Diapositiva 1

RETER

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 / 9994-9953

CURSO DE AIRE ACONDICIONADO EXPOSITOR : ING. WILLIAN MORALES QUISPE, ESPECIALIZADO EN COLOMBIA – CUBA - MEXICO

CAPITULO 5 : DISEÑO DE DUCTOS PARA AIRE ACONDICIONADO TEMARIO 1.- VARIABLES A USARSE EN EL DISEÑO DE DUCTOS 2.- FÓRMULAS DE CAUDAL DE AIRE 3.- TABLAS DE VELOCIDADES DEL AIRE DENTRO DEL DUCTO 4.- CIRCUITOS DE DUCTOS MAS USADOS 5.- DIAGRAMAS DE SELECCIÓN DE DUCTOS DE DISTINTOS MATERIALES 6.- SELECCIÓN DEL VENTILADOR DEL SISTEMA, LEYES DE LOS VENTILADORES 7.- EVALUACIÓN DEL COSTO DE DUCTERIA Y MANO DE OBRA

RETER PERÚ

DISEÑO DE DUCTOS PARA AIRE ACONDICIONADO

TEMARIO

1.- VARIABLES A USARSE EN EL DISEÑO DE DUCTOS 2.- FÓRMULAS DE CAUDAL DE AIRE 3.- TABLAS DE VELOCIDADES DEL AIRE DENTRO DEL DUCTO 4.- CIRCUITOS DE DUCTOS MAS USADOS 5.- DIAGRAMAS DE SELECCIÓN DE DUCTOS DE DISTINTOS MATERIALES 6.- SELECCIÓN DEL VENTILADOR DEL SISTEMA, LEYES DE LOS VENTILADORES 7.- EVALUACIÓN DEL COSTO DE DUCTERIA Y MANO DE OBRA

RETER PERÚ

VARIABLES A USARSE EN EL DISEÑO DE DUCTOS Presión: Es la fuerza por unidad de superficie

F(lb - f) P(psi) = A(pulg 2 )

Presión barométrica ó atmosférica: Es la presión que ejerce el aire Atmosférico a nivel del mar equivalente a 14.696 psi, 10.33 m. de agua 760 mm de c.d.m. Y 29.92 pulg de Hg Unidades de presión para medidas débiles: Utilizadas para medir presiones como la de los ventiladores, es el milímetro de columna de agua o la pulgada de columna de agua algunas las vemos a continuación.

1mm de c.d.a. = 0.07355 mm de c.d.m.

1 mm de c.d.m. = 13.6 mm c.d.a.

760 mm de c.d.m. = 10.33 mm de c.d.a. = 29.92 pulg. de c.d.a.

1 Atmosfera = 10,000 mm de c.d.a.

1 bar = 10 m de c.d.a.

Presión manométrica: Mide la diferencia entre la presión absoluta y la presión atmosférica Pm. = Pabs. - Pat. Presión absoluta: Son las presiones referidas al cero absoluto, los manómetros industriales miden la presión manométrica Pabs. = Pm. + Pat. Presión estática: (Pe) Es la parte de la presión del aire debida solamente al grado de compresión del mismo, o también el la presión ejercida en todas las direcciones y sentidos al margen de la dirección y sentido de la velocidad.

Si se expresa como presión manométrica esta puede ser negativa o positiva según se encuentre en depresión o sobrepresión, es decir puede encontrarse presión estática positiva o negativa.

Presión dinámica o de velocidad (Pd): Es la porción de la presión del aire debida solamente al movimiento del aire o mejor dicho a su velocidad, esta equivale a la transformación integra de la energía cinética en energía de Presión es siempre positiva y se manifiesta únicamente en el sentido de la velocidad

FLUJO DE AIRE O CORRIENTE DE AIRE EN VENTILADORES

γv 2 Pd = (Kg./m 2 ) 2g γ = densidad(Kg/m 3 ) = 1.2 g = gravedad(g = 9.8m/s ) 2

v = velocidad(m/s) CAUDAL DE AIRE (Q)

m3 m 2 Q( ) = A(m ) × V( ) hr s

Presión total (Pt) : Es la presión del aire debida al grado de compresión y de velocidad del aire es la suma algebraica de la presión de velocidad y la presión estática en un punto, si el aire se encuentra en reposo la presión total será igual a la presión estática, es oportuno observar que, mientras que la presión estática es negativa en la aspiración y positiva en la impulsión, la presión dinámica es siempre positiva por lo que la presión total es la suma algebraica de ambas.

