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14

contenido

b) Condensadores, 397 1. Tipos, 397 2. Capacidad, 397

CAPÍTULO

I

3. Cantidad y temperatura del medio refrigerante, 397 4. Condensador de aire, 398

5. Condensadores de agua, 398 6. Condensadores evaporatívos, 399

c) Controles de I. Válvula II. Válvula III. Válvula

Principios básicos

flujo de refrigerantes, 400 de expansión manual, 400 de expansión automática, 400 de expansión termostática, 401

IV. Tubos capilares, 403 V. Control con flotador de baja presión, 403

VI. Control con flotador de alta presión, 404 VIL Otras válvulas y accesorios de control, 404

I.I

PRIMERA LEY DE LA TERMODINAMICA

"La suma total de la energía del universo es una cantidad cons

tante : esta energía no puede incrementarse, disminuirse, crearse APÉNDICE,

409

o destruirse."

"La energía no puede crearse ni destruirse."

TABLA A-1 Propiedades termodinámicas del amoniaco. Tabla de temperaturas, 411

Coro/arfo

TABLA A-2 Propiedades termodinámicas del amoniaco. Tabla de presiones, 415

TABLA A-3 Propiedades termodinámicas del vapor de amoniaco sobrecalentado, 419

TABLA A-4 Propiedades termodinámicas del Freón-12. Tabla de temperaturas, 435

"Las diferentes formas de energía son mutuamente converti

bles, y la cantidad de una forma de energía que se requier^para producir otra cantidad de otra energía es fija e invariable." L2

TABLA A-5 Propiedades termodinámicas del Freón-12. Vapor so

SEGUNDA LEY DE LA TERMODINAMICA (FORMA DE CLAÜSIUS)

DIAGRAMA D-I Propiedades del amoniaco. Diagrama de Mollier,

"Es imposible que una máquina, actuando por sí sola y sin ayuda de un agente exterior, transporte calor de un cuerpo a otro

DIAGRAMA D-2 Diagrama presión-entalpia del Freón-12,

que tenga mayor temperatura que el primero."

brecalentado, 443

DIAGRAMA D-3

Carta psicrométrica L3

LEY DE BOYLE

"A una temperatura constante, el volumen de un peso dado de gas perfecto varía inversamente a la presión absoluta." Pi Vi = P2 Va = P„ v„ = constante donde: P = Presión absoluta en

Ib

pie^

V = Volumen especifico en

pies* Ib

15

(M)

gas perfecto

16

principios básicos

1.4

LEY DE CHARLES

"Cuando un gas perfecto recibe calor a volumen constante, la presión absoluta varía en forma directamente proporcional a la temperatura." Px

P2

Pn

T,

Tt

r„ •"

(1-2)

donde

La energía química (C). No interviene, pues no hay reacción. La energía potencial {EP). No interviene, debido a que la succión y la descarga están al mismo nivel.

La energía cinética (EC). Puesto que los diámetros son iguales, el área es la misma, el gasto no varía, la velocidad no varia y la EC no interviene. La energía interna (U). No hay cambio de temperatura apreciable, por lo tanto, la energía interna es la misma y tampoco in

T — Temperatura absoluta. 1.5

terviene.

La energía calorífica (Q). En este caso la energía calorífica tam poco interviene.

LEY DE JOULE

"Cuando un gas perfecto se expande sin hacer trabajo, su tem peratura permanece inalterable, ya que su energía interna perma

Luego, la ecuación 1-3 se reduce a:

nece también inalterable."

P,V^-\-W^ = P^V^ + 'W^ ...

"La energía interna de un gas perfecto es función solamente de la temperatura." 1.6

1?

LEY DE AVOGADRO

(1-4)

Ti'^-Trabajo en Ib-pie

PV - Energía de flujo en ib-pie

'

V - Volumen en pie®

"Iguales volúmenes de cualquier gas, a la misma presión y temperatura, tienen el mismo número de moléculas" (ver el in

Ib

P-Presión en

ciso 1-7).

pie®

Problema 1-1

En la figura I-l se muestran las condiciones de succión y des carga de una bomba de agua. ¿Cuánto vale la energía que suminis

Ya que el agua es un líquido incompresible: Vl=V2

tra dicha bomba?

AíV = W, - Ws = (P2 - Pi) V IIí.7 — „ A

A

pig' 5-:;

Oír

Substituyendo por los datos:

v-100 pies" minulc

BOMBA

m

= 100(114.7-14.7) X 144

AW = 1,440,000

Ib-pie minutos

Figura I-i. Condiciones de succión y descarga de ima bomba de agua. o bien

De acuerdo con la primera ley de la termodinámica y aplican do la ley de conservación de la energía, se tiene:

1.440.000 H.P. =

—

33,000

= 43.6

C, + EP^ + EC, -\-ü, + W,+0, + P,V, = 1.7

= C,+EP^ +EC.+Ü. + W. +Q. +P^Vz Haciendo un análisis de las energías para este caso :

(1-3)

GAS PERFECTO

"Todo aquel gas que obedezca las leyes de Boyle, Charles, Joule y Avogadro, se dice que es gas perfecto."

18 prmcipios bátieos

gag perfecto

gggún la ley de Boyie:

Ib

Para el aire a T = 32°F y P = 14.7

Pj Vi = Pg Va = P» V» — constante

plg®

19

•,4, V = 12.39 pie®/lb

se tiene:

Como Tj = Ts

14.7 X 12.39 X 144

PiVi _ PaVa _ P.v« Ti ~ Tt ~ r«

R = =

constante

1 X (460 + 32)

(1-5)

pie-lb

R = 53.3

Ib-'R

o bien La de Charles: TABLA I-l.

Pi

P2

P.

=

constante

Valores de R para algunos gases

(1-2) (M K S)

Gas

Como Vi = Va PiVi r,

Pa Va T,

— constante = R

Pv = RT...

A

Pv

T

(1-6)

Ib pi pie^

se le llama la constante R (—^ \

pies* Ib

I "R

Ib-pie \

Ib^J

Aire

53.3

29.24

Amoniaco Bióxido de carbono Monóxido de carbono

90.73

49.648

Hidrógeno Nitrógeno Oxigeno

35.1

19.255

55.1

30.227

766.54

420.172

55.1

30.227

48.3

26.497

Bióxido de azu&e

24.1

13.524

Vapor de agua

85.77

47.053

La constante R tiene im valor para cada gas.

Multiplicando ambos miembros de la ecuación (1-6) por la masa

Problema 1-3

de m libras de gas, se tiene: Encuentre el volumen de 40 libras de aire a 80T y 100

Ib

plg® si la presión atmosférica es de 29.92 plg de Hg. De acuerdo con la ecuación general de los gases perfectos:

Pvm = mRT

Como

vm = V (V en pies®) PV = mRT

Por lo tanto,

(1-7)

o sea

PV = mRT

(1-7)

mRT y

que se llama "ecuación característica de los gases perfectos".

=

Substituyendo los valores

PnAlema I

de donde

2RT¡Ti

R = 96A

V =

20 X 144 X 10,000 m

y-

=

= 573 libras,

P, T,~P,T^

Substituyendo los valores en la última ecuación y obteniendo el valor de R para el amoniaco de la tabla I-l, se tiene:

96.4 X 520

Problema 1*9

R = 90.73

Ib

El recipiente acumulador de refrigerante de un sistema de re

frigeración contiene amoníaco a ima presión de 137.2 lb/plg*4 y una temperatura de 70°F. Se le agregan tres libras más de amonía co y la presión y temperatura aumentan hasta P = 159.7 Ib/plg'A, y T= 8(PF.

P,V^ = m,RT^

(1)

Ps Va = (mi + 3) i? Ta

(2)

De la ecuación (1)

V =

1.9

Halle el volumen del recipiente. De la ecuación de los gases perfectos se tiene:

pie-lb

3 X 90.73 (460 + 80) (460 -t- 70) 159.7 X 144(460 + 70) - 137.2 x 144(460 + 80)

= SI pies-""

LEY DE GIBBS-DALTON

"En ima mezcla de gases o vapores, cada gas o vapor ejerce la misma presión en el mismo espacio total, como si la ejerciera por sí sólo, a la misma temperatura de la mezcla." El vapor de agua en la atmósfera no se rige exactamente por

las leyes que gobiernan los gases, pero son lo suficientemente apro ximadas para usarlas en la práctica. Las mezclas de vapor-aire se rigen prácticamente por la ley de

m, =

PiV. RTi

Substituyendo e! valor de m,. en (2) queda:

Gibbs-Dalton.

De esta ley se sigue que cualquier mezcla de gases ejerce una presión total igual a la suma de las presiones parciales ejercidas independientemente por cada gas.

26

ley de gibbe-dalton

principioa báaicot

El aire atmosférico existe a una presión total igual a la presión atmosférica (P»), la cual es: P» = Ps + Po + Pv — Pa

Pv • • •

(M6)

donde:

Pn — Presión Po — Presión Po — Presión Po — Presión

parcial parcial parcial parcial

del del del del

27

Problema I-ll

Un cuarto tiene un volumen de 5,000 pies® y contiene aire seco, a una presión barométrica de 29.92 plg de Hg y una tempera tura de 80T.

A) Se quiere conocer el peso del aire. Utilizando la ecuación de los gases perfectos, se tiene:

nitrógeno. oxígeno. vapor de agua. aire seco.

PV = mRT

(1-7)

de donde,

La máxima cantidad de vapor que puede existir en el aire de pende de la temperatura y es independiente del peso o presión del aire que pueden existir simultáneamente en el espacio. Esta cantidad de vapor existe cuando el espacio está saturado, es decir, cuando la presión corresponde a la temperatura de satu ración. En estas condiciones, si se atomiza agua en dicho espacio, permanecerá en estado líquido. Si el espacio se enfría, empe^rá

PV m

=

'W

Substituyendo los datos: 14.7 X 144 X 5,000 m

—

53.3 (460 + 80)

la condensación.

m = 367 Ib Problema I-IO

A 70°F, el vapor saturado ejerce una presión igual a 0.73866 plg de Hg y pesa 0.001150 Ib/pie®. Estos valores son correctos, si el vapor está solo o mezclado con aire. Compruebe los valores anteriores por medio de la ecuación de los gases perfectos. Se tiene, por lo tanto.

B) Si el aire está saturado de vapor, calcule el peso del aire y el peso del vapor. La presión de saturación del vapor a 80°F es de 0.5067 Ib/plg2 A a) Peso del vapor

(M2)

PV = MRT

0.5067 X 144 X 5,000 m, -

La R del vapor se obtiene de la siguiente forma:

85.7(460 -I- 80)

Ai = 18 (para el vapor de agua) R =

1545 18

= 85.7-

mj = 7.9 Ib vapor

(M3)

MR = B = 1545

Ib-pie Ib °R

Substituyendo los valores en la ecuación se tiene: (0.73866 X 0.491 x 144) x 1 = 0.001150 x 85.7 (460 -f 70), 52 = 52

Luego los valores dados son correctos.

b) Peso del aire Mediante la ley de Gibbs-Dalton se halla la presión del aire seco.

P (aire) = P (mezcla) ~ P (vapor) P (aire) = 14.7 - 0.5067

P (aire) = 14.194 Ib/plg®

El peso del aire valdrá:

28

ley de gibbs-dalton

principioi básicoa 14.194 X 144 X 5,000

^

Nitrógeno:

53.3 X (460 + 80)

mg = 355 Ib

= 0-48 Ib/plg® A

100

10 X 0.4

Agua:

29

= 0.04 Ib/plg® A

100

El peso de la mezcla total ^: Presión total = 9.48 + 0.48 + 0.04 = 10 Ib/plg* A mt = mi + nts

3. El peso en porcentaje

m, = 355 + 7.9

Peso molecular multiplicado por el número de moles =

ntt — 362.9 Ib

peso

moBt = 16 X 94.8 = 1,516.8 Ib

Problema 1*12

ms2

Un gas natural tiene la composición siguiente:

= 28 X 4.8 = 134.4 Ib

tfisio = 18 X 0.4 = 7.2 Ib

Metano CH< Nitrógeno Nj Agua HsO

94.8 % 4.8 ®/o 0.4 %

mr

'

= 1,516.8 + 134.4 + 7.2 = 1,658.4 Ib

Peso molecular de la mezcla:

100.0% (en volumen)

m = MN

Si está contenido en un tanque a una presión de 10 Ib/plg' y una temperatura de 70°F, calcule:

m

M = N

1.

El número de moles

2. Las presiones parciales 3. El peso en porcentaje

Substituyendo valores; Ib

4. La densidad A, =

16.584

100

1. El número de moles

Si se suponen 100 moles y sabiendo que todos ocupan el mismo

Metano:

volumen, se tiene;

mol

1,516.8 X 100

=

91.46%

=

8.11 %

=

0.43 %

Total =

100 %

1,658.4

Metano

94.8 moles

Nitrógeno Agua

Nitrógeno:

4.8 moles 0.4 moles

134.4 X 100

1,658.4

Agua:

100.0 moles

2. Las presiones parciales

7.2 X 100 1,658.4

4. La densidad

Presión parcial = presión total multiplicada por el número de moles.

De la ecuación de los gases perfectos: Metano:

10 X 94 8

= 9.48 Ib/plg^ A

PV= mRT

100

L

(1-7)

30

ejercicios

principUtB básicos 1.545 R =

de 20,000 pies®. Calcular la cantidad de vapor de agua en libras,

Ib-pie = 93.2

16.58

y decir si el salón está saturado de humedad.

\h'R

R

PV m

31

a) M= 11.5 Ib b) No

=

RT

10 X 144 X 1 m

=

Ib = 0.0292

93.2 V Í460 + 70)

6.

pie®

seco? Presión barométrica, 14.7 Ib/plg®.

EjERaaos

R

1. Encontrar el peso del aire seco contenido en un salón cuyo volumen es de 1,000 pies®; la temperatura es de 70T y la pre sión atmosférica de I31b/plg®. R

M= 66.21 Ib

2 Encontrar el volumen de un recipiente para almacenar hidró

geno a una presión de 14.7 Ib/plg® y 60T. El peso delhidrógenOi por almacenar es de 2001b. R

V = 37.661 pies®

3. Un tanque de almacenamiento de aire de 5.000 pies' tiene una presión de 86 Ib/plg® medidas y una temperatura de 70T. Si

la presión atmosférica es de 14 Ib/plg®. encontrar el número de moles y el peso del aire. R

N = 88.5

moles

W = 2.564 libras

4. Un salón de 9.000 pies® contiene aire saturado de humedad; la

temperatura es de 90T y la presión barométrica es de 29.92 pig de Hg. Encontrar:

a) Presión parcial del aire seco b) Presión parcial del vapor de agua c) Peso del aire seco á) Peso del vapor de agua R

a) b) c) d)

¿Cuál es el peso del aire en im salón de 10,000 pies' a í = 80°F. cuando está saturado de humedad? ¿Cuánto pesa cuando está

14lb/plg® 0.698 Ib/plg® 618 Ib 192 Ib

5. La presión parcial del vapor de agua en un salón es de 0.1814 Ib/plg®, la temperatura es de 70°F y el salón tiene un volumen

7.

a) 725.2 Ib b) 734.8 Ib

Por un ducto pasan 4,000 Ib/h de aire a 60°F saturado de hume

dad ; se proyecta deshumidifícar totalmente el aire y se pregun ta cuál es el volumen mínimo que debe tener el tanque recolec tor de condensado, si se piensa vaciarlo cada 24 horas. El volumen específico del aire saturado a 60°F es de 1332 pies'/lb R

F=17pies«.

CAPITULO

n

4 Característicfis de la mezcla

vapor-aire

n.l

GENERALIDADES

•^Acondicionar el aire es controlar su temperatura, humedad, dis tribución y pureza. Su objeto es procurar la comodidad de los ocupantes de residencias, teatros, escuelas, etcétera, o bien, en la industria, mantener productos alimenticios, productos químicos, etcétera, a muy bajas temperaturas para evitar que se conta minen.

Antes de estudiar el acondicionamiento del aire, es necesario conocer sus características y propiedades. n.2

AIRE

Composición

La atmósfera que rodea la Tierra es ima mezcla de gases cuya composición es: Volumen en "/e

Nitrógeno Oxígeno Argón

Peso en Va

78.1 20.9

76.0 23.1

1-0

0.9

Estos datos se refieren al aire seco, pero la humedad puede va riar del O % al 4 %.

El aire contiene, normalmente, muchas impurezas, como gases,

sólidos, polvos, etcétera, en proporciones que dependen de varios factores. Se supone que en lugares montañosos y en el mar el aire es más puro, aunque los vientos también llevan consigo algunas impurezas.

