psicrometría reter perú

RETERRETER E.I.R.L.E.I.R.L.
REFRIGERACION TERMODINAMICA
CAPACITACION A NIVEL NACIONAL
REFRIGERACION Y AIRE ACONDICIONADO
-A Empresas de Lima y Provincias con sus mismos equipos
-A Instituciones Privadas y Estatales en Nuestra Escuela
-A Ingenieros y Técnicos en Nuestra Escuela
Telef.-: 241-6763 / 9994-53

RETER E.I.R.L.RETER E.I.R.L.
CURSO DE AIRE ACONDICIONADO
CAPITULO 2 : PSICROMETRIA DEL AIRE
Expositor: Ing. Willian Morales Quispe
Ingeniero Mecánico-Electricista, Universidad Nacional de Ingeniería
Estudios de Especialización “Refrigeración y Aire Acondicionado”, en Colombia
Estudios de Especialización “Ventilación Localizada“, Cuba
Estudios de especialización en Aire Acondicionado Multi “V” en Mexico
Miembro de ACAIRE (Asociación Colombiana de Refrigeración y Aire Acondicionado)
Profesor de “Refrigeración y Aire Acondicionado” de TECSUP (1990 – 1995)
Gerente General de la empresa RETER EIRL“Refrigeración y Termodinamica”
Catedrático de la Universidad Nacional del Callao (Facultad de Mecánica y Energía)

CONCEPTOS PREVIOS
EL AIRE
1ra. LEY DE TERMODINÁMICA
La energía no puede incrementarse, disminuirse, crearse o destruirse en el
cosmos.
Sólo es susceptible a sufrir una transformación a otra forma de Energía.
2da. LEY DE TERMODINÁMICA
Es imposible que una máquina que actuando por si sola , transporte calor de un
cuerpo a otro que tenga mayor temperatura que el primero, para esto tenemos que
suministrarle algún tipo de energía.

LEY DE CHARLES
Cuando un gas perfecto recibe calor a volumen constante, la presión absoluta varía en forma
directamente proporcional a la temperatura.
LEY DE BOYLE
A una temperatura constante el volumen de un peso dado de un gas perfecto, varía
inversamente a la presión absoluta.
LEY DE AVOGADRO
Iguales volúmenes de cualquier gas a la misma presión y temperatura, tiene el mismo número
de moléculas.
GAS PERFECTO
Todo aquel gas que obedezca las leyes de BOYLE, CHARLES y AVOGADRO, es un gas
perfecto, entonces:

LEY DE GIBBS - DALTON
En una mezcla de gases y vapores, cada gas o vapor ejerce la misma presión en el
mismo espacio total, como si la ejerciera por si solo, a la misma temperatura de la
mezcla. Las mezclas de vapor - aire se rigen por la Ley de GIBBS - DALTON
Corolario: Cualquier mezcla de gases ejerce una presión total igual a la suma de las
presiones parciales ejercidas independientemente por cada gas.

FORMULAS APLICATIVAS
P = P1
+ P2
+ P3
+ ...+ Pn
νPPPPPP ArCOONatm ++++= 222
Para un gas simple
νPPP aatm +=
Pa
= Presión parcial de aire seco
Pv
= Presión parcial de vapor de agua

El aire a condiciones normales tiene las siguientes características cuando está a
68ºF y
29.92 pulg. de Hg. Volumen específico , v = 13.3 pie³ /lb Densidad , ρ = 0.075 lb /
pie³
Como en el aire acondicionado no se realizan cambios sustanciales en estos valores
no
se comete error grande al considerarlos como constantes, la relación entre el flujo
de
aire expresado en lb/hr y el expresado en CFM es:
EL AIRE
b) En variación de calor latente
Además 1 lb. = 7000 granos, entonces
a) En variación de calor sensible
FORMULA CONOCIDA
DE EL CALOR SENSIBLE
FORMULA CONOCIDA
DE EL CALOR LATENTE

EL AIRE
c) En variación de calor sensible y latente, PROCESO MIXTO O REAL
EN LA EVENTUALIDAD
DE QUE EXISTAN LOS
DOS CALORES EN EL
PROCESO.
PRODUCIENDOSE
EFECTOS DE
ENFRIAMIENTO ,
CALENTAMIENTO,
HUMIDIFICACIÓN,
DESH UMIDIFICACION.
LATENTESENSIBLETOTAL QQQ +=

CARTA PSICROMETRICACARTA PSICROMETRICA

La carta psicrometríca es la representación grafica de las
tablas, muestra básicamente , la relación entre las seis
siguientes propiedades del aire.
a) Temperatura del bulbo húmedo Punto de Rocío
b) Temperatura del bulbo seco.
c) Humedad Específica
d) Humedad relativa
e) Factor de Calor Sensible
f) Valores de entalpía del aire

