Manual de Calculo de Carga Termica

2011

Ing. JORGE EDUARDO GRANADOS GRANADOS UNIVERSIDAD FRANCISCO DE PAULA SANTANDER

MANUAL DE VENTILACIÓN REFRIGERACIÓN Y AIRE ACONDICIONADO

Universidad Francisco de Paula Santander MANUAL DE VENTILACIÓN, REFRIGERACIÓN Y AIRE ACONDICIONADO Ing. Jorge Eduardo Granados Granados Mayo de 2011 2. CARGA TÉRMICA COMERCIAL 2.1GENERALIDADES Aunque el pensamiento inicial que se tiene sobre la importancia del cálculo de carga térmica es generalmente el de la búsqueda del confort, la carga térmica también puede ser usada para cumplir con algunos de los siguientes objetivos: 

Suministrar información para la selección de equipos y el diseño de sistemas de aire acondicionado y refrigeración.



Obtener información que permita reducir la carga y lograr diseños óptimos.



Analizar las cargas parciales de las edificaciones para el control y operación de instalaciones de aire acondicionado.

Las grandes exigencias de hoy en día en cuanto a consumos energéticos, regulaciones ambientales y el alto nivel tecnológico, obligan cada vez a diseños más precisos, con márgenes de error muy reducidos. Es por eso que los proyectos de sistemas de aire acondicionado basados en factores de seguridad muy altos resultan poco atractivos y definitivamente nada competitivos, dado su alto costo. En tiempos modernos, la carga térmica se calcula con márgenes de error muy estrechos, seleccionando de esta forma los equipos ajustados a las cargas esperadas. Los códigos y normas actuales tienden al uso de los valores 2.5% (temperatura que es obtenida o superada durante el 2.5% del total de horas de verano, que corresponden a 2904 horas durante los meses de diciembre a marzo en el hemisferio Sur y 2928 horas de junio a septiembre en el hemisferio Norte), para la temperatura de diseño exterior y 78 ºFdb para la temperatura de diseño interior. Puesto que la mayoría de las personas se sienten confortables entre 74 ºF y 76º F db y alrededor de 45% a 50% de humedad relativa, el termostato se sitúa a estas condiciones, que serán obtenidas bajo carga parcial. En horas pico (100% de carga solar, máximo número de personas, iluminación total, ventilación, etc.), la temperatura del espacio acondicionado se elevará al valor de diseño de 78 ºF. De hecho la situación de carga máxima sólo se presenta, la mayoría de las veces, durante cortos períodos de tiempo.1 La carga debida a ventilación puede reducirse en las horas pico disminuyendo hasta en un 40% el aire exterior en ese tiempo. Esta práctica es sólo

1

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

3

Universidad Francisco de Paula Santander MANUAL DE VENTILACIÓN, REFRIGERACIÓN Y AIRE ACONDICIONADO Ing. Jorge Eduardo Granados Granados Mayo de 2011 recomendada en instalaciones que operen más de 12 horas, permitiendo la renovación del aire. 2.2 COMPONENTES DE GANANCIA DE CALOR Los componentes que contribuyen a la ganancia de calor en un recinto son: 

Cargas por radiación solar a través de superficies transparentes.



Cargas por conducción a través de muros exteriores, techos y ventanas.



Cargas por conducción a través de techos, pisos y muros interiores, comúnmente conocidos como particiones.



Ganancias por iluminación, ocupantes, electrodomésticos, equipos y procesos.



Cargas como resultado de ventilación o infiltración de aire exterior.

Calor Sensible y Latente. En los cálculos de carga térmica, por conveniencia se separan las ganancias de calor externo de las ganancias de calor interno. También es práctico arreglar las ganancias de calor en dos grupos diferentes: sensibles y latentes. Las ganancias de calor sensible proporcionan un incremento en la temperatura del aire, y pueden ser debidas a conducción, convección o radiación. Las ganancias de calor latente se originan por incremento en la humedad del lugar. A manera de ejemplo, cuando se presenta infiltración de aire en un espacio acondicionado, el aire exterior se introduce a temperatura y humedad mayores que las existentes en el interior; la sobrepresión origina el escape de un volumen de aire interior igual al infiltrado con el correspondiente aumento tanto del calor sensible como del calor latente dentro del recinto acondicionado. La carga de enfriamiento sensible se define como la rata a la cual el calor debe ser removido del espacio para mantener una temperatura constante dentro del mismo. La carga latente, de otra parte, es esencialmente una carga instantánea de enfriamiento. En un proceso de ganancia por radiación, la parte de calor sensible correspondiente, es parcialmente absorbida por las superficies y objetos ubicados dentro del recinto y solamente es percibida por los ocupantes algún tiempo después. Es decir, la energía radiante inicialmente es absorbida por las paredes, pisos, muebles y otros objetos. Tan pronto como estos objetos y superficies alcancen una temperatura mayor que la del aire interior, el calor será entonces transferido por convección en el interior. La capacidad de almacenaje de calor de los diversos componentes de una edificación, gobierna la relación entre la parte 4

Universidad Francisco de Paula Santander MANUAL DE VENTILACIÓN, REFRIGERACIÓN Y AIRE ACONDICIONADO Ing. Jorge Eduardo Granados Granados Mayo de 2011 radiante de la ganancia de calor sensible y como ella contribuye a la carga de enfriamiento2.Este efecto, que se conoce como almacenamiento térmico, es muy importante en la determinación de la capacidad del equipo de enfriamiento, figura 43. Figura 43. Mecanismos de transferencia térmica

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

(42)

2

ASHRAE Fundamentals Handbook, New York, 2005, p. 30.2

5

Universidad Francisco de Paula Santander MANUAL DE VENTILACIÓN, REFRIGERACIÓN Y AIRE ACONDICIONADO Ing. Jorge Eduardo Granados Granados Mayo de 2011 Siendo KT la unidad de conductancia entre el aire del salón y los alrededores, y está dada por: KT=(UwAw+UowAow+UcAc)/LF

Btu/(hr.ft2.°F)

(43)

LF=longitud de las paredes exteriores del salón, ft. U= coeficiente de transmisión de calor de los elementos considerados. (w para ventanas, ow para paredes exteriores y c para corredores o pasillos), Btu/(hr.ft 2.ºF) A=área de la superficie en particular, ft2. 2.4 FACTOR DE DIVERSIDAD El factor de diversidad de carga es aplicado en el cálculo de la capacidad de refrigeración de grandes sistemas de aire acondicionado y está basado en la experiencia del diseñador y en el conocimiento que se tenga de la edificación. Generalmente el factor de diversidad es aplicado a las cargas provenientes de personas e iluminación, debido al hecho de que probablemente la máxima ocupación y la máxima carga de iluminación no se suceden simultáneamente con las cargas pico debidas a transmisión y radiación solar. Es posible determinar por ejemplo el factor de diversidad de grandes edificios, revisando la demanda eléctrica máxima y el consumo de energía mensual obtenida directamente de las facturas por pago del servicio de electricidad. Tabla 22. Factor de diversidad según aplicación Tipo de aplicación

Factor de diversidad Personas Iluminación Oficinas 0,75 - 0.90 0,70 - 0,85 Apartamentos, hoteles 0,40 - 0.60 0,30 - 0,50 Almacenes 0,80 - 0,90 0,90 - 1.00 Industrias 0,85 - 0,95 0,80 - 0,90 Fuente: CARRIER, System Design Manual, Syracuse 1981, p.1.38 La tabla 22 relaciona el factor de diversidad recomendado en aplicaciones de grandes edificaciones. La carga de enfriamiento para personas e iluminación es de la forma: Q=Ganancia de calor x factor de carga x factor de diversidad, Btu/h

6

(44)

Universidad Francisco de Paula Santander MANUAL DE VENTILACIÓN, REFRIGERACIÓN Y AIRE ACONDICIONADO Ing. Jorge Eduardo Granados Granados Mayo de 2011 2.5 CARGAS PICO La primera aproximación que debe hacerse, después de dividir las áreas acondicionadas en zonas, es estimar la hora pico, es decir aquella en la cual se genera la máxima demanda de carga para cada zona y para el total del área acondicionada. En la mayoría de las aplicaciones residenciales y multifamiliares la máxima carga se originará cuando el efecto solar a través de las ventanas y terrazas o techos es mayor, normalmente al finalizar la tarde. Para otros tipos de aplicaciones donde las luces, personas y otras cargas internas son más dominantes, la hora pico generalmente dependerá de la magnitud relativa y de las horas pico de las siguientes cargas: solares a través de ventanas, cargas de iluminación, cargas de ventilación y cargas por techo. La mayoría de las áreas acondicionadas con exposiciones por ventanas y con ocupaciones normales durante el día, tendrán un máximo entre las 13 y las 18 horas. 2.6 CONDICIONES DE DISEÑO En general las condiciones de diseño de un espacio acondicionado dependen de la longitud y latitud del lugar, la altura y el diferencial entre las condiciones promedio de las temperaturas mínima y máxima. La tabla 23 registra las condiciones de diseño para las cuatro ciudades más importantes de Colombia. Tabla 23. Condiciones de diseño de ciudades de Colombia en verano Latitud Ciudad B/lla Bogotá Cali Medellín

Longitud

O ´

O ´

10 59N 4 36N 3 25N 6 13N

74 48W 74 05W 76 30W 75 36W

Altitud pies 44 8406 3189 4650

T.de diseño °Fdb 1% 2.5% 5% 95 94 93 72 70 69 84 82 79 87 85 84

T.de diseño °Fwb 1% 2.5% 5% 83 82 82 60 59 58 70 69 68 73 72 72

T °F 17 19 15 25

Fuente: ASHRAE Fundamentals Handbook, New York, 1981, p. 24.18 2.7 INFORMACIÓN INICIAL Antes de emprender un cálculo de la carga térmica, es necesario un estudio detallado del espacio a ser acondicionado. Para las cargas externas la información deberá incluir: 

Orientación, dimensiones y destino del local.



Efectos del sol y presencia de vientos.



Estructuras permanentes próximas: efectos de sombra. 7

Universidad Francisco de Paula Santander MANUAL DE VENTILACIÓN, REFRIGERACIÓN Y AIRE ACONDICIONADO Ing. Jorge Eduardo Granados Granados Mayo de 2011 

Superficies reflectantes: agua, arena, lugares de estacionamiento.



Elementos y detalles de construcción: materiales, ubicación y espesor de los muros, techos y pisos.



Ventanas y puertas: ubicación, dimensiones, tipo, espesor del cristal, marcos, salientes o aleros. . Iluminación natural: claraboyas o tragaluces.



Para las cargas internas se recopilará información sobre:



Escaleras normales, ascensores y escaleras mecánicas: ubicación, potencia.



Ocupantes: número, tiempo de ocupación, actividad, circulación.



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



Motores: ubicación, tipo, potencia nominal, frecuencia de operación; además, potencia consumida para observar si trabaja en sobrecarga.



Almacenamiento térmico: comprende el horario de funcionamiento del sistema, aislamientos, fugas, tipo de objetos o elementos dentro del recinto.



Horas de operación: funcionamiento continuo o intermitente.



Las cargas de infiltración y ventilación requieren del conocimiento de:



Extractores y ventiladores: tamaños, consumos, velocidad y caudal de aire suministrado o extraído.



Caudal mínimo requerido de aire, CFM por persona o por ft 2 de acuerdo con los códigos vigentes.



Puertas y ventanas: localización, tipo, dimensiones y frecuencia de apertura.



Es necesario hacer un estudio sobre la posible localización de equipos y disponibilidad de servicios. Se deberá obtener información adicional acerca de:



Estado del tiempo y condiciones de diseño interior y exterior. Las condiciones climáticas del lugar deberán ser obtenidas de registros de estaciones locales. 8

Universidad Francisco de Paula Santander MANUAL DE VENTILACIÓN, REFRIGERACIÓN Y AIRE ACONDICIONADO Ing. Jorge Eduardo Granados Granados Mayo de 2011 Las condiciones de diseño interior comprenden temperatura de bulbo seco T db, temperatura de bulbo húmedo Twb, humedad, y niveles de ventilación recomendados. Es conveniente incluir variaciones permisibles y límites de control. 

Áreas, espacios disponibles: escaleras, elevadores, tuberías, posible localización de equipos, torres, bombas etc., de ser posible sobre planos. Es buena práctica realizar una visita de inspección a la obra.



Posibles obstrucciones, vigas y columnas.