Jíl

33

34

caracteristÍ4Ms de la metida vapor'aire aire

35

El aire contiene, por lo general:

0.07309 Ib/pie® (70°? y 29.92 pulgadas de Hg) Nitrógeno Oxígeno Argón

78.03

peso de la mezcla saturada:

20.99 0.94

Bióxido de carbono

0.074239 Ib/pie® (70T y 29.92 pulgadas de Hg)

0.03

GASES EN Vo

Para encontrar el peso del aire a cualquier presión y tempera tura, consulte las tablas de propiedades de la mezcla de vapor de

Hidrógeno Xenón

Kriptón

agua con aire (tabla III-l).

0.01

En las columnas de volumen específico de la mezcla, el recí

Otros

proco de estos valores son los pesos específicos a cualquier temperatura, también pueden calcularse mediante la siguiente

Humos de sulfuras Humos de ácidos COa Polvo IMPUREZAS

fórmula:

donde

Cenizas

Minerales

W = peso a í y P

^

Vegetales Animales

_Microorganismos

Wi= peso a íi y Pj Volumen específico (o)

El volumen específico es el recíproco del peso específico, o

Calor específico (Cp)

sea:

El calor específico del aire no es constante, sino que depende de la temperatura. Para fines prácticos se usa:

V

=

IV

Calor especíñco a presión constante:

Para t = 70°P y

P = 29.92 pulgadas de Hg:

Cp = 0.2415 ó 024 Btu/lb T 1 V =

Para fines que requieren precisión: Cp = 0.24112 + 0.000009 f

pies

— 13.34 —r— (aire seco) Ib

0.07496 1 V =

= 13.68 0.07424

Btu

V s

1 = 13.47 0.0745

IbT

Peso específíco (.W) Peso del aire seco:

0.07496 Ib/pie' (a 70T y 29.92 pulgadas de Hg) Peso del aire seco contenido en un pie? de aire saturado:

• (aire seco contenido en una libra de

aire saturado)

Calor específíco a volumen constante: Cv = 0.1714

pies®

(mezcla vapor de agua-aire saturado)

Rmnedad absoluta o densidad (d^) El peso de vapor de agua expresado en libras o granos por

^da pie cúbico de espacio se llama "humedad absoluta" o "densi

dad del vapor de agua" y se representa como dv cuando el aire no

^tá saturado y como d,i cuando sí lo está; en este caso se halla en

las columnas 4 y 5 de las tablas de aire-vapor (1 libra = 7,000 gra dos). (Ver tablas III-l y III-2.)

36 caracterUticaa de la meada vapor-aire

aire

Humedad específica o relación de humedad (W„)

37

Al calentar el aire de SCF a 90°F, la humedad relativa varía de

El peso de vapor de agua expresado en libras o granos por li bra de aire seco se llama humedpd especifica; se representa como cuando la mezcla no está saturada, y como W., cuando sí lo está; su valor se encuentra en las columnas 6 y 7 de las tablas aire-vapor a diferentes presiones o temperaturas. (Tablas III-l y III-2.)

45.3 % a 33.5 %. I^blema n)

La humedad relativa se define como la relación de la presión parcial del vapor en el aire con la presión de saturación del vapor

a.i

X100 = -^ X100 = ICO % 5

Variación de la humedad relativa

correspondiente a la temperatura existente. O bien, es la relación de la densidad del vapor de agua en el aire con la densidad de saturación a la tempei5ítrra~eqiTespondiente.

a) La humedad relativa se puede aumentar de las siguientes

(n-2)

2) Aumentando la humedad absoluta sin variar la tempera

formas:

1) Reduciendo la temperatura, sin variar la humedad abso luta.

X 100

tura.

en donde

Pv = = Pi = di =

presión parcial del vapor de agua densidad existente del vapor de agua presión de saturación del vapor de agua densidad del vapor saturado

b) La humedad relativa se puede disminuir de las siguientes ma neras:

1) Aumentando la temperatura, sin variar la humedad abso luta.

2) Disminuyendo la humedad absoluta, sin variar la tempera

Problema ll-l

¿Cuál es la humedad relativa (di-. di = Q.00I5777 Ibp/pie' (de la tabla III-l)

Pw — presión de evaporación del liquido a tu

dv = 0.445 X 0.0015777 = 0.000702 lbv-/pie^

—temperatura de bulbo seco

o biMi,

tu — temperatura de bulbo húmedo Problema II-9

El aire tiene una temperatura de bulbo seco de BO^F y de bulbo húmedo de 65°F a una Pi = 29.92 pig de Hg. Sin usar la carta psicrométrica, encuentre: а) La humedad relativa del aire б)

La densidad del vapor

^

PvV=d,RT PvV

0.45996 X 0.491 x 144 x 1

RT

85.7 X (460 -I- 80)

(1-7)

áv = 0.000702 Ibp/pie® La temperatura de rocío

Se conoce P, = 0.45996 plg de Hg; por lo tanto, de las tablas, = 56.9T.

aire

52 caracleristíens de la meada rapor-aÍre

se satura y la temperatura de bulbo seco, de bulbo húmedo y punto de rocío son iguales.

d) La humedad específica

El proceso realizado es de saturación adiabática, donde el ca-

De la ecuación (II-5):

jor total de la mezcla permanece constante, pero cambia su hume dad específica. AI llegar al punto 2, se tiene una humedad relativa

0.45996

= 0.622-^^ • =

"29.92-0.45996

del cien por ciento.

W. = 0.009711 Ib/lbft

Entalpia del aire

e) El volumen ocupado por una libra de aire seco

(1-7)

py = niRT

La entalpia total del aire húmedo es igual a la suma de la

entalpia del aire seco, más la entalpia del vapor de agua contenido en la mezcla.

mRT V =

p

53

1 X53.3 X(460 -1- 80)

(29.92 - 0.45996) X 0.491 X i'Hf

hi = h, + Hl ...

(11-22)

donde h, —entalpia total del aire en Btu/lbo

V = 13.81 pies"

donde h, —entalpia del aire seco en Btu/lba

„e..ci6n ».re 1„ .eo.pe...o™. de

p,„.to de rocío, al pasar el aire por un hum.dif.cador

'

donde hi —entalpia del vapor de agua en Btu/lb»

El cambio de entalpia de una libra de aire seco al variar la tem peratura de ti a Í2 tiene un valor de: CII-23)

donde Cp —calor específico del aire (0.24 Btu/lb''F) fi —temperatura inicial en ®F Í2 — temperatura final en "F Bulbo húmedo

Si se toma como referencia 0°F, el valor de la entalpia de una libra de aire seco será: ht — Cpí ...

(11-24)

A la entalpia del aire seco se le llama también calor sensible del aire y se suele representar por la letra g,; para Ai Ib/h de aire se 0 = 100%

tiene:

q, = MCpt...

(11-25)

g, = Mh,...

(11-26)

Flujo de aire Figura

n.2. R.lacl6» de la .empe.aw» de bato «c», ¿ balbo hdmed. ypunto de rocfo. cuando se humidifica el aire.

t pntra al El aire no saturado entra a

humidificador. aumentafinalmente el puntoj

de rocío y disminuye la temperatura de bulbo seco, tmalment

La entalpia del vapor de agua contenido en la mezcla multipli cada por la cantidad de vapor da el calor total del vapor de agua h ccdor latente

54

earacteríslicas de la mésela vapor-aire

Hl = Wv hv .. •

aire

(11-27)

Existe también otra expresión para determinar el valor de hpi

donde Wv—libras de vapor contenidas en 1 libra de aire seco entalpia del vapor de agua en Btu/lb„ tomado de las

= 1091.6 - 0.55 í ...

tablas (tabla III-2 columna 11)

°

Ijl ^ Wi h, ...

...

(11-28)

Q, = MCft + ( 1091.6 - 0.55 t) Wg-f. ...

Wt X 4> y. fti •••

(II40)

El calor total contenido en el vapor de agua a varias tempera

(n-29)

turas está tabulado en la columna 11 de las tablas de propiedades

(11-30)

de vapor de agua y aire a bajas presiones, y debe tomarse en cuenta que en este caso el calor tabulado es el calor total (ental pia total), o sea el calor del agua más el calor latente de vapori

La entalpia total entonces tendrá el valor: lu = Cft

(11-39)

o sea, substituyendo (11-39) en (11-34) se tiene:

El calor latente total de M libras por hora de aire será de qi, - Mhi ...

55

zación.

Como el valor total de la mezcla es realmente el calor sensible

(11-31)

del aire seco más el calor total del vapor o sea la entalpia del agua más el calor latente, y en muchas tablas la toman como calor

sensible del aire más calor latente sin tener en cuenta la entalpia del liquido, existen ciertas diferencias no muy importantes debido

El calor total de M libras por hora de aire tiene el valor de

Oi = Qi + qL ... Mht = Mh,-¥ MhL ... Qt = M(Cpí + Wtf^hp) ...

El valor de

(11-32)

a que el calor del líquido es muy pequeño.

(11-33)

Problema 11-10

(11-34)

punto de rocío es 50°F.

Encuentre el calor latente contenido en ima libra de aire, si el Consultando la tabla III-l para 50°F, se tiene:

puede tomarse como 1060 Btu/lbs para cálculos

de problemas prácticos, o sea

0, = M(C,f-F Wd X * X 1060) ...

Wí = 0.007626 Ib/lba

(11-35)

h,= 108I.7Btu/lb.

Ite donde,

El valor de hv también puede encontrarse usando las siguientes

Ql = 0.007626 X 1,081.7 = 8.249Btu/lba

expresiones:

Para temperaturas de 70®F a 150°F hv = 1060.5 -1- 0.45 í ...

^bleraa 11-11 (11-36)

Encuentre la entalpia total de una libra de aire saturado a 70°F.

(Ver tabla m-2.)

^4

Para temperaturas por debajo de 70°F

= 1061.7 + 0.439 t ... o sea, substituyendo (11-37) en (11-34) se tiene

O, = Ai C,r 4- (1061.7 -!- 0.439 /) Wj x * ...

dí = 0.00115071b/pie« y

(11-37)

Wd = 0.0011507 X 13.68 = 0.01574Ib/Ibt,

•r

(11-38)

13.68piesVlb

El calor total será

h, = CpXt + Wrf (1091.6 - 0.55 O ...

(II40)

ejercicio»

56 característica» de la mezcla vapor-aire h, = 0.24 X 70 + 0.01574 (1091.6 - 0.55f)

'plutrn-n de una meada de aire y vapor de agua

Volumen total = volumen de aire seco -f (volumen de aire

= 33.37 Btu/lb

saturado —volumen de aire seco) ^ ...

o bien, substituyendo (11-36) en (11-34) se Üene ft* = C,Xí-bW(1060.5-l-0.45r)

57

(11-42)

problema 11-13 (11-41)

Encuentre el volumen en pie®/Ib, cuando í = 70°F y 4-= 70 "/o Pi = 29.92 plg de Hg

ht = 16.8 -f- 0.01574 X 1.092 De la tabla I1I-2

ht = 33.98 Btu/lb O bien, de la tabla III-2:

V(70"F saturado) = 13.68 piesVlb V(70"Fseco) = 13J4 pies®/Ib

0^

hi = 33.96 Btu/lb

pies® Volumen del vapor de agua = 13.68 —13.34 = 0.34 "lb~

Problema II-12

De la fórmula (II42) se tiene:

Encuentre la entalpia del aire a 40"F, 29.92 pulgadas de líg, con «/> = 60 % (ver tabla III-2).

V, = 13.34 -t- 0.34 X 0.7 = 13.578 pies®/lb itayes psicrométrícas

= 9.596 -i- 0.005194 x 1077.2 X 0.6

1. Cuando el aire seco se satura adiabáticamente, la tempera

tura se reduce y la humedad relativa se incrementa, y la reducción de calor sensible es igual al incremento simultáneo de calor la

ht = 12.95 Btu/lb

Volumen de aire seco que se incremenla l'^F por cada Btu su ministrado

(11-25)

q,-=MCft Ai =

. = 4.1671b

C,t

0.24x1

aTCF Vi = Ai XV= 4.167 X13.34 = 55.58pie^

tente.

2. Cuando el contenido de humedad del aire se incrementa

adiabáticamente, la temperatura se reduce simultáneamente hasta que la presión de vapor corresponde a la temperatura de satura ción. Ésta se llama "temperatura de saturación adiabática". 3. Cuando cierta cantidad de agv.a aislada se evapora, se su

pone que la temperatura final será la adiabática de saturación y no está afectada por convección, por lo que la temperatura de bulbo húmedo será la adiabática de saturación.

4. La temperatura de bulbo húmedo del aire depende sólo del Con aire saturado

Vi = MVi = 4.167 X 13.47 Vi = 56.13 pieS

Para cálculos de aire acondicionado donde las variaciones de

temperatura no son excesivas, se puede tomar. V = 56 pi^

calor total sensible y latente y es independiente de sus proporcio nes relativas. En otras palabras, la temperatura de bulbo húmedo es constante ya que el calor total también lo es. ejerocios

1. Si la presión parcial del vapor en el ambiente es de 0.214 Ib/ plg^ y la temperatura es de 65"F, ¿cuál es la humedad relativa? R

4-=70 %

58

CAPITULO

características de la mésela vapor-aire

m

2. Si en las condiciones del problema anterior el aire se enfría a 55''F, ¿a cuánto varia la humedad relativa? R

^ = 100 o/o

I, Tablas y cartas psicrométricas

3. Si en las mismas condiciones el aire se calienta a lOOT, ¿cuán to varía la humedad relativa?

R

4. = 22.5 o/o

4. La temperatura de un salón es de 84°F y la humedad relativa

h-

I

de 40'%. Encontrar

m.l

a) Presión parcial del vapor de agua b) Peso específico del vapor de agua R

TABLAS PSICROMÉTRICAS

c) Humedad específica

Las tablas psicrométricas que aparecen en págs. 60 a 69, se tomaron del Heaíing, Ventilating and Air Conditionmg Guide, ca

a) 0.23088 Ib/plg® b) 0.000713 Ib/pie'' c) 0.010 lb,/Ib»

con vapor saturado, desde —25°F a 164T. (Reproducidas de Prin

pítulo 1. En ellas se muestran las propiedades de la mezcla de aire cipies of Refrigeralion por Roy J. Dossat, con autorización de John Wiley & Sons, Inc.)

5. 1,000 Ib/h de aire a 69°F y

= 40®/o entran a un calentador

humidiácador y salen a 84'F y = 40 %. Se pregunta qué can

Problema UI-l

tidad de agua se suministra en 24 horas. R

6. ¿Cuál es el calor sensible, el calor latente y el calor total de ama libra de aire saturado a 100°F. P» = 14.7 Ib/plg^? R

Se tiene aire cuya temperatura de bulbo seco es de 35°F, y ^ = 80 %, se calienta y se agrega agua, hasta que tiene una r», = = 70°F, y una = 50 % : con ayuda de las tablas, calcule:

W = 96 lb/24 h

líi'

a) q, = 24 Btu h) qL = 47.4 Btu c) qt = 71.4 Btu

proceso.