En los conductos de impulsión las presiones estáticas (pe) y total (pt) son positivas, resultando una sobrepresión, en los conductos de aspiración las presiones (pe) y (pt) son negativas en consecuencia se tiene una depresión o también llamada una presión negativa.

Los ventiladores se caracterizan por su presión total

Ptotal = Pestática + Pdinámica

DUCTOS DE IMPULSIÓN O CON PRESIÓN POSITIVA

DUCTOS DE ASPIRACIÓN O CON PRESIÓN NEGATIVA

MEDIDA DE PRESIONES: Se encuentra en el comercio diversos aparatos para medir la presión dinámica, estática y total siendo los mas conocidos el tubo de Pitot que indica directamente la presión total, o el tubo de Prandl que consta de un tubo de Pitot unido a otro que lo envuelve, y que va provisto de unas rendijas que miden la presión estática. Van acoplados a los dos extremos de un manómetro que indica la diferencia entre ambos; es decir la presión dinámica.

DIFERENCIA DE PRESIÓN TOTAL DESARROLLADA POR UN VENTILADOR: En el régimen de funcionamiento el fluido llega a la boca de aspiración del ventilador a la presión atmosférica si no existe ningún conducto unido a su abertura, o a una presión menor que la atmosférica si el ventilador aspira por medio de un ducto de retorno motivado por la pérdida de presión causada por el paso del fluido a través del ducto. en caso de no haber tubería de aspiración, las pérdidas causadas por la entrada del fluido en el rodete de aspiración del aparato constituyen una parte importante de las pérdidas totales y se reflejan en el rendimiento mecánico del ventilador si a la abertura del ventilador no va ningún ducto La presión estática en la entrada será cero y la presión total es igual a la presión dinámica media . En cualquier caso, la diferencia de la presión total media (presión total) creada es igual a la presión total media a la salida del ventilador menos la presión total media a la entrada.

EJEMPLO Un ventilador mantiene en su abertura de suministro una presión estática Media de 3.2 cm de c.d.a y una presión dinámica media de 0.89 cm. De c.d.a. en el conducto de aspiración y cerca del ventilador la presión estática vale -3.2 cm. De c.d.a. Y la presión dinámica 0.64 cm. De c.d.a. Hallar la diferencia de presión total creada por el ventilador.

Pt (3.2 + 0.89) − (−3.2 + 0.64) = 6.65cm..d.c.a.

LEYES FUNDAMENTALES DE LOS VENTILADORES: Cuando se elige un ventilador, hay que precisar sus cualidades de funcionamiento para acoplarlo al sistema que va ha trabajar.

Esta adaptación es posible realizarla estando de acuerdo con las leyes de los ventiladores y conociendo la ley de proporcionalidad por la cual los ventiladores con la misma inclinación de álabes y todas las dimensiones geométricamente en relación apropiada, ofrecen sus características con la misma proporcionalidad, las funciones variables de los ventiladores son:

FUNCIONES VARIABLES CON LOS VENTILADORES

3

m Q = Caudal hr Pt = Ptotal mm . de . c . d . a .

PA = Potencia(absorbida), Kw N = r .p.m.

D = diรกmetro(rodete) mm . ฮด = densidad(aire)

PARA UN DIAMETRO CONSTANTE Y UN CIRCUITO PREFIJADO CON AIRE A DENSIDAD CONSTANTE, PODEMOS ESTABLECER.

1.- CUANDO SE MODIFICA LA VELOCIDAD DEL RODETE:

El caudal o volumen de aire circulante está en proporción directa con a relación de velocidades de rotación.

Q 2 = Q1

N2 N1

La presión total disponible a la salida del ventilador es directamente proporcional al cuadrado de la velocidad de rotación. Igualmente lo son a presión estática y dinámica.

