Microsoft PowerPoint - 冷凍系統設計 ppt

冷凍系統設計

課程內容內容綱要 1. 冷凍緒論 2. 基本知識與定義 3. 冷凍之基本概念 4. 冷媒 5. 冷媒特定性曲線圖 6. 往復式壓縮機 7. 冷凝器 8. 蒸發器 9. 附屬機器 10. 冷媒控制器 11. 螺旋式壓縮機

第一章壓力功功率能量

1-1 質量 (m)( ) 與密度 (ρ)( 密度 (lb/ftlb/ft 3, kg/m 3 ): 單位體積中具有的質量 ρ =m/v 比容 (ft/lb ft/lb 3, m 3 /kg 的體積 υ =V/m /kg): 單位質量所佔有 ρ=1/ υ, 兩者互為倒數水在 39.2 (4 ) ) 時的密度為 62.4 lb/ft 3 (1000 kg/m 3 )

1-2 比重某物質的密度與水的密度之比無單位 ρ r =ρ/ρ w 1-3 質量流率 (m)( ) 與體積流率 (V)( m=v ρ=v/ V/υ(lb/s,g/s) V=m υ =m/ m/ρ(ft 3 /s,m 3 /s)

1-4 速度與速率速度 : 屬於向量, 包括大小與方向速率 : 屬於純量, 只包括大小即可平均速率 (v=s/t): 物體移動距離 / 物體移動之距離所花費的時間 (ft/s( ft/s,m/s)

1-5 加速度 (a)( 為速度的變化率, 其值可正可負, 視速度增加或減少而定最簡單的是等加速度運動設物體初速 v o,t 秒後瞬時速度 v i, 則 v i =v o + a t,, 當物體由靜止開始加速, 則 v o =0,, 且 a= v i /t 由靜止開始作等加速度運動的物體, 平均速度為 v i /2,, 可推出物體 t 秒內移動的距離 s= (v i t)/2=( =(a t 2 )/2

1-6 重力加速度物體因地心引力作用朝地表落下時, 每秒的速度增加量 32.2ft/s 2 (9.8m/s 2 ), 此乃一般重力常數 g c 其隨高度或緯度的不同而有所不同 1-7 力 (F)( 單位 :lb: lb,n 正比於受力作用的物體所產生的加速度 (F=( F=m a) )

1-8 壓力 (p)( 單位面積所受的作用力 (p=f/a( p=f/a) 單位 :psi: psi,psf,pa 1-9 大氣壓力真空壓力空氣受地心引力作用對任何物體施加的壓力可隨高度的改變而改變低於大氣的壓力稱為真空壓力

1atm=760mmHg 760mmHg=101325N/m 2 (Pa) =1.01325bar =1.033kgf/cm 2 =29.92inHg =101.325kPa 公制 =2116.224psf =14.696psi 英制

1-1414 絕對壓力表壓力絕對壓力 : 為總壓或真正壓力表壓力 : 由壓力表讀到的值若流體壓力 > 大氣壓時, 絕對壓 = 大氣壓 + 表壓 ; 若流體壓力 < 大氣壓時, 絕對壓 = 大氣壓 - 表壓 1-1515 功 (w)( 力作用於物體上移動一段距離 w=f s(ft-lb,j)

1-1616 功率 (P)( 作功時間的變化率單位為 hp 1hp=33000ft 33000ft-lb/min =550ft-lb/s P=w/33000 t=w/550 t 1-1717 能量只作功的能力一作功過程所需的能量必等於此過程的作功量 (ft( ft-lb)

能量可分為動能 (KE( KE) ) 和位能 (PE( PE) 動能 : 只物體運動或具有速度而具有的能量 KE=( =(m v 2 )/(2 g c ) 位能 ( 重力位能 ): 物體因其所在的高度位置或結構所具有的能量 (PE( =m z) 總外能 =KE+PE

1-21 能量守恆定律熱力學第一定律指出, 任何熱力學系統的能量為定值, 無法被創造及消滅, 只能從一種形式轉換成另一種形式

第二章物質內能熱溫度

2-1 熱一種能量的形式在熱力學上被定義為兩物體間的溫差所造成的能量傳遞 2-3 內能物體因其組成分子具有速度位置結構而有內能

內動能 (K): 分子運動或具有速度的能量內位能 (P): 分子相互分離或分子間之結構而具有的能量總內能 (U)= 內動能 (K)+( 內位能 (P)(

2-11 溫度絕對溫度常用溫標為攝氏與華氏, 以度為單位在攝氏溫標上, 水的冰點為 0 ; ; 沸點為 100 ; ; 在華氏溫標上, 水的冰點為 32 ; ; 沸點為 212 水冰點沸點攝氏溫標 ( ) 0 100 華氏溫標 ( )( 32 212 溫度換算 : =9/5: 9/5 +32 =5/9( -32)

絕對零點 : 近於 -460 或 -273 絕對溫度 : 由絕對零點起算的溫度朗氏溫度 ( R)= +( )= +460 凱氏溫度 (K)= +( )= +273

2-14 熱傳方向方式和速率熱必從高溫傳到低溫, 絕不反向傳遞熱傳速率必與溫差成正比熱傳方式 : 傳導對流輻射

傳導 : 單一物體內分子間或良好熱接觸的不同物體分子間之熱傳遞量度各種材料的導熱特性稱為熱傳導率對流 : 藉由流體將熱從某處傳到另一處可分為自然對流與強制對流輻射 : 藉由光波將熱從某處傳到另一處, 過程中無任何媒介物

2-19 英熱單位 (BTU( BTU) 使質量 1 lb 的水改變 1 的溫度所需之能量, 為熱能 (Q)( ) 的量度單位 2-2020 比熱 (C( p ) 使質量 1 lb 的任一物質改變 1 的溫度所需之熱能 (BTU/lb( BTU/lb, kj/kg ) 比熱水冰英制 (BTU/lb( BTU/lb ) 1 0.5 SI 制 (kj/kg( kj/kg ) 4.182 2.09

2-2121 熱量計算 (BTU( BTU) 顯熱方程式 :Q=m c ΔT: 2-2222 顯熱 (Q( S ) 與潛熱 (Q( L ) 顯熱 : 使物質改變溫度的熱量潛熱 : 使物質改變狀態的熱量熔解潛熱 : 固液兩相間的相變化所牽涉的潛熱 (Q( L =m h if 冰 =335kJ/kg= if) 汽化潛熱 : 液汽兩相間的相變化所牽涉的潛熱 (Q( L =m h fg 水 =2257kJ/kg= fg)

2-2626 飽和溫度液態變汽態或相反過程的溫度 2-2828 過熱蒸汽的顯熱過熱 : 蒸汽汽化後再加入的熱量就是其顯熱過熱蒸汽 : 溫度高於蒸汽的飽和溫度

2-30 熱功當量 (J)( 1 kcal=4.186kj 4.186kJ=3.968BTU 1 BTU=778ft 778ft-lb

第三章理想氣體及其各種過程

3-1 熱對體積的效應物質加進能量時, 分子運動速度增加或其間之距離拉得更遠, 使物質膨脹 ; 相反的, 物質釋放能量時, 該物質收縮即物質隨能量獲得或損失使體積增加或減小但水是例外水冷卻, 體積逐漸變小, 直到 39.2 (4 ) ) 為止亦即在此溫度點上密度最大若繼續冷卻, 其體積卻逐漸膨脹, 直到 0 為止, 且結冰後體積再度膨脹

3-2 固液體的膨脹特性因固液體為不可壓縮, 若將固體或液體置於體積固定的鋼性容器中, 當溫度改變時, 由於沒有膨脹的空間, 故在固體或液體本身或容器周圍產生巨大壓力, 將使固體本身破裂或撐破容器在許多工程上, 皆預留因氣溫變化而造成熱脹冷縮的空間

3-3 理想氣體及其各種過程理想氣體 : 氣體分子間無任何影響的假設氣體, 其概念大幅簡化了所有與氣體變化有關的問題之求解其過程有 : 等容過程等壓過程等壓過程等溫過等溫過程絕熱過程絕熱過程多變過程

等容過程 : 設氣體在一個不受溫度影響而改變體積的剛性容器中當氣體受熱時, 其絕對壓力隨其絕對溫度成正比增加 : 反之則成正比降低

等壓過程 : 定質量氣體在此過程中其體積與絕對溫度成正比

等溫過程 : 定質量氣體其絕對壓力與體積成反比

絕熱過程 : 理想氣體進行狀態變化時沒有從氣體傳至環境或從環境傳至氣體的熱量此過程中氣體壓力體積與溫度皆有變化無定值多變過程 : 氣體經過某種膨脹過程, 對外界所需的能量部分是外界的熱能 ; 部分是消耗本身的內動能, 所遵循的過程定是在等溫與絕熱過程之間的過程

理想氣體各過程之比較 (P T 均為絕對單位 ) 項目遵守定律前後兩狀態之 P T V 關係 W 熱傳量等容過程等壓過程等溫過程查理定律 T 1 P 2 =T 2 P 1 0 ΔQ V =m C V ΔT 查理定律 T 1 V 2 =T 2 V 1 P(V 2 -V 1 ) ΔQ P =m C P ΔT 波以耳定律 P 1 V 1 =P 2 V 2 P 1 V 1 ln(v 2 /V 1 ) ΔQ T =ΔW K 1 K 1 K P 絕熱過程無 T2 P2 V 2V 2 P1V 1 1 = = 0 1 K T 1 P1 V N N 1 多變過程無 T 1 2 P N 2 V P 1 2V 2 P1V 1 = = Q-W= W=ΔU T1 P1 V2 1 N 2

多變過程的指數 N: 介於等溫過程指數 1 和絕熱過程指數 K 之間 P V=m R T P v=r T 一般氣體定律 P=ρ R T R: : 氣體常數 = 一般氣體常數 / 分子量 (J/ J/kg K,ft-lb/ lb/lb R) v: : 比容 N = log log ( P ) 2 P1 ( V V ) 1 2

壓 - 容 (P-v)( ) 圖

3-3030 熱力學系統熱力學系統 : 為了探討能量及其轉移, 就實際或假想上選定的邊界所圍繞的區域或空間可分為 : 1 固定或可變 2 可隨分析之需要選定其大小 3 密閉系統 : 只讓能量通過邊界與環境交換開放系統 : 能量與質量皆通過邊界與環境交換

3-3131 熱力學過程可逆過程 : 系統經過一過程後, 可沿著原過程回到最初狀態不可逆過程 : 系統經過一過程後, 無法沿著原過程回到最初狀態 1 內不可逆 : 分子間相互作用造成流體內部摩擦或漩渦所致 2 外不可逆 : 源於系統外部, 如熱從高溫傳至低溫的行為若要避免外不可逆過程, 只有無摩擦絕熱過程, 稱為等熵過程

第四章飽和蒸汽與過熱蒸汽

4-1 飽和溫度飽和溫度 : 流體由液變汽或汽變液時的溫度飽和液體 : 液體的飽和溫度, 簡稱飽和液飽和汽體 : 汽體的飽和溫度, 簡稱飽和汽

4-2 過熱蒸氣與過冷液體過熱蒸氣 : 蒸汽溫度高於其壓力所對應之飽和溫度, 簡稱過熱汽過冷液體 : 液體凝結被冷卻後使其溫度低於飽和溫度, 簡稱過冷液 4-4 壓力對飽和溫度之影響流體之飽和溫度取決於該流體之壓力壓力增加時提高飽和溫度 ; 壓力降低時降低飽和溫度

4-5 汽化 1 蒸發 : 只發生於液體自由表面, 可在低於飽和溫度之任何溫度發生 2 沸騰 : 只發生於飽和溫度 4-7 蒸發速率係隨著液體溫度增加液體上方壓力降低暴露於外界之表面積增加而增加, 亦隨著液體上方或附近之蒸汽飽和度而變

4-8 蒸發之冷卻效應當高速分子 ( 能量最多 ) 由蒸發中的液體表面逃逸時, 其整體平均能量降低, 溫度亦降低, 汽化潛熱量由液體周圍空氣或附近物體吸收 4-10 昇華任何固體在低於融解溫度時, 直接變成汽態而無明顯的經過液態 4-11 凝結蒸汽可藉由冷卻加壓或兩種方式合併使用使其凝結

4-14 臨界溫度臨界壓力臨界溫度 : 指氣體受壓仍可凝結之最高溫度水蒸氣為 706(375 375 ); 空氣為 -225 (-143 ) 臨界壓力 : 某物質在其臨界溫度下, 能以液態存在之最低壓力, 即在臨界溫度下之飽和壓力

4-17 焓一計算性質, 可籠統定義為總熱總焓 (H):( : 為物質全部質量之焓比焓 (h):( : 質量為 1 lb 之焓大部分皆用比含較多 h = u + P v abs = u + P v abs J u: : 內能 (BTU/lb( BTU/lb,kJ/kg) J: : 熱功當量 (778ft( 778ft-lb/BTU)

4-18 熵在一已知狀態下, 某物質由任一零點或參考點在某絕對溫度下轉至另一狀態所需提供之總能量如同焓, 比熵 (s)) 較總熵 (S)( ) 常用 T m : 平均絕對溫度 ( R,K)( rev: : 可逆過程 Δ s = Δ Q T m rev

4-20 飽和蒸汽表過熱蒸汽表飽和蒸汽表 : 不同條件下之飽和液體及蒸汽性質所列出的表格過熱蒸汽表 : 不同條件下之過熱而非飽和的液體及蒸汽性質所列出的表格

4-22 液氣混合物性質乾飽和蒸汽 : 完全不含液體之飽和蒸汽濕蒸汽 : 含有液體之蒸汽乾度 (x):( : 蒸汽在液氣混合物中飽和汽質量與混合物總值量之比值其值介於 0~1 間 x = 飽和蒸汽質量飽和蒸汽質量 + 飽和液體質量 = m v m + v m L

乾度 ( 乾度 (x) 與濕蒸汽之比容 ( ) 與濕蒸汽之比容 (v) 內 ) 內能 ( 能 (u) 焓 ( ) 焓 (h) 熵 ( ) 熵 (s) 之關係 : ) 之關係 : 結合 : 結合 : 下標下標 f: 飽和液 ; 下標 : 飽和液 ; 下標 g: 飽和汽 : 飽和汽 g f x g f x g f x g f x s x s x s h x h x h u x u x u v x v x v + = + = + = + = ) (1 ) (1 ) (1 ) (1 f g f x f g f x f g f x f g f x s s s s h h h h u u u u v v v v x = = = =

第五章濕空氣之性質

5-1 空氣之組成氣體種類分量分子量體積 ( 莫耳 ) 分率分子量莫耳分率氮 (%) 78 28.061 0.7809 21.878 氧 21 32.000 0.2095 6.704 二氧化碳 1 44.010 0.0003 0.013 氬 39.944 0.0093 0.371 莫耳分率總和 1.000 平均分子量 28.966 水蒸汽含量隨地區及氣候條件不同, 其值量百分比為 1~3% % 乾空氣 : 不含水蒸汽之空氣濕空氣 : 乾空氣與水蒸汽之天然混合物

5-2 道爾頓分壓定律任何氣體與蒸汽之物理性組合具有 : 1 混合物中任一氣體之分壓與該氣體單獨充滿相同空間的壓力相等 2 混合物之總壓力等於各組成氣體或蒸汽壓力之總和空氣為氣體及水蒸氣之物理性混合物, 故遵守道爾頓分壓定律

濕空氣總壓力 (P( o )= 乾空氣壓力 (P( a )+ 水蒸汽壓力 (P( v ) 濕空氣總質量 (m( o )= 乾空氣質量 (m( a )+ 水蒸汽質量 (m( v ) 濕空氣體積 (V( o )= 乾空氣體積 (V( a )= 水蒸汽體積 (V( v ) 濕空氣溫度 (T( o )= 乾空氣溫度 (T( a )= 水蒸汽溫度 (T( v ) 可與第三章一般氣體定律一般氣體定律結合運用

5-3 空氣線圖

0 點原點公制 :25: 25 DB,50 50% RH 英制 :80: 80 DB,50 50% RH SI 制 :24: 24 DB,50 50% RH 1 乾球溫度 TDB(, (, )) 普通溫度計於濕空氣中所測得的溫度, 應避免直接輻射 2 濕球溫度 TWB(, (, )) 溫度計感溫球包以濕紗布置於 1000fpm~ 2000fpm 之濕空氣流中所測得的溫度

3 相對溼度 RH(%): 濕空氣中水蒸汽的分壓 (P( V ) 與該濕空氣乾球溫度所對應的飽和水蒸汽壓 (P( S ) 之比 RH 4 露點溫度 PT DP(, (, )) ( ) ( 濕空氣 ) s TDB Ps TDB 溫度降低至其所含的水蒸氣開始凝結的溫度 = 5 飽和線飽和線為相對溼度 100% % 的線, 此線上空氣性質 DB=WB=DP P v ( T ) Ps DP 100% = 100%

6 焓 H(kcal/kg,kJ/ kj/kg,btu/lb) ) 7 比容 v(m 3 /kg,ft 3 /lb) ) 每單位質量乾空氣中所含的體積 8 濕度比 ω(kg/kg,gr/lb g/kg) 濕空氣中水蒸氣的質量 (m( v ) 與乾空氣的質量 (m( a ) 之比 9 顯熱比 SHF 空氣顯熱 (Q( S ) 與總熱 (Q T ) 之比值 ω = m v m a SHF = Q Q S T = Q S Q S + Q L

10 焓之減少修正數焓之減少修正數 11 焓之增加修正數焓之增加修正數由等濕球溫度線延伸所查得的飽和焓值, 需減少 ( 增加 ) 修正數, 才是此空氣狀態之實際焓值濕度比與相對濕度的關係 : ω m o ( T ) DB P ( T ) v v s = = 0.622 = 0.622 = 0. 622 m a P o P P v P φ P φ s DB P o P s ( T ) DP P ( T ) s DP

5-5 絕對濕度 ρ v 每單位濕空氣體積所含之水蒸氣質量, 相當於水蒸氣密度 (kg/m( 3, lb/ft 3 ) 5-8 飽和比 μ 濕空氣中, 濕度比與該溫度下濕空氣飽和時之濕度比之比值 ρ v = mv 1 = V v g ( T ) DP μ = ω ( ) ω s T DB 100%

5-10 空氣的熱含量與焓空氣顯熱 Q s : 為 T 之函數 DB Q s =m Δh s 空氣潛熱 Q L : 為 T 之函數 DP Q L =m [ω 2 H w,2 空氣總熱 Q T : 為 T 之函數 WB w,2-ω 1 Hw,1] Q T =m (Ht,2-h t,1)

5-15 標準空氣為了使訂定空調設備規格時有一定的標準, 故英制 : 標準大氣壓,70, 70 ρ=0.075lb/ft 3 υ=13.34ft 3 /lb SI 制 : 標準大氣壓,21, 21 ρ=0.075kg/m 3 υ=13.34m 3 /kg

5-17 空氣調節八大過程 0 1: : 純減熱過程 0 2: : 蒸發冷卻過程 0 3: : 純加濕過程 0 4: : 加熱加濕過程 0 5: : 純加熱過程 0 6: : 化學減濕過程 0 7: : 純減濕過程 0 8: : 減熱減濕過程

5-18 18 絕熱混合過程絕熱混合過程 2 2 1 1 2, 2 2 1, 1 1 2 1 2, 2 1, 1 3 2 2 1 1 2, 2 2 1, 1 1 2 1 2, 2 1, 1 3, v V v V v V v V m m m m v V v V T v V T v V m m T m T m T DB DB DB DB DB DB DB DB DB + + = + + = + + = + + = ω ω ω ω ω

5-24 設備露點溫度盤管旁通因數設備露點溫度 (T( ADP ): 空氣線圖中盤管空氣調節線 (GSHF)) 與飽和線 (φ=100( %) 之交點盤管旁通因數 (BPF( BPF): 濕空氣通過冷卻盤管未與盤管表面接觸的比例通過冷卻盤管之濕空氣可視為接觸與未接觸盤管表面的兩股濕空氣之混合鳍片盤管 4 排銅管為 0.2; 6 排銅管為 0.08; 最佳可達 0.04 ~0.02

第六章冷凍與蒸汽壓縮冷凍系統

6-1 冷凍用以降低或保持空間或物質之溫度, 使其低於環境溫度 6-2 隔熱之要求為使滲入冷凍區之熱降至最低, 故須有好的絕熱材料使其與外界隔絕

6-3 冷凍負荷又稱熱負荷為產生或保持冷凍空間或材料所需之溫度條件所必須移除的熱速率冷凍設備總熱負荷來自下列 : 1 外界至庫內的傳導熱負荷 2 門開關時進入庫內的外氣熱負荷 3 庫內冰存物之熱負荷 4 庫中人員馬達燈具, 及其他電機等發熱物產生的熱負荷

6-4 冷凍媒介物在任何冷凍過程中, 用來吸熱或作為冷卻的媒介物稱為冷媒若冷媒吸熱後溫度上升, 則此過程所吸收的熱為顯熱 ; 若冷媒吸熱後物理狀態改變, 則此過程所吸收的熱為潛熱無論何種過程, 欲使冷凍效果更佳, 冷媒溫度須保持低於冷凍空間或物質的溫度

6-6 液態冷媒液體因在汽化時能吸收大量的熱而成為現今機械式冷凍系統之基礎以冷媒的觀點而言, 汽化中之液體有許多優點 : 1 過程容易控制 2 冷卻速率易精確預估 3 汽化溫度可藉由其壓力控制 4 容易收集, 加以冷凝變回液態而重複使用

6-8 汽化溫度之控制藉由調整蒸汽流出蒸發器的速率來控制若排氣閥完全關閉使蒸汽無法排出, 蒸發器內壓力將提高到液體飽和溫度等於冷凍空間溫度 (40( ), 此時冷凍空間與冷媒間無溫差及熱流, 汽化停止無冷卻發生藉此方法, 可知冷媒壓力愈低其對應的飽和溫度亦愈低

6-9 蒸發器內保持定量液態冷媒若使蒸發器內之液態冷媒持續汽化下又可保持定量, 則必須持續補充液態冷媒調節液態冷媒流至蒸發器的流率之控制裝置稱為冷媒控制器

6-10 冷媒蒸汽之回收使用為使冷媒蒸汽凝結, 系統中需加裝冷凝器由於離開蒸發器的飽和蒸汽壓與溫度和蒸發器內汽化中的液態冷媒相同, 冷媒蒸汽溫度遠低於熱交換介質, 始熱無法排出, 須加壓冷媒蒸汽, 使其飽和溫度高於熱交換介質才行, 壓縮機是為達到此目的之設備

6-11 典型蒸汽壓縮式冷凍系統壓縮機 : 將冷媒蒸汽壓縮提高至某溫度及壓力, 使蒸汽可利用普通的熱交換介質加以凝結冷凝器 : 提供熱傳面積始熱由高溫冷媒蒸汽傳至熱交換介質冷媒控制器 : 調整適當的冷媒流量至蒸發器, 降低冷媒進入蒸發器之壓力, 使其可在內部以所需的溫度汽化蒸發器 : 提供熱傳面積始熱由冷凍空間或物品經過此面積進入汽化中的冷媒

6-13 冷凍系統壓力分佈

6-18 壓縮過程因壓縮時間短, 冷媒蒸汽與汽缸壁之平均溫差小, 此期間冷媒蒸汽與汽缸壁間之熱傳可忽略, 故此過程假設為絕熱在此過程中, 氣體內能增加量與對氣體所作的壓縮功相等, 壓縮功愈大, 溫度及焓增加量愈大對冷媒蒸汽作功量所等價的熱量稱為壓縮熱