4. El calor total agregado. •ly-.

7. Calcular el calor sensible, el calor latente y el calor total de una libra de aire a tu, = 80®F y í,c = 50°F. Pe = 14.7 Ib/plg®. R

ai 19.2 Btu

b)

8.25 Btu

1. El cambio de la presión parcial del vapor. 2. La cantidad de agua que se agrega durante el proceso. 3. El cambio de volumen de la mezcla (vapor aire) durante el

5. El cambio de calor sensible. 6. El cambio de calor latente. Solución:

1. El cambio de la presión parcial del vapor, las tablas, se tiene:

c) 27.45 Btu

T„, = 35''F, Pí, = 0.1 Ib/plg^ 8. Encontrar el volumen de una libra de aire a 80°F y 03205 0.03312 0.03421

13.84

91

239.5

13.92

14.69

22.32

1101.1

59.-99

87

217.1 224.4

51.74

Presión del vapor saturado

TABLA 111-2. (Continuación) Volumen en pies^ Peso del vapor saturado

'F

Barom.29S2plg de Hg

Entalpia por libra

de una

Temp. pulgadas deBg

Por píe*

Ib/pl^

Por libra de aire seco

(5)

(4)

Granos

Libras

libras

de una

libra de aire seco

— iwra ue ^ libra de Granos axre seco

Aire seco Vapor

Datum

Danm

_^

luración

(l)

(3)

(2)

1.9316

100 101 102 103 104

1.8181 1.8741

98 99

1.7638

97

1.7108

1.6591

95 96

1.60S8

94

105 106 107 108 109

1.9904 2.0507

2.1128 2.1763 2.2414

2.3084 2.3770 2.4473 2.5196 l.WW

0.7902 0.8149 0.8403 0.8663 0.8930 0.9205 0.9487 0.9776 1.0072 1.0377 1.0689 1.1009 1.1338 1.1675 1.2020

1.2375 \.174

lis

0.0023992

16.79

0.0024697

17.28

17.80

0.0025425 0.0026164 0.0026925 0.0027700

18.31

18.85 19.39 19.95 20.52

0.0028506 0.0029316 0.0030156 0.0031017 0.0031887

21.11 21.71

22.32 22.95

0.0032786

0.0033715 0.0034650 0.0035612

2.7486

2.82S0 2.9044

0.0039729

1.3S0

27.81

1.995

1.941

3.9519 4.0618

0.005450

1.889

3.8460

124

37.18

0.005311

1.838

34.38 35.28 36.21

0.00491IS 0.005040 0.005173

1.788

3.4449 3.5406 3.6404 3.7422

123

120 121 122

0.0047846

1.600 1.645

3.3492

119

3.2576

118

1,555

2.9929 3.0784 3.1660

116

117

125

1.470 1.512

1.692 1.739

30.13

0.0043047 0.0044208

30.95

31.76 32.63 33.49

0.0015372

0.0046620

38.15

0.005590 0.005734

39.13 40.14

0.005882

(6) 0.03535 0.03652 0,03772 0.03896 0.04024 0.04156

0.04293 0.04433

0.05719 0.05904

0.06292 0.06493

28.57

2.049

4.1718

127

126

128 129

0.06092

0.06700

29.34

0.006031 0.006188

2.105 2.163

4.4039

4.2858

4.5220

0.04577 0.04726 0.04879

0.05368

23.60 24.26

2.7 .OT

0.0040816 0.0041911

1.389 1.429

44.41

0,006344

4.6441

131

130

0.05037 0.05200 0.05541

24.93 25.62

0.0036603

26.34

0.003762Z

V

\\\

112 113

¡14

45.53

0.006504

2.221 2.281 2.343 2.406 2.470

41.17

42.22 43.32

0.06913 0.07134 0.07361

0.07600 0.07840

0.08093 0.08348 0.08616 0.08892 0,09175

0.09466 0.09770 0.1008

0.1040 0.1074 0.1107 0.1143

55.46

0.007923

2.814

54.12

0.007732

2.742

5.5827 5.7293

50.30 51.55 52.83

2.007547

2.672

5.4402

137

0.007364

2.536 2.603

5.2997

5.1633

135 136

49.07

0,007010

5.0289

134

0.1218

47,87

0.1180

46.70

0.006671 0,006839

4.8986

132 133

138

139

4.7703

0.007185

0.1257

(7) 247.5 255.6 264.0

272.7 281.7 290.9

300.5 310.3 320.4

330.8 341.5 352.6 364.0 375.8

387.9 400.3 413.3 426.4

440.4

454.5 469.0 483.9 499.4 515.3

532.0 518.8 566.5 584.4 603.1 622.4

642.3

662.6 683.9 705.6 728.0 751.8 774.9 600.1

826.0 852.6

879.9

1,031.1

0.1473

907.9 937.3 967.4 998.9

0.1297 0.1339 0.1382 0.1427

(8) 13.94

(9) 14.73 14.79 14.84 14.90

13.97 13.99

14.02 14.02 14.07

14.95

15.01

14.10 14.12 14.15

14.17 14.20

(10)

22.56

23.76

24.00

15.07

is:.7a

15.85

15.93 16.00

14.45

14.42

14.47

16.24

16.32 16.41 16.50 16.58 16.68 16.77

16.87

14.72 14.75

22.80 23.04 23.28 23.52

24.24

15.12 15.18 15.25 15.31

15.37 15.44 15.50 15.57 15.64

14.22 14.25 14.27 14.30 14.32

15.71

14.35 14.37

14.39

16.08 16.16

14.50

14.52 14.55 14.57 14.60 14.62 14.65 14.67 14.70

16.96 17.06 17.17 17.27 17.38

14.77 14.80 14.83 14.85 14.88 14.90 14.93

17.49 17.61

17.73 17.85

14.95

17.97

14.98 15.00 15.03 15,05 15.08

18.10 18.23 18.36 18.50 18.65

24.48 24.72 24.96 25.20

25.44 25.68 25.92 26.16 26.40 26.64

26.88

27.12 27.36

27.60 27.84 28.08 28.32 28.36

28.80 29.04 29.28 29.52 29.76

30.00 30.24 30.48

30.72 30.96 31.20

31.45 31.69 31.93 32.17 32.41

32.65 32.89 33.13 33.37

(11)

1101.5 1102.0 1102.4 1102.9 1103.3 1103.8 1104.2 1104.7 1105.1

1105.6 1106.0

(12)

61.50 63.05 64.62 66.25 67.92 69.63

71.40 73.21 75.06 76.97

78.92 80.93 83.00 85.13 87.30 89.54

1106.5 1106.9 1107.4 1107.8 1108.3 1J08.7 ÍÍ09.2

1X09.6

1110.1 1110.5 1111.0 1111.4 1111.9 1112.3 1112.8 1113.2

1113.7 1114.1 1114.6 1115.0 1115.5 1115.9 1116.4 1116.8 1117.3 1117.7 1118.2

1118.6 1119.1 1119.5

1120.0 1120.4 1129.9 1121.3 1121.8

91.86 94.2$

96.10

99.20 101.76 104.40 107.13

109.92 112.85 115.80 118.89 122.01

125.27 128.63 132.06

135.59 139.26 143.01 146.87 150.96 154.93 159.26

163.68 168.24

172.89 177.67 182.67 187.80 193.14

198.61

TABLA III-2.

(Conclusión) Volumen en pie^

Presión del vapor

Peso del vapor saturado

saturado

de Hg

Temp. 'F

Pulgadas deUg

Entalpia por libra

Barom.29S2plg

Por pie'

Por libra de aire seco

de una

-libra de

Wplt lÁbras

Granos

Libras

de una libra de aire seco

Aire seco

Vapor

Daium

Vatum

Granos aire seco

O'''

32-F Kf-

(10)

(11)

¡uración

(2)

(1)

(5)

(4)

(3)

(6)

56.81

0.1521

1,064.7

15.10

18.79

33.61

1122.2

58.19

0.1570

1,099.0

15.13

18.94

1122.7

59.61

19.10

15.18

19.26

34.33

0.008933

1,135.4 1,172.5 1,211.0

15,15

61.07 62.53

0.1622 0.1675

33.85 34.09

15.20

19.43

34.57

144

6.5111

145

6,6781

3.280

0.009148

64.04

0.1787

346

6.8471

3.363

0.009366

65.56

0.1846

&7.13

.O.iaOB

v*ri

14S

149

T .503.7.

7.Í99Í7.380S

(12)

0.008313 0.008516 0.008724

143

142

(9)

0.008116

2.962 3.039 3.118 3.198

14]

(8)

2.887

5.8779 6.0306 6.1874 6.3482

140

(7)

3.M9

3.536

3.625

o ..0O9S9O

0.1730

1.250.9 1,292.2 1.33S.&

1123.1 1123.6 1124.0

15,23

19.60

34.81

1124.5

15.25

19.73

35.05

í/24.9

as^ao

15.28

1,379.7

15.30

2a.ú

0.009813

¡68.31

0.01004Ú

ÍÓ.2á

0.1^4 0.2037

1,425.9

15.33

20.35

•33:53

tías.*

204.30 210.11 216.26 222.53

229.02 235.76 242. 71 JS0.03

1^.5

35.77

1126.3

265.20

150

7.5658

3.716

0.010284

71.99

0.2105

1,473.5

15.35

20.55

36.02

1126.7

273.19

151

3.809

0.010526

73.68

0.2176

1,523.2

15.38

20.76

36.26

1127.2

281.54

152

7.7551 7.9485

3.904

0.010772

75.40

0.2250

1,575.0

15.40

20.97

36.50

153

8.1460

4.001

0.011022

77.15

0.2327

1,628.9

15.43

21.20

36.74

1127.6 1128.1

154

8.3476

4.100

0.011279

78.95

0.2407

1,684.9

15.45

21,43

36.98

1128.5

299.25 308.61

155

8.5532

4.201

0.011539

21.67

37.22

1129.0

318.34

4.305

0.011807

15.50

21.93

37.46

1129.4

328.51

157

4.410

0.012077

81.54

0.2667

1,743.0 1,803.9 1,866.9

15.48

8.7650 8.9788

80.77 82.65

0.2490

156

15.53

22.19

37.70

1129.9

339.04

0.2761 0.2858

1,932.7

15.56

22.46

37.94

1130.3

350.02

2,000.6

15.58

22.74

38.18

1130.8

361.36

2,072.7 2,146.9 2,225.3

15.61

23.03

38.43

1132.2

373.38

15.63

23.33

38.67

II31.7

385.76

15.66

23.65

38,91

2,306.5 2,391.2

15.68

23.98

39.15

1132.1 1132.5

398.80 412.34

15.71

24.33

39.39

1133.0

426.42

0.2577

158

9.1986

86.48

9.4206

4.518 4.627

0.012354

159

0.012634

88.44

160

9.6186

4.739

0.012919

90.43

0.2961

161

9.8807

4.853

0.013211

92,48

0.3067 0.3179 0.3295 0.3416

162

10,119

4.970

0.013509

94.56

163

10.361

5.089

0,013812

96.68

164

10.608

5.210

0.014120

98.84

290.21

70

iabia» pticrométrieoB

tabla$ y cartat pticrométricaa

71

Vi = 12.524 pie«/lb

Por lo cual, AP = (P«8 —P«i) = 0.1814 —0.0800

Para Ti^ = 70°F, Va. = 13.34 pie"/Ib aire seco

AP = 0.1014 lb/plg=

Vut = 13.68 pieVlb aire sat

2. La c£intidad de agua agregada.

Va = 13.34 + (13.68- 13.34) 0.5

Para Tu = 35'F, Wa = 0.004262 lb./lb« ^

V¡ = 13.51 pieVIb (IM)

Wi

Pe donde, el cambio de volumen será: \V = Vt~Vi

Ahora, se puede considerar:

AV = 13.51 — 12.524

AV = 0.986 pieVlb.

\í = 4>

.

'

W„ = 0.8 X Wi

4. El calor total agregado.

= 0.8 X 0.004262 -

Para tui = 35°F; h.i = 8.397 Btu/lb, kfgi = 1075.0 Btu/lb

Wrt = 0.0034096 Ibo/Iba Para htt = 70°F

Iba

Wi = 0.01574

Wa2 = 0.5 X 0.01574 = 0.007870

Iba

hii = ha X' Wa = 1075 X 0.003409

Iba

hLi = 3.66 Btu/lb

c m

= 0.007870 -

= 70°F, h.2 = 16.79 Btu/lb, hv2 = 1,090.7 Btu/lb

Am =

(11-22)

X Was = 1,090.7 X 0.00787 = 8.58 Btu/lb ÍII-27)

hr = 16.79 -I- 8.58

Iba

3. El cambio del volumen de la mezcla durante el proceso.

hr = 25.37 Btu/lb

El calor total agregado es:

Para T\u\ — 35^,

pie"

Para

Para

hr = h,i + hz^ Ib»

V., = 12.46

(11-27)

0.0034096

AW = 0.0044604

V.af = 12.54 .

ui ^-

hn = 8.397 + 3.66 = 12.057Btu/lb

Por lo tanto, el agua agregada durante el proceso es: AW = W.2 - Wci

(11-22)

hti = h.i + Hli

Iba

Ib aire saturado

cJ-^

Qt = 25.37 -

12.057

pies"

Qr= 13.31 Btu/lb

Ib aire seco

5. El cambio de calor sensible.

= 80 "/o

V, = Va. + iV„t-Va.)'Í>

Vi = 12.46 + (12.54 - 12.46) 0.8

A/i, = htí — h,i Ah,= 16.79 —8.397

72

carta psicrométrica

tablas y cartas psicrométricas

73

tan las temperaturas y en las ordenadas las humedades especí ficas, la línea de saturación tiene la forma mostrada en la figu

Ah, = 8.393 Btu/lb

ra IIM.

6. El cambio de calor latente

Los siguientes problemas dan una idea más precisa de cómo se maneja la carta psicrométrica.

Ahí ~ hit — hii Aht —8-58 — 3.66

problema III-2

AhL = 4.92 Btu/Ib.

Se tiene cierta cantidad de aire, cuya temperatura de bulbo seco es de 70°F y la de bulbo húmedo, de 61°F. De la carta psicrométrica obtenga los siguientes datos (ver figura III-2):

1IL2 CARTA PSICROMÉTRICA

La carta psicrométrica es la representación gráfica de las ta

blas y con ella se pueden analizar gráficamente las propiedades psicrométricas y se facilita la solución de diferentes problemas.

I.

La temperatura de rocío

Ta, = 55.8»F

(Ver la carta psicrométrica del Apéndice.) La carta muestra, básicamente, la relación entre las cinco si

2.

La humedad específica

W„

guientes propiedades del aire.

3. La humedad relativa

66

^ = 60 % P„= 0.21 lb/plg=

1) Temperatura del bulbo húmedo.

4.

La presión del vapor

2) Temperatura de rocío.

5.

El volumen específico

V = 13.55 pies®/ib

6.

El calor total por libra de aire

h = 27.15 Btu/lb de mezcla

3) Temperatura de bulbo seco. 4) Humedad relativa.

5) Humedad específica.

Cuando se conocen dos de estas propiedades, las demás se en cuentran con toda facilidad.

La carta parte de la línea de saturación, o sea, a cada tempera» tura de bulbo seco corresponde cierta cantidad de humedad para

que haya saturación; por lo tanto, si en las abscisas se represen-

Tsh-Bl'Frííto) Humedad relativa T, -55.8"F

Wy=66 írsnos,

P—0.21 ib'plí®

linea saturación

(temp. roclo)

v=]3.r5pie3.lb

T6,=7D'f

Figura in-2.

Ibí

Carta psicrométrica.

Temp. bulbo seco

Con los datos anteriores (Tis = 70°F tbs CF)

Figura ni-1- Carta psicrométrica.

1. El calor sensible 2. El calor latente

Tn = 61°F), determine:

74

carta psicrométrica

tablas y cartas psicrométricas

75

De las tablas se obtiene el calor sensible del aire para T = 70»F, o sea: hs = 16.79 Btu/lb. 4^ Ahora, el calor total del aire es hx = Hl

ht

hí = hT — h,

hr = 27.15 para Tti y Tn conocidas Hl = 27.15 -

16.79

ht. = 10.36 Btu/lb Problema in-3

Se enfría aire de Tb, — 75'F y Tth = óS'F a Tt, — 68®F, en cuentre :

Figura III-3.

1. La temperatura de rocío. 2. La temperatura final de bulbo húmedo.

Carta psicrométrica.

3. La humedad relativa al final y al principio del proceso.

removido es exclusivamente calor sensible, o sea, el mismo

4. El calor total al final del proceso. 5. El calor total removido durante el proceso. 6. El calor sensible removido durante el proceso.

valor de calor total removido.

Problona ni-4

Solución:

Usando la carta psicrométrica, se obtiene lo siguiente (ver figiu^ III-3): 1) r»

^q, = AQ = 1.90 Btu/lb

Se enfría aire cuya F», = 85®F y « = 70 % hasta que su Tbn es 70°F; obtenga: 1. El calor total removido. 2. El calor sensible removido.

= 64.9»F

3. El calor latente removido.

2) r», = 65.7»F

4. La cantidad de agua removida. 3)

=70%,

«2 = 89%

4) hi

= 30.5 Btu/lb

5) El calor total removido es Q = hi — ha, de la carta psicro métrica A, = 32.4 Btu/lb. AO = 32.4-30.5 = 1.90 Btu/lb

6) El calor sensible removido durante el proceso. Puesto que no eliminamos agua durante el proceso, el calor

De la carta psicrométrica se obtiene lo siguiente (ver figu ra Ui-4): Al = 40.5 Btu/lb

Woi = 128 granos/lb

ha = 34 Btu/lb

Wva =110 granos/lb

1^) El calor total removido es: AQ = Al - Aa = 40.5 - 34 = 6.5 Btu/lb

76

propiedades psicrométricas a diferentes altitudes

tabíaa y cartas psicrornélricas

77

presión barométrica, al nivel del mar, P» = 29.92 pig Hg, sin em bargo, hay cartas especiales para ciertos lugares específicos que se encuentran a diferentes altitudes, como la cg'rta para 7,500 pies de

w

altitud de la ciudad de México.

'

Cuando se requiere hacer cálculos psipromélijcps^e un lugar

cuya altitud es considerable yno se cuenta con'tná ¡¿i^'^special.

se usa la carta estándar al nivel del mar, fficiend^ las cdrrespon-

dientes correcciones de humedad especifica, entalpia» y volumen'. La carta psicrométrica estándar contiene las tablas necesarias"

para poder hacer dichas correcciones; por lo general, estas tablas de correcciones están localizadas en el margen izquierdo de la misma.

Corrección de ia humedad específica iW^,) Tb$2

'^bst

Para obtener la corrección de la humedad específica se usa la tabla de correcciones que se muestra en el margen izquierdo su perior de la carta psicrométrica. En las abscisas se entra con la

Figura 111-4. Carta psicrométiica.

