONORA
Ciudad Obregón
Empalme
Guaymas
Hermosillo
Navojoa
Nogales
S. Luis Río
Colorado
43
43
42
41
41
37
51
109
109
108
106
106
99
124
28
28
28
28
28
26
30
82
82
82
82
82
79
86
40
2
4
211
38
1177
40
GUERRERO
Acapulco
Chilpancingo
Iguala
Taxco
33
33
39
34
91
91
102
93
27
23
22
20
81
73
72
68
3
1250
735
1755
TABASCO
Villahermosa
37
99
26
79
10
HIDALGO
Pachuca
Tulancingo
29
32
84
90
18
19
64
66
2445
2181
TAMAULIPAS
Matamoros
Nuevo Laredo
Tampico
Ciudad Victoria
36
41
36
38
97
106
97
100
26
25
28
26
79
77
82
79
13
140
18
321
JALISCO
Guadalajara
Lagos de Moreno
Puerto Vallarta
33
39
36
91
102
97
20
20
26
68
68
79
1589
1880
2
TLAXCALA
Tlaxcala
28
82
17
63
2252
VERACRUZ
Alvarado
Córdoba
Jalapa
Orizaba
Tuxpan
Veracruz
35
36
32
34
37
33
95
97
90
93
99
91
26
23
21
21
27
27
79
73
70
70
81
81
9
871
1399
1248
14
16
YUCATÁN
Mérida
Progreso
37
36
99
97
27
27
81
81
22
14
ZACATECAS
Fresnillo
Zacatecas
36
28
97
82
19
17
66
63
2250
2312
CHIAPAS
Tapachula
Tuxtla Gutiérrez
CHIHUAHUA
Camargo
Casas Grandes
Chihuahua
Ciudad Juárez
Parral
DISTRITO
FEDERAL
México Tacubaya
DURANGO
Durango
Guadalupe Victoria
Ciudad Lerdo
Santiago
Papasquiaro
MÉXICO
Texcoco
Toluca
32
26
90
79
19
17
66
63
2216
2675
MICHOACÁN
Apatzingán
Morelia
La Piedad
Uruapan
Zamora
Zacapú
39
30
34
34
35
32
102
86
93
93
95
90
25
19
20
20
20
19
77
66
68
68
68
66
682
1923
1775
1611
1633
2000
LUGAR
B.S. = temperatura de bulbo seco
B.H. = temperatura de bulbo húmedo
°C °F
Altitud
°C °F (metros)
B.S.
LUGAR
Tabla 3. Diferencia de temperaturas equivalentes.
Para paredes de color oscuro, iluminadas por el sol y en la sombra.
Basado en paredes de color oscuro; temperatura externa de diseño 95°F de bulbo seco; temperatura del cuarto 80°F de
bulbo seco constante; rango diario 20°F; 24 horas de operación; Latitud norte 20° y julio .
Peso de Hora de exposición al sol
AM
exposición la pared
PM
AM
(lb/ft2) 6 7 8 9 10 11 12 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 1 2 3 4 5
Noreste
Este
Sureste
Sur
Suroeste
Oeste
Noroeste
Norte
(sombra)
20
60
100
140
20
60
100
140
20
60
100
140
20
60
100
140
20
60
100
140
20
60
100
140
20
60
100
140
20
60
100
140
5
-1
4
5
1
-1
5
11
10
1
7
9
-1
-1
4
7
-2
2
7
8
-2
2
7
12
-3
-2
5
8
-3
-3
1
1
15
-2
3
5
17
-1
5
10
6
1
7
8
-2
-3
4
6
-4
1
5
8
-3
1
7
11
-4
-3
4
7
-3
-3
1
1
22
-2
4
6
30
0
6
10
13
0
6
8
-4
-4
2
6
-4
0
6
8
-4
0
6
10
-4
-4
4
6
-4
-4
0
0
23
5
4
6
33
21
8
9
19
13
6
8
1
-3
2
5
-2
0
5
8
-2
0
6
9
-2
-3
4
6
-3
-3
0
0
24
24
4
6
36
30
14
8
26
20
6
8
4
-2
2
4
0
0
4
8
0
0
6
8
0
-2
4
6
-2
-2
0
0
19
22
10
6
35
31
20
9
27
24
11
7
14
7
3
4
4
1
5
7
3
2
6
8
3
0
4
6
1
-1
0
0
14
20
16
6
32
31
24
10
28
28
16
6
22
12
4
4
6
2
6
6
6
4
6
8
6
2
4
6
4
0
0
0
13
15
15
10
20
19
25
15
26
26
17
11
27
20
8
4
19
8
7
6
14
7
7
9
10
6
4
6
8
3
1
0
12
10
14
14
12
14
24
18
24
25
18
14
30
