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EDITORIAL

AÑO 19 · Nº 95 Marzo 2009

Ditar-Chile

SUMARIO

Diseño y ProducciónLUNA COMUNICACIONES LTDA.Fono/Fax: (56-2) 209 7388 · E-mail: [email protected]

Las opiniones vertidas en los artículos son de exclusiva responsabilidad de sus autores y no representan necesariamente el pensamiento de la Revista Frío y Calor. La publicidad es responsabilidad de los avisadores.

Representante LegalKlaus Peter Schmid

GerentaXandra Melo H.

Comité EditorialFrancisco AvendañoJulio GormazJoaquín ReyesXandra MeloKlaus Grote

ColaboradoresTomás CanéPedro SarmientoFrancisco MirallesJoel Toledo

DirecciónAv. Bustamante 16 · Of. 2-CProvidencia, Santiago-ChileFonos: (56-2) 204 8805 · (56-2) 341 4906Fax: (56-2) 204 7517Casilla: 14771 · Stgo. 21E-mail: [email protected]: www.frioycalor.cl

DIRECTORIOS

Cámara Chilena de Refrigeración y Climatización A.G.Presidente : Sr. Klaus Grote

Vicepresidente : Sr. Alejandro Ulloa

Secretario : Sr. Eduardo Mora

Tesorero : Sr. Manuel Silva

Director : Sr. Julio Gormaz

Director : Sr. Francisco Miralles

Presidente : Sr. Klaus Peter Schmid de INRA Refrigeración Industrial Ltda.Vice Presidente : Sr. Heinrich Stauffer B. de Instaplan S.A.Tesorero : Sr. Peter Yufer S. de Rojo y Azul Ing. y Proyectos Ltda.Secretario : Sr. Alejandro Requesens de Business to Business Ltda.Director : Sr. Julio Gormaz de Gormaz y Zenteno Ltda.

Director : Sr. Cipriano Riquelme de CR Ingenieria Ltda.Director : Sr. Rubén Céspedes de Rca Ltda.Director : Sr. José León de José León y Cía Ltda.Past President : Sr. Jorge Sandrock H. de Rojas, Sandrock y Cia. Ltda.Presidente-Ditar : Sr. Klaus Grote

Director : Sr. Sergio Bahamondez

Director : Sr. Juan Carlos Carocca

Director : Sr. Cesar Manquel

Director : Sr. Erwin Cordova

Past President : Sr. Klaus Peter Schmid S.

Revista “Frío y Calor” ÓrganoOficial de la Cámara Chilena de Refrigeración

y Climatización A.G.

International Associate División Técnica de Aire Acondicionado

y Refrigeración de Chile

VENTILACIÓN MECÁNICA CONTROLADA 4 -8

DISEÑO Y MONTAJE DE TUBERÍAS DEL CIRCUITO FRIGORÍFICO 10-30

REFRIGERANTE LÍQUIDO EN LAS INSTALACIONES DE REFRIGERACIÓN Y AIRE ACONDICIONADO:Efecto sobre el compresor y Formas de Prevención 31-34

LA AISLACIÓN TÉRMICA Y EL MEDIO AMBIENTE El Impacto de los Aislantes Térmicos en el Medio Ambiente

35-37

PORTADATorre de enfriamiento

metálica.

Como ustedes saben, desde hace años que estamos trabajando junto a la CONAMA en el Plan de Manejo de Refrigerantes para Chile. Podemos decir que casi todo se ha cumplido a lo largo del tiempo, con un evidente beneficio para las empresas y profesionales que traba-jamos en el sector de la Refrigeración y Climatización. Es así como se realizaron numerosos cursos gratuitos de capacitación y se entregaron equipos y herramientas de recuperación y reciclaje a las empresas y profesionales del sector, con un total de donación de sobre US$ 560.000. Además podemos señalar que se completó la entrega de equipos y herramientas para la realización de buenas prácticas en los establecimientos educacionales faltantes, con lo que con orgullo logramos decir que todos lo egresados ya vienen con las materias tratadas y conocimientos adquiridos.

Señalaba recientemente que casi todo se ha cumplido, pero entonces ¿Qué falta aún?

Falta nuestro gran anhelo, la certificación de los técnicos y profesionales que trabajan en nuestros rubros. Pues bien, durante el mes de enero recién pasado, al comité asesor -que in-tegramos para la CONAMA- se ha incorporado el programa Chilecalifica, con el cual hemos iniciado conversaciones formales para lograr un procedimiento para la certificación de las competencias de los técnicos y profesionales que se desempeñan en nuestro sector. Con eso, nuestras organizaciones, Cámara Chilena de Refrigeración y Climatización A.G. y DITAR-Chile, deberán jugar un rol relevante, pues los establecimientos educacionales no pueden ser juez y parte, es decir, enseñar y calificar la enseñanza a la vez. Este papel lo deben cumplir con todo el derecho nuestras organizaciones, lo cual implica que debemos seguir trabajando con imparcialidad y prescindiendo totalmente de aspectos comerciales.

¿Qué esperamos de la certificación de los técnicos de nuestra área?

Esperamos que se mejore la calidad y sobre todo la responsabilidad de nuestros servicios ha-cia nuestros clientes, ya que ello, nos incrementará la credibilidad en el mercado. Esperamos también que quién desee desempeñarse en nuestro sector, se prepare técnicamente en forma adecuada para aquello y que cuente con los elementos y herramientas para realizar un buen trabajo, cuidando además un aspecto muy relevante como es el Medio Ambiente.

Creo, sinceramente que lo anteriormente señalado, es una gran noticia, y que tomará algún tiempo en concretarse, pero que finalmente con un trabajo serio y responsable, se logrará al igual que todo lo ya obtenido en beneficio de nuestro sector.

Por último les pido no nos dejemos contagiar con esa, casi sicosis acerca de la crisis econó-mica. Sigamos trabajando, cada día con nuevas fuerzas, con calidad y responsabilidad y sin buscar beneficios a corto plazo que puedan dañar nuestra imagen como sector productivo y de servicios en Chile y en el exterior.

Klaus Peter Schmid SpilkerPresidente

Cámara Chilena de Refrigeración y Climatización A.G.

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VENTILACIÓN MECÁNICA CONTROLADAArtículo proporcionado por Mar del Sur Ltda. www.mardelsur.cl

1. OBJETO DEL CASO

Ventilación mecánica controlada de viviendas y locales co-merciales

2. NORMATIVA

Ley General de Urbanismo y ConstruccionesOrdenanza General, artículo 4.1.4

“La ventilación de locales habitables de carácter industrial o comercial, como: tiendas, oficinas, talleres, bodegas y garajes, podrá efectuarse directamente hacia patios y vías particulares o públicas, o bien, por escotillas o linternas de techumbres por las cuales deberá el aire circular libremente sin perjudicar recintos colindantes. El área mínima de estas aberturas no será inferior a la duodécima parte del área del piso del local. La ventilación de tales recintos puede efectuarse también por medios mecánicos que funcionen sin interrupción y satisfac-toriamente durante las horas de trabajo.

Los locales comerciales que tengan accesos por galerías co-merciales techadas y que no cuenten con ventilación directa al exterior, deberán ventilarse mediante conductos (shafts) de sección no inferior a 0.20 m2. Cuando estos locales se desti-nen a preparación y venta de alimentos, reparaciones (eléctri-cas, ópticas, calzados), talleres fotográficos, lavasecos u otros usos que produzcan olores o emanaciones, dicha ventilación deberá activarse por medios mecánicos durante las horas de trabajo.”

3. METODOLOGÍA DE CÁLCULO

El aire debe circular desde los locales secos a los húmedos, para ello los comedores, dormitorios y salas de estar deben disponer de aberturas de admisión (rejas admisión) y los aseos, cuartos de baño y cocinas deben disponer de aberturas de extracción (rejas o bocas de extracción). Deben garanti-zarse aberturas de paso en las puertas o particiones entre los locales con admisión y los locales con extracción.

El caudal necesario de ventilación será el valor mayor del obtenido en el cálculo para la admisión (punto 4.1.) o para la extracción (punto 4.2.)

Se tendrán en cuenta las siguientes reglas:

· El número de ocupantes será de “1” por dormitorio indivi-dual y de “2” por dormitorio doble.

· El número de ocupantes en cada comedor o sala de estar será la suma de los contabilizados para todos losdormitorios.

· Las rejas de admisión se dimensionarán teniendo en cuenta el caudal total de ventilación necesario.

· Las rejas de extracción serán autorregulables para compen-sar la instalación.

Una vez determinado el caudal máximo, se corregirá el cau-dal inferior a fin de obtener los mismos caudales de entrada y de salida. (Corrección de caudales y selección de entrada de aire y bocas de extracción en punto 4.3.)

4. DESARROLLO DEL CÁLCULO

4.1 Captación a través de zonas secas

(*) En las cocinas con sistema de cocción por combustión o dotadas de cal-dera no estancas, este caudal se incrementa en 28,8 m3/h.(**) Caudal mínimo correspondiente a la extracción adicional específica de la cocina en el momento de la cocción (extracción con campana o remota).Normativa Española.

Caudal de ventilación mínimo exigido (Qv) en m3/h. Locales

Por ocupante Por m2 útil En función de otros parámetros

Dormitorios 18

Sala de estary comedores 10,8

Aseos ycuartos debaño

54

Cocinas 7,2 (*) 180 (**) 4.2 Captación a través de zonas húmedas

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4.3 Caudales corregidos

Cocinas y Baños SHUNT D SHUNT E

Caudal (m3/h) 361,80 484,56

Diámetro D (mm) 200 250

Velocidad máx. (m/s) 3,20 2,74

5. INSTALACIÓN PROPUESTA

Se recomienda la canalización de las extracciones mediante conductos verticales, según se indica en la siguiente tabla:

Tabla de caudales máximos en función del diámetro del conducto

DIÁMETRO (mm) 100 125 150 160 200 250 300 315 400 500 600

CAUDAL (m3/h) 110 175 250 290 450 700 1000 1100 1800 2800 4000

En el caso de conducir las extracciones mediante una dis-posición de conductos diferentes, el dimensionado de los conductos deberá permitir que se mantenga una velocidad máxima de 4 m/s en cada conducto. Para ello puede ser de interés la siguiente tabla:

Vivienda Diámetro Velocidad conducto máxima extracción (m/s) vivienda (d) (mm)

PORTAL B. 1º-A / 2º-A / 3º-A 125 2,73

PORTAL B. BAJA-A 125 2,78

PORTAL B. 1º-B / 2º-B / 3º-B 125 2,73

5.1 Croquis de la instalación propuesta

En él se muestra la disposición de conductos para realizar la evacuación a través de las zonas húmedas, de manera que los caudales sean recogidos en cada uno de los shunts especifi-cados (Shunt E – Shunt D).

5.1.1 Croquis Planta Baja(Ver Croquis 5.1)

5.1.2 Croquis Plantas Primera, Segunda y Tercera(Ver Croquis 5.2)

6. APARATOS RECOMENDADOS

6.1. Caja de ventilación centrífuga

6.1.1 Alternativa 1: 1 Caja de ventilación portal B

Caudal Caja de (m3/h) ventilación

PORTAL B 846,36 CACB-N 012 2/PI (Velocidad 2)

Caudal Caja de (m3/h) ventilación

SHUNT D 361,80 CACB-N 005 1/PI (Velocidad 2)

SHUNT E 484,56 CACB-N 008 1/PI (Velocidad 2)

Tipo Cantidad

ECA 45 21

Tipo Cantidad

BARJ 60 7

BARJ 75 7

6.1.1 Alternativa 2: 1 Caja de ventilación por cada Shunt

6.2 Entradas de aire

El conducto que recoja el caudal de extracción total de cada vivienda, deberá tener el diámetro (d) indicado en la siguiente tabla:

6.3 Bocas de extracción

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5.1.2 Croquis Plantas Primera, Segunda y Tercera

5.1.1 Croquis Planta Baja

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1. INTRODUCCIÓN

Uno de los pasos más importantes en un proyecto de refri-geración o aire acondicionado, es el diseño y montaje de las tuberías de refrigeración. Aún cuando los componentes del sistema sean de última generación o si el diseño de la red de tuberías está mal calculado o mal instalado, irremedia-blemente el sistema fallará y producirá serios daños al com-presor.

Las siguientes modalidades ofrecen un sistema rápido y sim-ple de instalación que está libre de problemas, si los grupos de tuberías están adecuadamente instalados.

