diseño de tuberias

2008

UNIVERSIDAD FRANCISCO DE PAULA SANTANDER

Ing. JORGE EDUARDO GRANADOS GRANADOS

DISEÑO DE TUBERÍAS

DISEÑO DE TUBERÍAS DE AGUA Y DE REFRIGERACIÓN EN SISTEMAS DE AIRE ACONDICIONADO Y REFRIGERACIÓN

Ing. JORGE E. GRANADOS G. DISEÑO DE TUBERÍAS 2

DISEÑO DE TUBERÍAS

El correcto dimensionamiento de las tuberías de agua y de refrigerantes, es tan importante como el cálculo de la carga térmica o la selección de las unidades condensadoras y evaporativas.

Una excesiva caída de presión en cualquiera de las líneas, reducirá apreciablemente

la capacidad del sistema.

DISEÑO DE TUBERIAS DE AGUA

Estudiamos aquí dos aplicaciones en aire acondicionado: sistemas abiertos y sistemas

cerrados.

1. Sistemas abiertos. Son aquellos en los que el agua fluye a depósitos abiertos a la

atmósfera, por ejemplo, torres de enfriamiento, enfriadores evaporativos etc.

2. Sistemas cerrados. El agua no está expuesta a la atmósfera en ningún punto.

Usualmente contienen tanques de expansión abiertos, pero cuya área expuesta es

insignificante.

Las líneas de agua deberán optimizarse con respecto a:

Costo inicial.

Costo de operación y mantenimiento.

Velocidad.

Caída de presión.

El diseño de la tubería está limitado por:

1. Máxima velocidad permisible. Se establece por el ruido generado y por la

erosión del agua sobre la línea. (TABLA1)

APLICACIÓN

pies/s

Descarga de bombas 8– 12

Succión de bombas 4– 7

Líneas de drenaje 4– 7

Líneas principales 4– 15

Líneas secundarias 3– 10

Servicio general 5 – 10

Agua de ciudad 3– 7

TABLA 1. VALORES RECOMENDADOS DE VELOCIDAD DE AGUA


2. Pérdidas por fricción. En aplicaciones de aire acondicionado las pérdidas por

fricción deben estar comprendidas entre 10 y 20 pies de agua/100 pies de

longitud equivalente. Para el dimensionamiento de los ramales, al igual que en

los ductos de aire, es conveniente disponer de toda la presión disponible en el

nudo. Esto minimiza el balanceo y ecualiza las presiones y el flujo de agua.

DIMENSIONAMIENTO EN SISTEMAS ABIERTOS

El caso más general es el de la tubería de agua de condensación proveniente de una

torre de enfriamiento. Se requiere conocer:

Caudal de agua circulante, gpm.

Longitud total de la tubería

Caída de presión en el condensador (dato del fabricante).

Cabeza de elevación.

Válvulas, accesorios y demás resistencias del sistema.

Material de la tubería (acero, hierro galvanizado, cobre, PVC) y espesor.

Las Figuras 1 y 2 representan las cartas de fricción en tuberías de acero, Schedule 40

y cobre tipo L, en sistemas abiertos, contienen la velocidad del agua, caudal, diámetro

de la tubería y pérdidas de fricción en pies de agua/100 pies de longitud equivalente.

Con dos valores conocidos, el caudal determinado de la carga de enfriamiento y la

velocidad límite, se pueden hallar los demás parámetros. Se requiere un diámetro

ligeramente mayor en sistemas abiertos que en instalaciones cerradas.

La Tabla 2 especifica las pérdidas en pies de longitud en válvulas y accesorios para

cualquier material, roscado, soldado o enflanchado.

En el diseño de tuberías, el Método de Igual Fricción es ampliamente utilizado.

Se determina inicialmente el caudal de agua; en la carta de fricción se ubica en la zona

recomendada de pérdidas por fricción, por ejemplo 10 pies y hasta 20 pies de agua

/100 pies de longitud equivalente. (Ciertos diseñadores limitan este valor a 5, logrando

un menor tamaño de la bomba).

Con estos dos valores, se encuentra el diámetro de la tubería principal, o descarga de

la bomba. La velocidad obtenida deberá ser inferior a 6 pies/s en pequeños sistemas y

a 10 pies/s en instalaciones mayores (4 en áreas ocupadas para evitar el ruido).

El dimensionamiento de la tubería restante se realiza de igual modo, manteniendo

constantes las pérdidas por fricción/100 pies de longitud equivalente y utilizando la

presión disponible en los nudos para el dimensionamiento de los ramales.


El caudal y la cabeza total (suma de las pérdidas por longitud de tubería, válvulas y

accesorios, pérdida de presión en el condensador y las debidas a la elevación),

permiten seleccionar la bomba. Las pérdidas a través del condensador se obtienen del

fabricante (psi=2,31 pies de agua).

FIG.1. CARTA DE FRICCION TUBERÍA DE ACERO SCH 40 SISTEMAS ABIERTOS


Las Tablas 3 y 4 se aplican al dimensionamiento de tubería PVC, Schedule 40. Para convertir pies de agua a psi, multiplico los valores en pies por 0.4335

FIG. 2. CARTA DE FRICCION TUBERÍA DE COBRE, SISTEMAS ABIERTOS Y CERRADOS

En líneas de cobre, la tubería tipo K es la de mayor espesor, y el tipo L es la de mayor utilización. La tipo M es la más flexible.


TABLA 2. PÉRDIDAS EN VÁLVULAS Y ACCESORIOS PARA CUALQUIER MATERIAL, EN TÉRMINOS DE LONGITUD EQUIVALENTE, PIES.


G P M

Diámetro de tubería

1/2 in. 3/4 in. 1 in. 1 1/4 in. 1 1/2 in. 2 in. 2 1/2 in. 3 in. 4 in. 5 in.

1 2.08 0.51

2 4.16 1.02 0.55 0.14 0.07

5 23.44 5.73 1.72 0.44 0.22 0.066 0.038 0.015

7 43.06 10.52 3.17 0.81 0.38 0.11 0.051 0.021

10 82.02 20.04 6.02 1.55 0.72 0.21 0.09 0.03

15

42.46 12.77 3.28 1.53 0.45 0.19 0.07

20

72.34 21.75 5.59 2.61 0.76 0.32 0.11 0.03

25

32.88 8.45 3.95 1.15 0.49 0.17 0.04

30

46.08 11.85 5.53 1.62 0.68 0.23 0.06 0.02

35

15.76 7.36 2.15 0.91 0.31 0.08 0.03

40

20.18 9.43 2.75 1.16 0.40 0.11 0.03

45

25.10 11.73 3.43 1.44 0.50 0.13 0.04

50

30.51 14.25 4.16 1.75 0.60 0.16 0.05

60

19.98 5.84 2.46 0.85 0.22 0.07

70

7.76 3.27 1.13 0.30 0.10

75

8.82 3.71 1.28 0.34 0.11

80

9.94 4.19 1.44 0.38 0.13

90

12.37 5.21 1.80 0.47 0.16

100

15.03 6.33 2.18 0.58 0.19

125

9.58 3.31 0.88 0.29

150

13.41 4.63 1.22 0.40

175

6.16 1.63 0.54

200

7.88 2.08 0.69

250

11.93 3.15 1.05

300

4.41 1.46

350

5.87 1.95

400

7.52 2.49

450

3.09

500

3.76

TABLA 3. PÉRDIDAS POR FRICCIÓN EN TUBERÍA PVC (PIES/100PIES DE LONGITUD)


PVC

Accesorios

Tamaño nominal de tubería (in)

1/2" 3/4" 1" 1 1/4" 1 1/2" 2" 2 1/2" 3" 4"

Codo estándar 90° 1.5 2.0 2.25 4.0 4.0 6.0 8.0 8.0 12.0

Codo estándar 45° 0.75 1.0 1.4 1.75 2.0 2.5 3.0 4.0 5.0

Acople de inserción 0.5 0.75 1.0 1.25 1.5 2.0 3.0 3.0 4.0

Válvula de compuerta 0.3 0.4 0.6 0.8 1.0 1.5 1.6 2.0 3.0

Unión macho-hembra 1.0 1.5 2.0 2.75 3.5 4.5 - 6.5 9.0

Tee-flujo directo 1.0 1.4 1.7 2.3 2.7 4.3 5.1 6.3 8.3

Tee-flujo ramal 4.0 5.0 6.0 7.0 8.0 12.0 15.0 16.0 22.0

TABLA 4. LONGITUD EQUIVALENTE DE PRESIÓN (PIES) EN ACCESORIOS PVC

Se deben instalar purgas para controlar la concentración de minerales que se

encuentran en suspensión en el agua, a menos que se le de tratamiento adecuado al

agua. La purga se instala en la línea de salida de agua del condensador, cerca de la

parte superior de la torre. Esto permitirá purgar únicamente cuando la bomba esté

operando.

