冷凍空調系統缺失及其改良

方煒蕭瑋炯

台大生物產業機電工程學系教授與前研究生

 

一、 冷凍空調系統

 

習知的冷凍空調系統之基本設備如圖一所示,包括:壓縮機,冷凝器(熱排),毛細管,蒸發器(冷排),液氣分離裝置等。有些尚有加裝油分離器避免壓縮機的潤滑油進入系統管路中,加裝乾燥器避免水氣混入管路中,加裝視窗方便觀察,加裝過濾器清除雜質等。

 

 

圖一、習知的冷凍空調系統之主要元件示意圖

 

壓縮機正常運轉使冷媒變成高溫高壓後送入熱排進行散熱,毛細管管徑與長度依系統負荷而有不同的考量,一旦安裝則無法改變。由壓縮機之出口至毛細管之入口為冷卻循環之高壓側,理想狀況下兩者之間的熱排可適當散熱,排管體末端內之冷媒可全部成為液態。高壓液態冷媒經過毛細管降壓,在出口膨脹為低壓霧化液態冷媒,進入冷排,霧化的液態冷媒經吸熱成為低壓飽和或過熱氣態冷媒,少量未完全氣化者經液氣分離裝置吸收,氣化之冷媒返回壓縮機。亦有不用毛細管,改用節流閥或感溫式膨脹閥者。

 

如圖一所示的冷排與熱排均屬熱交換器,一般由外加鰭片的冷媒銅管組成,兩者一旦選定,其排管體內容積即為固定。排管體內通常同時存在液、氣兩態冷媒,前者為不可壓縮之流體,後者為可壓縮之流體,氣態冷媒的比容大於液態冷媒,以R22冷媒為例,在高壓高溫下液、氣兩態冷媒之比容約為19

 

冷氣系統在使用上以與冷排進行熱交換的空氣溫度為指標,以入口空氣溫度達15C為下限,且在正常天候下,進出口空氣溫差之設計值為7-10度,低於此值表示室內的冷卻負荷太大,冷氣噸數不足。

  

二、 習知冷氣系統的缺失

 

習知的冷凍空調系統必須在一個室內、外溫度,冷卻負荷與高低壓側壓力各方面均配合得相當好的情況下才能做最佳的運轉,系統的強健性(robust)頗差,特別是以低成本為考慮的毛細管系統。

 

固定長度的毛細管,其降壓幅度亦為固定。假設某長度的毛細管可使壓力由120 psig降至70 psig,一旦因為天氣涼,散熱效果佳,造成飽和氣態冷媒在熱排中很快就充分散熱成為飽和液態;此時熱排的大部份冷媒管中均為液態冷媒,持續散熱將使液態冷媒溫度再下降(進入次冷態),同時液態冷媒對管壁的摩擦損失也將造成壓力下降。一旦壓力低於100 psig,當冷媒流過前述長度的毛細管時,出口壓力將降至50 psig以下,此已低於R22冷媒的下限,冷排將結冰。

 

反之,如果天氣太熱,散熱效果差,造成熱排內液態冷媒量少,氣態冷媒偏多,高壓側壓力加大,首先,流至毛細管的冷媒可能因壓力大,造成流速過大而阻塞;其次,若壓力增為150 psig,經過毛細管後壓力為100 psig,離開毛細管的冷媒由於體積瞬間膨脹,所以被霧化噴出,進入冷排。高壓的冷媒流速快,且冷媒在較正常狀態高之壓力下蒸發,蒸發溫度亦較習知者高,以致使冷排熱交換效率隨之急遽下降,冷媒在未能充份吸熱,完全汽化下即離開冷排,經液氣分離裝置,液態冷媒仍被留下,而過熱度高的氣態冷媒回到壓縮機,其中剩餘的顯熱能力不足以冷卻壓縮機內的電動機,回管冷媒溫度的持續上升,造成電動機線圈電阻同時變大,最後終將因壓縮機機殼溫度過高,使其上的過載保護斷路器發生作用而當機。

 

壓縮機出口至熱排出口之高壓側管路因液態冷媒與管壁的摩擦產生的壓降隨冷媒量增多而增加,液態冷媒持續被散熱造成溫度與壓力的持續降低,使得進入毛細管或膨脹閥的冷媒壓力比預期的理想狀況下少了許多。此部份在理想的冷氣或冷凍循環中常被忽略,連帶著改善空間也被忽視。

 

當發生室外溫度太高,冷卻負荷太大(室內溫度太高)與冷媒充填太多時,皆可能造成高壓側壓力增加,壓縮機負荷加大,壓縮機使用壽命縮短,壓縮機電流加大,容易發生過載、跳機;反之,若室外溫度太低,冷卻負荷太小(室內溫度較低)與冷媒洩漏或充填不足時,雖然耗電量降低,但冷卻效果卻大幅下降。

 

一般冷凍空調系統的啟動與運轉電流有很大的差值,啟動瞬間的大電流常昰造成電力系統跳電的主因。小型 (0.5-1噸,110V)與中型(2-3噸,220V)冷氣機的啟動電流均已高達35A,日立中央冷水機(RCU-81W)冷卻能力為24000 kcal/hr,冷媒量3.2 kg,使用的壓縮機馬達為7.5 HP,運轉電流為23.7 A,但啟動電流卻高達154 A