Localización de tomas de aire exterior.



Energía disponible.



Servicio de acueducto: ubicación de líneas, capacidad, presión, drenajes.



Vapor: localización, capacidad, presión, temperatura.



Características de la arquitectura interior: posible ubicación de rejillas.



Facilidades de control: electricidad, aire comprimido.



Resistencias de placas y fundaciones.



Requerimientos de ruido y vibración.



Facilidad de acceso para ubicación, traslado de equipos, y mantenimiento.

2.8 INFORMACIÓN FINAL El resultado esperado de los cálculos es la carga de enfriamiento total para un espacio, una zona, o un grupo de zonas, así como también la cantidad de aire a suministrar para dicha carga. Los cálculos deberán ser lo suficientemente precisos para seleccionar de una manera confiable el equipo que más se ajuste a las necesidades. 2.9 CÁLCULO DE LAS CARGAS DE ENFRIAMIENTO COMERCIAL Las cargas se calculan según su origen: externas, internas infiltración, o ventilación. 9

Universidad Francisco de Paula Santander MANUAL DE VENTILACIÓN, REFRIGERACIÓN Y AIRE ACONDICIONADO Ing. Jorge Eduardo Granados Granados Mayo de 2011 2.9.1 Cargas externas. La carga de calor sensible, proveniente del medio exterior puede ser debida a: 

El efecto combinado de la temperatura del aire exterior y la radiación solar que causan flujo de calor a través del techo y paredes.



La mayor temperatura de espacios adyacentes, que genera calor por conducción dentro del espacio acondicionado, a través de particiones interiores, cielos falsos, pisos y ventanas.



Ganancias de calor solar, por radiación directa o indirecta, a través de ventanas y otros medios de fenestración.

Conducción a través de techos, muros y ventanas. Las ganancias de calor por conducción a través de techos, muros y ventanas, se determinan por la expresión general:3 q=U∙A∙CLTD=(A/Rt)∙CLTD

Btu/h

(45)

Siendo U=coeficiente general de transferencia de calor, Btu/(h∙ft2∙oF) A=área calculada de la superficie, ft2 CLTD=diferencial de temperatura para la carga de enfriamiento, oF Rt=suma de las resistencias térmicas individuales Rt=R1+R2+R3..... = 1/U

(h.ft2 oF)/Btu

3

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

10

Universidad Francisco de Paula Santander MANUAL DE VENTILACIÓN, REFRIGERACIÓN Y AIRE ACONDICIONADO Ing. Jorge Eduardo Granados Granados Mayo de 2011 Tabla 24. Conductancia y resistencia de superficies POSICIÓN DE LA SUPERFICIE Aire en reposo Horizontal Pendiente 45º Vertical Pendiente 45º Horizontal Aire en movimiento 7.5mph velocidad viento

DIRECCIÓN FLUJO DE CALOR

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

Hacia arriba Hacia arriba Horizontal Hacia abajo Hacia abajo

1.63 1.60 1.46 1.32 1.08 ho 4.00

del Cualquiera

0.61 0.62 0.68 0.76 0.92 R 0.25

0.91 0.88 0.74 0.60 0.37

1.32 1.37 1.70 2.22 4.55

Fuente: ASHRAE HANDBOOK, Fundamentals, New York 1981, p.23.12 La emisividad  se define como el poder antirreflectivo de un material comparado con el de un cuerpo negro (no reflectivo) Figs.2.2 y 2.3. La emisividad de un cuerpo negro será igual a 1.0, mientras que la emisividad de un cuerpo transparente ideal se aproxima a cero, es decir, refleja la radiación en su totalidad. La tabla 25 especifica la emisividad de los materiales más comunes usados en construcción Tabla 25. Emisividad de materiales de construcción MATERIALES Cuerpo negro (no refleja) Agua (no refleja, alta radiación transmitida) Acero rústico Vidrio claro (Transmite la mayoría de la radiación) Asbestos Ladrillo rojo (refleja 20%) Concreto Acero hoja suave Pintura de Aluminio (refleja 50% absorbe 50%) Lámina galvanizada Foil de Aluminio (refleja el 92%)

11

Emisividad de la superficie  1.00 0.95 0.94 0.94 0.90 0.80 0.65 0.55 0.50 0.20 0.08

Universidad Francisco de Paula Santander MANUAL DE VENTILACIÓN, REFRIGERACIÓN Y AIRE ACONDICIONADO Ing. Jorge Eduardo Granados Granados Mayo de 2011 Figura 44. Radiación en cuerpos opacos

Figura 45. Radiación en cuerpos transparentes

Tabla 26. Conductividad, conductancia y resistencia térmica de materiales MATERIALES Aislam. para techos (frescasa) Bloque de concreto hueco Cerámica Cielo falso acústico Concreto de arena y gravilla Espacios aire =0,82 .T=10ºF Espuma de plástico Granito pulido Ladrillo común Ladrillo fachada Lana mineral Machimbre de madera Madera dura (arce, roble) Mortero de cemento Panel de fibra de vidrio Piedra caliza Teja de arcilla Tela asfáltica Vidrio Yeso y estuco

Espesor X Conductividad K 2O pulgadas Btu.in/(h.ft F) 1.0 0.36 8.0 7.2 ¾ 1.0 1.0 1.0 4.0 4.0 1.0 ¼ 1.0 1.0 1.0 1.0 1/4 1/4 1/2

Conductancia C=K/X 0.36 0.9

0.42 10.0 0.29

0.562 10.0 0.29

5.0 9.1 0.3 0.8 1.1 5.0 0.25 12.5 4.32 1.57

1.25 2.27 0.3 3.2 1.1 5.0 0.25 12.5 17.28 6.50 10.0 3.13

Resistencia R=X/K 2.78 1.11 0.05 1.78 0.1 1.0 3.45 0.08 0.8 0.44 3.33 0.31 0.91 0.2 4.0 0.08 0.057 0,15 0.1 0.32

Fuente: COPELAND. Manual de refrigeración, Form AE-105, Sidney Ohio, 1981, p.12.3 12

Universidad Francisco de Paula Santander MANUAL DE VENTILACIÓN, REFRIGERACIÓN Y AIRE ACONDICIONADO Ing. Jorge Eduardo Granados Granados Mayo de 2011 En general entre más alta la resistencia térmica de un cuerpo, es más difícil el paso de calor. El coeficiente general de transferencia de calor se determina por la ecuación: U=_________1_______________ 1/hi + x1/K1 + x2/K2...+ 1/ho En la cual

(46)

hi=conductancia de superficies interiores, Btu/(h.ft2.oF). Tabla 2.3. ho=conductancia de superficies exteriores, Btu/(h.ft2.oF). Tabla 2.3. x=espesor del material, pulgadas. K=conductividad térmica del material, Btu.in/(h.ft2 oF), Tabla 2.5. Conducción a través de techos. Las cargas por conducción a través de techos se calculan según la expresión:4 q= U∙A∙CLTDc

Btu/h

(47)

CLTDc=diferencial corregido de temperatura de la carga de enfriamiento, oF =[(CLTD+LM)k+(78-Tr)+(To-85)]f

(48)

CLTD=diferencial de temperatura de carga de enfriamiento. 5Tabla 2.6. LM=corrección por latitud y mes. Tabla 2.7. k=factor de ajuste por color. k=1.0 en techos de color oscuro, ó claro en zonas industriales; k=0.5 en techos de color permanentemente claro (áreas rurales). (78-Tr)=corrección a la temperatura de diseño interior. Tr=temperatura de diseño interior, oF (To-85)=corrección a la temperatura de diseño exterior To=temperatura promedio exterior, oF =temperatura de diseño exterior - (Variación diaria de Temperatura)/2. 4

ASHRAE GRP 158.Cooling and heating load calculation manual, New York, 1989. p. A6.2 ASHRAE Fundamentals Handbook, New York, 1989, p. 26.34

5

13

Universidad Francisco de Paula Santander MANUAL DE VENTILACIÓN, REFRIGERACIÓN Y AIRE ACONDICIONADO Ing. Jorge Eduardo Granados Granados Mayo de 2011 La temperatura de diseño exterior aquí utilizada corresponde al valor (2.5%) definido anteriormente. f=factor de ventilación aplicable a ventiladores, o conductos sobre cielo falso. =1.0 si no existen conductos ni ventilación sobre falso techo. =0.75 ventilación positiva, ventiladores ubicados entre el cielo falso y techo. Conducción a través de muros. La carga de calor por conducción a través de muros se calcula de una manera similar a la de techos.6 q=U∙A∙CLTDc

Btu/h

(49)

Tabla 27. Diferencial de temperatura de cargas de enfriamiento en techos CLTD) TIPO DE TECHO

Hora solar 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 Sin cielo falso suspendido Concreto liviano de 4" 1 9 20 32 44 55 64 70 73 71 66 Concreto ligero de 6" 1 3 7 15 23 33 43 51 58 62 64 Concreto ligero 8" 9 7 7 9 13 19 25 33 39 46 50 Terraza 14 13 13 15 18 22 26 31 36 40 44 Concreto 6" (aislamiento 14 14 16 18 22 26 31 36 40 43 45 1 -2") Con cielo falso suspendido Concreto liviano de 4" 0 4 10 19 29 39 48 56 62 65 64 Concreto ligero de 6" 8 7 8 11 16 22 29 36 42 48 52 Concreto ligero 8" 18 15 14 14 15 17 20 25 29 34 38 Terraza 23 22 22 22 23 23 25 26 28 29 31 Concreto 6" (aislamiento 22 21 21 22 23 25 26 28 30 32 33 1 -2") Fuente: ASHRAE HANDBOOK. Fundamentals, New York, 1981, p.26.8

19 20 57 62 53 45 45

45 57 54 46 44

61 54 42 32 34

54 54 45 33 34

CLTDc=diferencial corregido de temperatura. de la carga de enfriamiento, 0F =(CLTD+LM)k+(78-Tr)+(To-85) CLTD=diferencial de temperatura de la carga de enfriamiento, oF. Tabla 2.8.

6

ASHRAE Fundamentals Handbook, New York, 1989, p. 26.33

14

Universidad Francisco de Paula Santander MANUAL DE VENTILACIÓN, REFRIGERACIÓN Y AIRE ACONDICIONADO Ing. Jorge Eduardo Granados Granados Mayo de 2011 LM=corrección por latitud y mes. Tabla 2.7. k=factor de ajuste por color. =1.0 en muros de color oscuro, ó claro en zonas industriales. =0.83 muros de color medio, (áreas rurales). =0.65 muros de color claro, (áreas rurales). (78-Tr)=corrección a la temperatura de diseño interior. Tr=temperatura de diseño interior, °F (To-85)=corrección a la temperatura de diseño exterior To=temperatura promedio exterior, oF La temperatura promedio exterior To es la temperatura de diseño exterior menos el promedio de la variación diaria de temperatura. To=temperatura de diseño exterior - (variación diaria de temperatura)/2. La temperatura promedio To corresponde al valor (2.5%) definido previamente. Tabla 28. Corrección por latitud y mes para muros y techos (LM) Lat. Mes Diciembre Enero/Nov. Feb./Octubr 0º e Marzo/Sept. Abril/Agosto Mayo/Julio Junio Diciembre Enero/Nov. Feb./Octub. 8º Marzo/Sept. Abril/Agosto Mayo/Julio

Norte -3 -3 -3

NE/ NW -5 -4 -2

E/W -2 -1 -1

SE/SW 3 2 0

Sur 9 7 0

Terraza -1 -1 0

-3 5 10 12 -4 -3 -3 -3 2 7

1 3 5 5 -6 -6 -3 -1 2 4

-1 -2 -3 -3 -3 -2 -1 -1 -1 -2

-3 -6 -8 -9 4 3 1 -2 -5 -7

-8 -8 -8 -8 12 10 4 -4 -7 -7

0 -2 -4 -5 -5 -4 -1 0 -1 -2

15

Universidad Francisco de Paula Santander MANUAL DE VENTILACIÓN, REFRIGERACIÓN Y AIRE ACONDICIONADO Ing. Jorge Eduardo Granados Granados Mayo de 2011 Tabla 28. (Continuación) Lat. Mes Norte NE/ NW E/W SE/SW Sur Terraza Junio 9 4 -2 -8 -7 -2 Diciembre -4 -8 -4 4 13 -9 Enero/Nov. -4 -7 -4 4 12 -7 Feb./Octub. -3 -5 -2 2 7 -4 16º Marzo/Sept. -3 -2 -1 0 0 -1 Abril/Agosto -1 -1 -1 -3 -6 0 Mayo/Julio 4 3 -1 -5 -7 0 Junio 6 4 -1 -6 -7 0 Fuente: ASHRAE HANDBOOK. Fundamentals, New York, 1981, p.26.19 Tabla 29. Diferencial de temperatura cargas de enfriamiento en muros (CLTD) Lat.

