专利名称：节约能源的气冷式冰水机的制作方法
技术领域：
本实用新型涉及一种节约能源的气冷式冰水机。
习用气冷式冰水机(请参阅
图1和图2)，其散热机构部分主要为铜管外附散热片的盘管1及排风扇2所组成的气冷冷凝器，进口处的空气3，温度约为37℃，因此冷媒的冷凝温度高约为50℃～60℃，相对应系统高压，若为冷媒R－22，约为1.94～2.42MPA。与水冷式冷凝器相比，其系统高压约比水冷式系统高出约0.5MPA，因此压缩机的压缩比也较高，耗用功率也大，但其结构精巧，仍为大家习用。利用冷水塔的水冷式系统，虽然冷凝温度较低(约为40℃)压缩功率较大，但对一般个别用户，由于装设冷水塔所需体积与空间限制，在实际一般家庭应用上，有占用空间大的缺点。习用蒸发式冰水机的冷凝器系统(参阅图3和图4)可满足降低冷凝温度的要求，其主要结构为裸铜管盘管4上方置一喷嘴5，循环水经由循环水泵8送至喷嘴喷洒于裸铜管上，另有补给水经浮球控制阀6进入水盘7，由于裸铜管的表面积有限，由此体积与结构，亦嫌庞大，也具有占用空间大的缺点。而且当水系统故障中止运转时，冷媒高压的过度升高，将导致空调机停止运转，原因在于裸铜管的传热面积较小，当无水分蒸发时，其散热效率不足之故。
针对上述习用气冷冰水机的缺点，本实用新型的目的在于提供一种节约能源的气冷式冰水机，通过在冷凝盘管和散热片顶部加设给水加湿器，使散热片表面形成水薄膜，利用水薄膜与通过盘管空气间的蒸发热传，增加散热效果，降低冷凝温度及压力，以减小压缩机压缩比达到节省能源的目的。
本实用新型的目的是以如下方式达到的一种节约能源的气冷式冰水机，其冷凝盘管为散热片与铜管组合，其特征在于冷凝盘管顶端装设一给水加湿器，并有一循环水泵与该加湿器相通，循环水由泵送至该加湿器，并经由该加湿器底部分散至盘管的散热片上方，再沿垂直散热片表面下流形成水薄膜。
本实用新型的目的还可以如下方式达到所述的节约能源的气冷式冰水机，其特征在于在所述加湿器底部设有多孔平板及吸水层，吸水层与盘管的散热片顶部接触。
所述的节约能源的气冷式冰水机，其特征在于，其中循环水泵受系统高压控制，使其在低温状态下可维持适当高压。
所述的节约能源的气冷式冰水机，其特征在于该冰水机为配合设有小型室内送风机的箱型冰水机。
本实用新型的优点在于利用一盘管加湿装置，将习用气冷式盘管表面变为水湿表面，以水膜一空气间的潜热热传增加冷凝器的效果，降低冷凝温度进而提高冰水机的能效比(EER)值。
本实用新型的第二个优点为，冷凝器采习用气冷冷凝器的结构设计无论风量盘管部分与习用冷凝器设计完全相同，故可维持体积的精巧性，而因此在使用上气冷冷凝与蒸发冷凝具完全的互换性，免除传统蒸发式冷凝器当水源断绝时即不能使用的缺点，更可在冬天或高峰用电时刻作干式运转，在尖峰用电时刻藉湿式运转以达省能的弹性节能目的。
附图的图面说明如下
图1为习用气冷式冰水机的干式冷凝器结构示意图。
图2为
图1的侧示图。
图3为习用蒸发式冰水机的裸管冷凝器结构示意图。
图4为图3的侧示图。
图5为本实用新型的节约能源的气冷式冰水机结构示意图。
图6为图5的侧示图。
图7为本实用新型湿盘管的热传及质传原理示意图。
参照图5和图6，本实用新型的节约能源的气冷式冰水机是一种湿盘管高效气冷冷凝器冰水机。其特征在于以习用气冷冷凝器之盘管1作为散热本体，排风扇2结构不变，盘管顶部装设一给水加湿器9，加湿器顶端或侧面有一进水口与循环水泵8的出口相通，加湿器底部10设置有多孔平板及吸水层，吸水层用吸水材料如海绵体构成并与盘管散热片11顶部接触，多孔材料的作用在于吸收循环水泵排出的循环水，并使水分能平均分布于盘管顶端，并经由重力及表面张力，使水份沿散热片垂直表面下流并形成水薄膜12，再利用水膜与通过盘管之空气3间热传及蒸发质传，产生热交换，以达散热的目的。沿散热片下流的水循环汇集于水盘7中，水盘有一排水口13与循环水泵的进口相通，水盘另装设一外加水源浮球控制阀6以控制水盘内的水面高度14。
本实用新型散热的功效，将以下述原理公式加以证明(结合参阅图7)。
1、习用气冷冷凝器干盘管的热传及性能Qs＝Wa Cp(Ta2－Ta1)(1)＝Wa CP E(Tr－Ta1) (2)其中Wa＝空气流量＝1.284 Aa VaAa＝正面积，m2Va＝流速，m／sCp＝比热＝1.0 KJ／KG℃Ta1，Ta2＝空气进出口温度，℃Tr＝冷媒温度或冷凝温度，℃Qs＝散热量，WE＝盘管热交换效率(Effectiveness)＝1－e－NTU其中NTU＝热交换单元数(Number of heat transfer units)＝UoAo／Wa Cp