 

前述文字中的室外溫度的太低或太高,冷卻負荷的太大或太小 (室內溫度的太高或太低)與冷媒充填量的太多或太少,此些太低、太高、太大、太小、太多、太少等模糊的字眼,代表著習知的冷氣系統所容許的工作範圍並不大。以下為習知冷氣系統的缺點:

 

外溫太低時:

l      熱排散熱太好,熱排內液態冷媒量超過適當值太多,液態冷媒持續被降溫進入次冷態,此時已非只有相的變化,同時由於較多的液態冷媒在管壁內的摩擦損失更進一步造成壓力降低。另外,由於氣態冷媒的比容比液態者大多,熱排管路中留給氣態冷媒的空間多了許多,也造成高壓側壓力大幅下降。液態冷媒經過膨脹閥(或毛細管)後,僅能在更低壓力下膨脹,壓縮機也可能因受低壓保護開關影響而無法起動

l      高壓側的冷媒壓力太低,造成進入毛細管後壓力降得更低,造成霧化效果不佳,流量不穩定,造成通過冷排的霧化冷媒吸熱不足,冷排極易結霜,且通過冷排的液態冷媒量多,經液氣分離裝置後,回到壓縮機的冷媒量減少,壓縮機耗電減少因氣態冷媒大幅減少,最終結果冷卻效果不良。若能適度地增加高壓側壓力,即可產生較好的霧化效果,且蒸發壓力及溫度亦不致過低,如此,將不會發生外溫太低,室內熱負荷大卻無法開機的窘境。

 

外溫太高時:

l      熱排散熱不良,液態冷媒低於適當值太多,熱排的冷媒管路中累積的氣態冷媒量太多卻空間有限,造成高壓側壓力大幅上昇,壓頭變大使壓縮機負荷亦隨之增大,增加耗電,但卻使毛細管內霧化效果極佳,但因進入冷排的霧化冷媒之壓力比在較正常狀態時來得高,因此蒸發溫度亦隨之提昇,造成蒸發器中冷媒與散熱空氣間平均溫差變得更小,熱排散熱能力更差,連帶冷排之整體熱交換能力亦隨之下降。

l      因高壓側壓力上昇,冷媒流速變快,亦對熱排造成不利影響,熱交換能力亦下降,在某些狀態下,冷媒離開熱排時,仍處於液氣同存之飽和態中,如此,在膨脹過程中,進入冷排的整體液態冷媒量及膨脹後氣態冷媒溫度皆不足,以致於造成冷排整體效能不彰,冷卻能力降低,壓縮機得不到足夠多的氣態冷媒降溫而負載變高,終將過載而跳機。

l      若此時室內熱負荷已減少(或較低),或室內溫度已達設定要求,則壓縮機可以在溫控器之作用下正常停機,再加上一般壓縮機皆具有三分鐘延遲開機之保護開關,在停機時間內,高低壓會逐漸平衡,此時壓縮機可由回流至壓縮機之冷媒帶走熱量,因此,三分鐘或若干時間後,仍可以如正常狀態般開機、停機,但就整體而言,仍對壓縮機的壽命產生不良的影響。

 

熱負荷太小(室內溫度較低)時:

l      冷排中的冷媒會有吸熱不足現象,冷排可能結霜且液態冷媒量多,經液氣分離裝置後,回到壓縮機的冷媒量減少。壓縮機做工的冷媒量減少,雖然耗電會減少,但冷媒在下一循環時離開壓縮機進入熱排中,由於冷媒量少卻空間大,造成壓力降低,離開毛細管再被降壓的霧化冷媒經冷排時吸熱不足,又有液態冷媒被分離,回壓縮機的冷媒量再減少,最後就是無法運轉。

l      在一般正常情形下,溫控器將發揮作用,而強制將壓縮機停機,但也就因為如此,壓縮機就在短時間內很難再開機,直至高低壓平衡至低壓側超過低壓保護設定下限,才可能再度被啟動,這樣的時間可能要經過數十分鐘才可能達成,所以這段時間內冷氣機就僅具備了送風機的功能。

 

冷卻負荷太大(室內溫度太高)時:

l      冷排中的冷媒吸熱過多,成為過熱蒸氣的冷媒量增加,經壓縮機容易造成高壓側壓力增高,增加壓縮機負荷,增加耗電。簡言之,熱負荷太大,耗電,不利壓縮機壽命。此現象常伴隨室外溫度過高,兩者相乘的結果是高耗電但冷卻效果不佳。

 

冷媒充填太多時:

l      高壓側容易造成壓力過高,增加壓縮機負荷,增加耗電。冷媒流速一旦過快,在毛細管入口可能反而阻塞,造成高壓側壓力持續增高,壓縮機負荷更大,電流太高,造成跳機。

 

冷媒洩漏或充填不足時:

l      可能因熱排之壓力下降,會造成壓縮機耗電量的降低,毛細管之霧化冷媒流量率變小,不及補充冷排中被壓縮機抽取的冷媒,造成冷排整體的吸熱不良,冷卻能力降低。壓縮機抽不到足量冷媒的情況下,耗電量可進一步降低,高壓側壓力也再降低,惡性循環造成失去冷卻效果。

  

三、 提高冷氣系統效率的研究

 