6-19 吐出溫度冷媒蒸汽由壓縮機排出的溫度 6-20 冷凝溫度恆等於熱交換介質溫度加凝結冷媒與熱交換介質間之溫差, 故冷凝溫度隨熱交換介質溫度與冷凝器內所需的熱傳率變化 6-21 冷凝壓力恆等於冷凝器內冷媒液氣混合物所對應之飽和壓力

6-22 冷凍效果 (q( e ) 單位質量冷媒由冷凍空間所吸收之熱量 (BTU/lb( BTU/lb,kJ/kg) ) 6-23 冷凍能力 (Q( e ) 將熱由冷凍空間移走的速率 (BTU/min,kW,tons) (1tons=3.517kW Q e =m q e =200 BTU/min min tons)

6-25 冷媒蒸汽體積流率 (V)( 當冷媒汽化溫度已知, 每單位質量產生的比容可由飽和表查之, 則體積流率 = 冷媒質量流率 (m) ( 蒸汽比容 (v) 6-26 壓縮機容量為維持系統在設計條件下運轉, 容量之選擇須使排氣量於任一時間內移走蒸汽速率等於同時間蒸發器產生蒸汽的速率

第七章循環圖與簡單飽和冷凍循環

7-1 循環圖

1 絕對壓力 P(kg/cm 2 abs,kpa KPa, psia) ) 2 焓 h(kcal/kg,kj/kg,btu/lb) ) 3 飽和液體線 : 乾度 x=0,, 冷媒在線上任一位置皆為液態 4 飽和氣體線 : 乾度 x=1,, 冷媒在線上任一位置皆為氣態 5 等溫線 T(, ) 6 等熵線 s(kj/ kj/kg K,BTU/lb R) )

7 等容線 v(m 3 /kg,ft 3 /lb) ) 8 等乾度線 x: : 介於 0~1 之間, 值愈小愈潮濕, 愈接近液態 ; 反之則為氣態 9 臨界點 : 飽和液體線與飽和氣體線之交點當冷媒於臨界點時, 壓力為臨界壓力, 所對應的溫度為臨界溫度

7-3 簡單飽和 ( 理想 ) 冷凍循環理想冷凍循環的 P-h 圖, 是基於以下假設而成 : 1: : 冷媒在壓縮機汽缸內以斷熱方式壓縮 ( 過程 1 2) 2: : 冷媒在冷凝器與蒸發器內以等壓狀態冷凝或蒸發 ( 過程 2 3) ) 及 ( 過程 4 1) 3: : 液態冷媒離開膨脹閥進入蒸發器時以等焓膨脹 ( 過程 3 4) 4: : 離開蒸發器進入壓縮機的冷媒為飽和氣態 ; 而在離開冷凝器進入膨脹閥的冷媒為飽和液態

7-4 壓縮過程低壓氣體冷媒經壓縮後成為高壓氣體冷媒冷媒在汽缸內以斷熱方式壓縮故為斷熱等熵飽和壓縮壓縮功 q w =h 2 -h 1 (kcal/h,btu/lb) Q W =m (h 2 -h 1 ) W=J (h 2 -h 1 ) =J m (h 2 -h 1 ) (ft-lb/lb)

高壓氣態冷媒, 經等壓冷凝散熱變成飽和液態冷凝器散熱量 q C =h 2 -h 3 (kcal/h,btu/lb) 冷凝器總散熱量 Q C =m (h 2 -h 3 ) (BTU/ BTU/min tons) 7-5 冷凝過程

高壓飽和液態冷媒等焓膨脹成為低壓液氣混合狀態之冷媒膨脹過程不會做功, 因為膨脹閥將能量轉換, 使內部冷媒由飽和液態變為液氣混合狀態, 此過程又稱閃變或閃蒸過程 7-6 膨脹過程

7-7 蒸發過程將液氣混合狀態的冷媒經等壓吸熱蒸發飽和氣態冷媒冷凍能力 q e =h 1 -h 4 (kcal/h,btu/lb) Q e =m (h 1 -h 4 ) (BTU/ BTU/min tons)

7-8 理論功率 Thp 為每噸冷凍能力驅動壓縮機之所需, 以馬力表示每噸冷凍能力所需實際的軸功率 (Shp)) 通常超過理論功率 30%~ %~50 %, 視壓縮機的效率而定 7-9 性能係數 COP 冷凍能力與壓縮功之比值 COP = q q e W = h h 1 2 h h 4 1

7-10 蒸發溫度對冷凍系統的影響在較高的蒸發溫度下 : 1 單位質量冷媒的冷凍效果較大 2 每噸冷凍能力的壓縮功減少, 較省電 3 每噸冷凍能力所需的理論功率減少 4 COP 上升 5 冷媒質量流率較低 6 每單位冷凍能力冷凝器每分鐘散熱量較小

7-11 冷凝溫度對冷凍系統的影響 1 液體冷媒流至膨脹閥的溫度增加, 使冷凍效果降低 2 冷媒質量流率較大 3 蒸汽體積流率增加 4 壓縮功增加 5 理論功率增加 6 COP 降低

第八章實際冷凍循環

8-1 實際循環與簡單飽和循環之差異 1 在簡單飽和循環中, 冷媒流過管路及各元件所造成的壓降均忽略 2 冷媒過冷及過熱影響亦未考慮 3 壓縮過程假設為完全等熵壓縮

8-2 壓縮機吸氣過熱的影響蒸發器內的液體冷媒完全蒸發後, 溫度低飽和狀態的蒸汽會繼續吸熱, 在達到壓縮機前變為過熱狀態若蒸汽為過熱, 壓縮機須壓縮比飽和蒸汽更多的體積, 在特定的壓縮排氣量下, 冷媒質量流率必少於同壓下吸氣為飽和狀態之情形

8-3 不產生有用冷卻的過熱過熱循環單位冷凍能力的蒸汽體積流率單位冷凍能力功率需求及冷凝器散熱量, 都比飽和循環時大代表壓縮機冷凝器等元件, 過熱循環皆比飽和循環時大

8-4 產生有用冷卻的過熱此種情形下, 過熱量增加了冷凍效果實際循環中, 吸氣過熱通常是 : 1 來自冷凍空間, 產生有用的冷凍其大小將視冷凍系統應用情況而定, 且過熱對系統的效應約正比於其產生之有用的冷卻 2 來自冷媒離開冷凍空間後所吸收的熱量, 產生沒有用的冷凍

不管過熱對冷凍能力影響如何, 些微的過熱是必要的若無些微的過熱, 味蒸發的微量冷媒液滴極有可能帶入蒸汽中, 此蒸汽稱為濕蒸汽吸入壓縮機的濕蒸汽對其冷凍能力造成很大的反效果, 會對壓縮機造成嚴重的損害

蒸發溫度的過熱可發生於 : 1 蒸發器末端 2 冷凍空間內的蒸發管 3 冷凍空間外的蒸發管 4 冷媒液對冷媒汽的熱交換器

8-5 冷凍空間外冷媒蒸汽之過熱低蒸發溫度的系統, 蒸發管中些微的過熱量, 會導致效率降低, 在此情形下, 若系統效率要維持一合理水平, 則須對蒸發管包覆絕熱材, 防止蒸發管外壁結霜

8-5 冷凍空間內冷媒蒸汽之過熱如 8-4 所說, 要防止濕蒸汽, 除了調整膨脹閥使液態冷媒在到達蒸發器末端時完全蒸發外, 還有將部分蒸發管置於冷凍空間內的方法, 其優點為 :

1 使蒸發器內完全充滿氣態冷媒而無液體溢流至蒸發管而被吸至壓縮機 2 提升循環效率 3 不須增加蒸發器表面積, 使既有蒸發器表面更有效率 4 提升蒸發管溫度, 防止外壁凝結, 而不需絕熱材但要注意, 蒸發管在冷凍空間所能過熱的程度, 受限於冷凍空間的溫度

8-7 冷媒液過冷的影響當液態冷媒在到達膨脹閥前為過冷時, 優點為 : 1 冷凍效果增加 2 冷媒質量流率低 3 所壓縮的冷媒蒸汽體積降低 4 壓縮排氣量降低 5 COP 增加, 所需功率降低冷媒液過冷可發生於 : 儲存於儲液器時, 流經輸液管時散熱至周為空氣時

8-8 冷媒液對冷媒汽的熱交換器另一個將冷媒液過冷的方式, 是將冷媒液和回到壓縮機的低溫冷媒蒸汽以逆向流的方式通過熱交換器雖然在實際循環中, 無論是否使用熱交換器, 蒸發溫度過熱是無可避免的, 故任何使蒸發溫度過熱且產生有用冷卻的方法皆可適用, 而熱交換器的價值正是如此

右圖為包含壓降過冷熱等綜合效應的實際循環圖, 與理想狀態下的循環圖比較藍色為理想狀態下的循環圖 ; 紅色為實際循環圖 8-9 摩擦造成之壓力損失效應

第九章冷凍之應用

9-2 冷凍應用之分類 1 家用冷凍用於家用冰箱, 壓縮機屬全密閉式, 約 0.05~0.5hp 0.5hp 2 商業冷凍用於零售店餐廳旅館生鮮產品儲存展示和處理批發等有關的設計安裝及維修 3 工業冷凍用於製冰大型食物包裝釀造奶品煉油化工橡膠等工廠

4 船舶與運輸冷凍船舶冷凍 : 用於漁船貨船等生鮮食品載運船運輸冷凍 : 用於長短程貨車鐵路運輸等

9-7 空氣調節主要與某ㄧ特定區域的空氣調節有關, 包括溫度溼度清淨度氣流分布等 1 舒適空調提供人一個舒適環境如住家學校辦公室旅館商店工廠車輛飛機船舶等 2 產業空調主要目的不是為了人其功能為 : 控制吸濕材料的溼度控制化學及生化反應控制由熱漲冷縮引起的公差提供過濾的乾淨空氣滿足生產製程的需求

9-8 食物保存早期發現一些食物保存的方法如乾燥煙燻醃漬等後來, 因顯微鏡的發明, 發現食物的腐敗是由微生物引起, 故發明了罐頭現今, 冷凍是唯一能保有食物生鮮狀態的方法, 但其缺點是食物需在收割及宰殺後立即凍藏直至消費, 而冷凍設備通常體積龐大且昂貴, 故此法較不方便及經濟當然, 最適當的方法須根據產品種類保存期限保存食品的用途運輸及儲藏設備等因素而決定

9-9 變質及腐敗所有的食物在腐敗到無法使用之前, 會先經過幾個階段的變質對大部分的食物而言, 變質及最終的腐敗是由於食物內ㄧ連串的化學反應所致此反應是由內 ( 有機體內本身的酵素 ) 外 ( 有機體表面的微生物 ) 因子促成通常食物的腐敗是由兩者同時造成, 故要保存食物, 就必須同時控制兩個因子

9-10 酵素是一複雜類似蛋白質的化學物質, 使有機體產生化學反應其對食物總是不好的, 但溫度酸鹼度等方法, 可控制酵素活性 9-11 微生物指微小或極微小的動植物如細菌酵母菌黴菌微生物除了在食物鏈中很重要外, 在許多發酵過程及處理一些工業廢棄物亦很重要

9-12 細菌 ( ㄧ ) 類型 1 腐生性 : 靠動植物屍體或排泄物維生 2 寄生性 : 如病毒, 引起感染或疾病有些細菌可因環境轉換 ( 二 ) 酸鹼度大部分的細菌喜歡中性或弱鹼性, 有些喜歡弱酸性

( 三 ) 對空氣的需求 1 需要空氣 : 其分解過程稱為腐爛 2 不需要空氣 : 其分解過程稱為腐敗, 產生惡臭 ( 四 ) 光可抑制細菌生長紫外線可殺菌, 若配合乾燥, 會有很好的抑菌效果 ( 五 ) 溫度高溫可殺菌 ; 低溫使其失去活性

9-13 酵母屬單細胞菌類植物, 比細菌大, 可形成 8 個孢子, 大自然中隨處可見, 與細菌的特性相同常用於釀造工業麵包烘培等 9-14 黴菌與酵母的特性類似, 其組織較複雜, 可產生數千個孢子冬天的冷藏室特別適合生長常用於製造抗生素如盤尼西靈金黴素

9-15 腐敗因子的控制 1 高溫 : 消除腐敗因子所需的時間與加熱溫度有關蒸氣加熱方式比乾加熱有效, 可縮短加熱時間及溫度 2 乾燥 : 腐敗因子需有水分才能活化, 故可用陽光或烤箱弄乾 3 醃漬 : 是一種發酵過程, 除去可供腐敗因子活動所需的物質 4 煙燻 : 主要靠此過程的乾燥及煙的防腐成分 ( 木餾油 )

9-16 冷凍保存以低溫消除或抑制腐敗因子的活性其溫度視產品及保存期限而定依儲藏目的, 食品分為活的死的死的如各種家畜 ( 禽 ) 肉及各種海鮮比活的更易腐敗故保存的主要課題是維持活體生命, 同時意志體內酵素活性, 減緩老化及成熟速率

9-17 冷凍冷藏 1 短期或暫時冷藏 : 用於零售店, 時間約 1~2 天, 不超過 15 天 2 長期冷藏 : 用於批發商或商業冷藏庫, 時間視產品種類及進庫時狀況決定

3 凍藏 : 長期儲存的生鮮產品其所需溫度並無明確規定, 只要夠低且穩定即可短期儲藏 :0 : 長期儲藏 :-5 : 儲藏品有不穩定的油脂 ( 自由脂肪酸 ):-10 10 以下

9-18 儲藏條件及溫度短期或長期最佳儲藏條件視產品特性及儲藏時間而定, 溫度需高於產品的凍結點 ; 凍藏的溫度需低於產品的凍結點, 介於 10 ~ -10,0 最常用

9-20 濕度與氣流未包裝的產品, 除藏時不僅考慮溫度, 還有濕度與氣流產品與空氣水蒸氣壓差主要與相對濕度與氣流速率有關若為低濕度高風速, 則水蒸氣壓差愈大, 水分喪失愈快 ; 反之, 水分喪失愈慢故庫內濕度需小於 100% RH,, 且維持良好的空氣循環

9-21 混合儲藏通常考慮下列兩個因素 : 1 溫度 : 為避免其中較敏感的產品產生冷藏病, 故選取比其中一些產品最佳條件稍高的溫度若要長期存放, 則須備有各種不同條件的庫房, 將產將品分類, 條件進似者歸於同一庫房 2 氣味的吸收 : 某些產品會在存放過程中釋放或吸收氣味

9-23 產品冷卻或預冷主要差別是產品進入預冷室時是在高溫狀態 ( 採收或宰殺後 ), 隨後儘快的冷卻至儲藏溫度, 再從預冷室移至冷藏室預冷設備能力應避免預冷過程中室溫太高

9-24 預冷室內的相對溼度及風速預冷初期, 高風速在提升冷卻能力, 降低產品水蒸氣壓的效果大於其加速水氣蒸發的效果, 故其淨影響是減少產品的失水 ; 預冷後期, 因品溫及水蒸氣壓均下降, 此時高風速會加速的失水, 故預冷後期需降低風速

9-27 凍結方法 ( ㄧ ) 緩慢凍結 : 將產品置於低溫室內, 在靜止空氣中緩慢凍結, 溫度 0 ~-4,, 靠自然對流, 時間視產品體積及庫內條件而定, 通常是 3 小時 ~3 ~ 天左右

( 二 ) 急速凍結 : 1 強制吹風 : 利用低溫高風速吹過產品, 產生急速凍結效果有懸吊式及落地式兩種, 用於需要冷卻大量產品的絕熱隧道中 2 間接接觸 : 使用平板凍結器, 將產品置於有冷媒流過的金屬平板上用於凍結品數量不多時 3 浸泡 : 將產品置於低溫鹽浴中 ( 鹽或糖 ) 優點是與產品有好的接觸, 凍結時間短, 且不會黏在一起用於海鮮產品

通常急速凍結比緩慢凍結好的原因是 : 1 冰晶小, 對細胞破壞性小 2 凍結時間短, 溶液鹽滲入量及產品水分結冰分離量小 3 產品快速冷卻至腐敗因子能活動的溫度以下, 就不會在凍結過程中被分解兩者最大差異在細胞液型成冰晶時的大小數量及位置不同 30~25 25 為最大冰晶生成帶, 凍結品應儘速通過此區域

9-32 包裝材料大部分均在凍結前包裝材料須防水不透氣且能緊密結合, 使包裝內空氣最少常用的材料如鋁箔錫罐硬紙板 ( 內面有防水層 ) 蠟紙玻璃紙聚乙烯其他塑膠紙

9-34 商用冷凍設備 1 冷凍櫃 : 使用最廣的設備, 可作為儲藏展示或兩用用於旅館餐廳速食店等 2 小型冷凍庫 : 主要用於儲藏, 有各種不同的尺寸有些則備有陳列式玻璃門方便取用, 如便利商店超市等 3 展示櫃 : 主要目的是展示商品, 無法顧及最佳儲藏條件, 故其內部產品皆不能久放分為自助型, 用於超市自助商店等 ; 服務型, 用於市場小雜貨店等

9-38 特殊設備如自動販賣機製冰機花櫃停屍櫃等

第十章冷卻負荷估算

10-1 冷卻負荷 1 傳導熱 2 由玻璃傳入之輻射熱 3 由門窗縫隙進入之外氣熱 4 產品溫度與庫溫差所含的熱 5 人員發生熱 6 機具燈具等其他發熱設備

10-2 設備運轉時間所需設備冷凍能力 BTU/hr = ( ) ( BTU/24hr) ( hr) 總冷凍負荷設備預計運轉時間由於蒸發器需定期除霜, 故冷凍設備不能運轉 24 小時通常使用停機除霜, 暫停壓縮機運轉, 使蒸發器溫度上升至庫溫, 並持續至蒸發器上的霜溶化為止此系統壓縮機運轉最長只能 16 小時若庫內溫度設定於 34 以下, 就不能使用上述方法, 須使用輔助加熱方式除霜此系統運轉時間較長, 約 18~20 小時

10-3 冷卻負荷之計算 1 牆壁穿透熱 : 熱由外側經由傳導穿透庫壁到內側, 由於無百分百絕熱, 只要有內外溫差, 熱就會傳入 2 換氣負荷 : 當冷凍庫的門開關時, 庫內冷空氣流出, 庫外熱空氣流入, 系統須把熱空氣的溫濕度降至設定條件ㄧ般商業冷凍設備的門有很好的氣密性, 由門縫滲入的空氣量可忽略, 故主要的換氣負荷是門開關時所帶入的空氣

3 產品負荷 : 使產品溫度降至庫內設定溫度所需移走的熱若系統是設計儲藏用時, 物品入庫溫度皆已是儲藏溫度, 故不需考慮此部份 ; 若物品入庫溫度高於儲藏溫度, 就需考慮 4 雜熱 : 又稱輔助熱主要是庫內工作人員燈具或其他運轉的電器設施

10-8 影響牆壁穿透負荷因素 Q=A U ΔT Q: : 穿透熱 (BTU/hr,kcal/hr) A: : 牆外表面積 (ft( 2,m 2 ) U: : 總熱傳係數 (BTU/hr( BTU/hr ft2, W/m2 K) ΔT: : 庫內外溫差 (, (, )

10-9 總熱傳係數 U 之決定可由冷藏庫壁總熱傳係數表決定對於表中沒有的總熱傳係數, 可由熱傳係數 k 及熱導 C 計算對均ㄧ材質 :C= C=k/x C: 針對指定材料 ( 均質或異質 ) 的厚度, 每 hr 每 ft 2 每下的熱傳量由於異質材料熱傳率, 不同的部分有不同的值, 故須由實驗獲得 k: : 穿過面積 1ft 2 1in 厚溫差 1 之材料熱傳率 x: : 材料厚度 (in( in)

牆壁結構中保溫材料為決定庫壁 U 值的主因, 空氣側及其他材料對 U 值的影響很小原因是保溫材料的熱阻遠大於空氣側及其他材料的熱阻, 故在小型系統中, 庫壁 U 值可以保溫材料之熱導計算 R = 1 U = 1 f i + x k 1 + x k 2 +... + x k n + 1 f o U = 1 f i + x k 1 + x k 2 1 +... + x k n + 1 f o

10-11 11 天花板與地板溫差當系統置於建築物內, 且其屋頂與建築物天花板有足夠通風空間, 則以建築物內庫壁處理 ; 若其屋頂暴露於外氣, 則以外牆處理同樣的, 地板除了在地表上, 其處理方式相同

10-12 12 太陽輻射的影響當系統外壁受到太陽或其他熱源的熱輻射, 外壁溫度會高於周圍空氣溫度由於外表面溫度增加, 進而增加庫壁內外溫差故在太陽照射下, 庫壁內外溫差須考慮日照效應, 加以修正

10-13 13 庫壁穿透熱負荷估算時, 需考慮所有的庫壁結構不同者,U, 值及溫差相同時可ㄧ併計算當 U 值差異不大及面積很小時, 可忽略 U 值差異而一併計算

10-14 14 換氣負荷計算一般冷藏庫中, 除了設計的通風換氣外, 其他外氣大部分來自門的數目尺寸位置開門次數及時間, 故不易預測換氣負荷 = 內容積換氣數空氣焓差 10-15 15 產品負荷計算當產品進庫溫度比庫溫高時, 即會降溫而釋出熱量 Q = m c ΔT 24 所需冷卻時間

10-16 16 冷卻速率因子將每小時平均冷卻負荷修正使之接近尖峰負荷, 只用於預冷室在產品冷卻過程中, 由於初期品溫與庫溫相差很大, 冷卻負荷遠大於平均負荷, 故大部分產品負荷集中於冷卻初期, 設備所需的冷卻能力亦遠大於平均值要補償這種現象, 需將冷卻速率因子加入冷卻負荷的估算

10-17 17 產品凍結與儲存產品負荷有三部份 : 1 由入庫溫度至凍結溫度間產品釋出之熱 2 產品固化或凍結釋出之潛熱 Q=m h if (h : if 產品潛熱 ) 3 由凍結溫度至儲存溫度間產品釋出之熱當冷卻與凍結在 24hr 中完成, 將上列三項相加 ; 若 24hr 內完成, 將上列三項相加除以經過時間再乘以 24hr

10-18 18 呼吸熱蔬果在收割後仍進行呼吸作用, 空氣中的氧與組織內的碳水化合物結合, 產生 CO2 及熱, 其大小與產品種類及溫度有關 Q= 產品質量呼吸熱 24hr 10-19 19 容器及包裝材料其降至儲存溫度釋出之熱需算入產品負荷內

10-20 雜熱燈光 =Watt= Watt 3.42 24hr24hr 電動機 = 係數馬力 24hr 人員 = 係數人數 24hr 10-21 安全係數以上各節介紹之負荷總和, 加上 5%~10% % 安全係數 ( 一般取 10%) 再將每 24hr 的負荷除以設備一天運轉的時數, 即為每小時平均負荷 10-22 負荷速算法若冷藏設備只作為一般儲藏用, 儲藏產品事先無法確定或每天不同, 可利用此法估算使用負荷 = 內容積使用負荷係數

第十一章蒸發器

11-1 蒸發器之種類 ( ㄧ ) 冷媒在蒸發器之狀態 : 1 乾式 3 液冷媒循環式 ( 二 ) 應用方式 : 1 直接膨脹式 ( 三 ) 吸熱方式 : 1 直接接觸吸熱法 2 間接接觸吸熱法 2 滿液式 2 間接膨脹式