En sistemas Split Comerciales y Residenciales, más allá de 15 metros se deberá tener especiales consideraciones para asegurar una performance satisfactoria del sistema. Un siste-ma inapropiadamente diseñado puede ser el resultado de una notable pérdida de capacidad o una falla de compresores.

La intención de este manual es presentar las prácticas ade-cuadas de ingeniería generalmente aceptadas. Las especifi-caciones y límites esbozados en este manual están sujetos a cambios y su diseño debe realizarse conforme a las normas locales.

2. INFORMACIÓN GENERAL

Las cuatro principales consideraciones en el diseño de líneas de refrigeración son:

-Costos de tuberías, refrigerante e instalación.-Caída de presión en las líneas.-Retorno de aceite. -Cantidad de refrigerante en el sistema.

El costo es, obviamente, la consideración que dicta que la menor cantidad de tubo posible a utilizar, resultará en un sistema con una caída de presión aceptable.

La caída de presión es importante desde el punto de vista del rendimiento de la instalación. Las siguientes consideraciones muestran los efectos de la caída de presión en los diversos componentes de un sistema de tuberías de refrigeración.

a) La caída de presión en las líneas de succión reduce la ca-pacidad y aumenta el consumo eléctrico. Para un sistema de aire acondicionado, 1 psi de caída de presión en las líneas de succión reduce la capacidad en aproximadamente, un 1%. La caída de presión en una línea de succión en la zona de 3 psi (3% de pérdida de capacidad) es generalmente aceptable y una caída de presión mayor de 10 psi (10% de pérdida de capacidad) es generalmente inaceptable.

DISEÑO Y MONTAJE DE TUBERÍAS DEL CIRCUITO FRIGORÍFICO

Traducción de Lennox Refrigerant Piping, Application Engineering & Service, Miscellaneus Nº 450119. Por Clemente Fabres Rucker de Thermo Servicios Ltda.

En algunas instancias (delineadas en este manual), si una caída de presión mayor (pérdida de capacidad) es aceptable para los requerimientos de la instalación, las líneas de refri-geración necesitarán ser diseñadas para una mayor caída de presión en orden a mantener el retorno de aceite.

La caída de presión en la línea de líquido no es significativa ya que el 100% del líquido es entregado en la válvula de expansión y la presión disponible es adecuada para producir el flujo adecuado.

La caída de presión debido a un tramo vertical debe ser agre-gada a las pérdidas por fricción, para determinar la caída de presión total. A temperaturas normales de líquido para R-22, una caída de presión de ½ psi por pié de tramo vertical, debe ser agregada.

El retorno de aceite es de suma importancia, tomando en cuenta que cierta cantidad de aceite está continuamente re-circulando con el líquido y se separa en el evaporador. El aceite debe retornar al compresor por arrastre con el vapor de refrigerante. La velocidad mínima debe ser del orden de 800 fpm (pies por minuto) en los tendidos horizontales y 1500 fpm en los verticales de succión.

El subenfriamiento del líquido debe ser, a lo menos, 10ºF al salir de la unidad exterior. Esto permitirá una caída de presión de 30 a 35 psi en la línea de líquido incluyendo la caída de presión debido a la pérdida por fricción en tramos horizonta-les y verticales.

Un contribuyente en la caída de presión en las líneas de refri-geración son los codos y fittings. Una buena práctica es utili-zar curvas de amplio radio en vez de codos de 90º de radio 0. La figura Nº1 muestra cómo pueden tenderse las tuberías para minimizar caídas de presión en paso bajo vigas.

Figura N1.

En sistemas con líneas sobre 50 pies (15 metros) y con una línea de succión de 7/8” OD (diámetro exterior) o menor, agregue 3 onzas (0,088 litros) de aceite por cada 10 pies (3,28 mts.) de línea sobre 50 pies (15 metros). Para sistemas con 1 1/8” OD o más diámetro, agregue 4 onzas de aceite (0,118 lts.) por cada 10 pies (3,28 mts.) sobre 50 pies (15 mts.)

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Cuando agregue aceite utilice viscosidades sobre 200 (ejem-plo 3G o 4G).

La principal causa de falla de un compresor es el golpe de líquido. Debido al refrigerante adicional que se requiere para llenar las líneas, la posibilidad de golpe de líquido se acre-cienta en líneas sobre los 50 pies (15 mts.) Es deseable utilizar líneas de líquido lo más pequeñas sin que resulte flash gas debido a la caída de presión.

Las líneas de líquido no deben estar en contacto con las líneas de vapor. Si el diseño de líneas de refrigeración significa 20 psi o más de caída de presión, la línea de líquido debe ser aislada en todos los lugares por donde pase a través de un ambiente con temperaturas superiores al refrigerante sub-en-friado.

Las líneas de refrigeración no deben ser enterradas en el suelo a menos que sean aisladas e impermeabilizadas. Líneas de co-bre sin aislar, enterradas en el suelo húmedo o bajo concreto pueden causar serias pérdidas de capacidad y operación errá-tica, como también fallas a corto plazo debido a la corrosión.

Por las razones anteriores, las líneas de refrigeración deben ser enterradas en conductos impermeables y térmicamente aisladas. Las líneas no deben estar en contacto con el suelo por ninguna razón y el conducto debe ser proyectado de tal forma que no le pueda entrar agua ni retenerla.

Las válvulas de expansión son mandatorias en todas las insta-laciones comerciales y domésticas con líneas sobre 15 metros y se deberá utilizar solamente tubería de cobre rígida, limpia y seca. Las líneas de cobre recocido están propensas a cur-varse en tendidos horizontales largos, codos, tees, coplas y otras juntas deben ser ejecutados en cobre duro y las curvas deben ser de radio largo.

Para uniones libres de filtraciones, limpie prolijamente el tubo y fitting y utilice soldadura apropiada con por lo menos 3% a 5% de plata (uso común 15%). Para prevenir oxidación interior en la tubería, es necesario hacer circular Nitrógeno seco durante el proceso de soldadura.

3. LIMITACIONES PARA SISTEMAS DE AIRE ACONDICIONADO

Las líneas sobre los 15 metros hasta 45 metros deben ser di-mensionadas de acuerdo al diagrama Figura N5.Las aplicaciones menores de 15 metros pueden utilizar orifi-cios de expansión o capilares.El largo máximo de verticales de succión no debe exceder de 45 metros y 15 metros verticales de líquido.

Cuando las líneas exceden los 15 metros, se debe instalar una válvula solenoide en la línea de líquido lo más cerca posible del evaporador. Si el compresor no está equipado con cale-factor de cárter, se debe instalar este elemento, aún más, se debe utilizar sólo válvula de expansión (orificios de expan-sión o tubo capilar no son aceptables).

En aplicaciones donde las líneas exceden de 23 metros, la válvula solenoide debe ser instalada con control de anti re-ciclaje y pump down (vaciado del lado de baja antes de la detención del compresor) LÍNEAS SOBRE LOS 45 METROS NO SON RECOMENDABLES.

4. LIMITACIONES PARA BOMBAS DE CALOR

Cuando las líneas exceden los 15 metros, una válvula de ex-pansión en la unidad interior y un acumulador de succión son

ambos requeridos. Estos elementos deben ser utilizados en to-das las instalaciones comerciales SIN IMPORTAR EL LARGO DE LAS LÍNEAS.

Muchas unidades son equipadas de fábrica con acumulado-res de succión por lo que NUNCA agregue un segundo acu-mulador. Si es necesario instalar un acumulador, éste debe ser apropiadamente dimensionado y debe ser instalado en la línea de succión entre la válvula inversora de ciclo y el compresor, aún más, cuando las líneas exceden los 15 metros debe instalarse un calefactor de cárter en el compresor si éste no ha sido suministrado por la fábrica.

NUNCA instale un filtro secador de líquido adicionalmente al suministrado por la fábrica debido al riesgo de una excesiva caída de presión y riesgo de instalación impropia. Si debe ins-talar un filtro secador de líquido en un sistema de bomba de calor, asegúrese que el refrigerante pueda circular en un solo sentido a través del elemento (filtro con válvula check).

SI LAS LÍNEAS DE REFRIGERACIÓN DE UNA BOMBA DE CALOR DEBEN EXCEDER LOS 30 METROS ES RECOMEN-DABLE NO EJECUTARLA.

Debe tenerse especial consideración en los sistemas bomba de calor cuando hay una diferencia en la elevación entre la unidad interior y la exterior.

Debido a la inversión de flujo de refrigerante desde el ciclo de calor al ciclo de frío, siempre debe considerarse una vertical de succión y líquido cuando se diseñan las líneas de refrige-rante.

El largo máximo de vertical de líneas de líquido no debe ex-ceder los 15 metros debido a la caída de presión estática de 25 psi. Caída de presión adicional debido a la fricción resulta-rá en una caída de presión total próxima a los 30 psi máximo que podría producir flashing gas.

Del mismo modo las líneas de succión no deben exceder los 15 metros debido a las limitaciones de las líneas de líquido. Si existe una diferencia en elevación entre las unidades interio-res y exteriores, las líneas de vapor deben ser dimensionadas como subidas de succión con la velocidad adecuada para el retorno de aceite.

Las válvulas solenoides son elementos unidireccionales, por lo que rara vez son utilizadas en bombas de calor. Si fuera necesario utilizarlas se requiere la instalación de una válvula check alrededor del solenoide para derivar el refrigerante en el ciclo de calefacción. NUNCA INSTALE UN SISTEMA DE PUMP DOWN en una bomba de calor.

5. DIMENSIONADO DE TUBERIAS A/C Y BOMBA DE CALOR

El primer paso en el diseño de un sistema de tuberías es de-sarrollar un esquema completo del sistema (posición relativa de las unidades condensadoras, evaporadores, largo de cada segmento del sistema de tuberías, largo de las verticales de succión y líquido, etc.)

Comience por realizar un dibujo del sistema incluyendo, lar-go de tuberías, número de curvas, tees, válvulas y cualquier otro elemento irregular o fitting que se necesite. Esta infor-mación será útil para determinar los largos equivalentes para calcular la caída de presión debido a la fricción.

El mismo método deberá aplicarse en ambos sistemas A/C y

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Bomba de Calor. Una línea de succión dimensionada para producir una adecuada velocidad para retorno de aceite y caída de presión con un mínimo de reducción de capacidad, funcionará adecuadamente como línea de gas caliente du-rante un ciclo de calefacción. También si existe diferencia de altura vertical entre la unidad interior y exterior, siempre hay que considerar elevaciones de líquido y vapor en el dimen-sionamiento, debido al flujo de retorno del refrigerante.

6. DISEÑO DE LÍNEA DE LÍQUIDO

A-1 CONSIDERACIONES

El propósito de la línea de líquido es transportar una colum-na de 100% líquido refrigerante desde el condensador hasta el elemento de expansión en el evaporador, sin gasificar. El valor de caída de presión en la línea de líquido depende del número de grados de subenfriamiento del líquido que deja el condensador, y la temperatura de saturación de condensa-ción. Si se conocen la temperatura de condensación y suben-friamiento se puede calcular la máxima caída de presión.

A-2 Máxima caída de presión (Ejemplo Nº 1)

Una unidad de alta eficiencia opera con una temperatura de 10ºF de subenfriamiento y 115ºF (245 psi), de temperatura de condensación. Encuentre la caída de presión máxima permi-sible en la línea de líquido.

Entre a la carta Presión/Temperatura en 115ºF temperatura de condensación menos 10ºF de subenfriamiento nos da 105ºF de líquido sub enfriado (212 psi. Más bajo de esta presión el líquido comienza a gasificar).

245 psi de presión de condensación menos 212 psi de líquido sub enfriado son 33 psi. La caída de presión máxima es de 33 psi.

Dos factores deben ser considerados cuando se dimensionan tuberías de líquido.

CAÍDA DE PRESIÓN EN LÍNEAS

Primero, la caída de presión a través de la línea de líquido no es especialmente crítica ya que se cuenta con una columna del 100% de líquido entrando al elemento de expansión.Casi siempre la generación de flash gas será determinada por la cantidad de caída de presión en la línea de líquido. Para calcular la caída de presión total en las líneas de líquido, lo siguiente debe ser determinado y sumado entre sí.

1. La caída de presión debido a la fricción en tubos, fittings y accesorios instalados en terreno, tales como: filtros secadores, válvulas solenoides u otros elementos. La caída de presión debido a fricción es, generalmente, menor que la caída debi-do a verticales pero debe ser considerada.