自冷凍空調系統被發明之後,學術界與產業界即不斷嘗試提出對策來提高冷凍空調系統的性能係數 (COP)或能源利用效率 (EER)。兩者均為單位耗電量之系統冷卻能力,只是使用單位的差別。要提高性能係數與能源利用效率可朝減少系統耗電、提高冷卻能力、加強散熱能力、減小管路中壓損、減小高低壓側溫差與壓差等方面著手。各做法間有彼此相依與矛盾之處,如何達最佳化為設計上的挑戰。

 

日立公司推出Power and Money (P&M)冷凍空調系統,強調該機型的省電與省錢能力。其改善之處首先是將習知冷排的空氣入口改為直流風洞入口方式,其次是將出風口由習知的單側出口改為兩側出口。基本上這是由室內空氣流場的改善著手,對冷凍空調系統本身並無改善,是以不納入以下的討論。

 

以下針對冷凍空調系統的改善分四個方向說明:

  

(一)、                壓縮機相關

1.          壓縮機有往復式(Reciprocating)、迴轉式(Rotary)、渦捲式(Scroll)、螺旋式(Screw)與離心式(Centrifugal)之別。精密加工技術造成壓損減少。

2.          壓縮機早期以交流感應馬達為驅動源,改為使用交流變頻感應馬達為驅動源,後來以直流無刷馬達為市場主流。

3.          在高速運轉所產生的軸彎現象改採用具彈性的軸承來因應,供油採差壓給油方式使其順暢。

4.          當壓縮機安裝在冷氣機內負壓式熱排(抽風)的後面時,通常會包覆保溫材料,旨在防止壓縮機散熱太快,造成高壓側壓力損失太大。

5.          壓縮機中需使用潤滑油來潤滑壓縮機內的動件,但潤滑油進入系統管路中會降低熱交換的效率,所以增加安裝油分離器用來減少潤滑油進入系統,但不能保證有100%效果。

  

(二)、                在高壓側改良

1.          兩段式壓縮系統可提高高壓側壓力,但需兩台壓縮機,成本提高且增加耗電。

2.          更改壓縮機擺方式,由直立改為橫置,使得空氣入口面積加大,在相同空間中冷凝器散熱面積也增大。散熱鰭片分為兩列,風上側為平板鰭片,風下側為開縫鰭片。箱型冷氣中原空氣入口只有一側壁與背面,新形式為兩側壁與背面均為空氣入口。亦有直接在分離式冷氣機中加大熱排的面積,以增加散熱效果。基本上均為效益增加有限,但成本增加不少的設計。

3.          兩段式散熱系統可確保散熱良好,提高冷卻能力,但使用兩台熱排,需額外風扇與熱排,成本提高且增加耗電。二段式散熱冷凍空調系統為國人左明立先生最近獲得本國與美國發明專利的新冷氣系統設計,組成單元與傳統冷凍空調系統的主要差別包括1.加裝一組配備一般風扇的散熱器,2.另一組散熱器改用高速風輪送風。使用兩組散熱器的目的在將液態與氣態冷媒盡可能的區隔。理想作業狀況下,高壓高溫的過熱態與氣態冷媒多集中在第一組散熱器,液態冷媒進入第二組散熱器持續散熱,前者高溫高壓下以一般風扇散熱,可使氣態變飽和液態,只有熱量移走,壓力損失少,溫度變化少。第二散熱器中的液態冷媒相較於氣態冷媒較不易散熱,所以採用高速風輪進行散熱,可確保氣態冷媒全部變為飽和液態,甚至進入過冷態。

 

習知冷凍空調系統只有一組散熱器,在散熱過程總是液態與氣態冷媒並存,兩者均無法充分散熱。液態冷媒與管壁摩擦產生的壓力損失,一般常被忽略,習知系統壓力損失比二段式散熱冷凍空調系統較大,造成進入膨脹閥前的壓力降低許多,亦是另一缺失。二段式散熱冷凍空調系統確實可大幅提高高壓側散熱能力,減少高壓側壓降與提高低壓側冷房效果。然而,由於較習知空調冷凍空調系統多了一段散熱裝置的設計,連帶增加了一組散熱風扇,增加耗電的結果,造成整體的能源效率EER並無改善,殊為可惜。

 

 

圖二、兩段式散熱冷氣系統主要元件示意圖

 

該發明人日後針對前述問題,提出若干改良方式,就筆者所觀察到較為獨見且有效之新設計為該發明人所稱:低壓段局部增壓工法(the art of partial pressure boost in low pressure side),因筆者因故未能親眼觀察其工法,但由該發明人口述其作法為:將壓縮機出口之超熱態冷媒管經過進壓縮機前之低壓冷媒回管,以提昇回管冷媒之過熱度,但又不致影響整體之冷媒流量,壓縮機內電動機之冷卻獲得確保而不會過載,由於高壓管與增壓管管徑比達3倍之多,在回管冷媒高速流動下,的確將在高壓管附近形成一局部過熱區,部分受熱膨脹的氣態冷媒將造成增壓管壓力上昇,就該發明人表示,在工研院能資所測試時,EER曾超過2.45以上(就氣冷式系統而言,這已算相當了不起的成就)

 