( 四 ) 空氣對流方式 : 1 自然對流 ( 五 ) 構造 : 1 裸管式 3 鰭片式 5 殼管式 2 強迫對流 2 板式 4 二重管式 6 殼圈式其中, 裸管式板式鰭片式屬直接膨脹式 ; 二重管式殼管式殼圈式屬間接膨脹式

11-2 蒸發氣之構造種類現依三種主要的構造說明 : 1 裸管式 : 通常使用鋼管 ( 大系統或氨系統 ) 或銅管 ( 小系統或其他冷媒系統 ), 其形狀有平面鋸齒及橢圓伸縮喇叭係利用空氣自然對流, 達到冷凍效果

2 板式 : 一種是兩片金屬隆起再焊在一起而形成一冷媒流道, 可做成各種形狀用於家用冰箱或冷凍櫃另一種是兩片金屬中間夾著冷媒管, 再沿邊焊住, 為減少金屬板與冷媒管間熱阻, 在其中充以共晶鹽溶液或抽真空, 使金屬板夾緊冷媒管板式蒸發器可單獨或組合 ( 串並聯 ) 使用, 可做成置物架 ( 冷凍庫 ) 隔板 ( 冷凍櫃展示櫃等 ), 亦用在負荷屬間歇性的液體冷卻裝置

3 鰭片式 : 鰭片是將金屬板或鰭片套在裸管上而成, 為兩次熱傳表面, 增加蒸發器外表面積, 提升冷卻效果若應用在低溫冷凍系統, 鰭片表面會結霜, 阻塞鰭片間空氣流通, 故鰭片數須減少增加間距 ( 每 in2~4 片 ) ; 若應用在 0 以上的空調系統, 因無結霜問題, 故鰭片數可增加至每 in14 片其比上述兩種蒸發器有更大的熱傳面積, 適合搭配風扇, 以強制對流方式使用

11-13 13 蒸發器之冷媒供給方式 1 乾式蒸發器 : 高壓液態冷媒經膨脹閥 ( 毛細管或感溫膨脹閥 ) 降壓成為低壓液氣混合狀態冷媒, 進入蒸發器之冷卻盤管中吸收冷凍空間之熱量, 逐漸蒸發成氣態冷媒, 至蒸發器出口時, 完全成為乾燥飽和之蒸汽其設計條件是冷媒在蒸發器出口保 10 過熱 ; 需要 10%~ %~20%% 蒸發器面積常用於氟氯網系冷媒系統優點 : 使用冷煤少設計簡單成本便宜體積小積存於蒸發器內之潤滑油量少無回油問題無回油問題缺點 : 因內部皆為氣態, 故熱傳率最差

2 滿液式蒸發器 : 利用浮球控制閥控制液位, 使積液器儲存液態冷媒, 並以重力方式循環, 使蒸發器充滿液態冷媒當冷媒離開盤管時, 只有 20~25 25% % 被蒸發, 且只有此部分的冷媒有製冷能力, 滿足熱負荷, 其他液態冷媒則用來保持盤管內表面濕潤, 增加內部熱傳而積液器內上方的氣態冷媒, 被壓縮機吸入進行循環優點 : 因盤管內充滿液態冷媒, 有最大濕面積, 熱傳效率最高缺點 : 體積大冷媒量多回油困難, 須設回油裝置

3 液冷媒循環式蒸發器 : 將液體冷媒存於儲液器中, 利用泵浦強制送入蒸發器內其循環量可由 2:1~6or7:1( ( 液冷媒量 : 蒸發器所能蒸發的量 ) 氨的循環量較大,R-12,22,502 較低常用於多蒸發器系統主機房到蒸發器間距離較長之大型系統優點 : 與滿液式蒸發器類似, 且冷媒以相當速度流動, 熱傳效果佳不易積存冷凍油溫度控制及除霜容易缺點 : 因加裝冷媒循環泵浦及儲液器, 故費用較高

11-6 蒸發器的能力即熱傳率冷媒蒸發時, 透過壁面由冷凍空間或產品所能吸收的熱傳率, 以一般熱傳表面的模式敘述 : Q=A U D Q= = 熱傳率 (BTU/hr( BTU/hr,kcal/hr) A= = 蒸發器外表面積, 包括鰭片及原始表面 (ft 2,m 2 ) U= = 總熱傳係數 D= = 蒸發器內外對數平均溫差 (, (, )

11-7 7 U 值或總熱傳係數 U= = 總熱傳係數 f i = 內表面熱傳係數 L/K= = 冷媒管及鰭片之熱組 f o = 外表面熱傳係數 R= = 外表面積與內表面積之比 1 U = R f + L K + 1 i f o

影響內外壁熱傳係數, 並決定 U 值的因素有盤管構造材料內部濕面積盤管內冷媒流率熱傳導率冷凍油含量欲冷卻的產品材質外表面狀況流經蒸發器表面的流體流速內外面積比等

11-8 鰭片的優點主要與蒸發器內外表面面積比 R 及相對熱傳係數有關當內壁表面熱傳係數大於外壁表面熱傳係數, 整個蒸發器能力受限於外壁熱傳能力, 此時可以鰭片增加外表面積提升外壁表面熱傳率, 使之接近內壁表面熱傳率, 提高整個蒸發器能力多使用在氣冷式蒸發器一些氟氯碳冷媒的液體冷卻系統, 冷媒側的鰭片可提升蒸發器能力

11-9 對數平均溫差 (LMTD( LMTD) 若以右圖紅直線算 LMTD, 為算術平均值 ( T - T ) ( T - T ) e r + l r D = 2 若以右圖紅曲線算 LMTD, 為實際空氣溫度平均值 ( Te - Tr )- ( Tl - Tr ) D = ( Te - Tr ) ln ( T - T ) l r 離開空氣 30 F 蒸發器盤管進入空氣 40 F 算術平均 35 F 實際平均 34.43 F

11-10 10 風量風速對蒸發器的影響主要是空氣在庫內及盤管間的循環分佈和速度蒸發器大部分需靠空氣循環與產品做熱交換庫內空氣循環量不足, 產品負荷無法傳至蒸發器, 使其發揮最大能力 ; 不均勻的的氣流分佈會使庫溫不平衡, 使部分盤管性能降低, 降低蒸發器能力

通過盤管的風速對其 U 值 LMTD 及蒸發器能力有很大的影響若風速變慢, 空氣與盤管接觸時間溫度變化增加, 使 LMTD 及熱傳率下降 ; 反之, 使 LMTD 及熱傳率上升

11-11 熱傳表面積如右圖, 盤管 B 及 C 之面積均為 A 之 2 倍, 但盤管 C 增加的能力大於盤管 B,, 只要通過盤管的風速相同 ( 通過盤管 C 的風速為 A 之 2 倍 ), 盤管 C 及 A 之 LMTD 相同, 但盤管 C 的能力為 A 之 2 倍若以增加排數的方法增加面積, 如盤管 B,, 其 LMTD 下降, 無法如盤管 C 一樣使能力加倍

11-12 12 蒸發器管路安排當負荷不大時, 可使用單一管路系統, 但若負荷太大, 其壓降也太大為改善上述問題, 其一是在管路中, 將單一管路分成兩平行管路 ( 分離式管路 ), 此方法可使冷媒壓損在單一管路壓損達到某ㄧ限度時, 管路改成兩平行管路, 流速為原來的ㄧ半, 後段壓損可減至原來的 1/8 這樣可增加盤管能力, 不產生過大壓降, 且維持固定流速使熱傳率不受影響

其二是使用管集, 但缺點為每一回路負荷不同, 第一排最大 ; 最後一排最小, 常用於滿液式液冷媒循環式蒸發器

現今使用最廣泛的是盤管附有冷媒入口分佈器及出口管集常用於管路負荷大空氣溫度與冷媒溫度相差很大且外鰭片很密時空氣與冷媒以對流方式進行熱交換, 產生最大平均溫差及熱傳率, 且每一迴路負荷均相同

11-15 15 蒸發器溫差 TD 為進入蒸發器溫度 ( 庫溫 ) 與蒸發器出口冷媒壓力所對應飽和溫度之差蒸發器能力與其 TD 成正比, 故就冷凍能力而言, 一個小蒸發器只要其 TD 能相對增加, 其能力可與大蒸發器相同

11-16 16 盤管溫差 TD 對空間濕度之影響控制庫內濕度的主因為蒸發器 TD TD 愈小, 庫內濕度愈大其他影響濕度的因素為氣流分布及控制方式系統運轉時間產品暴露面積滲入率及外氣條件若濕度不重要, 決定蒸發器的主因是系統效率運轉費用安裝空間設置成本

11-17 17 空氣循環對儲藏品之影響循環風量決定於空間溼度產品種類及儲藏時間若循環量不夠, 則蒸發能力下降, 黴 ( 細 ) 菌易滋長 ; 若風量過多, 則產品脫水, 影響外觀對大部分的產品而言, 風量與溼度須同時考慮, 兩者可互補

B 11-18 18 自然對流式蒸發器盤管 W 6 常用於低風速, 對產品產生不脫水的應用, 如冰箱展示櫃冷凍櫃等其循環風量決定於蒸發器與庫溫之差, 溫差愈大, 循環風量愈大, 同時亦受蒸發器形狀大小位置擋板產品擺放等因素影響分布於冷藏室天花板的全長, 但與天花板間應留空隙以免妨礙自然對流, 若天花板空間不夠, 可將其裝於牆上在小型冷藏庫中可配合擋板使用使用擋板需留 1/6~ 暖空氣氣道絕熱 W 1/7 地板面積的冷暖空氣道若氣道延伸至整個冷藏庫的長度, 則氣道寬度須與冷藏庫寬度成正比 A C W 7 冷空氣氣道註 : 1. 冷藏庫外壁為絕熱 2. 尺寸 A: 約等於暖空氣氣道, 不得小於 3" 3. 尺寸 B:4"~7" 4. 尺寸 C:2"~4" 5. 擋板垂直部份須比盤管高 1", 底部低過 3"~4" 6. 擋板水平部份或盤管蓋板應每呎有 1"~ 2" 的斜度方便排水, 且要做保溫, 避免水汽凝結於底部而滴至產品上

11-19 19 自然對流式蒸發器的額定及選擇對小於 8' 寬冷藏室, 常使用單一吊頂式蒸發器 ; 若超過 8' 寬, 則使用 2 個以上蒸發器前面說過, 裸管式板式鰭片式皆屬此類蒸發器, 故常以每 ft 2 外壁面積或每 ft 管長來額定能力板式則板的兩面都要算

11-20 強制對流蒸發器額定及選用又稱蒸發機組由裸管或鰭片與一部或多部風車裝於一金屬箱中, 提供空氣循環盤管總冷卻能力與循環風量有關盤管正面風速 : 風量 ( cfm ) 低速 =200= 200~500fpm 風速 fpm = 正面面積中速 =500= 500~800fpm 高速 =800= 800~1200fpm 若為濕盤管, 則最大風速為 600fpm, 避免吹走水或鹵水 ( 2 ft ) CFM = ( BTU/hr) 總能力顯熱比空氣溫差 1.08

11-22 液體冷卻器之種類 1 二重管式 : 一根管子在另一根內, 內管流被冷卻液, 內外管間流冷媒, 採對流方式用於釀造石油工業優點 : 堅固無冷媒接頭內管易清洗高熱傳效率缺點 : 體積大 2 邦德羅式 : 由一組水平冷媒管連接而成, 管內流冷媒, 被冷卻液體則由管外頂端分佈器, 經重力流過冷媒管後, 至底部收集器收集優點 : 可讓液體冷卻至接近凝固點之溫度而無脹破管問題冷媒迴路可分成數個部份

3 桶式 : 主構造為將冷媒盤管整個置於一盛液體鋼桶中央或一側而成並有擋板及攪拌器增加液體循環, 通過盤管速度介於 100~150fpm 150fpm 間用於無衛生顧慮的液體 ( 二次冷媒 ) 冷卻, 同時因其蓄冷特性, 亦適用於負荷變動大的地方溫液體入冷液體出冷卻盤管擋板攪拌器

4 殼圈式 : 由一圈或數圈螺旋裸管封閉於鋼桶中而成若做為乾式冷卻器, 則被冷卻液在殼側, 此有蓄冷效果, 常用於小容量且負載非連續性的地方, 如冰水開飲機麵包工廠等 ; 若做為滿液式冷卻器, 則被冷卻液在管側, 又稱為瞬時冰水器, 其缺點是無蓄冷效果且有脹破管的危險, 只適用於液溫高於 38 的地方, 如啤酒冷卻拉桿式飲料機等冷媒或被冷卻液進冷媒或被冷卻液出冷媒或被冷卻液出冷媒或被冷卻液進桶殼

5 殼管式 : 在鋼管製程的圓管內裝配許多小平行管, 固定於管板, 再將管口擴大密封, 使其不洩漏若用於乾式, 則冷媒在管側冰水在殼側, 常用於 2~250RT250RT 中小型系統 ; 若用於滿液式, 則冰水在管側冷媒在殼側, 常用於 10~ 數千 RT 大型系統冷媒液面由浮球閥控制, 兩者之冰水均由水泵驅動循環其有很高的效率, 所需樓板面積及淨空高均很小, 適於各種液體冷卻之應用, 用途廣泛殼徑 :6~60 殼內管數 :50: 50~ ~ 數百根管徑 :5/8: 5/8~2 管長 :5~20: 20

乾式殼管式之特點 : 1 水迴路損失阻力小 2 冷媒控制簡單 3 所需冷媒量少 4 冷卻管內氣體冷媒流速大, 故冷凍油容易返回壓縮機 5 若冷卻液在冷卻管外凍結, 也不影響冷卻管內冷媒流通, 無管路阻塞或破裂危險 6 冷卻水流速比滿液式小, 同時冷媒需維持高流速, 以避免積油與分佈不均的現象 ; 且氣態冷媒多, 故熱傳率低

滿液式殼管式之特點 : 1 由於大部分冷媒管均浸泡於冷媒液中, 故熱傳效率最高 2 需利用浮球控制器, 控制冷媒液量 3 所需冷媒量多 4 若冷媒蒸發溫度太低, 冷卻水會凍結, 導致管路有阻塞或破裂危險 5 若應用於負荷變化大時, 設計上圓桶內不須充滿冷卻管, 以保留較大的蒸發空間, 亦可避免冷媒液帶入回流管內 6 若圓桶內充滿冷卻管, 則需裝液氣分離器, 分離蒸氣中的液體避免冷媒液帶入回流管內 7 此系統除了 5 6 項是避免液壓縮考量外, 尤須注意回油問題, 因冷凍油與液態冷媒在低溫下互溶性很差, 若設計不當, 冷凍油會積在蒸發器圓桶內, 造成壓縮機失油, 故回油方法須比乾式蒸發器更講究

6 噴淋式 : 冷媒液由管束上噴灑頭的噴嘴噴至水管上, 未蒸發液體則滴至底部的收集槽, 在由低揚程泵送回至噴嘴優點 : 效率高冷媒充填量低缺點 : 成本高需要液循環泵 11-31 選擇冰水器的步驟 1 決定冰水器的負荷 1 負荷 ( tons ) = 2 決定 LMTD 3 由附圖選出冰水器 ( 殼徑及擋板間距 ) 4 決定需要的面積 5 由表中選擇滿足表面積要求的冰水器長度 6 決定冰水器的水壓降 GPM 4 表面積 = 500 冷卻溫差 12000 能力負荷 ( ton 12000) ( U LMTD)

11-32 直接系統與間接系統 1 直接系統 : 若蒸發器是直接做為吸熱裝置的, 稱為直接膨脹式蒸發 (DX( DX), 使用直膨式冷媒, 蒸發器與需冷卻的物體或空間直接或置於風管中做熱交換 2 間接系統 : 有時蒸發器本身不是直接做為吸熱裝置, 而是用來降低另一種流體 ( 水或不凍液 ) 至所需的溫度後, 做為二次冷媒, 在直接利用或輸送二次冷媒到冷凍空間, 同時利用空氣做冷卻介質, 吸收冷凍空間的熱量, 達到冷凍效果

11-33 二次冷媒的條件常用的二次冷媒為水氯化鈣氯化鈉之鹵水乙二醇丙烯乙二醇甲醇甘油水常做為空調系統及溫度在冰點以上的二次冷媒, 因流動性好比熱高熱傳係數佳便宜無毒, 且本身的蓄冷效果可平衡間歇性的波動負荷

11-34 鹽水若溫度低於冰點以下, 就須以鹽水做為二次冷媒鹽類水溶液中, 在某一濃度可獲得最低的凝固點, 此時溶液稱為共晶溶液 1 氯化鈣 : 用於工業製程冷卻產品凍結儲藏或其他低於 0 的應用其共晶溫度 -67,, 重量濃度 30%, 缺點為有吸水性且帶苦味, 故在凍結過程中應避免與食物接觸 2 氯化鈉 : 用於怕被氯化鈣污染的產品冷凍上其共晶溫度 -6,, 重量濃度 23% 兩者共同缺點是, 熱性直皆比水差, 濃度愈高, 流動性比熱值導熱率均下降

11-35 不凍液常用的有乙二醇丙烯乙二醇甲醇甘油這些化合物可與水做任一比例的混合, 使水的凝固點下降丙烯乙二醇是冷凍最常用的不凍液優點為不似鹽水無腐蝕性非電解性性質穩定, 正常運轉下不蒸發, 可用於不同金屬的系統常用於發酵製奶工業等

第 12 章往復式壓縮機的性能

12-2 壓縮循環為阻止活塞撞擊閥座, 設計時需使活塞在上死點位置與閥座間有微小的間隙, 稱為間隙容積每次排氣衝程結束後間隙空間殘留的蒸氣稱為間隙蒸汽活塞在上死點位置吸氣閥打開活塞在下死點位置排氣閥打開

A 點 : 活塞在衝程頂點 ( 上死點 ) 間隙空間中高壓蒸氣以其壓力抵抗吸氣管中蒸氣壓力, 而使吸氣閥緊閉 ; 又因排氣管中蒸氣壓力約等於間隙空間中蒸氣壓, 故排氣閥藉本身重量而關閉 A B: : 當活塞在吸氣衝程往下移動時, 間隙空間中高壓蒸氣膨脹, 隨著間隙蒸氣所佔的體積逐漸增加, 壓力逐漸降低 B 點 : 汽缸內再膨脹的間隙蒸氣壓稍低於吸氣管中蒸氣壓, 導致吸氣閥被外側吸氣管中較高的蒸氣壓打開, 使蒸 A 排出 D Pd 氣流入汽缸 B C: : 蒸氣從打開的吸氣再膨脹壓縮閥流入汽缸, 直到活塞的吸入 Ps B C 汽缸總容積下死點為止汽缸內壓力間隙容積間隙蒸氣再吸入的蒸氣充滿膨脹之容積汽缸內的容積維持固定的吸氣壓力 Va Vb Vc

C 點 : 吸氣閥會藉彈簧力而關閉, 且在該點轉換為壓縮衝程的開始 C D: : 活塞往上移動的壓縮行程中, 汽缸內蒸氣壓隨此線增加 D 點 : 汽缸內蒸氣壓高於排氣閥外側壓力, 頂開排氣閥, 故高壓蒸氣經排氣閥至汽缸外排氣管 D A: : 汽缸內的壓力維持固定的排氣壓力當活塞回到 A 點, 代表完成一次壓縮循環

D= = 汽缸直徑 (in( in) L= = 活塞行程長度 (in( in) N= = 壓縮機每分鐘轉速 (rpm( rpm) n= = 汽缸缸數 0.7854D 2 = 汽缸截面積 (0.25( 0.25πD 2,in) 1728=12 12 3 V p = 0.7854 D 2 1728 L N n

12-4 理論冷凍能力實際冷凍能力假設 1 在活塞的向下行程中, 由吸氣管吸進的冷媒蒸氣完全充滿壓縮機汽缸 2 汽缸內冷媒蒸氣密度等於吸氣管中冷媒蒸氣密度從質量守恆來看, 壓縮機排出的冷媒質量流率等於壓縮機從吸氣管吸進的冷媒蒸氣質量流率質量流率 m=v p ρ 理論冷凍能力 = 質量流率 m 冷凍效果若上述假設正確, 則實際冷凍能力等於理論冷凍能力但因冷媒蒸氣具壓縮性且壓縮機活塞與閥座間有機械間隙之故, 在吸氣行程中充入汽缸的冷媒蒸氣體積 ( 密度 ) 會低於活塞掃過的汽缸體積及吸氣管中蒸氣密度

12-6 總容積效率 (E v ) 理論容積效率總容積效率 : 壓縮機實際排氣量對活塞排氣量之比 V a = 每單位時間壓縮機實際吸入的蒸氣體積 V p = 壓縮機活塞排氣量理論容積效率 : 單獨由間隙因素所引起的容積效率容積效率其隨著間隙大小吸氣和吐出壓力而變 V E = a 100% v V p

影響總容積效率的因素 : 1 壓縮機間隙 : 若壓縮機間隙容積增加時, 在壓縮衝程結束時殘存在汽缸內之高壓蒸氣百分比增加 ; 當間隙容積減少時, 相對於活塞在吸入衝程時能吸入的蒸氣亦少要獲得最大容積效率, 則需將壓縮機間隙容積維持最小

2 抽絲現象 : 流體流經縮小的截面積, 因來自內外部的摩擦效應使壓力下降, 但過程中無熱傳或作功, 即節流過程 3 汽缸壁之加熱 : 進入汽缸的冷媒蒸氣, 因從汽缸壁傳導而來冷媒蒸氣在汽缸的亂流造成摩擦和冷媒本身非理想氣體性質等因素受熱冷媒蒸氣因受熱膨脹, 使進入汽缸的冷媒質量冷媒蒸氣減少

4 閥和活塞之洩漏 : 因壓縮機是以精密製程生產, 在正常情形下, 從活塞四周的洩漏量相當小但實際上沒有可瞬間關閉的閥, 故當冷媒蒸氣通過吸氣與排氣閥時, 就有一些往內洩漏的冷媒蒸氣回漏蒸汽是壓縮機轉速與壓縮比的函數, 壓縮比愈大, 回漏蒸汽愈多

12-11 11 容積效率與吸氣吐出壓力變化之定性關係若增加吐出壓力, 間隙容積之蒸汽會被壓縮至較高壓力, 故需更多的再膨脹過程才能降至吸氣壓力 ; 同理, 若降低吸氣壓力, 間隙容積之蒸汽在吸氣閥未開啟前須有較大的再膨脹過程才能降至較低壓力, 故增加吐出壓力或降低吸氣壓力對增加間隙容積有同樣效果相反的, 若固定吐出壓力, 則吸氣壓力增加使間隙蒸汽在吸氣閥開啟前所需的再膨脹量減少故當吸氣壓力增加時容積效率亦增加, 但當吐出壓力增加時容積效率減少

12-17 17 壓縮機冷凍能力與吸氣溫度之變化關係主因是壓縮機入口冷媒蒸氣密度的明顯改變引起蒸發器內液體冷媒蒸發溫度愈高, 蒸發壓力愈高, 吸氣密度亦愈高實際上壓縮機冷凍能力隨著吸氣溫度變化而做的改變量, 大於理論估算值, 因為壓縮比會隨著吸氣溫度改變當蒸發溫度增加而冷凝溫度不變時, 壓縮比降低, 壓縮機之容積效率增加