24
12
4
26
12
8
6
20
10
8
10
12
8
4
6
10
6
2
0
13
11
12
16
13
13
20
19
19
21
19
15
28
25
15
7
34
24
12
7
32
19
10
10
19
10
5
6
12
8
3
1
14
12
10
14
14
12
18
18
16
18
18
16
26
26
16
10
40
32
14
8
40
26
12
10
24
12
6
6
14
10
4
2
14
13
11
12
14
13
16
17
15
15
16
18
20
23
18
13
41
35
19
9
45
34
17
11
33
21
9
7
13
11
5
3
14
14
12
10
14
14
14
16
14
14
14
16
16
20
18
14
42
36
22
10
48
40
20
12
40
30
12
8
12
12
5
4
12
13
12
10
12
13
14
14
12
13
13
15
12
15
15
15
30
35
23
15
34
41
25
14
37
31
27
9
10
12
5
5
10
12
12
10
10
12
14
12
10
12
12
14
10
12
14
16
24
34
24
18
22
36
28
16
34
32
20
10
8
12
8
6
8
11
11
10
8
11
13
13
8
11
11
13
7
10
11
16
12
20
23
19
14
28
27
21
18
21
21
14
6
10
7
7
6
10
10
10
6
10
12
14
6
10
10
12
6
8
10
14
6
10
22
20
8
16
26
22
6
12
22
18
4
8
6
8
4
8
9
10
4
8
11
14
4
8
10
12
3
6
9
12
4
7
15
13
5
10
19
23
4
8
14
19
2
6
5
7
2
6
8
10
2
5
10
14
2
6
10
12
2
4
8
10
2
6
10
8
2
6
14
22
2
6
8
20
0
4
4
6
0
4
7
9
0
4
9
13
0
5
9
11
1
2
8
10
1
5
10
8
1
5
12
20
0
4
7
16
0
2
3
4
-2
2
6
9
-1
3
8
3
-1
4
9
11
1
1
7
9
1
4
9
8
0
4
11
18
-1
3
7
13
-1
1
3
3
-3
1
6
8
-2
1
7
12
-1
3
8
10
0
1
6
9
0
4
9
8
0
3
10
16
-1
1
6
11
-1
0
2
2
-4
0
5
7
-3
1
7
12
-2
3
8
10
0
0
6
8
-1
3
8
8
-1
3
9
15
-2
0
6
10
-2
-1
2
2
-2
-1
5
7
-3
0
6
12
-2
2
7
9
-1
-1
5
7
-1
3
7
8
-1
2
8
13
-2
-1
5
9
-2
-2
1
1
6 7 8 9 10 11 12 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 1 2 3 4 5
PM
AM
AM
Hora de exposición al sol
Tabla 4. Diferencia de temperaturas equivalentes.
Para techos con colores obscuros, iluminados por el sol y bajo sombra.
PESO
DEL
CONDICIONES
TECHO
6
2
(lb/ft )
EXPUESTO
AL
SOL
CUBIERTO
CON AGUA
ROCIADO
A LA SOMBRA
10
20
40
60
80
20
40
60
20
40
60
20
40
60
HORA DE SOL
PM
AM
AM
7
8
9 10 11 12 1
2
3
4
5
6
7
8
9 10 11 12 1
2
3
4
5
-4
0
4
9
13
-5
-3
-1
-4
-2
-1
-5
-5
-3
-6
-1
3
8
12
-2
-2
-2
-2
-2
-2
-5
-5
-3
-7
-2
2
6
11
0
-1
-2
0
-1
-2
-4
-4
-2
-5
-1
3
7
11
2
-1
-2
2
-1
-2
-2
-3
-2
24
23
23
22
22
19
13
7
15
9
5
9
5
2
32
30
28
27
26
22
15
10
18
13
8
12
8
4
38
36
33
31
28
20
15
12
17
14
10
13
10
6
43
41
38
35
32
18
16
14
16
14
12
14
12
8
46
43
40
38
35
16
15
15
15
14
13
13
13
9
45
43
41
39
37
14
15
16
14
14
14
12
12
10
41
40
39
38
37
12
14
15
12
13
13
10
11
10
35
35
35
36
35
10
12
14
10
12
12
8
10
10
28
30
32
34
34
6
10
12
6
9
11
5
8
9
7
12
17
22
27
-1
1
4
-1
1
4
-1
0
2
3
8
13
18
23
-2
-1
3
-2
0
2
-3
-1
1
1
6
11
16
20
-3
-2
2
-2
0
1
-4
-3
0
-1
4
9
13
18
-4
-3
1
-3
-1
0
-5
-4
-1
-3
2
6
11
14
-5
-3
0
-3
-1
-1
-5
-5
-2
6
7
8
9 10 11 12 1
2
3
4
5
6
7
8
9 10 11 12 1
2
3
4
5
AM
-1
2
6
8
12
4
0
-2
4
0
-2
0
-2
-2
7
9
10
11
13
10
5
2
8
2
0
2
0
-1
15
16
16
16
16
16
10
5
12
5
2
6
2
0
PM
HORA DE SOL
22
25
28
31
34
2
7
10
2
7
10
2
6
8
16
20
24
28
32
1
5
8
1
5
8
1
4
6
10
15
20
25
30
1
3
6
0
3
6
0
2
4
AM
Tabla 5. Ganancia de calor solar en cristales ordinarios.