4.          蒸發冷卻式(水氣冷式)散熱系統可加強散熱效果,降低高壓側壓力值,降低壓縮比,降低壓縮機耗電,進而提高EER值。基於散熱原理的不同,水氣冷式冷凍空調系統的散熱效果與EER值均優於水冷式與氣冷式是可以預期的。然而,水冷式與水氣冷式冷凍空調系統均有先天上的缺陷,兩者在水壓不足或停水時均無法正常運轉。EER值最高的水氣冷式冷凍空調系統在散熱狀態惡化時,高壓側壓力提高,壓縮機負荷增大,耗電更多。此時的EER值比一般的氣冷式機組更低。水氣冷式冷凍空調系統在有水時表現良好,在缺水時若是表現的只比一般氣冷式機組稍差,應當可接受,但若在缺水時完全無法使用或將導致機組跳機或因為高壓側壓力大增而可能發生潛在的危險時就完全不可接受了。基於使用安全的考量,現階段的水氣冷式冷凍空調系統亦有改善的空間。以下為已知的種種做法:

 

(1) 由水槽透過加壓馬達抽水並使用噴嘴將水噴入熱排散熱,使用噴嘴需有動力,提高成本且增加耗電。(銓敘公司)

(2) 使空氣先經過表面濕潤的水簾片降溫,再讓較低溫的空氣通過熱排。濕潤的水簾片需要小型抽水馬達,提高成本且增加耗電。亦可使用來自水塔的水或使用來自空氣通過蒸發器(冷排)所凝結的水。()

(3) 熱排與水簾片併用,方法同前項,水簾片可以昰多種不同材質。(工研院)

(4) 改良式蒸發冷卻式散熱系統直接利用水塔內的水壓,將水以間歇方式透過噴嘴直接噴至熱排上。(大大公司)

(5) 改良式蒸發冷卻式散熱系統直接利用水塔內的水壓,將水以間歇方式直接流至熱排上。(銓敘公司)

(6) 熱排的設計改為直接以吸水材料包覆銅管,完全取消一般使用鋁片散熱的設計。(銓敘公司)

(7) 熱排中冷媒管外增加不繡鋼鋼線,提高散熱的效果。(銓敘公司)

(8) 熱排中冷媒管改採扁平管設計,增加空氣與管體接觸面積,增加散熱效果。(大大公司)

 

5.          蓄壓裝置加裝流量控制單元(如限流頸管,在本文中亦以此為例說明)等設計 (方與蕭):在壓縮機與熱排中間新增一個有適當容積的蓄壓裝置;其次,在熱排之出口端算起約三分之一排管體處改安裝一縮小尺寸的頸管提供限流的功能。如圖三所示為系統示意圖,該設計以太極命名係基於兩者有相通之處。

 

蓄壓裝置本身即可達成部分的蓄壓功能,再配合限流頸管,在高壓側的蓄壓效果可充分發揮。限流頸管之前的排管體蓄積氣態冷媒,透過高速風輪可將此氣態冷媒在等溫且幾近等壓下(較習知系統高)透過相的變化大幅散熱。限流頸管之後的排管體蓄積充分散熱的液態冷媒,此部份的液態冷媒不宜太多,因為液態冷媒在管體內會因與管壁摩擦產生壓力損耗,也不宜過度散熱,因為在次冷區冷媒溫度降低將伴隨著壓力降低。經過適當的管路安排與設計,進入膨脹閥或毛細管的壓力比習知系統的壓力略大,冷媒可以充份被霧化,並在適當的冷媒供應量且適當的蒸發溫度下蒸發,透過調整膨脹閥微調螺絲,即可控制冷媒過熱度,在壓力穩定供應下,冷媒量充足,膨脹閥之針閥不致波動過繁,蒸發器在適當的蒸發溫度下可以獲得最佳之熱交換能力,再加上壓縮機運轉順暢、輕載,功率因數高,系統整體效率可獲得大幅的提昇(可達15%左右)

 

 

圖三、高效率「太極」冷氣系統主要元件示意圖

 

蓄壓設計中所增加的蓄壓裝置與限流頸管均無須額外動力,蓄壓裝置可視為免耗電的虛擬壓縮機,以原有的壓縮機為動力來源,充分發揮「太極」拳法中「借力使力」的真義。此為設計上巧妙之處,亦為本發明不僅超越習知系統,也同時超越兩段式壓縮系統之主要原因。此免耗電虛擬壓縮機的觀念可透過下列現象的描述做進一步說明:

 

在壓縮機啟動時,高壓冷媒首先充填蓄壓裝置的空間,視容器大小所需時間不同,以雛形機測試耗時約6秒鐘;在關掉壓縮機電源時,由於蓄壓裝置內仍有高壓氣體,此高壓氣體足夠推動所有的冷媒,往復式壓縮機在無電源的情況下可持續動作15秒鐘(活塞的上下動作可聽得到聲音)後才完全靜止,此現象代表的意義是蓄壓裝置可被視為一個免耗電的虛擬壓縮機。

 

虛擬壓縮機具有的推力(壓力)正是壓縮機在正常運轉時減少的負荷,難怪在正常操作狀況下,壓縮機的運轉電流可大幅降低,達到省電平均1.3安培的功能 (工作電壓110V,壓縮機額定電流為6.5A降至平均電流為5.2A)

 