12-18 18 冷凝溫度對壓縮機冷凍能力的效應在任何固定的蒸發溫度下, 不管冷凝溫度如何, 進入壓縮機的冷媒蒸氣密度及被壓縮機所轉換的理論冷媒質量是一樣的, 故在任何冷凝溫度下, 壓縮機的理論冷凍能力只與每單位循環冷媒質量的冷凍效果有關壓縮機的實際冷凍能力減少與冷媒每單位質量冷凍效果減少和壓縮機容積效率減少有關在固定蒸發溫度下, 提高冷凝溫度將增加壓縮比且降低壓縮機容積效率, 導致每單位時間壓縮機所轉換的實際蒸氣體積減少

12-20 20 吸氣溫度變化對壓縮機功率需求的影響驅動壓縮機所需的功率, 僅為兩項因素的函數 : 壓縮機對單位質量冷媒蒸氣的壓縮功單位時間所壓縮的蒸氣質量將冷媒蒸氣由吸氣壓力壓縮至吐出壓力所作的功隨著壓縮比而變, 故冷凝溫度固定且吸氣溫度上升時, 壓縮比每單位質量的壓縮功減少 ; 但因吸氣具較大的密度, 每單位時間壓縮的蒸氣質量增加由於單位質量冷媒所需輸入功減少量不足以補償需要壓縮較多蒸氣質量所增加的輸入功, 故提高吸氣溫度會增加壓縮機功率需求

12-21 21 冷凝溫度變化對壓縮機功率需求的影響當冷凝溫度上升時, 每噸所需的理論功率增加, 但每部壓縮機所需的理論功率增加比例卻不同, 是因為連同冷凝溫度上升而發生的壓縮機冷凍能力增加量, 對每噸功率的增加有某些限度的補償作用

12-22 22 壓縮機功率需求 (P( t ) 壓縮機實際功率需求壓縮機功率需求 = 實際冷凍能力 ( 或仟瓦數 ) ) 每單位冷凍能力所需的理論功率壓縮機實際功率需求 : 需供給壓縮機驅動軸的總功率稱為軸功率, 可由理論功率與壓縮機總體效率 (E o ) 計算而得 P t = 理論功率 P s = 軸功率 P E = t 100% o P s

總體效率可分為壓縮效率 (E( c ) 機械效率 (E( m ), 故 E o =E c E m 壓縮效率 : 量度實際循環偏離理想循環所造成的損失機械效率 : 量度壓縮機機械磨擦所引起的損失每單位冷凍能力所需的平均功率 = ( 每單位冷凍能力的理論功率需求壓縮機容積效率 )+10 10%( 補償由於壓縮機內機械磨擦的功率損失 )

12-23 23 壓縮機指示功率決定壓縮機壓縮效 Pd A 排出 D 率的裝置稱為指示 Ps 再膨脹 B 吸入壓縮 C 器, 而其會出的 Va Vb Vc 圖 A D 稱為指示功圖 Pd A' D' ( 示功圖 ) 由示功圖決定的壓縮循環 Ps Va B' C B 實際壓縮循環之指示功圖 Vc

12-24 24 等溫壓縮與等熵壓縮若一個循環中的壓縮過程為等溫而非等熵, 整個壓縮循環所需的淨功 ( 紅色區域為淨功減少量 ) 會較小但等溫壓縮並不實際, 因會使壓縮機吐出飽和液體, 且若取得的冷媒溫度低到足以將壓縮機冷卻到產生等溫壓縮, 則該冷媒即可直接作為冷卻劑, Pd Ps A D' D 等熵壓縮 B C 等溫壓縮 Va Vb Vc

12-25 25 壓縮機汽缸外加水套目的 : 減少冷凍油碳化速率及酸化形成因這兩個現象會隨吐出溫度的上升而加快特點 : 可降低汽缸壁溫度, 冷煤蒸氣在壓縮期間的冷卻量較大, 汽缸加熱量亦減少, 蒸氣以較低的溫度由壓縮機吐出, 降低整個蒸氣壓縮循環所做的功用途 : 只限於吐出溫度很高的系統, 如氨冷媒壓縮機

12-26 26 濕壓縮定義 : 未蒸發的液體小顆粒與氣體一同進入壓縮機原因 : 1 在極快速的壓縮衝程期間無法讓液體完全汽化, 故一些液體粒子殘留在間隙容積內, 並在吸氣衝程前段汽化 2 因汽缸過度的冷卻使間隙蒸氣溫度低於吐出壓力的飽和溫度, 某些間隙蒸氣會凝結, 形成的液體粒子會在吸氣衝程前段汽化

12-27 27 壓縮機間隙對功率需求的影響理論上並無影響, 因活塞壓縮間隙蒸氣所做的功, 會在間隙蒸氣再膨脹時傳回活塞但因冷媒蒸氣非理想氣體, 故在克服流體內部摩擦時將損失一些功率, 使間隙蒸氣再膨脹時, 傳回活塞的功率必小於壓縮間隙蒸氣所做的功故間隙確實對功率需求有影響

12-28 28 壓縮機轉速理論上, 假設壓縮機的容積效率保持定值, 壓縮機冷凍能力直接與轉速成正比 ; 實際上, 容積效率可隨轉速而變, 但變化很小, 故以上假設是合理的 12-29 29 機械效率當壓縮機全載時, 機械效率是最大值, 會隨著壓縮機的設計及轉速而變一部設計良好且在標準轉速下操作於全載時的壓縮機, 應有高於 90% % 的機械效率

12-30 吸氣過熱對壓縮機性能的影響吸氣過熱時會膨脹, 使進入壓縮機的冷媒蒸氣密度變小, 故冷媒質量流率的減少是否降低了壓縮機的冷凍能力, 需視吸氣過熱時是否產生有用的冷卻而定若產生有用的冷卻, 冷凍效果增加引起的冷凍能力增益, 足以補償冷媒循環質量的減少所引起的冷凍能力損失相反的, 若未產生有用的冷卻, 冷凍能力的降低就無法獲得補償, 故壓縮機的冷凍能力就減少了

12-31 冷媒液過冷對壓縮機性能的影響冷媒過冷使單位質量的冷凍效果增加, 壓縮機冷凍能力的增加量源於冷凍效果的增加量, 但並未增加壓縮機功率需求故假設過冷應排出的熱量真正離開冷凍系統, 則過冷時必增加壓縮機效率

12-32 壓縮機規格及選用實用上的選擇方式是選一部等於或稍大於在設計運轉條件下所需冷凍能力之壓縮機同時, 需具備以下資料 : 1 所需的冷凍能力 ( 噸 ):) : 由冷卻負荷估算求得的每小時平均負荷, 但若優先選擇蒸發器, 應選擇可配合蒸發器冷凍能力之壓縮機, 而非估算出的負荷 2 設計之飽和吸氣溫度 : 視蒸發器溫度 ( 在蒸發器出口的冷媒飽和溫度 ) 與吸氣管的壓降而定 3 設計之飽和吐出溫度 : 視選用的冷凝器大小及可取得的冷凝媒介溫度和數量而定

12-33 冷凝單元規格與選擇方法與選擇壓縮機相同, 差別只在於冷凝單元容量是基於飽和吸氣溫度和冷凝媒介的多寡與溫度而定因冷凝器大小在製造時已固定, 對任何冷凝負荷, 唯一決定壓縮機出口飽和溫度的變數只有冷凝媒介的多寡與溫度

第 13 章系統平衡與週期性開關控制

13-1 系統平衡設計系統最重要的考量是建立系統蒸發與冷凝兩部分間適當的平衡關係當蒸發和冷凝連結於同一系統時, 兩者間的平衡關係便自動建立 ( 蒸氣在蒸發氣被移走的速率冷凝器的冷凝速率 = 液態冷媒於蒸發器中藉沸騰行為的蒸氣產生率 ) 當系統在設計條件下選擇相同容量之元件後, 系統平衡點將出現在該設計條件下

13-2 系統平衡點之繪圖分析法 ( 一 ) 如圖, 於方格紙上畫出能力 (BTU/hr( BTU/hr) ) 吸氣溫度 ( ) 和蒸發器 TD( ) 的適當刻度但吸氣溫度和蒸發器 TD 須先經過校正, 使在設計所要求的空間溫度下, 任意條垂直線皆實際代表同時發生於系統中的兩個溫度 ( 二 ) 由製造廠商的型錄, 繪出冷凝單元的冷凝能力與吸氣溫度之關係曲線因冷凝單元冷凝能力並不完全正比於吸氣溫度, 為精確起見, 將每個吸氣溫度所對應的能力數據點, 以最佳湊對曲線連接 ( 三 ) 由製造廠商的型錄, 繪出蒸發器冷凍能力曲線因蒸發器冷凍能力視為正比於蒸發器 TD,, 故蒸發器冷凍能力曲線是一條曲線, 其位置與方向可接任兩個 TD 所對應的能容量, BTU/hr*1000 24 22 20 18 16 14 12 10 8 0 32 5 27 10 吸氣溫度 22 蒸發 TD 15 17 蒸發器冷凝單元系統平衡點 20 12 25 7

兩條能力曲線的交叉點為系統平衡點若兩條線無交點或交點不合理, 則關鍵是應如何改進, 才能將系統帶至另一個平衡點且更接近設計條件至於何種方法可產生最適合的結果, 須視全部系統容量和計算負荷間之關係而定

13-3 蒸發器冷凍能力冷凝單元冷凝能力之增加或減少 ( 一 ) 降低蒸發器冷凍能力 : 1 調整膨脹閥來減少蒸發器中液體冷媒量, 使蒸發器中只有部分有液體冷媒 2 藉降低蒸發器風扇或風機轉速降低流經蒸發器的空氣速度 ( 二 ) 降低冷凝單元冷凝能力 : 1 減少壓縮機驅動軸上皮帶輪尺寸以降低壓縮機轉速 N 1 D 1 =N 2 D 2 2 利用增加間隙容積降低壓縮機容積效率方法是在汽缸外殼與閥座間加一只厚襯墊無論是增加蒸發器冷凍能力或冷凝單元冷凝能力中任一項並不容易, 因需連帶考慮其他有關項目, 故通常更實際且較經濟的方法是選擇尺寸較大的設備

13-5 系統容量與負荷需求關係冷凍系統的冷卻負荷隨時間不斷改變, 系統容量常設計成等於或稍大於最大冷卻負荷, 即使尖峰負荷下, 仍可確保空間或冰存物溫度保持在所需的低溫故為使其溫度維持某合理範圍內, 並防止低於需求溫度以下, 便需要使用一些控制系統週期性的開關方法

13-6 週期性開關機之控制一溫度訊號啟動控制器 : 簡稱溫度控制器藉感測溫度, 由溫度變化週期性運轉壓縮機, 控制冷凍空間或冰存物溫度

其溫度感測元件是用來感測與中繼溫度變化給電子接點或其他啟動機構有兩種 : 1 內部充入流體的感溫棒 : 感溫棒與波紋管或盒膜連接, 在內部充入流體或飽和液氣混合物當感溫棒溫度上升, 同時增內部流體壓力透過波紋管或盒膜作用與槓桿系統使電子接點接觸或驅動其他補償機構 2 雙金屬元件 : 由兩種不同膨脹係屬的金屬 ( 不變鋼 - 黃銅或鋼 ) 若溫度增加則往不變鋼方向彎曲 ; 反之, 則往黃銅或鋼黃銅或鋼方向彎曲鎳鐵合金感溫棒感溫棒黃銅或鋼波紋管盒膜常態溫度上升時溫度下降時

13-9 差動調整與範圍調整溫度控制器被設定成當空間或冰存物溫度上升至某預設的最大值 ( 切入溫度 ) 時, 便啟動壓縮機 ; 反之, 若下降至某預設的最小值 ( 切斷溫度 ) 時, 便關閉壓縮機差動調整 : 其大小視個別應用與感溫元件擺放位置而定若置於冰存物上內部, 直接控制冰存物溫度, 差動 2~3 ; ; 若置於冷凍空間直接控制溫度, 差動 6~7 ; ; 若置於蒸發器上, 間接控制蒸發器溫度來控制空間或冰存物溫度, 差動 15~20 20 或更大當以溫度控制器直接控制空間或冰存物溫度時, 空間或冰存物溫度約設定為切入點與切斷點的中點溫度範圍調整 : 同差動定義, 亦可定義為切入點與切斷點的溫差, 但兩者並不相同例如 30 切入溫度和 20 切斷溫度, 則差動為 10, 而範圍是 20 ~30 30 之間適當調整切入和切斷溫度是很重要的若兩點設定過近 ( 差動太小 ), 導致系統開關過於頻繁, 使系統壽命大為降低 ; 反之, 若兩點設定過遠 ( 差動太大 ), 導致系統開關間隔時間過長, 使空間平均溫度大幅升降

下圖是溫控器的範圍與差動調整之機構圖若順時針轉動範圍調整螺絲可提高切入與切斷溫度 ; 反之則降低切入與切斷溫度若順時針轉動差動調整螺絲可降低切斷溫度而增加差動效應 ; 反之則增加切斷溫度而降低差動效應若電子接點緩慢接觸 ( 分離 ) 將產生差動調整火花, 使接點燒毀支撐轉軸永久磁鐵磁吸片, 故使用磁吸片與固定接點可動接點永久磁鐵使接點快速接觸 ( 分離 ), 波紋管避免產生火花範圍調整感溫棒

二壓力訊號啟動控制器 : 1 高壓控制元件 : 與系統高壓側 ( 壓縮機出口 ) 連接, 只用作安全控制元件當系統高壓側壓力高至預設壓力時, 元件動作切斷電路停止壓縮機, 待壓力降為正常值, 元件動作閉合電路起動壓縮機

2 低壓控制元件 : 與系統低壓側 ( 壓縮機入口 ) 連接, 可同時用作安全控制及溫度控制元件若用作安全控制, 則原理與高壓控制元件相同 ; 若用作溫度控制, 則因壓縮機吸氣壓力由蒸發器內冷媒飽和溫度所決定, 故利用改變吸氣壓力來控制週期性運轉的開關, 以控制蒸發器溫度, 間接控制空間溫度

3 雙壓控制元件 : 由低壓與高壓控制元件組合成的單一控制元件, 常用於冷凝單元以上三種壓力控制元件皆部份配有鎖定裝置, 此裝置須以手動方式設定, 才可再次啟動壓縮機其切入及切斷壓力可視現場狀況做最佳調整

4 泵集法週期開關控制 : 此法同時使用溫控器與低壓控制元件在泵集時, 空間或蒸發器溫度直接由溫控器控制, 用來開關安裝在輸液管上靠近膨脹閥的電磁閥當空間或蒸發器溫度降至溫控器的切斷溫度時, 關閉電磁閥, 切斷流至蒸發器的冷媒液, 這時壓縮機仍在運轉, 輸液管在電磁閥關斷後持續被抽真空, 當系統被抽真空的壓力降至低壓控制元件的切斷壓力時, 便關閉壓縮機驅動馬達, 使其停止運轉

13-17 17 系統容量變化當系統負荷大時, 蒸發器 TD 會稍大於蒸發器設計 TD,, 吸氣溫度較高以至平衡被維持在蒸發器和冷凝器之間, 系統操作條件高於平均設計條件, 且系統實際容量高於平均設計容量反之, 當系統負荷小時, 蒸發器 TD 會稍低於蒸發器設計 TD,, 實際吸氣溫度較低於吸氣溫度設計值, 系統操作條件低於平均設計條件, 且系統實際容量低於平均設計容量

13-19 19 蒸發器冷凍能力控制其最有效的方法, 是將蒸發器分成數個可個別分開控制的區域冷媒管路, 當負荷降低時, 可關閉一個或多個區域冷媒管路使用此方法, 任何比例的蒸發器冷凍能力皆可由任意數目的控制階段予已關閉達成目標至壓縮機蒸發器 A 蒸發器 B 為了控制其冷凍能力, 蒸發器分成兩部份. 關閉 A 區的輸液管上的電磁閥使此區蒸發器無法作用. 所降低的冷凍能力正比於該部分的表面積. 電磁閥自儲液槽

另一種方法, 是藉由盤面風門和旁通風門改變流經蒸發器的風量, 也可使用變轉速送風機或同時使用盤面風門和旁通風門, 以提供所需要的平衡以上各種控制蒸發器冷凍能力的方法, 都必須同時控制壓縮機容量蒸旁通風門盤面風門發器盤面風門蒸發器

13-20 壓縮機容量控制 1 改變壓縮機驅動馬達轉速 2 多汽缸壓縮機容量控制是經由卸載一或多個汽缸方法是將一或多個汽缸的吐出冷媒旁通回吸氣管 3 利用卸載器將汽缸的吸氣閥往下頂開, 使其在壓縮行程期間保持開啟狀態 4 在壓縮機吸氣端節流 5 當系統負荷減少時, 加給壓縮機額外的人為負載其缺點為 : 因壓縮機負荷並沒有減少, 或只減少一點, 故壓縮機功率需求程度很小再者, 除非妥善使用熱氣旁通, 否則會發生吸氣溫度過高, 導致壓縮機溫度亦過高

6 使用兩部或多部壓縮機並聯運轉自蒸發器當負荷減少時, 將其中一部壓縮機關閉以減少壓縮機容量. 又其中一部壓縮機通常裝有汽缸卸載器來提供更多的階段控制. 膨脹閥冷凝器定壓熱氣旁通閥壓縮機膨脹閥冷凝器熱氣旁通閥電磁閥壓縮機至冷凝器蒸發器蒸發器壓縮機 A 壓縮機 B 此種方式用於卸載壓縮機啟動時, 可用手動或電磁閥取代定壓熱氣旁通閥. 旁通至蒸發器入口的冷媒蒸氣, 與蒸發器內冷媒混合而消除過熱狀態, 避免因吸氣溫度過高導致壓縮機溫度過高. 此外, 旁通的冷媒蒸氣於負荷減少期間保持蒸發器中相當高的冷媒流速, 改善回油問題. 壓縮機容量控制 --- 熱氣旁通法

13-21 多重系統容量控制各系統蒸發器可安裝於相同的固定機殼而有相同的冷卻氣流, 或安裝於不同的固定機殼而有不同的冷卻氣流, 以上兩種都使用分開的壓縮機和冷凝器此方法適用於只有兩階段的容量控制裝置, 優點為若其中一個系統無法運轉, 另一個系統可撐住負荷直至修復為止

第 14 章冷凝器與冷卻塔

14-2 冷凝器負荷包括蒸發器在冷凍空間所吸收之熱量壓縮機作功的熱當量 ( 密閉式的壓縮熱大於開放式, 因冷媒氣又吸收了馬達發熱量 ) 及壓縮機吸收由周圍空氣所吸收之過熱量若壓縮機總排熱量未列出, 則冷凝器負荷 = 壓縮機冷凍能力排熱因數對單級壓縮機在正常範圍以外之操作條件言, 則冷凝器負荷密閉式 = 壓縮機冷凍能力 (BTU/hr( BTU/hr)+ (2545 壓縮機制動馬力 ) 開放式 = 壓縮機冷凍能力 (BTU/hr( BTU/hr)+ (3413 壓縮機 kw 數 )

14-3 冷凝器容量 (Q c ) Q c =A U D A= = 冷凝器表面積 U= = 總熱傳係數 D= = 凝結冷媒與冷凝媒介之 LMTD

14-4 冷凝媒介流量及溫升水 : m=q c /ΔT(C=1) gpm=m/ m/(60min/hr 8.33lb/gal) 兩式合併 :gpm: gpm=q c /(500 ΔT) 空氣 : m=q c /(0.24 ΔT)(C=0.24) cfm=( =(Q c 13.34ft 3 /lb)/(0.24 0.24 60 ΔT) (v=13.34) 兩式合併 :cfm: cfm=q c /(1.08 ΔT) 冷凝媒介平均溫度與其進入冷凝器前之溫度及溫升有關, 因凝結溫升隨其流率增加而降低若冷凝器內流率太低, 會造成層流且熱傳係數降低 ; 若流率太高, 通過冷凝器內壓降過大, 導致循環冷凝媒介所需功率過高

14-5 氣冷式冷凝器係利用空氣為冷凝媒介, 因空氣熱傳效率比水低, 故需設法增加其散熱面積, 才能提高散熱效果冷凝盤管均裝有許多散熱鰭片增加散熱面積, 且為求較佳散熱效果, 鰭片須與冷凝盤管緊密, 且鰭片間須留有適當間距, 以利空氣流通可分為 :

一自然對流式 : 1 線管式 : 係在冷媒盤管上焊許多鐵金屬條, 增加散熱面積缺點是不能做太大, 只用於小型系統 2 板管式 : 係將冷媒盤管焊在薄金屬板上, 由金屬板增加散熱面積, 不過與內層的隔熱需良好, 才不會使熱氣往庫內傳遞其最大特色是背部可靠牆, 不影響散熱用於家用冰箱金屬板冷凝盤管

3 鰭片式 : 將鋁製鰭片依所需尺寸留好各式管孔, 在套入冷媒盤管, 用 U 型彎頭連接而成為求鰭片與盤管接觸良好, 當盤管套入鰭片後, 需利用水壓或機械脹管, 使之能緊密接合因鰭片間隔大, 對自然循環的空氣幾乎無阻力, 且亦減少冷凝器可能因灰塵或纖維掉落所造成之結垢以上型式之冷凝器, 勿靠近熱源或緊靠牆壁, 而妨礙空氣流通

14-6 空氣流量與流速對氣冷式而言, 其大小 ( 前視面積 ) 與循環空氣流量間有一定之關係好的設計可在最低流速產生紊流及高熱傳係數正常風速介於 500~1000fpm 之間 ( fpm ) 空氣流速 = 空氣流量前視面積 ( cfm ) ( 2 ) ft

14-7 氣冷式之規格與選擇通常以 BTU/hr 表示因表面積及 U 值在製造時已固定, 且大部分皆配有風扇或送風機, 故冷凝器冷凝能力直接和流入空氣之 DB 溫度與冷凝器中的冷媒溫度間之溫差 TD 成正比一部冷凝器設計 TD 可提供 110~120 120 冷凝溫度, 與戶外設計 DB 溫度有關 (DB( 溫度愈高, 所需冷凝器愈大 ) 選擇適當的冷凝器, 其冷凝負荷應乘以適當的修正係數 ; 又因氣冷式規格通常依據標準空氣密度 ( 海平面 ) 所定, 若冷凝器應用於離地表有相當高度之處, 則冷凝器總排熱量 THR 除以適當的高度修正係數

14-8 水冷式冷凝器系統通過冷凝器的循環水量決定冷凝器中水管路之設計, 因熱量與時間長短有關故冷凝器供水量小時需要高溫升, 因此當水流率低管路長, 流經冷凝器之水管路數目減少, 使水可在冷凝器內停留較多時間, 以吸收所需之熱量在設計冷凝器水管路時, 需注意流速及壓降, 最低容許流速能產生紊流及高熱傳係數 ; 最高容許流速童長由容許壓降決定如下圖, 因串聯迴路流速及熱傳係數較高, 故對於相同之冷凝能力則需較少之凝結表面積封口蓋出水出水進水串聯水迴路進水並聯水迴路進水壓降隨速度平方增加, 將流速降低一半可將壓降由原值降至 1/4, 又因並聯迴路長度是串聯迴路之一半, 若假設兩者總流率相同, 則並聯迴路壓降是串聯迴路的 1/8.