8

9

10

11

12

Norte NE Este SE Sur SW Oeste NW

12 15 19 19 16 21 23 18

11 15 19 18 16 20 22 17

11 15 18 18 15 19 21 16

10 15 19 18 14 19 20 16

10 15 19 18 14 18 19 15

Norte NE Este SE Sur SW Oeste NW

10 12 15 15 13 18 19 15

9 12 15 14 12 16 18 14

9 13 15 14 11 15 17 13

9 14 17 15 11 14 16 12

8 15 19 16 11 14 15 12

Norte NE Este SE Sur SW Oeste NW

8 10 12 12 10 15 16 13

8 11 14 12 9 13 14 11

7 13 16 13 9 12 13 10

7 15 19 16 9 11 12 10

8 17 22 19 10 11 12 10

HORA SOLAR 13 14 15 Muros grupo A 10 10 10 16 16 17 20 21 22 18 19 20 14 14 14 17 17 17 19 18 18 15 14 14 Muros grupo B 9 9 9 16 17 18 21 22 24 18 20 21 11 12 14 13 13 14 14 14 14 12 11 12 Muros grupo C 8 9 10 19 20 21 25 27 29 22 24 26 11 14 17 11 13 15 12 13 14 10 11 12

16

16

17

18

19

20

10 18 23 21 15 17 18 14

11 18 24 22 16 18 18 15

11 18 24 23 17 19 19 15

12 19 25 23 18 20 20 16

12 19 25 24 19 22 22 17

10 19 25 23 15 15 15 12

11 19 26 24 17 17 17 13

12 20 26 25 19 20 19 15

13 20 27 26 20 22 22 17

14 21 27 26 21 25 25 19

12 22 29 28 20 18 16 13

13 22 30 29 22 22 20 15

14 23 30 29 24 26 24 18

15 23 30 29 25 29 29 22

16 23 29 29 26 32 32 25

Universidad Francisco de Paula Santander MANUAL DE VENTILACIÓN, REFRIGERACIÓN Y AIRE ACONDICIONADO Ing. Jorge Eduardo Granados Granados Mayo de 2011 Tabla 29. (Continuación) Norte NE Este SE Sur SW Oeste NW

6 8 9 8 7 10 11 9

6 10 12 10 6 9 10 8

6 14 17 13 6 8 9 7

6 17 22 17 7 8 9 7

Norte NE Este SE Sur SW Oeste NW

4 9 11 8 3 5 6 5

5 15 18 12 4 5 6 5

6 20 26 19 5 6 6 5

7 24 33 25 9 7 7 6

Norte NE Este SE Sur SW Oeste NW

4 14 17 10 1 2 3 2

6 23 28 19 3 4 4 3

7 28 38 28 7 5 6 5

9 30 44 36 13 8 8 8

Norte NE Este SE Sur SW Oeste NW

8 36 47 32 5 5 5 5

9 39 54 42 12 8 8 8

12 35 55 49 22 12 11 11

15 30 50 51 31 16 15 15

Muros grupo D 8 10 22 23 30 32 26 29 12 16 10 12 10 11 9 10 Muros grupo E 9 11 13 25 25 26 36 38 37 31 35 37 13 19 24 9 12 18 9 11 14 8 10 13 Muros grupo F 11 14 17 29 28 27 45 43 39 41 43 42 20 27 34 11 17 26 11 14 20 10 13 15 Muros grupo G 18 21 23 26 26 27 40 33 31 48 42 36 39 45 46 26 38 50 19 27 41 18 21 27 7 20 27 22 9 8 9 8

12 23 33 31 20 16 14 12

13 24 33 32 24 21 18 14

15 24 32 32 27 27 24 18

17 25 32 32 29 32 30 22

18 25 31 31 29 36 36 27

19 24 30 30 29 38 40 31

15 26 36 37 29 24 20 16

17 26 34 36 32 32 27 20

19 26 33 34 34 38 36 26

20 26 32 33 33 43 43 32

21 25 30 31 31 45 49 37

23 24 28 28 29 44 49 38

19 27 36 39 38 35 28 21

21 27 34 36 39 44 39 27

22 27 32 34 38 50 49 35

23 26 30 31 35 53 57 42

24 24 27 28 31 52 60 46

23 22 24 25 26 45 54 43

24 27 30 32 43 59 56 37

24 26 29 30 37 63 67 47

25 25 27 27 31 61 72 55

26 22 24 24 25 52 67 55

22 18 19 19 20 37 48 41

15 14 15 15 15 24 29 25

Fuente: ASHRAE HANDBOOK. Fundamentals, New York, 1981, p.26.11 Nota: Los muros definidos en la Tabla 2.8 se interpretan así: 7 GRUPO A: 

Ladrillo de fachada de 4", más aislamiento o aire interior, más ladrillo común de 8".

7

ASHRAE Fundamentals Handbook, New York, 1981, p. 26.11

17

Universidad Francisco de Paula Santander MANUAL DE VENTILACIÓN, REFRIGERACIÓN Y AIRE ACONDICIONADO Ing. Jorge Eduardo Granados Granados Mayo de 2011   

Ladrillo de fachada de 4",más aislamiento o aire interior, más concreto pesado de 8" o más. Ladrillo de fachada de 4", más aislamiento de 2", más arcilla de 8". Muro de concreto de 12", más aislamiento

GRUPO B:  Ladrillo fachada de 4", más 2" de aislamiento, más ladrillo común de 4".  Ladrillo de fachada de 4", más ladrillo común de 8".  Ladrillo de fachada de 4", más 2" de aislamiento, más 4" de concreto.  Ladrillo fachada 4", más 2" de aislamiento, más bloque concreto de 8".  Concreto pesado de 8", más 1 o 2" de aislamiento.  Concreto pesado de 12". GRUPO C:  Ladrillo fachada de 4", más espacio de aire, más ladrillo fachada 4".  Ladrillo fachada de 4", más 1" aislamiento, más ladrillo común de 4".  Ladrillo de fachada de 4", más espacio de aire, más 2" de concreto.  Ladrillo de fachada de 4", más espacio de aire o 1" de aislamiento, más bloque de concreto de 6 a 8".  Concreto pesado, más 2" de aislamiento, más 4" de concreto.  Concreto pesado de 8". GRUPO D:  Ladrillo de fachada de 4", más ladrillo común de 4".  Ladrillo de fachada de 4", más bloque de concreto de 8".  Ladrillo de fachada de 4", más espacio de aire o aislamiento, más bloque de concreto de 4". GRUPO E:  Ladrillo de fachada de 4", más bloque de concreto de 4".  bloque de concreto de 8"  Concreto pesado de 4". GRUPO F:  Bloque de concreto de 4", más espacio de aire/aislamiento  Arcilla 4". GRUPO G:  Cortina metálica con o sin espacio de aire, más 1-3" de aislamiento.  Cortina metálica con 1-3" de aislamiento.

18

Universidad Francisco de Paula Santander MANUAL DE VENTILACIÓN, REFRIGERACIÓN Y AIRE ACONDICIONADO Ing. Jorge Eduardo Granados Granados Mayo de 2011 Conducción a través de ventanas. Para la conducción a través de puertas y ventanas de vidrio se utiliza la misma expresión general de ganancia de calor, con la siguiente simplificación:8 q=U∙A∙CLTDc

Btu/h

(50)

CLTDc=CLTD+(78-Tr)+(To-85)

(51)

El diferencial de temperatura para cargas de enfriamiento a través de vidrio, se determina con base en la hora solar. Tabla 2.9. Tabla 30. Diferencial de temperatura para cargas de enfriamiento por conducción a través de vidrios (CLTD) Hora solar 2 4 6 8 10 12 14 16 18 20 22 CLTD, ºF 0 -2 -2 0 4 9 13 14 12 8 4 Fuente: ASHRAE HANDBOOK. Fundamentals, New York, 1981, p.26.16

24 2

El coeficiente general de transferencia de calor para ventanas verticales, claraboyas y domos se especifica en la Tabla 2.10. Tabla 31. Coeficiente general de transferencia U en ventanas y claraboyas de vidrio (Btu/h.ft2oF) PANEL VERTICAL EXTERIOR TIPO DE VIDRIO

Sencillo Doble aislado 3/16" espacio de aire 1/4" espacio de aire 1/2" espacio de aire  =0.20 =0.40 =0.60

PANEL HORIZONTAL Domos y claraboyas

Sin sombreado interior 1.04

Con sombreado interior 0.81

0.65 0.61

0.58 0.55

0.57 0.54

0.38 0.45 0.51

0.37 0.44 0.48

0.48 0.52 0.56

0.83

Fuente: ASHRAE HANDBOOK. Fundamentals, New York, 1989, p.27.10. Radiación solar. La energía radiante del sol atraviesa materiales transparentes tales como el vidrio, acrílicos y plásticos generando una ganancia de calor en el local. Su valor varía con el tiempo, orientación, sombreado y efecto de almacenamiento y puede ser calculada mediante la siguiente expresión:9 8

ASHRAE Fundamentals Handbook, New York, 1989, p. 26.38 ASHRAE Fundamentals Handbook, New York, 1989, p. 26.39

9

19

Universidad Francisco de Paula Santander MANUAL DE VENTILACIÓN, REFRIGERACIÓN Y AIRE ACONDICIONADO Ing. Jorge Eduardo Granados Granados Mayo de 2011 Q=SHGF∙A∙SC∙CLF

Btu/h

(52)

Donde SHGF=factor de ganancia de calor solar Tablas 2.11 y 2.12. Depende de la latitud, orientación y mes, Btu/h.ft2 A=área total de radiación, ft2. SC=coeficiente de sombreado para vidrio. Depende del tipo de vidrio, espesor, y la presencia o no de elementos de sombreado tales como cortinas, persianas y aleros. Tablas 34 y 35. CLF=factor de carga de enfriamiento para vidrios. Depende de la hora solar, tipo de construcción, presencia o no de elementos de sombreado y de la orientación del local. Tablas 36 y 37. Tabla 32. Factor de ganancia de calor por radiación solar sin sombreado exterior (SHGF) LAT

0º

4º

MES Enero Febrero Marzo Abril Mayo Junio Julio Agosto Septiembre Octubre Noviembre Diciembre Enero Febrero Marzo Abril Mayo Junio Julio Agosto Septiembre Octubre Noviembre Diciembre

NORTE 34 36 38 71 113 129 115 75 40 37 35 34 33 35 38 55 93 110 96 59 39 36 34 33

NE/ NW 88 132 170 193 203 206 201 187 163 129 88 71 79 123 163 189 200 202 197 184 156 120 79 62

20

E/W 234 245 242 221 201 191 195 212 231 236 230 226 229 242 242 223 206 196 200 214 231 234 226 221

SE/SW 235 210 170 118 80 66 77 112 163 202 230 240 237 215 177 126 89 73 85 120 170 207 232 242

SUR 118 67 38 37 37 37 38 38 40 66 117 138 141 88 43 38 38 38 38 40 44 86 139 160

TERRAZA 296 306 303 284 265 255 260 276 293 299 293 288 286 301 302 287 272 263 267 279 293 294 284 277

Universidad Francisco de Paula Santander MANUAL DE VENTILACIÓN, REFRIGERACIÓN Y AIRE ACONDICIONADO Ing. Jorge Eduardo Granados Granados Mayo de 2011 Tabla 32. (Continuación) LAT

8º

12 º

MES Enero Febrero Marzo Abril Mayo Junio Julio Agosto Septiembre Octubre Noviembre Diciembre Enero Febrero Marzo Abril Mayo Junio Julio Agosto Septiembre Octubre Noviembre Diciembre