La caída de presión de los elementos instalados en terreno es, generalmente proporcionada por el fabricante del elemento y debe ser utilizada si está disponible.

2. Las caídas de presión debido a tendidos verticales (1 ½ psi x metro) es suficientemente alta y puede ser factor limitante en el diseño final del sistema.

PRESIÓN A TRAVÉS DE ELEMENTO DE EXPANSIÓN Y DIS-TRIBUIDOR

La presión del líquido entrando al elemento de expansión debe ser suficiente para producir el flujo requerido a través del elemento. Una caída de presión de 100 psi a través de la válvula de expansión y distribuidor es necesaria para producir un flujo completo a la capacidad establecida, por lo tanto, es necesario entregar el líquido refrigerante (libre de flash gas) a la válvula de expansión a un mínimo de 175 psi.

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PROCEDIMIENTO DE DISEÑO - PRIMER EJEMPLOSISTEMA SIMPLE

Dado una unidad condensadora de 10 TR (Toneladas de Refrigeración) insta-lada en el 1er piso, con un evaporador de 10 TR en el 3er piso y un total de 96 pies (29 metros), de tubería. La unidad está cargada para una temperatura de condensación de 125ºF con 10ºF de su-benfriamiento (280 psi R-22). Encuentre la dimensión de la tubería de líquido.

La figura Nº2 ilustra la relación entre el dimensionado de la línea de líqui-do y la caída de presión por cada 100 pies, rango de velocidad y tonelajes de capacidad. Cuando se utilizan válvulas solenoides, la velocidad no deberá exce-der de 300 pies/min para evitar golpes de líquido cuando se detiene la unidad.

Entre a la fig. 2 a la izquierda (capaci-dad enfriamiento Ton) y suba hasta la capacidad de enfriamiento del equipo y avance hacia la derecha al tubo de menor diámetro que no exceda de 300 fpm de velocidad.

SOLUCIÓN: Para un sistema de 10 Ton (tonelada), una línea de 5/8” OD con 4,5 psi/100 pies de caída de presión es seleccionada. Ahora, calcule la caída de presión debido a fricción y subida de líquido para determinar si esta selec-ción es adecuada.

La caída de presión de dos curvas debe Figura N°2.

ser adicionada a la ecuación. La caída de presión total para 96 pies de tubo de 5/8” OD, más 1 pie por cada curva equi-valen a un total de 98 pies equivalentes.

Figura N°3.

La figura 2 muestra que en un sistema de 10 Ton podemos esperar una caída de presión de 4,25 psi por cada 100 pies de tubería de 5/8” OD de cobre. Cuando nosotros multiplica-mos 4,25/100 por 98 pies equivalentes vemos que la caída de presión por fricción es de 4,17 psi. Ahora debemos adicionar la caída de presión por subidas verticales, que es de ½ psi por pie de subida. Cuando multiplicamos por 40 pies de vertical encontramos que la caída de presión debido a la subida es de 20 pies.

Finalmente hemos adicionado un filtro secador a la línea de líquido que tiene una caída de presión de 1 psi (esta cantidad es provista por el fabricante).

Sume los tres componentes de caída de presión para encontrar que el total en esta línea de 5/8” OD es de 25,17 psi. Ahora comparando los 25,17 psi de caída de presión a nuestro valor máximo encontramos que estamos en un rango aceptable, por lo tanto la línea de 5/8” OD es una buena selección pues está bajo el rango máximo de caída de presión, está en un rango satisfactorio de velocidad, utiliza el mínimo de refrige-rante y provee suficiente presión en la válvula de expansión.

PRIMER EJEMPLO – TUBERÍA DE MAYOR DIÁMETRO

Supongamos que se ha seleccionado una línea de ¾” OD con una caída de presión de 1,6 psi/100pies de largo.

Para el largo total equivalente se ha considerado un largo de línea de 96 pies más el equivalente del fitting (2 curvas de 90º a 1,25 pies c/u). El largo total equivalente es de 98,5 pies.

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La caída de presión por fricción sería de 1,6 psi/100 pies mul-tiplicado por 98,5 es igual a 1,57 psi. Cuando la caída de pre-sión debido a tramos verticales (20 psi) y la del filtro secador (1 psi) son agregados encontramos que la caída de presión total para la tubería de ¾” OD es de 22,57 psi.

Aún así, una línea de ¾” OD es menos adecuada. ¿Por qué?

La diferencia de caída de presión entre la tubería de 5/8” OD y ¾” OD es de sólo 2,35 psi. Además una tubería mayor hay que agregar 5,5 Lbs. de refrigerante al sistema. El riesgo de golpes de líquido se incrementará y la tubería de menor diá-metro es más económica. Por lo anterior se debe utilizar la tubería de menor diámetro.

B. DISEÑO DE LÍNEA DE SUCCIÓN

PRINCIPIOS

El propósito de la línea de succión es retornar el vapor refrige-rante y aceite desde el evaporador al compresor. EL DIMEN-SIONADO DE LAS LÍNEAS VERTICALES ES DE EXTREMA IMPORTANCIA. EL MOVIMIENTO DEL ACEITE EN EL IN-TERIOR DE LA TUBERÍA DEPENDE DE LA VELOCIDAD DEL GAS REFRIGERANTE EN LA SUPERFICIE DE LA TUBERÍA.

Mientras mayor sea la dimensión del tubo, mayor es la ve-locidad requerida en el centro para mantener una velocidad dada en la pared del tubo.

El diseño de la línea de succión ES CRÍTICO. El diseño debe minimizar las pérdidas de presión para obtener el máximo de eficiencia de la unidad y aún así proveer un adecuado retorno del aceite al compresor bajo todas las condiciones.

Debido a que el aceite se separa del refrigerante en el eva-porador, la velocidad de succión debe ser la adecuada para arrastrar el aceite hacia el compresor. Las líneas horizontales requieren un mínimo de 800 fpm de velocidad de arrastre. Las verticales de succión requieren 1200 fpm como mínimo y pre-feriblemente 1500 fpm sin importar el largo de la elevación.Figura N°4.

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La figura Nº 5 ilustra la relación entre el dimensionado de la línea de succión, la caída de presión por cada 100 pies, velocidad y tonelajes de capacidad. Esta carta es utilizada para determinar la caí-da de presión en la línea, la que después puede ser utilizada para determinar la pérdida de capacidad de la línea de suc-ción.

Esta carta puede también ser utilizada para determinar la velocidad en la línea y asegurar un adecuado retorno de acei-te al compresor.

Las subidas verticales no afectan signi-ficativamente la caída de presión, sin embargo, el sistema perderá un 1% de su capacidad por cada libra de caída de presión debido a fricción en la línea de succión. Este factor del 1% es usado para estimar la pérdida de capacidad de las líneas de refrigeración.

Para utilizar el factor del 1%, primero se debe usar la figura 5 para estimar la caída de presión en el “largo equivalente total” de las líneas que elija.

CONSIDERACIONES

Cuando un evaporador está localizado sobre o a nivel de la unidad conden-sadora, la línea de succión debe subir hasta el tope del evaporador. Esto ayuda a prevenir el retorno de líquido por mi-gración hacia el compresor durante el ciclo de detención. En la parte baja de todas las elevaciones verticales se debe instalar sifones (trampas).

Figura N°5.

Figura N°6.

En los sistemas de aire acondicionado, las líneas de succión horizontales deben estar niveladas con una pequeña incli-nación hacia la unidad condensadora. Se debe evitar puntos bajos u otros defectos que puedan recolectar aceite y es por esta razón que es necesario utilizar tubería rígida en tendidos horizontales largos.

Para asegurar el retorno de aceite se debe instalar un sifón (trampa) en la parte baja de cualquier subida de succión (re-cuerde, una línea de vapor en una bomba de calor, puede actuar como subida de succión cuando el flujo es invertido)

Figura N°7.

Cuando seleccione diámetros de líneas de vapor se deben tener en cuenta los siguientes puntos:

1. Se debe mantener una velocidad adecuada para asegurar un buen retorno de aceite.2. La pérdida de capacidad debe mantenerse dentro de los requerimientos. Los elementos instalados en terreno, tales como secadores de succión, silenciadores, etc., contribuyen a caídas de presión y pérdidas de capacidad. Estos valores deben ser incluidos en los cálculos del proyecto.

��F R I O Y CALOR

PROCEDIMIENTO DE CÁLCULO

Antes de dimensionar la tubería, confeccione un croquis completo con fittings, secadores, válvulas, etc. Mida el largo lineal de cada línea y determine el número de curvas, tees, válvulas, secadores, etc. Sume el largo equivalente de los fit-tings (Tabla 2) al largo lineal de tubería para obtener el largo equivalente total para determinar la pérdida por fricción.

Procedimiento de Cálculo – primer ejemplo

DADO: Una unidad condensadora de 5 TR (60.000 Btu/h) a nivel con su evaporador, con 65 pies de tubería y 8 curvas (como figura 7)

ENCUENTRE: Seleccione la dimensión del tubo de la figura 5. Esta figura ilustra la relación entre el diámetro de la tubería de succión, caída de presión por cada 100 pies, rango de velocidad y tonelaje de capacidad.

SOLUCIÓN: Entre a la figura 5 en la columna de la izquierda a 5 Ton y avance hacia la derecha al diámetro menor con una velocidad de 3000 fpm. La velocidad de la línea de suc-ción no debe exceder de 3000 fpm en orden a evitar posibles problemas de ruidos. Esta regla puede excederse un poco cuando sea necesario dar mayor velocidad para retornar el aceite verticalmente.

Se ha seleccionado una línea de 1 1/8” OD con una caída de presión de 2,8 psi por cada 100 pies y una velocidad de 1950 fpm. Ahora calcule la caída de presión debido a la fricción para determinar si esta selección es adecuada. 65 pies de tubería, más 8 curvas (1,8 pies equivalentes c/u de la Tabla 2) = 79,4 pies de largo total.

Cuando nosotros multiplicamos 2,8/100 x 79,4 pies equiva-lentes, vemos que la caída de presión total es de 2,22 psi. La línea de 1 1/8” OD, aparentemente, cubre los requisitos en la figura 5.

Encuentre la pérdida de capacidad en la línea de 1 1/8” para determinar la capacidad neta.

Los sistemas de Aire Acondicionado y Bombas de calor están basados en sistemas establecidos con 25 pies (7,6 mts.) equi-valentes de líneas de refrigeración operando bajo condicio-nes ARI, la figura 6 muestra que la caída de presión en 25 pies (7,6 mts.) debe ser sustraída del largo total equivalente.La caída de presión en 25 pies de un tubo de 1 1/8” OD es:2,8/100 multiplicado por 25 = 0,7 psi.La caída total de la línea es:2,22 psi menos 0,7 psi. = 1,52 psi.La pérdida de capacidad (figura 6 ) es:0,01 x 1,52 x 60.000 = 912 Btu/h o aproximadamente 1,5%.

Dimensionado de tuberia alternativo al primer ejemplo.

Supongamos se ha seleccionado una tubería de 7/8” OD con una caída de presión de 12 psi/100 pies.65 pies de tubería más 8 curvas (1,5 pies equivalentes c/u de la Tabla 2) = 77 pies de largo equivalente. La caída de presión total por fricción sería 12/100 multiplicado por 77 = 9,24 psi.

La caída de presión en 25 pies de una línea de 7/8” OD es:12/100 multiplicado por 25 = 3 psiLa caída total de presión es:9,24 psi menos 3 psi = 6,24 psi.La pérdida de capacidad (Figura 6 ) es:0,01 x 6,24 x 60.000 = 3.744 Btu/h o aproximadamente 6,24%.

Esta es una mala selección por dos razones:

1.- La alta velocidad puede causar ruidos excesivos en la lí-nea de succión.2.- La pérdida de capacidad puede ser no aceptable si el sis-tema es diseñado con poca tolerancia.

Procedimiento de dimensionado de línea de succión, segun-do ejemplo

Dado una unidad condensadora de 7 ½ TR con evaporador más abajo, 112 pies de tubería y 4 curvas. El tendido incluye 20 pies de subida vertical y 96 pies de tendido horizontal.

ENCONTRAR: Seleccionar la dimensión del tubo de la Fig.Nº 5

Figura N°8.

