Diseño Aire Acondicionado Bus
Diseño Aire Acondicionado Bus
Diseño Aire Acondicionado Bus
DECLARACIÓN
CERTIFICACIÓN
Certificamos que el presente trabajo fue desarrollado por los señores Carlos
Fernando Ayala Guerrero y Edgar Vinicio Montenegro Guerrero, bajo nuestra
supervisión.
-------------------------------------
Ing. Orwield Guerrero
DIRECTOR DE PROYECTO
------------------------------------- -------------------------------------
AGRADECIMIENTOS
DEDICATORIA
A mi padre por enseñarme que la lucha por una sociedad más justa es parte
indispensable en la vida de todo ser humano.
Carlos Ayala
A mis padres, Carlos y Wilma, por su apoyo incondicional durante todo el trayecto
de mis estudios universitarios.
A mi esposa y a mi hijo, por el amor que día a día me brindan y por estar
conmigo en los buenos y malos momentos.
Edgar Montenegro
v
ÍNDICE
RESUMEN ............................................................................................................ xv
CAPÍTULO 1 ........................................................................................................... 1
ÍNDICE DE FIGURAS
ÍNDICE DE TABLAS
RESUMEN
PRESENTACIÓN
Este trabajo describe y analiza todas las variables posibles que intervienen en el
Diseño de un Sistema de Aire Acondicionado para un medio de transporte masivo
como lo es un bus tipo de turismo, para, de esta manera, mantener en el interior
del automotor, condiciones de confort ambiental.
CAPÍTULO 1.
ASPECTOS GENERALES
1.1 INTRODUCCIÓN
Temperatura
Humedad relativa
Velocidad del aire
Pureza del aire
Ruido
QT = C + R + ET (1.2)
1.2.1.2 Metabolismo
En la tabla 1.1 se consignan algunos valores del metabolismo del ser humano
para ciertas actividades:
3
Tabla 1.1 Valores de metabolismo en met para distintas actividades de las personas .
1.2.1.3 Vestimenta
En general, en el interior de los edificios, se suelen tomar valores de 0,5 clo para
las ropas utilizadas en verano y 1 clo para las de invierno. En la tabla 1.2 se dan
las resistencias térmicas de las vestimentas más habituales.
VESTIMENTA CLO
Desnudo 0
Bikini 0,01
Bermudas 0,1
Ropa tropical 0,3
Ropa verano ligera 0,5
Ropa invernal 1
Ropa pesada 1,5
Ropa de trabajo
2,2
invernal
Ropa polar 4
Fuente: P.O.FANGER
Elaboración: Ayala, Montenegro
1.2.1.5.1 Temperatura
hr·trNp +hc·ta
to = (1.3)
hr+hc
Donde:
trNp +ta
to = (1.4)
2
Por estos motivos la distribución del aire en los locales debe realizarse a
velocidades bajas. En general se estipula de 0,1 m/s en invierno admitiéndose
hasta 0,2 m/s en verano.
1.2.3 VENTILACIÓN
Los parámetros principales que deben ser considerados en el diseño del sistema
de aire acondicionado para un bus son4:
1.4.1 CARROCERÍA6
A este tipo de buses se los puede clasificar según sus dimensiones: pequeño,
mediano y grande. Para el caso de este proyecto se trata de un bus mediano.
El bus es marca Mercedes Benz L200 (ver Foto 1.1), ensamblado en Ecuador.
No tiene espacio de separación entre el conductor y los pasajeros, no cuenta con
puerta trasera de desembarque. Las medidas generales se establecen en los
planos 2664 – 100 y 2664 - 101.
1.4.1.1 Paredes
1.4.1.2 Techo
El techo está compuesto por las mismas cerchas y planchas adicionalmente con
una capa de acrílico en el interior de la carrocería.
1.4.1.3 Piso
Los datos de las ventanas y los parabrisas son proporcionados por la empresa
ALUVENT, estos son de 6 mm de espesor. Las ventanas laterales son de tipo
seguridad templado, y, los parabrisas frontal y posterior son de tipo vidrio
laminado, cuyo coeficiente total de transferencia de calor es similar al de los
vidrios de seguridad templados7.
1.4.2 CAPACIDAD
7 http://www.carcrislan.com/pdf/laminado.pdf
14
El tipo de clima y la época del año influyen sobre todas las actividades cotidianas
de las personas y por ende en los diseños de sistemas de climatización.
Entre las variables principales del clima tenemos: temperatura, humedad, lluvia,
evaporación, tensión del vapor, dirección y fuerza del viento, radiación solar, etc.
10
Tabla 1.4 Temperaturas máximas de las ciudades del Ecuador
May-09
Jul-09
Ago-09
Sep-09
Oct-09
Nov-09
Dic-09
Ene-09
Ene-10
Feb-09
Mar-09
Jun-09
Ciudad Abr-09
Manta 30 28 30 32 31 30 30 30 30 30 31 32 31
Guayaquil 33 32 33 32 32 32 30 31 31 32 32 34 34
Esmeraldas 28 29 30 29 28 S/R 31 30 31 32 31 30 30
El Coca 32 32 32 32 28 S/R 31 33 34 34 33 33 34
10 http://espanol.wunderground.com/history/airport/SEGU/2009/12/2/MonthlyHistory.html
11 CARRIER, “Manual de Aire Acondicionado”, Marcombo, Barcelona, 2009, Capítulo 2, págs. I-12
16
Las condiciones interiores para el confort varían de acuerdo a la época del año.
En nuestro país existen dos estaciones en el año: invierno y verano.
Figura 1.1 ASHRAE Zonas de confort para invierno y verano [Rangos aceptables de
temperaturas de operación y humedad con una velocidad del aire menor o igual a 40 fpm
para las personas usando ropa de 1.0 a 1.5 clo durante una actividad sedentaria (menor o
12
igual a 1.1 met) .
Como se puede apreciar, los valores de la tabla 1.3 están dentro de los rangos
establecidos en los apartados 1.6.1 y 1.6.2, por lo tanto se utilizarán las
condiciones de diseño interiores de la tabla 1.3.
CAPITULO 2
DETERMINACIÓN DEL MÉTODO DE CÁLCULO
2.1 INTRODUCCIÓN
Asientos , equi-
pos internos,
etc.
Q + mw
Carg a
Potencia
Q + mw
Cargas externas; y
Cargas internas
Son las cargas térmicas de calor sensible provenientes del exterior que inciden
directamente en el espacio acondicionado. Estas cargas exteriores son:
1.) Radiación solar que entra al interior a través de las ventanas y puertas de
vidrio del bus. Se debe tener en cuenta la radiación incidente, factores de
amortiguación debido a cortinas y calidad de vidrio, sombras proyectadas
por elementos exteriores.