此推力(壓力)亦是造成壓縮機啟動電流可降低的原因。冷氣系統啟動時,壓縮機需推動整個循環的管路中的所有冷媒,本發明包含蓄壓裝置,在斷電時,高、低壓側冷媒壓力達到平衡時的壓力值比習知系統為較高;再次重新啟動時,只需補充較少量的壓力即可推動所有的冷媒,所以其啟動電流可較習知系統為低。試驗結果顯示壓縮機啟動電流只需20A,比習知的35A降低了42%。運轉時,低壓側一般均維持在70 psig(482 kPa),高壓側則視室外空氣溫度(19-41℃測試範圍),維持在215-275 psig(1482-1896 kPa)之間。簡言之,蓄壓裝置所蓄之壓力,在運轉時幫了小忙(降低1.3A),在啟動時幫了大忙(降低15A),充分發揮太極拳法中「推」與「放」字訣的真義。

 

一旦熱排之後的冷媒流動受阻,其回衝的壓力亦先作用於蓄壓裝置中,對壓縮機的衝擊可減至最小,可延長壓縮機的使用壽命。蓄壓裝置在此發揮的緩衝作用,猶如太極拳法中「卸」與「收」字訣的真義。

 

待機狀態下,外溫在19℃時,冷媒填充壓力初期為142 psig,釋放至127.5 psig,冷卻效果不減,但壓縮機電流可減小,顯示冷媒足敷使用。本發明雖有增加蓄壓裝置存放冷媒的空間,但由於該空間中蓄積的均為高溫高壓的過熱氣態冷媒,其比容較大,所增的冷媒量頗為有限,且在系統中冷媒的性能被高度發揮,故系統管路內的冷媒總量將可比習知系統來得少。

 

在室外氣溫過高(40)的異常操作狀況下,習知系統雖尚可正常的運轉,但容易因為散熱不佳,冷房能力變差,甚而使得壓縮機因負載過大,容易過載而跳脫;但在本發明中,蓄壓設計卻可適時地分擔壓縮機的負荷,在相同的惡劣環境下,壓縮機電流僅由5.0A增加至 5.7A,即可造成冷排入/出口維持23.5/15.9℃,保有7.6℃的溫差。

 

由以上數據可判斷,當室外氣溫更高時,壓縮機電流也會增加,當增加至額定電流值6.5A時,當時的室外高溫即為本系統的使用上限。由於增加了蓄壓設計,此上限值比起習知的冷氣系統高出了許多。

 

熱排之前端2/3處以高速風輪進行散熱,頸管之後的末端1/3處可減少散熱。使用高速風輪提供大風量可使冷媒在前端2/3處即可完全由氣態散熱至等溫的液態,由於冷媒在末端1/3處完全為液態,減少液態冷媒的散熱可維持壓力不致降低過多。「適時適地」的大量散熱或減少散熱是本設計的重點,選擇將力道(在此為高速風輪提供的室外空氣)做「適時適地」的運用或「適時適地」的不用,熱排中的所有壓損可透過蓄壓器予以補充,時時維持「蓄勁待發」的優勢是本設計優於習知系統之處。

 

使用蓄壓設計的高壓側可維持比未使用蓄壓設計的習知系統於較高壓與高溫的冷媒狀態,前者在高壓側的氣態冷媒與外氣的溫差均較大,換言之,即使在相同的外氣條件下與風量下,前者的散熱效果也較佳。前者在高壓側的液態冷媒的壓力與溫度亦均比習知系統為高,進入感溫式膨脹閥或毛細管後的霧化程度也優於習知系統。

 

本發明捨棄毛細管的使用而改為使用感溫式膨脹閥且噴嘴為比習知的系統稍大尺寸。在外溫過低的異常操作狀況下,可自動調節(減小)通過膨脹閥的霧化冷媒流量;在外溫過高的異常操作狀況下,可自動調節(放大)通過膨脹閥的霧化冷媒流量,使進入冷排的冷媒流量恰可補充被壓縮機抽取的冷媒量。

 

變頻器可依負荷調節壓縮機轉速達到省電之功能,可調式膨脹閥則可透過噴嘴口徑的自動調節,達到彈性變更回收之冷媒量,進而調節壓縮機負荷達到省電之功能。變頻器的成本至少是膨脹閥的十倍,本發明優於使用變頻器系統的主因除了變頻器單價高之外,其需耗費額外電源亦是主要的考量。本設計提供「快慢自如」的冷媒流量,可保持低壓側於「穩定」的操作狀態是優於使用毛細管的改良。習知冷氣系統多使用毛細管,其不使用膨脹閥的原因除了會增加成本之外,主要是使用膨脹閥的效益並不明顯。本發明配合蓄壓裝置使用的膨脹閥可將彈性調整功能充分發揮。

 

習知系統之冷排管路安排由下方進入的結果將造成液態冷媒與冷凍油在下方累積,阻礙氣態冷媒的通過是第一個缺點,第二個缺點是當液態冷媒與冷凍油累積至某一個量且壓力適當時,被高速推向壓縮機;若無液氣分離裝置的保護將直接傷害壓縮機。本發明將冷排的管路安排改為由上方進下方出,液態冷媒與冷凍油可順勢直下,氣態冷媒則不會有多大的阻力。本設計基本上掌握的是『順勢』的原則可確保系統運作上的『流暢』。