La potencia requerida por la bomba para cualquier fluido se puede obtener a partir de

consideraciones de energía en succión y descarga, dadas por la ecuación de

Bernoulli.

FIG. 3. SUCCIÓN, DESCARGA Y ELEVACIÓN EN BOMBEO

He1

He2

Hs1,V1

Hs2,V2


Haciendo el balance energético en dos puntos, en succión y descarga, se tiene:

Energía en (1)+Energía añadida (Bomba)=Energía en (2)+Energía perdida (Fricción)

Hs1 + V12 + He1 + HBomba = Hs2 + V2

2 + He2 +Hf (1) 2g 2g

HBomba = (Hs2 – Hs1) + (V22 – V1

2) + (He2 – He1) + Hf (2) 2g

(Hs2 – Hs1) = Cambio en la presión estática. Corresponde a la diferencia de presiones

en psig medida con manómetros en los dos puntos, estando el fluido en reposo; si la

presión es multiplicada por 2.31 se expresa en pies cabeza de agua. También

dividiendo la presión del fluido en lb/pie2 entre la densidad expresada en lb/pie3. La

cabeza estática total es la cabeza total cuando la bomba no está en operación. La

cabeza estática total está compuesta de la cabeza estática de succión y la cabeza

estática de descarga. En sistemas abiertos la presión estática en succión es cero por

estar el agua en reposo, y la presión estática en descarga también es cero por

descargar a la presión atmosférica.

(V22 – V1

2) = Cambio en la presión de velocidad. Este valor a menudo se deprecia.

2g

La presión de velocidad en succión es cero por estar el fluido en un depósito en

reposo. En descarga las presiones son relativamente bajas, considerando velocidades

de descarga de la bomba de 8 a 12 pies/s; en torres de enfriamiento se ubican

rociadores cuya presión de trabajo es del orden de 2 a 10 psi.

Velocidad de descarga de la bomba, pies/min.

D = Diámetro de tubería, pulgadas

(He2 – He1) = Cambio en la presión de elevación o presión hidrostática. Corresponde a

la altura, en pies, de la torre de enfriamiento.

Las pérdidas por fricción (Hf ) se subdividen en pérdidas mayores y pérdidas menores.

Las pérdidas mayores se consideran en los tramos rectos de tubería, y las pérdidas


menores, también conocidas como hidráulicas, corresponden a desvíos y accesorios,

tees, codos, válvulas, entradas a depósitos, descargas libres, reducciones y

ampliaciones de tubería, etc.

Las pérdidas por fricción en tramos rectos que se obtienen de la carta de fricción se

derivan de la ecuación de Darcy-Weisbach :

Hf = f.L. V2 pies agua (3)

Dh 2g

La longitud (L) y el diámetro hidráulico de la tubería (Dh) se expresan en pies, la

velocidad (V) en pies/s y g = 32.2 pies/s2. El factor de fricción (f) es adimensional y su

cálculo depende de la clase de flujo, laminar o turbulento. En cálculos manuales se

halla el factor de fricción mediante el diagrama de Moody, pero en cálculos

sistematizados se prefieren las siguientes relaciones:

Flujo laminar, f= 64/NR (4)

Se considera flujo laminar aquel cuyo número de Reynolds es inferior a 2000.

Para números de Reynolds entre 2000 y 4000, el flujo se sitúa en un rango crítico y es

imposible predecir el valor de f.

Si el número de Reynolds es superior a 4000 el flujo se define como turbulento. En la

zona de completa turbulencia el valor de f depende del diámetro de la tubería (D) y de

la rugosidad (ϵ).

Completa turbulencia 1 / f1/2 = 2 log (3.7 D/ϵ) (5)

En tuberías completamente lisas, por ejemplo en tuberías de plástico o de vidrio, la

superficie del tubo no presenta irregularidades y el factor de fricción depende

únicamente del Número de Reynolds.

Tuberías lisas, suaves 1 / f1/2 = 2 log (Re f1/2/2.51) (6)


En aplicaciones de aire acondicionado el flujo se encuentra generalmente en una zona

de transición entre la condición completamente lisa y de flujo completamente

turbulento. En este caso el factor de fricción depende del Número de Reynolds y de la

rugosidad relativa (D/ϵ), término que fue desarrollado por C. F. Colebrook

Transición 1 / f1/2 = -2 log [2.51 / (Re f1/2) + (ϵ / Dh) / 3.72] (7)

El diámetro hidráulico relaciona el área del ducto o tubo y el perímetro húmedo, y en

secciones no circulares difiere del diámetro geométrico.

Dh= 4∙ A/P (8)

Las pérdidas menores están relacionadas con la presión dinámica y se expresan en

función del coeficiente de pérdida (CL) y la presión de velocidad (v2/2g)

hL = CL(v2/2g) pies de agua (9)

En cambios súbitos de sección desde un tubo menor a uno mayor, la velocidad

decrece, causando turbulencia y pérdida de energía. En este caso, la velocidad a

utilizar en la fórmula anterior corresponde a la velocidad promedio del fluido en el tubo

menor (v1), y el coeficiente de pérdida se obtiene de la expresión,

CL = [1-(A1/A2)]2 pies de agua (10)

Si la tubería descarga abruptamente dentro de un gran tanque o depósito, la velocidad

disminuye cerca a cero y la pérdida de presión se determina con un coeficiente igual a

la unidad.

hL = 1.0 (v12/2g) pies de agua (11)

Al término anterior se le conoce con el nombre de pérdidas de salida.

La energía perdida en contracciones súbitas, desde un tubo de mayor sección a un

tubo de menor diámetro, se calcula con base en la velocidad del fluido en el tubo

menor.

hL = CL(v22/2g) pies de agua (12)


Si la descarga se produce desde un gran depósito o tanque hacia un tubo de sección

reducida, el valor del coeficiente depende de la geometría o forma de la entrada. Se

sugieren los siguientes valores para CL

CL = 0.5 Salida abrupta, recta

=0.25 Salida gradual, chaflán

=0.04 Salida suave, bordes redondeados

Para el cálculo de las pérdidas de fricción en válvulas, tees, codos, se prefiere llevar

esas pérdidas en términos de longitudes equivalentes de tubería, para lo cual se

puede utilizar las equivalencias dadas en la Tabla 2.

POTENCIA DE BOMBEO

Antes de determinar la potencia de bombeo, es conveniente revisar los conceptos de

presión y cabeza, utilizados en mecánica de fluidos:

El término cabeza se usa para medir la energía cinética que la bomba genera. La

cabeza es una medida de la altura de columna de líquido que la bomba desarrolla

debida a la energía cinética que la bomba proporciona al líquido. La principal razón

para usar cabeza en lugar de la presión para medir la energía de una bomba es que la

presión de una bomba cambiará si la gravedad específica (peso) del líquido cambia,

más no así la cabeza. Este principio se muestra en la Figura 4.