2) El calor sensible removido es;

altitud en pies o bien con la diferencia de presiones AP en plg de Hg, entre la presión barométrica del lugar y la del nivel del mar, y en las ordenadas con la temperatura de bulbo húmedo, la lec tura correspondiente es la corrección AW'„. Este valor leído en la

hq. = Cp{T^-T,)

tabla debe reducirse en un 1 "/o por cada 24''F de diferencia entre

Aq, = 0.24 (85 - 70)

la temperatura de bulbo seco y la de bulbo húmedo, o sea que la corrección final AW^, será:

Aq, = 3.6 Btu/lb

3) El calor latente removido. Puesto que el calor total es: Qt = qL + q»

; =AW'o^i - 0.

AW

tbh 24

-)...

(iii-O

AlEp — Corrección total de la humedad específica en granos por Ib de aire seco.

qt = 6.5 —3.6 = 2.9 Btu/lb

— Corrección tabulada en la tabla de la humedad espe cífica en granos/Ib de aire seco.

4) El agua removida se obtiene de

h, — temperatura de bulbo seco en "F

-W,.

tbh

granos

AWc = 128-110= 18

tb9

donde

Ql = Qt — q»

AW„ = Wp

. 01

Ib

ni.3 PROPIEDADES PSICROMÉTRICAS ADIFERENTES ALTI TUDES

La mayoría de las cartas psicrométricas se han hecho para la

— temperatura de bulbo húmedo en "F.

^t*ecclón de la entalpia (h) ^sando Ja tabla de correcciones de la misma manera que se ^ 'có al hablar de la corrección de humedad especifica, se en®ntra la corrección de la entalpia "Ah".

ÉkL

78

T

tabloB y cartas psicrométricoM

desviación de la entalpia

79

1) Humedad específica (U^,)

Corrección del volumen específico (»)

El volumen específico de la mezcla aire vapo/, basándose en la ecuación de los gases y en la ecuación de lahumedad especíñca en función de la presión parcial (fórmula Il-3) puede encon trarse con la siguiente ejcpresión;

Para hacer las correcciones, se utiliza la tabla de correcciones que viene en el extremo superior izquierdo de la carta psicromé trica. En ella, se entra con la ÁP y con la temperatura bulbo temperatura de de bulbo húmedo.

AP = 24.92 - 29.92 = -5 plg de Hg

0.754 (íí, + 460) V

\

—

^ 4,360 /

de la tabla para AP = —5 y Tu = 61°F AWti = 16.5 granos/Ib de aire seco

donde V

volumen de una libra de mezcla en pies'

fu

temperatura de bulbo seco en 'F

P»

Presión barométrica en plg de Hg

Corrigiendo ahora por medio de la fórmula (III-l):

ÁW„ =AIV„'^1 —0.01

24

AH^ =16J(^1 - 0.01

humedad específica en granos/lb de aire seco. in.4

psicrométrica).

La desviación sólo se usa cuando se requieren valores muy

Para una P, = 29.92 plg de Hg, W= 66 granos/ Ib, por lo que

la Wpara el sitio donde la Ps = 24.92 plg de Hg es: Wv —66

16.44 = 82.44 granos/lb de aire seco

2) Entalpia

De la misma tabla anterior, para ím = 61 y AP ——5

precisos, pero en problemas prácticos de ingeniería suele omitirse sin que los resultados varíen significativamente. Problema III-S

Calcule la entalpia, si h» = 80°F y tbh —60°F. De la carta psicrométrica: h = 26.45 - 0.13 = 26.32 Btu/lb Problema III-6

Encontrar la humedad especifica, la entalpia y el volumen de¡ aire, para un lugar en el que la oresión atmosférica es de 24.92 pU

de Hg. La temperatura de bulbo seco es 70°F yla temperatura dej bulbo húmedo 61°F.

^

•)

AW —16.44 granos/lb

DESVIAaóN DE LA ENTALPIA

La entalpia no es del todo constante a temperaturas de satura ción adiabáticas constantes (o a temperatura de bulbo húmedo), sino que aumenta ligeramente cuando se aproxima a la saturación. En las cartas se muestran las entalpias del aire saturado a distintas temperaturas; en varias se muestran también las curvas de "desviación" para condiciones no saturadas (consulte la carta

ht — fsft

A/í = 2.57

de donde la entalpia para una P» = 24.92 plg de Hg es:

donde:

^

+ k'^ h(29.92)

h' —desviación de la entalpia

Para

= eiT y Tt, = 70"F se tiene:

(29.92) = 27.1 Btu/lb, h' —0.06 Btu/lb (desviación) k = 2.57 + 27.1 - 0.06 A = 29.61 Btu/lb„

ejercicios

80 tablas y cartas psicrométricas 3) Volumen específico

h = 25.205 Btu/lb.

Aplicando la fórmula (I1I-2), se tiene O

•745(/

ÍS. tu + 460 \/, \ / -^

p

p

; \

81

IV" Wv 4,360

\

)

Cálculo de la humedad relativa ^ La presión parcial de vapor P. se calcula de la siguiente ma nera. fórmula (II-5): (Despejando P.) W.P6

Donde P es la presión barométrica local en plg fa «g yWé

es

P.=

ifhnmcld SpSSca del lugar ya corregida en granos/.b de

50.57 X 27.92

aire seco.

P,=

0.745 ( 70 + 460) / V

4,354 + W„

=

= 0.3206 plg de Hg

4.354 + 50.57

82.44 \

De las tablas, para T = 72°F;

24.92

V = 16.3 pies^/lb

^ =

P, = 0.791 plg de Bg

0.3206

=

0.41

0.791

Problema 111-7

La ciudad de Monterrey se encuentra auna altura de ^-754 pietf

sobií d tível del mar, la temperatura de bulbo seco promedio es

de 72

0.

tui = 40¡—humedad relativa del aire de salida (®/o)

ti

Figura V-18.

t2

Humidiñcacicte del aire en una torre de enfriamiento.

Tomando en cuenta la purga continua de la torre, se tiene (fi gura V-19):

(Aíftos+'W'ci Mh/ga)+Xhi+ (_R + V) h/=Mha2'^V^v2 Mhfta "b +Xh2 + Vh2...

R — agua de repuesto en (Ib/h)

•1—

ta — temperatura del agua de repuesto ("F) kf — entalpia del agua de repuesto (Btu/lb)

(V.7) R H- aím;, = MW^ ...

(V-8)

1

1

La cantidad de agua de purga continua requerida para mante 1

Igualando energías:

ner una concentración de sales disueltas, a un nivel razonable,

depende de la diferencia de temperaturas del agua y de las condi

(Mhai + Wüi Mhfii) +Xhi + Rhf = (AÍ/I02 +Wv2 Mftffa)+ Xha... (V-5)

ciones del agua de repuesto.

i 1

i

118

humidificadán y deshumidificaeión M (Ib/h)

humidi/icaeión del aire

La siguiente relación se llama eficiencia de enfriamiento:

X. (Ib/h)

W., (Ib. /Ib. )

119

ti ^

=

fg

(V-9)

íl — ib*

Problema V-8 M (Ib/b)

W., (Ib/Ib,)

El flujo de agua a través de una torre de enfriamiento es de

1,890 Ib/m a 120°F, debiendo salir a 90®F. El agua de repuesto está a 60°F, la P» = 29.92 plg de Hg, tai = 85®F,

= 47 % (figura V-20).

Calcule: (R+ü)lh/h

1. La cantidad de aire en piesVmin y agua de repuesto. 2. La aproximación de la torre. 3. El rango de la torre. 4. La eficiencia de enfriamiento. X, (Ih/h)

U(lb/h)

hi (BTU/lb)

Fifor* V-19. Torre de enfriamieoto. Balance térmico tomando en cuenta el agua de la purga continua.

Como sugerencia, se puede tomar la slgtiiente: Diferencia de temperatura det agua ('F)

V« de purga

73

0.15 022

lOD

033

15.0

054

20.0

0.75

30.0

1.30

6

La diferencia de temperatura del agua que sale de la torre y la del bulbo húmedo del aire que entra se llama aproximación de la torre.

Esta diferencia es de gran importancia en el diseño, tamaño

y costo de la torre, pues obviamente, mientras más reducida sea la diferencia, mayor será la torre. Un rango económico y común es de 10 a 2(rF.

La diferencia de temperaturas del agua a enfriar se llama rango de la torre.

Rgura V-20.

ti =

Torre de enfriamiento. Balance térmico. Problema V-8.

120'F

X e 1,890 Ib/m

hi = 87.92 Btu/lb fa =

90°F

fta = 57.99 Btu/lb lid —incógnita

120

humidifícación del aire

humi^ficación y deshumidificación

hci =

20.39 Btu/lb.

U, =

85-F

Mezcla total a la salida = Aí + MWva 1,130+ 1,130 X 0.0531

4,^ = 47 Vo (ít* = 70»F) (de la carta) Wvi = 0.47 X 0.02629 = 0.01236 Ib^Iba (de las tablas) h,n = 1.097.5 Btu/lb (de las tablas) toa = se supone 120°F— 10°F —UO°F fcaa = 26.4 Btu/lb (de las tablas)

1,130 + 60 = 1,190 Ib/m

Volumen específico de la mezcla a la salida que es donde suele

|¡^ colocarse el extractor de aire:

V = 1435 + (15.71 - 14.35) x 0.9 = 15.58 piesVlb luego

= se supone 90 ®/o

Wv2 -

121

0.9 X 0.05904 = 0.053136 lb,/lba (de las tablas)

hfn = 1.108.7 Btu/lb (de las tablas) i? - Ai (W^ - IVn) = 0.O4O776 Ai

V = 1,190 X 15.58 = 18,540 piesVm Respuestas

1. y = 18 540 piesVmin (a la salida)

Agua de repuesto;

/, = 60°F

hf = 28.06 Btu/lb Igualando energías.

R = 1,130 X 0.0408 = 46 Ib/min o bien,

Entrada:

1,190-1,144 = 46 Ib/min

1,890 X 87.92 + 0.0408 Ai X 28.06 + Al X 20.39 4- Ai X 0.01236 X X 1.097.5 = 166,169 + 35.10Ai

2. Aproximación de la torre: A= ta -

Salida:

1,890 X57.99 + 26.4 Ai + Ai x 0.053 X 1.108.7 = 109.600 + + (26.4 + 58.76) Ai = 109.600 + 85.16 Ai Igualando.

f» = 90 - 70 = 20°F

3. Rango: í, - ta = 120 - 90 = 3(FF 4. Eficiencia de enfriamiento:

166,169 + 35.10 Ai = 109,600 + 85.16 Ai 56.569 = 50.06 Ai

Al = 1.130 Ib/m (aire seco) Mezcla total a la entrada = Aí + AílFoi 1,130 + 1,130 X 0.01236

1,130 + 14 = 1,144 Ib/m

120 -

90

120 -

70

= 60%

Ne = t, — tbh

Problema V»9

Considere los mismos datos que los del problema anterior, pero Suponga una purga continua. Con 30°F diferenciales la purga continua se puede aproximar a 1.3 %:

122

ejereidoa

humidificQción y deshumidificación

123

U = 0.013 X 1.890 = 24.6 Ib/min M

ti>|-20.3S líj-SSoF

166,169 + 35.10Af + 24.6 x 28 = 109.600 +85 M + 24.6 x 58

Ai =

— 1,115 Ib/min (aire seco) 50.06 1890 Ib/re

18» ib/m

Como se ve, se requiere menos aire, ya que la purga continua ayuda a enfriar puesto que el agua de repuesto tiene baja tem

h -58

tj-120 OF

peratura.

M

ha^-?8,aO

Mezcla total a la entrada = Af + MWn

U-120 of

Fisura V-21. Problema V-IO. Cambiador de calor aire-agua.

1,115 + 1,115 X 0.01236

1,115 + 14= 1,129 Ib/rain

Mezcla total a la salida = Af + AÍIV^.,

EjERaaos

1. Las condiciones finales del aire deben ser r»t = 75''F,

= 65 ®/o,

cuando el ambiente está a /u = 50''F, ^ = 70 ®/o. Consideran 1,115 + 1,115 X 0.0531

do humidificación adiabática se desea saber:

1,115+ 59 = 1,174 Ib/min

a) ¿Cuánta humedad debe añadirse por cada libra de aire? b) ¿Cuánto calor deberá añadirse por cada libra de aire?

Volumen específico de la mezcla de salida:

c) ¿A qué temperatura se debe calentar antes de humidifi-

V = 14.35 + (15.71 - 14J5) x 0.90 = 15.58 piesVIb

carse?

luego,

R

V - 1,174 X 15J8 = 18,291 pies*/mm

a) AW = bi Aq = c}

t

0.0068363 lb,/lb. 1333 Btu/lb„

= 106.4°F

Problema V-10

Suponiendo que en el problema anterior se usara im cambiador de calor aire-agua en vez de la torre, calcule qué cantidad de aire se requiere (figura V-21).

2. Explicar el proceso seguido para bajar la temperatura de 70°F, = 100 % a 60°F, ^ = 40 %, e indicar cuánto calor y cuánta humedad se retiran, tomando en cuenta que se manejan

497 Ib/h de aire; también indicar las temperatums de rocío del punto inicial y del punto final.

Ai (28.8-20.39) = 1390 ( 88 - 58)

R

Af = — = 6.742 Ib/min

A pesar de haber considerado que la temperatura de salida del aire es de 120®F, la cantidad es seis veces menor con la torre de

enfriamiento, con lo cual queda demostrado las enormes ventajas que puede tener la humidificación del aire en los procesos de en friamiento.

a) Ah^=7M5Btu/h b) AW = 5.63

I i

Ib/h

c) tvi —70°F d) = 36»F

r.;-r#5 (, ÍT'

^

3. El aire exterior está a íi,$ = lOT, ^ = 60 %; pasa a través de un calentador humidificador y sale a í», = 80T, ^ = 80 ®/o.

124 humidificación y de$humidiíicación

a) Explicar cómo está representado el proceso en la carta psicrométrica e indicar: 6; la cantidad de humedad añadida c) la cantidad de calor añadida

d) la temperatura de rocío de la condición final. R

AW = 0.01699 lb„/Ibo c) ^h =35.41 Btu/lb d)

í„ = 73.2'F

4. Se desea deshumidificar el aire desde una condición inicial ít, = 80°F, í> - 50 /o),

yprolongúela hasta la escala de F.C.S.. en donde se lee el valor

Ah,

(VI-22)

4.5 y

que el aire de suministro de características "A" se calienta y hu-

midifica hasta una condición "B" (ver figura VI-1) con ayuda

137

100.000 4.5 X 4.000

= 5.55 Btu/lb

La entalpia a h, = IS'F y hi, = 65®F vale 29.96Btu/lb. de modo que él valor de la entalpia del aire suministrado es:

directamente.

= 29.96 -

5.55 = 24.41 Btu/lb

Figura VI-l. Factor de calor sensible (F.C.S.) representado en la carta psierométrica.

59.3

De la misma manera, cuando se requiere conocer la caracten^ tica del aire de suministro "A" conociendo el factor de cal sensible, se traza la Unea que une el pimto de referencia con escala de F.C-S.. se lleva una paralela de esta linea al punto q

represente la condición del aire interior "B", y las

del aire de suministro estarán sobre esta paralela, conocie

ya sea la temperatura de bulbo seco, la humedad u otra propie

Figura Vl-2.

Ti»

Condiciones del problema VI-12.

En la figura VI-2 trace, según la condición de diseño 2 (tu = ® 75®F y tu = 65°F), la línea de F.C.S. = 0.70; la condición del aire entrada 1 estará sobre esta línea en el lugar donde la corta la

línea h = 24.45.

\

Por lo tanto, las condiciones del aire suministrado son:

se encuentra exactamente el punto A. tu = 59.3°F Problema Vl-12

Una fábrica tiene una ganancia total de calor de 100.000 Btu/by

75

tu = 57°F

T

138

cálculo del ador latente

y caracteríatiau del tdre h = 24.45 Btu/lba

Ai =

Qt

139

(VI-21)

Aht

t„ = SS-ó-F 50.000 Ai =

El problema también se puede resolver de la siguiente manera:

= 10,267 Ib/h

4.87

O bien, Q. 0.70 =

(VM9)

V =

100,000

Q, = 70,000 Btu/h ahora.

= 2,280 pies'/ min

4.5 X 4.87

(VI-7)

Qt —MCp (

70.000 =—Í3^4~"^

(VI-22)

50,000 V =

4,000 X 60 v -

Q. 4.5 A/it

^ '

problema VI-14

^

Una oficina tiene un F.C.S. = 0.80 y debe mantenerse f»» = SO^F

y tbh = 68°F. El aire de suministro debe estar ín = 60°F. Encontrar la entalpia del aire suministrado.

U = 58.8"?

Q, = Ai X Aft»

CVI-21)

En la figura VI-3 sobre la condición del aire interior 1 U, =

—80°F, iih = 68®F se traza la línea de F.C.S. —0.8, por lo que las características del aire de suministro estarán sobre esta línea, si se conoce la temperatura de bulbo seco, el punto 2 queda perfecta

^00-000 ^ 5.55 Btu/lb 18,000

mente determinado.