F R I O Y CALOR��

SOLUCIÓN: Una línea de 1 1/8” OD con una caída de pre-sión de 6 psi por 100 pies y 2900 fpm de velocidad es selec-cionada. Ahora calcule la caída de presión por fricción para determinar si ha sido una buena selección.

De la Tabla 2, cuatro curvas a 1,8 pies de largo equivalente = 7,2 pies equivalentes. Cuando se adiciona a los 112 pies de tubo, el largo total equivalente es de 119,2 pies (redondee a 120 pies).

Cuando multiplicamos 6/100 x 120 pies equivalentes tene-mos que la pérdida por fricción es de 7,2 psi.

Use la Tabla 5 para calcular la caída de presión en 25 pies de tubo de 1 1/8” OD. Ahora bien, 6/100 x 25 pies vemos que la pérdida por fricción es de 1,5 psi.

La pérdida de capacidad en el largo total equivalente de la tubería (usando figuras 5 y 6) = 1% x (7,2 - 1,5) x 90.000 Btu/h = 0,01 x (5,7) x 90.000 es igual a 5.130 Btu/h lo que significa un 5,7%.

Este método de cálculo muestra que es un sistema aceptable pero resulta en una apreciable pérdida de capacidad y efi-ciencia.

Tercer ejemplo con una unidad condensadora de capacidad variable de dos velocidades

Algunas instalaciones de capacidad variable pueden utilizar una sola subida de succión sin afectar seriamente la carga de diseño.

DADO: Una unidad condensadora de dos velocidades de 15 TR con evaporador de 15 TR

Capacidad con velocidad alta = 15TR Capacidad con velocidad baja = 9 TR

El sistema tiene su evaporador a 60 pies (18,3 mts.) más abajo y 40 pies (12,2 mts.) de distancia de la unidad condensadora en forma horizontal. Tiene una trampa de aceite en la parte inferior de la subida compuesta de 3 curvas. La trampa está compuesta con curvas de 90°.

Figura N°9.

ENCONTRAR: Determine si basta con una subida simple o es necesario una subida doble.

SOLUCIÓN: Seleccione la línea basado en la capacidad total de la unidad (15 TR)

1 5/8” OD con 3 psi cada 100 pies de caída de presión y

2600 fpm de velocidad (a total capacidad) es seleccionada. Entonces determine el largo equivalente del segmento para calcular la caída de presión.

60 pies verticales más 40 pies horizontales, más 4 curvas de 90º (2,8 pies equivalentes c/u) = 111 pies equivalentes, ve-mos que la caída por fricción es de 3,3 psi.Utilice la Tabla 5 para calcular la caída de presión en 25 pies de tubo de 1 5/8”. Cuando multiplicamos 3/100 x 25 pies vemos que la caída de presión por fricción es de 0,75 psi.La pérdida de capacidad en el largo total equivalente de la línea de refrigeración (usando las figuras 5 y 6) = 1% x (3,3 – 0,75) x 180.000 Btu/h = 0,01 x (2,55) x 180.000 = 4.590 Btu/h de pérdida y ésta determina que la pérdida de capaci-dad de la línea seleccionada es de 2,55%.

Capacidad en Baja Velocidad

Aparentemente, una línea de 1 1/8” OD es apropiada para un sistema operando a capacidad total. Ahora debemos de-terminar si este diámetro de tubo es apropiado para cuando el sistema funcione en baja velocidad (9 Ton).

Algunas unidades que operan en baja velocidad tienen una capacidad del 60% de la capacidad total (Lennox).

15 Ton. X 0,6 = 9 TonCuando una unidad de 9 Ton usa líneas de 1 5/8” OD indica que la velocidad es de 1500 fpm (Fig.5). Esta velocidad es suficiente para el retorno de aceite al compresor y llena el requerimiento para mantener, a lo menos, 1500 fpm en las subidas verticales.

Cuando comparamos las perfomances en alta y baja veloci-dad, en este caso encontramos que una sola subida de 1 5/8” OD puede ser utilizada y no se requiere doble subida.

Varias aplicaciones de velocidad variable pueden requerir una reducción en las subidas de succión para mantener una adecuada velocidad para el retorno de aceite en baja velo-cidad. Por ejemplo, un sistema de dos velocidades, normal-mente, utilizará una línea de succión de 1 1/8”OD (fig.5). Una subida de succión en este sistema puede ser reducido a 7/8”OD mientras el tendido horizontal puede usar tubería de 7/8”OD.

La figura 5 nos muestra el resultado de disminuir el diámetro de la subida de succión. Esta desventaja es que la velocidad en la subida excederá los 3000 fpm cuando la unidad fun-cione a plena capacidad (potencial transmisión de ruidos). Adicionalmente la caída de presión en la línea más pequeña será significativamente más alta (pérdida de capacidad).

La ventaja de una línea más pequeña es que garantiza sufi-ciente velocidad para el retorno de aceite cuando se opera con capacidad reducida. Si reduciendo el diámetro de la su-bida de succión, la caída de presión es inaceptable, el siste-ma debe ser proyectado con doble subida de succión.

Cuarto ejemplo: dimensionado de succión capacidad varia-ble, by-pass de gas caliente

Existen dos tipos básicos de kits de by-pass de gas caliente.

El más deseable es el tipo que alimenta el gas caliente desde la descarga del compresor a una conexión en el distribui-dor en el evaporador. Cuando se instala de esta manera se


mantiene un flujo completo de gas de succión en la línea y seguirá los procedimientos estándar descritos en las seccio-nes previas.

El segundo tipo de by-pass de gas caliente es instalado y co-nectado dentro de la unidad condensadora en la que el gas de la descarga del compresor y líquido son derivados a la válvula de by-pass de gas caliente e inyectado directamente en la línea de succión. Este método reduce el flujo a través del evaporador y línea de succión.

CUANDO USAR DOBLE SUBIDA DE SUCCIÓN

Si una unidad condensadora puede descargar más del 50%, tanto por un by-pass de gas caliente (run-around cycle) u otro método mecánico, podría requerirse doble subida de suc-ción.

Si la unidad condensadora descarga menos del 50% las lí-neas de succión pueden, generalmente, ser dimensionadas de acuerdo con las secciones anteriores. Si la velocidad de suc-ción es lo suficientemente alta para retornar el aceite, cuando la unidad opera a capacidad reducida, generalmente no se requiere de doble subida.

En general, dobles subidas son requeridas cada vez que la mí-nima carga en el compresor no crea la suficiente velocidad en las subidas de succión para retornar el aceite al compresor. Doble subida es también necesaria cada vez que la caída de presión o velocidad es excesiva en una subida simple.

CÓMO FUNCIONA LA DOBLE SUBIDA DE SUCCIÓN

La figura 10, muestra una típica instalación con doble subida de succión.

Una trampa de aceite debe ser instalada entra las dos subidas de succión. Durante el funcionamiento a carga parcial (fig 11), cuando la velocidad del gas no es suficiente para retornar el aceite en las dos subidas, la trampa se llena gradualmente con aceite hasta que la segunda subida es sellada. Cuando esto ocurre el vapor sube solamente por la primera subida. Con la utilización de solo la primera subida hay suficiente velocidad para retornar el aceite. LA TRAMPA DEBE SER DI-MENSIONADA PARA RETENER UN MINIMO DE ACEITE, ya que de otra manera puede acumular suficiente aceite como para afectar el nivel del compresor cuando funcione con car-ga parcial. La segunda subida de succión debe entrar al circuito principal de succión con una trampa invertida para evitar que entre aceite a esta segunda línea durante el funcionamiento a carga parcial.

EJEMPLO DE CÁLCULO

DADO: Unidad condensadora de 10 TR con by-pass de gas caliente o descargadores mecánicos capaces del 65% de des-carga. El evaporador está localizado a nivel más bajo de la unidad condensadora y el tendido de tuberías requerirá 57 pies (17,37 mtrs) lineales, sin doble subida, utilizará sólo dos curvas de 90º.

ENCONTRAR: 1. Dimensionar tubería para tendido horizontal y subidas.2. Determinar si es necesario doble subida.3. Dimensione la doble subida para un buen funcionamien-to.

SOLUCIÓN: Dimensione cada segmento basado en las TR que fluirá en el segmento.Capacidad completa: 10 TR mínima carga es 35% de 10 TR = 3,5 TR.La diferencia entre la capacidad total y parcial es de 6,5TR.

De la figura 5, seleccione un tubo para capacidad TOTAL; 1 3/8” OD con 3,3 psi de caída de presión por cada 100 pies de largo y 2400 fpm de velocidad. Ahora, utilizando la figura 5, encuentre la velocidad para el tubo seleccionado para carga parcial. La velocidad es de aproximadamente 850 fpm.

Esta velocidad es suficiente para retornar aceite en tramos ho-rizontales pero NO en los tramos verticales.

Figura N°10.

Figura N°11.

Figura N°12.

Si nosotros dimensionamos este sistema, simplemente redu-ciendo el tubo a 11/8” OD, encontraríamos que la velocidad en la subida es excesiva (3800 fpm) cuando el sistema esté funcionando a capacidad plena. Como resultado de lo ante-rior, concluimos que este sistema necesita doble subida.

En la instalación de la doble subida se necesitarán 5 curvas y dos Te.


DIMENSIONADO DE LA SUBIDA MENOR (CARGA REDUCIDA)

Esta unidad produce 3,5TR a mínima capacidad. Seleccio-ne de la figura 5, una línea de 7/8” OD (línea más pequeña con velocidad aceptable). Cuando el sistema esté operando a 3,5TR, esta línea operará a 2500 fpm producirá 6 psi de caída de presión por 100 pies.

DIMENSIONADO DE LA SUBIDA MAYOR

La línea mayor lleva 6,5 TR de capacidad a plena carga. Se-leccione de la figura 5 una línea de 1 1/8” OD. Cuando opere a 6, 5 ton de capacidad, esta línea operará a 2500 fpm y pro-ducirá 4,5 psi de caída de presión por 100 pies.Posteriormente debemos determinar si las dimensiones de las líneas seleccionadas corresponden a una caída de presión sa-tisfactoria entre la unidad condensadora y el evaporador.

Comience encontrando el largo total equivalente de la subida (B) más larga: 15 pies de tubería, más 2 tees (equivalente a 4,5 pies c/u) más 4 curvas (1,8 pies equivalentes c/u) = 31,2 pies.

Ahora determine el largo equivalente del ramal más corto (A): 15 pies de tubo más 1 codo (1,5 pies equivalentes) más 1 Te (3,5 pies equivalente) más 1 Te a 1,0 pies equivalentes) = 21 pies

Use el largo total equivalente de cada subida para establecer la caída de presión de cada una de éstas. Para la subida B 1 1/8 DE con 6,5 ton de capacidad tiene 4,5 psi de caída de presión por 10 pies. Cuando multiplicamos 4,5/100 x 31,2 pies equivalentes vemos que la caída de presión total por fric-ción es de 1,4 psi.

Para la subida menor (A) 7/8” OD con 3,5 ton de capacidad, tiene 6 psi de caída de presión por 100 pies. Multiplicando 6/100 x 21 pies equivalentes, vemos que la caída de presión total por fricción es de 1,26 psi.

La caída de presión total es igual a la proporción de ambas caídas de presión 1,4 + 1,26 = 2,66/2 = 1,33 psi de caída de presión a través de ambas subidas.Encuentre la caída de presión en el tendido horizontal: 1 3/8” OD a 10 ton de capacidad tiene 3,3 psi de caída por cada

100 pies de largo. Multiplicando 3,3/100 x 61 pies, el total de caída de presión es de 2,01 psi.

Sumando ambas caídas de presión 2,01(horizontal) + 1,33 (proporcional de subidas) = 3,34 psi.

Use la Tabla 5 para calcular la caída de presión en 25 pies de 1 3/8” OD. Cuando multiplicamos 3,3/100x25 pies, la caída de presión por fricción es de 0,825 psi.

La pérdida de capacidad en el largo equivalente total es igual a 1% x (3,34 – 0,825) x 90.000 Btu/hBtu/h de pérdida = 0,01 x 2,515 x 90.000 = 2.363,5 Btu/h, equivalentes al 2,5% de pérdida de capacidad.

Figura N°13.


Figura N°14. Figura N°15

Figura N°17

Tabla N° 3

Figura N°16


En este ejemplo todos los evaporadores están localizados so-bre la unidad condensadora. Este sistema está equipado con evaporadores de 2 Ton, 5 Ton, y 3 Ton en orden superior a inferior.