Efectivamente, para la misma cabeza de 100 pies en los tres casos, las lecturas de los

manómetros en las descargas varían según la densidad del fluido. La relación

entonces, entre presión y cabeza o altura de líquido (h) está dada por:

P = g.h lb/pie2 (13)

g =r∙g /gc

g = peso específico del fluido, (gagua= 62.3 lbf /pie3)

gc = constante gravitacional, [=32.2 lbm.pie/(lbf.s2)]

r = densidad del fluido. En condiciones estándar (68 oF y presión atmosférica a nivel

del mar), la densidad del agua es r = 62.3 lbm/pie3


FIG. 4. PRESIÓN DE DESCARGA Y CABEZA PARA DIFERENTES FLUIDOS

La relación entre la presión en psi y la cabeza en pies de agua se obtiene de:

P(lb/in2)(144in2/pie2) = g (62.3 lb/pie3) h (pies agua)

Finalmente,

P (psi) ∙2.31 = h (pie agua) (14) Para un fluido diferente al agua,

(15)


La cabeza estática total (HST) es la distancia vertical, medida en pies, entre el

nivel libre del depósito de suministro y el punto de descarga libre o la superficie

libre del líquido descargado.

FIG.5. CABEZA ESTÁTICA TOTAL CON ELEVACIÓN ESTÁTICA EN SUCCIÓN

FIG.6. CABEZA ESTÁTICA TOTAL CON CABEZA ESTÁTICA EN SUCCIÓN


Si el tanque de succión está a un nivel inferior al de la bomba, la cabeza

estática total es la suma entre la cabeza estática de descarga (HDS) y la

elevación estática de succión (LSS). FIG.5.

HST = HDS + LSS (16)

De otra parte, si el tanque de succión está a un nivel superior al de la bomba, la

cabeza estática total es la diferencia entre la cabeza estática de descarga

(HDS) y la cabeza estática de succión (HSS).

HST = HDS - HSS (17)

La cabeza estática de descarga (HDS) es la distancia en pies, medida entre el

eje de la bomba y el punto de descarga libre o la superficie del líquido en el

tanque de descarga.

La cabeza de fricción (hf) es la cabeza requerida para superar la resistencia al

flujo, debida a la tubería y accesorios. Para su cálculo se utilizan las cartas de

fricción.

La cabeza de velocidad (hv) es la energía de flujo, es decir la cabeza necesaria

para acelerar el fluido, medida en pies. La cabeza de velocidad se calcula a

partir de la velocidad del líquido.

hv = v2/2g (18)

Donde,

hv = cabeza de velocidad desarrollada por la bomba, pies

v= velocidad del líquido, pie/s.

g= aceleración de la gravedad, 32.2 pie /s2

Una cabeza particular, la cabeza de presión, se considera cuando el sistema

de bombeo se inicia o termina en un tanque a presión diferente de la

atmosférica. La presión del tanque debe convertirse a pies. Una presión de


vacío en el tanque de succión o una presión positiva en el tanque de descarga,

deberán añadirse a la cabeza del sistema; mientras que una presión positiva en

el tanque de succión, o de vacío en el tanque de descarga, deberán sustraerse

de la cabeza total del sistema.

Las distintas formas de cabeza, estática, fricción, velocidad y presión

conforman la cabeza total del sistema.

La cabeza dinámica total (TDH) o cabeza total (H) es la suma de la elevación

dinámica en succión y la cabeza dinámica de descarga, si la bomba está por

encima del tanque de succión; y será igual a la diferencia entre la cabeza

dinámica en descarga y la cabeza dinámica en succión, si la bomba se ubica

por debajo del tanque de succión.

TDH = hd + hs (con elevación en succión) (19) TDH = hd - hs (con cabeza de succión) (20)

La cabeza dinámica total, para una bomba en operación, corresponde a la

diferencia de presiones en psig medida con manómetros en la succión y la

descarga de la bomba, multiplicada por 2.31 para expresarla en pies de agua,

adicionada de la cabeza de velocidad.

La cabeza de descarga dinámica total (hd) es la cabeza de descarga estática

más la cabeza de velocidad en el flanche de descarga de la bomba, más la

cabeza de fricción total en la línea de descarga. En el laboratorio se determina

mediante lectura de manómetro en el flanche de descarga, convertida la

presión a pies de líquido, más la cabeza de velocidad en el punto de

ubicación del manómetro

La elevación de succión dinámica total (hs) es la elevación de succión

estática, menos la cabeza de velocidad en el flanche de succión de la bomba,

más la cabeza total de fricción en la línea de succión. En la práctica es la

lectura de manómetro, convertida a pies, en el flanche de succión de la

bomba, menos la cabeza de velocidad en el punto de colocación del

manómetro.


La cabeza de succión dinámica total (hs) es la cabeza de succión estática,

más la cabeza de velocidad en el flanche de succión de la bomba, menos la

cabeza total de fricción en la línea de succión. En la práctica es la lectura

demanómetro, convertida a pies, en el flanche de succión de la bomba, más

la cabeza de velocidad en el punto de colocación del manómetro.

El término cabeza estática está referido a la medición de altura estando la

bomba fuera de operación, mientras la cabeza dinámica tiene el significado de

altura con la bomba operando normalmente.

A una determinada velocidad de la bomba (rpm), ésta desarrollará igual

altura o cabeza, no importando el fluido; la diferencia está en que para lograr

mantener la velocidad, la bomba requiere mayor potencia a medida que

aumenta la densidad del fluido.

La bomba imparte velocidad al líquido. Esta energía de velocidad es

transformada en energía de presión al descargar la bomba al fluido. La

cabeza desarrollada es aproximadamente igual a la energía de velocidad en

la periferia del rotor. La relación entre estos parámetros es la siguiente:

HT = v2/2g (21)

Donde,

HT= cabeza total desarrollada por la bomba, pies

v= velocidad tangencial en la periferia del rotor, pies/s.

g= 32.2 pie /s2

Una forma práctica de calcular la velocidad periférica en términos de la

velocidad rotacional del rotor es:

(22)

Siendo,

v= velocidad en la periferia del rotor, pies/s.


D= diámetro del rotor, pulgadas.

La potencia de salida desarrollada por la bomba, o potencia hidráulica

(whp), se calcula con base en la cabeza total y los galones por minuto.

(23)

La potencia de entrada (bhp), es la potencia suministrada al eje de la

bomba, siendo mayor que la potencia hidráulica considerando la eficiencia

de la bomba,

(24)

La potencia del motor se toma alrededor de 20% mayor. Para una bomba en servicio,

se toman lecturas de corriente y voltaje; los Watts aquí determinados se dividen por el

factor 746 para determinar los hp de potencia.

TDH = Cabeza dinámica total de la bomba, según se definió en las ecuaciones (19) y

(20). Para una bomba en operación corresponde a la diferencia de presiones en psig

medida con manómetros en la succión y la descarga de la bomba, multiplicada por

2.31 para expresarla en pies de agua, adicionada de la cabeza de velocidad total.

La potencia de salida de una bomba en operación, con motor trifásico se obtiene

mediante lecturas de corriente y voltaje.

BHP (salida)= 1.73∙Volts∙Amps∙eff∙factor potencia/746

A 220 voltios un motor trifásico consume aproximadamente 2.5 amperios por hp de

potencia.

CAPACIDAD DE ENFRIAMIENTO

La capacidad de enfriamiento de un sistema de agua fría, en el circuito de

condensación, está relacionada con el caudal de agua por la expresión

h = m∙cp∙∆T Btu/min (25)

Siendo,

m = flujo másico de agua, lbm/min


cp= calor específico = 1 Btu/(lbm.oF para el agua

∆T= diferencial de temperatura en el condensador, oF

En aire acondicionado en lugar de trabajar con flujo másico se prefiere el flujo de agua

en galones por minuto, y la capacidad de enfriamiento en Btu/h; se tiene entonces,

H = q∙ρ∙cp∙∆T = q (gal/min) ∙8.33 (lbm/gal) ∙1Btu/ (lbm.oF) ∙60 (min/h) ∙∆T (oF), Btu/h

q= caudal de agua (gal/min)

ρ= densidad (1 galón de agua pesa 8.33 lbm)

resultando,

H = 500∙q∙∆T Btu/h (26)

El caudal que mueve la bomba de agua de condensación será entonces

q (gal/min) = Btu/h = TR∙(12000 Btu/h )

500∙∆T 500∙∆T TR

= 24∙TR (27)

∆T

Para un diferencial de temperatura de 10 0F en un sistema de agua de condensación

alimentado por torre de enfriamiento, el caudal de la bomba de condensación en

gal/min se aproxima a 3.0 por cada Tonelada de Refrigeración (TR), para compensar

la evaporación del agua en la torre de enfriamiento y el calor del compresor.