='30 —5.55 = 24.45 Btu/lb Qfi = Ai AfiL o bien:

(Vl-17)

Q^= Aí(W,-Wí) 1,060

30,000 = 18,000 (0.0108 - Wd) 1,060 Wi = 0.00923 Ibc/lb. Ui. = 57"? U = 55.6''F Problema VI-13

Un salón de dibujo tiene una ganancia total de calor de 50,000

BtuA. las condiciones interiores de diseño son y ^ 65''F, el aire de suministro tiene U, = 60°F y h\ —58 F. Eneo

60

Tbs

Figura Vl-3. Condiciones del problema VI-14.

la cantidad de aire que se debe suministrar.

f» = 59.7"F

= 30.O Btu/lb (a SO-'F y 65"?)

h¡ = 26.2 Btu/lb

= 25.13 Btu/lb (a 60°F y 58''F) tsht = 4.87 Btu/lb

80

De otra manera,

\

cálcalo del ador latente

141

140 cantidad y caraeierUticas del aire Ai = 80 - 60 = 2Q°F At

F.C.S.= 024^

(VI-23)

20

0.80 = 0.24-

Ah

Ah = 6 Btu/Ib ahora,

hs = 32.4 Btu/lb

ht = 32.4 —6 = 26.4 Btu/lb

Como puede observarse, existe im número ilimitado de combi naciones de temperatura de bulbo seco y de bulbo húmedo píua el aire de suministro, pero la elección exacta dependerá del diseño del equipo de enfriamiento.

65

, t

ib. = 65°F

ycon esto quedan fijadas todas las características. Sm embargo,

íbb = 63"?

Ly casos que el dato conocido es la humedad relativa, con lo cua^ también quedan determinadas todas las caractensticas del aire

h = 28.48 Btu/lb

de suministro. '

Un comercio tiene como condiciones de diseño interior ti,=

TRop V60 % de humedad relativa. La ganancia de calor sensible

es de 15,000 Btu/h yla de calor latente 3,000

f

de enfriamiento proporciona al aire una h^edad de 90 /o. cuál

Problema VM6

La carga de calor sensible de un local es de 15,0(X) Btu/h y la de calor latente de 3,000 Btu/h: el acondicionador suministra 2,000 pies^ /min y las conclicioncs interiores del IticaJ deben con servarse en ti. = 80°F, is* = 70°F. Encontrar las condiciones del aire suministrado.

será la temperatura de bulbo seco ybulbo húmedo del aire. Q, = 15,000 -h 3000 = 18,000 Btu/h F.C.S. =

15,000

to que representa la condición de diseño interior {h, -

1.08 X 2000

id = 80 - 6.95 = 70°F, «^ = 55 ®/o. Encontrar:

Condiciones de comodidad

a) Aire necesario en Ib/h (temperatura del aire suministrado h. = 50°F) b) Factor de calor sensible

c) Condiciones del aire suministrado R

a) 72,916 Ib/h h) 0.70 ci = 47.0«F.

VILl ÍM = 48.5"F

FACTORES QUE INFLUYEN EN LA COMODIDAD

La comodidad de las personas bajo el punto de vista del aire acondicionado, depende de cuatro factores primordiales, que son: a) Temperatura del aire b) Humedad del aire

c) Movimiento del aire d) Pureza del aire

El comportamiento fisiológico del cuerpo humano demanda que la cantidad de calor interno producido por el cuerpo, sea igual a la cantidad de calor extemo perdido. El cuerpo humano tiene un sistema de control de temperatura

Si

para regular sus pérdidas que ocurren por convección, radiación y evaporación. La proporción relativa de cada una depende de la cantidad de calor generado por el cuerpo, que a su vez depende

^0

de la actividad; también depende de la ropa y de la temperatura y condiciones del aire.

0-7

El exceso de ropa, por ejemplo, reduce la pérdida de radiación y convección, pero la aumenta por evaporación. Del mismo modo, entre paredes muy frías una persona puede estar muy incómoda aunque el aire ambiente esté relativamente caliente, pero la radia

ción del cuerpo a las paredes produce una desagradable sensación de frío.

a) Temperatura del aire Si no hubiera control de la temperatura, la vida sería imposi

ble. Por esto, el control artificial de la temperatura dentro de un Espacio cerrado fue el primer intento para lograr la "comodidad

humana". 157

158

condicionet de comodidad

b) Humedad del aire

Gran parte del calor del cuerpo humano se pierde por evapora ción a través de la piel. La evaporación se debe a la baja hiimedad relativa del aire; las altas humedades la retardan. Esto da una

T

tensación de comodidad

159

y movimiento del aire influyen en la pérdida de calor del cuerpo, en esta carta se intenta encontrar una relación entre estos fac

tores, a fin de que produzcan la mayor comodidad posible en el naayor número de personas.

De la carta de comodidad (ver la figura VII-|) se concluye

idea de la importancia que tiene el control de la humedad.

, que una temperatura determinada con cierta humedad y movi-

Los excesos de la humedad relativa producen no solamente reacciones fisiológicas molestas, sino también afectan las propie dades de algunos materiales.

: miento de aire produce la misma sensación de calor o frío que

c) Movimiento del aire El movimiento del aire sobre el cuerpo humano incrementa la

otra temperatura, con otra humedad y otro movimiento de aire. La ASHAE ha realizado innumerables pruebas en muchos indi

viduos y llegó a la conclusión de que la carta de la "temperatura efectiva" es la más recomendable.

pérdida de calor y humedad y modifica la sensación de frío o ca

Temperatura efectiva

lor. Además, produce una sensación de "chiflón" agradable o desagradable.

La temperatura efectiva es un índice empírico del grado de ca lor que percibe un individuo cuando se expone a varias combinadones de temperatura, humedad y movimiento de aire.

d) Pureza del aire

Aunque alguna temperatura efectiva pueda tener cualquier

La composición química y física del aire es muy importante. "* Poco interesa que aumente el COg, o que disminuya el oxígeno debido a la combustión fisiológica, ya que con poca ventilación se resuelve el problema. La nulificación de olores requiere, sin embargo, mucha ventilación, o bien, la purificación del aire por medio de algi'm recurso artificial. Nulificar partículas sólidas en el aire es de vital importanda no sólo para la salud, sino porque disminuye los gastos de limpie

humedad que varíe desde Oa 100 % y el movimiento de aire desde lento hasta altas velocidades, no todas las combinaciones son igualmente confortables. Cada combinación produce la misma sen sación de calor, pero los otros efectos pueden producir sensación

za y mantenimiento.

ádades de aire causan chiflones y molestias, etcétera. Cuando la humedad y movimiento del aire se controlan adetcuadamente, el índice de temperatura efectiva realmente mide la

El humo que molesta los ojos y la nariz, requiere una buena ventilación.

En ciertos casos es necesario excluir el polen, porque causa asma y molestia a los que padecen cierto tipo de alergias. La contaminación ambiental es hoy en día uno de los grandes problemas a los que tiene que enfrentarse la humanidad.

de incomodidad.

Muy baja humedad produce sensación de "tostamiento" en la

piel, boca y nariz. La humedad alta hace que la transpiración se acumule en la ropa y provoque malos olores del cuerpo. Altas velo-

.^somodidad. t, - 70 oF 50% 40%

Vn.2

LA SENSAaóN DE COMODIDAD

Para establecer "estándares" de temperatura, humedad, movi miento y pureza del aire, es indispensable encontrar los valores óptimos para que el cuerpo humano tenga la sensación de co modidad.

Debido a las grandes diferencias fisiológicas y psicológicas de los individuos, encontrar valores determinados es prácticamente imposible.

La mejor forma de solucionar este problema es La carta de

"temperatura efectiva". Debido a que la temperatura, humedad

75

Figura Vü-l.

77

79

Carta de comodidad. Problema VII-l.

1«)

condicione» de comodidad

VII.3

temperatura efectiva

161

CARTA DE COMODIDAD Velocidad del mre 15 s 25 oles/inin.

Véase la figura Vn-2 que corresponde a la carta de comodidad a yrifl velocidad del aire de 15 a 25 pies/min. Problema

¿Qué H.R. a 77°F y 79®F da una comodidad igual a 75°F y H

PU 7 0t ver iiguie» vía-a.> .R. = 50 %? (Ver ñgura VII-1.) í. =

La condición 75''F. 50 % H.R. está sobre la línea de temperatura

efectiva de 70°F; para no cambiar la temperatura efectiva de 70®F,

se prolonga hasta cortar los 77°F y79»F yse encuentra H.i?. = 34 %

y H.R. = 19 % respectivamente. vn.4

FACTORES QUE DETERMINAN LA TEMPERATURA EFECTIVA

La carta muestra aproximadamente, en porcenjaje, la cantidad

de personas que se sienten cómodas en cada combinación; según los experimentos de la ASHAE, siempre habrá personas incómodas. Sin embargo, las normas de comodidad son para la mayoría.

Los factores que pueden cambiar la temperatura efectiva son. a) Aclimatación diferente

Es evidente que los que viven en climas fríos están cómodos

a temperatura efectiva más baja que los que viven en lugares cálidos.

.

70

La temperatura efectiva cómoda depende, entre otras cosas, ae la temperatura exterior, que obviamente cambia de un día a otro

y de una estación a otra; sin embargo, el efecto en la tempera

en cuartos calentados por calefacción radiante. La aplicación de la zona de

comodidad está limitada a casas, oficinas y lugares similares, donde los ocupantes se adaptan completamente a las condiciones del aire interior.

La temperatura deseable entre el verano y el invierno es muy Temperatura efectiva deseable; invierno, 67 a 71°F; verano,

69 a 73®F.

^

100

Pícara VII.2. Carta de comodidad de la ASHAE para aire tranquilo. Zonas de comodidad para invierno y verano. La de invierno no se puede utilizar

tura efectiva deseable es pequeño.

diferente, como puede apreciarse en la carta.

BO

Tempeislura de bult» seca /m¡n.por'persona

Humedad relativa máxima permisible para diferentes tipos de ventanas, suponiendo una temperatura interior de 7á°F

tamentos

30

20

10

33%

24% 58%

18%

13%

9%

72%

47%

33%

26%

20'%

52% 49"%

45% 42%

40%

42% 15% 35% 32«/o

Marco sencillo y cristal sencillo Marco doble y cristal sencillo

1.25 OJO

Marco metálico sencillo, cri.stal doble Marco de madera sencillo, cristal doble

1.00

65% 42%

0.60

60%

Bloque de cristal (de 4")

0.65

57%

0

—10

37%

* Se penriten altos valores de U para efectos de viento considerables. De Modem Air Conditioning, Heating, and Veniitali'ig, 3' edición, por Willis H. Carrier, Realto E. Cheme, Walter A. Grant y William H. Roberts, con autoriza ción de Pilman Publishing Corporation.

La siguiente expresión se puede usar para obtener la tempera

tura de rocío permisible y no tener condensaciones. ta — ti — ( ft — te) U/i

(normales

Poco

20

15

Poco

30

25

Ocasional

10

Considerable Ocasional

15

tui — temperatura de rocío a la que ocurre la primera conden sación en °F.

— temperatura de bulbo seco interior, fe —temperatura de bulbo seco exterior, u — coeficiente de transmisión (Btu,'Ti-pie'^ ®F).

/i —coeficiente de la película interior. vn.8

LÍPeJaquerías r.éalofips ;^ones de Ibelleza ?Bares

i,Sala de juntas

r.ONniClONES de diseño para e l .MOVimENTO DE ATOE

La ASHAE ha establecido como límite una velocidad de 15 a 40

pies/min cuando las personas están sin hacer alguna actividad fí sica : arriba de 40 pies/min causa sensaciones de chiflón y se usa solamente en lugares donde se realizan trabajos físicos.

10 7.5

30

—

—

25 0.25

—

Excesivo Nada

50

Nada

10

7.5

;Funerarias (salones)

Nada

¿Gitfetería

Considerable

10 10

7.5 7.5

'Departamentos de tiendas

0.33

7.5

10

Mucho

(Corredores

30 5

7.5

0.05

•garajes

1.0

-Fábricas

fquirófanos Habitaciones de hotel •Cócinas

(VII-1)

Recomen-

Jde lujo

ancos

Temperatura exterior ("Ft

cigarros

techo

TA6L.4 VII.2.

TIPO DE VENTANA

Bumo de

APLrCAClÓfJ

Nada isNada

30

Nada

20

Mucho

30

—

(resideocias

—

0.10

2.0 0.33

25 15 25

—

0.33 4.0

—

2.0

—

—

W)oratorios

Poco

20

15

Salones de reunión ("generales

Mucho

50

Poco

15

30 10 15

0.25

0.25

Oficinas i privadas

[privadas

- {cf^S Salones de clase Teatros T®atit)s

Tocadores

Nada

25

Considerable Considerable Considerable

30 12

25

15

12

—

1.25

10

—

Nada

7.5

Poco

5

15 —

•

10 —

2.0

R 4ir Condilioning, Heating, and Ventilating, 3í edición, por Willis Cherne. Walter A. Grant y William H. Roberts, con autoriwon de pitman Publishing Corporation.

^ifibustión fisiológica. La cantidad de aire requerida depende la contaminación del aire por los olores y humo.

V1I.9

CONDiaONES DE VENTILAaóN

Hay poca necesidad de ventilación para diluir el CO^ de la

La relación entre el volumen del espacio, el número de peA^nas

®contaminación, da la pauta para determinar la ventilación csaria. Los fumadores de puro, por ejemplo, requieren alrede-

166

condiciones de comodidad

dor de 100 pies'/miix, y el cigarro es uno de los problemas princi pales de ventilación. El aire contaminado con humo sólo se puede recircular si se

limpia electrostáticamente o si se pasa a través de un medio absorbente como carbón activado para remover los gases. Los olores

son más objetables a humedades mayores de 58 °/o y a altas temperaturas, debido a que el ser humano los percibe mejor. Los estándares de ventilación basados en cambios por hora

no son recomendables, es preferible usar los referidos al número de personas.

La tabla (VII-3) proporciona los estándares aceptados en ventUación, que los diseñadores han obtenido por experiencia. EjERaaos

1. Un salón está a h, = 74''F. (#> = 60 %, se quiere conocer la tem

peratura necesaria para obtener la misma temperatura efec tiva con aire a ^ = 40 %. R

ti, = ITF

2. Se desea tener xma temperatura efectiva de 73°F; encuentre la humedad relativa que se requiere con aire a 80°F. R

= 42 %

3. La temperatura efectiva que se requiere en un frontón es de 66°F; si el aire suministrado está a 70®F, ¿cuál es la humedad relativa?

R

n es de

lumedad

requerido. Para valorar esta información, es necesario calcular todas las pérdidas o ganancias de calor que puedan intervenir, como son;

1. Transmisión de calor sensible a través de paredes, techos tempera-

y pisos. 2. Pérdidas de calor sensible o latente debidas al aire que en

tra al espacio, ya sea por infiltración o por ventilación po-

ad relati-

'sitiva.

3. Ganancias a pérdidas debidas a otros factores, como per sonas, motores, etcétera.

^.2

CONDiaOIVES DE DISEÑO EN INVIERNO

A. Las condiciones interiores de diseño ya se examinaron en

capítulo anterior, y para eso se estudió la carta de ccmodidad y se citaron las tablas VIM, VII-2 y VII-3. Además, puede con sultarse también la tabla VIII-I que, como las otras, proporciona

^^lores recomendados por la experiencia para interiores en tiempo invierno. 167

168

€ondicione$ de diaeiut en invierno

calefacción

íp = (96 -t- 72)/2 = 84"?