Btu/(hr)(ft2 )
20° LATITUD NORTE
PERIODO
ANUAL
JUNIO
21
JULIO
23
&
MAYO
21
AGOSTO
24
&
ABRIL
20
SEPTIEMBRE
22
&
MARZO
22
OCTUBRE
23
&
FEBRERO
20
NOVIEMBRE
21
&
ENERO
21
DICIEMBRE
22
CORRECCION
GANANCIA
SOLAR
AM
HORA DE SOL
EXPOSICION
6
7
8
9
10
11
NORTE
NORESTE
ESTE
SURESTE
SUR
SUROESTE
OESTE
NOROESTE
HORIZONTAL
NORTE
NORESTE
ESTE
SURESTE
SUR
SUROESTE
OESTE
NOROESTE
HORIZONTAL
NORTE
NORESTE
ESTE
SURESTE
SUR
SUROESTE
OESTE
NOROESTE
HORIZONTAL
NORTE
NORESTE
ESTE
SURESTE
SUR
SUROESTE
OESTE
NOROESTE
HORIZONTAL
NORTE
NORESTE
ESTE
SURESTE
SUR
SUROESTE
OESTE
NOROESTE
HORIZONTAL
NORTE
NORESTE
ESTE
SURESTE
SUR
SUROESTE
OESTE
NOROESTE
HORIZONTAL
NORTE
NORESTE
ESTE
SURESTE
SUR
SUROESTE
OESTE
NOROESTE
HORIZONTAL
MARCO DE
ACERO
SIN MARCO
X 1/.85 O 1.17
28
81
81
28
3
3
3
3
11
20
71
75
31
3
3
3
3
8
6
45
53
29
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2
5
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0
0
0
41
154
148
62
9
9
9
9
60
28
132
148
70
8
8
8
8
55
10
111
142
89
7
7
7
7
48
6
83
130
99
8
6
6
6
30
4
44
99
91
21
4
4
4
18
3
24
71
73
28
3
3
3
5
2
14
56
59
25
2
2
2
4
33
144
160
73
12
12
12
12
121
23
138
163
85
12
12
12
12
118
11
118
165
113
11
11
11
11
107
11
87
163
136
22
11
11
11
93
9
52
147
146
50
9
9
9
68
8
26
128
144
69
8
8
8
48
7
18
118
139
74
7
7
7
36
25
122
143
66
14
14
14
14
176
17
111
145
79
13
13
13
13
175
13
89
149
108
14
13
13
13
167
13
59
149
140
38
13
13
13
153
12
29
141
160
76
12
12
12
127
11
14
127
164
100
11
11
11
101
11
12
121
167
111
11
11
11
92
19
83
96
44
14
14
14
14
216
15
73
99
57
14
14
14
14
216
14
50
106
98
20
14
14
14
210
14
22
104
120
52
14
14
14
198
13
13
100
149
93
13
13
13
171
13
13
91
158
123
16
12
12
146
12
12
85
159
132
20
12
12
135
17
38
41
21
14
14
14
14
232
14
31
46
29
14
14
14
14
240
14
18
51
55
24
14
14
14
235
14
14
45
84
63
15
14
14
225
14
14
49
119
106
27
14
14
196
13
13
43
135
36
46
13
13
172
13
13
34
134
146
60
13
13
161
NIEBLA
-15% (MAX)
MEDIO
DIA
15
15
14
14
14
14
14
15
250
14
14
14
14
14
14
14
14
251
14
14
14
20
26
20
14
14
247
14
14
14
41
65
41
14
14
233
14
14
14
74
111
74
14
14
208
13
13
13
91
141
91
13
13
180
13
13
13
97
149
97
13
13
170
PM
1
2
3
4
5
17
14
14
14
14
21
41
38
232
14
14
14
14
14
29
46
41
30
14
14
14
14
24
55
51
18
235
14
14
14
15
63
84
45
14
225
14
14
14
27
106
119
49
14
196
13
13
13
46
136
135
43
13
172
13
13
13
60
146
134
34
13
161
19
14
14
14
14
44
96
83
216
15
14
14
14
14
57
99
73
216
14
14
14
14
20
98
106
50
210
14
14
14
14
52
120
104
22
198
13
13
13
13
93
149
100
13
171
13
13
13
16
123
158
91
13
146
12
12
12
20
132
159
85
12
135
25
14
14
14
14
66
143
122
176
17
13
13
13
13
79
145
111
175
13
13
13
13
14
108
149
89
167
13
13
13
13
38
140
149
59
153
12
12
12
12
76
160
141
29
127
11
11
11
11
100
164
127
14
101