EJEMPLO 1.

Dimensione la tubería del sistema de agua de condensación que se muestra en

la figura. La longitud total de los tramos rectos es de 80 pies. La altura

hidrostática de la torre es de 5 pies. Caída de presión en el condensador 11.4

psi. Caudal de la bomba 30 GPM. Presión de descarga de rociadores en la

torre 3 psi.

SOLUCIÓN

Selección preliminar: Con base en el caudal de 30 GPM y asumiendo una

caída de presión de 10’ de agua / 100’ de longitud, se selecciona el tamaño

estándar de tubería de la Fig.1, (1 ½” ᶲ).

Selección definitiva: Para el diámetro seleccionado (1 ½” ᶲ) y 30 GPM

corresponden pérdidas por fricción de 12’ de agua / 100’ de longitud, valor que

se mantendrá constante en el sistema. Se chequea que la velocidad esté

dentro de los límites recomendados (v < 6 pies/s). En este caso la velocidad

leída de la carta de fricción es de 5.3 pies/s.

Longitud de tubería: Se cuantifican las longitudes equivalentes de accesorios

de la Tabla 2 y se adiciona a la longitud recta de la tubería.


80’ de tubería de 1 ½” ᶲ 80.0 6 codos estándar 90º @ 4.0’ 24.0 2 válvulas de compuerta @ 1.8’ 3.6 Tee estándar lateral @ 8.0’ 8.0 Tee estándar recta @ 2.6’ 2.6 Pérdida en succión, salida de torre 0.22 * Pérdida en descarga, rociadores (3 psi) 6.93 Longitud total equivalente de tubería 125.35 pies

Caída de presión (Cabeza dinámica total):

Tubería y accesorios: 12’ agua X 125.35 = 15.04’ de agua 100 Condensador: 11.4 psi X 2.31 pies = 26.33 psi

Altura hidrostática de torre: 5.0 Total 46.37’ columna de agua Selección de la bomba

Caudal 30 GPM

Cabeza 46.37’ columna de agua

Potencia de la Bomba

bhp = 30 X 46.379 = 0.5 hp 3960 X 0.7 * Se ha utilizado la ecuación (12) para pérdidas en la salida de la torre

hL = CL(v22/2g) considerado un coeficiente de descarga, CL = 0.5, y una

velocidad en la tubería de 5.3 pies/s2. ** Al estar el nivel del tanque en reposo, la presión estática de succión es cero; igualmente, la presión estática de descarga es cero por verter directamente a la atmósfera. La presión de velocidad en succión es cero por estar el depósito de agua en reposo. La velocidad de descarga, generalmente entre 8 y 12 pies/s, genera presiones de velocidad de descarga bajas. Se ha tomado la presión enrociadores de 3 psi, dato que debe ser tomado de información proporcionada por el fabricante


DIMENSIONAMIENTO EN SISTEMAS CERRADOS

El ejemplo clásico para esta aplicación se encuentra en sistemas de agua fría,

conformados por un chiller o enfriador y diversas unidades (fancoils-

manejadoras).

El agua es recirculada y no existe cambio neto de elevación en el circuito.

Tampoco existen diferencias de presión estática o de velocidad. La caída de

presión del sistema (cabeza total) es simplemente la suma de las pérdidas por

fricción de todos los elementos que integran el circuito de mayor resistencia,

desde la descarga hasta la succión de la bomba, incluyendo tubería, válvulas

de corte, válvulas de globo usadas para balancear el sistema según las

especificaciones del serpentín-evaporador, accesorios y equipos.

Se requiere conocer:

El caudal total y el de cada ramal.

Longitud de la tubería, localización de las unidades y tipo de válvulas y

accesorios.

Caída de presión a través de las unidades y del enfriador (varía con el

tamaño de los equipos y debe obtenerse de los fabricantes)

Las Figuras 2 y 7 se utilizan para el dimensionamiento de la tubería según el

material (cobre o acero) en sistemas cerrados y, la Tabla 2 para determinar las

pérdidas en términos de longitud equivalente en válvulas y accesorios.

El procedimiento es igual al utilizado en sistemas abiertos (igual fricción) y con

las mismas limitaciones en cuanto a velocidad y pérdidas de presión por cada

100 pies.

Se recomienda en instalaciones con tubería menor a 2 1/2", trabajar con

pérdidas entre 1 - 4 pies agua/100 pies de longitud y, a grandes instalaciones,

de 4 - 7 pies/100 pies de longitud; mayores pérdidas pueden generar ruido

indeseable.


FIG.7. CARTA DE FRICCIÓN PARA EL DIMENSIONAMIENTO DE TUBERIA DE ACERO SCHEDULE 40 EN SISTEMAS CERRADOS


CAPACIDAD DE ENFRIAMIENTO

La capacidad de enfriamiento de un chiller está relacionada con el caudal de

agua por la expresión:

h = m.cp.T Btu/min (28)

m = masa de agua, lb/min

cp= calor específico, Btu/(lb. oF) = 1.0 para el agua

T = diferencial de temperatura del agua en el chiller, oF

H = 500 GPM.T Btu/hr (29)

Es conveniente considerar un factor de coincidencia por el hecho de no tener

las cargas máximas simultáneamente, especialmente por exposiciones solares.

El caudal que mueve la bomba de agua fría será entonces

gpm = lb/hr 500 Gr

gpm = 200 TR = 24 TR (30)

(8.33) T T

Para un diferencial de temperatura de 10 0F en el chiller, el caudal en galones

por minuto de la bomba de agua fría es de 2.4 por cada Tonelada de

Refrigeración (TR).

LINEAS DE CONDENSADO

El condensado es la humedad extraída del aire que pasa a través del

serpentín. Se dimensiona según el tamaño de la conexión correspondiente de

la unidad.

Instálese siempre una trampa cerca a la bandeja con el fin de evitar que la

presión negativa (de succión) del ventilador, succione aire de esa tubería en

lugar de facilitar el drenaje del agua.


EJEMPLO 2.

La figura representa un sistema de agua fría que alimenta a seis unidades tipo fan coil. Se indican las longitudes y accesorios. Dimensione la tubería del sistema, calcule la caída de presión y la potencia del motor de la bomba. La caída de presión a través del enfriador y los fan coil, según información de los fabricantes, es de 15 y 11.3 pies de agua respectivamente. El diferencial de temperatura del agua en el chiller es de 10 oF. Utilice tubería de acero SCH 40.

SOLUCIÓN

QTOTAL = TR X 24 = 25 X 24 = 60 GPM

∆T 10 QFAN COIL = 10 GPM


Cálculo de Pérdida de Presión - Método de Longitudes Equivalentes

Ing. JORGE EDUARDO GRANADOS GRANADOS

Proyecto: Ejemplo 2

Fecha: Mayo de 2008 Nota: Adaptar la tabla , según accesorios presentes y caídas de presión

Material tubería: Acero Schedule 40

Sección Diámetro

(inches)

Flujo

(gal/min)

Pérdida

de

Presión

(ft/100ft)

Componentes

del Sistema

Longitud

Equivalente

del

Componente

(ft)

No.