 

本發明之蓄壓加頸管設計、散熱設計、流量調節設計、廢熱回收設計(參見下方說明)與排管管線設計的綜合效果是在最少的冷媒使用量下,提供高壓側高度應變彈性與低壓側的穩定冷卻能力,並透過降低壓縮機負荷與降低啟動電流提供對壓縮機的保護與達到省電的目的。

 

本發明取名「太極」隱喻兩者相通之處,並強調為中國人的研究成果。太極拳強調的是圓,在蒸氣壓縮式冷氣或冷凍系統中,冷媒的循環就是一個圓。事實上,本發明可適用於所有的循環,所有的習知冷氣或冷凍系統或前人已有改善的系統,均可透過本發明做進一步改善。

 

本發明的蓄壓設計中,除了運用「借力使力」之外並保持高度的「緩衝」能力,掌握「卸」與「收」字訣的真義,提供對壓縮機的保護;蓄壓設計可降低壓縮機負荷降低運轉電流與啟動電流,充分發揮「推」與「放」字訣的真義。提供散熱設計在過熱態或氣態冷媒以大風量予以散熱,確保可大量散熱而溫度與壓力不降,係將力道做「適時適地」的運用;對液態冷媒盡量不散熱允許其維持高壓狀態,也是選擇「適時適地」的不用,讓其維持「蓄勁待發」的優勢。流量調節設計則提供「快慢自如」保持低壓側於「穩定」的操作狀態。廢熱回收設計同樣可用「借力使力」來形容,高低壓側的冷媒能量得到充分的利用且各蒙其利。排管管線設計則是掌握「順勢」的原則,減少阻力,使系統操作保持「流暢」,自然能發揮最大效益。

 

中國的成語提到「兼容並蓄」,一些與人生哲理相關的名言也提到「涵蓄以養深」、「涵容以養厚」。本發明的設計與此些人生哲理亦有相通之處,蓄壓裝置是本發明的核心,原有的壓縮機對蓄壓裝置提供源源不斷的壓力補充,透過蓄壓裝置的「兼容並蓄」,既養深也養厚的結果,提供壓力來源的壓縮機得到了好處,包括:使用壽命可延長,運轉電流與啟動電流也都降低。既深且厚的「人」或「物」在面對各種挑戰都能「遊刃有餘」。

  

(三)、                在低壓側改良

1.          安裝液態增壓器(Liquid Pressure Amplifier, LPA)可以使壓縮機吐出壓力降低,但閃氣不會增加,系統可以在高效率低耗能下運轉。LPA是一個全密式電磁驅動的液態冷媒幫浦,用來克服冷媒在液管中的壓損,可以完全避免閃氣發生。LPA有應用上的限制,如果冷凝器尺寸不足,LPA的效果會打折,對於小型空調機的效果也不易察覺,主要原因為LPA本身也耗電。

2.          將部分蒸發器的熱傳面積,移到吸入管熱交換器,常見於以非共沸冷媒R407C替代R22時。

  

(四)、                在廢熱回收或廢冷利用上改良

1.          廢熱/廢冷回收I:將熱排末端的排管與冷排末端的排管放在一起,讓彼此進行熱交換,充分發揮廢熱回收與廢冷利用之功效。(習知系統)

2.          廢熱/廢冷回收II:離開冷凝器的高壓高溫液態冷媒,在進入膨脹閥之前,先進入熱交換裝置之熱側(使用板式熱交換器)與離開蒸發器的低壓低溫氣態冷媒,在進入壓縮機之前先進入熱交換裝置之冷側進行熱交換。高壓側冷媒可進一步散熱進入次冷態,低壓側冷媒可進一步吸熱進入過熱態,如圖四所示。系統冷卻能力增加的部分為圖四所示的e-e’h值差。()

3.          複合式蒸發系統:與前例在理念上相同,但做法上不同,其做法為將熱排末端的排管置於冷排下方,利用空氣通過冷排產生的冷凝水與冷排末端的排管對熱排末端內的冷媒做進一步降溫。()

4.      改善液氣分離裝置:增加高低壓貯液器與一個膨脹閥,前者為雙層結構,外層為經過一次膨脹後的中壓液器分離區,內層為蒸發器出口之低壓液氣分離區,兩層間有熱交換進行。外層中壓氣態冷媒將被內層低壓冷媒再次冷卻,而低壓冷媒則被加熱形成過熱狀態返回壓縮機。由三菱電機公司所發表,然而台灣的天容公司在多年前即有類似的專利。

 

 

圖四、廢熱/廢冷回收在Mollier Chart (p-h)之示意圖

  

 

四、 效率之計算

 

壓縮過程一般假設為等火商變化,熱排與等排為等壓變化,膨脹閥為絕熱膨脹屬等焓變化。蒸發器的吸熱效果(Ce)與冷凝器的散熱效果(Hc)可由式1與式2計算,其中,mr 為冷媒的流量率( kg/s)h為熱焓值(kJ/kg),下標請參見圖四所示。壓縮機提供的能量(EsC)可由式3計算,系統冷卻性能係數(COPcooling)與加熱性能係數(COPheating)如式45所示,兩者關係如式6。理論冷卻性能係數(COPTC)與理論加熱性能係數(COPTH)與可由式78計算,兩者關係如式9

 