11
11
11
11
111
167
121
12
92
43
12
12
12
12
73
160
144
121
23
12
12
12
12
85
163
138
118
11
11
11
11
11
113
165
118
107
11
11
11
11
22
136
163
87
93
9
9
9
9
50
146
147
52
68
8
8
8
8
69
144
128
26
48
7
7
7
7
74
139
118
18
36
41
9
9
9
9
62
148
154
60
28
8
8
8
8
70
148
132
55
10
7
7
7
7
89
142
111
48
6
6
6
6
8
99
130
83
30
4
4
4
4
21
91
99
44
18
3
3
3
3
28
73
71
24
5
2
2
2
2
25
59
56
14
4
ALTITUD
+ 0.7% por 1000 ft
PUNTO DE ROCÍO
DISMINUYE DESDE
67°F + 7% por 10 °F
20° LATITUD SUR
6
EXPOSICON
28 SUR
3
SURESTE
3
ESTE
3
NORESTE
3
NORTE
28 NOROESTE
81 OESTE
81 SUROESTE
11 HORIZONTAL
20 SUR
3
SURESTE
3
ESTE
3
NORESTE
3
NORTE
31 NOROESTE
75 OESTE
71 SUROESTE
8
HORIZONTAL
6
SUR
2
SURESTE
2
ESTE
2
NORESTE
2
NORTE
29 NOROESTE
53 OESTE
45 SUROESTE
5
HORIZONTAL
0
SUR
0
SURESTE
0
ESTE
0
NORESTE
0
NORTE
0
NOROESTE
0
OESTE
0
SUROESTE
0
HORIZONTAL
0
NORTE
0
NORESTE
0
ESTE
0
SURESTE
0
SUR
0
SUROESTE
0
OESTE
0
NOROESTE
0
HORIZONTAL
0
NORTE
0
NORESTE
0
ESTE
0
SURESTE
0
SUR
0
SUROESTE
0
OESTE
0
NOROESTE
0
HORIZONTAL
0
NORTE
0
NORESTE
0
ESTE
0
SURESTE
0
SUR
0
SUROESTE
0
OESTE
0
NOROESTE
0
HORIZONTAL
PUNTO DE ROCÍO
INCREMENTA
DESDE 67°F – 7% por
10 °F
PERIODO
ANUAL
DICIEMBRE
22
ENERO
21
&
NOVIEMBRE
21
FEBRERO
20
&
OCTUBRE 23
MARZO
22
&
SEPTIEMBRE
22
ABRIL
20
&
AGOSTO
24
MAYO
21
&
JULIO
23
JUNIO
21
LATITUD SUR
DIC. O ENE. +
7%
Tabla 6. Factores generales en la ganancia de calor solar a través de vidrios.
Con o sin aparejo de protección contra el sol
Velocidad exterior del viento, 5 mph – ángulo de incidencia, 20° - ventana cubierta completamente con aparejo de
protección contra el sol
FACTOR
TIPO DE
VIDRIO
VIDRIO
ORDINARIO
PLACA REGULAR ( ¼
pulg. )
MAMPARA VENECIA
INTERIOR
MAMPARA VENECIA
EXTERIOR
45° horiz. o vertical
DEL
VIDRIO
45° horiz. arrojados
O PERSIANA RULA
PANTALLA EXTERIOR
CON PROTECCIÓN
CONTRA EL SOL
17° horiz. arrojados
CLARO EN EL
COLOR
SIN
SOMBRA
COLOR
CLARO
MEDIANO
COLOR
OBSCURO
1.00
0.56
0.65
0.94
0.56
0.80
0.73
0.62
COLOR EXTERIOR
COLOR
MEDIANO
COLOR
OBSCURO
0.13
0.22
0.15
0.14
0.12
0.21
0.14
0.72
0.62
0.56
0.12
0.11
0.10
0.11
0.10
0.10
0.18
0.16
0.14
0.12
0.11
0.10
0.61
0.59
0.67
0.65
0.14
0.12
0.12
0.11
0.20
0.18
0.14
0.12
0.36
0.39
0.43
0.10
0.10
0.11
0.10
0.50
0.36
0.39
0.43
0.10
0.10
0.11
0.10
0.83
0.69
0.48
0.47
0.56
0.52
0.64
0.57
0.12
0.10
0.11
0.10
0.18
0.15
0.12
0.10
CLARO
OBSCURO EN EL
INTERIOR
0.75
0.15
0.65
0.74
0.56
0.53
0.51
0.62
0.59
0.54
0.90
0.80
0.54
0.52
0.52
VIDRIO
ABSORBENTE
DE CALOR
Absorbe del 40 al 48%
VIDRIO
DOBLE
Vidrio ordinario
Placa regular
Absorbe del exterior
del 48 al 56%;
dentro del vidrio
ordinario
Absorbe del exterior
del 48 al 56%;
dentro de la placa
regular
VIDRIO
TRIPLE
Vidrio ordinario
Placa regular
Tabla 7. Alumbrado general de interiores.