Temperatura del bulbo
húmedo, Punto de Rocío o
de Saturación

Temperatura del bulbo
seco

Humedad Especifica o
Relación de humedad
CARTA PSICROMETRICA

CARTA PSICROMETRICA
Humedad Relativa

Factor Calor
Sensible
F.C.S.
CARTA
PSICROMETRICA

FORMAS DE EMPLEO DE LA CARTA PSICROMETRICA
1.- Ubicando la temperatura del Bulbo Seco
2.- Ubicando la Temperatura del Bulbo Húmedo
3.- Ubicando la Humedad Relativa
4.- Ubicando líneas de granos de Humedad
5.- Ubicando las líneas de Calor en BTU/libra
6.- Escala de Velocidad del Aire en pies3/min

1.- Ubicando la temperatura del Bulbo Seco

2.- Ubicando la Temperatura del Bulbo Húmedo

3.- Ubicando la Humedad Relativa

4.- Ubicando líneas de granos de Humedad

5.- Ubicando las líneas de Calor en BTU/libra

6.-Escala de Volumen específico del Aire en pies3/min

R del aire seco y del vapor de agua a 80 ° F
KKg
J
287
Rlbm.
pies.lb.f
53.352
M
R
R 00
a
a
−
===
−
Constante Universal
KmolKg
J
8.31434
Rmollb
pies.lbf
1545.32R 00
_
−
=
−
=
KKg
J
462
Rlbm.
pies.lbf
85.78R 00v ==
CARACTERISTICAS DEL AIRE ESTANDAR
AIRE
AGUA

Aire Estándar (70ºF y 29.92” de Hg)
)
m
Kg
(1.2
pie
lbm
0.07496Peso.esp.γ 33
==
)(101.32Kpa
pulg
lbf
14.696P 2atm =
Relación de Humedad o Humedad Específica “W”
vb
v
a
v
v
pp
p
0.6219
m
m
W
−
==
lb
pies
13.34
0.07496
1
Vol.esp.v
3
===
Wv= Humedad especifica o relación de humedad
Pv= presion parcial del vapor de agua
Pb= presión barométrica o atmosférica
Wd= Humedad especifica o relación de
humedad de la mezcla saturada.
lb
pies
)
4,360
W
(1
Pb
460)0.754(Tbs
v
3
v
'
+
+
=
Pb = presión barométrica en pulg. Hg, Tbs = en ºF, W”v = Humedad especifica engranos

Humedad Relativa “φ”
d
v
p
p
φ =
Relación entre φ y W
d
a
20.6219p
W.p
φ =
Pa
= Presión parcial de aire seco (Pb-Pv)
Pd = Presión saturada del vapor de agua
Pv = Presión parcial de vapor de agua
Pd = Presión de saturación del vapor de agua
CONDENSADO DEL SERPENTIN
1556
)WCFM(W
m
!
1
!
2
W
−
= W : granos
mw : libras de agua por hora

Entalpía de la mezcla = Entalpía de sus componentes “h”
va W.hhh += Si h = f(t)
)t(tCph 12aa −=
Entalpía del aire
TCphh vgv +=
Entalpía del vapor de agua
CKg
KJ
1.0
Flbm
BTU
0.24Cp 0a
°
==
CKg
KJ
1.86
Flbm
BTU
0.44Cp 0v
°
==
aguahvapor.de.hh asmezcla +=
Si se toma como referencia 0ºF
tCph aa =
F)0.00009T(*0.24112Cpa +=

Sistema Ingles
albm
BTU
0.444t)W(1,061.20.24th ++=
aKg
KJ
1.86t)W(2,501.31.0th ++=
Sistema Internacional
T en ºF
W en lb/lb
Cpa= 0.24 BTU/lbm ºF
Cva= 0.444 BTU/lbm ºF
T en ºC
W en gr./Kg
Cpw=1.0 Kj/Kg ºC
XCvw= 1.86 Kj/Kg ºC

FORMULAS DE LA MEZCLA DE AIRE
F)(º
CFM
TCFMTCFM
T
T
2211
M
×+×
=
(granos)
CFM
WCFMWCFM
W
T
!
2
!
11!
M
×+×
=
AIRE
INTERIOR
AIRE EXTERIOR
AIRE RECIRCULADO
AIRE DE MEZCLA AIRE DE SUMINISTRO
!
111 ,T,CFM W
!
222 ,T,CFM W Tm Ts