NORTE 32 34 37 44 74 90 77 47 38 35 33 31 31 34 36 40 60 75 63 42 37 34 32 30

NE/ NW 71 114 156 184 198 200 195 179 149 112 71 55 63 105 148 178 194 198 191 174 142 103 63 47

E/W 224 239 241 225 209 200 204 216 230 231 220 215 217 235 247 225 212 204 207 218 229 227 214 207

SE/SW 242 219 184 134 97 82 93 128 176 211 233 247 247 226 190 142 106 90 102 135 182 219 243 251

SUR 162 110 55 39 38 39 39 41 56 108 160 179 182 133 73 40 40 40 41 142 73 130 179 197

TERRAZA 275 294 300 289 277 269 272 282 290 288 273 265 262 286 297 290 280 274 275 282 287 280 260 250

Fuente: ASHRAE HANDBOOK. Fundamentals, New York, 1981, p.26.19 Un cálculo más preciso de la carga por radiación solar debe tener en cuenta los efectos por proyecciones de estructuras adyacentes, salientes y aleros que en esencia reducen el área de radiación. Tabla 33. Factor de ganancia de calor por radiación solar con sombreado exterior (SHGF) MES Enero Febrero Marzo Abril Mayo Junio Julio Agosto Septiembre Octubre Noviembre Diciembre

Norte 31 34 36 40 43 45 45 42 37 34 32 30

NE/ NW 31 34 37 41 45 47 46 43 38 34 32 30

E/W 34 36 39 42 45 46 47 46 41 38 34 32

SE/SW 37 38 40 41 41 41 42 43 42 40 38 36

Sur 38 39 39 40 40 40 41 42 41 40 39 37

Terraza 16 16 19 24 28 31 31 28 23 19 17 15

Fuente: ASHRAE HANDBOOK. Fundamentals, New York, 1981, p.26.21 21

Universidad Francisco de Paula Santander MANUAL DE VENTILACIÓN, REFRIGERACIÓN Y AIRE ACONDICIONADO Ing. Jorge Eduardo Granados Granados Mayo de 2011 Tabla 34. Coeficiente de sombreado para ventanas con persianas (SC) Espesor

Sin sombreado interior

pulgada s

ho= 4.0

3/32- 1/4

1.00

0.64

0.55

0.59

0.39

1/4 - 1/2 3/8 1/2 1/8 1/32 3/8 1/2

0.94 0.90 0.87 0.69

0.64 0.64 0.64 0.57

0.55 0.55 0.55 0.53

0.59 0.59 0.59 0.45

0.39 0.39 0.39 0.36

0.60 0.3

0.54 0.25

0.52 0.23

0.40 0.36

0.32 0.31

3/8

0.4

0.33

0.29

0.36

0.31

TIPO DE VIDRIO

Sencillo Claro Claro Claro Claro Tinturado Absorbente de calor Con recubrimiento reflectivo

Con sombreado interior Persiana veneciana Media Ligera

Persiana roller Opaca

Traslúcida

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

Sin cortinas 0 - 0 - 0.15 0.1

Sencillo 1/4"claro 1/2" claro 1/4"absorb. de calor Reflectivo Reflectivo

0.95 0.88 0.67 0.60 0.50

0.8 0.74 0.57 0.57 0.46

0.75 0.70 0.54 0.54 0.44

Con cortinas Reflectancia 0.150.25 - 0.3 0.25 0.3 0.4 0.70 0.66 0.52 0.51 0.42

0.65 0.61 0.49 0.49 0.41

- 0.4 0.5

0.60 0.56 0.46 0.46 0.39

0.55 0.52 0.44 0.43 0.68

Fuente: ASHRAE Fundamentals Handbook, New York, 1989, p. 27.33 Tabla 36. Factor de carga de enfriamiento en vidrios sin sombreado (CLF) Orientación Norte NE Este SE Sur SW Oeste NW Horizontal

8 0.46 0.44 0.44 0.38 0.14 0.12 0.10 0.11 0.24

9 0.53 0.45 0.50 0.48 0.21 0.13 0.11 0.13 0.33

10 0.59 0.40 0.51 0.54 0.31 0.15 0.12 0.15 0.43

11 0.65 0.36 0.46 0.56 0.42 0.17 0.13 0.16 0.52

12 0.70 0.33 0.39 0.51 0.52 0.23 0.14 0.17 0.59

HORA SOLAR 13 14 15 0.74 0.75 0.76 0.31 0.30 0.28 0.35 0.31 0.29 0.45 0.40 0.36 0.57 0.58 0.53 0.33 0.44 0.53 0.19 0.29 0.40 0.18 0.21 0.30 0.64 0.67 0.66

16 0.74 0.26 0.26 0.33 0.47 0.58 0.50 0.42 0.62

17 0.75 0.24 0.23 0.29 0.41 0.59 0.56 0.51 0.56

18 0.79 0.21 0.21 0.25 0.35 0.53 0.55 0.54 0.47

19 0.61 0.17 0.17 0.21 0.29 0.41 0.41 0.39 0.38

Fuente: ASHRAE HANDBOOK. Fundamentals, New York, 1981, p.26.20 22

20 0.50 0.15 0.15 0.18 0.25 0.33 0.33 0.32 0.32

-

Universidad Francisco de Paula Santander MANUAL DE VENTILACIÓN, REFRIGERACIÓN Y AIRE ACONDICIONADO Ing. Jorge Eduardo Granados Granados Mayo de 2011 Tabla 37. Factor de carga de enfriamiento para vidrios con sombreado interior (CLF) Orientación Norte NE Este SE Sur SW Oeste NW Horizontal

8 0.65 0.74 0.80 0.74 0.23 0.14 0.11 0.14 0.44

9 0.73 0.58 0.76 0.81 0.38 0.16 0.13 0.17 0.59

10 0.80 0.37 0.62 0.79 0.58 0.19 0.15 0.19 0.72

11 0.86 0.29 0.41 0.68 0.75 0.22 0.16 0.20 0.81

12 0.89 0.27 0.27 0.49 0.83 0.38 0.17 0.21 0.85

HORA SOLAR 13 14 15 0.89 0.86 0.82 0.26 0.24 0.22 0.24 0.22 0.20 0.33 0.28 0.25 0.80 0.68 0.50 0.59 0.75 0.83 0.31 0.53 0.72 0.22 0.30 0.52 0.85 0.81 0.71

16 0.75 0.20 0.17 0.22 0.35 0.81 0.82 0.73 0.58

17 0.78 0.16 0.14 0.18 0.27 0.69 0.81 0.82 0.42

18 0.91 0.12 0.11 0.13 0.19 0.45 0.61 0.69 0.25

19 0.24 0.06 0.06 0.08 0.11 0.16 0.16 0.16 0.14

20 0.18 0.05 0.05 0.07 0.09 0.12 0.12 0.12 0.12

Fuente: ASHRAE HANDBOOK. Fundamentals, New York, 1981, p.26.22 Conducción a través de estructuras interiores o particiones. El calor que fluye desde zonas interiores no acondicionadas, conocidas como particiones, hacia espacios acondicionados a través de divisiones, pisos y falsos techos se determina por la siguiente expresión: Q=U∙A∙T

Btu/h

(53)

U=coeficiente general de transferencia, (Btu/h.ft2 oF) A=área de transferencia, ft2 T=diferencial de temperatura entre las dos zonas, oF. Si la temperatura de la división o zona no acondicionada es desconocida, se puede tomar un valor de 5 oF menor que la temperatura exterior. 2.9.2 Cargas internas. Como se dijo anteriormente, las cargas internas son debidas a iluminación, personas y equipos, e incluyen algunos de los siguientes recursos: Cargas por iluminación. La electricidad requerida produce calor junto con la luz que genera. Parte de esta energía se transmite instantáneamente por convección al espacio acondicionado y otra parte es irradiada hacia las superficies para ser transmitida más tarde al ambiente interior. Esta carga es de carácter sensible. Puesto que la iluminación a menudo representa el mayor componente de carga interna, se hace necesario una estimación muy precisa de las ganancias por este concepto. Las lámparas de alumbrado generan calor sensible por conversión de energía eléctrica en luz y calor. Solamente una parte de la energía debida a 23

Universidad Francisco de Paula Santander MANUAL DE VENTILACIÓN, REFRIGERACIÓN Y AIRE ACONDICIONADO Ing. Jorge Eduardo Granados Granados Mayo de 2011 iluminación es de la forma de calor convectivo, el cual es tomado instantáneamente por los aparatos de aire acondicionado. La parte radiante de la carga por iluminación es parcialmente almacenada por las paredes, techos u objetos, y su contribución a la carga de enfriamiento sólo será hasta después de cierto tiempo, incluso después de que las luces hayan sido apagadas. Las lámparas incandescentes convierten aproximadamente 10% de la energía suministrada en luz, 80% se disipa por radiación y sólo 10% por convección y conducción. Las lámparas fluorescentes convierten 25% de la energía en luz, 25% es disipada por radiación hacia las superficies y 50% es disipada por conducción y convección. El menor valor de energía radiante (energía que puede ser almacenada), sumado a una carga adicional en el balasto, conlleva a un mayor factor en la iluminación fluorescente. La ganancia de calor por iluminación se determina por: 10 q =3.41∙W∙CLF∙Ful∙Fsa

Btu/h

(54)

W=capacidad total de iluminación, watt (W). CLF=factor de carga de enfriamiento. Depende de la masa del edificio, de la ventilación y del horario de iluminación. CLF es igual a 1.0 si el equipo de aire acondicionado funciona únicamente cuando las luces están encendidas. También es igual a 1.0 cuando las luces permanecen encendidas durante más de 16 horas Ful=factor de uso de iluminación. Este factor es la relación entre los vatios efectivamente consumidos, al vatiaje total instalado. Para aplicaciones comerciales, tales como almacenes, este factor es generalmente igual a la unidad. Fsa=factor especial de iluminación. Es un factor aplicable a lámparas fluorescentes y aquellas que son ventiladas o instaladas de tal manera que sólo cierta parte del calor va al espacio acondicionado. En lámparas fluorescentes se debe a las pérdidas por el balasto y su valor es de 2.19 para lámparas sencillas de 32 watt en circuitos de 230 voltios. En lámparas de rápido arranque, de 40 watt, el factor varía entre 1.18 parados lámparas a 230 voltios, y 1.30 para una lámpara a 120 voltios, con un valor recomendado de 1.2. Para lámparas especiales, no fluorescentes, tales como las lámparas de sodio, este factor varía entre 1.04 y 1.37, dependiendo del fabricante.

10

ASHRAE Fundamentals Handbook, New York, 1989, p. 26.33

24

Universidad Francisco de Paula Santander MANUAL DE VENTILACIÓN, REFRIGERACIÓN Y AIRE ACONDICIONADO Ing. Jorge Eduardo Granados Granados Mayo de 2011 Cargas por personas. El cuerpo humano genera calor a través del proceso de metabolismo y lo libera por radiación de la piel o del vestido y por convección y evaporación de la piel, ropa y procesos de respiración. La carga debida a la evaporación de la humedad, resultante de la sudoración y respiración, es del tipo latente, y el resto es sensible. Las ganancias de calor debidas a las personas están compuestas de dos partes: calor sensible, y calor latente. Parte del calor sensible puede ser absorbido por efecto de almacenamiento, mientras que el calor latente es absorbido instantáneamente por el equipo de aire acondicionado. Las ecuaciones para la determinación de estas cargas son:11 qs=qsp∙N∙CLF ql= qlp∙N

Btu/h Btu/h

(55) (56)

qs, ql=ganancias de calor sensible y latente, respectivamente. qsp, qlp=ganancias de calor sensible y latente por persona, Tabla 2.17. N=número de personas. CLF=factor de carga de enfriamiento para personas, basado en el tiempo de ocupación. Use CLF=1.0 si el sistema de enfriamiento no opera durante las 24 horas del día. También en auditorios, teatros o sitios donde la densidad de población es alta, y por tanto se reduce la radiación a paredes y objetos. Igualmente cuando el equipo se apaga durante la noche o fines de semana. Tabla 38. Ganancias de calor por personas GRADO DE ACTIVIDAD Sentados en reposo Sentados, trabajo ligero Sentados, comiendo Sentados, escribiendo Sentados, trabajo ligero o caminando Trabajo ligero en fábricas Baile moderado Trabajo pesado en fábricas Ejercicio pesado en gimnasios

APLICACIÓN TÍPICA Cine, teatros Oficinas, hoteles, apartamentos Restaurantes Oficinas, hoteles, apartamentos Bancos, almacenes Fábricas Salones de baile Fábricas Gimnasios

qsp Btu/h 210 230 255 255 315 345 405 565 635

qlp Btu/h 140 190 325 255 325 435 875 1035 1165

Fuente: ASHRAE Fundamentals Handbook, New York, 2005, p. 30.4 Cargas por equipos. Las máquinas eléctricas, motores, calculadoras, registradoras, fotocopiadoras, generan calor sensible y representan una parte 11