Componentes

Longtud

Equivalente

(ft)

Pérdida

de

Presión

Sección

(ft H20)

Pérdida

Total de

Presión -

Rutas

(ft H2O)

Presión

Disponible

(ft H2O)

a-d Codos 90o 0,00 0,00 37,46

Tee Std. Recta 0,00 0,00

Tee Std. Lateral 0,00 0,00

Válvula Comp. 2,3 2 4,60 0,32

Tubería Recta 18,0 18,00 1,26

CHILLER 1 15,00

SUM 1 2 60,0 7,0 22,60 16,58 16,58 20,88

d-e Codos 90o 4,0 1 4,00 0,25 20,88

Tee Std. Recta 2,6 1 2,60 0,16


Válvula Comp. 0,00 0,00


SUM 2 1 1/2 30,0 6,3 34,60 2,18 18,76 18,70

e-f Codos 90o 0,00 0,00 18,70

Tee Std. Recta 2,3 1 2,30 0,15




SUM 3 1 1/4 20,0 6,7 10,3 0,69 19,45 18,01

f-i Codos 90o 2,6 2 5,20 0,35 18,01

Tee Std. Recta 1,7 1 1,70 0,11


Válvula Comp. 1,0 2 2,00 0,13


FAN COIL No.6 11,30

SUM 4 1 10,0 6,7 38,9 13,91 33,36 4,10

i-j Codos 90o 0,00 0,00 4,10

Tee Std. Recta 2,3 1 2,30 0,15




SUM 5 1 1/4 20,0 6,7 10,3 0,69 34,05 3,41

j-k Codos 90o 4,0 1 4,00 0,25 3,41

Tee Std. Recta 2,6 1 2,60 0,16




SUM 6 1 1/2 30,0 6,3 34,6 2,18 36,23 1,23

k-l Codos 90o 0,00 0,00 1,23

Tee Std. Recta 3,3 1 3,30 0,23


Válvula Comp. 2,3 1 2,30 0,16


SUM 7 2 60,0 7,0 17,6 1,23 37,46 0,00

RUTA1


NOTA. En el diseño ha resultado una diferencia de cabeza dinámica de 2.18 pies entre las dos rutas. Este valor, relativamente bajo, puede minimizarse mediante el ajuste o balanceo de las válvulas. Una opción es instalar en el tramo r-k una válvula de balanceo, de tipo plug cock, más económica que la válvula de globo y cuyas pérdidas cuando está totalmente abierta son iguales a la válvula de compuerta, pero que al estar parcialmente abierta, las pérdidas

a-d Codos 90o 0,00 0,00 37,46



Válvula Comp. 2,3 2 4,60 0,32


CHILLER 1 15,00

SUM 1 2 60,0 7,0 22,60 16,58 16,58 20,88

d-m Codos 90o 0,00 0,00 20,88


Tee Std. Lateral 8,0 1 8,00 0,50



SUM 2 1 1/2 30,0 6,3 16,00 1,01 17,59 19,87

m-n Codos 90o 0,00 0,00 19,87

Tee Std. Recta 2,3 1 2,30 0,15




SUM 3 1 1/4 20,0 6,7 10,3 0,69 18,28 19,18

n-q Codos 90o 2,6 1 2,60 0,18 19,18

Tee Std. Recta 1,7 1 1,70 0,12


Válvula Comp. 1,0 2 2,00 0,14


FAN COIL No.3 11,30

SUM 4 1 10,0 7,0 37,3 13,91 32,19 5,27

q-r Codos 90o 0,00 0,00 5,27

Tee Std. Recta 2,3 1 2,30 0,15




SUM 5 1 1/4 20,0 6,7 10,3 0,69 32,88 4,58

r-k Codos 90o 0,00 0,00 4,58

Tee Std. Recta 2,6 1 2,60 0,16



Válvula Balanceo 0,00 0,00


SUM 6 1 1/2 30,0 6,3 18,6 1,17 34,05 3,41

k-l Codos 90o 0,00 0,00 3,41

Tee Std. Recta 3,3 1 3,30 0,23


Válvula Comp. 2,3 1 2,30 0,16


SUM 7 2 60,0 7,0 17,6 1,23 35,29 2,18

RUTA 2


aumentan significativamente. Otra opción es mantener el diámetro de la tubería en este tramo en 1 1/4'', con lo cual se aumenta la caída de presión en la ruta 2.

SELECCIÓN DE LA BOMBA

Q= 60,0 GPM

TDH= 37,5 Pies H2O

POTENCIA DE LA BOMBA

bhp = 0,81

DISEÑO DE TUBERIAS DE REFRIGERACION

Líneas de Succión

Líneas de Líquido

Líneas de Descarga

Un buen diseño de la tubería de refrigeración debe tener las siguientes

características.

a. Mínima caída de presión. Las pérdidas de presión disminuyen la

capacidad térmica e incrementan la potencia requerida.

b. Asegurar una adecuada alimentación al evaporador.

c. Ayudar en la protección del compresor:

o Previniendo que excesivo aceite lubricante sea atrapado en el

sistema.

o Asegurando que se retorne aceite al compresor a la misma rata

de salida.

o Previniendo que el líquido refrigerante penetre al compresor

durante la operación o paro.


d. Mínimo costo. Bajo este punto de vista, es deseable seleccionar el

menor tamaño posible. Sin embargo, esto puede causar una caída de

presión excesiva en las líneas de succión y descarga, con pérdida en la

capacidad del compresor y excesiva potencia por tonelada. Las caídas

de presión en la línea de líquido pueden causar mal funcionamiento de

la válvula de expansión.

Las Figuras 8, 9 y 10, muestran el tamaño recomendado en tuberías de cobre

tipo L, para Freón 22, con una caída de presión correspondiente a 2 oF,

basadas en la capacidad del sistema (toneladas de refrigeración) y en la

longitud equivalente de tubería (pies). La Tabla 5 se utiliza para el diseño de

tuberías de cobre, refrigerante 22 y caída de presión correspondiente a 1 oF

en líneas de líquido y descarga, y 2 oF en líneas de succión.

Estas cartas corresponden a temperaturas de succión de 40 oF, condensación

105 oF, recalentamiento 15 oF y subenfriamiento 0 oF ó 15 oF. Se deben hacer

correcciones para capacidades bajo condiciones diferentes a 40 oF TS / 105 oF

TC.

La Figura 11 es útil en la determinación de la disminución de temperatura

debido a la caída de presión en las líneas de refrigeración.

El procedimiento general para el dimensionamiento de tuberías de refrigeración

es el siguiente:

1. Determine la longitud (pies) de los tramos rectos.

2. Añada 50% para obtener una longitud equivalente tentativa. Dado que se

desconoce el diámetro de la tubería, no podemos en este punto determinar la

longitud equivalente que incluye accesorios y demás elementos.

3. Corrija, si fuere necesario, la capacidad para temperaturas de succión y

condensación diferentes a las dadas en la Carta.

4. Con la capacidad corregida y la longitud equivalente tentativa, determine el

tamaño de los accesorios y válvulas.

5. Halle la longitud equivalente (pies) de válvulas y accesorios, dados en la

Tabla 2 y añádala a la longitud de tubería recta, para obtener la longitud

equivalente total.

6. Corrija los pasos 2 y 3, si fuera necesario.


7. Chequee el tamaño de la tubería.

La pérdida real de presión para el diámetro de tubería seleccionado se obtiene

así:

Caída de Presión Real = (A/B)*2 oF (31)

Donde,

A = Longitud total equivalente calculada, pies.

B = Longitud equivalente de la Carta, correspondiente a la capacidad corregida

y al diámetro de tubería seleccionado.

Esta caída de presión puede llevarse a términos de psi mediante conversión

de equivalencias Presión- Temperatura de refrigerantes dada en la Tabla 5.

La Tabla 7 nos permite seleccionar refrigerantes de acuerdo con la aplicación

en refrigeración.

La Tabla 8 ilustra sobre los refrigerantes sustitutos a largo y mediano plazo, al

igual que sus propiedades.

LINEAS DE SUCCIÓN

Las líneas de succión son las más críticas desde el punto de vista del diseño.