5.) Vientos contra la carrocería del bus. A cierta velocidad el aire exterior se
infiltra a través de rendijas de puertas y ventanas. Debido a que las
21
6.) Aire exterior necesario para la ventilación. Para renovar parte del interior a
fin de mantener las condiciones de bienestar y salubridad. Como en el caso
de las infiltraciones, esta sustitución de aire interior por exterior, impone
una carga que puede ser muy importante y debe ser tomada en cuenta.
Las fuentes de calor internas que son necesarias para la estimación de las
ganancias térmicas originadas por los elementos que generen calor dentro del
espacio acondicionado son:
4.) Diversa fuentes de calor. Pueden existir otras fuentes de calor y humedad
dentro del espacio acondicionado como por ejemplo el motor de
combustión interna del bus.
22
Las cargas del aire de ventilación deben ser calculadas usando el método
establecido en el ASHRAE Handbook Fundamentals, Capítulo 18, en la
sección Infiltrations and Moisture Migration Heat Gains.
2.4.1.1 Suposiciones
Todos los procedimientos de cálculo involucran algún tipo de modelo. Todos los
modelos requieren suposiciones simplificadas y, por consecuencia, son
aproximados. La suposición más fundamental es que el aire en una zona térmica,
puede ser modelado como bien mezclado, lo que significa que su temperatura es
uniforme a través de toda la zona.
14 ASHRAE, “Ashrae Handbook Fundamentals ”, 2009, Capítulo 18, págs. 18.15 - 18.20
25
2.4.1.2 Elementos
15 ASHRAE, “Ashrae Handbook Fundamentals ”, 2009, Capítulo 18, págs. 18.20 – 18.28
27
hacen al método RTS más fácil de aplicar durante los cálculos de la carga de
enfriamiento.
CAPÍTULO 3
CÁLCULOS DE LAS CARGAS DE ENFRIAMIENTO Y
CALENTAMIENTO
3.1 INTRODUCCIÓN
19 Vidrio templado y
3 1.16
vidrio laminado
20
4 Acrílico (PMMA) 0.19
3.2.1 PISO
Área: 21,98 m2
17 INCROPERA, F., DE WITT D., “Fundamentos de Transferencia de Calor ”, México, 1999, Pearson
Educación, Cuarta Edición, Apéndice A, Tabla A.1, pág. 827
18 http://www.itrasl.com/pavi_dere.htm
19 http://www.carcrislan.com/pdf/templado.pdf
20 http://bove-ag.plasticos-mecanizables.com/metacrilato.html
32
Figura 3.2 Circuito térmico equivalente para el piso (pared compuesta en serie)
Tœ,1– Tœ,2
qs = (3.1)
∑ Rt
qs ÷ UA∆T (3.2)
INCROPERA, F., DE WITT D., “Fundamentos de Transferencia de Calor ”, México, 1999, Pearson
21
1
U=
RtotA
1
Upico =
N2K 0,002N 0,0018N 0.002N N2 K
0,1634 + + + + 0,04472
W 0,0465W/NK 51,9W/NK 51,9W/NK W
Upiso = Up = 3,98 M
N2 K
3.2.2 VIDRIOS
Área: 15,007 m2
22 http://www.carcrislan.com/pdf/templado.pdf
34
3.2.3 TECHO
Área: 26,943 m2
Figura 3.4 Circuito térmico equivalente para el techo (pared compuesta en serie)
35
Con los valores del anexo 5 para el aire y utilizando la ecuación (10):
1
UTecho =
N2 K 0,005N 0,002N N2 K 0,002N N2 K
0,1634 + + + 0,1376 + + 0,04472
W 0,19W/NK 51,9W/NK W 51,9W/NK W
M
UTecho = UT = 2,69
N2 K
3.2.4 PAREDES
Área: 19,504 m2
Figura 3.6 Circuito térmico equivalente para las paredes (pared compuesta en serie)
1
UParedec =
N2 K 0,002N 0,0018N N2 K 0,0018N N2 K
0,1634 + + + 0,1376 + + 0,04472
W 0,0465W/NK 51,9W/NK W 51,9W/NK W
M
Uparedes = Upd = 2.57
N2 K
3.2.5 PUERTA
Área: 0,816 m2
Figura 3.8 Circuito térmico equivalente para las paredes (pared compuesta en serie)
1
Upuerta = N2 K 0,0018N N2 K 0,0018N N2 K
0,1634 + + 0,1376 + + 0,04472
W 51,9W/NK W 51,9W/NK W
M
Upuerta = Upt = 2.89
N2 K
38
3.2.6 ILUMINACIÓN
Existen lámparas interiores tipo L1 como se observa en la foto 3.1 con una
potencia de 7 w y un voltaje de 24 v. Además existen lámparas unitarias para los
pasajeros L2, como se aprecia en la foto 3.2, con una potencia de 5 w y un voltaje
de 24 v. Todas las lámparas son fluorescentes.
Tipo de Potencia
No. Voltaje (v) Cantidad Total (W)
lámpara (W)
1 L1 24 7 3 21
2 L2 24 5 24 120
TOTAL GENERAL (W) 141
23 Foto de la parte interior del bus Mercedez Benz propiedad del Sr. Luis Tufiño
39
3.2.7 EQUIPOS
3.2.8 INFILTRACIONES
Para el caso del enfriamiento se considera que el bus se mantiene bajo una
presión positiva durante las condiciones de carga pico y se encuentra bien aislado
del exterior, por lo tanto no existen infiltraciones.
Se toma como referencia la ciudad de Guayaquil, por tanto, los datos de dicha
ciudad están especificados en la norma ASHRAE Fundamentals 2009, capítulo
14. Para los datos generales de la ciudad de Guayaquil ver el anexo 6.
2
3
1
4
Tabla 3.4. Orientación de las superficies y azimut del sol medido desde el sur25.