ASHRAE Fundamentals Handbook, New York, 2005, p. 30.4

25

Universidad Francisco de Paula Santander MANUAL DE VENTILACIÓN, REFRIGERACIÓN Y AIRE ACONDICIONADO Ing. Jorge Eduardo Granados Granados Mayo de 2011 importante de las cargas internas en aplicaciones comerciales. Algunos electrodomésticos y máquinas, eléctricas o a gas, utilizadas en procesos de secado, humidificación, cocinas, pueden resultar en una combinación de calor sensible y latente. Equipos menores. Las ganancias de calor por equipos y electrodomésticos pueden ser de tipo sensible o latente. En lo posible se deberá utilizar la información suministrada por los fabricantes. Tabla 2.18. Tabla 39. Ganancias de calor por equipos, Btu/h EQUIPO

WATT

Cafetera, 3 galones Esterilizador Estufa mediana (por quemador) Fotocopiadora Horno microondas Máquina de escribir eléctrica Parrilla eléctrica Secador de pelo Tostadora, 4 porciones

GANANCIA DE CALOR Sensible, qs Latente,ql 2550 880 650 1200 3200 1800 3000 0 850 150 350 0 2500 1500 2300 400 2230 1970

2000 1100 1760 1500 200 2000 1580 2540

Fuente: ASHRAE HANDBOOK. Fundamentals, New York, 2005, p.30.9. qs=qse∙Fu∙Fr∙CLF ql=qle

Btu/h

Btu/h

(57) (58)

qs, ql=ganancias de calor sensible y latente respectivamente. qse, qle= ganancias de calor sensible y latente del equipo. CLF=factor de carga de enfriamiento. CLF=0 si el sistema de enfriamiento no permanece encendido durante las 24 horas del día. Fu =factor de uso Fr=factor de radiación En las áreas acondicionadas es común encontrar equipos para preparación de alimentos, por ejemplo en restaurantes, hospitales, cafeterías, igualmente equipos de laboratorio, de oficinas, y aún equipo pesado. El calor de las cocinas es principalmente radiante, mientras que el calor latente y por convección es despreciable si se tiene un sistema de extracción y campanas 26

Universidad Francisco de Paula Santander MANUAL DE VENTILACIÓN, REFRIGERACIÓN Y AIRE ACONDICIONADO Ing. Jorge Eduardo Granados Granados Mayo de 2011 efectivo. Para cocinas sin campanas ni extractores, es común tomar el 66% como carga sensible y el 34% del total como carga latente. Un valor conservador de ganancia de calor por radiación en las cocinas es tomar alrededor del 32% de los vatios nominales (Fr = 0.32). Basado en estudios de compañías de energía, el factor de uso normalmente es de 50% (Fu = 0.5) Sin embargo, estudios recientes tienden a tomar ese valor entre 0.03 y 1.2, dependiendo del tipo de aparato, con un valor promedio de 0.32. En oficinas las ganancias son relativamente pequeñas; ellas son en promedio de 3 a 4 Btu/h.ft2. En oficinas de cómputo la carga puede elevarse a 15 Btu/h.ft 2. En áreas exclusivas de computación, el calor generado por equipos electrónicos es del orden de 75 a 175 Btu/h.ft2 Equipos de potencia. Cuando los equipos dentro del lugar acondicionado funcionan por motores eléctricos, ubicados dentro del mismo espacio, debe considerarse la ganancia de calor correspondiente. La ecuación para el cálculo de esta ganancia de calor es:12 q = Hp nominal∙FL∙2545 Eficiencia del motor

(59)

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

(60)

En equipos de potencia no existe componente latente, lo cual da como resultado qs = q∙CLF

Btu/h

(61)

12

ASHRAE Fundamentals Handbook, New York, 2005, p. 30.4

27

Universidad Francisco de Paula Santander MANUAL DE VENTILACIÓN, REFRIGERACIÓN Y AIRE ACONDICIONADO Ing. Jorge Eduardo Granados Granados Mayo de 2011 Siendo CLF=factor de carga de enfriamiento. Si el sistema de enfriamiento se apaga después de las horas de trabajo, se toma igual a la unidad.13 2.9.3 Cargas de infiltración y de ventilación. El aire exterior en la forma de ventilación o infiltración, produce un tipo especial de carga la cual es impuesta a las condiciones del espacio interno o al sistema. La ventilación se requiere para garantizar la pureza del aire que se respira, mientras que la infiltración tiene lugar por la penetración controlada o incontrolada a través de puertas, ventanas o rendijas. Las cargas por infiltración a través de ranuras, puertas y ventanas, o por ventilación (aire externo suministrado bien sea natural o mecánicamente) por requisitos de salud o confort, son de carácter sensible y latente. Las cargas por infiltración son directas sobre el local, causadas por la mayor presión del aire en el exterior del local, mientras las de ventilación son cargas que deben ser incluidas a la carga total del equipo. Normalmente sólo se considera una de las dos, y raras veces simultáneamente infiltración y ventilación. Las cargas correspondientes son: CALOR SENSIBLE Las cargas sensibles son debidas al cambio de temperatura y se calculan por la expresión: 14 qs=CFM∙60∙0.075(0.24+0.45∙W)T

Btu/h

60= minutos por hora 0.075=densidad del aire seco en condiciones estándar, lbs de aire seco /pie3 0.024= calor específico del aire seco, Btu/lb.oF W=humedad específica, o relación de humedad, lb vapor agua/lb a.s. T=diferencial de temperaturas (Tinterior-Texterior), ºF

13

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

14

28

Universidad Francisco de Paula Santander MANUAL DE VENTILACIÓN, REFRIGERACIÓN Y AIRE ACONDICIONADO Ing. Jorge Eduardo Granados Granados Mayo de 2011 Dado que el valor de la humedad (W) tiene un valor de 0.01 en la mayoría de los problemas de aire acondicionado, la ganancia de calor sensible se aproxima a: qs=1.1∙CFM∙T

Btu/h

(62)

En calefacción el coeficiente dado en la ecuación (62) se toma como 1.08 CALOR LATENTE Las cargas debidas a cambio de estado, es decir por variación de humedad se determinan así: ql=CFM∙60∙0.075∙1076∙W =4840∙CFM∙W

Btu/h

(63)

1076=energía contenida por el vapor a 50% HR y 75 oF (condiciones normales de diseño en aire acondicionado), menos la energía del agua a 50 oF (temperatura común del condensado en serpentines de enfriamiento y deshumidificación). El término W*hf, que incluye las entalpías del agua condensada y la del agua evaporada, es generalmente pequeño, por lo cual se simplifica, considerando sólo la entalpía del aire húmedo . qtotal=4.5∙CFM∙h

Btu/h

(64)

W=diferencial de humedad específica, lb. vapor de agua/lb aire seco. h= diferencial de entalpías (hinterior-hexterior),

Btu/lb.a.s.

CFM=caudal de aire de ventilación, ft3 /min. Valores recomendados para distintas aplicaciones de ventilación se dan en la tabla 40. Tabla 40. Aire de ventilación para diversas aplicaciones APLICACIÓN Bancos Bares Cafeterías Cocinas Gimnasios Hospitales Hoteles

2

ft /persona 7 10 50 14 50 14

Mínimo CFM/persona 5 30 30 30 20 15 20

29

Recomendado CFM/persona 5 40-50 35 35 25-30 20-25 25-30

Universidad Francisco de Paula Santander MANUAL DE VENTILACIÓN, REFRIGERACIÓN Y AIRE ACONDICIONADO Ing. Jorge Eduardo Granados Granados Mayo de 2011 Tabla 40. (Continuación) APLICACIÓN Iglesias Museos Oficinas Residencias Teatros

2

ft /persona 7 14 100 200 7

Mínimo CFM/persona 5 7 15 5 5

Recomendado CFM/persona 5-10 10-15 15-25 7-10 5-10

Fuente: ANSI/ASHRAE Standard, New York, 62-1989 CALOR TOTAL15 Totalizando las cargas sensible y latente, se tiene: qtotal= (qs + ql)=CFM∙*0.075(h-W*hf) 2.9.4 Cargas varias. Existen otras cargas a considerar en instalaciones de mayor importancia: 

Ganancias de calor en conductos: Si el conducto pasa por zonas no acondicionadas, las ganancias se determinan según la ecuación general: q=U∙A∙T

Btu/h.

(65)

U=coeficiente general de transferencia de calor, Btu/h.ft2 oF =0.25 en conductos aislados. A= área de transferencia del conducto, ft2 T=diferencial de temperatura entre el aire dentro del conducto y el aire en los alrededores, ºF 

Fugas de aire: Se presentan en las uniones de los conductos, en instalaciones defectuosas. Un trabajo cuidadoso debiera limitar el aire perdido a 5% del caudal suministrado.



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

15

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

30

Universidad Francisco de Paula Santander MANUAL DE VENTILACIÓN, REFRIGERACIÓN Y AIRE ACONDICIONADO Ing. Jorge Eduardo Granados Granados Mayo de 2011 adicional se puede estimar en 2.5%, 5% y 10% del total de la carga sensible del local según que las presiones sean del orden de 1.0, 2.0, ó 4.0” columna de agua respectivamente. Hay que tener cuidado sin embargo en no sobre- estimar las cargas, ya que la mayoría de la veces estas ganancias de calor son tenidas en cuenta directamente por los fabricantes, y va incluida en la información suministrada para la selección de los equipos El calor en bombas de agua fría en sistemas pequeños normalmente se desprecia, pero en grandes sistemas puede llegar a ser de 1 a 2% del calor sensible y se sumará a la carga de refrigeración. 2.10 RESUMEN DE CÁLCULO DE CARGAS Una vez determinadas las cargas por todo concepto, se procede a calcular la cantidad de aire que debe suministrarse. Debemos tener claro que debido a los cambios de temperatura del aire su volumen específico cambia, o en otras palabras, los CFM están constantemente cambiando. Esto genera problemas a los fabricantes, de tal manera que la industria del aire acondicionado ha decidido especificar arbitrariamente todos sus equipos en condiciones de aire normal o estándar-70 ºF, 14.7 psia, aire seco (sin vapor de agua) El volumen específico en condiciones normales es de 13.34 ft3 /lb. Por tanto el volumen de aire especificado para la selección de equipos deberá ser llevado a condiciones estándar (CFMs). CFMs= CFM reales x 13.34 Volumen específico real

(66)

Desde luego, el caudal de aire real es el obtenido del cálculo de las cargas de calor sensible y latente, que repetimos a continuación para facilitar la consulta. CFM=

qs 1.1∙T

CFM=

ql______ 4840∙W

(67)

En este punto deberá incluirse el factor de ajuste, mencionado en el numeral 1.3, y en el caso de proyectos de gran importancia se deberá involucrar el factor de diversidad, del cual se habló en el numeral 1.4. En aplicaciones de expansión directa , además de la carga sensible , latente y total calculada para el sistema y del caudal de aire de suministro, para seleccionar el 31

Universidad Francisco de Paula Santander MANUAL DE VENTILACIÓN, REFRIGERACIÓN Y AIRE ACONDICIONADO Ing. Jorge Eduardo Granados Granados Mayo de 2011 equipo se requiere conocer la temperatura del aire entrando al condensador, la temperatura de condensación saturada (SCT) y la temperatura de succión saturada (SST), correspondiente a la presión del compresor. En sistemas de agua fría, es conveniente conocer las temperaturas del agua saliendo y entrando al evaporador, diferencial que deberá ser capaz de proporcionar el enfriador o chiller. También deberá conocerse la temperatura de descarga saturada (TDS) y la temperatura del aire entrando al evaporador. 2.11 EJEMPLO DE CÁLCULO DE CARGA TÉRMICA Como una aplicación al temario de carga térmica descrito en el presente capítulo, se ha desarrollado el cálculo de la carga correspondiente al Auditorio de la Facultad de Ciencias de la Salud de la Universidad Francisco de Paula Santander de Cúcuta. En este caso se ha diseñado un programa básico en EXCELL, que incluye las cargas por todo concepto, en un formato que podrá utilizarse en diversas aplicaciones manuales, pudiéndose comprobar fácilmente la confiabilidad de los resultados. Al final se obtiene la carga sensible del lugar, la carga latente, la carga total, y demás parámetros que nos conducirán a la correcta selección de los equipos; opcionalmente el programa permite calcular las condiciones del aire en el serpentín, mezcla y la cantidad de agua necesaria en el enfriador o chiller si se utiliza enfriamiento de agua. El diseñador puede observar al final el peso porcentual de cada uno de los factores que intervienen en la carga, lo cual le permite tomar decisiones sobre mejoramiento del diseño y su optimización. El software aquí diseñado permite su aplicación en proyectos de una o más zonas, desde luego que a medida que aumenta el número de zonas se torna más complejo, lo cual amerita el empleo de paquetes comerciales disponibles en el ramo de aire acondicionado, uno de los más conocidos es CHVAC de ELITE SOFTWARE. El mismo ejercicio, pero utilizando herramientas profesionales de diseño, en este caso el paquete CHVAC de ELITE SOFTWARE nos conduce a resultados similares.