Ce = mr *(ha – he)  -------------------------------------------------------------------------------- (1)

Hc = mr *(hbhd)  -------------------------------------------------------------------------------- (2)

EsC = mr *(hb – ha)  ------------------------------------------------------------------------------ (3)

COPcooling = Ce / EsC = (ha – he)/ (hb – ha)  ------------------------------------ (4)

COPheating = Hc / EsC = (hbhd)/ (hb – ha)  ----------------------------------- (5)

COPheating = 1 + COPcooling  ----------------------------------------------------------------- (6)

COPTC = TC/(TH – TC)  ----------------------------------------------------------------------- (7)

COPTH =TH/(TH – TC)  ------------------------------------------------------------------------ (8)

COPTH = 1 + COPTC   -------------------------------------------------------------------------- (9)

 

對一個冷排與熱排均能應用的系統,如同時提供熱水與冷風,熱風與冷水,熱水與冷水,熱風與冷風等時,其COP的計算如式10

 

COPsimultaneous = COPheating + COPcooling = 1 + 2* COPcooling  ------ (10)

 

 

五、 控制

 

空調機的冷房能力等於送風量與通過冷排前後空氣熱焓量差值的乘積。透過對回風來源的控制亦可達到提高效率的目的。使用方式一般分為是否使用外氣作為回風,完全使用室內空氣進行回風者仍須引入小量外氣維持室內空氣新鮮。使用外氣作為回風者依控制方式可分為溫控式、修正溫控式與熱焓式三種,以第三者為較佳。

 

(一)、    溫控式

 

控制風門開關,當室外空氣溫度低於室內回風(TRA)時,吸入室外空氣使之通過冷排,反之,則以室內回風通過冷排。此種控制方式的缺點為如下圖所示的I-A區的空氣也會被吸入,使用此部份空氣通過冷排將降低系統冷卻能力。II-A區的空氣卻無法被吸入,儘管其熱焓值低於室內回風的熱焓值。控制上只需兩個溫度感測器分別量測室內回風與室外溫度,做法簡單。

圖五、溫控式外氣冷房示意圖

 

(二)、                修正溫控式

 

楊等(1988)使用平均氣象資料建立的修正溫控法,如圖6中虛線所示為當地平均氣象資料,該曲線與室內回風的熱焓值曲線的交點處的溫度值為新的溫控點(Tm),修正的溫控式冷房法以此溫度作為判斷是否引入外氣的標準。當外氣低於此值時引入外氣。此法的缺點仍與習知溫控法相同,只是I-A區變小了,但被忽略的II-A區加大了。另一個缺點是必須已知當地氣象資料,再進行修正後才能使用,就空調業者而言,似乎頗難落實執行。

 

圖六、修正溫控式外氣冷房示意圖

 

(三)、                熱焓式

 

控制風門開關,當室外空氣之熱焓值低於室內回風之熱焓值時,吸入室外空氣使之通過冷排;反之,則以室內回風通過冷排。由於熱焓值的量測同時涉及溫度與溼度,溼度感測器通常較貴,不僅誤差大也難校正,所以楊等(1988)認為此種控制方式頗難落實執行。筆者倒認為可用濕球溫度來近似熱焓值,比較室內回風與室外空氣的濕球溫度即可達到目的,濕球溫度可用乾球溫度感測器包覆綿絮並使用冷凝水來提供蒸發所需的水分。

 

圖七、熱焓式外氣冷房示意圖

 

六、 結論

 

高效率冷氣空調系統的研發是一條長遠的路,高效率的達成通常必須是多管齊下的改良方能致之。系統中任一組件本身各組件之間工作流體等均有許多可供改進之處,以下針對前述內容作一彙整,部分未提及之處亦在此處補述。

 

要降低壓縮機的負荷,減緩高壓側壓力值的變化振幅(動壓變化),一般在習知系統中使用稱為消音器(mufflers)的裝置,其原始設計目的在於降低脈衝所造成的噪音,故內部裝設有數個擋板。此裝置所能蓄積的壓力極為有限,並沒有彌補管路中壓損的能力。

 

太極系統在壓縮機出口與冷凝器之間使用高壓側蓄壓器將壓縮機提供的動壓壓力變化的振幅透過蓄壓器予以縮小,達到減緩高壓側壓力值變化振幅的目的。該裝置亦可即時彌補管路中的壓損,提供其後續管路一個穩定的靜壓外,亦能有效降低脈衝噪音。壓縮機的負荷變成只需彌補蓄壓器中的壓降,負荷變小,啟動與操作電流均可降低。

 

冷媒在冷凝器中由上方入下方出(dry type)與下方入上方出(wet type)的差別在於冷媒在冷凝器中由氣態變液態,冷媒由上方入下方出,液態冷媒自動下流,壓損較小。冷媒由下方入上方出,則液態冷媒在下方累積,增加產生紊流的機會,混合效果佳,散熱效果佳,但壓損也較大。常見提高冷凝器 (condenser)散熱效果的方法可大分為由以下幾個方向著手:

 

       1. 由冷媒管的管路設計著手:單管、多管、管路中央合併、管路中段交換等 (增加表面積,減少阻力,增加散熱)