其中Ao＝外表面积，m2＝Fs Aa Nr其中Fs＝单位正面积单位排数的表面积Nr＝排数Uo＝总热传系数=11ηfa+Bfr]]>其中 η＝散热片效率fa＝空气侧热传系数，W／m2.℃fr＝冷媒侧热传系数，W／m2.℃B＝表面积比(surface ratio)＝Ao／Ai选择3 row10 FP1规格作为计算实例依据，其规范如下管径 3／8英寸(9.53mm)管内径 Di＝0.008m正面积 Aa＝4m2风速 Va＝3m／s面积比 B＝14.1Fs＝16.1冷媒侧的冷凝热传系数fr及空气侧的热传系数fa，依斯托克及乔思(stoecker及Jon)(1982)所提出的威尔森－普洛茨(wilsosn plots)方法，可根据冷凝干盘管的性能曲线而得，其结果为1／UO＝C1＋C2V－0.5a(3)其中C1＝B／fr＝0.00396C2＝0.0309热传系数的决定，则在取得公式(3)中C1，C2之值后依总热传系数UO的定义而得知ηfa＝1／C2V0.5a＝32.34V0.5aW／m2℃ (4)fr＝B／C1＝3554w／m2℃(冷凝器)(5)2、本实用新型的湿盘管的热传及性能湿盘管表面有水膜12存在，表面的水蒸气是呈饱和的状态，若与非饱和的湿空气3接触时，由于它们之间湿度不同会产生蒸发现象(或冷凝现象)而形成质传，该质传的发生导致潜热传，因此湿盘管表面的热传除了因温度差异而产生的显热热传外还要加上上述的潜热热传。若空气进口状态为(Ta1，ha1，ωa1)，冷媒温度为Tr，有效平均湿盘管表面温度(effective surface temperature)为Ts，表面湿度比为ωs，则盘管空气侧热传率为Qa＝Qs＋QL＝Wa CpP Eo(Ts－Ta1)＋WahfgEO(ωs－ωa1) (7)其中Qa＝空气与湿盘管表面间之总热传率，WQs＝显热热传率，WQL＝潜热热传率，WEo＝空气侧的热交换效率(air－side effectiveness)＝1－e-NT
NTUO＝空气侧的热交单元数(number of air－side transfer units)＝ηfaAo／Wa Cphfg＝水的蒸发潜热＝2430000J／kgωs＝对应于介面温度TS时的饱和湿度比(humi dity ratio)3.冷媒侧的热传率冷媒侧的热传包括冷媒与管壁N与散热片M间及散热片与水膜介面J间三部分热传，其总热阻为Ri＝ (B)/(A1fr) + (σ)/(KAO) (8)其中 δ＝水薄膜之厚度，mK＝水之热导系数，W／m℃一般而言水薄膜的厚度很小，因此水膜介面间的热阻可忽略不计，冷媒侧的热传率为Qr＝(Tr－TS)／R1(9)4、盘管有效表面温度TS的计算若无热传损失，则空气侧的热传率Qa与冷媒侧的热传率Qr两者相等，即Qa＝Qr或WaCpEO(TS－Ta1)＋WahfgEO(ωa－ωa1)－(Tr－TS)／(1／Aifr＋δ／KAO)＝0 (10)因为Wa为Ts的函数ωa(TS)，故经由公式(10)可解出平均有效表面温度TS值，进而计算出湿盘管的性能。若以焓值变化表示空气侧的热传，公式(7)可以直接转换成(见ASHRAE Hand book of Equipment，1979)，Qa＝Wa(ha2－ha1)＝Wa(1－e－NTUO)(ha－ha1)＝WaEo(hS－ha1) (11)其中 hs＝饱和空气在有效表面温度Ts时的焓值，J／Kgha1＝进口空气的焓值，J／Kgha2＝出口空气的焓值，J／Kg有关空气焓值的计算，依斯托克及乔恩(Stoecker及Jones)(1982)的著作(Refrigeration and Air Conditioning，2nd Edition，McGraw－Hill International Bood Company)中建议，可由下式计算，即ha＝0.3625＋1.7861TS＋0.01135T2S＋0.00098855TS，Kj／Kg(12)ha1＝9.3625＋1.7861TWb＋0.01135T2Wb＋0.00098855T3Wb，KJ／Kg (13)其中TWb＝空气的湿球温度，℃由Qa＝Qr得(Tr－Ts)／R1－WaEo(hS－ha1)＝0或(Tr－Ts)／WaR1Eo＋ha1－9362.5－1786TS－11.35TS2－0.98855T3S＝0 (14)在已知盘管的冷媒侧热阻R1，热交换效率Eo，空气流量Wa，空气进口湿度及冷媒温度后，即可以数值方法计算TS的值，进而计算湿盘管的性能。