DADO: Unidad condensadora de 1 velocidad, de 10 TR en piso con tres evaporadores sobre el condensador.

ENCONTRAR: Seleccionar tuberías desde Tabla Nº 2.

SOLUCIÓN: Dimensione cada segmento basado en las TR que fluirán en el segmento.

SEGMENTO A-B

Primero resuelva el segmento A-B (10TR). La Tabla 2, indica que para un sistema de 10 TR se debe seleccionar un tubo de 5/8” OD (línea más pequeña con velocidad aceptable). La Tabla 2 también indica que la línea de 5/8” tiene una caí-da de presión de 4,3 psi / cada 100 pies de largo. Entonces determine el largo equivalente del segmento para calcular la caída de presión.

21 pies (6,4 mts.) de tubería, más 3 curvas de 90º( 1 pie equi-valente c/u) más 1 Te (0,8 pies equivalentes) = 24,8 pies de largo equivalente {redondear a 25 pies(7,6 mts.)} de largo equivalente.

Cuando multiplicamos 4,3/100 por 25 pies equivalentes ve-mos que el total de la pérdida por fricción es de 1,1 psi.Ahora debemos agregar la caída de presión por la subida ver-tical. La caída de presión para R-22 es 0,5 psi por pie de subida vertical. Multiplicamos por 10 pies de subida vertical y tenemos que la caída de presión debido a subida es de 5 psi. Sumando los dos componentes tenemos que la caída de presión en una línea de 5/8”DE es de 6,1 psi.

SEGMENTO B-C

El segmento B-C tiene una capacidad de 3TR. La Tabla 2 in-dica que un sistema de 3TR debe usar una línea de 3/8”OD (diámetro más pequeño con velocidad aceptable). Ahora de-termine el largo equivalente del segmento para calcular la caída de presión.De la Tabla 2 una línea de líquido con una capacidad de 3 TR tiene una caída de presión de 8,3 psi x cada 100 pies de largo. Cuando multiplicamos 8,3/100 x 4 pies equivalentes vemos que la caída de presión es de 0,33 psi.

SEGMENTO B-D

B-D tiene una capacidad de 7TR. Seleccione de la Tabla 2 una tubería de 5/8” OD (línea más pequeña con velocidad aceptable). Entonces determine el largo equivalente del seg-mento para calcular la caída de presión.

10 pies (3,04mts), más una T (segmento recto a 0,8 pies de largo equivalente)= 10,8 pies (3,29mt), redondeamos a 11 pies de largo equivalente.De la Tabla 2, una línea de 5/8” OD con 7 TR de capacidad tiene una caída de presión de 2,3 psi por 100 pies (30,5mts) de largo. Multiplicamos 2,3/100 por 11, tenemos una pérdida por fricción de 0,25 psi.

Ahora debemos adicionar la caída de presión para subida vertical de R-22, es de 0,5 psi por pie de subida. Cuando multiplicamos por 10 pies de subida vertical tenemos que la caída de presión debido a la subida es 5 psi. Sumamos los

DIMENSIONADO DE LÍNEAS DE LÍQUIDO CON EVAPO-RADORES MULTIPLES

Ocasionalmente podemos tener la conexión de más de un evaporador a una unidad condensadora. El método de dimen-sionado que se describe a continuación, es para un sistema con evaporadores múltiples funcionando simultáneamente.

Figura N°18


componentes de caída de presión y tenemos que en la línea de 5/8” OD es de 5,25 psi.

SEGMENTO D-E

El segmento D-E tiene una capacidad de 5 TR. Seleccione de la Tabla 2 una línea de 1/2” OD. Entonces determine el largo equivalente del segmento para calcular la caída de presión.40 pies (12,2mts) de tubería más una T (derivación a 2,0 pies de largo equivalente) = 42,0 pies (12,8mts) de largo equiva-lente.

De la Tabla 2 una línea de líquido con 5 TR de capacidad tiene 4,6 psi de caída de presión por cada 100 pies de largo. Multiplicamos 4,6psi/100 por 42 pies de largo equivalente, tenemos que la caída de presión por fricción es de 1,93 psi.En este segmento el único componente de caída de presión es 1,93 psi.

SEGMENTO D-F

El segmento D-F tiene una capacidad de 2TR. Seleccione de la Tabla 2 una línea de líquido de 3/8” OD (menor diámetro con velocidad aceptable).12 pies de tubería (3,7mts), más una curva 90º (0,8 pies largo equivalente) = 12,8 pie de largo; redondeamos a 13 pies.De la Tabla 2 la línea de líquido de 3/8” OD con 2 ton de capacidad tiene 4 psi de caída de presión por 100 pies de largo.

4/100 x 13 pies de largo, tenemos 5,52 psi de caída de pre-sión.

RESUMEN

Ahora debemos determinar si el dimensionado de las líneas de líquido seleccionadas tiene una caída de presión satisfac-toria entre la unidad condensadora y cada evaporador. Para esto, sólo debemos sumar la caída de presión de cada seg-mento. Recuerde que la caída de presión total entre la unidad condensadora y evaporadores debe ser menor a 30 psi.

CAIDA DE PRESIÓN TOTAL: AC = AB+BC AC = 6 + 0,33 = 6,33 psi (Aceptable). AE = AB + BD + BC AE = 6 + 5,25 + 0,33 = 11,58 psi (Aceptable).

AF = AB +BD + DF AF = 6 + 5,25 + 5,52 = 16,77 psi (Aceptable).

DIMENSIONADO DE LÍNEA DE SUCCIÓN

Cuando una unidad condensadora es conectada a más de un evaporador, hay reglas adicionales que debemos seguir cuando diseñamos las tuberías de refrigeración Estas reglas son aplicables a serpentines separados en unidades maneja-doras de aire separadas como también a serpentines separa-dos en una sola manejadora de aire.

Primero, la carga total de los evaporadores debe por lo menos, ser igual a la capacidad de la unidad condensadora. Cuando los evaporadores en diferentes niveles son conectados a una sola matriz, la línea de succión desde cada serpentín debe subir al tope del serpentín antes de unirse a la matriz. Final-mente todas las conexiones a una matriz de succión deben

entrar con una vuelta por la parte superior de la matriz para evitar la entrada de aceite a las subidas durante el período de detención.

Figura N°19.

EJEMPLO: DIMENSIONADO DE SUCCIÓN CON EVAPO-RADORES MULTIPLES

En los sistemas con evaporadores múltiples, operando si-multáneamente conectados a una unidad condensadora, las líneas de succión deben dimensionarse en forma similar al método usado para las líneas de líquido. Cada segmento es dimensionado según la carga en ton de refrigeración fluyen-do en el segmento.

En este ejemplo, todos los evaporadores están localizados sobre la unidad condensadora por lo que ninguno tiene efec-tos de subidas de succión. Es sistema está equipado con eva-poradores de 2 tons, 5 tons, y 3 tons, en orden superior a inferior en altura.

Dado una unidad condensadora de 10 ton, conectada a 3 evaporadores sobre la unidad, operando simultáneamente.ENCONTRAR: Seleccionar tuberías según Tabla Nº 5.SOLUCIÓN: Dimensione cada segmento basado en las ton de refrigeración que fluirá en el segmento.

Figura N°20.


SEGMENTO A-B

Primero resuelva el segmento A-B (10 ton). Seleccione de la Tabla 5 una línea de 1 3/8” OD (la menor línea de succión con velocidad aceptable). Después determine el largo equi-valente para calcular la caída de presión.21 pies (6,4 mts) de tubería, más 3 curvas de 90º a 2,4 pies de largo equivalente c/u, más una T (lado recto) a 1,8 pies equivalentes) = 30 pies.

De la Tabla 5 una línea de 1 3/8” OD con 10 ton de capaci-dad tiene 3,3 psi de caída de presión.

Multiplicamos 3,3/100 x 30 = 0,99 psi de caída de presión por fricción.

SEGMENTO B-C

B-C tiene una capacidad de 3 ton. Seleccione de la Tabla 5 una línea de 3/4” OD (mínimo diámetro con velocidad acep-table). Note que la Tabla 5 muestra que una línea de 3/4” OD tiene una significativa caída de presión por 100 pies de largo.

Si el segmento B-C fuera de mayor largo, la caída de presión reduciría significativamente la capacidad por lo que habría que aumentar el diámetro de la línea a 7/8” OD. Determine el largo equivalente del segmento para calcular la caída de presión.

2 pies de tubería, más una “T” (boca de derivación = 3,5 pies) más 6 curvas (1,25 pies equivalentes c/u) = 13 pies de largo equivalente.

De la Tabla 5 una línea de succión de 3/4” OD con 3 ton. de capacidad tiene 8,5 psi de caída de presión x 100 pies de largo.

8,5/100 x 13 = 1,11 psi de caída de presión.

SEGMENTO B-D

B-D tiene una capacidad de 7 ton de la Tabla 5 seleccione una línea de 1 1/8” OD.

10 pies de tubo, más una “T” con 1,5 pies de largo equivalen-te = 11,5 pies equivalentes.

De la Tabla 5, una línea de 1 1/8” OD con 7 ton de capa-cidad tiene 5,2 psi de caída de presión x 100 pies de largo. 5,2/100 x 11,5 = 0,6 psi de caída de presión por fricción.

SEGMENTO D-E

D-E tiene una capacidad de 5 ton. Seleccione de la Tabla 5 una línea de 1 1/8” (menor diámetro con velocidad acepta-ble). Determine el largo equivalente del segmento para cal-cular la caída de presión.

40 pies (12,2 mts.) de tubería, 1 “T” (boca de derivación) con 4,5 pies largo equivalente, más 6 curvas 90º con 1,8 pies de largo equivalente c/u = 55,3 pies de largo.

De la Tabla 5, una línea de 1 1/8” OD con 5 ton de capaci-dad tiene 2,8 psi de caída de presión cada 100 pies. 2,8/100 x 55,3 = 1,55 psi de caída de presión.

SEGMENTO D-F

D-F tiene una capacidad de 2 ton. Seleccione una línea de 5/8” OD (menor diámetro con velocidad aceptable). Después determine el largo equivalente.

12 pies (3,7 mts.) de tubería más 7 curvas de 90º (1,3 pies de largo equivalente c/u) = 21,1 pies de largo. De la Tabla 5 con 2 ton de capacidad tiene 12 psi/100 de caída de presión.

12/100 x 21,1 = 2,53 psi caída de presión.

Aquí también la caída de presión y la resultante de la pérdida de capacidad se acercan a niveles significativos.

Sería más apropiado seleccionar una línea de 3/4” OD en orden a limitar las pérdidas de capacidad. Ahora el largo equivalente es de 20,75 pies. De la Tabla 5, una tubería de 3/4” OD con 2 ton de capacidad tiene 4,2 psi por 100 pies de largo.

4,2/100 x 20,72 = 0,87 psi.

RESUMEN

Ahora debemos determinar si las líneas seleccionadas serán satisfactorias en caída de presión desde la unidad condensa-dora y cada evaporador.

Para hacer esto sume el total de cada una de las caídas de presión de los segmentos desde la unidad condensadora y cada evaporador. Después convertiremos la caída de presión en pérdida de capacidad para cada uno de los evaporado-res. RECUERDE QUE HAY APROX. UN 1% DE PÉRDIDA DE CAPACIDAD POR CADA LIBRA DE CAIDA DE PRESIÓN EN LA LÍNEA.

EVAPORADOR DE 3 TON.

Caída de presión total AC = AB + BC 0,99 x 1,11 = 2,1 psi.1% pérdida de capacidad x cada libra de caída de presión 0,01 x 2,1 x 36.000 Btu/h = 756 Btu/h


Caída de presión total AE = AB + BD + DE 0,99 + 0,60 + 1,55 = 3,14 psi 1% pérdida de capacidad x libra de caída de presión 0,10 x 3,14 x 60.000 Btu/h = 1.884 Btu/h de pérdida


Caída de presión total AF = AB + BD + DF

Con tubería de 5/8” OD en DF 0,99 + 0,60 + 2,53 = 4,12 psi

Con tubería de 3/4” OD en DF 0,99 + 0,60 + 0,87 = 2,46 psi

1% pérdida de capacidad x libra de caída de presión a) 0,01 x 2,46 x 24.000 Btu/h = 590 Btu/h con tubo de 3/4” OD b) 0,01 x 4,12 x 24.000 Btu/h = 989 Btu/h con tubo de 5/8” OD


Figura N°21. Figura N°22.