¤ TABLA OBTENIDA DEL MANUAL DEL ALUMBRADO WESTINGHOUSE.
Tabla 8. Coeficiente de utilización.
Tabla 9. Clasificaciones de las luminarias.
Tabla 10. Datos de la lámpara.
De mercurio fluorescente y de mercurio.
Tabla 11. Factor de degradación por suciedad de la luminaria.
Tabla 12. Ganancia de calor de personas.
GRADO
DE
ACTIVIDAD
APLICACIÓN
TIPICA
CLACIFICACION
METABÓLICA
(ADULTO
MASCULINO)
Btu/hr
CLACIFICACION
METABÓLICA
PROMEDIO
Btu/hr
Sensible
Latente
Latente
Sensible
Latente
DESCANSAR
SENTADO
TEATRO, ESCUELA
PRIMARIA
390
350
175
175
195
155
210
140
230
120
260
90
TRABAJO
LIGERO
SENTADO
ESCUELA
SECUNDARIA
450
400
180
220
195
205
215
185
240
160
275
125
450
180
270
200
250
215
235
245
205
285
165
500
180
320
200
300
220
280
255
245
290
210
TRABAJO DE
OFICINA
OFICINAS,
HOTELES,
APARTAMENTOS,
UNIVERSIDADES
TEMPERATURA DE BULBO SECO DEL CUARTO
82°F
Btu/hr
80°F
Btu/hr
Sensible
78°F
Btu/hr
Latente
Sensible
75°F
Btu/hr
Latente
Sensible
70°F
Btu/hr
475
PARADO,
CAMINAR
DESPACIO
DEPARTAMENTO,
TIENDA, ALMACEN
550
CAMINAR,
SENTADO
FARMACIA
550
PARADO.
CAMINAR
DESPACIO
BANCO
550
TRABAJO
SEDENTARIO
RESTAURANTE
500
550
190
360
220
330
240
310
280
270
320
230
BANCO DE
TRABAJO
LIGERO
FABRICA, TRABAJO
LIGERO
800
750
190
560
220
530
245
505
295
455
365
385
BAILE
MODERADO
SALON DE BAILE
900
850
220
630
245
605
275
575
325
525
400
450
FABRICA, TRABAJO
MUY PESADO
1000
1000
270
730
300
700
330
670
380
620
460
540
BOLICHE, FABRICA
1500
1450
450
1000
465
985
485
965
525
925
605
845
CAMINAR,
3 MPH
TRABAJO
PESADO
Tabla 13. Punto de rocío del aparato.
Condiciones del
cuarto
TBS
(°F)
HR
(%)
TBH
(°F)
W
(gr/lb)
35
58.9
46.7
40
60.4
53.7
45
61.9
60.4
50
63.4
67.4
55
64.9
74.0
60
66.2
80.9
65
67.6
87.6
70
68.9
94.6
20
53.2
25.7
25
54.8
32.1
30
56.5
38.5
35
58.1
45.2
40
59.6
51.8
45
61.1
58.2
50
62.6
65.0
55
64.0
71.5
60
65.3
77.9
65
66.7
84.8
70
63.0
91.2
35
55.9
40.8
40
52.3
46.7
45
58.7
52.7
50
60.1
58.8
55
61.4
64.4
60
62.7
70.2
Factor de calor sensible efectivo
Y
Punto de rocío del aparato
76
75
ESHF
ADP
ESHF
ADP
ESHF
ADP
ESHF
ADP
ESHF
ADP
ESHF
ADP
ESHF
ADP
ESHF
ADP
1.00
46.3
1.00
49.9
1.00
53.2
1.00
56.2
1.00
58.7
1.00
61.1
1.00
63.4
1.00
65.5
0.96
45
0.96
49
0.94
52
0.93
55
0.94
58
0.90
60
0.84
62
0.80
64
0.91
43
0.89
47
0.86
50
0.83
53
0.82
56
0.77
58
0.91
60
0.67
62
0.87
41
0.84
45
0.81
48
0.77
51
0.75
54
0.70
56
0.87
58
0.60
60
0.84
39
0.81
43
0.77
46
0.73
49
0.70
52
0.66
54
0.84
56
0.56
58
0.81
37
0.78
41
0.74
44
0.69
46
0.67
50
0.62
52
0.81
54
0.54
56
0.79
34
0.76
39
0.71
40
0.67
43
0.65
48
0.60
49
0.79
52
0.52
54
0.77
31
0.72
32
0.69
37
0.65
40
0.62
44
0.58
46
0.77
48
0.51
52
0.74
21
0.70
22
0.67
31
0.63
32
0.60
38
0.57
43
0.74
43
0.50
49