TABLA vni-l Temperaturas de diseño interior recomendadas para invierno Auditorios

68-72

Salones de baile Baños Comedores

65-68 70-80 65-70

Fábricas:

60-65 50-60

Gimnasios

Para calcular la transferencia de calor (pérdidas en paredes,

Hospitales:

Sala de operaciones

70-95

Cuartos

70-72

Edificios públicos

68-72

Salón de clases

70-72

Baños de vapor Trabajo ligero Trabajo pesado

110

Tiendas

65-68

75 68

68

55-65

Albercas Teatros

Residencias

70-72

Baños públicos

Cuartos de hotel

70

Cocinas, lavanderías

66

169

La temperatura de diseño interior se debe considerar a la altu ra de respiración de un individuo, es decir, a 5 pies de altura. Es obvio que la línea de respiración no es, en muchas ocasiones, un promedio de todo el espacio, ya que el aire caliente tiende a elevar se. En lugares donde la altura del techo no es mayor de 20 pies, la temperatura aumenta aproximadamente un 2 "/o por cada pie arriba de la línea de respiración. Cuando la calefacción se lleva a

techos y pisos) con sistemas de radiación o convección natural, la temperatura interior en el caso de este problema se debe estimar en 84°F. . . • para calcular la temperatura promedio de un espacio, cono

ciendo la temperatura de la línea de respiración, también se puede usar la siguiente fórmula: ti =

ti

(vm-i)

1.0 -1- 0.02

donde

tp— temperatura promedio en °F tb — temperatura a 5 pies en "F H — altura en pies de piso a techo Problema Vin-2

Encuentre la temperatura promedio del problema anterior usan do la fórmula VII-1:

cabo a través de radiadores o convectores de tiro natural, en don

de el aire tiene muy poca velocidad, es indispensable hacer la tp = 80

1.0 +0.02(^-5^1

corrección necesaria y calcular con respecto a la temperatura pro medio del salón y no con la de diseño interior que, como se men cionó, se considera a 5 pies de altura.

tp = 80(1.05)

Problema "VJll-l

tp = 84''F

Suponga un cuarto con 15 pies de altura cuya temperatura en la línea de respiración es de 80°F. Calcule: a) La temperatura en el techo. b) La temperatura en el piso. c) La temperatura promedio. a) La temperatura en el techo es:

Téngase en cuenta que los cálculos anteriores sólo se aplican á espacios calentados por radiación, pues cuando se hace a base de aire caliente o convección forzada, la distribución del aire es

hiejor "y no se aplican los cálculos anteriores para encontrar la temperatura en el piso y en el techo. En estos casos se supone a

*cces, im 1% de aumento por cada pie arriba de la línea de res piración. Cuando el techo está a más de 15 pms, se supone 0.1°F

por cada pie que exceda a los 15 primeros.

/

fj = 80 -f- 0.02 X 10 X 80 == 96°F

^Problema VIII-S b) La temperatura en el suelo es: Í2 = 80 - 0.02 X 5 X 80 = 72°F c) La temperatura promedio:

Calcule la temperatura del techo, del piso y la temperatura pro-

'^edio en un cuarto de 25 pies de altura, si en la línea de respira-

^ón hay 85"? y se calienta por medio de ductos que llevan aire úfente.

170

condidones de diaeño en invierno

calefacción

171

ti = (85 + 0.01 X 10 X 85) + 0.1 X 10 = 94.5°F

¿qué temperatura debe considerarse aproximadamente en un cuar-

/a = (85 - 0.01 X 5 X 85 ) = 80.75®F

to adyacente sin calefacción? ta = 0.5 (80 -|- 10)

í, = (94.5 + 80.75)/2 = 87.6°F

Observando los resultados de los problemas anteriores, se de duce que cuando la calefacción es por radiación, se debe incre mentar ligeramente la temperatura de diseño interior, cuando es con aire forzado no siempre se acostumbra a corregir, pues si el techo no es muy alto, la variación no es importante. B. Las condiciones exteriores dependen del lugar donde se ubica el edificio por acondicionar, depende asimismo de las tem peraturas mínimas que se presentan con regularidad, así como de las ondas frías.

Por lo general, se dispone de tablas que proporcionan las tem peraturas exteriores de las principales ciudades, con las que se hacen los diferentes cálculos de calefacción.

La temperatura exterior que se toma como dato para reali^r los cálculos, Llamada temperatura exterior de diseño para invierno, no es la mínima que se registra, sino un promedio de las tempera

f» = 45''F

C. La temperatura de la superficie de la pared interna desem

peña un papel muy importante en el diseño de un sistema de calefección. La temperatura de la superficie no puede considerarse igual

que la temperatura del aire, pues depende de las condiciones de convección de la película y de las condiciones exteriores. Si la temperatura de la superficie es menor que la temperatura de rocío del aire interior, se formará condensado en las paredes, techos y ventanas, creando un serio problema de humedad. Para corregir esta anomah'a, se puede bajar la humedad relativa del interior, pero además de ser difícil, la humedad que resulte sería demasiado baja; también se puede bajar la resistencia térmica de

la película incrementando la circulación de aire sobre la super ficie, o bien, se puede aumentar la resistencia térmica de la pared. Además del problema de la condensación, con las paredes muy frías, la sensación de frío es intensa a causa de la radiación del cuerpo a las paredes. Para calcular la temperatura de la superficie de una pared, de un techo o de un piso, se toma en cuenta la relación entre la resis tencia de la película interior con la resistencia del resto de la pared.

turas mínimas.

En ocasiones, se determina aumentando a la temperatura mí nima 10 ó IS'F.

La temperatura del piso es difícil de determinar, ya que varía con la profundidad y con la cantidad de aire que pueda pasar en un momento dado y en cierto tipo de cimientos. Existen tablas que proporcionan datos, los cuales a veces de penden de la temperatura del agua del subsuelo, o bien, de la pro fundidad de los cimientos o de la temperatura de diseño exterior. A veces se estima en 50°F la temperatura del subsuelo. En otros casos se recomienda considerar una pérdida de 2 Btu/pie® o, de acuerdo con el perímetro, 0.81 Btu/h-^F pie lineal. Cuando se tiene un espacio adyacente que no tiene calefacción, la temperatura de diseño se puede considerar como sigue: ti — 0.5 {ti -h te)

Problema V111-5

Una pared tiene 6 pulgadas de concreto y 3/4 de pulgada de yeso con metal desplegado (figura VIII-1). a) Con im viento de 15 mph a 0°F, ¿cuál es la temperatura

' de la superficie interior, si el ambiente está a 70°F (SS) y 6{PF {BH)7

b) ¿Habrá condensación en las paredes?

fVIII-2)

La resistencia al paso del calor a través A la pared queda exPríKada en la siguiente fórmula: (ver figura'VIII-8)

ta = temperatura del cuarto adyacente ti = temperatura del diseño interior

1

I R =

t, = temperatura de diseño exterior

+

T

donde:

Problema VlJI-4

fe = coeficiente de la película exterior en Btu/h-pie®-°F

Si la temperatura interior de diseño es 80°F y la exterior 10°F.

ik

172

calefacción

carga tfp calor

fi = coeficiente de la peb'cula interior en Btu/h-pie'''-®F

T~^

Xi = espesor del material (concreto)

173

•

r

Ki = factor de conductividad témiica Btu-plg/h-pie--°F (con creto)

y

/

C = factor de conductividad térmica Btu/h-p¡e®-°F (Vi pig

oF

de yeso) k

C

Para el caso de aire acondicionado se considera: Í2-

/» = 6.0

Btu/h-pie^-®F

Nr-

Figura VlII-l. Temperaturas en el muro.

fi = 1.65 Btu/h-pie^-°F

Problema Vin-6

De tablas se encuentra que: (tablas no contenidas en este texto)

'

En el problema anterior, ¿cuántas capas de aislamiento de V* de pulgada con una k = 0.33 se deben instalar para eliminar la

K=Í2 Btu plg/h-pÍe2-°F (concreto) C = 4.4 Btu/h-pie^-»F ('A plg de yeso)

condensación?

,f 3

El punto de rocío es 53.7°F; por lo tanto, la caída en la película no debe exceder 70 - 53.7 = I6,3»F. La resistencia de la pelícu

luego:

la no se puede variar de i? = 1/1.65. pero sí la resistencia total.

l.

••ii

^ = 1.65 +

12

+ 4.4 +

6

h-pie^-»F/Btu

Rtoi

A ítct

0.606

16.3

Rttot

70

Riot = 2.6 h-pie^-^F/Btu

ahora:

2.6 —1,5 = I.! es la resistencia adicional requerida iíjití

A tp«i

1/1.65

A tffi

Rtot

A ttnt

1.5

70

R = l/k = 1/0.33 = 3.03 por cada pulgada

rr lo tanto, con

= 28,28°F

de pulgada, R' = 2.27 h-pie^-«F/Btu, Luego

«na placa de ^4 de pulgada, basta para evitar la condensación

Por lo tanto:

^ni.3 C.4RG.4 DE C4LOR

l'rotismisión de calor através de muros, tecbds ypisos

Temperatura de la pared = 70 — 28.28 = 41.72°F b) Para íbs = 70°F

y

se aebe por lo general, a laimportante parade calcular la calefacción transmisión calor a través de mu-

tes = 60°F

®' Techos y pisos. = 53.7°F

I

Por lo tanto, sí se formará condensado.

determinar apartir de la expresión (VIII-3)

A

174

carga £e calor

calefacción

Q — pérdida de calor en Btu/h

dQ

A — área neta en pies-

de

175

Calor transmitido por unidad de tiempo

V — coeficientes de transmisión de calor en Btu/h-pie^ -°F r< — temperatura de diseño interior en "F

r-A«

1— ^ —

—

b

i

it ~ temperatura de diseño exterior en "F

c

V Ti

La temperatura U se debe corregir según la altura del espacio, ya que en la ecuación (I) se debe considerar la temperatura me dia, cuando se trata de calefacción por radiación. Asimismo, al elegir tu se debe tomar en cuenta la humedad

t2

-íi

relativa, pues si es muy baja tal vez se necesite mayor tempera tura para dar la sensación de comodidad que marca la curva. En áreas que tengan mucho cristal, el cuerpo humano radia más calor y la sensación de frío es más intensa, por lo cual, se re quiere una mayor temperatura interior. La temperatura se obtiene de tablas como ya se dijo. En caso de no disponer de ellas, se calcula aumentando 10 ó 15°F a la

—X,

.

—\ Figura viii-2.

_u \

^Xc —

1—\—1—N—'

Transmisión de calor a través de una barrera.

A —Área de la sección donde el calor fluye, en pies® K. — Factor proporcional llamado conductividad térmi

temperatura mínima.

ca, expresado en Btu-pie/h-pie®-''F dt

Coeficiente combinado de transmisión de calor U

^

El coeficiente combinado de transmisión de calor U, dado en

Gradiente de temperatura en dirección del flujo de calor, expresado en "F/pie

Btu/h-pie--"F, se puede definir como el flujo de calor por hora a través de I pie® de barrera, cuando la diferencia de temperatura

Si

dQ

entre el aire interior y el exterior es l'F.

= q (Btu/h)

de

También puede decirse que el recíproco del coeficiente de transmisión de calor es la resistencia al flujo de calor que oponen

q = - KA

dt

(VIII-5)

dx

por un lado los diferentes materiales de que está compuesta la barrera y por otro lado, las películas de aire interior y exterior

El valor de K, varía ampliamente con la temperatura, pero para materiales de uso común y temperaturas atmosféricas, estos

que tienden a adherirse a las superficies de la barrera.

El flujo de calor que se transmite por los materiales que for

valores se han determinado experimentalmente y se encuentran

man la barrera se lleva a cabo por conducción, y la transmisión

tabulados en manuales de aire acondicionado. Para una pared de sección plana, integrando la ecuación de

en las películas de aire es por convección entre la superficie y el aire.

Fourier, se tiene

^=-kA\

Transmisión de calor por conducción a través de los diferentes maleriales de una barrera (ver figura 'Vlll-2) Basándose en la teoria de transmisión de calor por conducción

i

dx

, A , . , Á , q — k — {tx — t,) = k — Af

formulada por el matemático francés J. B. Fourier, se puede es

x

cribir

"

X

(VIII-6)

la resistencia térmica R vale:

cvin-4) de

donde

dx R =

i

kA

(VnL-7)

•w

176

calefacción carga de calor' 177

entonces, q =

l, — U

f, — t;

xlkA

R

(VIII-8)

Transmisión de calor por convección entre la superficie y el aire (ver figura Vlll-2)

La cantidad de calor transmitida por convección entre una superficie y un fluido puede obtenerse usando la expresión de Newton

q = fA{t,— ta)

(VIII-9)

/= 1.6+ 0.3

V

para madera y yeso

/ = 2.0 + 0.4

V

para concreto vaciado o ladrillo liso

/ = 2.1 + 0.5

V

para superficies rugosas.

En los problemas prácticos de aire acondicionado, las barreras pueden ser muros compuestos de varios materiales como serían por ejemplo, m^cla, tabique y yeso, en estos casos debe conside rarse la transmisión de calor combinada por conducción en la mezcla, tabique y yeso, y convección en las películas de aire exte rior e interior.

Obsei^ando la figura VIII-2 en donde se ba considerado una

barrera de tres materiales diferentes, se concluye que la cantidad

en donde

q — Calor transmitido por unidad de tiempo (Btu/h) / — Coeficiente de convección térmica o de la película

de calor que fluye por cada material es la misma, o sea: ^

CBtu/h-pie^-°F)

A — Superficie de transmisión de calor (pies®)

—q» = qt, = q^ = q.

Considerando combinadamente la transmisión de calor por

t, — Temperatura de la superficie (°F) ta — Temperatura del fluido (°F)

ccoiducción y convección se tiene:

En este caso la resistencia térmica será: Xt

R =

fA

(VIII-11)

(VIII-JO)

llamada también resistencia de la película. El valor del coeficiente / se incrementa al aumentar la rugosi dad de las paredes y crece también con la velocidad del viento,

tz)

(Í2 —Í3) = (VIII-12)

kcA

Substituyendo el valor de Rde las ecuaciones Vin-7 y VIII-IO «la ecuación VIII-12

yvxxxxo

cuando se trata de aire acondicionado.

Por costumbre y en virtud de que las variaciones, tanto de

rugosidad como de velocidad del viento, se supone que no pasan de cierto límite, y para cálculos de ingeniería en aire acondicio nado se pueden suponer los siguientes valores: Para interiores

= 1.65 Btu/h-pie®-®F

Para exteriores

= 6.0 Btu/h-pie^-'F

9 =

0.28 V

fi — ti

R


^iumna (12) Volumen del cuarto en piesl

Carga de infiltración Q= v\ f x At

•
« (j

ÍQ >

S

-O

2

a

o.

N3 U

i I u

(3

o:

0^

o

íS

(13) Carga total del cuarto en Btu/h

(parte (parte (parte (parte (parte (parte

alta) baja) alta) baja) alta) baja)

dón^ ^ considerado las siguientes características de construc-

(r a

*i

^entanas sencillas con U~ 1.13 Btu/lb-pie®-''F

CQ

190

equipo distribuidor de calor

calefacción

Paredes de madera, papel y yeso con IJ = 0-25 Btu/lb-pie^-®F

(VIII-23)

Techo con aislamiento U = 0.08 Btu/lb-pie'^-°F Piso con

= 0.04 Btu/lb-pie^.^F

en donde tv — temperatura del vapor ("F) ti — temperatura del espacio (°F) b) Para convectores de,vapor

Considérese un sótano debajo del primer piso. Como factor de infiltración considere 0.017.

vm.4 EQUIPO DISTRIBUmOR DE CALOR

1.5

El equipo que distribuye el calor puede ser de dos tipos, de

\

pendiendo de cómo se lleve a cabo la transmisión de calor. 1. Radiadores y convectores por gravedad.

I. Radiadores y convectores por gravedad

C =

Un radiador convencional para calefacción, se puede defimr como una superficie de calefacción expuesta a la vista, que emite un 50 % del calor por radiación y el otro 50 % por conveccióni Su diseño y dimensiones dependen de la capacidad y uso a que r. .

j

i r

-x

Los convectores por gravedad son superficies de caieiaccion

' encerrados, con rejUlas de salida de calor. Por lo general, son serpentines instalados lo más cerca posible del piso para ganar "tiro" o "efecto de chimenea".

Existen muchos tipos tales como los colgados, autosoportados,

etcétera, todos ellos de anchura, altura y longitud diversas.

(VIII-24)

/

La capacidad de los radiadores y convectores por gravedad se expresan a menudo en "pies cuadrados equivalentes de radiación

'^"^U^pie cuadrado "equivalente" de radiación directa con vapor

{EUR) se define como la cantidad necesaria de superficie para emitir 240 Btu/h a una temperatura devapor de 215*'F y una tem

peratura del aire del espacio de TCF. Con agua caliente se debe usar un valor de 150 a 160 Btu/h.

..

La unidad EDR está cayendo en desuso y en su lugar se utiu zan los Btu/h.

Corrección por variación de temperaturas •

Ta»! tablas para seleccionar los radiadores y los convectores se basan en vapor a 215»F y ambienté a 70°F. Cuando las temperatu ras no son ésas, se usan los siguientes factores de corrección.

(ta-65 \

1.5

(VIII-25)

[en donde ío — temperatura promedio del agua (170, Í90, 210 ó

230°F) tío — temperatura promedio del agua que entra"(°F) Í20 — temperatura promedio del agua que sale ("F)

í — temperatura promedio del aire que entra ("F)

[Calefacción con serpentín Con este sistema se logra una radiación pareja en todo el es

pacio. Los serpentines para este sistema, por lo general funcionan

Equivalente de radiación directa

a) Para radiadores de vapor

ír~íi

c) Para convectores de agua

2. Convección forzada.

se destine.

191

Ron agua caliente, a más o menos 120°F y van embebidos o aho gados en el concreto, ya sea en pisos o techos.

Se debe tener especial cuidado en que la temperatura de lá

^uperficie del piso no sobrepase los 85®F. En la figura VIII-6, se muestra una instalación típica de un

yistema de calefacción con serpentín.