Ejemplo.
Calcule la entalpía del aire4 saturado a 60º
Solución:
Aplicando la fórmula :
vb
v
a
v
v
pp
p
0.6219
m
m
W
−
==
De las tablas de psicrometricas del vapor y aire Pv = 0.2563 psia
lbma
lbmv
0.01102
0.2563-14.696
0.2561
0.6219Wv ==
[ ]
lbma
BTU
26.388(0.444)601061.20.01102(0.24)60ht =++=
•Los valores de presión parcial del vapor se obtienen de tablas de textos

DETERMINACIÓN DE LAS
CONDICIONES DEL AIRE DE
SUMINISTRO
LA IMPORTANTÍSIMA TEMPERATURA Y
HUMEDAD DEL AIRE DE SUMINISTRO

Cuando se acondiciona el aire de un local, el aire
suministrado por el equipo debe de estar a una
temperatura y humedad menor a las del aire del local,
este aire de suministro debe de tener un contenido
menor en calor sensible y latente que el aire del local,
y se debe de evitar que varíen la temperatura y la
humedad relativa del local por lo tanto un balance de
energía seria:
Entrada de Energía = Salida de Energía

AMBIENTE
INTERIOR
1
2
AIRE
SUMINISTRADO
AIRE
RECIRCULADO
22 ,WT
CFM SUM
11,WT
CFM REC 11,WT
L
S
Q
Q

Ganancia de calor sensible )T(TCFM1.1Q 12SUMS −××=
Ganancia de calor latente )W(WCFM0.68Q `
1
`
2SUML −××=
Se acostumbra determinar la condición de aire de
suministro necesario para manejar en primer lugar
la ganancia de calor sensible y a continuación la
condición de ganancia de calor latente.
Se observa que en las ecuaciones de calor sensible
QS
, quedan dos variables los CFM y (T2
–T1
), se debe
de tomar una de ellas a partir de la cual se calcula la
otra.
(a veces se escoge las CFM)

Ejemplo
Un ambiente tiene una ganancia de calor sensible de 55 000
Hr
BTU
y de 22 000
Hr
BTU
de calor latente, las condiciones del recinto
deben de mantenerse a 78 ° F de bulbo seco y 50% de H.R., si se
suministra 2 000cfm de aire
¿Cuáles son las TBSa.s.
y TBHa.s.
de aire de suministro?

De la fórmula de calor sensible
* Hallando diferencia de temperatura de Calor sensible
F53T
2578T
F25
20001.1
55000
TT
0
1
1
0
12
=
−=
=
×
=−
Solución
)T(TCFM1.1Q 12SUMS −××=

72g
56g
78 ° F
T local
53 ° F
T sum. De aire
95% HR..
1
2
50% H.R.
62% H.R.
RETERRETER E.I.R.LE.I.R.L..
REFRI TERMO
Determinando la humedad
especifica, tomando de la
carta Psicrométrica, La
inclinación de la recta 1-2 se
obtiene con el factor de calor
sensible que es la relación
entre el cociente
FCS = cs/cs +cl
!
2W
TBS

La relación de
calor sensible
C.L.C.S.
C.S.
F.C.S.
+
=

Si se evalúan otros valores de CFM, se obtendrían otros
valores de TBS y TBH del aire de suministro, sin embargo
estos nuevos puntos forman una recta única que pasa
también por el punto de condiciones interiores del local,
esta no es una coincidencia, cualquier condición de
suministro de aire que elimine en forma satisfactoria la
cantidad adecuada de calor latente y sensible del local,
que dará sobre esta recta, otra condición de aire de
suministro diferente a las obtenidas variando los CFM, no
compensará la carga de QS y Ql del local
La relación de calor sensible

FCS = Factor de calor sensible de la habitación
QS = ganancia de calor sensible de la habitación
QL = ganancia de calor sensible de la habitación
LS
S
QQ
Q
FCS
+
=
Para todos los puntos sobre esta recta la relación
entre el calor sensible al calor total es la misma y se
puede demostrar geométricamente que

Se define a la línea que se traza por el punto de las condiciones
interiores del local en TBS y TBH, y que tiene la pendiente igual al
FCS.
La línea de condiciones
PROCEDIMIENTO
1.- Se calcula el FCS
2.- Se ubica el punto guía (80° F y 50% H.R.), con este punto
guía se traza a una recta guía que tiene como pendiente
el FCS.
3.- Por el punto de condiciones interiores del local se traza
una paralela a la recta guía, esta es la recta que identifica a
los puntos que eliminaran los calores indeseables.
4.- sobre esta recta estarán todos los puntos que satisfacen
las condiciones de QS y QL del local acondicionado.