3.5.1.1 Iluminación
Donde:
Donde:
Qr,8 = carga de enfriamiento por radiación Qr para una hora
establecida ө, Btu/h
3.5.1.2 Ocupantes
3.5.1.3 Equipos
Por la tabla mostrada en el anexo 10, se tiene que para los aparatos eléctricos:
28 CARRIER, “Manual de Aire Acondicionado ”, Marcombo, Barcelona, 2009, Capítulo 7, pág. I-70
46
U
Exposición Orientación ψ= +135°
(W/m2K)
NORTE
Área Pared posterior (m2) 2,545 2,57
Área parabrisas posterior (m2) 2,015 5,73
U
Orientación ψ= -135°
Exposición (W/m2K)
ESTE Área Pared lateral (m2) 9,676 2,57
2
Área ventanas (m ) 4,825 5,73
U
Orientación ψ= - 45°
Exposición (W/m2K)
SUR Área Pared Frontal (m2) 1,238 2,57
Área parabrisas delantero (m2) 3,382 5,73
ψ= + 45° U
Orientación
(W/m2K)
Exposición
Área Pared lateral (m2) 9,326 2,57
OESTE
Área puerta (m2) 0,816 2,89
Área ventanas (m2) 4,785 5,73
U
Orientación ψ= + 45°
Cualquier (W/m2K)
exposición
Área del techo (m2) 21,427 2.69
Fuente: Figura 3.9. Orientación del Bus y Tabla 3.4. Orientación de las
superficies y azimut del sol medido desde el sur
Elaboración: Ayala, Montenegro
DATOS GENERALES29
Ángulos solares:
29 ASHRAE, “Ashrae Handbook Fundamentals ”, 2009, Capítulo 14, anexo CD, documento 842030
30 ASHRAE, “Ashrae Handbook Fundamentals ”, 2009, Capítulo 14, página 14.8
48
H = 15 (14,7113 - 12)
H = 40,67°
γ=φ–ψ (3.11)
γ = 58,20 – 45
γ = 13,2°
1
N =
sin 45,28 + 0,50572(6,07995 + 45,28)–1,6364
m = 1,4058
Entonces,
Eb = 1411exp (—0,566(1,4058)0,72062)
50
Eb = 684,45 W/m2
Entonces,
Ed = 1411exp [—1,779(1,40580,31231 )]
Ed = 195,07 W/N 2
51
Et,d = 195,07(0,9963)
Et,d = 194,35 W/N2
Donde:
Además31: α/ho = 0,026 para superficies con colores claros (en este caso color
blanco) y s∆R/h0 = 0 debido a que se trata de una superficie inclinada. Para una
superficie horizontal el valor de s∆R/h0 = 4
Para encontrar la temperatura del aire exterior, t 0, para cada hora del día se
utiliza la fórmula siguiente:
Fracción, Fracción,
Hora, h Fracción, f Hora, h Hora, h
f f
1 0,88 9 0,55 17 0,14
2 0,92 10 0,38 18 0,24
3 0,95 11 0,23 19 0,39
4 0,98 12 0,13 20 0,50
5 1,00 13 0,05 21 0,59
6 0,98 14 0,00 22 0,68
7 0,91 15 0,00 23 0,75
8 0,74 16 0,06 24 0,82
t0 = DB — (MCDBR) × (f)
t0 = 31,2 — 9,2 × 0,00
t0 = 31,2 ª
αEt
T=t+ — s∆R/h
e 0 0
h0
Te = 31,2 + 0,026(731,38) — 0
Te = 50,21ª
Donde:
Entonces,
qi,8–n = 2,57(9,326)(50,21 — 24)
qi,15 = 628,33 W
54
1 23,66 -8,24
2 22,74 -30,30
3 22,46 -36,91
4 22,18 -43,53
5 22,00 -47,94
6 22,47 -36,65
7 30,49 155,61
8 40,10 385,87
9 44,92 501,48
10 46,35 535,66
11 45,48 514,87
12 42,88 452,57
13 45,21 508,43
14 48,75 593,15
15 50,22 628,33
16 48,60 589,72
17 44,11 482,09
18 31,71 184,72
19 27,61 86,57
20 26,60 62,32
21 25,77 42,47
22 24,94 22,63
23 24,30 7,19
24 23,66 -8,24
Fuente: ASHRAE, “Ashrae Handbook Fundamentals ”, 2009, Capítulo 18,
pág. 18.23
Elaboración: Carlos Ayala
q15 = (0,01)(628,33)+(0.02)(593,15)+(0.04)(508,43)+(0.07)(452,57)+
(0.08)(514,87)+(0,08)(535,66)+(0,08)(501,48)+(0,08)(385,87)+
(0,07)(155,61)+(0,06)(-36,65)+(0,06)(-47,94)+(0.05)(-43,53)+
(0,04)(-36,91)+ (0,04)(-30,30)+(0,04)(-8,24)+
(0,03)(-8,24)+(0,03)( 7,19)+(0,03)( 22,63)+(0,02)( 42,47)+
(0,02)( 62,32)+(0,02)( 86,57)+ (0,01)(184,72)+
(0,01)(482,09)+(0,01)(589,72)
q15 = 242,86 W
De igual manera se lo hace para las 23 horas restantes obteniendo los valores de
ganancia de calor expresados en la tabla 3.9. Los valores representativos no-
solares según el método RTS (rn ) se seleccionan de la tabla expuesta en el
anexo 8, de donde se asume que la energía radiante es distribuida uniformemente
en todas las superficies interiores.
Se asume que el bus se representa como una estructura liviana, en donde el 50%
de las superficies son de vidrio y está alfombrado (moqueta).
56
Tabla 3.9. Ganancia de calor de las 24 horas del día y valores representativos no-solares
según el método RTS
Valor
representativo
Ganancia de calor, W
RTS no-solar,
r
q1 270,23 0,00
q2 243,02 0,01
q3 218,31 0,01
q4 192,80 0,01
q5 167,98 0,01
q6 146,03 0,01
q7 124,91 0,01
q8 106,92 0,01
q9 99,17 0,02
q10 104,44 0,03
q11 122,27 0,04
q12 149,45 0,06
q13 179,66 0,10
q14 210,60 0,18
q15 242,86 0,50
q16 275,27 0,00
q17 308,19 0,00
q18 338,06 0,00
q19 357,89 0,00
q20 364,97 0,00
q21 358,53 0,00
q22 342,08 0,00
q23 320,93 0,00
q24 297,28 0,00
Carga de Carga de
Ganancia
enfriamiento enfriamiento Carga de
de calor q q15,
Superficie (porción (porción enfriamiento
en W, a W
convección) Qc radiación) Qr,15 Total, Q en
LST = 15
(54%), Btu/h (46%), Btu/h Btu/h
Pared 1 628,33 242,86 447,19 326,70 773,90
Pared 2 98,23 33,45 61,60 45,18 106,77
Pared 3 273,23 90,14 165,98 117,20 283,18
Pared 4 36,42 14,02 25,81 17,84 43,65
Puerta 61,82 23,90 44,00 32,14 76,15
Techo 1313,04 443,78 605,31* 647,86** 1253,17
qb = AEt,bSHGC(8)IAC(8, Ω) (3.28)
qc = UA(Tout — Tin) (3.29)
qd = A(Et,b + Et,r) € SHGC ΣD IACD (3.30)
34 ASHRAE, “Ashrae Handbook Fundamentals ”, 2009, Capítulo 18, págs. 18.14 – 18.15
59
Donde:
A = área de la ventana, m2
Et,b = emisión de irradiación difusa
Et,r = irradiación difusa reflectada por el suelo (la carretera)
SHGC(8) = coeficiente de ganancia de calor de la emisión solar como
función del ángulo de incidencia 8; debe ser interpolado entre
los valores establecidos en la tabla del anexo 13.