Calentadores de convección forzada

Los calentadores de convección forzaifa son convectores que Contienen un abanico para forzar la circulapión del aire; al igual

IS^e los otros, vienen montados en mueble metálico, y armonizan

resto de los muebles. Pueden tener control individual,

L oien, en conjunto, y también se pueden usar como ventiladores L elusivamente-cuando no hay necesidad de calefacción.

|j®^e/accítín central puede decir que la calefacción central, que consiste en ca-

equipo distribuidor de calor

193

-t—H

\

•r^

I Abanico

Serpentín le vapor

mñii/Mil

1

ímmífí

i/immíii

Agua

Wmnm

caliente

Figiira Vin-7.

Figura VllI-8.

Calefactor de convec

Calefactor

de convección forzada.

ción natural.

lentar el aire en un lugar determinado y llevarlo de allí, por me dio de ductos, a los espacios por calentar, pertenece a la división de la convección forzada. Más adelante se estudiará con más de talle la calefacción central.

3. Tipos de convectores y radiadores

Son innumerables los tipos de calefactores, ya sea por convec3

S

3

£

w

Dansión P -

35 736

D todavía,

M

ER = h/gB — XhfgB

(IX-16)

ahora,

J tvasuiadoi

hfA — hfB

X =

(IX-13)

IfgB 75 oF P = 125

60 of P - 35.736

=

= 0.1855 66.522

ER = 66.522 - 0.1855 X 66.522 = 54.181 Btu/lb

Condensador

120 of

Ó

P= 125 96 °P

P - 125

Compresor

c

Capacidad del sistema P - 125 85 oF

La capacidad del sistema es la cantidad de calor extraído del :®spacio por refrigerar. Se designa en Btu/h o en toneladas de re-

'frigeración.

Figura IX-IS. Ciclo de refrigeración. Problema 1X.3.

Como puede verse en la figura, existe un subenfriamiento de 96®F a 75"? que ocurre en la última parte del condensador y en 1® propia línea de liquido, de tal manera que a la válvula de expa*"*

"^Qnclada de refrigeración Cuando se derrite una tonelada de hielo, absorbe 288,000 Btu.

. Por lo tanto, una libra, absorberá 144 Btu. Si una tonelada se derrite en 24 horas, absorberá 288,000

sión le llega el líquido subenfriado a 75°F.

Á

244

refrigeración

ciclo termodinámica

Btu/día o 12,000 Btu/h, o bien 200 Btu/m. Esto es a lo que se designa como tonelada de refrigeración (tonelada de 2,000 Ib).

245

a) ER = 80.419 - 26.365 = 54.054 Btu/lb b) 54.054 X W = 200

Problema lX-4

200 W =

Un sistema mecánico de refrigeración opera de modo que la

temperatura de evaporación es de 20°F, y la del líquido, cerca de la válvula, es de lOO^F. Si se recirculan 10 Ib/m de freón 12.

= 3.7 Ib/ton-min

54.054

3.7 X 15 = 55.5 Ib/min

calcule:

a) La capacidad en Btu/h b) La capacidad en toneladas. Solución (ver tabla A-4 del Apéndice): a) Capacidad en Btu/m

El efecto de refrigeración será de:

^«0 = 79.385 Btu/lb Figura IX.16.

hnoo = 31.10 Btu/lb ER - 79.385 — 31.100 = 48.285 Btu/lb

Diagrama. Problema IX-5.

'roblema IX-6

Freón 12 a 100®F y 131.86 Ib/plg® entra a través de una válvula

Capacidad = 10 x 48285 x 60 = 28,971 Btu/h

5e expansión a un evaporador en el que se evapora a SO'F. Calcule:

b) Capacidad en toneladas de refrigeración

a) La entalpia al entrar a la válvula. b¡ El peso del líquido que se evapora en la válvula por libra de refrigerante.

T = 28,971/12,000 = 2.41 toneladas Problema IX-5

0 bien,

gs=hD-hA

(IX-28)

Problema IX-12

Q = (O ( Se — So )

{Te + Td)

(IX-26)

Como el proceso no fue estrictamente adiabático, es obvio que la entropía no es igual en D que en C. Por lo tanto, hay cambio de calor, o sea, se rechaza calor del vapor; el valor del calor re chazado está dado por la fórmula anterior, la cual se desprende de la definición de entropía.

Calcule la capacidad de un condensador de amoniaco, si la tem peratura de condensación es 90°?. Suponiendo que el vapor sale del compresor sobrecalentado a 240"? y que hay un subenfriamiento de 15°F.

Primer paso: Se absorbe el calor de sobrecalentamiento (ver

figura 1X-I2) (ver tablas A-l, A-2 y A-3 del Apéndice): /t.^ (a 240"F y 180 Ib/plg') = 730.1 Btu/lb

dQ

he (a 180 Ib/plg2) = 632 Btu/lb El calor absorbida será:

4. Cofidensación

En el condensador es donde el agente absorbe el calor del re frigerante, transformando el gas sobrecalentado que sale del com

5 0F

presor, en liquido saturado o subenfriado. (Ver figura IX-20.) El proceso DD' se realiza a presión constante bajando la teim

pcratura hasta la saturación; el proceso D'A se realiza a presiótt' y temperatura constautcs.

J

El calor absorbido por c! condensador es igual que el calt^

absorbido en el c\ aporador más c! calor equivalente al trabajo

240 oF

180 Ib/plg2 A

ministrado por el compresor.

90» - 15° = ?5oF

Figtirii lX-21.

' = 0.33198 pies®/lb

Vn = 0.288 pies®/lb

hi! = 100.67 Btu/lb

ho = 91.5 Btu/lb

So = 0.1834 Btu/lb°F

S¡, = 0.16798 Btu/Ib-'F

diar el ciclo del refrigerante.

En el ciclo teórico, se supone que el vapor entra ^ compresor como vapor saturado y seco (punto c de la figura IX-25), pero en realidad, después que el líquido se evapora completamente, el

vapor permanece absorbiendo calor y sobrecalentándose antes de entrar al compresor (punto d).

De lo anterior se deduce lo siguiente:

fl) El calor de compresión es mayor en el ciclo real. Teórico: ho — he = 91.5 — 78,335 = 13.165 Btu/lb Real: hn —hi = 100.67 ~ 85.72 = 14.95 Btu/lb

, b) El desplazamiento del pistón tendrá que ser también mayor en el ciclo real ya que el volumen específico es mayor. c) La temperatura de descarga del compresor será mayor (de 130"F a 180" F) en el ciclo real.

I d) En el condensador se deberá disipar más calor:

a.j35.

7BJ&5'

Teórico: ho - Iia = 91.5 - 33.53 = 57.57Btu/lb Real: hd - /la = 100.67 ~ 33.53 = 67.14 Btu/lb

Finirá IX-25. Efecto de sobrecalentamiento en la succión del compresor.

En el sobrecalentamiento en algunas ocasiones se puede ab sorber calor útil en el mismo evaporador, o bien, absorber calor

En el caso representado en la figura IX-25, el vapor se sobre

embargo, en general se prefiere el sobrecalentamiento, pues de

(Freón 12)

después del evaporador, lo cual no produce ningún beneficio. Sin

calienta de 10®F a óO'F. Se supone que la presión se mantiene

este modo no hay posibilidad de que entre vapor húmedo al com presor, lo cual puede ser perjudicial. El sobrecalentamiento del vapor se lleva a cabo:

del Apéndice):

fl) En el evaporador produciendo "frió útil". Sin embargo, no es

constante; y al no tomar en cuenta las pérdidas por fricción, m pérdidas en válvulas del compresor, se tiene (ver tablas A-4 y A-b

económico, ya que el evaporador no está diseñado para trans

Puntos C y C (tomados de las tablas): P: = 29.335 lb/plg= A

ferir calor sensible.

= 29.335 Ib/plg® A

En el tubo de succión del compresor, en cuyo caso no produce "frío útil".

U = 60°F

tn = lO-F

Ve' = 1.51 pies®/lb

Vo = 1.3241 pies®/Ib

hi = 85.72 Btu/lb

he = 78.335 Btu/lb

Si = 0.1834 Btu/lb-op

Se = 0.16798 Btu/lb-°F

Efecto de subenfriamiento del líquido

•' En un ciclo real, después del condensador, el líquido no sale

jll^'urado como se supone en un ciclo teórico (punto A de la figuIX-26}, sino que hay un subenfriamiento (punto A').

266

refrigeración 131

ciclo termodinámica

267

19 pij'

T

o111 1CI> >l!> iM°r

Figura IX-26. Efecto de sufaenfriamiento del liquido que sale del condensador.

En el caso representado en la figura IX-26, hay un subenfinamiento de 20'F, o sea. el líquido se subcnfría de 100° a 80^F, antes de llegar a la válvula de expansión.

Ya se ha visto que cuando el líquido se subenfría antes de lie?gar a la válvula de control, el efecto de refrigeración aumenta una cantidad igual a hn - hn. Si la temperatura en el evaporador es de 30°F. se tiene:

Teórico: hc-hn = 80.419-31.10 = 49.319 Btu/lb Real: h, - hr,' = 80.419 - 26.365 = 54.054 Btu/lb

Figura IX-27. Diagrama que muestra el cambiador de calor liquidólas.

Por lo tanto, con el subenfriamiento se ahorra refrigerante

y es muy deseable, y a veces llega a instalarse un enfriamiento doble o adicional, ya sea integral al condensador, o bien, un cam biador de calor "subenfriamiento-sobrecalentamiento", como se verá más adelante.

III. Efecto de las pérdidas de presión debidas a la fricción La figura IX-28 muestra el efecto de las pérdidas de fricción en tuberías y accesorios, por donde fluye el refrigerante. Suponga nn ciclo cualquiera en el que la caída de presión en el evaporador B'C tiene un valor de 30.0 —25.5 = 5.0 lb/pIg^ lo que hace que el vapor salga del evaporador a menor presión y tem

El subenfriamiento ocurre en varios lugares y de diferentes

peratura con un volumen específico mayor. La línea C'C es la

maneras: en el tanque almacenador de refrigerante, en la tubería

pérdida a través del tubo que une el evaporador y el compresor, y C"C " es la pérdida a través de las válvulas de succión y pasadi zos del compresor hasta llegar al cilindro. La presión promedio

y en el mismo condensador. Cambiador de liquido

de 27.5 lb/plg2 se obtiene, si la entrada al evaporador es de 30.0

Con este sistema, el líquido se subenfría después del conden sador y el gas de la succión se sobrecalienta antes del compresor. Ver la figura IX-27.

.

En este caso particular, el sobrecalentamiento es idéntico a subenfriamiento.

El uso de este cambiador es muy discutido, ya que si bien

duce un subenfriamiento, también produce, quizá, un sobrecaleP* tatniento excesivo.

lb/plg2. La línea C" D" representa el proceso de compresión. Note que Se comprime a una presión considerablemente mayor que la pre sión de condensación, lo que es necesario para forzar a que el va por salga del cilindro a través de las válvulas y llegue al conden sador a la presión ZX. La linea D"iy representa la presión requerida (caída), para forzar a que abran las válvulas de descarga del compresor.

268

refrigeración

carga de refrigeración

269

Figura IX-28. Ciclo que muestra el efecto de las pérdidas de presión. A

La línea ¡yA representa la caída en las líneas de descarga y en el condensador.

La línea AA' representa la caída de presión, para forzar a que el refrigerante entre en el tanque recibidor, y la pérdida en la línea del líquido del recibidor a la válvula de expansión. IV. Ciclo real que muestra los efectos de sobrecalentamiento, subenfriamiento y pérdidas de fricción (figura IX-29).

Figura IX>29. Ciclo real comparado con el ciclo teórico.

1. Ganancia de calor debida a la transmisión a través de las IX.4

CARGA DE REFRIGERACIÓN

Para el estudio de este inciso, se dividirá en dos conceptos, a saber:

I. Carga de refrigeración tratándose de aire acondicionado para comodidad.

II. Carga de refrigeración tratándose de refrigeración industriai Cai^a de refrigeración tratándose de aire acondicionado para comodidad

En un espacio a refrigerar, la cantidad de calor que debe re moverse con el equipo de refrigeración, se le llama carga de refri geración, y se debe principalmente a las siguientes ganancias de calor-.

barreras que pueda haber, tales como paredes, ventanas, puertas, techos, particiones y pisos, y que es ocasionada por la diferencia de temperatura entre los dos lados de la barrera.

2. Ganancia de calor debida al efecto solar: a) El calor transmitido por radiación a través de cristales y absorbido en el interior del espacio.

b) El calor absorbido por las paredes o techos expuestos a los rayos solares y posteriormente transferidos al in terior.

3. Ganancia de calor debida al aire de infiltración. 4. Ganancia de calor debido a los ocupantes. 5. Ganancia de calor debida a máquinas, alumbrado o cual quier otro equipo que genere calor. 6. Ganancia de calor debida al aire de ventilación.

rjiT 270

refrigeración

carga de refrigeración

1. Ganancia de calor debida a la iransmisión a través de barreras La transmisión de calor a través de barreras se calcula en for

ma cimilar a la empleada en calefacción (capítulo VIII).

271

Un cristal ordinario absorbe alrededor del 6 % de la energía solar y refleja o transmite el resto (ver la figura IX-30). La relación de la energía transmitida con la energía reflejada depende del ángulo de incidencia.

Qi =

Por lo general, la temperatura interior de diseño se considera entre TOT y 80°F (en aire acondicionado), y la temperatura exte rior de diseño se selecciona de las tablas, según el lugar. La tem

peratura de bulbo seco exterior de diseño tiene, por lo general, su máximo a las 16.00 horas.

La diferencia de temperaturas (?«— tí) se afecta en ocasiones, debido al "efecto solar", pero esta consideración es un método para tomar en cuenta esta carga, que muchas veces no se utiliza.

Angulo tfe aUilud sola;

Angulo (fe kftctdencta

Como se vio con anterioridad:

Angulo de uimut solar

Oi — carga de calor en Btu/h

Ú—coeficiente de transmisión de calor Btu/h-pie^-°F A — área neta en pies-

íe — temperatura de diseño exterior en "F ?i — temperatura de diseño interior en ®F 2. Ganancia de calor debida al efecto solar a) Generalidades

El calor del Sol, que recibe la Tierra, varía desde un mínimo de cerca de 415 Blu/h-pie^ a 445 Btu/h-pie^. La cantidad que llega a la superficie terrestre se reduce considerablemente por disper

Fiema lX-30. Angulos solares.

Existen tablas experimentales que según la latitud, tiempo del ano y orientación de la ventana proporcionan la energía solar que entra al espacio considerado. Se supone que la energía radiante transmitida por una ventana no afecta la diferencia de tempera tura que hay a los lados de dicha ventana (ver tabla IX-1). Cuando los rayos solares chocan contra una ventana de cristal

ordinario, se comportan como se aprecia en la figura IX-31.

sión o reflexión al espacio y por absorción de la atmósfera. El calor del Sol que llega a la Tierra a través de la atmósfera se co noce como radiación directa, y el calor que se dispersa se llama radiación del cíelo o espacio.

^ 0.4 I .DS R

0.4 t ,06 R

b) Calor ganado a través de los cristales

El calor que se gana en un espacio a través de los cristales depende de lo siguiente; 86 R

a) b) c) d) e)

Latitud dellugar. Orientación de los cristales. Claridad de la atmósfera. Tipo de cristal usado. Dispositivo para sombrear.

.42 R

Angulo de If^vtflíinoB 20^

Angulo de ncidencie S0°

Figara lX-31. Comportamiento de los rayos solares al chocar contra .el cristal de una ventana.

272

refrifferación

carga de refrigeración

El calor que absorbe el cristal, es el 6 % del calor total inci dente : de este 6 "/o se transmite al espacio 40 %, o sea, 2.4 %. El 40 % transmitido al espacio depende del coeficiente de la película exterior (2.8 Btu/h pie^^F) y del coeficiente de la película interior (1.8 Btu/h pie' °F) (ver la figura lX-32).

273

representa gráficamente en la figura IX-33. Como puede verse, este cristal especial que absorbe más calor, permite menos paso de calor que imo ordinario. Generalizando, la forma de encontrar el calor transmitido al

espacio a través de los cristales por el efecto solar, es el siguiente. 1. En la tabla IX-1 se encuentra de acuerdo con la latitud y orientación, la ganancia máxima de calor en Btu/hora-pie®. 2. En ios valares tabulados en la tabla se considera toda el

área de una ventana que tenga aproximadamente el 85 % de cris tal ; en casos donde la ventana sea del tipo estructural de lámina de hierro y el cristal ocupe más del 85 % de la superficie se acos tumbra multiplicar la ganancia de calor por el factor 1.17. 3. Cuando el cristal no es estándar, y la ventana no tiene algún dispositivo para sombrear, la ganancia de calor se multiplica por

I = 2.B

el factor /,, dado en la tabla IX-2, columna 1.