 N2  p t2 = p t1    N1 

2

La potencia absorbida por el ventilador para su accionamiento es Directamente proporcional al cubo de la relación de velocidades de rotación

 N2  PA2 = PA1    N1 

3

EJEMPLO: Un ventilador que tiene un caudal de aire de 30,000 m3/hr, una presión estática de 45 mm. De c.d.a.; la velocidad de rotación es de 500 rpm. necesitando una potencia de 10 CV. ¿Qué ocurre si aumentamos la velocidad a 650 rpm?

N2 650 m3 Q 2 = Q1 = 30,000 × = 39,000 N1 500 hr

N2 2 650 2 Pe2 = Pe1 ( ) = 45 × ( ) = 76mm.c.d .a.

N1 500 PA2

N2 3 650 3 = PA2 ( ) = 10 × ( ) = 22CV(25CV, aprox.)

N1 500

2.- PARA UNA MISMA VELOCIDAD DE ROTACIÓN El caudal es directamente proporcional al cubo del diámetro del rodete

 D2  Q 2 = Q1    D1 

3

La presión total, la presión estática y dinámica, es proporcional al cuadrado del diámetro del rodete

 D2  p t2 = p t1    D1 

2

La potencia absorbida es proporcional a la quinta potencia del diámetro del rodete.

 D2  PA2 = PA1    D1 

5

3.- CUANDO VARIA LA DENSIDAD DEL AIRE La presión a igualdad de caudal varía en proporción directa con la densidad o en proporción inversa con la temperatura absoluta y directamente proporcional a la presión barométrica

 δ2  Pt2 = Pt1    δ1  La potencia absorbida a igualdad de caudal es proporcional a la densidad o inversamente proporcional a la, temperatura absoluta y directamente proporcional a a la presión barométrica.

 δ2  PA2 = PA1    δ1  En función de las temperaturas absolutas, la nueva densidad del gas será conocida por:

 T1  δ 2 = δ1    T2 

T1 = t1 + 273

T2 = t 2 + 273

ºK (Kelvin)

EJEMPLO Se dispone de un ventilador de 30,000 m3/hr. De caudal con un motor de 10 CV siendo su presión estática de 33 mm de c.d.a. y la densidad del gas que deseamos mover es de d2 = 0.9 Kg/m3, d1 = 1.2 Kg/m3, aplicando las fórmulas.

 δ2  0.9 Pt2 = Pt1   = 33 = 24mm.c.d .a.

1 .2  δ1   δ2  0.9 PA2 = PA1   = 10 = 7.35CV 1.2  δ1 

VARIACIÓN DE LA DENSIDAD CON LA ALTURA Por norma, las curvas características de los ventiladores se realizan a las Condiciones de aire estándar es decir 20ºC, 760 mm de Hg. Densidad = 1.2 Kg./m3 Cualquier corrección a estas condiciones implica el uso de factores de corrección.

La elección del ventilador idóneo se hace en función del caudal necesario y de la presión requerida. Esta presión dividida por el factor de corrección conseguido en la tabla para las nuevas condiciones nos dará la presión real con la cual debemos seleccionar el ventilador.

La potencia absorbida obtenida con anterioridad se multiplica por el factor de corrección, alcanzando la potencia real para el caso previsto.

Ejemplo: Se necesita un ventilador que suministre un caudal de 10,000 m3/hr con una Presión total de 30mm. De c.d.a. situado en una localidad a 1,500 m.s.n.m. y A una temperatura de 66ºC, procedemos de la siguiente manera.

De la tabla….factor = 0.722 Elegimos un ventilador para 10,000 m3/hr y con una presión igual a 30 : 0.722 = 41 mm. De c.d.a.

La potencia real absorbida será equivalente a la potencia del catálogo a nivel del mar multiplicada por 0.722

FACTORES DE DENSIDAD POR ALTURA Y TEMPERATURA

RENDIMIENTO Y POTENCIA La relación entre la potencia útil generada por un ventilador y la absorbida En su eje, expresadas ambas en CV o Kw, se denomina rendimiento Mecánico,

 Putil  ηm =   P  absorbida  Típicos : η 0.9,0.98

RENDIMIENTO MECÁNICO TÍPICO

La potencia útil generada es a consecuencia de la presión estática y de la Presión dinámica, pero como la presión dinámica no se puede transformar en presión estática totalmente es por eso que en determinadas ocasiones se calcula el rendimiento basándose sólo en la presión estática.