Cuando decidamos cuál línea deberíamos usar en DF, com-pare la pérdida de capacidad con la capacidad requerida. Use tubos de mayor diámetro si la pérdida de capacidad es necesaria para satisfacer los requerimientos de la obra.

Si los segmentos de estos evaporadores fueran significati-vamente más largos, resultando una pérdida de capacidad excesiva, se pueden seleccionar líneas de succión de mayor diámetro, mientras se mantenga una velocidad satisfactoria para el retorno de aceite.

Después de estudiar la presente exposición, se desprende que el diseño de las tuberías de refrigeración es de suma im-

portancia y no sacamos nada con tener equipos de excelentes marcas y tecnología de punta si no diseñamos adecuadamen-te la red de tuberías.

DIVERSOS TIPOS DE DISPOSITIVOS DE EXPANSIÓN.

Figura N°23. Figura N°24.

Figura N°25.

F R I O Y CALOR�0

El control inapropiado del refrigerante líquido en un aplicación particular es una de las principales anomalías que puede des-encadenar la rotura prematura de un compresor en una instalación frigorífica. La presencia de “líquido” en el interior de un compresor se pone siempre en evidencia por la rotura de ciertos componentes internos tales como bielas, válvulas de aspira-ción o incluso juntas de culata. Sin embargo, el refrigerante líquido puede ser también el responsable de que en un compresor se produzcan otro tipo de averías que no siempre son correctamente asociadas con la presencia de dicho refrigerante. Suele ser una práctica habitual el relacionar cualquier fallo de un compresor por falta de lubricación (desgastes o gripado de com-ponentes) con fallos en sus sistemas de engrase o con la pérdida de aceite en el cárter más que con la presencia en éste del refrigerante en estado líquido.

REFRIGERANTE LÍQUIDO EN LAS INSTALACIONES DE REFRIGERACIÓN Y AIRE ACONDICIONADO Efecto sobre el compresor y formas de prevención

Autores: Floriano Servizi, Copeland Italia y Julio Ferradal, Ingeniero de Aplicación de Copeland Ibérica CIB,publicado anteriormente en El Instalador.

Un compresor es un dispositivo mecánico que ha sido dise-ñado exclusivamente para trabajar con una pequeña y deter-minada cantidad de refrigerante líquido. Fabricar un com-presor capaz de manejar una cantidad superior requeriría,

sobre todo, establecer un compromiso entre diferentes facto-res tales como las dimensiones, el peso, la eficiencia, el ruido y sobre todo el coste. Para cada compresor siempre existen unos valores límite relativos a la máxima cantidad de líquido


que éste puede tratar, siendo dichos límites dependientes de factores tales como el volumen interior del cárter, la carga de aceite, el tipo de circuito e incluso las condiciones de funcionamiento.

El riesgo de que en una instalación aparezcan problemas re-lacionados con el líquido está ligado inexorablemente a las características de funcionamiento particulares de cada apli-cación concreta y a los defectos o fallos que se puedan pre-sentar en la misma. En lo relativo a este último apartado de defectos, éstos son tan sólo algunos de los más usuales:

·Carga excesiva de refrigerante.·Evaporadores bloqueados de hielo.·Filtros de aire del climatizador sucios u obstruidos.·Ventilador del evaporador bloqueado.·Tubos capilares o restrictores incorrectamente seleccionados.·Selección o ajuste erróneo de la válvula de expansión.·Migración del refrigerante durante los largos periodos de parada.

RELACIÓN ENTRE EL REFRIGERANTE Y EL ACEITE

Para analizar correctamente las causas del mal funcionamien-to de una instalación y determinar con certeza si la misma está protegida apropiadamente o no, es esencial comprender cuál es la interrelación que existe entre el refrigerante y el aceite en un circuito frigorífico. En un compresor de refri-geración, el aceite y el refrigerante líquido se pueden mez-clar en una proporción que depende fundamentalmente de las condiciones de presión y temperatura del recinto en el cual ambos componentes se encuentren almacenados. Igual-mente, en un circuito frigorífico también existe siempre una pequeña cantidad de aceite que circula con el vapor refrige-rante a través de la instalación sin que ambos elementos se mezclen aparentemente.

Para analizar correctamente las causas del mal funciona-miento de una instalación, es esencial comprender cuál es la interrelación entre el refrigerante y el aceite en un circuito frigorífico

existe también una cierta atracción química, lo que explica que en ocasiones podamos constatar este fenómeno de mi-gración aún cuando no exista una apreciable diferencia de presión que explique tal anomalía.

Cuando la presión de una mezcla saturada de refrigerante y de aceite disminuye súbitamente, tal y como ocurre en el cárter del compresor durante su arranque, la máxima canti-dad de líquido refrigerante que dicho aceite puede absorber tiende a reducirse considerablemente. La evaporación brusca del excedente de refrigerante generado como consecuencia de esta alteración va a dar lugar a la formación de una espu-ma (mezcla aceite-gas) que al ser aspirada por el compresor puede favorecer la salida de aceite del mismo. Una situación extremadamente peligrosa que puede conducir al fallo pre-maturo del compresor, ya sea bien por la aparición de un golpe de líquido o por un defecto en la lubricación (el com-presor se queda sin aceite).

Debemos considerar que no toda la espuma que puede apa-recer en el cárter de un compresor es el resultado de un ex-ceso de refrigerante líquido en el mismo. La natural agitación del aceite como consecuencia de la aspiración de la bomba de engrase también puede en ocasiones dar lugar a un fenó-meno similar.

La presencia de líquido en el interior de un compre-sor puede ocasionar numerosas averías, que a menu-do se asocian a la falta de lubricación

En este caso, el gas refrigerante es el responsable de “arras-trar” el aceite a través de las tuberías, siendo su velocidad el parámetro crítico que asegura que el aceite no se acumule en determinados puntos del sistema.

En instalaciones con bajas temperaturas de evaporación, el riesgo de que el aceite se acumule y, por tanto, no retorne al compresor se recrudece, ya que la viscosidad de éste aumen-ta a medida que disminuye su temperatura.

Durante la parada de una instalación, dependiendo de la di-ferencia de temperatura que existe entre el compresor y el resto del sistema, siempre puede suceder que una pequeña cantidad de refrigerante en forma de vapor se desplace hasta el cárter del compresor y una vez allí condense en el inte-rior del mismo. Este es un proceso que siempre se mantiene hasta que el aceite se satura completamente de refrigerante líquido.

Una de las características de la relación entre el refrigerante y el aceite viene determinada por el hecho de que entre ambos

Normalmente, la presencia de una excesiva cantidad de refri-gerante líquido en el cárter del compresor suele ser detectada por el presostato diferencial de aceite, debido principalmente a que existe una relación entre dicha presencia y la dismi-nución de la presión del aceite a la salida de la bomba de engrase. Este hecho se explica por la restricción en el flujo de aceite que entra a la bomba como consecuencia de la evapo-ración del refrigerante a la entrada de la misma.

Es importante tener en cuenta que el refrigerante líquido en el interior del cárter de un compresor no sólo reduce el flujo de aceite en circulación a través de sus diferentes componentes mecánicos, sino que al mismo tiempo merma la capacidad de lubricación del propio aceite como consecuencia de la disminución de su viscosidad.

El disparo del presostato diferencial, cuando el nivel de la mezcla de refrigerante y aceite en el visor es el adecuado, es una situación anómala que aún hoy día sigue sorprendiendo a algunos técnicos de servicio, pero a la que conviene prestar una especial atención. La activación reiterada del presostato diferencial de aceite no es una maniobra que a corto plazo o de forma inmediata pueda dañar al compresor. En cambio, los cortos periodos de funcionamiento sin la lubricación co-rrecta van a determinar los cojinetes del compresor o bien otros componentes que se desgasten prematuramente.

Los problemas con el refrigerante líquido se pueden manifes-tar de diferentes formas y por diferentes motivos. Analicemos


a continuación algunas de las características más importantes de cada uno de ellos:

MIGRACIÓN DEL REFRIGERANTE

La migración es un término utilizado para describir el proce-so por el cual el refrigerante líquido se acumula en el cárter de un compresor durante los largos períodos en los cuales éste permanece inactivo. Dicho fenómeno se suele poner de manifiesto sobre todo cuando la temperatura del compresor es inferior a la del evaporador, una condición que determina que se establezca una pequeña diferencia de presión y que, por lo tanto, desencadene que el refrigerante se desplace des-de el lado más caliente a la parte más fría de la instalación.

Si bien es de esperar que la migración pudiera ser más acusa-da durante la estaciones más frías, es importante considerar que ésta puede suceder en cualquier época del año incluso a temperaturas más moderadas, especialmente en sistemas split de bomba de calor que estén provistas de largas líneas de re-frigerante. La migración del refrigerante es un fenómeno que se pone de manifiesto siempre que una instalación se detiene y permanece en este estado durante varias horas, sobre todo como consecuencia de la natural atracción química que exis-te entre el refrigerante y el aceite anteriormente citada.

Un exceso de refrigerante líquido en el cárter puede ser el responsable de la aparición de golpes de líquido en el arran-que de un compresor, con la consiguiente rotura de ciertos elementos mecánicos, o incluso, de que se evidencie el gri-pado del eje o cigüeñal del compresor.

Esta última avería no sólo estaría justificada por un defecto de lubricación, debida al menor caudal o viscosidad del aceite, sino que podría manifestarse también en el caso de que el re-frigerante actuase como “agente de limpieza” eliminando el aceite que recubre la superficie de los cojinetes de dicho eje (el refrigerante líquido disuelve y arrastra el aceite).

RETORNO CONTINUO DE REFRIGERANTE LÍQUIDO

El funcionamiento errático de la válvula de expansión ter-mostática o la rotura de un ventilador son causas que pueden originar que una cierta proporción de refrigerante líquido, al no haberse vaporizado completamente en el evaporador, lle-

gue directamente al interior de un compresor.

Un retorno continuo de líquido al compresor puede producir un desgaste prematuro en sus partes móviles como conse-cuencia tanto de la “limpieza” del aceite de la superficie de dichos componentes como por efecto de la dilución (menor viscosidad y menor caudal de aceite en circulación). Los rei-terados disparos del presostato diferencial así como la dismi-nución del nivel de aceite en el cárter del compresor, podrían ser síntomas de la presencia incipiente de esta anomalía.

La activación del presostato diferencial tiene que ser consi-derada siempre por el técnico de servicio como una señal de advertencia que indica que el compresor ha operado sin la presión de aceite suficiente y que, en consecuencia, es nece-sario una rápida intervención para asegurar su corrección.

GOLPES DE LÍQUIDO

Generalmente se suele utilizar este término para describir la llegada de una gran cantidad de refrigerante líquido al inte-rior del compresor, sobre todo a la zona donde tiene lugar la compresión.

Los golpes de líquido en un compresor se suelen manifestar por un fuerte ruido metálico acompañado generalmente por fuertes vibraciones.

Normalmente, este tipo de anomalía se suele evidenciar en el compresor con la presencia de ciertos componentes mecá-nicos completamente destruidos (válvulas, bielas y juntas en compresores de pistón y espirales en compresores Scroll).La existencia previa de fenómenos de migración de refrige-rante es una de las causas más habituales que suelen poner de manifiesto la presencia de golpes de líquido en la fase de arranque de un compresor. Igualmente, la acumulación de refrigerante líquido en la línea de aspiración o el evaporador durante la parada de la instalación es otra de las causas que pueden determinar que, a la puesta en marcha del compre-sor, se produzca esta anomalía.

ACCIONES CORRECTORAS RECOMENDADAS

El riesgo potencial de que el refrigerante líquido llegue al


compresor en cualquier instalación frigorífica es siempre proporcional a la cantidad de carga refrigerante que existe en la misma. En cualquier aplicación donde exista el riesgo de que se produzcan migraciones de refrigerante o problemas de retorno y golpes de líquido, es esencial aplicar alguna de las siguientes medidas correctoras.

MINIMIZAR LA CARGA DE REFRIGERANTE

La mejor manera de proteger siempre a un compresor frente a la presencia de refrigerante líquido es mantener la carga del sistema lo más baja posible. En este sentido, sería favorable utilizar pequeños diámetros de tubería en condensadores, evaporadores y líneas de conexión y seleccionar el recipien-te de líquido lo más ajustado posible a las necesidades de la instalación.