ESHF
ADP
ESHF
ESHF
ADP
ESHF
ADP
ESHF
ADP
ESHF
ADP
ESHF
ADP
ESHF
ADP
ESHF
ADP
ESHF
ADP
ESHF
ADP
1.00
31.5
1.00
36.9
1.00
41.4
1.00
45.5
1.00
49.1
1.00
52.2
1.00
55.2
1.00
57.8
1.00
60.1
1.00
62.4
1.00
64.5
0.98
30
0.95
34
0.97
40
0.96
44
0.96
48
0.94
51
0.92
54
0.94
57
0.90
59
0.84
61
0.80
63
0.96
28
0.92
32
0.93
38
0.91
42
0.89
46
0.87
49
0.84
52
0.87
56
0.77
57
0.72
59
0.73
62
0.94
26
0.90
30
0.90
36
0.87
40
0.84
44
0.81
47
0.78
50
0.78
54
0.71
55
0.65
57
0.68
61
0.92
24
0.88
28
0.87
34
0.84
38
0.81
42
0.77
45
0.74
48
0.73
52
0.66
53
0.61
55
0.61
59
0.90
22
0.86
25
0.85
32
0.80
34
0.79
40
0.75
43
0.71
46
0.69
50
0.63
51
0.59
53
0.57
57
0.89
20
0.84
21
0.82
28
0.78
31
0.76
37
0.72
40
0.69
44
0.65
47
0.61
49
0.57
51
0.54
55
0.80
24
0.76
27
0.73
32
0.69
35
0.66
40
0.63
44
0.59
46
0.55
48
0.52
52
0.79
20
0.75
22
0.71
24
0.67
21
0.64
34
0.61
39
0.58
43
0.54
44
0.51
49
ESHF
ADP
ESHF
ADP
ESHF
ADP
ESHF
ADP
ESHF
ADP
ESHF
ADP
1.00
42.8
1.00
46.3
1.00
49.5
1.00
52.4
1.00
54.9
1.00
57.3
0.98
42
0.95
45
0.94
48
0.92
51
0.93
54
0.89
56
0.93
40
0.92
44
0.87
46
0.88
50
0.83
52
0.79
54
0.89
38
0.87
42
0.82
44
0.81
48
0.77
50
0.72
52
0.86
36
0.84
40
0.79
42
0.77
46
0.72
48
0.68
50
0.83
34
0.81
38
0.76
40
0.73
43
0.68
45
0.65
48
0.81
31
0.77
34
0.74
38
0.70
40
0.66
42
0.63
46
0.79
28
0.75
30
0.71
32
0.68
37
0.64
39
0.61
42
0.77
22
0.73
23
0.69
22
0.66
30
0.63
36
0.60
39
ADP
72
TBS = temperatura de bulbo seco
TBH = temperatura de bulbo húmedo
HR = humedad relativa
W = peso
ESHF = factor de calor sensible efectivo
ADP = punto de rocío del aparato
DIMENSIONES Y DATOS FISICOS.
38AD
MODELO
38AE
012
014
016
024
028
034
044
054
064
084
770
805
970
1750
1900
2300
2686
3158
3682
5160
13
15
20
28.0
30.5
3505
38
57
81
110
CARGA DE TRABAJO (lb)
REFRIGERANTE (lb)
HERMÉTICO RECIPROCANTE, 60Hz; 1750 RPM
COMPRESOR
06DD
328
6
10
MODELO
CILINDROS
ACEITE
06DD
587
6
10
06DD
337
6
10
06ED
250
4
14
06EE
275
6
19
06ED
250
4
14
06EA
250
4
14
06EE
275
6
19
06EA
250
4
14
06ED
275
6
19
06EA
275
4
14
06EA
250
4
14
06EL
275
6
19
TIPO HELICE; MANEJO DIRECTO; DESCARGA VERTICAL
CONDENSADOR
NUMERO
RPM; 60 Hz
CANTIDAD DE AIRE
SERPENTIN DEL
CONDENSADOR
HILERAS
AREA FRONTAL
CAPACIDAD DE
ALMACENAJE
DIMENSIONES (ft-in)
LARGO
ANCHO
ALTURA
ALTURA DE BASE
INSTALACION
SOPORTE ESQUINA
06EE
265
6
19
A
B
C
D
J
K
SOPRTE INTERMEDIO J
K
L
M
N
CONEXIONES (in)
SUCCION
LIQUIDO
BYPASS GAS CALIENTE
ENTRADAS (in)
SUCCION
E
LIQUIDO
F
CONTROL
G
PODER
H
TERMOSTATO
P
2
1085
8,800
2
1085
8,800
3
1120
13,300
3
1140
18,200
3
1140
25,200
3
1140
28,200
4
1080
26,000
6
1080
39,000
6
1080
39,000
6
1060
54,000
2...15
19.1
17.7
3...16.5
19.1
26.5
3...12.4
26.2
51.1
3...12.4
35.4
70
3...12.4
39.0
77
3...12.