        2. 由冷媒管的材質著手

3. 由冷媒管的內外表面設計著手,譬如將平滑管改為波紋管或甚至導入管內壁微型鰭片、擾流片等

4. 由散熱鰭片造型著手 (增加表面積,增加散熱效果)

        5. 由冷媒管的散熱鰭片著手 (增加表面積,增加散熱效果)

        6. 由散熱介質 (空氣、水、水氣)著手 (增加吸熱、攜熱能力)

        7. 由冷媒管內冷媒介質著手 (液氣分離)

        8. 由減少冷媒管內冷媒流過的壓損著手 (減少阻力)

     

頸孔或頸管的設置於熱排中段與後段是有差別的,當設於熱排後段時,冷媒已全部成為液態,液態冷媒在經過頸孔後會被限流,只有部份冷媒通過,一通過,銅管截面積恢復原來大小,可是冷媒量減少,所以瞬間壓力下降,造成已液化冷媒部份恢復汽化,產生閃氣現象。當設於熱排中段位置時,由於冷媒仍處於液氣兩相共存的狀態,氣態冷媒為可壓縮的流體,液態冷媒為不可壓縮的流體,遇到緊縮的頸孔或頸管時,冷媒流動受阻,可壓縮的冷媒被壓縮,不可壓縮的冷媒被擠入頸管或頸孔造成兩相分離。

 

不同冷媒有不同的最適當冷凝器與蒸發器所需的冷媒管長度,譬如R-12R-22冷媒的refrigerating effect (rE) 分別為116.58 162.46 kJ/kg冷媒,所以在蒸發器(冷排)中分別需要30.16 g/s21.64 g/s的流量率才能達到1 冷凍噸(3.517 kW)的冷卻能力,計算方式為3517除以 rE值。假設壓縮機提供的冷凍噸數,冷媒管徑(d)與冷媒密度(D)為已知,則適當的冷凝器冷媒管長為可求。

 

冷媒在蒸發器中由上方入下方出(dry type)與下方入上方出(wet type)的差別在冷媒在蒸發器中由液態變氣態,冷媒由上方入下方出,液態冷媒與潤滑油自動下流。冷媒由下方入上方出,則液態冷媒與冷凍油在下方累積,阻礙氣態冷媒的通過是第一個缺點,佔據部分膨脹空間是第二個缺點,第三個缺點則是當液態冷媒與冷凍油累積至某一個量且壓力適當時,將被以子彈般的高速推向壓縮機,若無液氣分離裝置的保護將直接傷害壓縮機,且易造成低壓波動。

 

冷排的管路安排改為由上方進下方出,液態冷媒與冷凍油可順勢直下,氣態冷媒則不會有多大的阻力。太極系統的設計基本上掌握的是『順勢』的原則可確保系統運作上的『流暢』。要加強冷卻能力(提高的吸熱效果)需要產生高壓次冷液態冷媒,產生適當低壓,提供適當空間允許充分膨脹與充分吸熱。避免蒸發器 (evaporator,冷排)結霜或除霜的做法如下:

 

        1. 傳統做法為使用較大的冷排,且鰭片間距加大,採間歇操作方式,在不操作時允許結霜部分解凍。

         2. 以控制方式另外拉高壓側冷媒蒸氣線或電熱方式配合感測裝置進行解凍。

         3. 使用膨脹閥以內部或外部均壓方式自動調節噴入蒸發器的冷媒量,控制低壓側壓力,避免結霜。

   

分離式冷氣機組中採室外膨脹與室內膨脹的差別在於室內膨脹者在離開熱排至膨脹閥口的管體內的液態冷媒若被降溫,將造成高壓側壓力的大幅下降。室外膨脹者霧化的液態冷媒若有機會吸熱,將造成冷媒提早汽化,真正進入冷排吸熱的冷媒量減少了。

 

傳統直膨式冷排在膨脹閥後由3分管分為41分管,在設計上有一個明顯的缺點,3分管的截面積為41分管的總截面積的9/4=2.25倍,才膨脹的霧化液態冷媒,還沒吸收熱量就被限制流量,阻礙後續霧化液態冷媒的噴入,系統運作上頗不順暢。

 

氣冷式窗型冷氣機的EER值的國家標準為2.2 kcal/hrW (2200 千卡/度電),但到民國九十二年,國家標準將提昇至2.4 kcal/hrW,水冷式窗型冷氣機的EER值的國家標準將提昇至3.5 kcal/hrW。水冷式冷氣機的EER值比氣冷式窗型冷氣機的EER值要高多了,但為什麼後者一直不會被淘汰?其主要原因在於水冷式一般被認為適用於大型系統,氣冷式則適用於家用,水冷式機組「無水不能」且只能做冷氣機,氣冷式可做冷暖氣機的設計,兩者相安無事。水氣冷式空調系統的商品化之後,其效率值模糊了兩者的焦點,業者將之與氣冷式相比較,以高效率冷氣稱之有些不公平。筆者等所撰水氣冷式冷氣機高EER值的迷思即針對此點進行討論。

 

筆者研發並獲得我國與美國發明專利的太極系統可運用於上述三種系統,也具備冷暖氣機設計之功能,且工法及構造,將更為精簡,成本低廉,效能也有所改善。以基本型式之太極系統熱泵而言,目前推估EER最高值將可超過水冷式機組,平均EER值亦可超過氣冷式機組,並且接近水冷式機組。