€ SHGC ΣD = coeficiente de ganancia de calor difusa solar
Tout = temperatura exterior, ºC
Tin = temperatura interior ºC
U = coeficiente global de transferencia de calor, W/m2K
IAC(8, Ω) = coeficiente de atenuación solar en el interior, es = 1.0 si no
existe dispositivos que generen sombra en el interior, Además
es función del tipo de sombra, y, dependiendo del tipo de
sombra puede ser función del ángulo de incidencia 8 y de la
geometría de dicha sombra.
Para la pared del bus que está con una orientación de ψ =+45º, tenemos:
Et,b = 468,89W/N2
Et,d = 194,35 W/N2
Et,r = 68,14 W/N2
8 = 46,76º
Del anexo 13 para un vidrio pintado color plomo y espesor 6 mm, se tiene:
Este proceso se repite para determinar estos tres valores para las 24 horas del
día.
Para las ganancias de calor difusas y por conducción, la fracción por radiación de
acuerdo a la tabla 3.10 es 46%. La porción de radiación debe ser procesada
usando los coeficientes RTS no-solares.
qdi†usión+conducción = qd + qc (3.32)
Tabla 3.12. Tabla calor por radiación para la pared de orientación ψ = 45º
El mismo procedimiento se repite para cada pared del bus, específicamente las
ventanas y parabrisas, obteniendo la siguiente tabla de resumen:
Pared 1 6314,02
Parabrisas
823,52
posterior
Pared 3 1900,48
Parabrisas
1173,54
delantero
Tabla 3.14. Tabla áreas totales para cada elemento del bus.
Donde:
(1) × (1580,33)
CAI = = 26,34 cfN
60 Ninutos
Donde:
Para elevaciones diferentes a las del nivel del mar, Cs se calcula de la siguiente
manera37:
P
Cc = Cs,0 (3.39)
Po
Donde:
En Quito, según el anexo 14, la elevación es de 2812 metros, es decir 9225,72 ft,
por tanto:
Btu
C = 1.1(1 — 9225,72 × (6,8754. 10–6))5,2559 = 0,7795
c
h. cfN. ºF
Retorno de Calenta-
Enfriamien- Enfriamien- miento
aire sensible
Enfriamiento to sensible to Latente sensible
de
por unidad del cuarto, del cuarto, del
enfriamiento,
Btu/h Btu/h cuarto
Btu/h
Btu/h
Cargas Internas:
Cargas Involucradas:
Área del
Techo: Btu/h.m2
techo m2
Área, m2 21,427 40,94 877,22 0,00 0,00 2987,53
Retorno de aire techo 30%: 0,00 375,95 0,00 0,00
Área
Paredes:
paredes m2
Pared 1: 9,326 82,98 773,90 0,00 0,00 1242,30
Pared 2: 2,545 41,95 106,77 0,00 0,00 339,01
Pared 3: 9,676 29,27 283,18 0,00 0,00 1288,92
Pared 4: 1,238 35,26 43,65 0,00 0,00 164,91
Puerta: 0,816 93,32 76,15 0,00 0,00 1731,55
Área del
Vidrios: Btu/h.m2
vidrio m2
Ventanas a 45º: 4,785 1319,54 6314,02 0,00 0,00 1421,13
Parabrisas posterior: 2,015 408,70 823,52 0,00 0,00 598,45
Ventanas a -135º: 4,825 393,88 1900,48 0,00 0,00 1433,01
Parabrisas delantero: 3,382 347,00 1173,54 0,00 0,00 1004,45
Flujo de aire,
Btu/h.cfm
cfm
de enfriamiento, sensible: 0 0 0 0 0 0
de enfriamiento, latente: 0 0 0 0 0 0
calentamiento: 26,34 21,33 0 0 0 561,76
Cargas totales: 20700,63 491,05 3924,91 12773,03
67
CAPÍTULO 4
PROCESOS PSICOMÉTRICOS
4.1 INTRODUCCIÓN
Los datos de los capítulos anteriores permiten calcular los balances caloríficos y
frigoríficos. En este capítulo se determina los parámetros psicométricos
relacionados con la instalación del aire acondicionado en el bus, es decir la
potencia del equipo tanto para el calentamiento como para el enfriamiento y, por
consiguiente, se empieza estudiando el diagrama psicométrico así como la
terminología del acondicionamiento de aire.
Donde:
Nda = masa de aire seco
Nw = masa de aire húmedo
Es la temperatura que indica un termómetro cuyo bulbo está cubierto por una
mecha húmeda y expuesta a una corriente de aire. Constituye la medida indirecta
del grado de humedad del aire. Si el aire no está saturado, la temperatura de
bulbo húmedo es menor que la temperatura de bulbo seco.
pw
— =p (4.2)
wc
Nw
W =N (4.4)
da
W = 0,622 sw (4.5)
sda
Nw
y= (4.6)
Nda +Nw
dv = NVw (4.7)
70
Donde:
pV = nRT (4.10)
(pda+pw)V = (nda+nw)RT (4.11)
W = 0,622 pw
(4.14)
p–pw
V
v= V =
Nda 28,966na
RdaT RdaT(1+1,607858M)
v= = (4.17)
p–pw p
72
Anadir calor o remover calor del aire húmedo se representa con una línea
horizontal en el diagrama psicométrico ya que la relación de humedad permanece
constante. La figura 4.2 muestra un dispositivo que añade calor a un flujo de aire
húmedo.
41
Figura 4.3 Esquema de enfriamiento por bobina del aire húmedo
Vapor o agua líquida pueden ser inyectados dentro de un flujo de aire húmedo
como se puede ver en la figura 4.4.
Figura 4.4 Esquema mostrando una inyección de agua dentro del aire húmedo
h2–h1 ∆h = hw (4.21)
=
M2–M1 ∆M
42 CARRIER, “Manual de Aire Acondicionado”, Marcombo, 2009, Capítulo 8, pág. I-86 a la I-89
75
Cuando se utiliza aire frío, el método empleado consiste en mezclar aire exterior
con aire procedente del local. Esta mezcla se enfría en la UTA (Unidad de
tratamiento de aire) y se envía al interior del local (ver figura 4.5).