32

Universidad Francisco de Paula Santander MANUAL DE VENTILACIÓN, REFRIGERACIÓN Y AIRE ACONDICIONADO Ing. Jorge Eduardo Granados Granados Mayo de 2011 AUDITORIO EDIFICIO DE ENFERMERÍA UNIVERSIDAD FRANCISCO DE PAULA SANTANDER ESPECIFICACIONES DE DISEÑO: o

Diseño interior 74 F, 50% HR, o

Diferencial de temperatura 15 F Dimensiones: 18.0 x 7.6 m. Altura entre el piso y placa, 3m. Techo: tipo placa bloque hueco en concreto 0.30m de espesor, sin cielo falso. Muros en ladrillo de arcilla a la vista 12.5 cm de espesor. Ventanas: lado Norte (2) 3.0 x 1.0 m, (1) 1.5 x 1.0 m, vidrio sencillo ¼”, sin sombreado. Ubicación: Espacio localizado en el primer piso del edificio. El costado Norte es adyacente a la vía; las zonas Este y Sur corresponden a pasillos, esta última de acceso al auditorio con puerta corredera en madera, de 3.0 x 2.0 m. La zona Oeste comunica con cuarto de máquinas donde se ubica la manejadora. Luces: 10 lámparas de doble tubo de 40 watts cada tubo, electrónico. 4 lámparas reflectoras de 60 W cada una.

de encendido

Personas: capacidad máxima del auditorio 130 personas. Carga eléctrica: computador, retroproyector, video beam, equipo de sonido 500 watts. Otros equipos: cafetera eléctrica 2000 watts. Cargas misceláneas: No. Factor de seguridad: 10%.

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Figura 46. Carga térmica BTUH

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Universidad Francisco de Paula Santander MANUAL DE VENTILACIÓN, REFRIGERACIÓN Y AIRE ACONDICIONADO Ing. Jorge Eduardo Granados Granados Mayo de 2011 Figura 47. Carga total

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

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Universidad Francisco de Paula Santander MANUAL DE VENTILACIÓN, REFRIGERACIÓN Y AIRE ACONDICIONADO Ing. Jorge Eduardo Granados Granados Mayo de 2011 3. CARGA TÉRMICA RESIDENCIAL Los procedimientos para la determinación de las cargas de enfriamiento en residencias, se basan en los mismos principios de transferencia de calor, con algunas simplificaciones. Corrientemente los equipos son de menor tamaño, 1 a 5 toneladas de refrigeración (12.000 a 60.000 Btu/h) y los controles de aire acondicionado residencial no están previstos para zonificación, control de humedad y operación parcial16. No se dispone de medios para redistribuir la capacidad de enfriamiento de una zona a otra ni para controlar la capacidad, excepto, reciclando la unidad de condensación. Las residencias, se asume permanecen ocupadas durante las 24 horas del día; las cargas internas, particularmente las generadas por luminarias y ocupantes son pequeñas comparadas con aquellas impuestas en instalaciones comerciales e industriales. El procedimiento no requiere la determinación de las horas pico ni efecto de almacenamiento. Solamente se calculan las ganancias de calor sensible. La parte latente de la carga de enfriamiento puede ser evaluada separadamente, pero usualmente se estima en 0.3 veces la carga sensible calculada. En climas muy secos el factor puede ser reducido a 0.2. Puesto que los equipos normalmente trabajan bajo condiciones de carga parcial, se diseña para una temperatura interior de 78 ºF, ajustando el termostato a 75ºF, con una oscilación de 3 ºF. 3.1 GANANCIAS DE CALOR A TRAVÉS DE ESTRUCTURAS Las ganancias de calor por conducción a través de paredes, puertas, techos y pisos, pueden ser calculadas por la ecuación general:17 Btu/h ft2ºF

q=U∙A∙ETD

(68)

Siendo, U=coeficiente general de transferencia de calor, Btu/h.ft2 oF A= área de transferencia de la superficie, ft2 ETD=diferencial equivalente de temperatura, ºF. Tabla 41.

16

ASHRAE Fundamentals Handbook, New York, 2005, p. 29.1 ACCA, The Load Calculation for Residential Winter and Summer Air Conditioning. Manual J, Arlington, p. 7.1 17

53

Universidad Francisco de Paula Santander MANUAL DE VENTILACIÓN, REFRIGERACIÓN Y AIRE ACONDICIONADO Ing. Jorge Eduardo Granados Granados Mayo de 2011 Para valores de diseño de temperatura interior diferentes a75ºF se debe corregir en 1 ºF por cada ºF de diferencia de los valores indicados. La variación diaria de temperatura se considera baja (L) para valores menores a 15 ºF, media (M) para valores comprendidos entre 15 y 25 ºF, y alta (H) para valores superiores a 25 ºF. Tabla 41. Diferencial equivalente de temperatura (ETD) TEMPERATURA DE DISEÑO EXTERIOR ºF Variación diaria de temperatura PAREDES Y PUERTAS Ladrillo o bloque de 8" Particiones Puertas de madera CUBIERTAS CIELOS FALSOS Cielos falsos bajo áticos o espacios ventilados, oscuros Terrazas sin cielo falso, claro Terrazas sin cielo falso, oscuro Cielos falsos bajo espacios no acondicionados PISOS Sobre espacios no acondicionados. Sobre tierra en bases de concreto

85

90

95

L

M

L

M

H

L

M

H

10.3 9.0 17.6

6.3 5.0 13.6

15.3 14.0 22.6

11.3 10.0 18.6

6.3 5.0 13.6

20.3 19.0 27.6

16.3 15.0 23.6

11.3 10.0 18.6

38.0

34.0

43.0

39.0

34.0

48.0

44.0

39.0

30.0 38.0 9.0

26.0 34.0 5.0

35.0 43.0 14.0

31.0 39.0 10.0

26.0 34.0 5.0

40.0 48.0 19.0

36.0 44.0 15.0

31.0 39.0 10.0

9.0 0.0

5.0 0.0

14.0 0.0

10.0 0.0

5.0 0.0

19.0 0.0

15.0 0.0

10.0 0.0

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

Btu/h ft2 ºF

(69)

Tabla 42. Factor de carga de enfriamiento a través de vidrios (CLF) TEMPERATURA DE o DISEÑO EXTERIOR F Norte NE y NW EyW SE y SW Sur Horizontal-Domos

VIDRIO SENCILLO NORMAL 85 90 95 100 Sin aleros o sombreado interior 23 27 31 35 56 60 64 68 81 85 89 93 70 74 78 82 40 44 48 52 160 164 168 172

54

105 39 72 97 86 56 176

Universidad Francisco de Paula Santander MANUAL DE VENTILACIÓN, REFRIGERACIÓN Y AIRE ACONDICIONADO Ing. Jorge Eduardo Granados Granados Mayo de 2011 Tabla 42. (Continuación) TEMPERATURA DE o DISEÑO EXTERIOR F Norte NE y NW EyW SE y SW Sur Norte NE y NW EyW SE y SW Sur

VIDRIO SENCILLO NORMAL 85 90 95 100 Cortinas o persianas 15 19 23 27 32 36 40 44 48 52 56 60 40 44 48 52 23 27 31 35 Con aleros 20 24 28 32 21 25 29 33 22 26 30 34 21 25 29 33 21 24 28 32

105 31 48 64 56 39 36 37 38 37 36

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

55

Universidad Francisco de Paula Santander MANUAL DE VENTILACIÓN, REFRIGERACIÓN Y AIRE ACONDICIONADO Ing. Jorge Eduardo Granados Granados Mayo de 2011 Tabla 43. Ganancias por infiltración y ventilación según la temperatura exterior Temperatura diseño exterior ºF 2 Infiltración Btu/h.ft (área pared expuesta) Ventilación mecánica Btu/h.CFM

85 0.7 11

90 1.1 16

95 1.5 22

100 1.9 27

105 2.2 32

110 2.6 38

Fuente: ASHRAE HANDBOOK. Fundamentals, New York, 1981, p.26.45. En grandes mansiones, o en casos especiales que exijan ventilación mecánica, ésta se puede introducir a una rata de 1 cambio/h. La información de la tabla 44 es útil para determinar el caudal de aire infiltrado, según el área del piso. Tabla 44. Volumen de aire infiltrado por ft2 de área de piso ALTURA TECHO ft-in

DEL

7-6 8-0 8-6 9-0

0.3

0.4

0.04 0.04 0.04 0.05

0.05 0.05 0.06 0.06

CAMBIOS DE AIRE POR HORA 0.5 0.6 0.8 1.0 2 CFM/ft 0.06 0.07 0.07 0.08

0.08 0.08 0.09 0.09

0.10 0.11 0.11 0.12

0.13 0.13 0.14 0.15

1.2

1.5

0.15 0.16 0.17 0.18

0.19 0.20 0.21 0.23

3.5 OTRAS CARGAS Se deberán considerar las cargas debidas a fugas de aire por defectos de construcción y ganancias de calor a través de la superficie de los conductos. Las ganancias de calor en conductos que pasan por áreas no acondicionadas se estiman en 10% de la ganancia sensible total para conductos en áticos y 5% para conductos en sótanos no acondicionados; por escapes se aproximan a 5%. 3.6 EVALUACIÓN FINAL La carga total residencial será la suma de todas las cargas sensibles contempladas anteriormente más la carga latente estimada (30% de la carga sensible). Se puede tomar un factor de seguridad hasta del 10% para la selección del equipo. Se procede a seleccionar el equipo con base en las temperaturas de diseño interior y exterior, la temperatura de suministro y el caudal de aire requerido. La temperatura de suministro del aire será del orden de 15 a25 ºF por debajo de la temperatura interior del cuarto. El caudal de aire que deberá ser suplido por el equipo se determina de acuerdo con la ecuación del calor sensible, teniendo en cuenta, como se explicó en la sección anterior, que el valor corresponde a condiciones estándar, que son las establecidas por los fabricantes. También 56

Universidad Francisco de Paula Santander MANUAL DE VENTILACIÓN, REFRIGERACIÓN Y AIRE ACONDICIONADO Ing. Jorge Eduardo Granados Granados Mayo de 2011 deberá conocerse la temperatura del aire entrando al condensador, la temperatura de condensación saturada (SCT) y la temperatura de succión saturada (SST), correspondiente a la presión del compresor.

57

Universidad Francisco de Paula Santander MANUAL DE VENTILACIÓN, REFRIGERACIÓN Y AIRE ACONDICIONADO Ing. Jorge Eduardo Granados Granados Mayo de 2011 4. CARGAS DE REFRIGERACIÓN El presente capítulo está dedicado al estudio del cálculo de las cargas de refrigeración. Se conocen cinco sistemas diferentes de refrigeración: 

Doméstica



Comercial



Aire acondicionado



Marina



Industrial.

Se destacan dos rangos de temperatura: el primero por encima de la temperatura de congelamiento (32 0 F), para la conservación de carnes, quesos y bebidas principalmente. Puesto que estos productos contienen agua, una temperatura por debajo de 32 0F los congelaría. El segundo rango comprende trabajos a baja temperatura. Las pistas de patinaje sobre hielo y alimentos congelados son ejemplos de esta aplicación. Estas temperaturas varían entre 0 y 15 0F. Las aplicaciones de aire acondicionado se consideran de alta temperatura. La temperatura del refrigerante en el evaporador es alrededor de 40 0F (4.40C). Es decir, que si hay congelamiento en el serpentín, es un signo de mal funcionamiento del equipo; serpentines sucios o bajo suministro de refrigerante, originan el congelamiento de los serpentines. Para seleccionar el equipo que satisfaga las necesidades de refrigeración es necesario conocer inicialmente: 

Temperatura de diseño del medio ambiente



Requerimientos de temperatura y humedad del producto almacenado



Dimensiones, tipo de construcción, aislamiento y exposición solar, si la hay, del cuarto frío.