14-9 結垢速率汙垢是由水中沉殿並附著於管壁之礦物質產生, 不僅降低水側之熱傳係數, 阻止水流順暢且降低循環量, 使冷凝壓力急遽增加結垢速率受水質凝結溫度相對於總操作時間之水管清洗頻率等因素影響選擇水冷式時, 必須以 0.0005 之最小結垢因子去選擇

14-10 10 水冷式冷凝器其熱傳效率較氣冷式優, 故常用於大容量之系統, 但須謹慎考慮水的問題可分為 : 一依流體流動方向 : 1 平行流 2 逆向流 3 垂直流

二依構造 : 1 殼圈式 : 用一圓形長鐵桶, 內裝圓盤型之冷卻水盤管冷媒氣由殼體上端進入, 經冷卻水冷卻成為冷媒液由下端流出 ; 冷卻水由下端進入, 上端流出, 故其為逆向流式其優點為體積小重量輕價廉 ; 缺點是盤管已裝入殼內, 無法增加管排數, 故容量改變困難, 只用於 10ton 以下之系統

2 殼管式 : a 立型 : 用於氨冷凍機內裝有許多垂直的冷卻水管排, 冷卻水由水泵送至上端進入, 藉由漩渦器產生漩渦, 使冷卻水沿冷卻管內壁流下, 得到較好的冷卻效果而來自壓縮機的高溫冷媒氣, 從圓筒中央進入殼內, 被冷卻液化至下方流出 b 臥型 : 常用於中大型系統置於壓縮機下方或旁邊採用無縫脫酸銅管, 兩端接合於管口板上, 端蓋蓋好, 用螺帽固定為增加冷卻管與冷媒之接觸面積, 常在冷卻管上加設鰭片或加工成螺紋狀, 以增加單位長度的散熱面積, 增加散熱效果

殼管式所提供的冷卻能力範圍 :2~: ~ 數百 ton 甚至更多殼直徑 4~60ft 管長 3~20ft 水管直徑 5/8~2ft 管數 6 or 8~10008 支甚至更多

3 二重套管式 : 有盤管型和直管型兩種盤管型噸位不能過大, 因大外管不易加工彎曲 ; 直管型彎曲部分是形, 且加上集流板導引冷卻水轉向, 只要拆下集流板, 即可清洗冷卻管內部為增加熱傳效果, 在內管與冷媒接觸的表面上, 常加設鰭片或加工成螺紋狀, 以增加單位長度的散熱面積, 增加散熱效果冷媒氣入口冷媒冷卻水冷卻水入口冷媒液出口

14-11 11 水冷式之規格與選擇選擇適當之冷凝器時, 應知悉 : 總噸數 ( 低壓側或蒸發器負荷 ) 蒸發溫度凝結溫度流入水溫流出水溫或供水量 (gpm) 水質種類或所需之結垢因子選擇步驟參考課本 P.393

14-13 13 冷卻塔其冷卻效應由水落下冷卻塔時部分蒸發而來部分水蒸氣汽化所需之熱由其餘之水提供, 故水溫下降, 蒸發之水氣由流經冷卻塔之空氣帶走又因空氣之濕度隨空氣流經冷卻塔而增加, 顯示冷卻塔性能端賴流入空氣之 WB 溫度而定,WB, 溫度愈低, 冷卻塔性能愈高理論上, 水在冷卻塔內可下降之最低溫度等於流入空氣之 WB 溫度, 因流出空氣所含之水蒸氣為飽和 ; 實際上, 水離開冷卻塔之溫度皆比流入空氣之 WB 溫度高 7~10,, 且不會達到飽和狀態

影響冷卻塔性能之因素 : 1 水之暴露面積大小與暴露時間長短 2 空氣通過冷卻塔之流速 3 氣流相對於暴露水面之方向冷幅高 : 離開冷卻塔之水溫與流入冷卻塔空氣 WB 溫度之差範圍 : 水流經冷卻塔之溫差冷卻塔負荷 (BTU/min( BTU/min)= 流率 (gpm( gpm) 8.33 ( 流入水溫 - 流出水溫 ) 因冷卻塔負荷等於冷凝器負荷, 故系統冷凍能力冷卻塔負荷冷凝器負荷

冷卻水除因蒸發而損失外, 亦因下列因素而損失 : 漂流 : 少量的水以小水滴型態被流經冷卻塔之空氣帶走, 與冷卻塔之設計及風速有關溢流 : 為避免不溶解之礦物質與其他物質在冷卻水內的濃度與結垢速率持續增加, 冷卻水依一定比例持續或間歇排放冷卻水溢流損失量 = 冷卻塔水流量建議溢流率

14-14 冷卻塔設計規格與選擇一空氣冷卻循環方式 : 1 對流式 2 交流式 3 並流式二動力方式 : 1 自然通風 2 強迫通風三使用材料 : 1 木製 2 鋼筋混凝土 3 金屬 4 玻璃纖維強化塑膠選擇適當之冷卻塔應知悉 : 1 冷卻塔所需冷卻噸數 ( 壓縮機冷凍能力 ) 2 冷卻塔所需水流率 (gpm( gpm) 3 設計 WB 溫度 4 離開冷卻塔所需之水溫 ( 冷凝器入口水溫或冷卻塔冷幅高 ) 5 冷卻塔冷卻範圍或冷幅高

14-16 16 冷凝器之旁通在高 WB 溫度地區, 因考量運轉費用, 冷卻塔循環水量比冷凝器大, 為使兩元件循環水量相配合, 可裝置一條冷凝器旁通管, 則一部份預先設定之冷卻塔循環水可旁通過冷凝器而降低泵揚程此方法之優點是在使用適當尺寸之冷凝器與冷卻塔情況下, 無需增加泵揚程就可保持合理之冷凝溫度旁通流量 = 冷卻塔流量 - 冷凝器流量設計條件下, 冷卻塔冷卻能力等於冷凝器冷凝能力, 故冷卻塔流量冷卻塔冷卻範圍 = 冷凝器流量冷凝器冷卻水溫升

14-17 17 蒸發式冷凝器它是重要的省水裝置, 實際上是將冷凝器與冷卻塔合成單一件冷凝器內冷媒全部排出的熱以顯 ( 潛 ) 熱狀態離開冷凝器, 因空氣溫度與水氣含量隨著其經過冷凝器而增加, 故冷凝器效率有一部分與進入空氣之 WB 溫度有關, 溫度愈低, 蒸發式冷凝器效率愈高理論上, 蒸發式冷凝器之冷卻能力隨通過冷凝器之循環空氣量增加而增加 ; 風扇空氣出實際上, 通過冷凝器之最除水器大循環空氣量受限於風扇功率及通過除水器而不帶噴嘴冷媒氣入走水粒子之最大空氣流速蒸發式冷凝器總消耗冷卻冷媒氣出冷凝盤管水量約 3~4gal/hr ton 空氣入蒸發器總噸數蒸發器溫修水槽補充水正因數 = 查表之噸數水泵

14-19 19 水量調節閥用於耗水系統之水冷式冷凝器以調節供水量, 裝於冷凝器入水管上, 由壓縮機排氣控制當壓縮機運轉時, 冷凝壓力增加趨使膜盒往上抵抗彈簧壓力使閥門擴張, 增加冷凝器冷卻水量 ; 當壓縮機停機時, 閥仍保持開啟狀態, 使冷卻水持續流入冷凝器, 直至冷凝壓力降至預設最低值, 才完全關閉以停止水流當壓縮機又運轉時, 閥仍保持關閉狀態, 直至冷凝壓力升至閥之開啟壓力, 使水流入冷凝器閥之開啟壓力比關閉壓力高 7psi

閥之關閉壓力由調節彈簧張力設定其最低動作壓力 ( 設定關閉壓力 ) 需夠高使閥不會永遠保持開啟狀態, 且當壓縮機停機時, 水仍會流入冷凝器閥之關閉壓力亦須夠高使冬天運轉時之最低冷凝溫度高到足以提供夠大之膨脹閥壓差, 確保正確操作提供克服閥孔壓降之壓力 = 主幹管總水壓 - 水通過冷凝器及管路之壓降選擇水量調節閥先有下列資料 : 所需水量 (gpm)) 夏天最大環境溫度所需冷凝溫度克服通過閥之水壓降

14-20 冷凝器控制其方法隨著冷凝器型式而變, 但都包括降低冷凝媒介流量或有效凝結面積氣冷式 : 藉由改變冷凝器空氣流量 ( 調整風量調節板改變風扇轉速週期性開關冷凝器風扇等 ) 或使部分冷凝器內積存冷媒液 ( 當冷凝壓力降至最低設定值時, 使冷媒液流至冷凝器下半部 ) 降低有效凝結面積

另一方法是在冷凝氣入口與出口之旁通管裝調節閥 ( 右圖 B 閥 ) 當儲液槽壓力低於閥之設定點時, 將閥開啟讓來自壓縮機的高壓冷媒蒸氣流向旁通管, 限制自冷凝器流出的冷媒液流量, 並使冷媒液回到冷凝器最低處旁通之冷媒蒸氣及在冷凝器底部之冷媒液, 隨儲液槽壓力由調節閥自動控制正常操作下, 須較大之儲液槽儲存過多之液體氣冷式冷凝器上升至正常值時,R 閥打開,B 閥止回閥可調式旁通閥 ( 出口壓力降低時開啟 ) C B R 調節閥 ( 入口壓力升高時開啟 ) 至儲液槽自壓縮機

蒸發式 : 藉由調節冷凝器空氣流量控制冷凝能力, 方法與氣冷式類似另一方法是調節進入空氣 WB 溫度 ( 再循環一部或全部通過冷凝器之空氣 ) 水冷式 : 使用三通閥調節冷凝器旁通水流率保持冷凝器離開水溫高於預設最低值 (75( 75 ) 當冷凝溫度下降時, 三通閥使較多的水流至旁通管降低冷凝器水流率而增加冷凝器內水溫上升溫度可調式三通閥至冷卻塔旁通管冷凝器

14-21 冬季之操作當壓縮機或冷凝器暴露於低溫時, 在停機時兩個元件內之冷媒壓力極低於蒸發器內壓力, 此時冷媒液移至壓縮機或冷凝器低壓處蒸發器內若無冷媒液, 則蒸發器內溫度升高時, 無法正確反應蒸發器內壓力的上升 ; 且若系統由低壓冷媒訊號控制壓縮機時, 蒸發器內冷媒壓力對應於蒸發器內冷媒溫度上升增加量, 亦不足以啟動壓縮機使系統再度運轉修正方法之一是壓縮機馬達之低壓控制線路串聯趕溫器, 用於控制冷凍系統之週期性起閉 ; 另一方法是壓縮機停機時隔離冷凝器

14-22 閉迴路冷卻器可取代傳統冷卻塔降低水冷式冷凝器冷卻水溫, 與蒸發式冷凝器構造類似, 差別是盤管內的流體是來自冷凝器流出的熱水, 而非高溫冷媒蒸氣常以熱回收為主, 避免冷卻水被污染及冷凝器管路結垢

第 15 章流體流動離心式流體泵浦水和鹵水管路

15-1 流體壓力 (P( t ) P t =P s +P v 靜壓 (P( s ): 不直接由流體運動或速度所產生的壓力動壓 (P( v ): 直接由流體運動或速度所產生的壓力對於均勻密度的不可壓縮流體而言, 壓力作用於流體柱的任一點與該處的深度成正比壓力 (psf( psf)= 深度 (ft( ft) 密度 (lb/ft( 3 ) 壓力 (psi( psi)= 深度 (ft( ft) 密度 (lb/ft( 3 )/144

15-2 水頭與壓力關係 1 對於均勻密度的液體, 作用於液體上的壓力與液體揚程成正比 2 作用於液體上的壓力與液體密度成正比, 若液體具有不同密度, 則作用在相同水頭高度的壓力亦不同揚程 : 流體柱中兩平面的垂直距離壓力 (psi( psi)= 深度 (ft( ft) 密度 (lb/ft( 3 )/144 揚程 (ft( ft)= 壓力 (psi( psi) 144/ 密度 (lb/ft( 3 )

15-3 靜壓頭 (h( s ) 與速度頭 (h( v ) h t =h s +h v h t : 流體所有揚程的總和 h s : 液柱的揚程等於液體的靜壓 ; 自由液面與液體被泵浦打至最高點的垂直距離 h v =(v 2 /2g): 液柱的揚程等於液體的速度壓 15-4 水頭與能量關係能量 (ft( ft-lb)= 重量 (lb( lb) 揚程 (ft( ft) 在任何均勻密度液體柱內, 不同平面有不同的位能及壓力能

15-5 流體流動之靜壓頭及速度頭關係靜壓總壓 A B A: 開口與流動方向垂直, 因只有靜壓作用在此方向, 故量到的是流體靜壓. B: 開口與流動方向平行, 因流體靜壓及速度皆作用於此, 故量到的是流體總壓. 因總壓 = 靜壓 + 動壓, 故 A 管與 B 管之高度差即為管中流體動壓大小.

15-6 摩擦損失 (h( f ) 流體流經管子時會有能量損失, 稱為壓降 ( 為克服摩擦所做的功 ), 亦即管中任兩點的摩擦損失流經管中任兩點的壓降隨流體黏度比重速度管內表面粗糙度管長等因素改變等效長度 : 管配件在流體流動時會產生較大的阻力, 故常將配件產生的摩擦阻力化成相當長度的直管所造成的壓降總等效長度 = 配件等效長度 + 直管長任意長度的壓力損失 : ( ft) 管長總壓損 ( psi ) = 每 100ft的壓損 100 ( psi)

15-7 離心式泵浦由旋轉葉輪組成, 殼體包覆液體被葉輪中心吸入, 被離心力拋至扇葉邊緣, 相當的速度及壓力經由此過程傳至液體中, 液體離開葉輪邊緣後聚集於殼體中, 由出口排出 P 閥全關閥半開泵浦特性曲線閥全開 Q

15-8 總泵送水頭為靜壓揚程 (h s ) 和摩擦損失 (h f ) 之和 P 泵浦曲線系統曲線平衡點靜壓揚程系統 Q 增加時,P 亦增加, 導致摩擦頭增加, 但靜壓揚程仍維持定值. Q

15-10 10 動力需求泵浦所需的制動馬力受流量 (lb/min( lb/min) ) 泵浦揚程泵浦效率決定, 即 gpm 總揚程 ft Bhp = 3960 泵浦效率因流量常用 gpm 表示, 故 Bhp = 流量 33000 ( ) ( lb/min ) 總揚程 ( ft ) 泵浦效率馬力效率 % Bhp η Q 泵浦馬力於 Q=0 時最小, 且馬力隨著 Q 的增加而增加. 故對任意泵浦而言, 減少泵浦揚程, 其流量及所需馬力階增加. 泵浦效率亦是在 Q=0 時最低, 而效率隨著流量增加而增加, 在中點附近有最大值, 隨後若流量繼續增加, 其效率反而降低.

15-11 11 水管路設計需考慮最小摩擦損及合理的初設成本, 才能維持一實用且經濟的條件管路盡可能愈短愈好, 配件數量愈少愈好, 且均能得到適當的操作及循環水系統的維護

第 16 章冷媒

16-1 理想冷媒冷媒可以是任何物質, 只要能作為冷的媒介而吸收其他物質的熱即可所謂冷媒接近理想僅表示其符合使用上之要求而言

16-2 安全性毒性安全性 : 採級數分類法將冷媒分三級第一級最安全 ; 第三級最危險毒性 : 採數字分類法將冷媒分一 ~ 六個數字等級數字愈小毒性愈大 16-4 燃燒與爆炸性一般常用之冷媒幾乎不可燃與非爆炸性, 除了氨與碳氫化合物例外

16-6 早期冷媒早期大型冷凍系統 : 氨二氧化碳家商用小型系統 : 二氧化硫氯甲烷離心式壓縮機 : 二氯甲烷大型空調 : 二氯甲烷二氧化碳製冰廠溜冰場大型冷凍倉庫 : 氨

16-7 鹵碳化物為一群鹵化碳氫化合物組成, 亦即碳氫化合物中, 某些或全部化學鍵由氯氟溴等鹵素取代甲烷系鹵碳化合物 : 鹵碳化物由甲烷發展而來乙烷系鹵碳化合物 : 鹵碳化物由乙烷發展而來

16-8 水份之影響水份會和冷媒結合, 產生高腐蝕性化合物, 與系統潤滑油及其他材料反應 ( 劣化銹蝕 ), 亦會在軸承表面產生刮痕使設備壽命降低良好的系統應使水氣含量維持在使系統損壞的標準之下, 但須視冷媒特性潤滑油品質系統運轉溫度 ( 壓縮機出口溫度 ) 等情況而定有少數例外如氨冷媒系統, 氨和水結合成強鹼氨水溶液, 會侵蝕非鐵金屬, 但對鐵鋼或其他材料較無影響, 即使系統有大量水氣, 仍可正常運轉

16-9 冷媒與油之關係冷媒須有潤滑油存在時, 才有穩定的物理及化學性質, 兩者性質才不會彼此受影響但若有一定程度的雜質 ( 空氣或水 ) 在系統出現, 則雜質冷媒潤滑油三者的化學反應將發生, 產生油的分解腐蝕性酸及污物, 導致鍍銅現象在任何情形下, 若不考慮冷媒與潤滑油間不當反應的原因及現象, 只要使用高品質且具低流動點及蠟點的潤滑油, 並維持系統內極低的空氣及水氣含量和較低的系統設計出口溫度, 即可降低或消除鍍銅現象

16-10 10 冷媒與冷凍油之混合性系統內任何冷凍油會隨著冷媒循環使系統效率及性能有不良影響, 故需設法將油導回曲柄軸箱內, 其困難度視冷媒與油之混合性蒸發器形式蒸發溫度而定若使用混合性佳的冷媒, 則因油溶於冷媒且與冷媒流動經由吸氣管回到曲柄軸箱, 故只須適當設計蒸發器及管路即可 ; 若使用混合性差的冷媒, 一旦油進入冷凝器, 將不易導回壓縮機一般而言, 若系統回油不正常流失量過多或系統效率及能力損失過多, 則須在壓縮機與冷凝器間之排氣管上裝油分離器另外, 滿液式蒸發器及在蒸發溫度 0 以下時, 採用與油混合性好的系統亦須加裝

冷媒應具備的物理特性 : 1 氣體液化的臨界溫度需高於常溫 2 於冷凝器的凝結壓力宜低 3 於蒸發器的蒸發壓力不宜太低 4 液態的凝固溫度要低 5 蒸發潛熱要大 ; 比容要小 6 熱傳率要高 ; 表面張力小 7 黏度要小 ; 不易洩漏 8 不受潤滑油影響 ; 不易與水混合 9 絕緣能力要高

冷媒應具備的化學特性 : 1 化學性質安定, 在壓縮過程不易分解或變質 2 對金屬無腐蝕性, 能延長設備壽命 3 不可燃不爆炸性冷媒應具備的生物特性 : 1 無毒無刺激性, 對動植物均無影響 2 不破壞環境及臭氧層, 同時溫室效應的影響最小冷媒應具備的經濟特性 : 1 價廉易取得 2 同一冷凍能力下, 消耗電力最小 3 同一冷凍能力下, 壓縮冷媒之比容小, 即壓縮體積小, 成本較低 4 易自動或手動控制, 減少人為過失

16-11 11 探漏冷媒洩漏是滲入或滲出, 取決於該處壓力相對於大氣壓之高低若大於大氣壓, 則冷媒漏致外界 ; 若小於大氣壓, 則空氣與水將進入系統探漏方法 : 1 肥皂泡沫 : 適於各種系統, 尤其二氧化碳或碳氫化合物冷媒 2 硫火焰潮濕的二羥二基甲酯試紙 : 用於氨系統用硫火焰接近時會產生白色煙霧 ( 硫 + 氨硫化氨 ); 潮濕的二羥二基甲酯試紙接觸氨氣會變成紅色 3 鹵素噴燈 : 用於鹵碳化物冷媒燈焰顏色會由藍變綠或紫, 只用於通風良好的地方

16-12 12 冷媒種類簡介一氨特性 : 親水性與油不相溶化學性穩定熱傳係數高, 為現今除鹵碳化物冷媒外唯一廣泛使用的冷媒沸點 ( 標準大氣壓 ):28) 28 (-2.2 ) ) 運轉壓力 ( 標準冷凍條件 ):5 (-15) 15 ) ) 蒸發溫度時 34.27psia(2.37bar 2.37bar); );86 (30 )) 冷凝溫度時 169.2 psia(11.67bar 11.67bar) ) 探漏方式 : 肥皂泡沫硫火焰用途 : 製冰廠溜冰場大型冷凍倉儲設備開放型往復式螺旋式離心式等各種壓縮機注意 : 1 有毒, 且有時在某情形下會可燃及爆炸, 使用時須有經驗的技術人員操作 2 標準冷凍條件下, 絕熱排氣溫度為 210 (98.87 98.87 ), 故壓縮機汽缸採用水冷式冷卻, 同時須避免系統吸入側過熱度過高 3 系統管路需使用鋼鐵材料, 以防腐蝕, 且需裝油冷卻器

二 R-11 特性 : 為甲烷系鹵碳化物冷媒, 無腐蝕性無毒不可燃沸點 ( 標準大氣壓 ):74.7) 74.7 (23.7 ) 運轉壓力 ( 標準冷凍條件 ):2.94) psia(0.2bar 0.2bar) ) 18-19psia 19psia(1.251.25 bar) ) 探漏方式 : 肥皂泡沫鹵素噴燈用途 : 辦公大樓工廠公寓商店及戲院之離心式空調主機系統二次冷媒化學溶劑

三 R-12 特性 : 為所有冷媒中最常用者, 無毒不可燃非爆炸性性質極為穩定, 但會破壞臭氧層沸點 ( 標準大氣壓 ):-21.6) 21.6 (-29.8 ) 探漏方式 : 肥皂泡沫鹵素噴燈用途 : 適用高中低溫系統及各型壓縮機, 若應用於多段離心式時, 可作為冷卻低至 -110 (-80 )) 之鹵水之用注意 : 若用於小系統, 因其較重, 可因流量控制效果佳為其優點 ; 若用於大系統, 低潛熱可由高氣體密度彌補, 可使每冷凍噸之壓縮衝程較其他冷媒小, 故所需動力亦較其他冷媒小

四 R-13 特性 : 為安全冷媒, 與油具相溶性沸點 ( 標準大氣壓 ):-144.5) 144.5 (-98 ) 蒸發溫度 :-150 (-100 ) 臨界溫度 :83.9 (28.9 ) 探漏方式 : 肥皂泡沫鹵素噴燈用途 : 針對極低溫使用, 常用於二或三段層疊式冷凍系統 ; 又由於冷凝壓力及壓縮衝程適中, 亦可適用於各型壓縮機

五 R-22 特性 : 是鹵碳化物, 為一安全冷媒, 廣泛應用於家用及農業冰櫃, 在商業及工業低溫系統上蒸發溫度亦可降至 - 125 (-87 87 ), 現今主要應用於箱型機沸點 ( 標準大氣壓 ):-41.4) 41.4 (40.8 ) ) 探漏方式 : 肥皂泡沫鹵素噴燈注意 : 1 具有高排氣溫度, 故吸入側應保持較小的過熱度, 特別是密閉式壓縮機 2 低溫應用上, 因壓縮比較高, 為避免壓縮機過熱, 應對壓縮機汽缸採水冷式冷卻 3 使用滿液式蒸發器需加裝油分離器, 低溫應用時更應加裝 4 相同壓縮衝程下,R-22, 比 R-12 多 60% % 冷凍能力, 故 R- 22 比 R-12 管徑小

六 R-113 特性 : 為安全冷媒沸點 ( 標準大氣壓 ):117.6) 117.6 (47.5 ) 運轉壓力 ( 標準冷凍條件 ):0.9802) psia(0.068bar 0.068bar) ) 7.86psia(0.204 bar) ) 探漏方式 : 肥皂泡沫鹵素噴燈用途 : 因具有低運轉壓力及高衝程, 且每噸動力需求適中, 故適用於離心式壓縮機雖然主用途是空調系統, 亦可用於工業製程的冰水及鹵水冷卻, 可降至 0 (-10 ) )