La operación de carga del sistema es también un proceso en el cual se debe prestar una especial atención, ya que en de-terminadas situaciones ciertas anomalías pueden confundir al técnico instalador y conducir a un exceso de refrigerante. Este es el caso, por ejemplo, de la presencia de burbujas en el visor de líquido que pueden aparecer en instalaciones con líneas de pequeño diámetro y a bajas temperaturas de con-densación.

PARADA POR BAJA

El mejor método y más fiable para controlar el flujo de refri-gerante líquido durante los períodos de parada de un com-presor es aplicar lo que se conoce como un ciclo de “parada por baja”. Básicamente, dicho ciclo consiste, en primer lugar, en cerrar una válvula solenoide situada en la línea de líquido y a continuación desplazar el refrigerante del evaporador y la línea de aspiración hasta el condensador y recipiente.

De esta forma la carga del refrigerante quedaría confinada evitando así la migración del refrigerante al cárter del com-presor. La disminución rápida de la presión que se produce en el cárter del compresor durante la parada por baja es uno de los principales inconvenientes que se suele asociar a este método de control. Si dicha presión finalmente alcanzase un valor lo suficientemente bajo, ello podría provocar que el aceite se espumase favoreciendo así la salida de éste del compresor o la aparición de golpes de líquido. Para minimi-zar este efecto, siempre será recomendable regular el punto de consigna del presostato de baja a un valor que se encuen-tre lo más próximo posible a la menor presión de aspiración prevista durante el funcionamiento de la máquina. Aunque la parada por baja se considera como la mejor protección posible contra el fenómeno de la migración del refrigerante, debemos considerar que esta solución no protege frente a si-tuaciones de retorno o golpes de líquido. En estas situaciones es más recomendable el uso de un separador de aspiración.

RESISTENCIAS DE CÁRTER

En ocasiones, debido principalmente a los costes o las prefe-rencias del cliente, la parada por baja no siempre es la solu-ción más apropiada para hacer frente a la temida migración

del refrigerante. Para ese tipo de instalaciones la única al-ternativa disponible consiste básicamente en el empleo de las denominadas resistencias de cárter. La función de una resistencia de cárter es la de mantener siempre el aceite en el compresor a una temperatura más elevada que la que co-rresponde a la parte más fría de la instalación. De esta for-ma, cualquier pequeña cantidad de refrigerante que pudiera llegar y condensarse en el cárter se vaporizaría rápidamente retornando de nuevo al circuito a través de la línea de aspi-ración.

Es importante tener en cuenta que en algunas zonas con tem-peraturas exteriores muy bajas, alrededor de -30º C, o en zo-nas en las que el compresor se encuentre expuesto a fuertes vientos, la potencia de la resistencia de cárter podría resultar insuficiente. En cualquier caso, nunca se debería hacer fun-cionar un compresor a menos que su resistencia de cárter hubiera sido conectada por lo menos cuatro horas antes del arranque. Esta práctica es especialmente recomendable cuan-do se pone por primera vez en marcha un compresor tras la carga de refrigerante de un sistema, dado que todo el aceite y una gran parte de la carga de refrigerante podrían encontrarse confinadas en el cárter del mismo. Las resistencias de cárter son eficaces para combatir la migración del refrigerante si las condiciones exteriores no son demasiado severas, pero, al igual que la parada por baja, no pueden prevenir los proble-mas derivados de retornos o golpes de líquido.

SEPARADORES DE ASPIRACIÓN

En las instalaciones donde existe una gran probabilidad de que se produzcan retornos de líquido, siempre es aconse-jable instalar un separador en la línea de aspiración. Bási-camente, el separador es un recipiente que actúa como un almacén temporal del refrigerante líquido sin evaporar. Su principal misión es la de devolver dicho refrigerante junto con el aceite al compresor en una forma y cantidad que éste pueda tolerar.

El separador de aspiración es especialmente recomendable en las siguientes aplicaciones:

- En bombas de calor donde la inversión de ciclo representa una situación en la cual se puede poner de manifiesto la exis-tencia de retornos o golpes de líquido.

- En instalaciones de aire acondicionado que arrancan y paran frecuentemente situadas en zonas extremadamente cálidas. Este problema se hace especialmente evidente en aquellos sistemas provistos de condensadores de gran volumen interno y grandes cargas de refrigerante que utilizan tubos capilares o restrictotes como elementos de expansión En estas aplicacio-nes, durante la parada, al refrigerante, que se encuentra a alta temperatura en el condensador, le resulta relativamente fácil desplazarse hasta el cárter del compresor.


Todos los productos fabricados por el hombre, entre ellos los materiales de construcción y, más específicamente, los ais-lantes térmicos, están sujetos a la medición de su impacto en el medio ambiente, desde el momento en que surgen has-ta su desaparecimiento. Esta evaluación se realiza mediante una compleja herramienta técnica de medición y análisis: La Evaluación del Ciclo de Vida (en inglés LCA, Life Cycle As-sesment).

Cuando se opta por el uso de aislante térmico, notamos que, a lo largo de su vida útil, existe un consumo menor de ener-gía en la climatización de un edificio. Asociado a este menor consumo energético obtenemos una reducción en las emisio-nes de CO2.

Tenemos así un impacto ambiental negativo, o sea, no existe un impacto nocivo y sí un impacto benéfico ya que no pre-senta riesgos, más bien los elimina. A modo de ejemplo, el parque de edificios de Europa representa el 40% del total de emisiones de CO2 y se estima que, con un nivel adecuado y razonable de aislante, la cantidad de emisiones de la que es responsable (casi 840 millones de toneladas de CO2) podría reducirse hasta cerca del 50%.

Simplemente mejorando el aislante térmico de los edificios se podría lograr alcanzar los objetivos que pretende el Protocolo de Kioto: llegar al año 2010 con una reducción de emisiones de CO2 del 8% relativa al año base 1990. El hecho es que actualmente las emisiones europeas de CO2 se encuentran en un nivel muy por encima de los valores de 1990.

REDUCCIÓN DEL CONSUMO ENERGÉTICO Y DE LAS EMI-SIONES DE CO2 DEBIDO AL AISLANTE TÉRMICO

Existe una herramienta de cálculo desarrollada por el Comité Técnico 89, TC 89, “Eficiencia Térmica de Edificios y Com-ponentes de Edificios”, del Comité Europeo de Normaliza-ción, CEN y la norma UNE EN 832, sobre las necesidades de calefacción de edificios y estudios relativos a la eficiencia energética de los edificios.

El concepto de conductividad térmica y su unidad (W/m2.K), refleja, en términos energéticos, la pérdida (o ganancia) de energía no deseada, por área, a partir del momento en que se determina un periodo de tiempo y una diferencia térmica

LA AISLACIÓN TÉRMICA Y EL MEDIO AMBIENTE El Impacto de los Aislantes Térmicos en el Medio Ambiente

Artículo preparado por Lineu Teixeira de Freitas Holzmann, Ingeniero. Gerente Comercial de POLIPEX Industria e Comercio Ltda., de Brasil.Traducción: Alejandro Requesens P., Director Gerente de Business to Business Ltda.

media entre el ambiente interior y el exterior.

Veamos algunos ejemplos, aplicados a países de Europa, de la correlación entre el tipo de energía empleada y la cantidad de CO2 emitido hacia la atmósfera por cada KWh de energía consumida:

FUENTE DE ENERGÍAPaises Electricidad Gas Combustible natural líquido Unidad

Alemania 202 73 101Bélgica 105 74 83 Dinamarca 226 68 80 España 135 77 87 Finlandia 71 73 99 Francia 26 71 83 Grecia 324 72 84 Irlanda 220 75 83 Italia 169 68 82 Luxemburgo 204 73 83 Noruega 13 71 79 Países Bajos 174 71 80 Portugal 165 72 83 Reino Unido 187 72 80 Suecia 29 72 80 Suiza 41 75 81

Gramos de CO2emitidos

por kWh

consumido

RELACIÓN ENTRE LA ENERGÍA USADA PARA FABRICAR UN AISLANTE Y EL AHORRO DE ENERGÍA QUE LOGRA-MOS AL USARLO.

El hecho fundamental, teniendo en cuenta el beneficio obte-nido en términos de reducción de consumo energético y emi-siones de CO2, es que la diferencia entre la energía usada en los diversos procesos de producción de los aislantes térmicos y la que requiere la gestión de sus residuos al final de la vida útil del producto, no son relevantes.

Más importante que esto es examinar la probabilidad mayor o menor de que el aislante térmico presente sus propiedades térmicas degradadas con el tiempo. La durabilidad de las pro-piedades se convierte por sí misma en una propiedad clave al hablar de la sustentabilidad de los sistemas constructivos.


Para fabricar un aislante térmico se consume, dependiendo del tipo de aislante y la densidad con que se fabrique, entre 1 y 13 KWh por cada m2 de superficie y centímetro de grosor. Se hizo el cálculo para una espuma de plástico aislante y el máximo mencionado, de 13 KWh se había recuperado con el ahorro de energía derivado de la reducción en la necesi-dad de calefacción, en 2 ó 3 meses en casos críticos.

Es evidente que las diferencias entre los diversos productos, al evaluar la energía consumida en su producción, son de poca o nula relevancia en relación al beneficio proporcio-nado al largo del tiempo (50 años como periodo típico de vida útil de un edificio) debido a la economía en energía de calefacción.

De hecho el aspecto relevante es que durante ese largo pe-riodo de tiempo, los aislantes sean capaces de conservar sus propiedades térmicas. De no ser así, la hipótesis inicial no se verificaría y empezaríamos a obtener diferencias substancia-les entre los diversos aislantes térmicos.

•El IMPACTO DE LOS AISLANTES TÉRMICOS EN EL ME-DIO AMBIENTE

Medimos la unidad funcional del producto. Esto significa que no sería correcto comparar 1 kg de un ma-terial “A” con 1 Kg de otro material “B”, si en la situación real constructiva tenemos por ejemplo que:

•La densidad de A es de 100 kg/m3, mientras que la de B es de 30 Kg/m3

•La conductividad térmica de proyecto de A es de 0,048 W(mk), mientras que la de B es de 0,036.

•Para instalar A correctamente se necesitan elementos complementarios y accesorios, mientras que B no los ne-cesita.

En este caso, puede suceder que, si hiciéramos una compa-ración directa de 1Kg de A versus 1Kg de B, salga favorecido A, siendo que si tomáramos en cuenta la realidad del sistema constructivo o unidad funcional, podría ser que fueran equi-valentes o incluso que sea preferible el “ecobalance energé-tico” de la instalación de B.

•UTILIZACIÓN DE MATERIAS PRIMAS CON POTENCIAL DE CALENTAMIENTO GLOBAL (GWP)

Hay ciertas materias primas cuya utilización puede producir un impacto ambiental relativamente alto, aunque mucho me-nor que los antiguos CFCs y HCFCs.

La clave aquí es el ecobalance puesto que la utilización de los llamados HFCs puede permitir, en algunos casos, alcan-zar mejores propiedades térmicas a largo plazo. Aquí ocurre algo similar a lo explicado anteriormente respecto de la uni-dad funcional.

Un producto A puede tener una espuma con GWP (Global Warming Potencial) = 1 y otro producto B puede tener, por ejemplo, GWP = 800. La comparación entre los ecobalances tendrá en cuenta que, por ejemplo, el producto A tiene una conductividad térmica de 0,036 W/mk, mientras que el pro-

ducto B tiene 0.029 W/(mk).

Dependiendo de los espesores utilizados, la aplicación, el modo de instalación y el tipo específico de gas utilizado en la expansión de la espuma, beneficiará en mayor o menor medida la difusión hacia la atmósfera de ese gas expansor con GWP. Todo esto se toma en cuenta en el ecobalance energético del producto. Es en este punto donde se puede comparar correctamente el uso de expansores con diversos GWP, evitando así decisiones apresuradas que no tomen en cuenta las cifras reales que deben de fundamentar la elección de un producto u otro.

ISOBUTANO

En el caso de algunas espumas plásticas, diversos gases li-cuados de petróleo han podido reemplazar los CFC’s como expansores, desde que se toman las debidas precauciones en relación a la combustibilidad del material. Sin embargo, de-pendiendo de la presencia o no del gas metano en su compo-sición, el GWP de esos aislantes puede variar mucho ya que el metano es el segundo principal gas invernadero después del CO2. El Isobutano, por ejemplo, no contiene metano, por eso se le considera como el gas definitivo en estas con-diciones, pese a que su costo es mucho mayor que el gas de cocina que, por desgracia actualmente, es de uso muy común como expansor de espumas similares.