4
49.6
99
3...17
76.6
93.7
2...17.5
114
148.3
3...15.5
114
228.8
3...15.5
153
320
6-8 ¼
4-4 ¼
1-9 5/8
1-0
6-8 ¼
4-4 ¼
1-9 5/8
1-0
8-5 ¼
4-4 ¼
1-9 5/8
1-0
0-2 ¼
4-2
0-2 ¼
4-2
1-7 3/16
4-109/16
0-2 ¼
4-2
0-2 ¼
4-2
1-7 3/16
4-10 9/16
0-2 ¼
4-2
0-2 ¼
4-2
1-7 3/16
6-7 9/16
1 3/8
5/8
ODM
1 3/8
5/8
1 3/8
5/8
2½
7/8
7/8
1¾
7/8
2½
7/8
7/8
1¾
7/8
2½
7/8
7/8
1¾
7/8
13-0
3-11 ¾
4-10 ¼
2- 4 1/8
3-1 7/8
1- 4 o 2 - 0
1- 6 o 2-2
0- 1 ½
3- 8 ¾
0- 0 7/8
3 - 10
0- 1 ½ 0- 1 ½
3- 8 ¾ 4- 7 ¼
0- 0 7/8 0- 0 7/8
3 - 10 4- 8 ½
3-3 7/8
9- 4 1/8
ODM
1 5/8
7/8
5/8
1¾
2½
1½
7/8
3 5/8
¤ TABLA OBTENIDA DEL MANUAL DE AIRE ACONDICIONADO, CARRIER.
11 – 0 ¼
7 – 0 7/16
4 – 8 5/32
0–5
7 – 3 5/32
12 – 10 9/16
7 – 0 7/16
5 – 8 1/16
0–5
13 – 8 1/2
7 – 0 7/16
7 – 4 1/8
0–5
7 – 3 5/32
7 – 3 5/32
8–2
2 – 8 11/32
5 – 3 3/4
5–0
ODF
2 1/8
7/8
5/8
ODF
2 5/8
1 1/8
5/8
ODF
2 5/8
1 1/8
7/8
3
3½
4
5–6½
3 – 5 5/8
1¾
06EF
275
6
19
DIMENSIONES Y DATOS FISICOS (CONTINUACION).
Ventilador 1
Ventilador 4
Ventilador 2
Acceso parte superior
Ventilador 3
Ventilador 5
Ventilador 6
Serpentín del condensador (ambos lados)
Compresor y
controles
Diámetro orificios de montaje
Ambos lados
Paneles removibles
Orificios de montaje y
levantamiento
Diámetro orificios de montaje
38AE044,054,064 BASE
Diámetro orificios de
levantamiento
38AE084 BASE
Diámetro orificios de
levantamiento
¤ DATOS OBTENIDOS DEL MANUAL DE AIRE ACONDICIONADO, CARRIER.
CAPACIDAD DE LA UNIDAD DE CONDENSACIÓN 38 AD, AE (60 Hz).
TEMPERATURA DEL AIRE A LA ENTRADA DEL CONDENSADOR (°F)
MODELO
38
SST
(F)
85
CAP.
SCT
95
KW
CAP.
SCT
100
KW
CAP.
SCT
105
KW
CAP.
SCT
115
KW
CAP.
SCT
CAP. – CAPACIDAD (1000 BTU)KW - GASTO DE ENERGÍA DEL MOTOR DEL COMPRESOR
SCT - TEMPERATURA SATURADA DE CONDENSACION
SST – TEMPERATURA SATURADA DE SUCCION
KW
DATOS FISICOS GENERALES.
Series
Unidad 39
Cantidad de aire (cfm)
400
Velocidad en superficie 500
del serpentín de
600
enfriamiento (fpm)
700
Serpentín de enfriamiento
2
Área superficie (ft )
agua enfriamiento
expansión directa
4 hileras
Capacidad (gal)
6 hileras
8 hileras
Agua enfriamiento
Circuitos (N°)
4,6 hileras min.
máx.
8 hileras
min.
máx.