TDI
FCS
Recta de condiciones
TBS
1 – Primero se encuentra el FCS, se une
mediante una recta con el punto guia
(80F y 50% de HR), esta recta se llama
recta guia, luego se traza una paraella a
la recta guia que pase por el punto de
TDI, llamada recta de condiciones , en el
punto donde corta a la temperatura de
suministro estaran las condiciones del
aire de suministro que satisfacen a el
ambiente estudiado
80F
T.S.
TDE
Recta guía
TDE = Temperatura de diseño exterior
TDI = Temperatura de diseño interior
TDI
CUALQUIER PUNTO SOBRE LA
RECTA ENTRE TDI Y TS HACIA
LA IZQUIERDA SATISFACE LA DEMANDA
TERMICA DEL LOCAL

PROBLEMA:
La señora Lourdes comensal asidua del Restaurante “La Rosa Náutica”
se queja un día de Julio de que se siente muy “pegajosa” el gerente en su
afán de darle comodidad baja más la temperatura en el termostato del
equipo de acondicionamiento de aire. La señora Lourdes se enfría tanto que
Se coloca su abrigo de Mink. Finalmente decide irse del Restaurante. Pronto
se marchan todos los adinerados clientes . El gerente llama al servicio técnico,
al venir el encargado del servicio técnico del equipo busca los datos de diseño
del equipo que son: Qs = 150,000 BTUH, Ql = 53,000 BTUH, TDI = 78ºF de
Bulbo seco y a 50% de HR.
SOLUCION:
Lo primero que hace es encontrar el F.C.S. 74.0==
203,000
150,000
F.C.S.
Mide las condiciones del aire de suministro
y encuentra que son TBS = 61ºF y TBH = 60ºF
luego de esto realiza el proceso en la carta psicrometrica

TDI
FCS=0.74
TBS
T.S.
TDE
Recta guía
78ºF
PUNTO GUIA ( 80ºf, 50% HR)
T.S. medida TBS = 61ºF , TBH = 60ºF
Están fuera de la recta del proceso.
61ºF 62ºF
TBH = 60ºF

SE DEMUESTRA QUE EL EQUIPO NO ESTA ELIMINANDO
EL SUFICIENTE CALOR LATENTE Y QUE LA HUMEDAD DEL
RECINTO ES DEMASIADO ALTA AUNQUE LA TEMPERATURA
SEA LA CORRECTA EL GERENTE BAJO MAS AUN LA
TEMPERATURA DEL LOCAL PARA BAJAR LA HUMEDAD
PERO ESTO RESULTO EN UNA HUMEDAD ALTA Y UNA
TEMPERATURA MUY BAJA DEL LOCAL.
POSIBLES SOLUCIONES:
1.- Cambio de serpentín por otro mas adecuado
a la carga sensible y latente del local
2.- Variar la velocidad del ventilador del evaporador, es decir
variar las CFM
3.- Variar la presión de baja del sistema, es decir la temperatura de
evaporación
4.- En este caso, como el sistema trabajo bien inicialmente, posiblemente
con sólo realizar el mantenimiento del equipo se solucione el problema.
CONCLUSIONES FINALES

Para seleccionar un equipo de acondicionamiento de
aire, la práctica normal es graficar la línea de
condiciones y a continuación escoger una condición
de aire de suministro que esta sobre esa línea
generalmente la TBS de suministro está entre 8ºC a
12ºC. (46.4ºF a 53.6ºF)
Por lo general se escogen valores de temperatura de
aire de suministro de modo que la diferencia de
temperatura entre el ingreso al evaporador (T. de
diseño interior) y a la salida del evaporador (T. de
suministro) queda entre 15° F a 30° F
NOTASRETERRETER E.I.R.L.E.I.R.L.

RECOMENDACIONES PARA TOMAR LARECOMENDACIONES PARA TOMAR LA
TEMPERATURA DE SUMINISTROTEMPERATURA DE SUMINISTRO
 A) La temperatura de entrada del aire frío esta de 5ºF
 a 20ºF por debajo de temperatura interior de diseño
 B) Una recomendación general es de que la
 temperatura de suministro depende de la altura del
 ambiente a climatizar, por cada pie de altura del
ambiente se resta 2ºF de la temperatura de diseño
interior
 C) Por ejemplo si la altura del ambiente es de 3m.
 aproximadamente 9 pies, y si la temperatura de
 diseño interior es de 70F, la temperatura de
suministro seria 9 x 2 = 18ºF, es decir 70ºF – 18ºF =
52ºF