PROPIEDADES DE LOS AISLANTES TÉRMICOS

Para evaluar correctamente las propiedades térmicas de un aislante, es muy importante tener en cuenta lo siguiente:

•Los valores proporcionados por los fabricantes hasta ahora, en relación a los aislantes, son tal como se venden en el mercado, sin tener en cuenta un valor estimativo, como de-finido en UNE EN ISO 10456 que introduce por ejemplo, posibles aumentos de conductividad térmica dependiendo del contenido de humedad que pueda tener el aislante de-pendiendo de su aplicación. Los Códigos técnicos exigen que el proyectista utilice estos valores en los proyectos.

•Los valores deben corresponder a condiciones análogas de test. Un valor de conductividad térmica a 10º C no es igual al que se obtiene bajo 20º C o a 0º C.

•Los fabricantes deberían declarar una conductividad donde se incluya el efecto de “envejecimiento natural” que pue-dan tener algunos productos como el poliuretano y el po-liestireno.

Cualquier esquema de certificación (como la Marca AENOR) o que esté en conformidad con la norma europea (CE), garan-tiza que los datos proporcionados por el fabricante incluyen dicho envejecimiento.

• Actualmente, siguiendo el esquema de conformidad con las normas europeas de producto, se introdujo el concepto de conductividad térmica declarada, también definida en el UNE EN ISO 10456, donde se introduce una pérdida esta-dística a fin de dar un valor representativo de la producción (90%) y con un determinado nivel de confiabilidad (90%).


PÉRDIDAS DE CONDUCTIVIDAD TÉRMICA A LO LARGO DEL TIEMPO

La principal causa de pérdida de propiedades térmicas es la humedad en sus diversas fases, gaseosa (vapor), líquida (agua) o sólida (hielo). Es fácil de entender si pensamos en el ejem-plo cotidiano de nuestro vestuario: su estructura en fibras aisla el cuerpo en la medida en que retiene capas de aire en torno al mismo. Cuando la ropa se moja, los espacios que contenían aire atrapado están ahora rellenos de agua la que conduce el calor 23 veces más que el aire. Si esta agua se congela, conducirá el calor 96 veces más que el aire.

Hablar de patologías de la humedad en la construcción es algo muy frecuente sino la más habitual, como por ejemplo: filtraciones de agua de lluvia, nieve, heladas, condensacio-nes, capilaridad ascendente del terreno, la propia agua usada en la construcción del edificio. Por lo tanto, usar los aislantes más resistentes a estas posibles patologías o protegerlos en el caso de que no resistan adecuadamente, será la forma de garantizar una buena construcción y un buen funcionamiento del edificio.

Pocos son los estudios llevados a cabo y menos aún los publi-cados, sobre experiencias reales de obras en las que se haya analizado el comportamiento en el largo plazo de un aislante térmico específico y la durabilidad de sus propiedades.

Actualmente se destacan en elmercado, aislantes térmicos de estructura celular cerrada y que se componen de materiales que poseen alta resistencia a la difusión del vapor de agua

(mu), como el polietileno expandido de baja densidad y el caucho elastomérico, precisamente porque mantienen su conductividad térmica a lo largo de los años.

En instalaciones frías, productos como ésos se consideran en sí mismos como un “sistema” de aislamiento térmico ya que no necesitan elementos complementares ni accesorios para incrementar la “barrera de vapor”. Estos aspectos son cada vez más importantes y pueden ser definitivos al elegir un ais-lante térmico en función de su impacto ambiental.

Casos en que la clave para resistir a los ataques de la hume-dad es una estructura parcial o casi totalmente cerrada:

• En las fibras o lanas minerales, la estructura es 100% poro-sa, por lo que torna muy fácil para el agua y más aún para el vapor, introducirse a través de los intersticios y poros de estos productos. En relación a la acústica, esta es una condición favorable para lograr absorción acústica, pero en lo que se refiere a la termodinámica, puede ser un inconveniente en los lugares donde sean probables los ataques de humedad, lo que implica una protección cuidadosa de estos aislantes térmicos.

• En las espumas plásticas celulares se produce una estruc-tura que, dependiendo del tipo de producto, se clasifica en mayor o menor medida, como cerrada. Se llega al máximo de estructura cerrada (totalmente lo opuesto en relación con las fibras o lanas) con 98 a 100% de estructura de célula ce-rrada.

NATIONAL AIR FILTRATION ASSOCIATION, NAFA La Asociación Nacional de Filtraje de Aire con sede en EE.UU., es una agrupación de fabricantes, distribuidores, profesionales y técnicos de esa especialidad sin fines de lucro presente tanto en EE.UU. como en 12 otros países y tiene por misión:

·Educar a consumidores y usuarios acerca de la importancia de la filtración del aire y certificación de productos y de las certificaciones NAFA para técnicos y profesionales.

·Proveer foros de intercambio de información acerca de estándares técnicos, regulaciones gubernamentales e información de productos, creando estándares de ejecución para productos.

Más de 200 fabricantes y distribuidores en filtración de aire, técnicos y profesionales presentes en EE.UU. y otros 12 países son asociados a NAFA, que también es miembro de U.S Green Buildings Council.

En la constante preocupación por dar a conocer técnicas y educar personas, por medio de sus miembros de habla hispana han editado y traducido el “Manual para la Instalación, Operación y Mantenimiento de Sistemas de Filtración de Aire”, en su segunda edición 2006, además de unas “Recomendaciones de Filtración para Bibliotecas, Archivos y Museos” ( traducción del Ing., Sr. Lino Cunazza R .) y de una “Guía de Uso de NAFA para el Estándar ANSI/ASHRAE 52.2-1999.“ Esperan poder continuar con traducciones de otros manuales para uso de los miles de técnicos y profesionales de habla hispana tanto en EE.UU. como fuera de ellos y lograr colocar a valores de Asociados toda su literatura técnica por medio de estas Asociaciones, así como relatores distinguidos para Congresos y Semi-narios Técnicos.

El especial interés por hacer alianzas estratégicas con Asociaciones Profesionales Iberoamericanas para educar y dar a conocer buenas técnicas en filtraje de aire.

NAFA invita a visitar su sitio web www.nafahq.org y a participar como miembro de ella y de sus programas de capacitación, educación y certificación.

Respecto a la “Guía de Prácticas Recomendadas para Filtraje del Aire en Bibliotecas, Archivos y Museos “ su propósito es establecer las mejores prácticas recomendadas y guías para la remoción de contaminantes particulados y gaseosos, para la protección y preservación en el tiempo de artefactos y documentos históricos.

NAFA prefiere referirse a “mejores prácticas “ antes que “mínimo estandar “.

El alcance de esta guía es identificar la calidad de aire compatible con bibliotecas, archivos y museos, y establecer criterios de diseño y especificaciones de eficiencia para sistemas que ya existen y construcciones nuevas, incluyendo metodología para la remoción de conta-minantes y mantenimiento de los sistemas.

Rubén Céspedes A., CAFSDirector Internacional NAFA


Como hemos visto, cuanto mayor sea el contenido de hu-medad del aislante, menos aislará. Puede incluso acelerar la degradación del producto hasta llegar a su destrucción si dicha humedad se combina por ejemplo, con requerimientos mecánicos excesivos para la resistencia a la compresión de determinado producto.

Las patologías en aislantes térmicos debidas a la humedad líquida, pueden evitarse de dos maneras:

• Usar aislantes con adecuada resistencia a medios húme-dos.

• En el caso de que el aislante no pueda soportar la hume-dad sin ver disminuidas sus propiedades térmicas, debemos disponer de protecciones impermeables y/o cámaras venti-ladas que favorezcan la evaporación y secado de cualquier humedad retenida en el aislante.

El caso más complejo y difícil de controlar es cuando surgen humedades por condensación en superficies frías. La causa de este problema está asociada principalmente a los aislantes térmicos que presentan un comportamiento diferente o poco armonioso en relación a los dos flujos paralelos de calor y de vapor (difusión). Cuanto mayor es la diferencia existente entre las resistencias a dichos flujos, mayor será el riesgo de que surjan condensaciones bajo idénticas condiciones climá-ticas.

La razón se debe al hecho de que el aislante térmico reduce el flujo de calor intensamente. A consecuencia de esto, la gradiente de temperaturas presenta un salto muy fuerte y con-tinuo en el espesor del aislante. Significa que en la cara fría del aislante la temperatura es muy baja pero ofrece poca o ninguna resistencia al flujo de vapor o difusión y el resultado es una cantidad de vapor relativamente elevada que alcanza temperaturas frías y una mayor probabilidad de que alcance la saturación o sea, condensación.

La solución que adoptan todos estos productos de aislamien-to térmico, como las fibras y las lanas minerales, es interponer la llamada “barrera” de vapor en la cara caliente del aislante. De este modo el vapor se mantiene lejos de la saturación. Sin embargo hay que tener en cuenta que no hay ninguna “barrera” real (resistencia infinita a la difusión del vapor), y que de hecho, en muchos países se habla del “retardador de vapor” ya que la instalación puede dar lugar, localmente, a una resistencia mucho menor de la esperada en condiciones perfectas de test.

En soluciones de revestimiento convencional, la “barrera” de vapor, en la cara caliente del aislante, suele tener una resis-tencia menor que la de la llamada “impermeabilización” en la cara fría del mismo. Las expresiones “barrera de vapor” e “impermeabilización” han generado mucha confusión por-que no existe una “barrera” y si existiera, la “impermeabili-zación” estaría más cerca de serlo, más que ningún elemento constructivo.

En términos prácticos, podemos ver más abajo un estudio donde se comparan los costos de inversión y de “payback” para 3 espesores de aislante térmico en polietileno expandido de la marca Polipex, cuya ficha técnica es:

Material Polietileno de baja densidad expandidoEstrutura Celular Cerrada con aproximadamente 400 células/cm2Densidad 33 ± 5 kg/m3Presentación /Largo Barras con 2000 mmCondutividad Térmica 0,035 W/m.K o 0,030 kcal/m.h a 20°CAbsorción de água < 0,4% en volumen después de 28 días de inmersión (DIN 53428)Difusión de Vapor de agua 0,902 g/m2d p/15mm (DIN 53122)Resistencia a la difusión del vapor de agua µ ≥ 3500 µ ≥ 6500 (versão PLUS UV)Contratividad Térmica < 1% después de 96 horas a 80°CRango de Efectividad de aislamiento – 70°C a + 90°C Retardante de fuego R2 (NBR11948/1992 e NBR 7358/1988)Resistencia a la tracción horizontal y vertical 2,6 kg/cm2 con 24,5 kg/m3 (ASTM-0-1623-78)Tolerancias Dimensionales: - Largo 1,5 % - Diámetro Interno + 2mm - Espesor ± 1mm

* Cuando expuesto a la intemperie, debe ser protegido (ver versión PLUS UV con película protectora).

Ø DE LA TUBERÍA: 22mmTemp. FluIdo: 70ºTemp. Ambiente: 15ºTub. por unidad: 15mTub. Total Edfício: 1200m

Período de Evaluación: 365 diasUtilización: 4 h/diaCosto R$/kwh: R$ 0,40 Energía disipadaSIN Aislación: 66.522 kwh R$ 26.600,00* Nota: R$ = Real Brasilero

COMPARATIVO: ECONOMIA en el CONSUMO vs. RETOR-NO DE INVERSIÓN

Parámetros de Cálculo:INSTALA CIÓN DE AGUA CALIENTE EN EDIFICIO CON 80 UNIDADES HABITACIONALES

ESP. DEL COSTO DEL ECONOMÍA PLAZO AHORRO POR UNIDAD

AISLAM. AISLAMENTO PROPORCIONADA “PAYBACK” 1º AÑO POR AÑO

+ MO kwh % R$ MESES DIAS kw R$ R$

5mm R$ 3.100,00 28.790 43% 11.400,00 3,2 96 264 R$ 105,60 R$ 143,95 10mm R$ 4.200,00 38.580 58% 15.400,00 3,4 102 345 R$ 138,15 R$ 192,90 15mm R$ 6.100,00 43.540 65% 17.300,00 4,2 126 353 R$ 141,35 R$ 217,70 Investigación:-El aislamiento térmico y el medioambiente - Asociación Ibérica de Poliestireno Extruído.-Programa Polipex Calculate 4.1 – www.polipex.com

CONSUMO DE ENERGÍA:

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