La línea de succión debe diseñarse para retornar aceite del evaporador al

compresor bajo condiciones de carga mínima y evitar que refrigerante líquido

se escurra dentro del compresor en el ciclo de paro.

Es práctica común dimensionar esta línea para caídas de presión no mayores

que el equivalente a un cambio en la temperatura de succión saturada entre 1 y

2 oF. Esto corresponde en términos de saturación de 40 oF a:

p = 1,81 psi para Freón 12.

p = 2,94 psi para Freón 22.

Esta línea normalmente contiene válvulas de cierre (globo o ángulo),

accesorios (codos, tees), válvulas presostáticas que mantienen una

predeterminada presión en el evaporador, válvulas de servicio, risers

(elevadores, tubería particular por razón de la posición relativa del compresor y


el evaporador, o con el fin de minimizar la posibilidad de drenaje de líquido

desde el evaporador hacia el compresor cuando éste se apaga), acumulador,

etc.

Las líneas de succión normalmente van aisladas (rubatex de 3/8" hasta 11/2”

de espesor), ya que el calor absorbido por el gas de succión no produce

enfriamiento útil, pero impone una carga adicional en el compresor. La alta

temperatura en esta línea causa sobrecalentamiento en los devanados del

motor. En algunos sistemas, esta línea se aísla simultáneamente con la línea

de líquido, logrando con esto mayor recalentamiento en la línea de succión y

más subenfriamiento en la línea de líquido.

Las líneas verticales se diseñan a velocidades mayores a 1500 pies/min y

pueden requerir verticales dobles cuando se tiene control de capacidad.

LINEAS DE LÍQUIDO

La caída de presión excesiva en la línea de líquido reduce la capacidad de la

válvula de expansión, causando la formación de gas en la línea de líquido. Los

valores de caída de presión recomendados son iguales a los de las líneas de

succión.


FIG.8. LINEAS DE SUCCION R22 - TUBERIA DE COBRE

FIG. 9. LINEAS DE LÍQUIDO R22- TUBERIA DE COBRE


Las pérdidas por fricción de la línea de líquido incluyen accesorios tales como:

válvula solenoide, filtro secador, válvulas manuales, válvula de expansión, etc.,

así como también tubería y accesorios desde la salida del tanque recibidor

hasta la entrada al evaporador.

En condensadores remotos enfriados por aire, la línea que une al recibidor con

el condensador, usualmente es mayor que la usada para conectar al recibidor

con la válvula de expansión

Las líneas de líquido normalmente no se aíslan (temperatura ambiente menor

que la del líquido refrigerante).

LÍNEA DE DESCARGA

Las caídas de presión en esta línea reducen la capacidad del compresor y

aumentan la potencia requerida. No debe superarse una caída de presión que

corresponda a un cambio en la temperatura de saturación de 2 oF. Esto

equivale a 1,81 psi para Freón 12 y 2,94 para Freón 22.

La velocidad del refrigerante será mayor a 750 pies-min para mantener el

aceite del compresor fluyendo

En esta línea pueden encontrarse separadores de aceite, silenciadores y válvulas cheque (se justifican sólo ante la posibilidad de que al apagar el compresor, refrigerante líquido se regrese desde el recibidor y a través del condensador llegue al compresor).

No se aísla, a menos que exista riesgo por ubicación en zonas de circulación.

Las líneas verticales se diseñan a velocidades mayores a 1500 pies/min y puede requerir verticales dobles cuando se tiene control de capacidad.


FIG.10. LINEAS DE GAS CALIENTE R22- TUBERIA DE COBRE.


TABLA 5. CAPACIDADES (TR) EN LINEAS DE REFRIGERACIÓN. R-22 Caídas de Presión ∆P en psi por cada 100 pies de longitud equivalente, para las capacidades indicadas, con el

cambio correspondiente en la temperatura de condensación ∆T


FIGURA 11. DISMINUCIÓN DE TEMPERATURA POR PÉRDIDAS DE PRESIÓN EN LA LINEA DE SUCCION.

oF


°C

°F 11 114 12 500 502 13 503

-101.1 -95.5

-90.0 -84.4

-78.8

-73.3 -67.7

-62.2 -56.6

-51.1

-45.5 -40.0

-37.2 -34.4

-31.6 -28.8

-26.1

-23.3 -20.5

-17.7 -15.0

-12.2

-9.4 -6.6

-3.8 -1.1

1.6 4.4

7.2

10.0 12.7

15.5 18.3

21.1

23.8 26.6

29.4 32.2

35.0

37.7 40.5

43.3 46.1

48.8 51.6

54.4

57.2 60.0

62.7 65.5

-150.0 -140.0

-130.0 -120.0

-110.0

-100.0 -90.0 -

80.0 -70.0 -

60.0 -

50.0 -40.0 -

35.0 -30.0 -

25.0 -20.0 -

15.0 -

10.0 -5.0

0.0 5.0

10.0

15.0 20.0

25.0 30.0

35.0 40.0

45.0

50.0 55.0

60.0 65.0

70.0

75.0 80.0

85.0 90.0

95.0

100.0 105.0

110.0 115.0

120.0 125.0

130.0

135.0 140.0

145.0 150.0

29.7 29.6

29.5 29.4

29.1

28.8 28.3

28.0 27.7

27.4 26.9

26.5

25.9 25.3

24.6 23.9

23.0

22.1 21.0

19.8 18.5

17.1 15.5

13.8

12.0 9.9

7.7 5.3

2.7

0.1 1.6

3.2 4.9

6.8

8.8 10.9

13.2 15.7

18.3 21.1

24.0

27.1 30.5

34.0 37.7

29.7

29.5 29.3

29.0 28.6

28.0

27.1 26.1

25.4 24.7

23.8 22.9

21.8

20.6 19.3

17.8 16.2

14.4

12.4 10.2

7.8 5.1

2.2 0.4

2.1

3.9 5.9

8 10.3

12.7

15.3 18.2

21.2 24.4

27.8

31.14 35.3

39.4 43.8

48.4 53.3

58.4

63.9 69.6

75.6 82.0

29.6 29.4

29.1 28.6

27.9

27.0 25.8

24.1 21.9

19.0

15.4 11.0

8.4 5.5

2.3 0.6

2.5

4.5 6.7

9.2 11.8

14.7

17.7 21.1

24.6 28.5

32.6 37.0

41.7

46.7 52.1

57.8 63.8

70.2

77.0 84.2

91.7 99.7

108.2

117.0 126.4

136.2 146.5

157.3 168.6

180.5

192.9 205.9

219.5 233.7

29.5 29.2

28.8 28.3

27.5

26.9 24.9

22.9 20.3

17.0

12.8 7.6

4.6 1.2

1.2 3.2

5.4

7.8 10.4

13.3 16.4

19.7

23.3 27.2

31.4 36.0

40.8 46.0

51.6

57.5 63.8

70.6 77.7

85.3

93.4 101.9

110.9 120.5

130.5

141.1 152.2

163.9 176.3

189.2 202.7

216.9

231.8 247.4

263.7 280.7

29.1 28.5

27.8 26.7

25.3

23.3 20.6

17.2 12.7

7.2

0.2 4.1

6.5 9.2

12.1 15.3

18.8

22.6 26.7

31.1 35.9

41.0

46.5 52.5

58.8 65.6

72.8 80.5

88.7

97.4 106.6

116.4 126.7

137.6

149.1 161.2

174.0 187.4

201.4

216.2 231.7

247.9 264.9

282.7 301.3

320.6

341.2 362.6

384.9 408.4

20.9 16.8

11.5 4.5

2.1

7.6 14.3

22.5 32.3

43.9

57.6 73.3

82.2 91.6

101.7 112.5

123.9

136.1 149.1

162.9 177.4

192.8

209.1 226.3

244.4 263.5

283.6 304.8

327.1

350.4 375.0

400.9 428.1

456.8

487.2 519.4

16.9 11.1

3.5 3.1

9.3

16.9 26.3

37.7 51.3

67.3

86.1 107.8

119.9 132.8

146.7 161.4

177.1

193.9 211.6

230.5 250.5

271.7

294.1 317.8

342.8 369.3

397.2 426.6

457.5

490.2 524.5

560.7 598.7

TABLA 6. RELACIÓN PRESIÓN-TEMPERATURA DEREFRIGERANTES (PSIG).