Clase del producto, cantidad o peso y clase de operación.



Servicio eléctrico, iluminación, equipos, manejo del producto dentro del cuarto frío. 58

Universidad Francisco de Paula Santander MANUAL DE VENTILACIÓN, REFRIGERACIÓN Y AIRE ACONDICIONADO Ing. Jorge Eduardo Granados Granados Mayo de 2011 

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

Es recomendable adicionar un factor de seguridad de10% a la carga calculada. La carga se determina para 24 horas, y la capacidad horaria en Btu/h se obtiene dividiendo este valor entre el número de horas de operación del compresor. Las ganancias de calor en espacios refrigerados pueden dividirse en cuatro grupos: 

Calor transferido por conducción a través del contorno.



Energía asociada con el aire de infiltración que entra al espacio refrigerado.



Ganancias de calor debidas a los productos almacenados.



Ganancias de calor por personas, luces, motores empaques y otras fuentes internas.

4.1 GANANCIAS POR CONDUCCIÓN Las ganancias de calor a través de muros, paredes, cubiertas y pisos varían con el tipo de aislamiento, espesor, construcción y diferencial de temperatura entre el espacio refrigerado y el aire ambiente. Después de establecer el coeficiente de transferencia de calor, las ganancias de calor se determinan por la expresión general: q=U∙A∙T qconducción=q.(24 horas )

Btu/h

(70)

Btu/24h

(71)

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

59

Universidad Francisco de Paula Santander MANUAL DE VENTILACIÓN, REFRIGERACIÓN Y AIRE ACONDICIONADO Ing. Jorge Eduardo Granados Granados Mayo de 2011 Tabla 45. Mínimo espesor de aislamiento según material y temperatura Corcho, Uretano lana Fibra de vidrio, moldeado en mineral, poliestireno,(k=.25) sitio,(k=.12) (k=.30) inch inch inch 50 to 60 3 2 2 40 to 50 4 3 2 25 to 40 5 4 2 15 to 25 6 5 3 0 to 15 7 5 3 0 to -15 8 6 4 -15 to -40 10 8 5 Fuente: DUNHAM BUSH. Refrigeration Engineering Manual, Connecticut, 1981p.11 TEMPERATURA DE ALMACENAMIENTO O F

Tabla 46. Tolerancia por efecto solar Muro este

Muro sur

Muro oeste

Techo terraza

Superficies oscuras Pintura negra Techo pintura asfáltica

8

5

8

20

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

6

4

6

15

Superficies color ligero Piedra blanca, cemento claro, Pintura blanca

4

2

4

9

Tipo de superficie

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

60

Universidad Francisco de Paula Santander MANUAL DE VENTILACIÓN, REFRIGERACIÓN Y AIRE ACONDICIONADO Ing. Jorge Eduardo Granados Granados Mayo de 2011 Tabla 47. Ganancia de calor en muros aislados, pisos en concreto sin aislamiento

Fuente: DUNHAM BUSH, Refrigeration Engineering Manual, Connect, USA, 1981, p.10 61

Universidad Francisco de Paula Santander MANUAL DE VENTILACIÓN, REFRIGERACIÓN Y AIRE ACONDICIONADO Ing. Jorge Eduardo Granados Granados Mayo de 2011 4.2 GANANCIAS POR INTRODUCCIÓN DE AIRE EXTERIOR La cantidad de aire introducido por infiltración es difícil de estimar por la variedad de condiciones. Depende en general del volumen del espacio refrigerado. La ganancia de calor se obtiene de:18 q=V∙Nc∙qv

Btu/24h

(72)

Donde, V=volumen del espacio, pies3. Nc=número estimado de cambios en 24 horas. Tabla 48 y 49. qv=calor removido por unidad de volumen, Btu/pies3. Tabla 50. Por una puerta abierta se introducirá aproximadamente el siguiente volumen de aire:19 Q=2.43∙H∙W∙(H∙∆T)1/2

CFM

(73)

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

Tabla 48. Cambios de aire promedio por 24 horas aplicable a cuartos de almacenamiento a temperaturas superiores a 32 0F Cambio de Cambio de Cambio de Cambio de Volumen Volumen Volumen Volumen Aire por 24 Aire por 24 Aire por 24 Aire por 24 3 3 3 3 pies pies pies pies horas Horas Horas Horas 200 44.0 1000 17.5 8000 5.5 50000 2.0 250 38.0 1500 14.0 10000 4.9 75000 1.6 300 34.5 2000 12.0 15000 3.9 100000 1.4 * 400 29.5 3000 9.5 20000 3.5 350000 1.13 500 26.0 4000 8.2 25000 3.0 700000 0.97 600 23.0 5000 7.2 30000 2.7 800 20.0 6000 6.5 40000 2.3

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

18

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

19

62

Universidad Francisco de Paula Santander MANUAL DE VENTILACIÓN, REFRIGERACIÓN Y AIRE ACONDICIONADO Ing. Jorge Eduardo Granados Granados Mayo de 2011

La ganancia de calor para una puerta abierta durante una hora será: q=Q∙qv∙60

Btu/h

(74)

Tabla 49. Cambios de aire promedio por 24 horas aplicable a cuartos de almacenamiento a temperaturas por debajo de 32 0F20 Cambio de Cambio de Cambio de Cambio de Volumen Volumen Volumen Volumen Aire por 24 Aire por 24 Aire por 24 Aire por 24 3 3 3 3 pies pies pies pies Horas Horas Horas Horas 200 33.5 1000 13.5 8000 4.3 50000 1.6 250 29.0 1500 11.0 10000 3.8 75000 1.3 300 26.2 2000 9.3 15000 3.0 100000 1.1 * 400 22.5 3000 7.4 20000 2.6 150000 0.88 * 500 20.0 4000 6.3 25000 2.3 200000 0.77 600 18.0 5000 5.6 30000 2.1 800 15.3 6000 5.0 40000 1.8

Fuente: McQuay. Engineering Manual No. 95-B, Minneapolis 1981, p.17 Modernamente la carga de infiltración, por hora, se calcula por el método de área de puerta, que reemplazó al método de los cambios de aire por hora. Qe=795.6∙A∙(hi - hr)∙dr∙(1-di/dr) 0.5 *(g∙H)0.5∙Fm A: área de la puerta, ft2 hi: entalpia del aire infiltrado, Btu/lb hr: entalpia del aire refrigerado, Btu/lb di: densidad del aire infiltrado, lb/ft3 dr: densidad del aire refrigerado, lb/ft3 g: constante gravitacional, 32.174 ft/seg2 H: altura de puerta, ft Fm: factor de densidad, adimensional

20

Ibíd., P.11

63

Btu/h

(75)

Universidad Francisco de Paula Santander MANUAL DE VENTILACIÓN, REFRIGERACIÓN Y AIRE ACONDICIONADO Ing. Jorge Eduardo Granados Granados Mayo de 2011 Fm=(2/(1+(dr/di)1/3))1.5 La carga de infiltración total, en 24 horas, será: Q=Q∙Ti∙Fd∙(1-ᶯd)

Btu/24h

(76)

Siendo, Ti=tiempo de infiltración; es el tiempo promedio en horas, durante el cual ocurre infiltración en un día, (valor típico, una hora) Fd=factor de puerta; es la cifra decimal en porcentaje de apertura de puerta (valor normal, 0.8) ᶯd=eficiencia de puerta; cifra decimal que se aplica si existen mecanismos especiales de cierre, en caso contrario la eficiencia es 0.0.

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

Fuente: DUNHAM BUSH, Refrigeration Engineering Manual, Connecticut, USA, 1981, p.12 4.3 GANANCIAS POR CARGA DEL PRODUCTO Las cargas de refrigeración debidas al producto pueden ser de dos clases: calor removido para reducir la temperatura del producto, la cual puede estar por encima o por debajo del punto de congelación y calor por respiración, propio de productos en almacenamiento, principalmente frutas y vegetales en los que se combina el oxígeno del aire con el carbono generado por la planta, fruta o vegetal. 64

Universidad Francisco de Paula Santander MANUAL DE VENTILACIÓN, REFRIGERACIÓN Y AIRE ACONDICIONADO Ing. Jorge Eduardo Granados Granados Mayo de 2011

4.3.1 Calor por reducción de temperatura. Cuando una masa de producto es enfriada, la temperatura final deseada se logra después de cierto tiempo, normalmente 24 horas. Se presentan algunas de las siguientes situaciones: 

Remoción de calor a temperaturas por encima de congelamiento: Q=M∙C1(T1-T2)



Btu/24h

Remoción de calor hasta la temperatura de congelamiento Q=M∙H1



Btu/24h

(78)

Remoción de calor para congelar el producto. Q=M∙C1(T1-Tf)



(77)

Btu/24h

(79)

Remoción de calor a temperaturas inferiores a la de congelamiento. Q=M∙C2(Tf-T3)

Btu/24h

(80)

M=masa del producto refrigerada lb.en 24 horas. C1=calor específico del producto por encima de congelamiento, Btu/lb.oF C2=calor específico del producto por debajo de congelamiento, Btu/lb·oF T1=temperatura inicial por encima de congelamiento, oF. T2=temperatura final por encima de congelamiento, oF. Tf=temperatura de congelación del producto, oF. T3=temperatura final del producto por debajo de congelamiento, oF. Si el producto se desea enfriar únicamente, por ejemplo frutas y vegetales, quesos y ciertos líquidos como la leche y licores, para el cálculo de la carga de refrigeración sólo intervendrá la ecuación (77). De otra parte si el producto 65

Universidad Francisco de Paula Santander MANUAL DE VENTILACIÓN, REFRIGERACIÓN Y AIRE ACONDICIONADO Ing. Jorge Eduardo Granados Granados Mayo de 2011 requiere de congelación, como es el caso de pescados, pulpas de frutas, etc., la carga térmica involucra las ecuaciones (77) a (80). Cuando el tiempo deseado para llevar el producto a su temperatura final es diferente a 24 horas, se calcula una masa equivalente en 24 horas. Así por ejemplo, si deseo enfriar 1000 lb en 6 horas, equivale a enfriar 4000 lb en 24 horas. En este caso para todos los cálculos la masa sería de 4000 lb en 24 horas en lugar de las 1000 lb reales. Esto equivale a multiplicar la carga en libras por 24 horas y dividir este valor por el tiempo deseado de enfriamiento. La tabla 51 es especialmente útil en el conocimiento de la temperatura y humedad de almacenamiento de ciertos productos perecederos, vida de almacenamiento, contenido de agua y calor latente de fusión y específicos por encima y por debajo del punto de congelación. 4.3.2 Calor por respiración. Debido al proceso de deterioro del producto o marchitamiento en el caso de una planta, se genera un cambio en el cual la energía del vegetal se transforma en calor. Este calor depende de la temperatura de almacenamiento y del tipo de producto.21 Q=Qr∙M

Btu/24h

(81)

Donde, Qr=calor de respiración, Btu/lb/24hr M=masa del producto, lb Calores de respiración de algunos productos se indican en la Tabla 4.8.