Esta evolución se representa con la recta 3̄¯4̄¯, más conocida como la recta de
maniobra de la UTA. El aire que sale de la UTA entra en el espacio a acondicionar
y puede decirse que evoluciona de (5) a (2). A la recta 5̄¯2̄¯ se le conoce como recta
térmica del local. La recta 2̄¯¯4̄ es la llamada recta térmica efectiva del local.
La carga sensible del aire de ventilación que no ha sido tratado por la UTA es
N˙ va CpN f(t1 — t2 ). Si a la carga sensible le sumamos este término obtenemos un
valor superior que se llama carga sensible efectiva:
Donde:
Es la relación que existe entre el calor sensible efectivo y el calor total del espacio
a acondicionar:
78
˙
FCSE = Q ce
Q˙ce+Q˙le
(4.27)
El aire del estado (3) es el resultado de mezclar el aire procedente del local (2)
con el aire procedente del exterior (1). Si se tiene una mezcla adiabática la
siguiente expresión puede ser aplicada:
˙
t = V va (t — t ) + t (4.28)
3 V 1 2 2
Donde:
Donde:
Antes de empezar con los cálculos, se debe obtener los datos de diseño interiores
del espacio a acondicionar que corresponderían al estado (1), los cuales se
establecen en la tabla 1.3, y las condiciones exteriores del proyecto (2) que
corresponden a los datos de la ciudad de Guayaquil establecidos en el apartado
1.5.
Carga latente
Carga sensible de
Unidades de
enfriamiento
enfriamiento
Btu/h 20700,63 3924,91
W = J/s 6070,57 1151
Debido a que los contaminantes en el interior del bus no son excesivos (no
exceden los valores de la tabla 5.2 del anexo 15) entonces se tiene 3,96 cfm por
persona, pero, como no puede ser menor a 5 cfm/persona, el aire de ventilación
se debe hacer para dicho valor mínimo.
Para 31 personas:
43 ASHRAE, “Cooling and Heating Load Calculation Manual”,1977, Chapter 5, pág. 5.1
81
J
Q ˙ = 6070,57 J + (0,089 kg) (1025 J ) (0,25)(34 — 24) = 6298,63
ce
s s kgK s
pw 4,1526
W = 0,622 = 0,622 = 0,02658 kgw /kga
1
p — pw 101,325 — 4,1526
1,7911
W = 0,622 = 0,0112 kgw /kga
2
101,325 — 1,7911
6298,63
FCSE = = 0,76
6298,63 + 1999,53
t4= 13,8ºC
Q c ˙e 6298,63 N3
V= = = 2421,62
0,34(1 — f)(t2 — t4) 0,34(1 — 0,25)(24 — 13,8) h
Vv˙ a
t = (t — t ) + t 263,38 (34 — 24) + 24 = 25ºC
3 1 2 2 =
V 2421,62
y la potencia de refrigeración:
Btu
N = 0,33(2421,62)(58,52 — 44,04) = 11571,47 W = 39458,71
R
h
84
44 CARRIER, “Manual de Aire Acondicionado”, Marcombo, 2009, Capítulo 8, pág. I-90 e I-91
85
El estado (3), que corresponde a una mezcla de aire exterior con aire de
recirculación, se obtiene por la expresión:
86
t2 –t3 N˙ va
(4.31)
=
t2–t1 N˙ da
h3–M4hfg0
t4 = (4.32)
cpa+M4Cpw
Las condiciones exteriores se toman del anexo 16, donde se muestra las
condiciones en el día más frío del mes de Noviembre, que, según la norma
ASHRAE es el mes con las temperaturas más bajas del año en la ciudad de
Quito: a las 6:00 a.m. se tiene t1 = 8ºC y — = 87%.
J J
1025 (46 — 22)K
3745,76 = N da kgK
s
N˙ da = 0,1523 kg/s
N3
N˙ va = 1,22 (0,07316 ) = 0,089 kg/s
s
Luego se calcula t3 despejando la ecuación (4.31):
22 — t3 0,089
=
22 — 8 0,1523
t3 = 13,82ºC
W4 = 0,0118
caudal
Potencia (Btu/h)
requerido(cfm)
Enfriamiento 39458,71 1441,44
Calentamiento 19866,02 267,51
88
CAPÍTULO 5
SELECCIÓN DEL EQUIPO Y DISTRIBUCIÓN
5.1 INTRODUCCIÓN
a.) Compresor
b.) Evaporador
c.) Válvula de expansión (o de laminación)
d.) Condensador
89
5.2.1.1 Compresor
45
Figura 5.1. Esquema de un compresor alternativo
Este consume potencia del motor del bus al producir una compresión de un gas
refrigerante que servirá para obtener una potencia frigorífica. El gas es aspirado
por el compresor, formado por un cigüeñal con una polea por donde recibe el
movimiento del motor; sobre este cigüeñal van unidos por las correspondientes
bielas, dos pistones que se mueven en sus respectivos cilindros situados en el
cuerpo del compresor.
45 http://i332.photobucket.com/albums/m322/airvil/figura007.jpg
90
La base se cierra por otra tapa sobre la cual va el aceite lubricante. Algunos tipos
de compresor no llevan aro de teflón dejando una tolerancia entre el pistón y el
cilindro por donde circula el gas para obtener aceite.
5.2.1.2 Evaporador46
46 http://html.monografías.com/circuito-de-aire-acondicionado.html
91
A esta válvula llega el gas licuado procedente del condensador, por lo que tiene
un acoplamiento para entrada 9 y otro de salida 19.
5.2.1.4 Condensador
Extrayendo calor
Aumentando la presión y manteniendo la temperatura constante
Combinando ambos métodos.
Compresor
El motor es movido por la caja de cigüeñal mediante una polea y una correa. Este
comprime el refrigerante provocando que llegue a calentarse y tenga una gran
presión.
Condensador
El condensador es montado frente del radiador. A alta presión y temperatura, el
refrigerante desde el compresor se pasa a través del condensador donde este es
enfriado y licuado. El refrigerante licuado en el condensador es luego almacenado
en un tanque para suministrarlo al evaporador.
93
Válvula de Expansión
El refrigerante licuado es enviado desde el tanque receptor y es luego atomizado
por esta válvula e inyectado dentro del evaporador.
Evaporador
El refrigerante atomizado es vaporizado en el evaporador y este es enfriado por el
calor de vaporización. El aire que pasa a través del evaporador es además
enfriado e impulsado hacia fuera como aire frío.
47
Figura 5.4. Esquema del proceso de circulación de aire para su tratamiento .