 Putil  Pt × Q ηm =  =   Pabsorbida  75 × Pa

Pe × Q ηe = 75 × Pa

VARIABLES DE LAS ECUACIONES ANTERIORES: Q = caudal de aire m3/hr Pa = potencia absorbida CV Pu = potencia útil CV Pt = presión total en mm. de c.d.a.

Pe = presión estática, en mm. de c.d.a.

nm = rendimiento mecánico nm = rendimiento estático

La capacidad o caudal (Q) de un ventilador centrífugo es la cantidad de fluido gaseoso que pasa a través de la unidad de tiempo.

V Q= t m3 Q⇒ , V = m 3 , t = segundos s

RENDIMIENTO TOTAL Es la relación entre la potencia generada por el ventilador y la potencia absorbida por el mismo, siendo la potencia generada por el ventilador la potencia útil trasmitida al eje . Es proporcional al producto del caudal y la presión total

Q × pt ηt = Pa m3 Q⇒ , p t = Pa(N/m 2 ), Pa = W(Nm/s) s Unidades(usuales) m3 Q= ⇒ p t = mm.c.d.a., Pa = Kw hr m3 Q( ) × p t (mm.c.d.a.) hr ηt = (%) 367,000Pa (Kw)

POTENCIA ABSORBIDA POR UN VENTILADOR Es la potencia necesaria para moverlo añadiendo además los elementos del sistema de accionamiento que se considera como parte del ventilador

Q × pt Pa = ⇒ Kw 3,600 ×102η t Q × pt Pa = ⇒ CV 3,600 × 75η t

ηe p e = ηt p t

CURVAS CARACTERÍSTICAS ES LA REPRESENTACIÓN GRAFICA DE LA VARIACIÓN DEL CAUDAL DADO POR EL VENTILADOR EN FUNCIÓN DE LA PRESIÓN (Pe) CONTRA LA QUE ESTA TRABAJANDO, EL RENDIMIENTO OPTIMO ES AQUEL CUYO PUNTO DE INTERSECCIÓN SE ENCUENTRE EN LA ZONA CENTRAL DEL DIAGRAMA DEL VENTILADOR QUE SE ESTE SELECCIONANDO. EVITAR ZONAS EXTREMAS EN DONDE SE ORIGINAN BAJO RENDIMINETO E INESTABILIDAD. CUANDO EL DIAGRAMA MUESTRA LA CURVA DE RENDIMIENTOS ES RECOMENDABLE TRABAJAR CERCA DEL PUNTO DE RENDIMIENTO MÁXIMO O EN SU ENTORNO PROXIMO A EL.

CURVA CARACTERISTICA

EJEMPLO DE SELECCIÓN

CAUDAL REQUERIDO 22,300 M3/HR, 5mm.

De c.d.a.

Punto de trabajo 25,250 M3/hr 8 mm. De c.d.a

HXA/P-6-1000L

CURVA DE RESISTENCIA DEL SISTEMA

-

VARIACIÓN DE LA CURVA DE RESISTENCIA

2000 pcm

Pe = 1”

Pe = 0.25”

1000 pcm

Aumenta la resistencia Al flujo de aire

EJEMPLO: (del gráfico anterior) Si un sistema es diseñado para mover 1000 pcm a una resistencia de 0.25¨ de presión estática. Que presión estática tendrá que superar el ventilador para producir 2000 pcm de aire?