Superficie tubo (N°)
Serpentín calentamiento
Área superficie
curva-u
Tubo distribución vapor
040
B
050
060
070
080
861
1076
1291
1507
1255
1568
1882
2196
2142
2677
3213
3749
3359
4198
5038
5878
4564
5705
6846
7987
3.14
5.36
8.4
11.4
15.8
20.9
23.7
1
2
2
2
4
4
8
8
2
2
3
3
6
6
12
12
2
3
4
4
8
8
16
16
4
6
8
8
16
16
32
16
6
8
11
8
11
15
10
15
20
13
26
26
52
26
2.15
1.73
3.14
2.72
5.36
4.81
5.98
4.98
1.. ½
8.00
6.97
11.4
9.95
14.4
11.6
2.15
Condensador humedad (N°.. tamaño)
Rociador serie B
Repuesto (in MPT)
Rociador serie B
Repuesto (in MPT)
090
100
Series Unidad 39
130
135
140
14486
18107
21729
25351
18959
23699
28439
33179
20628
25785
30943
36100
23966
29957
35949
41941
27.9
36.2
47.4
51.6
59.9
11
17
22
11
22
22
44
22
13
20
26
13
26
26
52
26
18
26
34
17
34
34
68
34
22
33
44
22
44
44
88
44
24
37
48
24
48
48
96
48
29
42
56
28
56
56
112
56
18.9
15.3
18.9
15.3
40.1
36.2
40.1
36.2
6319
8361
9479 11148
7899 10451 11849 13935
9479 12542 14219 16723
11059 14632 16589 19510
11
22
22
44
22
1.. 1 3/8 (120 & 240 lb/hr)
1.. 1 5/8 (otras capacidades)
1.. ¾
1 cada .. ½
1.. 3/8
1.. 1 1/8
1.. 1/2
No disponible
450
500
750
No disponible
Cámara combinación mezcla (filtro menor)
Sección filtro baja vel. (filtro menor)
Sección filtro alta vel. (filtro menor)
Carga
Instalada
Sección serpentín precalentamiento (serp. menor)
Superficie y sección bypass frenado
Sección plenum
25.3
31.6
22.3
27.9
1.. ¾
1.. ¾
Repuesto, retorno y composición (in MPT)
Derrame y dren (in MPT)
B
C
BD
CD
120
No disponible
Parrilla de vapor
repuesto (in OD)
Dren (in OD)
Separador de vapor serie C
Carga de trabajo (lb)
ByC
105
110
1500
1800
1625
1925
1800
2075
1900
2175
2250
2600
2500
2825
2775
3275
3000
3500
215
64
39
140
120
50
273
78
51
145
155
55
350
98
66
172
210
80
429
117
81
200
265
100
9
13
18
12
17
23
15
23
31
21
32
41
14.0
19.2
25.4
31.8
5.0
3.7
15.4
6.5
4.7
21.4
3300
3775
4925
4400
3450
4000
3050
4625
4250
4950
5150
5850
5500
6175
6575
7250
764
205
138
252
460
159
945
249
1121
293
260
480
175
271
540
195
36
54
72
47
70
94
43.2
52.2
54.2
69.5
9.2
6.7
28.4
1.6
8.6
37.8
4.0
10.1
49.4
18.1
13.1
64.0
23.0
16.5
81.4
544
148
105
246
355
150
6300
6950
7250
7900
6650
7275
7600
8225
Carga refrigerante (lb)
4 hileras
6 hileras
8 hileras
Total área de frenado (ft2)
Superficie y bypass
Zonas serie C
Cubierta fría
Cubierta caliente
CMB y F (o MB)
Área red de filtros (ft2)
CMB y F series B y C
Baja velocidad serie B
Alta velocidad serie B
Alta velocidad serie C
Baja velocidad serie C
Admisión vertical serie C
2
4
5
6.0
4
5
6
5
8
11
7.1
11.0
No disponible
23
35
47
28
41
56
51
77
103
59
89
119
5.9
6.9
10.4
3.7
2.7
11.2
2.9
3.6
5.9
14.1
21.2
28.7
32.1
41.0
75.6
82.1
106.5
2.9
4.7
No disponible
8.9
9.5
14.6
12.3
10.9
10.9
14.6
16.4
14.6
14.6
23.9
21.9
18.3
18.3
27.2
28.3
25.6
30.1
35.5
41.1
33.1
35.5
49.2
45.1
54.8
45.1
62.9
62.9
70.9
54.8
80.6
70.9
1.8
CMB y F- cámara de combinación de mezcla y sección de filtros.
MB – cámara de mezcla.
DIMENSIONES Y DATOS FISICO.
UNIDADES DE BAJA PRESIÓN SERIE B.
SERPENTÍN DE
RECALENTAMIENTO
DREN
LONGITUDES
TAMAÑO
CUBIERTA DEL MOTOR
ESPACIO DE SERVICIO
ACCESORIOS DE LA PARRILLA
DE VAPOR Y ROCIADOR
TIPO A
1.- SECCIÓN DE VENTILADORES (UNIDAD BASE).
2.- SECCIÓN DE SEPERTIN (UNIDAD BASE).
3.- DUCTO BYPASS (TIPO A y B).
4.- SECCIÓN DEL ROCIADOR HUMECTADOR.
5.- SUPERFICIE Y BYPASS DE FRENADO.
6.- PLENUM.
7.- SECCIÓN DEL SERPENTÍN DE PRECALENTAMIENTO.
8.- SECCIÓN DE FILTRO DE ALTA VELOCIDAD.
¤ DATOS OBTENIDOS DEL MANUAL DE AIRE ACONDICIONADO, CARRIER.

abr

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