47 http://www.automotriz.net/images/tecnica/conocimientos-basicos/60/02.gif
94
Alternativas:
Criterios de Selección:
I. Facilidad de montaje
II. Mantenimiento
III. Facilidad para la distribución de aire
IV. Cercanía al motor
V. Dimensiones
VI. Costos
Criterios de
selección
I II III IV V VI CRITERIOS PONDERACION
Alternativas
A 7 6 9 6 8 8 I 20%
B 5 4 7 7 7 5 II 15%
C 7 8 6 2 8 5 III 25%
D 5 4 7 7 8 5 IV 10%
TOTAL 24 22 29 22 31 23 V 15%
VI 15%
TOTAL 100%
95
Criterios de
Selección
I II III IV V VI CRITERIOS PONDERACIÓN EQUIPO
Alternativas
Por la tabla 5.2, se concluye que el equipo A (Rooftop Unit) es la mejor opción.
48 CORAREFRIGERACIÓN S. A.
96
Como se puede apreciar en la figura 5.5 el equipo TA-3030 cumple con los
requisitos establecidos por la tabla 4.3, pero este tipo de equipos tiene una
distribución de aire no uniforme, debido a que es diseñada para enviar más aire a
uno de los dos lados por el arreglo de los asientos en el interior del bus como se
puede apreciar en la figura 5.6.
Figura 5.6. Distribución de asientos compatibles con la Unidad TA-3030 (Manual TA – 3030)
Figura 5.7. Distribución de asientos compatibles con la Unidad TA-4040 (Manual TA -4040)
97
Especificaciones Ta-4041
Capacidad de enfriamiento 17kw = 57970 Btu/h
Voltaje de trabajo 12V d.c./24V d.c.
Consumo de energía 88A – 12V / 44A – 24V
Flujo de aire 3200 m3/h =1883,45 cfm
Peso 75 kg
Compresor recomendado 2 compresores modelo Sanden SD7H15
Cabe recalcar que los compresores soportan las RPM del motor del bus, ya que
las mismas no superan las 4000 RPM. Además, el motor ya cuenta con una polea
diseñada para conectar los compresores para el aire acondicionado.
5.4.1 CLASIFICACIÓN
Para los cálculos de los conductos, se utiliza las propiedades físicas del aire, las
cuales van a depender de la temperatura y la presión. Las propiedades más
utilizadas son la densidad y la viscosidad. Para la densidad se tomará un valor
aproximado de 1,2 kg/m3. En cuanto a la viscosidad se puede calcular mediante la
siguiente expresión:
0,76
µ = 1,724. 10–5 ( T ) (5.1)
273,16
50 http://www.emc.uji.es/asignatura/obtener.php?letra=9&codigo=29&fichero=1082540441929
99
1,30(K.M)0,625
De = (K+M)0,25
(5.2)
Dentro del conducto, el aire experimenta una pérdida de presión por rozamiento.
Estas pérdidas se dividen en pérdidas en el conducto y pérdidas en los
accesorios. Para las pérdidas en el conducto:
kg N
∆P Pa q( 3)c 2( c )
( )= f 2D
N
(5.2)
L N e ( N)
2
∆P = K. q. c (5.4)
2
Si avanzamos por los ductos en sentido del flujo, el caudal disminuye en cada
derivación. Un menor caudal exige una menor sección, por lo que los conductos
van estrechándose cada vez que aparece una derivación. Esta disminución de
caudal provoca un cambio de velocidad estableciéndose la siguiente relación
entre la sección 1 y 2.
c2 c2
P1 + q 12 = P2 + q 22 (5.5)
2 2
∆P = q c1 –c 2 (5.6)
2
El esquema general de los ductos es tal como muestra la figura 5.8. Este
esquema considera las medidas interiores del bus.
Maleteros
Por cada tramo circula el caudal anterior menos el que sale por cada
boquilla. Para cada boquilla se toma un caudal de Q = 200 m3/h.
Por la tabla del anexo 18, se toma una velocidad a la salida de cada
boquilla de 5 m/s (velocidad para proporcionar situaciones de confort).
Por las limitaciones de espacio en los maleteros del bus, el conducto más
grande no debe superar las dimensiones que se muestran en la figura 5.9
sin la lana de fibra de vidrio.
Figura 5.9. Dimensiones máximas de los conductos para el área transversal (mm)
Para el cálculo de pérdidas en los ductos se usa la figura del anexo 17.
Los ductos I, II, III y IV tienen los mismos accesorios, variando únicamente la
longitud de la tubería, por lo tanto se expone en la tabla 5.6 solamente los
accesorios del ducto I.
103
Tabla 5.6. Accesorios del ducto I (mismos accesorios para cada ducto)51
A-0 0,156 2
1,032 1
51 ASHRAE, “Ashrae Handbook Fundamentals”, 2009, Capítulo 21, páginas 21.26 – 21.67
104
DUCTO I
Diámetro Pérdida Pérdida Pérdidas
Caudal Dimensiones Longitud Área Velocidad Pérdidas en
Tramo equivalente Unitaria ductos parciales
(m3/s) W x H (m) (m) m2 (m/s) accesorios
(m) (Pa/m) (Pa) (Pa)
A-0 0,222 0,318 X 0,068 0,350 0,022 10,27 0,150 14,00 19,73 4,9 24,63
0-1 0,222 0,250 X 0,075 0,140 0,019 11,85 0,140 22,00 626,20 3,08 629,28
1-2 0,167 0,220 X 0,070 0,492 0,015 10,82 0,130 17,00 335,92 8,364 344,28
2-3 0,111 0,220 X 0,050 0,900 0,011 9,92 0,108 20,00 85,62 18 103,62
3-4 0,056 0,220 X 0,050 0,900 0,011 4,96 0,108 5,50 13,14 4,95 18,09
Pérdidas totales de
1119,9
presión (Pa)
DUCTO II
Diámetro Pérdida Pérdida Pérdidas
Caudal Dimensiones Longitud Área Velocidad Pérdidas en
Tramo equivalente Unitaria ductos parciales
(m3/s) W x H (m) (m) m2 (m/s) accesorios
(m) (Pa/m) (Pa) (Pa)
B-0 0,222 0,318 X 0,068 0,350 0,022 10,27 0,150 14,00 19,73 1,68 24,63
0-5 0,222 0,250 X 0,075 0,280 0,019 11,85 0,140 22,00 626,20 6,16 632,36
5-6 0,167 0,220 X 0,070 0,900 0,015 10,82 0,130 17,00 335,92 15,3 351,22