2

2

 N2   2000  p t 2 = p t1   = 0.25"  = 1.0"   1000   N1  Pt ≈ p e ⇒ ventiladores FISICAMENTE CAMBIANDO EL SISTEMA ALTERARIA LA RESISTENCIA DEL MISMO. POR EJEMPLO, CERRANDO UNA COMPUERTA DE 100% HASTA 50% LE DARÁ MAS RESISTENCIA Y AUMENTARÁ LA EMPINADA DE LA CURVA. EL MISMO EFECTO OCURRE CUANDO SE OBSTRUYEN LOS FILTROS, LA GRÁFICA ANTERIOR MUESTRA ESTE CONCEPTO. LA CURVA “A” REPRESENTA A UN SISTEMA QUE REQUIERE 0.5” DE Pe PARA MOVER 1000 PCM. LA CURVA “B” REQUIERE 0.75” DE Pe PARA MOVER LA MISMA CANTIDAD DE AIRE. ASI ES COMO REACCIONA TIPICAMENTE UN SISTEMA CUANDO SE INCREMENTA LA RESISTENCIA AL PASO DEL AIRE

PUNTO DE OPERACIÓN

AJUSTANDO EL FUNCIONAMIENTO DEL VENTILADOR Existe una relación directa entre los pcm y las rpm dentro de un sistema de Ventilación. Al duplicar las rpm del ventilador también pasará lo mismo con los pcm distribuidos.

EJEMPLO: La gráfica de la variación de los puntos de operación muestra que a 700 rpm con un punto de operación de 1,000 pcm y 0.25” de Pe. Cuantas rpm serán necesarias para poder mover 2,000 pcm a través del mismo sistema?

SOLUCIÓN.- En un sistema de ventilación los pcm y las rpm son directamente proporcionales es decir que:

rpm 2 × pcm1 = rpm1× pcm 2 pcm 2 2000 rpm 2 = rpm1× = 700 × = 1,400 rpm pcm1 1000

CONTINUANDO EL PROBLEMA ANTERIOR, VEMOS LO QUE PASA CON LA Pe. De las leyes de los ventiladores vemos que ocurre con la presión estática Cuando se varía las rpm, suponiendo para un mismo ventilador.

2

2

 N2  1,400  p t 2 = p t1   = Pe 2 = 0.25"× = 1.0"   700   N1  Esto verifica que el punto de operación en la curva de las 1,400 rpm (2,000 pcm a 1” de Pe) con este ejemplo, queda claro como los pcm, rpm, y la Pe operan unidos en un sistema de ventilación firme y estable.

OBSERVACIÓN UN AUMENTO DE UN 25% EN LAS RPM RESULTARÍA EN UN AUMENTO DEL 95% EN EL CABALLAJE DEL MOTOR (CUIDADO)

Bhp nuevo = (1.25) × Bhp anterior = 1.95 × Bhp anterior 3

CASO ANTERIOR

VARIBLES DE LA CURVA CARACTERISTICA PUNTO DE TRABAJO

Punto de trabajo

SELECCIÓN DE UN VENTILADOR CONCRETO Para este fin tenemos que seleccionar el ventilador en su punto de trabajo, que como ya hemos dicho se obtiene por la intersección de la característica de caudal – presión, se encuentre en la zona de máximo rendimiento, ello es correcto si se mira el aspecto energético y minimizar el ruido que se origina por la impulsión del aire

DISTRIBUCIÓN DE AIRE GENERALIDADES 1.- CAUDAL DE AIRE NECESARIO PARA SATISFACER LA CARGA TÉRMICA

2.- VELOCIDAD DEL AIRE DENTRO DEL DUCTO PARA NORMAL NIVEL DE RUIDO 3.- PRESIÓN ESTÁTICA NECESARIA PARA IMPULSAR EL AIRE PARÁMETROS CAUDAL.- Se define como el volumen de fluido que atraviesa una sección Transversal determinada de un ducto en la unidad de tiempo.

SECCIÓN.-Es el área de la superficie trasversal interior del ducto, normal a la circulación del aire.

VELOCIDAD DE CIRCULACIÓN.- Relación entre el caudal y la sección

3

m m 2 Q( ) = A(m ) × V( ) hr s

TABLAS DE VELOCIDADES RECOMENDADAS (ppm) TIPO DE EDIFICIO

DESCARGAS DE AIRE

BOCAS DE RETORNO

DESCARGA PRINCIPAL

DESCARGA (RAMIFICA CIÓN)

RETORNO PRINCIPAL

RETORNO RAMIFICA CIÓN)

VIVIENDAS

500-750

500

1000

600

800

600

APARTAMENT OS, HOTELES, HOSPITALES

500-750

500

1,200

800

1,000

800

600

1,500

1,200

1,200

1,000

OFICINAS, RESTAURANT ES, ALMACENES, BANCOS

1,200-1,500 700

1,700

1,600

1,500

1,200

TIENDAS, CAFETERIAS

1,500

2,000

1,600

1,500

1,200

DESPACHOS 500-1,000 PARTICULARE S, IGLESIAS, BIBLIOTECAS , ESCUELAS.