La línea de proceso de serpentín
Si se traza una línea en el diagrama psicrometríco que representa los cambios
de las condiciones del aire a medida que esta atraviesa al serpentín de
enfriamiento y des humidificación.
A esta línea se le llama del proceso del serpentín, depende de la
configuración del serpentín de la velocidad del aire y la temperatura del
refrigerante en el evaporador, que a su vez depende de la presión de baja
del sistema aunque en realidad es una curva difícil de dibujar debido a la
imprecisión de los valores tomados a través del serpentín, sin embargo posible
localizar una recta a la cual , así no sea la verdadera de proceso del serpentín
a verificar, puede ser aceptada como el correcto funcionamiento de el serpentín
analizado, a esta línea se le llama , “linea de proceso de serpentin”.
“Se define entonces como una recta que se traza entre las condiciones
del aire que entra al serpentín y las que el aire sale del serpentín”

Línea real de proceso
del serpentín
Aire
que entra
Línea de proceso del serpentín
Aire que sale
Línea de proceso del serpentín
.I.I
A
B
Humedad Especifica

Cuando el aire pasa por un serpentín es lógico pensar que
todo el tubo no es tocado por el aire por la misma
configuración física del serpentín, tomando en cuenta esto
sólo una parte del aire toca la superficie del tubo y se enfría,
se define como la parte del aire que no toca la superficie
de enfriamiento en el serpentín y por lo tanto no se enfría
por este mecanismo.
Los valores de BF, usados normalmente son 0.06, 0.08, 0.10,
estos dependen de la velocidad del aire que entrega el siroco,
a más velocidad el aire tocará menos el tubo frío.
Factor de By Pass (BP)

Cuando el aire pasa por un serpentín, parte de este aire
no toca el serpentín ya que hay espaciamiento entre
tubos fríos del serpentín. A este aire se le denomina factor
de BY PASS, al aire que si toca la superficie de los
tubos se le llama factor de contacto, entonces
F.C Factor de contacto
F.B.P. Factor de BY PASS
F.C. + F.B.P. = 1
FACTOR DE CONTACTO

Temperatura superficial efectiva
Es de suponer por el mismo proceso de evaporación que la
temperatura no es la misma en todo el serpentín, es necesario
para simular los cálculos proponer una temperatura
superficial efectiva única T.S.E. ,se llama también como
temperatura de punto de roció del aparato.
Se deduce que si el F.C. =1 F.B.P. = 0 todo el aire tocaría el
serpentín a la T.S.E. y saldría a esta temperatura T.S.E. este
aire estaría saturado cuando dicha temperatura fuera menor
que la del punto de roció del aire es decir se esta eliminando
humedad

Aire que sale
saturado
Aire que
entra
T.S.E. (DEW POINT)
F.C. = 1
Temperatura Superficial Efectiva
REFRI TERMO

Temperatura superficial efectiva
Es claro que el F.C. = 1 no se puede obtener, el F.C. en el
grafico siguiente es la relación de la longitud de la línea
del proceso del serpentín, a la longitud total prolongada
hacia la temperatura superficial electiva, es decir hasta que
corta a la humedad relativa de 100%

Aire que sale
saturado
Aire que
entra
T.S.E.
Temperatura Superficial Efectiva
a
b
TSETDI
TSTDI
a
b
F.C.
−
−
==
Línea de proceso de serpentín
TDI
TS
TDITSTSE

Recalentamiento
Algunos sistemas de acondicionamiento de aire
tienen un serpentín de calentamiento, después del
serpentín de enfriamiento o en su defecto tienen una
batería de resistencias eléctricas de calefacción, los
cuales recalientan el aire frió antes de que ingrese a el
local acondicionado esto es necesario a veces para dar
al aire suministrado las condiciones satisfactorias

CASOS ESPECIALES DE F.C.S.
Existen dos casos en los que las líneas de F.C.S. no cortan la curva
de H:R: = 100% y estos son cuando se requieren humedades bajas
o también cuando el F.C.S. es muy bajo, Esto puede ocurrir en
Gym, restaurantes o también en centros comerciales muy
concurridos
Por lo general los aparatos de aire acondicionado proporcionan
aire a humedades relativas bien altas, por lo que se hace necesario
el recalentamiento del aire que sale del acondicionador. El
primero de los dos casos no es muy común, más bien el segundo se
presenta con frecuencia en lugares donde se realiza algún tipo de
actividad física. El recalentamiento se hace con el gas caliente del
condensador u otra fuente de calor o también con resistencias
eléctricas, luego que el aire sale del serpentín