5、冰水器的性能一般而言，若冰水器的热传系数U为一定值，则在一定流量时，冰水器的冷却能力QE与进口水温蒸发温度的温差(Tw1－TE)，成正比，即QE＝G(Tw－TE) (15)＝mCP(1－e－NTUW)(Tw1－TE) (16)UA＝mCP(1－e mcp)(Tw1－TE) (17)其中UA＝冰水器热传系数与传热面积之乘值，W／℃
m＝冰水器的水流量，Kg／sCP＝水的比热＝4190J／Kg℃Tw1＝进口水温＝12.7℃TE＝冷媒蒸发温度，℃若以25冷冻吨冰水器标准设计，Tw1＝12.7℃，TE＝4.4℃m＝3.81Kg／s，UA＝17386W／℃本实用新型的节省能源的气冷式冰水机的特征在于利用一盘管加湿装置，将习用气冷式盘管表面变为水湿表面，以水膜一空气间的潜热热传增加冷凝器的效果，降低冷凝温度进而提高冰水机的能效比(EER)值。仅任举一例将习用气冷干性盘管及本实用新型加湿后的湿性盘管性能比较列于表1。
表1、本实施例冷凝器性能计算结果与比较
p><p>续表1
比较结果显示，在进气温度Ta1＝37℃，空气湿球温度Twb＝35℃时习用气冷式盘管冷凝温度Tr＝50℃，其散热量为24冷冻吨，若将其加湿为本实用新型的湿性盘管，在散热量维持不变的条件下，冷凝温度可降为约38.5℃，与习用水冷式冰水机的冷凝温度相同，因此本案的实施，事实上是以习用气冷式冷凝器的主要结构外加加湿装置，达到免用水塔并节省能源的目的。本实施例的第二个特点为，冷凝器采习用气冷冷凝器的结构设计无论风量盘管部分与习用冷凝器设计完全相同，故可维持体积的精巧性，而因此在使用上气冷冷凝与蒸发冷凝具完全的互换性，免除传统蒸发式冷凝器当水源断绝时即不能使用的缺点，更可在冬天或离峰用电时刻作干式运转，在尖峰用电时刻藉湿式运转以达省能的弹性节能目的。
为充分说明本实用新型实施例节省能源程度，现以整个冰水机的系统性能作一比较及说明。
本实用新型实施例的设计规格如表2所示。
表2、本实用新型实施例的设计规格表
本实施例的系统性能，则在确定各组件设计规格后，依斯托克及乔恩斯(stoecker及Jones)(1982)所示的系统平衡计算方法，可迅速求得系统平衡计算的结果如表3
表3
计算结果显示，当Twb＝35℃，对于一气冷式冷水机，经实施本案之后冷冻能力由原来的24.57吨增加到28.84吨，消耗功率由31.97kw减为26.54KW，而压缩机能效比(EER)值由原来的2.32增加为3.28，若Twb更低时，其性能会更好。
综上所述，本案对习用气冷式冷凝器盘管实施盘管加湿技术后利用水的蒸发潜热以增热交换功效确能达到省能的目的。
权利要求1.一种节约能源的气冷式冰水机，其冷凝盘管为散热片与铜管组合，其特征在于冷凝盘管顶端装设一给水加湿器，并有一循环水泵与该加湿器相通，循环水由泵送至该加湿器，并经由该加湿器底部分散至盘管的散热片上方，再沿垂直散热片表面下流形成水薄膜。
2.按权利要求1所述的节约能源的气冷式冰水机，其特征在于在所述加湿器底部设有多孔平板及吸水层，吸水层与盘管的散热片顶部接触。
3.按权利要求1所述的节约能源的气冷式冰水机，其特征在于，其中循环水泵受系统高压控制，使其在低温状态下可维持适当高压。
4.按权利要求1所述的节约能源的气冷式冰水机，其特征在于该冰水机为配合设有小型室内送风机的箱型冰水机。
专利摘要本实用新型涉及一种节约能源的气冷式冰水机，其冷凝盘管为散热片与铜管组合，其特征在于冷凝盘管顶端装设一给水加湿器，并有一循环水泵与该加湿器相通，循环水由泵送至该加湿器，并经由该加湿器底部分散至盘管的散热片上方，利用一盘管加湿装置，将习用气冷式盘管表面变为水湿表面，以水膜与空气间的潜热热传增加冷凝器的效果，降低冷温度进而提高冰水机的能效比。
文档编号F28D1/02GK2182975SQ9324110
公开日1994年11月16日 申请日期1993年9月29日 优先权日1993年9月29日
发明者陈理定 申请人:国祥冷冻机械股份有限公司