800

Para difusores de salida de aire se puede usar una velocidad de (300 – 500 ppm)

TABLAS DE VELOCIDADES RECOMENDADAS (m/s)

m pies ×196.85 ⇒ (ppm) s minuto

METODOLOGIA PARA EL CAUDAL DE AIRE QUE PASA POR EL SERPENTÍN EN FUNCIÓN DE LA CAPACIDAD DE ENFRIAMIENTO (1 T.R. = 12,000 BTUH) 1.- Luego de haber encontrado la carga térmica de cada habitación, tenemos que determinar e caudal de aire que debe de ser circulado por los difusores Se puede obtener esto asumiendo que por cada tonelada de refrigeración Se debe de circular 400 CFM, es decir 400 CFM por cada 12,000 BTUH.

BTU 400 CFM ⇔ 1T . R . = 12,000 hr CONOCIENDO EL CAUDAL DEL AIRE Y LA VELOCIDAD RECOMENDADA DEBEMOS IR A LOS ÁBACOS DE DUCTOS. DONDE SE DETERMINA EL DIÁMETRO DEL DUCTO Y LA CAIDA DE PRESIÓN POR CADA 100 PIES.

ABACO DE DUCTOS GRANDES

ABACO DE DUCTOS PEQUEﾃ前S

CONVERSION DE DUCTOS CIRCULARES A RECTOS

EJEMPLO DE SELECCIÓN DEL DIÁMETRO DE UN DUCTO

DATOS: CAUDAL = 500 CFM VELOCIDAD RECOMENDADA = 900 PPM ENCONTRAR EL DIÁMETRO DEL DUCTO Y CONVERTIRLO A UN DUCTO CUADRADO O RECTANGULAR RECOMENDADO. ENCONTRAR LA CAIDA DE PRESIÓN SI EL DUCTO TIENE UNA LONGITUD EQUIVALENTE DE 150 PIES. RELACIÓN DE LADOS RECOMENDADA

a(lado ... largo) r= ,a ≥ b b(lado ... corto) a = b ⇒ óptimo r ≤ 5 ⇒ imperativo

900 ppm 500 CFM

CAIDA DE PRESIÓN = 0.15 X 150/100 = 0.225” DE C.D.A.

DIÁMETRO = 10”

CAÍDA DE PRESIÓN = 0.15” DE COLUMNA DE AGUA POR CADA 100 PIES

9” X 9” = 9.8(EL DIÁMETRO)

10” X 10” = 10.9”(EL DIÁMETRO)

ﾃ。ACOS EN OTRAS UNIDADES

CONVERSIÓN DE DUCTOS CIRCULARES A RECTANGULARES

CONVERSIÓN DE DUCTOS CIRCULARES A RECTANGULARES

LONGITUD EQUIVALENTE DE CODOS

ACCESORIOS DE DUCTOS

ACCESORIOS DE DUCTOS

PROBLEMA 1

CODO 4 E

BOCA DE DESCARGA 6

PROBLEMA 2

SALIDAS Y RETORNOS DE AIRE

DISTRIBUCION DE CARGAS TERMICAS POR HABITACION

DISTRIBUCION DE LOS CFM POR HABITACION

METODOS DE MEDIR LA VELOCIDAD PROMEDIO EN DUCTOS

DISEﾃ前S DE DUCTOS

SISTEMAS DE CALCULO DE DUCTOS PASO 1.- De la carga de calefacción, de refrigeración o de ventilación calcular Las cantidades de aire necesarias par cada salida, ramal o zona.

PASO 2 .- Proyectar una ruta conveniente para obtener una distribución Adecuada y tener facilidades para el montaje de los mismos ductos.