4. Cuando la ventana tiene algún dispositivo para tapar el sol, Figura lX-32.

Distribución del calor absorbido por el cristal. A

Cuando el ángulo de incidencia es de 30°, el calor ganado en el espacio vale 0.4 x 0.06 R + 0.86 R = 0.88 R, y cuando el ángulo de incidencia es de 80°, el calor ganado en el espacio vale 0.4 x X 0.06 R + 0.42 R = 0.44 R. Donde R es el calor recibido en el cristal.

Cuando los cristales no son ordinarios, éstos absorberán más

calor si son de mayor espesor y viceversa. Además, existen otros

cristales tratados especialmente para absorber una mayor canti dad de calor (ver tabla IX-3).

La distribución del calor en un cristal que absorbe el 52 "'o se

.como persianas interiores o exteriores, la ganancia de calor se multiplica por el factor que se obtiene en la tabla IX-2, colum nas 2 a 6.

5. La tabla IX-1 está basada en un ambiente exterior, cuya tem peratura de rocío es de 66.8°F (fss = lb\ = 75°F). Añádase 7 a la ganancia por cada 10°F por abajo de 66.8°F y disminúya-se 7 "''n por cada 10°F arriba de 66.8°F. Esta corrección sólo se hace cuando se requiere mucha precisión. 6. Por cada 1,000 pies arriba del nivel del mar, debe incremen tarse Ja ganancia de calor un 0.7 %. i 7. En lugares donde la atmósfera está muy contaminada de

humos, polvos o vapores puede reducirse el valor de la ganancia '-de calor hasta en un 10 ó 15 %. 8. Debido a que la tabla IX-I se estimó en el mes de julio y sComo la Tierra está más cerca del Sol en enero que en julio, en las

0.4 X 0.52 R

I' latitudes norte cerca del ecuador, la ganancia se suele incremen tar 7 %. Lo mismo se hace en este mes, en las latitudes sur.

9. Cuando por alguna circunstancia como el espesor de los muros o bien construcciones adyacentes proporcionan sombra a los cristales, se suele hacer alguna disminución a la ganancia de calor.

0.52 R

0.43 R 0.05 R

Figura lX-33.

Distribución del calor recibido por un cristal.

De los factores que afectan la ganancia de calor tabulado en la labia IX-I y los de mayor importancia, son los descritos en los

,incisos 3 y 4, o sea q = q' X fi X A (cuando no existe dispositivo sombreador)

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14

16

Factor U del muro: 0.53 Btu/h-pie'-''F

Temperatura diferencial equivalente tomada de la tabla IX-4

para concreto de 12 plg, latitud norte, pared este, color claro, para'

I mediodía y corregida para 20"F diferenciales:

= 0.53 (450 - 160- 45) (7) = 909 Btu/h tí = 6-1- 5 = 11°F

vi

Como se mencionó con anterioridad, qi representa el calor ga

91 = 0.53 (900 - 500 - 90) X 11 = 1,807 Btu/h

nado por transmisión a través de muros, más el ganado por el efecto solar.

El calor ganado en los cristales es:

E! calor ganado en los cristales es: II

Area = 500 -|- 90 = 590 pies'

j1

r

304

•

refrigeraron

carga de refrigeración Piso

ü = 1.13 Btu/h-pie^-»F

Area total = 60 x 30 = 1,800 pies® Factor V del piso = 0.46 Btu/pie®/h-°F

Calor ganado por transmisión por diferencia de temperaturas:

Temperatura del estacionamiento = 90°F

92 = AX U X (te — ti)

92 = 590 X 1.13 (100- 80) = 13,334 Btu/h

0, = AU (te-ti)

Qp = 1,800 X 0.46 (90 ~ 80) = 8,280 Btu/h

Calor ganado en los cristales por efecto solar:

Calor total ganado por transmisión debida a la diferencia de

98 = Í3 X fs

qi = 14 Btu/h-pie®

tomado de la tabla EX-l para latitud 40° norte, orientación este, a medio

día para agosto 24 y abril 20. /a = 0.25

305

tabla IX-2

luego,

93 = 14 X 0.25 X 590 = 2,065 Btu/h Calor total ganado en la fachada este: Q, = 1,807 + 13,334 + 2,065 = 17,206 Btu/h Pared norte

temperatura y al efecto solar:

Oi = O, + a + On + Qo + O, = 14,061 + 17,206 + 2,385 + 4,770 + 8,280

Qi = 46,702 Btu/h

b) Calor ganado por equipo misceláneo: 1. Cafetera (ver tabla IX-8)

;

Calor sensible

2,500 Btu/h

Calor latente

2,500 Btu/h

2. Iluminación

Area total = 30 x 15 = 450 pies® Factor 1/ del muro: 0.53 Btu/h-pie®-°F

Calor ganado a través del muro por transmisión debida a la

Calor sensible

2 x 3,412 = 6,824 Btu/h

luego.

diferencia de temperaturas: Qn = AV (te-t,)

Qn = 450 x 0.53 (90-80) = 2,385 Btu/h

Calor sensible total Calor latente total

9,324 Btu/h 2.500 Btu/h

c) Calor ganado por los ocupantes

Pared oeste

Area total = 60 x 15 = 900 pies®

Usando la tabla IX-7 o las figuras IX-34 y IX-35, se tiene:

Factor V de la pared = 0.53 Btu/h-pie^-'F

Calor ganado a través del muro por transmisión debida a 1» diferencia de temperaturas: Qo = AU (te -ti)

Qfl = 900 X 0.53 ( 90 - 80) = 4,770 Btu/h

Calor sensible 30 X 200

Calor latente 6,000

30 X 450

13,500

12 X 200

2,400

12 X 450

5,400

Total

18,900 Btu/h

8,400 Btu/h

306

re/rigeroción

carga de refrigeración

d) Encontrar:

= 60.1"?

Wi = 78.2

1. El aire requerido para ventilación. Si se considera que se requieren 18.5 pies®/min-persona. se tiene:

780 X 60

Cambios de aire por hora = "^5 x 60 x 30" ~

9 512

,

Q. = 655 X 0.24 (100 - 80) = 3,144 Btu/h

lo cual es razonable.

Humedad ganada = 655 (124 —78) = 30,130 granos/h

2. Ganancia de calor por infiltración del aire.

yiII-2,

1

30,130

^ ^^

y = 88 pies'/h/pie de ranura

. .

granos/lb

Vi = 13.84 pies'/lb

y = (30 + 12) X 18.5 = 780 piesVmin

f. j¿*t

307

= 7000

^

3. Resumen de ganancias de calor:

Para las ventanas de la fachada este:

3 [(3 + 4) 2 + 4)1 = 54 pies de ranura 54 X 88 = 4,752 pies'/h

Para la puerta de la fachada sur:

Calor^sensible

Transmisión y efecto solar

46,702

Equipo misceláneo Ocupantes

9,324 18,900

Infiltración

Calor latente

2,500 8,400 4,540

3,144 Total

3 X 7.5 + 2 X 6 = 34.5 pies de ranura

78,070 Btu/h

15,440 Btu/h

e) Calcule;

De la tabla VIII-2, para la puerta de la fachada sur: 7^ 0^

V = 138 pies®/h/pie de ranura

1. Relación de calor sensible.

34.5 X 138 = 4,760 piesVh RCS =

Infiltración total = 4,760 + 4,752 = 9,512 pies'/h.

En las paredes norte y oeste no hay infiltración. Aire exterior (100°F B.S. y 80°F BJl.) luego:

78.070 ,

78,070,

78,070-1- 15,440

93,510'

= 0.8345

2. La mínima cantidad de aire suministrado, si la temperatura del aire de entrada en los difusores es de 64®F. M =

Q.

0.24 (h-íí)

= 73°F

Wa = 124 granos/lb

Ai =

78,070

0.24 (80-64)

= 20,331 Ib/h

Ve = 14.53 piesVlb

Aire interior (80°F B.S. y 67°F B.H.)

3. La humedad específica y temperatura de bulbo húmedo del 3ire suministrado para conseguir las condiciones de diseño.

308

refrigeración

carga de refrigeración

309

1.050

Ql = M (W,'-Wd')

7,000

15,440 = 20,331 (78.2 - W,') Wí = 73.12 granos/lb í» = 60.4-F

h = 26.7 Btu/lb

W. =

o bien: (ver figura TX-40)

780 X 60

= 3,520 Ib/h

= 20,331 —3,520 = 16,811 Ib/b

Condiciones de la mezcla del aire fresco y el aire recirculado: 3,520 X 100 + 16.811 X 80 = 20,331 t t = 83.5°F

i

3,520 X43.7 + 16,811 x 31.5 = 20,331 h h = 33.6 Btu/lb luego

fCS - 0-83

20,331 (33.6-26.7) q, = 140,284 Btu/h

Caso B. Cuando todo el aire se toma del exterior. 64

Figora IX'éO.

8D

Tb,

Problema IX-22.

4. El aire suministrado por el ventilador en pies®/ m

92 = 20,331 (43.7 —26.7) 92 = 345,627 Btu/h

n. Carga de refrigeración tratándose de refrigeración ¡nduslrial a) Generalidades

Mv y

I

El cálculo de la carga de refrigeración, para el caso presente,

= 60

es similar que para el aire acondicionado, excepto dos o tres par

20,331 X 13.3 y =

= 4,500 pies®/ min

60

5. La capacidad del acondicionador.

tidas que se analizarán a continuación. Las cargas más comunes son:

1. ha transmisión de calor a través de barreras, o sea, paredes, techos y pisos.

Caso A. Cuando sólo el aire de ventilación se toma del ex

terior (figura 1X41).

2. La ganancia de calor debida al efecto solar. 3. La ganancia de calor debida a Ja infiltración de aire.

310 4. 5. 6. 7. 8.

fefrigeración

carga de refrigeración

L& ganancia de calor debida La ganancia de calor debida quier otro tipo de equipo que La ganancia de calor debida La ganancia de calor debida La ganancia de calor debida

a los ocupantes. a máquinas, alumbrado o cualgenere calor. al aire por ventilación. a los productos por refrigerar. a la respiración de algunos pro

10.

cuenta los cambios de aire debido a aberturas de puertas y filtra

ción de aire, tablas IX-15 y IX-Í6 proporcionan los cambios promedio deaire en 24 horas que pueden esperarse en un almacén de acuerdo con el volumen del cuarto y con la temperatura.

La ganancia de calor debida al tiempo que no funcionan los acondicionadores, durante el proceso de descongelamiento del evaporador. La ganancia de calor debida a materiales de envoltura o en

4. Ganancia de calor debida a las personas (ver la página 288). 5. Ganancia de calor debida a equipo misceláneo (ver la pá

vases.

gina 295 y la tabla IX-8, pág. 296). 6. Ganancia de calor debida al aire para ventilación.

b) Cálculo de la carga de refrigeración

Las tablas IX-s' a IX-16 proporcionan diversos valores y datos para calcular cargas de refrigeración industrial. A

1. Transmisión de calor a través de barreras (ver la pági na 270). 2. Ganancia de calor debida al efecto solar.

solar incrementando la diferencia entre la temperatura de diseño

exterior y la de diseño interior, al calcular la ganancia por trans misión en barreras, debida a la diferencia de temperaturas, o sea: (1X43)

Oi = AU(t^ — ti+ K)

donde K es el incremento en "F, debido al efecto solar y que se

encuentra tabulada de acuerdo con la orientación y color de la pared (ver tabla IX-9). TABLA IX.9. Incremento en °F para añadir a la diferencial entre la temperatura de diseño exterior e interior para compensar el efecto solar Pared

Pared

Pared

Techo

este

sur

oeste

piano 20

Superficie color obscuro Superficie color entre obs Superficie color claro

6 4

^

Tratándose de refrigerar ciertos productos, en muchas ocasio-

".nes se requiere una ventilación especial, así como controlar riguro•sámente la humedad del aire para preservar el producto a refri gerar.

•

Una vez que se tiene la cantidad de aire de ventilación, se calcu la la ganancia correspondiente.

La Sociedad Americana de Ingenieros en Refrigeración (ASRE), recomienda tomar en cuenta la ganancia de calor debida al efecto

curo y claro

a.

En los frigoríficos industriales por lo general no tienen venta 1 nas y las puertas están selladas de tal manera que no existe la infiltración por ranuras. Sin embargo, se acostumbra tomar en

ductos. 9.

311

3. Ganancia de calor debida a la infiltración de aire.

6

15

4

9

7. Ganancia de calor debida a los productos por refrigerar. i) Calor sensible arriba del punto de congelación Cuando un producto entra a un espacio refrigerado, con una temperatura mayor que la del propio espacio, el producto cede pwlor hasta que se enfría a la temperatura del ambiente. Cuanrdo esa temperatura está arriba del punto de congelación, el calor

IfJ® K tacion

sensible arriba del punto de conge-

, y se calcula de la siguiente manera: Oí = W X Ci X C/2- Í,)

(1X44)

donde Qi —calor cedido en Btu/h Ci - calor específico del producto en Btu/lb°F (ver las tablas IX-10 a IX-13) arriba del punto de congelación W—peso del producto manejado en Ib/h fj — temperatura del espacio en °F ts — temperatura de entrada en ®F

312

refrigeración TABLA IX-10.

carga de refrigeración

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HuiMH lUlM

ACMáCi-

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John WÜey and Saos. Inc.

Problema IX-24

Cj—calor específico del producto por debajo del punto de

60°^' y ííeben congelarse r durante 12 horas. Calcule la carga^ de rel'rigeración. De la tabla IX-I2:

congelación Btu/lb^F (ver las tablas IX-10 a IX-13) te — temperatura de congelación en "F

Cj = 0.79 Btu/°F-Ib

íj — temperatura final en °F

C., = 0.37 Btu/°F-lb

Á

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donde Q — calor cedido en Btu/h

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b) Calor latente:

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Q^ = Whc

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Qs = 180,200 Btu/12h

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(2

c) Carga de 27°F a (-20°F) ;

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Qa = 1,700 X 0.37 ( 27 -[-201) Qa = 29,563 Btu/12h

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I

he = 106 Btu/lb to = 27'F

Carga total = 254,082 Btu/12 horas.

8. Ganancia de calor debida a! calor por respiración de algunos productos

Los vegetales y las frutas se encuentran aún vivas después de

a ) Czirga de 60°F a 27°F:

Ser cortadas y continúan sufriendo cambios metabólicos en el lu gar de almacenamiento.

Qi = WQCíi-í=) Qi = 1,700 X 0.79 X (60 - 27) Qi = 44,319 Btu/12h

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HiSCE-

TABLA IX-13 (continuación)

Datos de diseño para almacenamiento misceláneo

flistio orí puAiio

319

320

refrigeración TABLA IX.14.

carga de refrigeración

^ ArtfCvlc

TemprrtU'l

32

Hsnnns

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32 40 60

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32

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.032

60

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32 40

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.014 ,0í9 .036

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32

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40

.014

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PipliN

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.059 495 .280

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32

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40

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32

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32 40 60

.012 .017 .062

60

.960

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.028 .041

32

32 40 60

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32

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.029 .104

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.075 .045 .073

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32 40 60

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.018 430 .120

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40

Nabo

32 40

Supongamos que el tiempo que se interrumpe un sistema es de dos horas diarias, entonces:

Carga modificada

Carga calculada en 24 horas 22

10. Ganancia de calor debida a las envolturas o envases

Cuando el producto está contenido en botellas, cajas, envolto rios, etc., el calor cedido por éstos debe considerarse en el cálculo de la carga total

Q = WxC.(/a-£,)

(IX-48)

donde Q — calor en Btu/h W — peso de los envoltorios en Ib/h

1X0

C, — calor específico del material en ti — temperatura de entrada en °F

íi — temperatura de salida en ®F.

MI

Í5Ó MU —

Tomado del libro Principies of Refrigeraíion, de Roy J. Dossac, publicado por John Wiley and Sons. Inc.

ber durante ese tiempo.

.120

4(4 4»

32

Camote

.170

92 60

M

Como en todos los sistemas descritos se interrumpe el ciclo, por lo tanto, se requiere recuperar el calor que se dejó de absor

.178

40

60

32 60

liente o gases calientes que salen del compresor.

.045 473 .170

.ITS

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ajenos al sistema, como calentadores eléctricos, de agua ca

.059 .095 .280

40 60

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32

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.140

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32 40

.036 .170

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En este caso se calientan los tubos del evaporador, por medios

lUílMPES

BstaUl mtsoai

c) Descongetamienío automático

Calor de respiración de frutas y legumbres

FKUTAI

321

Problema IX'25

450 pies'/min de aire se introducen a un cuarto refrigerado a SS-F. El aire exterior está a 95»F (BS), y ^ = 55 %. ¿Cuánto vale

•

la carga debida al cambio de aire?

*

Lll)

h, = 024 x 95 + 0.55 x 1,102 x 0.03652 h, = 44.94 Btu/lb

Kli.

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