5
2
3
Recalentamiento
1 – 2 , no intersecta a la H.R. =100%, no hay
cambinación de serpentín y T.S.E. que
cumpla con las necesidades de combatir
las Qs y QL del local
Este problema se puede solucionar
con un serpentín cuya línea de
proceso sea 2 – 3 y recalentamiento
de 3 – 4, con ello se obtienen las
condiciones satisfactorias 2
FCS
1
4
VEREMOS MÁS ADELANTE QUE SE
PUEDE USAR EL MÉTODO DE LA TANGENTE
PARA SALVAR ESTA DIFICULTAD

Existen dos casos en los que la líneas de F.C.S. no cortan a
las curvas de altas humedades, y esto es cuando se
quieren mantener humedades muy bajas, o bien cuando
F.C.S. es muy bajo.
Por lo general, los serpentines de aire acondicionado,
proporcionan el aire con H.R. muy altas, aunque las W sean
bajas , por esta razón es que en los casos antes
mencionados se requieren que se recaliente el aire
que sale del serpentín de enfriamiento.
OBSERVACION

1.- La línea 1 – 2, F.C.S. = 0.7, trazada
a 78°F y ø = 25%, al prolongarla, no
cortara nunca a la curva de H.R. =
100%
2.- De la misma manera la línea
3 – 4 trazada a 80° F y 50% H.R.
y F.C.S. = 0.5 tampoco cortará,
la curva de H.R. = 100%
1
2
3
4
0.5 F.C.S.
0.7 F.C.S.
78° F 80° F
25%
50%

El caso de la línea 1 – 2 es poco común en lugares donde se juntan
muchas personas que tiene que realizar alguna actividad física o
donde hay vapores de agua en el agua circundante.Ej. Ginmasios,
cocinas, lavanderias.
Existe un método práctico para encontrar la temperatura final a la
cual debe de enfriarse el aire con objeto de que el calor sensible de
calentamiento sea el mínimo.
El método consiste en trazar una tangente a la curva de
humedad relativa de 90% a partir del punto que representa
las condiciones interiores del local, El punto de tangencia
representa las condiciones a las cuales debe de salir el
aire del serpentín para ser recalentado posteriormente
Método de la tangente

Ejemplo:
Un salón de teatro debe de mantener e 80° F y 50% de Humedad
Relativa, la ganancia de calor sensible es de 300 000 BTU/HORA,
y la de calor latente es de 320,000 BTU/HORA , si el aire sale del
acondicionador a 90 de H.R. encontrar.
1.- Las condiciones que debe de tener el aire a la salida del
serpentín de enfriamiento, para tener un mínimo calor de
recalentamiento.
2.- El aire necesario.
3.- El calor necesario para calentar el aire.
4.- El calor necesario para calentar el aire cuando las condiciones
del aire a la salida del serpentín son TBS =50° F Y φ= 90%.

REFRI TERMO
1
2 3
4
50% H.R.
90% H.R.
0.48 F.C.S.
33° F
TBS
48.6° F
TBS
TBH
32.2
40.8
54
Tangente de Humedad Relativa 90%
TBH
TBH
5
50° F 62.6° F 80° F
TBS de aire suministrado será 48.6° F
TBH de aire suministrado será 40.8° F
TBS
1
0.48
320,000300,000
300,000
FCS =
+
=
CONDICIONES DEL AIRE DE SUMINISTRO
EN EL PUNTO DE TANGENCIA, tbs=33ºF, tbh=32.2ºF
El punto 3 hace las veces de Ts. Y con este valor se obtiene el caudal de aire
Para todo el proceso. El segmento 2 – 3 es el recalentamiento requerido.

El aire suministrado se obtiene con el CALOR SENSIBLE (Respuesta 1)
En este caso :
T int = Temperatura interior
T sum = Temperatura de suministro
min
pies
8685.58CFM
48.6)(80CFM1.1300000
HR
BTU
)T(TCFM1.1Q
3
sumintS
=
−××=
−××=
en.220V198Amp,
43.67Kw
HR
BTU
149044.55Q
33)(48.68685.581.1Q
HR
BTU
)T(TCFM1.1Q
S
S
23S
==
−××=
−××=
El calor sensible
suministrado en el proceso
de 2 – 3 valdra:
(respuesta 2)

Si el aire debe de salir del acondicionador por alguna circunstancia
a 50° F de TBS y 90% H.R., punto 4, el calor sensible debe de
suministrarse desde 4 – 5 en este caso el punto 5 representa las
condiciones de entrada del aire que entra al espacio, y la cantidad
de aire en CFM suministrada tendará un nuevo valor.
Comentario:
Al variar la temperatura
de suministro
lógicamente variara el
caudal de aire en CFM
min
pies
15673.98CFM
62.6)(80CFM1.1300000
HR
BTU
)T(TCFM1.1Q
3
sumintS
=
−××=
−××=