PASO 3 .- Calcular el tamaño de cada ducto por uno de los siguientes métodos A) Método que supone la velocidad del aire razonable en cada tramo y se calculan Separadamente, las pérdidas en dichos tramos. La pérdida de presión total es la Suma de las pérdidas parciales.Una modificación de este sistema es el método llamado de la “velocidad reducida”, en el que la velocidad supuesta se reduce Progresivamente. La velocidad máxima se supone a la salida del ventilador y se Va reduciendo. Este método sólo se usa en sistemas relativamente sencillos. El control de flujo en este caso, debe de hacerse por medio de compuertas.

B) Método con caída de presión constante, en este método lo0s ductos se dimensionan de tal manera que la perdida de fricción sea constante. Cuando se usa este método, se supone la velocidad del aire a la salida del ventilador. Con Esta velocidad se calcula la pérdida de presión que se conserva en todo el resto Del sistema. El control de flujo en los ramales se lleva a cabo con la ayuda de Compuertas.

EJEMPLO:

(Vivienda) de la tabla para viviendas se obtiene las velocidades Recomendadas a saber 1000 ppm para ductos principales y de 600 para los ductos ramales, para los difusores 400 ppm.

300 CFM

U.E. 36,000 BTUH

1,200 CFM

15 pies A

300 CFM

b2

d

12 pies

12 pies

600 CFM

300 CFM

B 12 pies

C 8 pies D

12 pies

12 pies

b1 300 CFM

c 300 CFM

ASUMIR 400 CFM /TR, ENTONCES SON 1,200 CFM Difusor de 4 vĂ­as con damper (D4V c/d)

TRAMOS Tramo A – B.- Caudal = 1,200 CFM, velocidad recomendada = 1000 ppm, del ábaco nos da un diámetro de: 16” Ramal B – b2.- Caudal = 300 CFM, velocidad recomendada = 600 ppm, del ábaco obtenemos un diámetro de: 10” todos los demás ramales tendrán el mismo diámetro por tener las mismas condiciones.

Tramo B – C.- Caudal = 600 CFM, velocidad recomendada = 1000 ppm, del ábaco obtenemos un diámetro de: 10” (el mas proximo) Tramo C – D.- Como es el último ducto principal pero a la vez es ramal podemos tomar el diámetro de 10” Pérdida de presión en el tramo A –B: 0.09” de c.d.a. por cada 100 pies de longitud, como la longitud es de 15 pies la pérdida de carga será de 0.09” x 15/100 = 0.0135” de c.d.a.

Medida del difusor de 4 vías, con el caudal de 300 CFM, y la velocidad de 400 ppm del ábaco sale 12” pero hay que concvertirlo a un difusor cuadrado con el otro ábaco entonces sale 11” x 11” Lo demás se desarrolla de la misma manera, y el ventilador se selecciona con El caudal requerido y la ruta de la ductería que tenga la mayor caída de presión De ninguna manera se debe de suponer que esta ruta será la más larga.

COSTOS El costo de un trabajo de ductos radica en la fabricación de los ductos y accesorios es costumbre en la ciudad plantear el costo por el peso de la plancha y la mano de obra, a razón de 1.5 Dólares el kilo de ducto la mano de obra (instalado) y a razón de 2.5 Dólares por kilo de material.

De acuerdo a la ductería que se va ha construir en el plano se puede hallar el área total de la lata galvanizada que se usará más un 10% de porcentaje por razones de Los desperdicios al particionar la misma, luego de esto se tendrá el peso total de lata a emplear y de allí saldrá el precio total del trabajo. por ejemplo si hay 250Kg. De ducto, se tendrá 250 x 2.5 = $625.00 por el material Y $375 por la mano de obra. En total costará ese trabajo = $1,000 (Dólares US)

1 Plancha de " ⇒ peso = 15 Kg. 40 1 Plancha de " ⇒ peso = 10 Kg. 54 Ojo: Generalmente el ductero le dice a Ud. Que usará plancha de 1/40” (15Kg.) de peso y usa la de 1/54” de menor peso, obteniendo reditos a su favor.

PREGUNTAS Y MUCHAS GRACIAS