PRESIÓN DE VACÍO EN “HG.


EJEMPL0 3 Dimensione la tubería en el sistema de refrigeración mostrado, para R-22 y tubería de cobre tipo L. La Temperatura de condensación 100 oF y de evaporación 10 oF. Capacidad total de enfriamiento 100 TR. SOLUCIÓN Línea de Descarga 45’ de longitud de tubería recta. Tentativamente selecciono el diámetro para una longitud igual a 45 + 0.5 (45) = 68’ para considerar accesorios. Para un ∆T=1 oF (∆P=3.05 psi), se observa de la Tabla 5 que la tubería 3 1/8” tiene una capacidad de refrigeración de 136.2 TR para una temperatura de succión saturada de 40 oF y 100 pies de longitud equivalente. Interpolando encontramos que la capacidad real de la tubería para una temperatura de evaporación de 10 oF es de 120.2 TR. La capacidad real deberá corregirse para la temperatura de condensación de 100 oF. De la Tabla 5 el factor de corrección es de 0.95, luego la capacidad total será 0.95( 100TR)= 95 TR.


Longitud recta de tubería = 45’ 3 codos radio largo 3 1/8” OD @ 5.9’ = 17.7’ Longitud total equivalente 62.7’ Caída de presión:

∆T = ∆TTabla * Lequival Real *(Tons Real/ TonsTabla)1.8

Lequival Tabla

∆T = 1.0* 62.7*(95/120.2)1.8 = 0.41 oF (∆P=1.25 psi) 100 Línea de Líquido Condensador – Recibidor El tamaño se selecciona para una velocidad de flujo de 100 pies/min o menos. Elegimos 3 1/8’’ OD cuya capacidad es de 109.2 TR. Debido al flujo por gravedad, no se necesita calcular caída de presión. Recibidor – Válvula de expansión Con ∆T=1 oF (∆P=3.05 psi), selecciono 2 1/8” OD con capacidad de 213 Tons y 100 pies de longitud equivalente. Longitud recta de tubería = 28’ Válvula de ángulo 2 1/8” = 29’ 3 codos radio corto 2 1/8” OD @ 6’ = 18.0’ Longitud total equivalente 75’ Caída de presión:


Lequival Tabla

∆T = 1.0* 75*(100/213)1.8 = 0.19 oF (∆P=0.58 psi) 100 Válvula de expansión – evaporador Como regla general se incrementa al tamaño siguiente de tubería: 2 5/8”OD.


Línea de Succión Selecciono 4 1/8’’OD. Para un ∆T=2.0 oF, interpolo para la temperatura de succión saturada de 10 oF obteniéndose 114.25 TR de capacidad de tubería y ∆P=1.91 psi por cada 100pies de longitud equivalente. El factor de corrección de capacidad real para la temperatura de condensación de 100 oF es de 1.03, luego la capacidad corregida será 1.03 (100) = 103 TR. Longitud recta de tubería = 27’ 2 codos radio largo 4 1/8” OD @ 6.7’ = 13.4’ Longitud total equivalente 40.4’ Caída de presión:


Lequival Tabla

∆T = 2.0* 40.4*(103/114.25)1.8 = 0.67 oF (∆P=0.64 psi) 100 SELECCIÓN DEL COMPRESOR El compresor se selecciona para las siguientes condiciones: Temperatura de descarga: 100 oF + 0.41 oF = 100.41 oF Temperatura de succión: 10 oF - 0.67 oF = 9.33 oF


TABLA 7.GUÍA PARA SELECCIÓN DE REFRIGERANTES


GASES REFRIGERANTES ALTERNATIVOS

Reemplazos a largo plazo de aire condicionado residencial y comercial

Ashrae No. Nombre

Comercial Sustituye

al Tipo Lubricante Aplicaciones Comentarios

R-123 HCFC-

123

CFC-11 Fluido puro Alquilbeceno o Aceite Mineral

Enfriadores Centrífugos

Capacidad inferior que el CFC-11

R-134a HFC-

134a

CFC-12 Fluido puro Polioléster Equipo nuevo y edecuaciones de equipo instalado

Casi igual al CfC-11

R-134a HFC-

134a

HCFC-22 Fluido puro Polioléster Equipo nuevo Capacidad inferior requiere equipo mas grande

R-410A

(32/125)

AZ-20 HCFC-22 Mezcla casi-Azeotrópica

Polioléster Equipo nuevo Eficiencia mayor que el HCFC-22 y R-410B Puede requerir rediseño del equipo

R-407C

(32/125/134a)

407C HCFC-22 Mezcla (cambio considerabla en punto de ebullicion)

Polioléster Equipo nuevo y adecuaciones de equipos con capacidades similares

Eficiencia menor que el HCFC-22

Refrigeración Comercial de Temperatura media y baja reemplazos a largo plazo

Ashrae No . Nombre

Comercial Sustituye

al Tipo Lubricante Aplicaciones Comentarios

R-507

(125 / 143a)

AZ-50 R-502 Y HCFC-22

Azeotropo Polioléster Equipo Nuevo y Adecuaciones de equipo instalado

Casi igual al R-502

R-404A

(125/143a/134a)R-

404

404A R-502 Y HCFC-22

Mezcla (Poco cambio en punto de ebullición

Polioléster Equipo nuevo y Adecuaciones de equipo instalado

Casi igual al R-502

Refrigeracion Comercial de temperatura media y baja Reemplazos provisionales

Ashrae No. Nombre

Comercial Sustituye

al Tipo Tubricante Aplicaciones Comentarios

R-402-A

(22/125/290)

HP-80 R-502 YHCFC -

22

Mezcla (Poco cambio en punto de ebullición)

Alquibenceno o Poliotéster

Adecuaciones de Equipo instalado

Mayor presión de descarga que el R-502

R-408-A

(125/143a/22)

FX-10 R-502 y HCFC-22

Mezcla (poco cambio en punto de ebullición)

Alquibenceno o Polioléster

Adecuaciones de equipo instalado

Temperatura de descarga mayor que el R-502

TABLA 7. GASES REFRIGERANTES ALTERNATIVOS

http://www.quimobasicos.com/produc/desc123.htm



http://www.quimobasicos.com/produc/desc134a.htm






http://www.quimobasicos.com/produc/descAZ-20.htm



http://www.quimobasicos.com/produc/desc407C.htm










http://www.quimobasicos.com/produc/descHP80.htm








Reemplazos Provisionales de refrigeracion comercial de temperatura media

Ashrae No . Nombre Comercial

Sustituye al Tipo Lubricante Aplicaciones Comentarios

R-401A

(22/152a/124) MP-39 CFC-12 Mezcla(cambio

considerable en punto de ebullición)


Adecuaciones de equipo instalado

Cercano al CFC-12 Usese donde la Temo de Evap sea mayor a -10 f

R-401B

(22/152a/124)

MP-

66

Mezcla (cambio considerable en punto de ebullición)


Adecuaciones de sistemas de refrígeracion de transporte refrigerado

Cercano al CFC-12 Usese donde la Temo de Evap sea mayor a -10 f

R-409A

(22/124/142B)

R-

409A

Mezcla(cambio considerable en punto de ebullición)

Alquibenceno Adecuaciones de equipo instalado

Capacidad mayor que el cfc-12 Similar al MP66

Genetron 134 a Es un refrigerante alternativo preferido para reemplazar al CFC-12. Este producto es un HFC y por lo tanto no está programado para descontinuación gradual bajo la presente regulación.

Entre las aplicaciones en las que el Genetron 134 a es un refrigerante recomendado para adecuación se incluyen: los congeladores para supermercados, los cuartos enfriadores, máquinas expensaras de bebidas, distribuidoras automáticas de alimentos, enfriadores de agua y refrigeradores caseros.