七 R-114 特性 : 為安全冷媒, 與油具相溶性沸點 ( 標準大氣壓 ):38.4) 38.4 (3.6 ) 運轉壓力 ( 標準冷凍條件 ):6.75psia) (0.89bar)) 36.27psia(2.5bar 2.5bar) ) 探漏方式 : 肥皂泡沫鹵素噴燈用途 : 對低壓冷媒而言, 壓縮衝程較低, 動力需求適中, 常用於家用冰箱小型飲水機之迴轉式壓縮機大型商業及產業空調之離心式壓縮機可使工業製程用冰水至 - 70 (-57 57 )

八 R-134a 特性 : 為目前 R-12 的替代冷媒, 在環保上安全且不危害臭氧層及產生溫室效應不可燃毒性極低化學性質穩定注意 :R-134a 與 R-12 相似 ( 兩系統的等熵排氣溫度及每冷凍噸馬力需求, 在標準大氣壓下有 -15.08 飽和溫度 ;0 蒸發溫度, 且在低壓側無需維持真空狀態 ), 可提供相同程度之運轉, 但僅適合中型系統, 且需修改部分設備才可互用

九 R-500 特性 : 為 R-12(73.8%) 和 R-152a(26.226.2 %) 的共沸混合物沸點 ( 標準大氣壓 ):-28) 28 (-33 ) 標準冷凍噸下蒸發器及冷凝器壓力 : 16.4psig 113.4psig 注意 : 因以 R-500 替代 R-12 時每單位衝程能力提高值等於頻率自 60Hz 降至 50Hz 時衝程減少值, 故可在同一套系統中冷媒替換時, 利用頻率的變更做簡單的權宜方式, 而不改變冷凍能力及動力需求

十 R-502 特性 : 為 R-22(48.8%) 和 R-115(51.2%) 的共沸混合物, 為不可燃無毒較低的油混合性沸點 ( 標準大氣壓 ):-49.8) 49.8 (-45.4 ) ) 臨界溫度 :179.9 (91.78 )) 探漏方式 : 肥皂泡沫鹵素噴燈用途 : 起初為 R-22 的低溫替代冷媒, 並在低溫高壓時應用, 現今已廣泛用於冷凍與冷藏之用途, 亦用於某些舒適空調場合, 尤其熱泵之應用注意 : 在標準冷凍噸下的絕熱排氣溫度 99 (37.2 ), 低於 R-22 的 128 (53.3 53.3 ), 但 R-502 的壓縮衝程及動力需求均較高, 運轉壓力適中偏高

十一十一 R-503 特性 : 為 R-23(40.1%) 和 R-13(59.9%) 的共沸混合物沸點 ( 標準大氣壓 ):-127.6) 127.6 (-88.7 ) 臨界溫度 :67.1 (19.5 )) 探漏方式 : 肥皂泡沫鹵素噴燈用途 : 主要在 -100 (-73.3 )~-150 (- 101 ) ) 間做為 R-13 的替代冷媒 ; 亦可用於多段系統之中低壓段往復式壓縮機, 高壓段則使用 R-12 R-22 R-502 注意 : 在 -120 (-84.4 )) 蒸發溫度及 20 (6.67 )) 冷凝溫度下,R-503, 壓縮衝程僅為 R-13 的 64%,, 但 330.5psia 的冷凝壓力稍高於 R-13 的 240.4psia

十二十二碳氫化合物特性 : 為一群含有不同比例的碳與氫之冷媒, 如甲烷乙烷丙烷丁烷乙烯異丁烷探漏方式 : 肥皂泡沫用途 : 丙烷丁烷異丁烷已用於小型家用冷凍中 ; 甲烷乙烷乙烯用於極低溫系統, 如二三或多段系統中較低段者, 但有被 R-13 R-14 R-503 取代之趨勢注意 : 此類物質易燃及易爆, 稍有毒性, 在任何情形下極易與油混合

16-24 冷媒乾燥劑簡介 : 又稱除濕劑, 用以除去系統中冷媒水氣材料 : 矽膠 ( 二氧化矽 ) 活性礬土 ( 氧化鋁 ) 無水硫酸鈣用途 : 矽膠和活性礬土為吸附式, 使用形式為小顆粒無水硫酸鈣為吸收式, 使用形式為小顆粒或鑄成條狀

第 17 章冷媒流量控制

17-1 種類與功能功能 : 1 調整冷媒液進入蒸發器之流量, 使其等於冷媒液在蒸發器蒸發的量 2 維持系統高低壓測的壓差, 即達到冷媒液在蒸發器蒸發所需的低壓壓力及冷媒在冷凝器所需的高壓壓力種類 : 手動膨脹閥自動膨脹閥感溫式膨脹閥外均壓式膨脹閥限壓閥充氣式膨脹閥交互充填式膨脹閥溫度式電子膨脹閥毛細管低壓浮球控制閥高壓浮球控制閥

17-2 手動膨脹閥原理 : 直接用手控制的針閥, 通過閥的冷媒流量大小, 受通過閥口的壓力差和閥開口大小而定若通過閥口的壓力差固定, 則通過的冷媒流量即固定, 不受蒸發器的壓力或負荷影響缺點 : 無法反應系統負荷之變化用途 : 只用於固定負載的大型冷凍系統, 如製冰廠冷凍庫主要裝在旁通管路上, 做為冷媒輔助控制用, 亦常用於控制油供應管路的流量

17-3 自動膨脹閥結構 : 閥針閥座壓力摺箱或膜片可藉由調整螺絲調整張力的彈簧裝在入口端以防止雜物進入而造成阻塞的過濾網原理 : 閥內保持定壓, 以控制流入蒸發器之冷媒流量來反應蒸發器負荷的改變設調整彈簧彈力等於蒸發器壓力, 當蒸發器壓力低於設定值時, 彈簧彈力大於蒸發器壓力, 使閥往開啟方向移動, 增加冷媒液進入蒸發器之流量, 使蒸發器充滿較多冷媒, 導致冷媒蒸發量增加, 蒸發器壓力上升直至與彈簧彈力平衡 ; 反之, 冷媒蒸發量減少, 蒸發器壓力降低直至與彈簧彈力平衡缺點 : 1 效率較差當系統負荷大時, 僅允許少量的冷媒進入蒸發器, 故在整個系統需要較高的熱傳能力與效果下, 其定壓特性限制了冷凍系統的熱傳能力與效果, 造成冷媒氣過熱 2 定壓特性使其不能與低壓馬達並用, 因低壓馬達的運調整螺絲轉完全依據蒸發壓力的變化而彈簧壓力定, 故無法與低壓馬達相配合摺箱或膜片用途 : 只用於固定負載的小型蒸發壓力設備, 如家用冰箱小型零售閥針及座出口店的冷藏庫, 現已很少使用入口過濾網

17-4 感溫式膨脹閥結構 : 閥針及閥座壓力摺箱或膜片感溫包及接至摺箱或膜片之毛細管可由調整螺絲調整彈力的彈簧入口處的過濾網原理 : 使蒸發器出口冷媒的過熱度保持一定, 故允許蒸發器在不同的的負載情形下完全充滿冷媒液, 不會造成液壓縮特性 : 由蒸發氣壓力彈簧彈力及感溫包內飽和液氣混合物之壓力三個力量相互作用的結果任何吸入端的過熱度的改變將導致閥門的移動, 以恢復原過熱度達到新平衡, 其與彈簧設定壓力有關, 故彈簧壓力調整稱為過熱度調整過熱度調整當彈簧彈力增加, 欲使閥達到平衡狀態之過熱度需增加, 若過熱度過高, 將使蒸發器有效表面積減小 ; 反之, 則使蒸發器有效表面積增加若過熱度設定過低, 則無法控制冷媒流量, 產生冷媒不足或過多的交互狀態稱為追逐, 一般將過熱度設於 7~10 間, 使閥在不同的的負載下皆能保持過熱度而不受蒸發器溫度和壓力之影響, 以滿足大部分之應用此型膨脹閥又分為內均壓式內均壓式和外均壓式外均壓式用途 : 為目前最廣泛使用的膨脹閥, 特別用於負載變化大的系統中

17-5 外均壓式膨脹閥冷媒流經蒸發器時, 因蒸發器管內摩擦造成壓損, 故在蒸發器出口的冷媒飽和溫度較蒸發器入口低當流經蒸發器的壓降很小時, 飽和溫度的差異亦很小 ; 反之, 蒸發器出口的飽和溫度較蒸發器入口低很多, 整個膨脹閥因此須提高過熱度才能使閥平衡, 為滿足較高的過熱度, 需要較多的蒸發器表面蒸發冷媒, 但易使冷媒液提早完全蒸發, 導致大部分的蒸發器表面沒有效率, 當蒸發器效率降低, 將降低整個系統的能力與效率有鑑於此, 故要使用外均壓外均壓管 Evap. 式膨脹閥, 雖不能減少蒸發器的壓降, 但入口出口可使蒸發器表面完全感溫包 ( 飽和液氣混合物 ) 且有效率的用

感溫式膨脹閥之缺點 : 1 不顧蒸發器的壓力與溫度, 保持蒸發器充滿冷媒液此特性雖可確定在所有負載下, 蒸發器表面均能有效使用, 但亦允許在過負載時, 蒸發器的壓力與溫度過高使壓縮機過負載 2 膨脹閥在某些情形 ( 壓縮機剛開機時, 蒸發器壓力迅速下降, 且感溫包的壓力很高 ) 下的開度較大使蒸發器的冷媒過多, 導致冷媒液進入壓縮機

17-6 限壓閥特性 : 當蒸發器壓力大於設定值時, 會節流進入蒸發器之流量, 裝設壓力限制裝置不僅使壓縮機在過大負荷下不會過負載, 且能減少冷媒液在開機期間流量過多的現象, 防止冷媒液進入壓縮機閥的操作壓力可由機械式或充氣式感溫包加以限制閥的最大蒸發壓力 ( 最大操作壓力,MOP, MOP) ) 依卡匣內氣體壓力而定優點 : 防止過負載, 且能在閥開啟時防止冷媒液流入壓縮機 ( 閥開啟前, 蒸發器壓力須小於 MOP,, 且須延遲閥的開度使吸入端冷媒冷卻感溫包, 並降低感溫包壓力 )

分類 : 一機械式 : 1 摺疊匣 : 在卡匣中裝不凝結氣體當蒸發氣壓力小於卡匣內壓力, 此時控制方式與傳統感溫式膨脹閥相同 ; 若大於卡匣內壓力, 卡匣下塌, 閥不由感溫包控制且允許過熱彈簧節流閥門, 直到蒸發氣壓力小於卡匣內壓力, 此時卡匣扮演固體連接功能, 閥再度由感溫包控制感溫包控制 2 彈簧式 : 操作原理與上述相似, 當蒸發氣壓力小於彈簧張力時, 彈簧於其中使閥膜片和閥桿連接若小於彈簧張力時, 彈簧下塌, 使流經蒸發器冷媒量減少, 直至蒸發氣壓力再度小於彈簧張力為止

二充氣式 : 原理 : 其感溫包式充填與系統相同的冷媒氣體, 若其變為飽和蒸汽, 則感溫包溫度再增加 ( 額外過熱 ), 對感溫包的壓力只有些許影響, 故限制感溫包內充填量, 會限制作用於感溫包內的最大壓力, 間接限制蒸發器壓力, 故過熱度設定 ( 彈簧壓力 ) 之任何改變接造成 MOP 的改變閥平衡時, 感溫包壓力 = 蒸發器壓力 + 彈簧壓力注意 : 1 閥體需置於比感溫包安裝位置之溫度高的地方, 且與感溫包接觸的管固定面溫度需高於感溫包之溫度, 否則感溫包內氣體將凝結, 導致感溫包內缺乏液體而無法若冷媒液凝結於此, 感溫包控制將失效. 操作 2 需注意感溫包位置, 使冷媒液體須凝結在感溫包內, 液不因重力而流才能獲得較佳之控制. 出感溫包

17-8 限壓閥之重要性原因 : 系統在正常操作下會有比平均系統負荷大的拉下負荷, 此時蒸發器壓力與溫度很高, 壓縮機能力與電力需求將增加, 導致壓縮機過載解決方式 : 1 增加壓縮機容量, 使其在過載時有足夠的動力 2 限制最大蒸發器壓力, 避免超過壓縮機負荷選用 : 需使 MOP 值大於系統正常運轉時平均蒸發壓力 5~ 10psi 長時間關機後之低側壓力充液閥馬達過熱充氣閥

17-9 交互充填式膨脹閥原因 : 當感溫包內充填系統冷媒時, 在低溫狀態下, 須較大的過熱度才能調整膨脹閥, 使蒸發器表面熱傳率變差故在低溫應用下, 感溫包充填物為與系統不同的流體, 稱為交互充填式膨脹閥特性 : 沸點較系統低, 故於操作範圍內單位溫度的過熱度大致相同, 而允許膨脹閥在正常過熱度下運轉此閥有限壓功能, 可防止馬達過載或於開機時的回流現象用途 : 除低溫應用外, 一些需要限壓且可改變過熱度特性的商業應用中, 此應用多使用氣體充填, 故感溫包位置不受限制, 無追逐現象產生注意 : 僅於一個溫度範圍內方能操作, 因不同的溫度範圍有不同的充填冷媒

17-10 10 多出口閥與冷媒分配器多出口閥 : 有本身之分配器, 因冷媒膨脹和分配同時在膨脹閥內發生並通過徑向分配器, 確保分配到冷媒迴路的冷媒混合物是均勻的冷媒分配器 : 當蒸發器有多個冷媒迴路時, 從膨脹閥出去的冷媒透過冷媒分配器傳至不同的冷媒迴路設計時必須能滿足尖峰負載時將膨脹閥出去的液氣混合物均勻分配致每個迴路可分為 :

1 文氏管 : 利用部分壓力回升的文氏原理, 與平均致每個冷媒迴路之流場有關提供較小的紊流及壓損 ( 僅有壁面的摩擦損 ),, 可裝於任何地方 2 壓降式 : 冷媒離開膨脹閥後經分配器入口, 通過噴嘴在孔口造成壓降, 使冷媒液加速造成冷媒液氣均勻混合, 並消除重力影響噴嘴孔口集中冷媒液氣混合物流動, 使流場直接衝擊內部圓錐部份, 離開後會均勻進入每個出口噴嘴口尺寸決定分配器能力, 其壓降能防止液體發生閃氣且能形成均勻冷媒液氣混合物使其通過分配器

3 離心式 : 以高進口速度造成漩渦效應, 保持冷媒液氣均勻混合且均勻的分配至每隻蒸發器管中 4 分歧管 : 與裝設位置有關, 低進口速度確保冷媒均勻的分配至每隻蒸發器管中緩衝器裝在分佈頭上, 且在膨脹閥和分佈頭入口端裝設彎頭, 可減少直接與分佈頭相連之蒸發器入口端冷媒過多, 並減低冷媒流速

17-11 11 膨脹閥感溫包及外均壓管之位置膨脹閥 : 除使用冷媒分配器之場合外, 為性能良好起見, 蒸發器與膨脹閥間無任何限制, 且愈近愈好 ; 若裝設冷媒分配器, 除分歧管式外, 閥需盡量接近分配器充液型感溫式膨脹閥因有足夠的液體, 在任何情形下感溫包仍能控制閥, 故能裝設於任何位置冷卻空間裡外皆可 ; 充氣型則需裝在閥本體溫度恆高於感溫包溫度的地方

感溫包 : 1 若為外部感溫包, 則需用金屬套環緊密綁在靠近蒸發器出口端之吸入端水平部份 2 吸入端外徑若為 7/8in,, 則裝在吸入端上方 ; 若管徑較大, 則裝在 4 或 8 點鐘方向, 會有較好的控制 3 壓縮機停機期間, 其位置應在不過分受其他溫度影響之處若需將其裝於冷凍空間時, 則感溫包和吸入端須與外界有良好的保溫, 絕熱材必為非親水性, 且距感溫包兩端長度須超過 1in

4 裝設感溫包的距離應距未保溫吸入端至少 1.5in,, 需小心安裝若安裝位置離冷凍空間太近, 則熱傳導從外界沿吸入管線進入感溫包, 造成其壓力上升, 使閥開啟而蒸發器充滿冷媒液 5 限壓閥若用於空調時, 感溫包大都裝於風管之外 ; 若用於鹵水或冰水器應用時, 則裝在液體最冷處的下方但上述方式會在壓縮機關機時使閥開啟, 故須在膨脹閥前裝電磁閥, 使壓縮機關機時防止蒸發器充滿冷媒液

6 如下圖, 系統停機時,U, 型存油灣之冷媒液或油不影響感溫包, 故當壓縮機啟動時, 冷媒液會蒸發而不倒流至壓縮機此種管路多用於大型系統另外, 感溫包應如下圖裝設, 如此只能防止液體倒流若裝於吐出端集流器, 易因通過蒸發器的空氣分布不均, 則一部份冷媒液不會蒸發而流出, 出現短路現象, 感溫包因無法感知液體溫度而將閥打開, 導致冷媒液流至壓縮機外均壓管感膨溫脹式閥蒸發器感溫包短路循環液體 U 型管盡量縮短

7 若裝於 U 型管底部會導致膨脹閥性能不佳, 在裝設時應使潤滑油和冷媒液能藉由重力從感溫包處流過而不積存另外, 盡量避免裝於垂直管路, 若無他法, 則須裝於 U 型管上之吸氣上升管上 8 為使感溫包控制良好, 可將其裝於吸入管內亦即當需要低過熱度易受空間熱傳溫度影響吸入管非常短或吸入管外徑超過 2 1/8in 時適用

外均壓管 : 1 冷媒通過蒸發器有極大壓降存在時, 其壓降值足以使蒸發器在 0 以上之飽和冷媒溫度下降超過 2,, 或蒸發器在 0 以下之飽和冷媒溫度下降超過 1 2 有使用多出口膨脹閥或冷媒分配器之場合, 主要為了補償冷媒通過分配器所造成的壓降 3 常裝於靠近壓縮機側, 離感溫包 6~8in 4 若使用在補償冷媒通過分配器所造成的壓降, 且蒸發器壓降不會過大的情形下, 則可連接於任一冷媒供給管上, 或蒸發器中間的回流轉彎處 5 若連接於水平管, 則需裝於管上方, 防止油或冷媒液流到裡面

17-14 14 感溫式電子膨脹閥特性 : 其依據輸入電壓大小而反應, 當電壓增加, 閥開度增大, 增加冷媒流量為調節閥開口所需的電壓改變量, 可由任一溫度壓力或冷媒液感測器控制, 且閥的功能也隨著感應器的不同而改變, 故可用在任一冷媒系統 ( 氨冷媒除外 ) 構造 : 若用在過熱控制時, 有一小熱敏電阻直接裝在冷媒吸入管上, 與膨脹閥加熱器串聯, 產生的電流是熱敏電阻之電組值函數, 亦反應冷媒狀態函數原理 : 熱敏電阻暴露於氣態或過熱的冷媒中能自行加熱, 使電阻下降, 允許流過加熱器的電流增加, 使膨脹閥調節閥開度以增加到蒸發器所需的冷媒流量上述過程繼續直到飽和吸入條件為止史濕冷媒立即冷卻熱敏電阻, 使電阻上輸入升, 降低進入加熱器的電流, 使膨脹閥關閉感溫式電加熱器用途 : 控制吸入端積液器的液面子膨脹閥高度, 提供滿液式或半滿液式蒸冷媒液蒸發器發器控制進入壓縮機的乾冷媒氣入口至壓縮機體熱敏電阻

感溫式膨脹閥之液位控制構造 : 特殊設計的加熱元件為一感溫球, 其包含約 15W 的電子加熱元件和充有冷媒之感溫式儲存桶原理 : 加熱元件提供人為過熱度給感溫包內之冷媒, 增加感溫包壓力, 使膨脹閥打開允許更多冷媒進入蒸發器當蒸發器的冷媒液面升高或較多的冷媒液與感溫包接觸時, 加熱元件的效果被抵銷, 過熱度下降, 使膨脹閥調節冷媒流量至另一新平衡點或關閉

17-15 15 膨脹閥規格和選定膨脹閥以冷凍噸表示其冷凍能力, 正常額定容量是以 100 之冷凝溫度及過冷度 =0= 為準在選擇前, 須決定膨脹閥形式感溫包充填方式壓力限制和採用外均壓時膨脹閥進出口接頭尺寸等為選擇適當的膨脹閥, 須知蒸發器溫度蒸發器溫度系統容量噸數通過閥的壓差通過閥的壓差前兩項決定通過膨脹閥的冷媒流量 ; 第三項決定所需流量的孔口尺寸

17-16 16 毛細管特色 : 是最簡單的流量控制設備, 僅為一固定長的小直徑管子裝於冷凝器與蒸發器間因其長度長及管徑小導致高摩擦阻力, 且因冷媒液的壓力降至飽和壓力之下, 在內部產生閃氣導致節流效果, 故毛細管能限制從冷凝器至蒸發器間的冷媒液流量, 並保持冷凝器至蒸發器間所需之壓差優點 : 1 構造簡單及成本低廉 2 允許系統大幅簡化, 降低製造成本在停機期間, 高低側壓力透過毛細管達平衡, 可使壓縮機在無載狀態下重新啟動, 故可用較小轉矩的馬達帶動壓縮機 ; 另外, 此系統所需冷媒量較少, 不但能節省冷媒成本, 且不需儲液器儲存冷媒液用途 : 僅用於負載固定且使用密閉式壓縮機的系統, 如冰箱冷凍庫室內冷卻器小型商用箱型機

注意 : 1 因毛細管和壓縮機是串聯的, 若系統在設計條件上有效運轉且達到平衡, 則毛細管長度和管徑需是在設計條件之蒸發和冷凝壓力下的毛細管能力, 且相等於相同條件下之壓縮機壓縮能力在設計條件下, 若毛細管阻力過大, 將使蒸發壓力下降及冷凝壓力上升, 增加毛細管流量能力同時減少壓縮機壓縮能力, 故平衡條件比設計條件有較低的蒸發壓力和較高的冷凝壓力 ; 反之, 若毛細管阻力過小, 在設計條件下之能力大於壓縮機壓縮能力, 蒸發器冷媒過多, 使冷媒液回流至壓縮機造成損害另外, 毛細管入口處的不凝結氣體會隨著冷媒液進入其中, 使系統能力降低, 且過多的冷媒液進入毛細管, 致使壓縮機無法有效降低蒸發器壓力達到設計的低壓

2 因毛細管無法在關機時關閉孔口, 故高低壓側會透過毛細管的開口達到平衡, 殘留在冷凝器的液體會流至蒸發器, 直到再度開機為止基於上述可知冷媒液進入毛細管的量是受限的, 且在冷凝器與毛細管間不需裝儲液器 3 冷媒液進入毛細管的量必須是最少的, 且僅用以滿足蒸發器的需求, 亦可在冷凝器內保持液封 ( 不使不凝結氣體進入毛細管中 )

4 一般設計上, 應避免用於壓縮機距蒸發器有段距離的系統, 因此系統很難送出精確的冷媒流量, 且吸入及吐出的管路相當長, 需要大量的冷媒 5 冷凝器構造須能使冷媒液從冷凝器中自由流至毛細管內, 可防止停機時冷媒液留在冷凝器內 6 為使回到冷凝器的冷媒量最少, 造成冷凝壓力增加最多, 使毛細管能力增至最大, 故冷凝管直徑應儘量縮小 7 使用毛細管的系統其蒸發器出口應裝積液器, 防止冷媒液在開機時流回壓縮機 8 為提供毛細管與吸入端的熱交換關係而使毛細管內的閃氣最小, 需將部分毛細管綁在吸入管線上, 否則應將其縮短, 以抵消在毛細管內閃氣所造成的節流效果