HR
BTU
217241.37Q
50)(62.615673.981.1Q
HR
BTU
)T(TCFM1.1Q
S
S
45S
=
−××=
−××=
El calor sensible de
recalentamiento será
COROLARIO
HR
BTU
149,044.55
HR
BTU
217,241.37 〉〉
* Quedando demostrado que el calor de recalentamiento es menor en
la tangente a la H.R. de 90%

CONTROL DE AIRE PARCIAL CON AIRE DE
RETORNO ANTES DEL SERPENTIN
La operación del sistema cuando las ganancias de calor del local
son menores a las cargas de diseño a carga plena, implica que el
equipo sólo trabaja a una carga parcial , una manera económica de
este control es haciendo el recalentamiento, la ganancia de calor
sensible del local disminuye , debido a las menores temperaturas
exteriores (media estación e invierno) mientras que la ganancia de
calor latente permanece alta, esto aumenta la pendiente de la recta
de condiciones y el F.C.S. ,para lograr que el aire ingrese al local en
las condiciones adecuadas se recalienta el aire con una porción
después del acondicionador , todo esto controlado automáticamente
por el termostato del local.

Ejemplo:
La ganancia de calor sensible de un auditórium es de 100,000
BTU/HR y la de calor latente de 30,000 BTU/HR, las condiciones
interiores son TBS = 80° F y 50% H.R. , la humedad relativa del
aire que sale del acondicionador es de 90%. Se pide:
1.- Representar gráficamente la TBS y TBH del aire que sale del
acondicionador.
2.- Volumen del aire de suministro.
3.- Volumen del aire de retorno para que la temperatura en los
difusores sea 68° F.
4.- Comprobar que la mezcla de aire acondicionado, más el aire
de retorno pueden absorber la carga de calor sensible, latente y
total.

REFRI TERMO
50% H.R.
90% H.R.
0.77 F.C.S.
TBH
24.8
27.54
31.3
TBH
TBH
59.5° F 68° F 80° F
TBS de aire suministrado será 59.5° F
TBH de aire suministrado será 57.7° F
TBS
0.77
130,000
100,000
F.C.S. ==
57.7°F
PUNTO GUIA
W1 = 71 g
W2 = 77 g
7000 granos = 1 libra

2.- Caudal de aire de suministro
En este caso :
T int = Temperatura interior
T sum = Temperatura de suministro
min
pies
4434.58CFM
59.5)(80CFM1.1100000
HR
BTU
)T(TCFM1.1Q
3
sumintS
=
−××=
−××=
3.- Volumen necesario del aire de retorno
223311 TCFMTCFMTCFM +=

Serpentín
CFM 3 = 4434.58
TBS 3 = 59.5° F
CFM 2 = ?
TBS 3 = 80° F
CFM 1 = ?
TBS 1 = 68° F
Difusores
.....α....................CFM4,434.58CFM
CFMCFMCFM
β..........1.1764xCFM3,880.25TCFM
80CFM9.54,434.58x5x68CFM
21
231
211
21
+=
+=
+=
+=
VEREMOS:
SE TOMA ESTE VOLUMEN COMO
SI FUERA EL TOTAL DE CAUDAL

De β y α :
min
pies
7,577CFM
CFM4,434.58CFM
min
pies
3,142.46CFM
0.1764xCFM554.33
1.1764xCFM3,880.25CFM4,434.58
3
1
21
3
2
2
22
=
+=
=
=
+=+
ENTONCES PARA QUE LA TEMPERATURA EN LOS DIFUSORES
SEA DE 68ºF SE REQUIERE RETORNAR POR EL BY PASS 3142.46 CFM

DEBEMOS COMPROBAR SI LA MEZCLA DE AIRE MAS
EL AIRE DE RETORNO POR EL BY PASS PUEDEN
SATISFACER LA DEMENDA TÉRMICA
H100,016BTU68)7,577(801.1Qs =−×=
30,914BTUH71)-7,577(770.68Ql =×=
BTUH130,93030,914100,016Qt =+=
SE DEMUESTRA QUE AUN CON EL AIRE DEL BY PASS SE PUEDE
SOSTENER LA DEMANDA TÉRMICA REQUERIDA POR EL RECINTO

HR
BTU
30,914.16Q
HR
BTU
71)(7775770.68Q
71gW77g,W
HR
BTU
)W(WCFM0.68Q
HR
BTU
100,016.4Q
68)(807,5771.1Q
HR
BTU
)T(TCFM1.1Q
L
L
!
1
!
2
!
1
!
2L
S
S
12S
=
−××=
==
−××=
=
−××=
−××=
DATOS OBTENIDOS
DEL DIAGRAMA
PSICROMETRICO