6-7 0,111 0,220 X 0,050 0,900 0,011 9,92 0,108 20,00 85,62 18 103,62
7-8 0,056 0,220 X 0,050 1,600 0,011 4,96 0,108 5,50 13,14 8,8 21,94
Pérdidas totales de
1133,8
presión (Pa)
DUCTO III
Diámetro Pérdida Pérdida Pérdidas
Tramo Caudal Dimensiones Longitud Área Velocidad equivalente Unitaria Pérdidas en ductos parciales
(m3/s) W x H (m) (m) m2 (m/s) accesorios
(m) (Pa/m) (Pa) (Pa)
D-0 0,222 0,318 X 0,068 0,350 0,022 10,27 0,150 14,00 19,73 1,68 24,63
0-9 0,222 0,250 X 0,075 0,280 0,019 11,85 0,140 22,00 626,20 6,16 632,36
9-10 0,167 0,220 X 0,070 0,900 0,015 10,82 0,130 17,00 335,92 15,3 351,22
10-11 0,111 0,220 X 0,050 0,900 0,011 9,92 0,108 20,00 85,62 18 103,62
11-12 0,056 0,220 X 0,050 0,900 0,011 4,96 0,108 5,50 13,14 4,95 18,09
Pérdidas totales de
1129,9
presión (Pa)
DUCTO IV
Diámetro Pérdida Pérdida Pérdidas
Caudal Dimensiones Longitud Área Velocidad Pérdidas en
Tramo equivalente Unitaria ductos parciales
(m3/s) W x H (m) (m) m2 (m/s) accesorios
(m) (Pa/m) (Pa) (Pa)
C-0 0,222 0,318 X 0,068 0,350 0,022 10,27 0,150 14,00 19,73 4,9 24,63
0-13 0,222 0,250 X 0,075 0,140 0,019 11,85 0,140 22,00 626,20 3,08 629,28
13-14 0,167 0,220 X 0,070 0,492 0,015 10,82 0,130 17,00 335,92 8,364 344,28
14-15 0,111 0,220 X 0,050 0,900 0,011 9,92 0,108 20,00 85,62 18 103,62
15-16 0,056 0,220 X 0,050 0,900 0,011 4,96 0,108 5,50 13,14 4,95 18,09
Pérdidas totales de
1119,9
presión (Pa)
105
5.6 RESPONSABILIDADES
CAPÍTULO 6
COSTOS
6.1 INTRODUCCIÓN
El objetivo de este capítulo es analizar los costos directos e indirectos que se ven
involucrados en el diseño y la instalación del sistema de aire acondicionado para
el bus tipo de turismo.
Antes de proceder analizar los costos que inciden en el diseño y ejecución del
proyecto es necesario revisar cierta terminología fundamental lo cual es necesario
para una mejor comprensión del tema.
El costo total de una obra es aquella inversión que se realiza para tener concluida
toda la obra.
El precio de una obra es igual al costo de la obra, los costos indirectos, porcentaje
de imprevistos y utilidad de la obra.
Son aquellos costos cuyo importe permanece constante, independiente del nivel
de actividad de la empresa. Se pueden identificar y llamar como costos de
"mantener la empresa abierta", de manera tal que se realice o no la producción,
se venda o no la mercadería o servicio, dichos costos igual deben ser solventados
por la empresa. Por ejemplo:
52 http://www.infomipyme.com/Docs/GT/Offline/Empresarios/costos.htm#Tiposdecostos
109
Alquileres
Amortizaciones o depreciaciones
Seguros
Impuestos fijos
Servicios Públicos (Luz, teléfono, gas, etc.)
Sueldo y cargas sociales de encargados, supervisores, gerentes, etc.
Es aquella cantidad que queda como beneficio para la empresa, luego que se
deduce todos los cargos aplicables a la utilidad total.
El costo del diseño de ingeniería se cobra para dos ingenieros, cada uno cobra
500 dólares, dato se muestra en la tabla 1.6.
Tabla 6.1 Costos de diseño y mano de obra para el sistema de aire acondicionado.
COSTO COSTO
DÍAS DE
PERSONAL POR DÍA TOTAL
TRABAJO
(USD) OBRA (USD)
Ingeniero Mecánico (2) 100 5 1000,00
Técnico en Aire
30 5 150,00
Acondicionado
Soldador 20 3 60,00
Electricista 30 2 60,00
Ayudante 15 5 75,00
COSTO TOTAL DISEÑO Y MANO DE OBRA 1345,00
Costo Costo
ÍTEM DESCRIPCIÓN Medida Cant. Unitario TOTAL
USD USD
EQUIPOS
Unidad Acondicionadora de techo TA-4041.
24V. 17 Kw. Rooftop Unit. Marca
1 unid 1 3056,18 3056,18
EUROFRIGO. Código 4500-041. Incluye
accesorios y manual de instalación.
Compresor SANDEN SD7H15. 7 cilindros.
2 unid 2 122,00 244,00
RPM max 6000
ACCESORIOS y MATERIALES
Set Manguera Refrigerante. Long. 20 m.
3 Incluye accesorios y Hardware. L.W.1/2 unid 1 277,18 277,18
in.&13/32 pulg. Código 3050-863
4 Plantilla para TA-4041 unid 1 57,19 57,19
Conductos. Lámina de Acero Galvanizado liso
5 kg 54,81 2,20 120,58
espesor 0.6 mm. 2400 x 1220 mm
Cinta adhesiva de lana de vidrio laminada
6 con papel kraft, recubierta con caucho. 150 unid 3 10,08 30,24
pies de largo por 3'' de ancho
Rejilla de plástico, diámetro de acople 40
7 unid 16 3,50 56,00
mm.
8 Uniones de aluminio para ductos unid 30 0,27 8,10
9 Pote Refrigerante SUVA 134a. 1 kg. kg 3 13,44 40,32
10 Pernos, bandas y accesorios adicionales 60,00
Adecuaciones interiores de tubería
11 50,00
(canaletas)
COSTO TOTAL EQUIPOS 3300,18
COSTO TOTAL ACCESORIOS Y MATERIALES 699,61
COSTO TOTAL EQUIPO Y MATERIALES 3999,79
Costo Costo
Descripción Unidad Cantidad Unitario TOTAL
USD USD
Transporte del equipo y materiales
Transporte 1 40,00 40,00
importados. ADUANAS
Transporte de materiales desde
Transporte 1 30,00 30,00
otras ciudades.
Transporte de materiales en Quito. Transporte 1 20,00 20,00
TOTAL 90,00
Los costos directos totales son la suma de todos los costos que involucran el
diseño, mano de obra, equipo, materiales y transporte del Sistema de Aire
Acondicionado para el bus tipo de turismo como se puede apreciar en la tabla 6.4.