21

DUNHAM BUSH. Refrigeration Engineering Manual, Connecticut, 1981, p.2 66

Universidad Francisco de Paula Santander MANUAL DE VENTILACIÓN, REFRIGERACIÓN Y AIRE ACONDICIONADO Ing. Jorge Eduardo Granados Granados Mayo de 2011 Tabla 51. Requerimientos de almacenamiento y propiedades de productos perecederos

67

Universidad Francisco de Paula Santander MANUAL DE VENTILACIÓN, REFRIGERACIÓN Y AIRE ACONDICIONADO Ing. Jorge Eduardo Granados Granados Mayo de 2011 Tabla 51. (Continuación)

68

Universidad Francisco de Paula Santander MANUAL DE VENTILACIÓN, REFRIGERACIÓN Y AIRE ACONDICIONADO Ing. Jorge Eduardo Granados Granados Mayo de 2011 Tabla 51. (Continuación)

69

Universidad Francisco de Paula Santander MANUAL DE VENTILACIÓN, REFRIGERACIÓN Y AIRE ACONDICIONADO Ing. Jorge Eduardo Granados Granados Mayo de 2011 Tabla 51. (Continuación)

Fuente: DUNHAM BUSH. Refrigeration Engineering Manual, Connecticut, 1981, p.24 70

Universidad Francisco de Paula Santander MANUAL DE VENTILACIÓN, REFRIGERACIÓN Y AIRE ACONDICIONADO Ing. Jorge Eduardo Granados Granados Mayo de 2011 Tabla 52. Calor de respiración

Fuente: DUNHAM BUSH. Refrigeration Engineering Manual, Connecticut, 1981, p.24 71

Universidad Francisco de Paula Santander MANUAL DE VENTILACIÓN, REFRIGERACIÓN Y AIRE ACONDICIONADO Ing. Jorge Eduardo Granados Granados Mayo de 2011 Tabla 53. Material, peso y densidad de contenedores y empaques (con y sin el producto)

72

Universidad Francisco de Paula Santander MANUAL DE VENTILACIÓN, REFRIGERACIÓN Y AIRE ACONDICIONADO Ing. Jorge Eduardo Granados Granados Mayo de 2011 Tabla 53. (Continuación)

Fuente: DUNHAM BUSH. Refrigeration Engineering Manual, Connecticut, 1981, p.30 73

Universidad Francisco de Paula Santander MANUAL DE VENTILACIÓN, REFRIGERACIÓN Y AIRE ACONDICIONADO Ing. Jorge Eduardo Granados Granados Mayo de 2011 4.4 GANANCIAS DE CALOR DE ORIGEN INTERNO Deberán incluirse las ganancias de calor debidas a luces, motores, equipos automáticos de descongelación, de elevación y transporte, personas, empaques y contenedores etc. Valores promedio de algunas de estas ganancias se encuentran en la tabla 54 y 55. Tabla 54. Carga equivalente de ocupación Temperatura enfriador, ºF

Calor equivalente por persona, Btuh

50

720

40

840

30

950

20

1050

10

1200

0

1300

-10 1400 Fuente: McQuay. Engineering Manual No. 95-B, Minneapolis 1981, p.20 Las ganancias por carga eléctrica se obtienen a partir de: Q=3.41∙W

Btu/h

Qelect =Q∙(24hr)

(82) Btu/24h

(83)

Donde, W = carga en Watts. La carga por iluminación debe incluir el factor de balasto BF y el factor de uso Fu (% de luces realmente encendidas). Generalmente en iluminación se estima de 1 a 1.5 watts por pie2 de área de piso La carga adicional por el motor del ventilador y por el equipo de descongelación podrá estimarse como carga eléctrica. El calor equivalente de 1 BHP es de 2545 Btu/h.

74

Universidad Francisco de Paula Santander MANUAL DE VENTILACIÓN, REFRIGERACIÓN Y AIRE ACONDICIONADO Ing. Jorge Eduardo Granados Granados Mayo de 2011 Tabla 55. Carga equivalente de motores eléctricos

Fuente: DUNHAM BUSH. Refrigeration Engineering Manual, Connecticut, 1981, p.12 De manera aproximada, por cada 12000 Btu de capacidad de refrigeraciónse requiere un ventilador con motor de 460 Watts de potencia y resistencia eléctrica de descarche de 2900 Watts. Si la descongelación es por gas caliente, la carga adicional por descarche se estima en 500 Watts por cada 12000 Btu. La eficiencia de los motores varía de 40% para pequeños motores, hasta 80% o más para motores mayores. La carga del motor en Btu por 24 horas será entonces el producto de los BHP x 2545 Btu/h x horas de operación. Para motores especificados en Watts, se divide por 746 para obtener el calor equivalente en HP. Si el motor está localizado en el área refrigerada, se divide la carga de calor por su eficiencia. Si el motor está localizado externamente, su ineficiencia será disipada en el medio exterior y la carga calculada no se afecta por la eficiencia del motor. El calor estimado por montacargas eléctricos entre 4 y 5 HP es del orden de 12000 a 15000 Btu/h. La carga por descongelamiento o descarche (defrost)se estima sobre la base de que un 50 % de calor va al cuarto frío y una proporción similar calienta la bandeja de condensado y el evaporador y se precipita al drenaje. El calor de descongelación depende de la carga en vatios, el número de defrost por día y la longitud del defrost en fracciones de hora. Se puede estimar preliminarmente en 75

Universidad Francisco de Paula Santander MANUAL DE VENTILACIÓN, REFRIGERACIÓN Y AIRE ACONDICIONADO Ing. Jorge Eduardo Granados Granados Mayo de 2011 2.8 kW por Ton @ 10 oF, o 795 Btu por cada 1000 Btu/h de capacidad. El valor real se obtiene con la selección del equipo.22 Carga de descarche = 0.5xWatt x3.41Btu/Watt x número defrost/día x tiempo defrost (horas) Para cuartos a temperaturas entre 28 y 35 oF, se especifican cuatro (4) defrost de 15 minutos cada uno por día, 20 horas de operación del compresor y ventiladores funcionando 24 horas menos el tiempo de descarche. y para congeladores al menos seis(6) de 20 minutos por día, para un total entre 1 y 2 horas de descongelamiento en 24 horas, 18 horas de operación del compresor y ventiladores funcionando 24 horas menos el tiempo de descarche. Tabla 56. Ganancia de calor por descarche (Watts/h)

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

22

DUNHAM BUSH. Refrigeration Engineering Manual, Connecticut, 1981, p.6 76

Universidad Francisco de Paula Santander MANUAL DE VENTILACIÓN, REFRIGERACIÓN Y AIRE ACONDICIONADO Ing. Jorge Eduardo Granados Granados Mayo de 2011 Btu/24 horas=Watts /hr X 24 hr X3.41

(84)

Tabla 57. Multiplicadores base de carga del evaporador

Fuente: DUNHAM BUSH. Refrigeration Engineering Manual, Connecticut, 1981, p.5 77

Universidad Francisco de Paula Santander MANUAL DE VENTILACIÓN, REFRIGERACIÓN Y AIRE ACONDICIONADO Ing. Jorge Eduardo Granados Granados Mayo de 2011 Para considerar la carga de los motores del evaporador y el descongelamiento, de una manera simplificada se puede aplicar a la carga calculada en 24 horas el factor multiplicador dado en la tabla 57. Estos factores están tabulados para varias clases de evaporadores, basados en el calor del ventilador por cada 1000 Btu/h (MBH) de capacidad del evaporador y un diferencial de 10 o F en el evaporador. Se consideran tres descongelamientos en promedio. El término ¨FL¨ dado en la Tabla 4.13 se calcula de la siguiente manera23: FL=Calor de ventiladores del evaporador enBtu/h Capacidad del evaporador MBH @ 10OF

(85)

Donde: Calor de ventiladores =número de ventiladores X HP X Btu/HP/h =número de ventiladores X Watts X 3.41 Btu/h El valor de Btu/Hp/h se obtiene de la tabla 55 y de las especificaciones del evaporador. El tipo de descongelamiento (defrost) que aparece en la tabla 57 se define así: A: Ambiente. 16 hr de operación del compresor y trabajo continuo del ventilador. 4E: Defrost eléctrico. 20 hr de trabajo del compresor y 4 descongelamientos de 15 min. 6E: Defrost eléctrico. 18 hr de trabajo del compresor y 6 descongelamientos de 20 min. La carga del producto deberá removerse en un determinado número de horas, 20 a 22 horas si no hay congelamiento, y 16 horas para permitir descongelamiento de equipos que trabajan a muy bajas temperaturas. La expresión final para la carga del producto será entonces: Qtotal=Qs/n

Btu/h

Siendo, Qs=suma de las cargas de enfriamiento Btu/24h. 23

DUNHAM BUSH. Refrigeration Engineering Manual, Connecticut, 1981, p.5

78

(86)

Universidad Francisco de Paula Santander MANUAL DE VENTILACIÓN, REFRIGERACIÓN Y AIRE ACONDICIONADO Ing. Jorge Eduardo Granados Granados Mayo de 2011 n=número total de horas de enfriamiento u horas de operación del compresor en 24 horas . Es buena práctica incluir un factor de seguridad del 10% que deberá añadirse a la carga total, antes de calcular la carga por descarche y por ventiladores, debido a las posibles variaciones de carga. La carga total me permitirá seleccionar el compresor, condensador, evaporador y la válvula de expansión. Otros datos de interés son el diferencial TD, normalmente 10° F, entre la temperatura del refrigerante en el evaporador y la temperatura del cuarto; la temperatura de condensación y la temperatura de succión del compresor. Temp succión=temp del cuarto-(∆T del evaporador+pérdidas en línea succión) Las pérdidas en la línea de succión expresadas en oF, se obtienen para cada refrigerante de la figura 48, conocidas la caída de presión en psi, y la 1temperatura de succión saturada. Las figuras 49, 50 y 51 son muestras gráficas de evaporadores y unidades condensadoras, tomadas de reconocidos fabricantes de equipos de refrigeración del país.

79

Universidad Francisco de Paula Santander MANUAL DE VENTILACIÓN, REFRIGERACIÓN Y AIRE ACONDICIONADO Ing. Jorge Eduardo Granados Granados Mayo de 2011 Figura 48. Pérdidas en temperatura debido a caída de presión, en línea de succión oF.

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Universidad Francisco de Paula Santander MANUAL DE VENTILACIÓN, REFRIGERACIÓN Y AIRE ACONDICIONADO Ing. Jorge Eduardo Granados Granados Mayo de 2011 Figura 49. Difusor de refrigeración

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Universidad Francisco de Paula Santander MANUAL DE VENTILACIÓN, REFRIGERACIÓN Y AIRE ACONDICIONADO Ing. Jorge Eduardo Granados Granados Mayo de 2011 Figura 50. Estructura de un difusor de refrigeración

ESTRUCTURA DIFUSOR DE REFRIGERACIÓN

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Universidad Francisco de Paula Santander MANUAL DE VENTILACIÓN, REFRIGERACIÓN Y AIRE ACONDICIONADO Ing. Jorge Eduardo Granados Granados Mayo de 2011 Figura. 51. Unidad condensadora de refrigeración

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Universidad Francisco de Paula Santander MANUAL DE VENTILACIÓN, REFRIGERACIÓN Y AIRE ACONDICIONADO Ing. Jorge Eduardo Granados Granados Mayo de 2011 4.5 EJEMPLO DE APLICACIÓN DE CARGAS DE REFRIGERACIÓN Como complemento al tema de refrigeración se ha desarrollado un ejemplo en EXCELL, el cual más adelante se verificará mediante el software REFRIG de ELITE SOFTWARE.

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

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Universidad Francisco de Paula Santander MANUAL DE VENTILACIÓN, REFRIGERACIÓN Y AIRE ACONDICIONADO Ing. Jorge Eduardo Granados Granados Mayo de 2011 Los resultados obtenidos mediante el programa REFRIG de ELITE SOFTWARE, se detallan a continuación.

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Universidad Francisco de Paula Santander MANUAL DE VENTILACIÓN, REFRIGERACIÓN Y AIRE ACONDICIONADO Ing. Jorge Eduardo Granados Granados Mayo de 2011 BIBLIOGRAFÍA 1. ASHRAE, Cooling and Heating Load Calculation Manual 2ª ed., New York, 1993. 2. ASHRAE, Guide and Data Book, USA, 1977 3. ASHRAE,Handbook of Applications, USA, 1977 4. ASHRAE, Handbook of Fundamentals, USA 1977 5. CHVAC, Elite software program, Ver 7.0, College Station, Tx, 2004 6. DUNHAM BUSH INC., Refrigeration Engineering Manual. USA, 1980 7. HTOOLS, Elite Software Program, Ver. 3.2,College Station,Tx. 2003 M 8. McQUAY, Commercial Refrigeration Cooling Load Calculation, USA, 1980 9. McQUISTON, Faye. Heating, Ventilating, and air Conditioning Analysis and Design 4ª ed., 1992. 10. PÁRAMO, Industria de Refrigeración Ltda. Catálogo Técnico, Colombia, 2000 11. RHVAC, Elite Software Program, Ver. 8.0, Bryan, Tx., 2003 12. ASHRAE,Handbook of Applications, USA, 2007 13. ASHRAE, Handbook of Fundamentals, USA 2005 14. ASHRAE HVAC System and Equipment USA 2008 15. ASHRAE Refrigeration USA 2006 16. JOHNSON CONTROLS. Volumen de refrigerante Variable. USA 2009

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