17-18 18 低壓浮球控制閥特性 : 依蒸發器內冷媒蒸發之速率, 調整進入蒸發器的流量大小, 在所有負載下均保持一定高度的冷媒液面, 與蒸發器壓力與溫度無關原理 : 1 連續式 : 有節流裝置直接依據冷媒液面高度變化而調整打開或關閉的方向, 以控制流入的冷媒量 2 間歇式 : 僅在最高和最低液面時反應, 達到時會觸發膨脹閥機構, 使閥口全開或全關用途 : 1 可直接裝於蒸發器或積液器內, 控制液面高度, 或可裝於這些元件外的浮球室內 2 可多個或與膨脹閥並聯使用 ; 單一個可控制多個不同蒸發器的冷媒流量注意 : 1 大系統中常會在浮控閥附近的旁通管上裝手動閥, 目的在於浮控閥失效時可提供冷媒進入系統中 2 浮控閥的兩側亦裝有手動停止閥, 可在關機時隔絕冷媒進入, 而不須從蒸發器中將大量的冷媒排出

17-19 19 高壓浮球控制閥特色 : 裝於系統高壓側, 藉維持高壓浮球室的液面高度, 間接控制蒸發器冷媒液的量原理 : 冷媒在冷凝器冷凝為液體, 經浮球室而增加液面高度, 使浮球上升而打開閥孔, 因冷凝器冷凝速率等於蒸發器蒸發速率, 高壓浮控閥能連續且自動供給與蒸發量同量之冷媒液至蒸發器, 故不用考慮系統負荷用途 : 1 用於乾式或滿液式蒸發器 2 不能使用於多個蒸發器或與其它膨脹閥同時使用

注意 : 1 此閥僅允許小量的固定冷媒保持於系統高壓側, 大量的冷媒積在蒸發器中, 且冷媒充填量亦受限制若冷媒充填過多, 則浮控閥會過量供給, 使進入蒸發器的冷媒過多, 造成冷媒液流至壓縮機 ; 若冷媒充填過少, 則浮控閥動作不正常, 蒸發器因此過熱 2 浮球位置需使閥座浸在冷媒液中, 以降低高速氣體通過閥針和閥座造成的抽絲現象閥座造成的抽絲現象 3 閥內有一通氣管, 為防止閥內有不凝結氣體產生, 形成一阻礙冷媒液流進閥內之壓力使用通氣管可使此閥裝於壓縮機的上或下方而無氣鎖危險 4 需裝於靠進蒸發器之水平管處, 以確定浮球和閥能自由動作若裝設處離蒸發器有段距離, 則須保持閥與蒸發器間高液體壓力, 防止冷媒到蒸發器前過早膨脹 ( 小系統常在蒸發器入口處裝減壓閥 ; 大系統則使用嚮導閥 )

17-20 浮球開關構造 : 1 浮球室 : 內有浮球可隨著蒸發器與浮球室內的液面上升或下降 2 水銀開關 : 當蒸發器的液面上升或下降時, 藉由浮球控制打開或關閉電磁閥用途 : 用以控制蒸發器冷媒液面, 可應用於冷凍系統及電機設備, 亦可配置成反向動作 ( 液面上升時關閉 ) 開關

17-22 嚮導控制閥常用於大型系統上, 其調節冷媒液流量皆為感溫式膨脹閥低壓浮控閥或高壓浮控閥嚮導控制閥 : 當壓力由嚮導管傳至活塞頂部時, 冷媒液控制閥打開, 在活塞頂部的小排放口連通此壓力至冷媒液控制閥出口 ( 蒸發器 ), 若提供活塞頂部的壓力中斷時, 彈黃會將閥關閉

嚮導式高壓浮控閥 : 當嚮導式儲液器的液面升高時, 浮球打開允許高壓液體通過嚮導管至液體控制閥的活塞, 此壓力將抵抗彈簧壓力而打開閥桿使冷媒液進入蒸發器 ; 若液面下降時, 嚮導閥關閉, 嚮導閥高壓氣體通過液體控制閥的可調內部排放口至低壓側嚮導式低壓浮控閥 : 當冷卻器之液面下降時, 閥打開允許嚮導管的壓力釋放至冷卻器, 使高壓液體作用於冷媒液控制閥活塞底部, 使其上升, 使更多冷媒液流至冷卻器中 ; 當液面上升時, 嚮導管關閉, 高壓液體經過活塞下方的內部排放器再流至控制活塞上方之區域, 而在活塞頂部之高壓液體會導致活塞下降, 關閉主閥出口, 隨後排放器無法調整, 但可調整控制活塞上方的彈簧壓力

17-23 電磁閥原理 : 為一簡單之電子操作閥, 包含絕緣銅線圈和鐵心電樞當電流通過電樞時, 電樞被吸入線圈磁場, 藉閥桿和閥座與電樞連結, 使閥開口隨線圈通電與否而打開或關閉構造 : 1 直接動作式 : 常用於小型電磁閥閥桿連結電樞直接控制閥開口 2 嚮導式 : 常用於大型電磁閥線圈和電樞僅控制嚮導口當電流通過線圈時, 電樞被吸入線圈磁場, 開啟嚮導口, 此時主活塞上方之壓力由嚮導口釋出, 使活塞上下方壓力不平衡, 下方壓力大於上方而往上移動, 使閥口開啟 ; 當線圈斷電時, 電樞落下封住嚮導口, 活塞壓力瞬間增加, 使活塞上下方壓力平衡而往下移動關閉閥口用途 : 用於液冷媒水或鹵水的自動操作選擇 : 依據通過閥之流量大小閥上下方最大容許壓差和通過閥的壓降

17-24 吸氣管之控制一蒸發壓力調整閥 : 功能 : 限制蒸發壓力之最小值用途 : 蒸發器壓力和溫度一最小值的場合, 如冰水和鹵水主機, 以防止負載小時產生凍結, 亦常用於規定一最小蒸發器溫度之濕度控制注意 : 1 多台蒸發器系統中, 若均操作於相同溫度, 單一蒸發壓力調整閥可裝於吸入端, 控制所有蒸發器壓力 2 若多台蒸發器連接單一壓縮機, 且需控制不同溫度時, 則需裝於較高溫度之蒸發器吸入端以防止壓縮機連續操作於滿足最低溫之蒸發器時, 溫度最高之蒸發器壓力低於預設最小值

1 節流式 : 在壓縮機開啟時不能完全關閉當蒸發器負荷減少, 且蒸發壓力往預設最小壓力移動時, 調整閥關閉而節流蒸氣進入壓縮機, 保持蒸發器壓力高於預設最小值 ; 當蒸發器負荷增加, 蒸發器壓力高於閥設定值使閥開啟 2 開關式 : 其控制之開關點不同, 不僅使物品溫度更容易控制, 且在空間溫度夠高至允許停機除霜時還能提供氣冷式蒸發器的自動除霜

二吸氣壓力調整閥 : 又稱為曲軸箱壓力閥或吸氣壓力控制閥功能 : 限制壓縮機入口端之吸氣壓力在預設最大值之內用途 : 防止因蒸發器負荷過大使其壓力大於正常操作壓力, 導致壓縮機過載若使用於當系統受下列因素影響時, 可保護壓縮機 : 1 啟動負載大時 2 在吸氣壓力有湧浪現象時 3 在熱氣除霜或逆循環操作時造成高吸氣壓力時 4 在過大的吸氣壓力下長期運轉時

第 18 章壓縮機結構與潤滑

18-2 往復式壓縮機為冷凍系統中最常採用的型式, 適於活塞位移小且冷凝壓力高的情況, 常與 R-12 22 500 502 717 互相應用小型家用約 1/8hp( ( 輸入功率 90W ) 大型工業用約 250tons 此外, 可藉由各種設計特點的組合, 以得到更大的操作彈性 : 汽缸數目與排列活塞與閥的排列與型式曲柄軸型式及和活塞的速度內逕和衝程潤滑方法

往復式壓縮機可分為 : 單動式 : 一般為密閉式, 活塞由連在曲柄軸上的連桿直接帶動, 曲柄軸旋轉一週, 只在活塞的一面有壓縮氣體曲柄軸與連桿接封閉於曲軸箱內, 與系統冷媒接觸單動式又可分為 : 開放式 : 使用氨冷媒半開放式密閉式 : 使用鹵碳化合物冷媒, 應用於中小尺寸之壓縮機雙動式 : 一般為開放式, 活塞由連在連桿器上的連桿直接帶動, 曲柄軸旋轉一週, 活塞兩面皆有壓縮氣體不與系統冷媒接觸

18-3 汽缸數目 : 最少 1 個, 多至 16 個排列型式 : 直線 (2( 汽缸和 3 汽缸 ) 輻射狀 V W 型 (4( 汽缸以上 ) 優點 : 直線式只需一個閥版 ; 輻射狀和 V W 型可提供較好的運動平衡, 可縮小壓縮機尺寸主體 : 由鑄鐵鑄成, 易加工且不受壓力而彎曲小型壓縮機中, 汽缸和曲軸箱體可鑄成一塊 ; 大型壓縮機是分別鑄造, 再結合一起, 且配有可換的內襯或套筒冷卻 : 小型壓縮機常於汽缸或汽缸頭加散熱片 ; 大型壓縮機則用水套完成

18-4 活塞自動式 : 吸汽由汽缸頭的吸入閥進入汽缸時雙筒式 : 吸汽由汽缸壁和活塞側經過位於活塞上方的吸入閥進入汽缸內, 常用於中大型壓縮機因活塞間隙小 ( 約 0.003in/ 汽缸直徑 in), 汽缸壁的油膜可防止氣體洩漏, 故當活塞直徑小於 2in(5cm 5cm) ) 時, 則很少使用活塞環, 但仍須油環以潤滑汽缸壁當自動式活塞超過 2in 時, 需配 2 個活塞環和 1 個油環 ; 雙筒式活塞則於頂部配 1~3 個活塞環, 並於底部配 1or2 個油環

18-5 吸氣與排氣閥冷媒蒸氣在通過壓縮機的閥或管路時會造成摩擦損失, 主要與蒸汽速度有關, 且成正比例增加為減少摩擦損失, 閥開口應大到能滿足蒸汽速度的上限為減少閥回漏量, 其設計應迅速且緊密, 故需使用質量輕且上揚高度小的材質, 且不能增加壓縮機的間隙容積閥分為三類 :

揚瓣閥 : 構造 : 閥密封於籠內, 其作用是當閥座及閥柄之導引, 及閥彈簧之承件, 也包含彈簧和緩衝器以緩衝和限制閥的行動用途 : 本質是低速閥, 用於低速壓縮機優點 : 能齊平裝上, 不增加壓縮機間隙容積環板閥 : 構造 : 閥座環板閥彈簧及承件用途 : 低高速壓縮機都適用, 既可當吸氣閥, 亦可當排氣閥缺點 : 不能齊平裝上, 會增加壓縮機間隙容積

伸縮閥 : 1 羽片閥 : 用於中大型壓縮機由閥座多個帶狀鋼條及閥承件組成伸縮金屬條排在閥座上的槽中, 由閥程限制片固定位置為允許在壓力下閥簧片可彎曲, 故兩端並無鎖緊主要優點是簧片質輕易打開, 且可提供較大的限制面積, 可將抽絲現象減至最小 2 擋片閥 : 用於小型壓縮機是一種薄鋼簧片, 一端緊瑣, 另一端未鎖住並靠在閥通道之閥座上簧片自由端彎曲或波動, 用以蓋住或打開閥通道 3 膜片閥 : 含一伸縮金屬盤, 中心處由螺絲或螺栓往下固定在閥座上, 金屬盤彎曲向上或下時會蓋住或打開閥通道

18-9 閥安裝位置排氣閥位於汽缸頭吸氣閥可位於汽缸頭 ( 吸入蒸汽經過汽缸頭進入汽缸 ) 或活塞頂部 ( 吸入蒸汽由汽缸側面進入汽缸 ) 大型壓縮機之吸氣閥位於活塞頂部 ; 小中型壓縮機之吸氣閥位於汽缸頭當兩個閥皆位於汽缸頭時, 須能分開吸入和排出的蒸氣

18-10 10 曲柄與活塞速度單汽缸活塞排氣量是內徑衝程轉速的函數, 故當轉速增加, 內徑和衝程可在不減少排氣量下成比例的減少, 且壓縮機壓縮效率仍相同壓縮機最大轉速受限於最大可容許活塞速度事實上, 活塞速度限制在最大約 800fpm,, 其因素是閥的可用面積, 若超過則通過閥的蒸氣速度會變的很快, 導致壓縮機壓縮效率降低, 且壓縮機功率將增加活塞速度 (fpm( fpm)=rpm 衝程 (ft( ft) 2( ( 衝程 / 轉 ) 壓縮機在不超過活塞容許速度下, 其最大轉速取決於衝程長度當壓縮機速度增至某一點, 壓縮效率會固定或稍增, 在此點後若速度再增加, 則壓縮效率將降低

18-11 11 內徑與衝程高速壓縮機是大內徑與短衝程當吸排氣閥位於汽缸頂端時, 需大內徑提供足夠的閥面積, 又因活塞衝程和壓縮機每分鐘轉速都略受活塞最大可容許速度之限制, 故增加單汽缸活塞排氣量的唯一方法是增加內徑, 也同時增加閥門可用面積良好的設計應將尺寸限制在大約衝程尺寸的 125%, 若內徑超過此限制, 從活塞周圍流過的量會變的過多內徑大小, 小至家用小型之 1in,, 大至工業冷凍用 18in

18-12 12 曲柄連桿與軸承曲柄 : 大型壓縮機是旋轉曲柄式, 由鍛鋼或合金鑄鐵製成靠近飛輪邊緣有標準推拔, 以半圓鍵和一個鎖緊螺絲排列並固定在曲柄軸上軸承 : 軸頸接高度拋光, 且表面硬化處理, 尤其是黃銅或鋁製軸承軸承分為滾球套筒軸承, 常見的材料有青銅鋁巴氏合金連桿 : 由青銅鋁鍛鋼或鑄鐵製成

18-13 13 曲柄軸軸封為防止冷媒和油從曲軸箱漏出 ( 或曲軸箱內壓力低於大氣壓力時, 空氣進入其中 ), 故曲柄軸穿過曲軸箱之處應有軸封或填隙物一個適於自動設備的曲柄軸軸封, 需 : 1 自動調整以補償摩耗和曲軸箱壓力的變化 2 不論軸旋轉或不動 ; 有壓力或真空, 都不能洩漏 3 能自我潤滑, 且有合理的壽命及易在現場更換

18-14 14 壓縮機潤滑油必備條件 : 1 在高溫下須保持良好的潤滑性 ; 在低溫下須保持良好的流動性 2 與冷媒混合後, 不喪失其潤滑能力 3 與冷媒及機件材料不起化學變化, 故需無酸鹼及氧化性需為中性油 4 抗電性大, 絕緣電阻高尤其是密閉式壓縮機, 與馬達線圈接觸不導電或破壞絕緣 5 系統正常運轉時, 遇低溫不產生蠟質之沉澱分離 6 乾燥不含水分含水量需低於 30ppm 以下

選用時需考慮 : 1 化學穩定性 : 壓縮機潤滑油須能在長期不更換下, 仍能持續有效的潤滑機器油的化學穩定度與油所含的不飽和碳水化合物 ( 樹脂 ) 有關, 含量百分比愈低, 潤滑油愈穩定良好的潤滑油, 需為極低百分比樹脂之高品質潤滑油, 其顏色應為淡黃色, 愈透明愈好 2 流動點流動點混濁點混濁點蠟點 : 流動點 : 潤滑油開始或停止流動之最低溫度一般油的流動點應低於蒸發器中最低的溫度, 若流動點太高, 則會凝結在蒸發器管線表面, 使蒸發器效率降低, 產生壓縮機之不當潤滑混濁點 : 當油溫降至夠低的溫度時, 蠟從油析出若混濁點太高, 蠟從蒸發器或冷媒控制器中析出, 會引起裝置故障, 使系統無法運作蠟點 : 體積 90%R-12 和 10% % 油的混合物中, 蠟開始析出的溫度這是實際的, 因為油與冷媒混合物分離蠟的趨勢隨混合物中油量的增混合物中油量的增加而增加, 且隨冷媒循環的油量很少超過 10%

3 絕緣強度 : 是潤滑油對電流提供阻抗的一種度量, 是以激起浸在油中的兩電極產生電弧跨越 0.1in 間隙所需的電壓 4 黏滯性 : 油本身或其所具有之能力, 用以在壓縮機不同之移動零件間形成保護膜, 進而保持零件之間隔防止磨耗通常以 ( 賽氏通用秒 SSU) ) 表示, 指在 100 控制溫度下, 定量的油因重力從容器流經指定內徑長度毛細管之所需時間潤滑油黏度隨溫度增加而下降

18-19 19 潤滑方法潑濺式 : 曲軸箱內到曲柄軸軸承底部都充滿油曲軸箱轉動使連接桿和區柄軸浸入油裡, 使油往上潑至汽缸壁軸承和其他摩擦面 ; 通常在主軸承上方之曲軸箱外殼兩端有小孔, 以收集因重力流入的油並供給主軸承和軸封另一種改良式的潑濺潤滑, 稱為滿液式潤滑, 使用投擲環盤座螺絲或類似裝置把油提升到高於曲軸箱或主軸承的位置, 如此可潤滑到軸承上或經油道到達不同的摩擦面適用於小型高速壓縮機強制給油式 : 潤滑油在受壓力下經過油管, 強制給油到摩擦面上, 完成後依重力流回位於壓縮機曲軸箱內的油槽此壓力是位於曲軸箱的小油泵提供, 位於曲柄軸尾端

18-20 壓縮機曲軸箱中之液態冷媒因曲軸箱潤滑油被過度稀釋, 導致零件潤滑不良, 且會在曲柄箱內蒸發, 引起潤滑油起泡, 使油被帶到排氣管路的量增加, 不僅使曲柄軸無法潤滑, 也使不可壓縮的液態冷媒和油進入汽缸, 引起閥門損壞或連桿受力彎曲損壞 ; 此外, 也降低壓縮機能力和效率, 因所產生的蒸氣被吸入汽缸, 排擠原本由吸入端吸入的蒸氣

液態冷媒能進入曲軸箱的方式有 : 1 不當應用或調整冷媒流量控制會引起連續或間歇的過度供給, 使液態冷媒從蒸發器吸進吸入管, 後被帶至曲軸箱此情形在啟動時可能發生, 可藉由適當調整冷媒流量控制或調整冷媒流量控制或適當設計吸入管防止 2 液態冷媒可能在停機時從蒸發器或吸入管藉由重力流入曲軸箱可能是蒸發器或吸入管設計錯誤造成, 可藉由適當的修改預防 3 若壓縮機位於室外地下室或較冷的地方或停機時, 曲軸箱溫度降至蒸發器溫度以下, 液態冷媒在蒸發器蒸發, 並在曲軸箱凝結可藉由維持曲軸箱溫度在冷媒飽和溫度之上, 方法是在曲軸箱裝電熱線把壓縮機移至較暖的地方或泵集循環操作

溶進曲軸箱中冷媒比率隨冷媒可混合冷媒可混合程度冷媒蒸氣壓冷媒蒸氣壓和潤滑油溫度潤滑油溫度而變化對任一冷媒而言, 溶進油中冷媒比率只與冷媒蒸氣壓油溫及穩定狀態下兩者接觸時間長短有關

在啟動期間降低油起泡及防止曲軸箱失油的方法 : 1 在壓縮機吸入端和曲軸箱間裝油逆止閥在壓縮機吸入端和曲軸箱間裝油逆止閥進入系統的油常和蒸氣一起回到壓縮機, 進入吸入端時, 油經撞擊而在蒸汽進入汽缸前分離出來, 經專用油道流至曲軸箱, 此通道亦可平衡曲軸箱到壓縮機吸入口的壓力, 油道上的逆止閥可防止曲軸箱壓力漏到吸入端, 也消除啟動時因油起泡引起的曲軸箱壓力驟降在逆止閥周圍需設計油流放口, 在壓縮機運轉後可讓曲軸箱壓力慢慢擴散至壓縮機吸入端, 也使從活塞周圍流過的氣體被釋回壓縮機吸入端

2 曲軸箱內裝小瓦特數的加熱裝置曲軸箱內裝小瓦特數的加熱裝置加熱器在壓縮機停機時導通, 保持曲軸箱內油溫, 使溶解到油中的冷媒量降低注意加熱器應接至隔離開關之二次側 3 泵集循環操作系統泵集循環操作系統此情形下蒸發器完全抽真空, 在壓縮機停機前, 曲軸箱壓力降的很低, 此低壓將限制油所吸收的冷媒量

18-21 迴轉式壓縮機固定葉片式 : 用一圓柱鋼製滾子繞偏心軸旋轉, 兩者同心安裝於一圓柱上, 且與圓柱壁間有最小間隙軸轉動時, 滾子沿著汽缸壁滾動 ; 汽缸壁溝槽裝有彈簧負荷的葉片, 當滾子沿著汽缸壁滾動時, 葉片在汽缸壁溝槽裡移進移出緊跟滾子吸排氣口位於汽缸壁上接近葉片槽之相反邊上, 滾子蓋住其中一閥口時, 蒸氣仍是連續通過吸排氣口整個汽缸組件被封在殼體內並泡在油中, 高壓蒸氣排到殼體中油面上之空間且通往排氣管 ; 出口裝有逆止閥或鰭片閥以防止排出蒸氣回流至汽缸並防止在壓縮機停機期間, 高壓蒸氣經壓縮機和吸氣管回到蒸發器

至 Cond 排氣口逆止閥彈簧葉片汽缸滾子軸吸氣口 Oil 固定葉片式迴轉式壓縮機

旋轉葉片式 : 採一連串裝在有溝槽轉輪周圍的葉片, 輪軸偏心裝在鋼圓柱上, 一側與汽缸壁接觸轉輪旋轉時, 葉片因產生離心力而緊靠著汽缸壁迅速在轉輪溝槽前後移動蒸氣經由位於汽缸壁內的吸氣口進入汽缸, 被局限於鄰近旋轉葉片之間, 葉片從轉輪最大轉到最小間隙處, 使體積縮小而被壓縮, 並在靠近最小轉輪間隙處從汽缸排出

至 Cond 排氣口彈簧閥片轉輪葉片轉子轉子槽汽缸吸氣口 Oil 旋轉葉片式迴轉式壓縮機

注意 : 1 排氣口安排在壓縮過程中所希望得到的狀態點處, 即是壓縮機的設計點壓縮比在大於或小於此設計點操作時, 將導致壓縮損失及功率需求增加目前實用的壓縮比最大限制 7:1 2 此型壓縮機屬於正排量, 但因迴轉動作順暢及吸排氣量固定, 較不會發生機械和排氣震動, 亦會因回漏和從壓縮元件旁通造成體積和壓縮損失但因間隙體積和蒸汽再膨脹率很小, 故其體積效率約 65~80 80% %

3 小型固定葉片式和旋轉葉片式迴轉式壓縮機採 R-12 114,, 用於家用冰箱和冷凍裝置 ; 大型旋轉葉片式迴轉式壓縮機採 R-12 22 或氨, 用於多段壓縮系統之低壓段, 其使用飽和吸氣溫度可低到 -125 (-87 )) 4 容量控制 : 把最低壓冷媒從葉片圍住的地方旁通至吸氣管線, 可使氣體僅有部分被壓縮