El uso del Genetron 134-a deberá estar limitado a las aplicaciones en las que la temperatura del evaporador sea mayor a -10°F (-23°C).

http://www.quimobasicos.com/produc/descMP39htm.htm







http://www.quimobasicos.com/produc/desc409A.htm





¿CUÁNDO SE DEBE UTILIZAR EL HFC-134-a?

En la medida de lo posible, la adecuación preferida para el CFC-12 es el HFC- 134 a, un refrigerante que no destruye la capa de ozono y que reemplazará al CFC-12 en la mayoría de las aplicaciones de equipo original. Sin embargo, en algunos casos, la adecuación con HFC- 134 a puede ser difícil ya que se debe retirar todo el aceite mineral en el sistema. Para estos casos se pueden preferir mezclas de servicio provisionales tales como los Genetrones MP-39 o MP-66.

Los técnicos de servicio deben tener en mente que los futuros reglamentos pueden restringir aún más el uso de refrigerantes que contengan HCFC y pueden imponer el uso de HFC- 134 a para dar servicio a equipos Con CFC-12. GENETRON 134 a:

¿UN SIMPLE REEMPLAZO? El Genetron 134 a no es un simple reemplazo para el CFC-12. Los aceites minerales y los lubricantes alquilbencenos no son miscibles con el Genetron 134 a, y por lo tanto se les debe reemplazar con nuevos lubricantes.

Presentación (diferentes envases)

134A.- 0.250, 0.340, 1, 6.8 industrial y automotriz, 13.6 industrial y automotriz, 57, 500, 794 KG Y GRANEL.

Especificaciones técnicas

Sustitutos (Ver tabla de sustituciones)

Número ASHRAE R=134A Peso Molecular 102.03

Punto de Ebullición @ 1 Atm, (°F) -15.1

Punto de Congelamiento @ 1 Atm, (°F) -141.9 Temperatura Crítica (°F) 214

Presión Crítica (psia) 589.8

Densidad Saturada de Líquido @ (86°F) (lbs/cu.ft) 74.17 Calor Espesífico de Líquido @ 86°F (Btu/lb.°F) 0.36

Calor Específico de Vapor @ Presión Constante (Cp) @ 86°F y 1 Atm (Btu/lb.°F)

0.21

Relación de Calor Específico de Vapor (K=Cp/Cv @ 86°F y 1Atm. 1.12

Flamabilidad y Explosividad (basadas en ASHRAE estándar 34) ++

Ninguna

Clasificación de Grupo de Seguridad, ANSI/SHRAE estándar34-99

A1


TABLA 8. RELACIÓN PRESIÓN- TEMPERATURA REFRIGERANTES ALTERNATIVOS

RELACIÓN PRESIÓN-TEMPERATURA

REFRIGERANTES ALTERNATIVOS

Burbuja Rocío Burbuja Rocío Burbuja Rocío

(liq.) (vap) (liq.) (vap.) (liq.) (vap.)

TEMP. °C

TEMP. ºF 134a MP39 MP39 MP66 MP66 409A 409A

-40.0 -37.2 -34.4 -31.6 -28.8 -26.1 -23.3 -20.5 -17.7 -15.0 -12.2 -9.4 -6.6 -3.8 -1.1 1.6 4.4 7.2

10.0 12.7 15.5 18.3 21.1 23.8 26.6 29.4 32.2 35.0 37.7 43.3 48.8 54.4 60.0 65.5

-40.0 -35.0 -30.0 -25.0 -20.0 -15.0 -10.0 -5.0 0.0 5.0

10.0 15.0 20.0 25.0 30.0 35.0 40.0 45.0 50.0 55.0 60.0 65.0 70.0 75.0 80.0 85.0 90.0 95.0

100.0 110.0 120.0 130.0 140.0 150.0

14.7

12.3

9.7 6.8

3.6 0.0

2.0

4.1 6.5

9.1 12.0

15.1 18.4

22.1

26.1 30.4

35.0 40.0

45.4

51.2 57.4

64.0 71.1

78.6 86.7

95.2

104.3 113.9

124.1 146.3

171.1

198.7 229.2

262.8

3.8

2.3

0.7 1.1

3.1 5.3

8.9

10.3 13.2

16.3 19.7

23.3 27.3

31.6

36.2 41.1

46.4 52.1

58.2

64.7 71.6

79.0 86.9

95.2 104.0

113.4

123.3 133.7

144.7 168.5

194.8

223.7 255.3

289.8

12.5

10.1

7.3 4.3

0.9 1.4

3.4

5.6 8.0

10.6 13.5

16.7 20.1

23.8

27.8 32.2

36.8 41.9

47.3

53.1 59.4

66.0 73.2

80.8 88.9

97.5

106.7 116.4

126.8 149.2

174.3

202.2 233.1

267.1

7.2

4.0

0.4 1.8

3.9 6.3

8.9

11.7 14.8

18.2 21.9

25.9 30.2

34.9

39.9 45.3

51.0 57.2

63.8

70.8 78.3

86.3 94.8

103.7 113.2

123.2

133.7 144.8

156.4 181.5

209.0

238.9 271.5

306.6

11.3

8.7

5.9 2.7

0.4 2.3

4.4

6.7 9.3

12.0 15.0

18.3 21.8

25.7

29.8 34.3

39.1 44.3

49.9

55.9 62.3

69.1 76.4

84.2 92.5

101.3

110.6 120.6

131.1 153.9

179.4

207.6 238.8

273.2

5.2

1.9

0.9 2.9

5.1 7.4

10.0

12.9 16.0

19.3 22.9

26.8 31.0

35.5

40.4 45.6

51.1 57.1

63.4

70.1 77.3

84.9 92.9

101.5 110.5

120.0

130.0 140.6

151.7 175.7

202.1

231.1 262.7

297.1

13.2

10.7

7.9 4.8

1.4 1.2

3.2

5.5 8.0

10.6 13.6

16.8 20.0

24.0

28.0 32.4

37.1 42.1

47.6

53.4 59.6

66.2 73.2

80.7 88.7

97.2

106.2 115.7

125.8 147.6

171.9

198.9 228.6

261.3


Genetron 12

Descripción y uso del producto

Siendo uno de los refrigerantes más usados en la actualidad en los países donde el Protocolo de Montreal lo permite. Fue durante muchos años el refrigerante estándar para refrigeradores y congeladores domésticos y también ampliamente usado en aire acondicionado para automóviles y sistemas de refrigeración comercial e industrial.

La presión del g12 es adecuada para una gran variedad de aplicaciones. Con genetron 12 los sistemas trabajan con presiones de vapor moderadas pero positivas. Hasta -30 º c la presión de vapor del g12 es igual a la presión atmosférica, así que para operar a temperaturas inferiores, los sistemas deben operar bajo vacío.

Presentación (diferentes envases)

G-12.- 0.340, 1, 6.8, 13.6, 22.7, 66, 500, 907 KG Y GRANEL

Especificaciones técnicas

Sustitutos (Ver tabla de sustituciones)

Número ASHRAE R=12

Peso Molecular 120.9

Punto de Ebullición @ 1 Atm, (°F) -21.6

Punto de Congelamiento @ 1 Atm, (°F) -252

Temperatura Crítica (°F) 234

Presión Crítica (psia) 597

Densidad Saturada de Líquido @ (86°F) (lbs/cu.ft) 80.7

Calor Espesífico de Líquido @ 86°F (Btu/lb.°F) 0.24

Calor Específico de Vapor @ Presión Constante (Cp) @ 86°F y 1 Atm (Btu/lb.°F)

0.15

Relación de Calor Específico de Vapor (K=Cp/Cv @ 86°F y 1Atm. 1.14

Flamabilidad y Explosividad (basadas en ASHRAE estándar 34) ++

Ninguna

Clasificación de Grupo de Seguridad, ANSI/SHRAE estándar 34-99

A1

diseño de tuberias

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