114
COSTO DIRECTO
DESCRIPCIÓN
TOTAL (USD)
Diseño y mano de obra 1345,00
Equipo y Materiales 3999,79
Transporte 90,00
TOTAL 5434,79
Son aquellos costos necesarios para la gestión del negocio. Por ejemplo:
Costo Costo
Descripción Cantidad Unitario TOTAL
USD USD
Persona para realizar
mes 100 100
trámites necesarios
TOTAL 100
Alquiler, Amortizaciones
Alquiler de bodega mes 60,00 60,00
Taller para montaje y
mes
herramientas 100,00 100,00
Computadoras mes 30,00 30,00
Pago de agua mes 20,00 20,00
Pago de luz mes 20,00 20,00
Pago de teléfono mes 20,00 20,00
TOTAL 250
Insumos de oficina
Esferos, lápices, borradores 4,00
CD, DVD 3,00
Papel bond 1 (RESMA) 4,50 4,50
Artículos de oficina 5,00
TOTAL 16,50
Materiales de consumo
Artículos de limpieza 10 5,00 50,00
Copias 2,00
Impresiones 50 0,05 2,50
TOTAL 54,50
COSTO TOTAL ADMINISTRACIÓN 421,00
COSTO
DESCRIPCIÓN
USD
COSTOS DIRECTOS 5434,79
COSTOS INDIRECTOS 421,00
Imprevistos (2%) 117,12
COSTO TOTAL DEL PROYECTO 5972,91
Fuente: De la Tabla 6.1 a la Tabla 6.5
Elaboración: Ayala, Montenegro
Actividad
Fabricación de
ductos
Transporte de
equipos
Perforación del
techo
Montaje del
equipo
Montaje de
ductos
Montaje del
compresor
Instalación
eléctrica
Ensamble del
Sistema
Elaboración: Ayala, Montenegro
117
CAPÍTULO 7
CONCLUSIONES Y RECOMENDACIONES
7.1 CONCLUSIONES
Es esencial conocer los materiales que conforman la carrocería del bus, así
como también sus dimensiones internas y externas, ya que sin estos es
imposible calcular las cargas de enfriamiento y calentamiento.
118
7.2 RECOMENDACIONES
BIBLIOGRAFÍA
REFERENCIAS BIBLIOGRÁFICAS
http://www.energia.inf.cu/iee-mep/SyT/CDG/Taller1BURE/confort.pdf
http://www.carcrislan.com/pdf/laminado.pdf
http://espanol.wunderground.com/history/airport/SEGU/2009/12/2/MonthlyH
istory.html
http://www.inamhi.gov.ec/html/inicio.htm
http://www.itrasl.com/pavi_dere.htm
http://www.carcrislan.com/pdf/templado.pdf
http://bove-ag.plasticos-mecanizables.com/metacrilato.html
ASHRAE, “Cooling and Heating Load Calculation Manual”,1977
http://i332.photobucket.com/albums/m322/airvil/figura007.jpg
http://html.rincondelvago.com/circuito-de-aire-acondicionado.html
http://www.automotriz.net/images/tecnica/conocimientos-basicos/60/02.gif
http://www.emc.uji.es/asignatura/obtener.php?letra=9&codigo=29&fichero=
1082540441929
http://www.infomipyme.com/Docs/GT/Offline/Empresarios/costos.htm#Tipo
sdecostos
122
ANEXOS
123
ANEXO 1
ESPECIFICACIONES GENERALES DEL PERFIL ESTRUCTURAL OMEGA
ANEXO 2
ESPECIFICACIONES DE LOS EQUIPOS ELÉCTRICOS
ANEXO 3
MAPAS ISOTÉRMICO Y DE IRRADIACIÓN DEL TERRITORIO ECUATORIANO
Fuente: http://www.inamhi.gov.ec/html/inicio.htm
126
ANEXO 4
FACTORES CLIMÁTICOS DE LA CIUDAD DE GUAYAQUIL
Fuente:http://espanol.wunderground.com/history/airport/SEGU/2009/12/2/DailyHis
tory.html
127
ANEXO 5
FACTORES DE CONVECCIÓN DEL AIRE A DIFERENTES VELOCIDADES Y
TEMPERATURAS
ANEXO 6
DATOS CLIMÁTICOS GENERALES PARA LA CIUDAD DE GUAYAQUIL
ANEXO 7
PARÁMETROS DE LA GANANCIA DE CALOR DEBIDA A LA ILUMINACIÓN
PARA CONDICIONES TÍPICAS DE OPERACIÓN
ANEXO 8
VALORES REPRESENTATIVOS SOLARES Y NO-SOLARES RTS PARA LA
ILUMINACIÓN EN CONSTRUCCIONES
ANEXO 9
GANANCIAS DE CALOR DEBIDAS A LOS OCUPANTES
ANEXO 10
GANANCIAS DE CALOR DEBIDAS A LOS EQUIPOS
ANEXO 11
INFORMACIÓN ASTRONÓMICA APROXIMADA PARA EL DÍA 21 DE CADA
MES
ANEXO 12
FACTOR CTS PARA LA CONDUCCIÓN EN PAREDES
ANEXO 13
COEFICIENTE SOLAR DE GANANCIA DE CALOR (SHGC)
136
ANEXO 14
DATOS CLIMÁTICOS GENERALES PARA LA CIUDAD DE QUITO
ANEXO 15
TABLAS RECOMENDADAS PARA VENTILACIÓN
139
Fuente: ASHRAE, “Cooling and Heating Load Calculation Manual”, 1977, Capítulo
5, págs. 5.12 – 5.15
140
ANEXO 16
TEMPERATURAS DE QUITO EN EL MES DE NOVIEMBRE 2009
Fuente:http://espanol.wunderground.com/history/airport/SEQU/2009/11/7/DailyHis
tory.html
141
ANEXO 17
CARTA DE PÉRDIDAS POR FRICCIÓN EN DUCTOS REDONDOS
ANEXO 18
VELOCIDADES RECOMENDADAS DE SALIDA EN LAS BOCAS PARA
SISTEMAS DE DISTRIBUCIÓN DE AIRE
Fuente:http://www.emc.uji.es/asignatura/obtener.php?letra=9&codigo=29&fichero=
1082540471929
143
ANEXO 19
PÉRDIDAS EN ACCESORIOS
ANEXO 20
UNIDAD TA-4041
PARTES PRINCIPALES
145
146
CONEXIONES ELÉCTRICAS
147
ANEXO 21
CARACTERÍSTICAS GENERALES DEL COMPRESOR
ANEXO 22
ESQUEMA DE UBICACIÓN DE LOS COMPRESORES AL MOTOR
PLANOS