Serpentín
CFM 3 = 4434.58
TBS 3 = 59.5° F
CFM 2 = ?
TBS 3 = 80° F
CFM 1 =7577
TBS 1 = 68° F
CFM 2 = 3142.46
TBS 3 = 80° F
Local
AI
80° F,50% H.R.
AR 1
AR 2
AR T
AE
Si hubiera VENTILACIÓN EXTERIOR, lo que entra de AE, sale como infiltración
por las puertas y ventanas del local, ESTA DEBE DE SER CALCULADA y la
Suma de esta ventilación más el aire de retorno CFM 2 debe ser igual al caudal inicial
Que debe pasar por el serpentín o sea de 4434.58 CFM, lógicamente esto aumentará
la demanda térmica y por esta razón también la potencia frigorífica del equipo
De aire acondicionado.

PROBLEMA
En un equipo de ventana de marca York modelo Y*USC**- 6R
de 12,000 BTUH, cuyo caudal es de 330 CFM y el consumo de
potencia es igual a 1,210 W, para 220 V, 60 Hz. monofásico,
si la máquina fue construida para combatir una relación de calor
sensible igual a 0.75, encontrar las condiciones de el aire de
suministro , la potencia frigorífica cuando no hay renovación de
aire , cuando hay un 50% de aire de ventilación y cuando hay
Total ventilación, se considera que la TDE = 25ºC (77ºF) , hr = 80%
y la TDI = 21.1ºC (70ºF), HR = 50%la oficina a acondicionar tiene
3m de altura (9 pies).

CÁLCULOS PREVIOS “W”se obtienen del diagrama psicrometrico
hr
BTU
27,695.2517.35)330(364.5CasoCQ
hr
BTU
19,824.7517.35)330(30.74.5CasoBQ
hr
BTU
11,954.2517.35)330(25.44.5QCasoA
82.9g
330
165111.616554.2
W
F73.5º
330
1657716570
T
F45.2ºT
)T-330(701.19,000
BTUH3,000C.L.
BTUH9,000C.S.
0.75F.C.S.
:Solución
T
T
T
!
M
M
s
s
=−×=
=−×=
=−×=
=
×+×
=
=
×+×
=
=
×=
=
=
=

TDI
TBST.S=45.2ºF.
TDE
70ºF 77ºF
W
17.35 BTU/lb
25.4 BTU/lb
36 BTU/lb
30.7 BTU/lb
111.6g
82.9g
54.2g
42g
TM
TS
(TDI-TS)= SÓLO RECIRCULACIÓN
(TM-TS)= RECIRCULACIÓN +50% VENTILACIÓN
(TDE-TS)= TOTAL VENTILACIÓN

INTERPRETACIONES
82.9g
400
6.1112002.54220
W
73.5º
400
2007720070
T
82.9g
454.54
6.11127.2272.54227.27
W
F73.5º
454.54
27.2277727.22770
T
82.9g
330
165111.616554.2
W
F73.5º
330
1657716570
T
!
M
M
!
M
M
!
M
M
=
×+×
=
=
×+×
=
=
×+×
=
=
×+×
=
=
×+×
=
=
×+×
=
CON CAUDAL = 330 CFM y Ts = 45.2ºF
CON CAUDAL = 454.54 CFM y Ts = 52ºF
Se puede notar que en todos los casos
Variando el caudal , la temperatura de
Suministro y con una ventilación del 50%
Las condiciones de la mezcla no varían

INTERPRETACIONES
hr
BTU
Q
hr
BTU
Q
yQQconB
hr
BTU
Q
hr
BTU
Q
yQQconA
hr
BTU
B
hr
BTU
L
S
LS
L
S
LS
689,2)5.452.54(54.45468.0
999,8)5270(54.4541.1
:)
4.774,2)442.54(40068.0
020,9)5.4970(4001.1
:)
060,12)5.194.25(54.4545.4Q)....
068,12)7.184.25(4005.4A)....Q
M
M
=−×=
=−×=
=−×=
=−×=
=−×=
=−×=
CON CAUDAL = 454.54 CFM y Ts = 52ºF
VARIANDO LA TEMPERATURA DE
SUMINISTRO Y EL CAUDAL, MANTENIENDO
EL F.C.S. CONSTANTE LA POTENCIA DE
REFRIGERACION NO SE ALTERA.

Gracias por su atención....

PROGRAMA DE CÁLCULO DE PSICROMETRÍA
POR FAVOR IR A LA SECCIÓN ANEXOS Y
ABRIR EN LA CARPETA DE CARTA
PSICROMETRICA. GRACIAS

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