18-22 螺旋式壓縮機構造 : 屬正排量壓縮, 藉由設有吸排氣口的汽缸中, 兩個螺旋槽咬合達成公轉子 (4( 個沿著轉子方向的凸角 ) 是驅動轉子, 與母轉子 (6( 個沿著轉子方向的凹槽 ) 相咬合原理 : 轉子轉動時氣體經由吸氣口抽入充滿公凸角與母凹槽間的空間轉子持續轉動, 氣體被封在凸角與凸角間在軸向及徑向中被移轉, 且體積縮減而被壓縮亦即經凸角的咬合, 連續減少氣汽缸體空間, 其壓縮持續至凸角間的空間和排氣口相連, 並離開汽缸之排氣口母轉子公轉子非對稱齒形

容量控制 : 藉由位在轉子下方, 機殼內側的滑閥達成滑閥由壓縮機上的液壓汽缸活塞控制活塞由潤滑油作動且由油泵供給到活塞兩側, 用以移動滑閥並改變轉子開始壓縮的點, 如此允許內部氣體的再循環且提供順暢無段的控制, 即使低到設計容量的 10% % 時, 其功率需求亦成比例縮減 ; 部份負載時, 為避免壓縮不足和無效率的操作, 滑閥安置成減低排氣口大小並同時打開旁通口 ; 無載啟動時, 起始的選擇決定內體積的變化

潤滑系統 : 包含外部油泵油分離器集油器過濾器和安全裝置噴入油提供壓縮機內部冷卻並防止過熱, 也封住轉子間運轉間隙不管壓縮比如何, 油冷卻將排氣溫度維持在低於 100 用途 : 可搭配所有常見的冷媒, 不同範圍上的壓縮比都有高效率 ; 可用於容量範圍 50 噸 (37kW( 輸入 ) 或大於此噸數的工業冷凍或空調系統

d 注意 : 1 因吸氣口位置需設計成能容許在凹槽中有最大量的吸入蒸汽, 故壓縮機體積比已由吸氣口位置決定 2 固定體積比的壓縮機之內部壓力比等於系統壓力比時運作最有效率 3 排氣口處被壓縮蒸氣的壓力僅與壓縮機吸入壓力和體積比有關, 設為等熵壓縮, 則 k = Ps V i 其中,P, d = 排氣絕對壓 ; P s = 吸氣絕對壓 ;V; i = 壓縮機體積比 ( 壓縮過程開始時凹槽體積與開始打開到排氣口時體積的比率 );k= = 冷媒比熱的比值 (C p /C v ) 1 k 若系統壓力已定, 則壓縮機體比 V i = CP, 其中 CP 為系統壓縮比 P

4 因大量噴入壓縮機的油被排氣氣流從壓縮機帶出, 故油分離器是必要的從油分離器到集油器的油, 其溫度等於排氣溫度, 若要執行冷卻功能, 油在重新噴入汽缸前須加以冷卻油的冷卻可藉由水冷卻鹵水冷卻或冷媒冷卻的殼管式熱交換器, 或直接將液態冷媒噴入壓縮機排氣處達成冷卻

18-23 渦卷式壓縮機構造 : 由兩個連接平板的渦卷組成, 兩個渦卷中形成容納氣體的空間, 其中一個為固定渦卷維持不動 ; 另一個繞動渦卷則繞行固定渦卷作軌道運動原理 : 吸入氣體在渦卷周圍進入, 且從周圍處朝固定渦卷中心排氣口處移動時, 連續壓縮進漸小的空間而從排氣口將氣體排出因無吸排氣閥, 故壓縮期間內流經壓縮機的氣體是連續的, 且所有高壓氣體空間都充滿不同壓縮程度的氣體, 使固定渦卷氣體脈動和流動損失降至最低 ; 再加繞動上無閥門噪音及壓渦卷縮氣體所需之軌道運動有良好的平衡低壓性, 故低噪音及低氣體震動

優點 : 1 此型壓縮機屬體積比固定且只在系統壓力比和壓縮機內部壓力比相同時, 才能運作於最高效率壓縮機內部壓縮比依渦卷的圈數及排氣口位置而定 2 此型壓縮機的能源效率高於往復式約 10 ~15% % 除因經過壓縮機的氣體順暢且連續流動, 所產生的流動損失小外, 亦因無閥門而消除所有閥門損失 ; 吸排氣位置分開, 大量降低吸入與排出氣體間的熱傳, 又因壓縮時無再膨脹的體積, 故容積效率可大幅提升

3 洩漏可能在螺旋渦卷側面及渦卷尖端和反向底板間發生側面洩漏可使用精密加工的渦卷或連接機構將繞動渦卷依順的靠著固定渦卷控制 ; 尖端洩漏可經由在螺旋彈簧尖端的密封或藉使渦卷軸靠在一起的壓力平衡控制

18-24 離心式壓縮機構造 : 1 包含一系列封在鑄鐵外殼中並固定在鋼軸上的葉輪 ( 不鏽鋼或高碳鋼外鍍一層鉛 ), 葉輪數目主要由壓縮循環中壓縮機必須產生的熱動力頭決定, 通常採用 2 3 4 壓縮級數 2 為求最大效率, 殼體上速度壓力轉成靜壓必須是漸進緩和的, 且在總壓力落差上無可察覺的損失, 故殼內將蒸氣從上一個葉輪排氣口到下一個葉輪入口間的通道上, 設有連串的擴散葉片擴散葉片與蒸氣從葉輪排氣方向相反而彎曲, 且被設計成沿蒸氣流通方向的面積增加, 速度降低且靜壓增加, 漸進且平緩的使能量損失最小

若不採用上述方法, 亦可藉由將蒸氣直接排進渦卷或渦狀外型的通道而達成 3 使用迷宮式軸封可限制幾個葉輪或級之間的最小冷媒回漏量由一連串固定在轉輪上的薄鋼條與固定部分上的凸出及溝槽相配合此種形式軸封在冷媒氣體通過由軸封條和外殼形成的侷限空間時, 造成冷媒氣體壓力降低速度增加, 但進入下一個空間時, 蒸氣遇到大量靜止氣體, 經由迷宮式軸封的洩漏, 與軸封條和外殼間的空隙成比例

4 葉輪排氣蒸汽壓力大於轉輪吸氣端壓力, 使轉子組件產生朝壓縮機吸入口的推力, 為將其轉移, 常在多段葉輪排氣側轉輪軸上裝附有迷宮式軸封的平衡盤平衡盤經由一平衡管使外側壓力等於較低段葉輪吸入端壓力 ; 內側則受較高段葉輪的排氣壓力, 若平衡盤大小適當, 則因轉子轉動於平衡盤兩側形成的推力恰可達到平衡 5 三級壓縮機設計中, 若葉輪於軸上的位置經適當擺放, 則第三級葉輪形成的軸推力, 與第一二級葉輪形成的軸推力方向相反, 因第三級葉輪為最高壓力葉輪, 所造成的推力足與其他二級葉輪形成的推力相抗衡 6 殼體內轉軸由兩個主軸承支撐, 分別位於轉軸兩端壓縮機外殼與轉軸間有軸封, 防止轉軸伸出外殼發生向內或向外的洩漏

原理 : 低壓低速氣體被吸進沿著轉輪軸的葉輪吸氣室 ( 眼 ), 進入旋轉輪時, 蒸氣受轉輪旋轉產生的離心力作用, 在葉片間被徑向推擠向外, 並在高速增加溫度及壓力下被排至壓縮機殼體上, 並從輪軸周邊排出的高溫高壓氣體進入下一級壓縮葉輪或將其導至排氣室, 使冷媒蒸氣經排氣管到達冷凝器

特色 : 1 旋轉葉輪是此型壓縮機的主件, 亦是壓縮過程中給予蒸氣能量的來源葉輪的動作是由給予蒸氣能量而增加蒸氣靜壓頭與速度頭 ; 離心力作用於旋轉葉輪間並與葉片一起轉動, 造成氣體自我壓縮, 如同重力引起上層氣體擠壓下層氣體的方式, 故葉輪中由離心產生的靜壓頭與重力所產生的靜壓頭相等亦因蒸氣從眼處到轉輪緣造成的速度增加而產生速度頭 2 因質量流經葉輪並被轉動, 冷媒蒸氣獲得接近轉子速度的旋轉速度, 由於此速度頭大部分在殼體中被轉換成靜壓頭, 故單一轉輪造成的總壓增加等於蒸氣靜壓與速度壓總和

3 設在徑向葉片和小入口直徑下, 單一葉輪造成的總壓頭和轉輪緣速度成比例, 即 h=v 2 /g c,(h: : 總壓頭 ft, v: 轉輪緣速度 fps,g c : 重力常數 ),, 故每個轉輪產生的總壓力為 P=(h ρ ρ)/144= /144=(v 2 ρ)/ (144 g c ), (P:: 壓力 psi;ρ: : 蒸氣平均密度 lb/ft 3 ) 由上述可知, 對已知密度的冷媒而言, 單一轉輪產生的壓力增加僅與葉輪尖端速度有關, 而尖端速度又與轉子速度及葉輪直徑有關 4 由於壓力頭是以每磅流體能量表示, 故在壓縮過程中產生的壓力頭與蒸汽被壓縮所做的功應相等, 且壓縮機需產生壓力頭的量, 與所用的冷媒和飽和吸排氣溫度有關對任何既定的操作環境, 壓縮機需產生的壓力頭 ( 所需轉輪直徑速度數目 ) 不管小或大容量壓縮機都應相同, 故此型壓縮機不適於小容量小容量

5 常用的離心式壓縮機容量約 350~ 10000ton; ; 轉速約 3000~18000rpm 18000rpm; ; 使用 R- 11 12 113 115 和氨冷媒, 若使用 R-11 和 113 時, 適用於每噸排氣量低的高溫系統 ; 若所需冷凍容量大或蒸發器設計溫度低時, 則適用 R-12 500 和氨等每噸排氣量低的冷媒, 可使用較小的壓縮機產生相同的噸數 6 此型壓縮機效率相當高, 且有相當廣泛的操作範圍 ( 約 70~80 80%), 其效率損失主要是由紊流及流體磨擦所引起的不可逆改變所致

潤滑 : 1 此型壓縮機要求潤滑的有兩個主軸承止推軸承及軸封, 由轉軸直接帶動油泵或由馬達驅動的油泵完成加壓潤滑 2 在每個主軸承內側加裝迷宮式油封蓋, 可使油從主軸承沿著轉軸洩漏的冷媒量減至最少 3 油冷卻器用以保持正常運轉時所需之油溫 4 在油槽加裝油加熱器可防止關機期間油中的冷媒過於稀薄 5 油過濾器為所有離心式壓縮機標準配備, 當壓縮機使用軸驅動的油泵時, 需再搭配一個輔助油泵, 其在軸驅動的油泵無法提供適當潤滑時可提供足夠的油壓完成潤滑

性能 : 設計離心式壓縮機時, 除了能在寬廣的負載範圍內維持高效率高體積排量外, 最主要的是比正排量壓縮機有更平的壓力頭 - 容量特性曲線, 它對速度變化很敏感, 且大大簡化容量控制的問題, 又因大噸數的離心式壓縮機不管蒸發器負載為何, 其蒸發溫度皆保持固定, 亦使的離心式優於往復式離心式壓縮機的容量隨熱力頭的增加而減少, 反之若容量降低, 則所提供的壓力頭須增加, 因壓縮機所能提供的最大壓力頭受限於葉輪尖端速度, 故其傳送的最小容量被受限若蒸發器負載太小, 所需壓力頭可能超過固定轉速下壓縮機所能提供的最大壓力頭, 此點即為湧浪點湧浪點或泵壓極限, 此時壓縮機運轉不穩定, 開始發生湧浪或追逐, 經由適當的容量控制, 可於不超過泵壓限制下使壓縮機負載降至原設計值 10% %

容量控制 : 1 改變壓縮機轉速 : 因此型壓縮機對速度改變極為敏感, 可藉由變轉速達成目的 ; 若馬達轉速固定時, 可在馬達和齒輪間加裝流體或磁力離合器控制轉速 2 使用進氣導葉片 : 它裝於葉輪入口, 藉由改變冷媒蒸氣進入葉輪的方向使容量下降當冷媒蒸氣通過導葉片時, 有一旋轉作用附加其上, 當葉片幾乎全閉時, 此旋轉作用使容量下降更明顯此外, 若將壓縮機排出的熱氣再旁通, 主要是延伸最低負載的泵壓極限, 亦可作為其他容量控制的輔助方法

18-28 離心式冷凍機組高壓液態冷媒由冷凝器底部流至中間冷卻器的高壓室, 經高壓浮球閥至中間冷卻器的中間壓力段, 此過程中一部份液體閃化成氣體, 並將液體冷卻至中間壓力相對的飽和溫度液態冷媒在流經中間浮球閥到蒸發器, 藉由增加閃氣的生成將液態冷媒溫度降至蒸發溫度, 故中間冷卻器的功用是增加每磅冷媒的冷凍效果並降低蒸發器閃氣含量因中間冷卻器中的閃氣送至第二級葉輪, 此時閃氣壓力高於蒸發壓力冷卻水入冷凝器, 故閃氣加壓至冷凝冷卻水出壓力所需的動力較少離心式, 且自中間冷卻器較液態冷媒壓縮機馬達氣態冷媒冷的蒸氣可降低第一級葉輪的排氣溫度, 使系統容量和效率增加冰鹵水出冰鹵水入冷卻器中間冷卻器

第 19 章冷媒管路配件

19-1 管路材料 ( 一 ) 銅管 : 重量輕耐腐蝕易安裝, 可適用氨以外的冷媒, 只有 K 和 L 型銅管適於配管管外徑為 4 1/8in(100mm 100mm) ) 以下, 可使用銅或鋼, 實際上若超過 2in(50mm 50mm) ) 則多使用鋼管 1 硬管 : 為 20ft 直管外徑大於 7/8in(20mm 20mm) ) 時 2 軟管 : 為 25~50ft 50ft 盤管最大外徑 7/8in(20mm 20mm) ) 或管路有彎曲隱藏喇叭口連接時 ( 二 ) 鋼管 : 需為無縫或重疊焊接, 對接焊接的銅管允許最大尺寸 2in (50mm)) 所有 1in(25mm 25mm) ) 或更小的鋼管需為 Schedule-80 80( ( 超厚規格 ), 大於 1in 則需用 Schedule- 40( ( 標準重量 ), 但大於 1.5(40mm 40mm) ) 之液體管應為 Schedule-80

19-2 管路接頭 1 螺紋式 : 用於冷媒壓力 250psi(17bar 17bar) ) 以下 ; 管徑 3in (80mm)) 以下若使用較高壓力時, 螺紋接頭最大不得超過 1 1/4in(35mm 35mm) ) 2 法蘭式 : 用於各種在上述尺寸以上的管徑, 尺寸較大時常使用頸焊法蘭式 3 焊接式 : 管徑 2in(50mm 50mm) ) 或更大時, 常用平焊 ; 管徑 1 1/2in(40mm 40mm) ) 或更小時使用套孔焊, 分支管連接時另需加強 4 喇叭口式 : 用於管徑 3/4in(20mm 20mm) ) 以下之軟銅管連接喇叭口需是鍛黃銅 ; 配件需為鍛銅或鍛黃銅, 若配件用鑄造則不適用於冷媒管路上 5 銅焊式 : 大於此尺寸時可使用硬銅管, 接頭需緊密且用硬焊 ( 銅銀合金焊條, 焊接溫度超過 1000 (550 550 )) )),, 若管若徑 1/2in(15mm 15mm) ) 或更小之連接則使用軟焊 ( 錫 95% 銻 5% 焊條, 焊接溫度低於 500 (260 260 ))

19-3 管路位置 1 須擺在安全的地方, 不妨礙正常操作及設備維修, 也不限制管路附近空間的使用除非靠牆或天花板, 管路至少須在樓板上方 7 1/2ft(2.3m 2.3m) ) 處 2 管路安排須易於安裝檢修及維護, 所有管路需整齊配置, 除吸入管吐出管及液體管路需水平及向著流動方向外, 其他均應垂直且平行牆面 3 所有管路須由天花板吊架或牆壁托架支撐, 吊支架間距不超過 10ft(3m 3m); ; 距轉彎處不超過 2ft(0.6m 0.6m) ) 且支撐較長的一端 4 所有水平管上的閥需盡量安裝水平方向之閥柄, 且所有銅管處理閥件應獨立支撐於配管上, 昇位管亦須於樓板或天花板得到支撐 5 當管路需穿過樓地板牆壁或天花板時, 於開口處需放置鍍鋅鋼製套管, 套管需在開口兩端各延伸 1in (25mm), 並在套管周圍加填塞物

19-4 震動與噪音大多數的管路震動與噪音是因管路和往復式壓縮機相連處, 即往復式壓縮機閥門開啟或關閉時氣體脈動或管內冷媒高速流動引起的擾流 1 震動 : 在使用軟銅管的小系統中, 其彈性是因靠近壓縮機的吸入和吐出端的避震環獲得 ; 若使用硬銅管, 則可在吸入和吐出管裝防震軟管, 有效降低壓縮機之震動防震軟管需垂直放置才有好的效果 2 噪音 : 震動與噪音大多發生於壓縮機吐出端, 可藉由改變壓縮機速度裝吐出端消音器改變吐出管的管徑或長度而改善當震動與噪音是因管內冷媒高速氣體擾流引起時, 可藉由增加管路大小以減低氣體速度, 可裝一輔助管路達成

19-5 整體設計考量從各種冷凍應用所遇到的問題來看, 是因管路及配件設計和配置不當造成冷媒管路設計和配置是為達成 : 1 確保充分的冷媒能供應至每個蒸發器 2 確定冷凍油能連續回到曲柄軸箱確定冷凍油能連續回到曲柄軸箱 3 避免過度喪失冷媒壓力, 因這將降低系統能力及效率 4 避免壓縮機啟動期間讓冷媒進入壓縮機避免壓縮機啟動期間讓冷媒進入壓縮機 5 避免蒸發器或吸入管的油進入壓縮機, 導致液壓縮而損壞

19-6 吸氣管路的大小若吸氣管路過小, 造成冷媒過度壓降, 使系統能力和效率損失增加 ; 若吸氣管路過大, 造成冷媒速度過低, 使冷凍油無法蒸發器回至曲柄軸箱最佳吸氣管路大小是能提供最小壓降, 且能保持足夠的蒸氣速度以確保適量的回油

若蒸發器位於壓縮機上方, 設置吸氣管路時可不必裝昇位管或油陷, 油可靠重力回至曲柄軸箱此設計可依壓降選定管徑大小而不管蒸氣速度, 亦適用於不與油混合的冷媒及其他有特殊回油裝置的系統若蒸發器位於壓縮機下方, 則昇位管需在吸氣管上, 需夠大使在最小負荷時, 蒸氣速度夠大使油可回至壓縮機因油回流是靠氣體流動沿著管壁被往上拉, 故在管壁的蒸氣速度比整體平均速度重要上述關係又與蒸汽密度及管內徑有關, 蒸氣壓力及密度愈低, 管內徑愈大, 平均速度就愈大, 以產生需要的表面速度其他決定最小蒸氣速度的因素為油的黏度密度與冷媒稀釋的量, 油的黏度愈大, 表面速度就愈大才能將冷凍油拉起

在考慮系統的高效率時, 好的設計需選擇適當大小的吸氣管, 整體冷媒壓降才不致引起飽和吸氣溫度的下降 (R-12( 22 502 為 1 或 2,, 氨為 1 ) 因所有冷媒的壓力是隨溫度的高低而改變, 故允許最大管內壓降亦隨蒸發溫度降低而降低當吸氣管是基於飽和吸氣溫度降低 1 或 2 而選定大小時, 最後的蒸氣速度通常夠快以便在最小負荷時將油回流至吸入昇位管在新的壓縮機中, 經由自動容量控制, 單壓縮機可將最大設計容量卸載至 25%; 兩個或多個並聯可將最大設計容量卸載至 10% 當系統容量變化大到超過前述範圍時, 雖然任何在最小負載時吸氣管過小能確保大蒸氣速度以便回油, 但在最大負載時會產生高壓 ; 反之, 在最大負載時選擇大管徑使之有低壓降, 卻因昇位管內速度太低使油無法回流實際上, 當系統最小負載大於 25% 最大負載時, 問題只需藉由降低昇位管大小而解決, 並在低壓降的最大負載時和吸氣管的設計取得平衡

降低垂直昇位管管徑大小的方法 : 一偏心減徑接頭需裝於底部連接處, 且在進入彎管之前, 如此可預防形成低速氣體的區域堵住油的流動 ; 昇位管頂端, 管徑大小比彎頭大且佩上一標準減徑接頭, 如此任何油到此將不再回流至昇位管內至壓縮機 Pitch 依最小負荷選取之垂直昇位管偏心減徑自蒸發器

19-7 雙昇位管時機 : 當昇位管很長且系統最小 Comp 負荷小於 25% % 的減 45 減徑彎徑 90 設計負荷, 若將三頭三彎 Evap 通 X2 Evap 通頭昇位管變小以滿足最小負荷需求時, 會造成在最大負荷時於吸入管壓降過多, 特別是低溫時原理 : 小管徑的昇位管是根據最小負荷所選取, 而結合兩管的容量是配合最大負荷所設計最小負荷時, 油滯留於 U 型管底部堵住蒸氣流經大昇位管, 可增加小昇位管的流率及速度, 確保油能回流至壓縮機當系統負荷增加時, 小昇位管的速度增加, 直到於昇位管的壓降足夠清除 U 型管內的油, 使流體流過兩管 U 型管或 2 個彎頭 Comp

19-8 吸氣管目的 : 不論系統運轉停機或剛啟動時, 皆必須能消除冷媒液進入壓縮機的可能方法 : 1 在吸氣管上使用吸氣管熱交換器及乾膨式蒸發器因感溫式膨脹閥於停機時不能緊閉, 故冷媒液由液體管漏至蒸發器, 當壓縮機啟動時, 過剩的冷媒會流至吸氣管而進入壓縮機吸氣管熱交換器能集中冷媒液在進入壓縮機前將之蒸發, 亦可充當油陷, 蒸發任何進入吸氣管的液體 ( 因啟動時膨脹閥過量供給或蒸發器因負荷突然改變而發生 )

2 若當蒸發器在壓縮機上方, 且系統無進行泵集循環時, 吸氣管須能在膨脹閥感溫包處集中, 如此當停止循環時, 冷媒液不會藉由重力從蒸發器流至壓縮機 ; 若系統進行泵集循環時, 可忽略油陷, 管路無可自由配置, 因泵 Evap 所有液體在壓縮集機停機前就已從控蒸發器被泵出制泵集控制

3 當蒸發器位於壓縮機下方時, 則吸氣昇位管可裝於蒸發器附近, 防止液態冷媒在感溫包位置被堵住實際上, 可改用如虛線所示, 將感溫包位置移至垂直昇位管上約距水平 12~18in 18in 處最好亦可 Evap

4 當多個蒸發器相連共用一個吸氣主管時, 每個蒸發器需有個別的提升管, 因感溫式膨脹閥在蒸發器負荷下降至設計值 50% % 以下時即失效, 且流經每個昇位管的流率亦不應降至設計值 50% % 以下故每個蒸發器使用個別昇位管時, 可忽略最小負荷時的回油問題另外當無法連結個別昇位管時, 可將其連結至共同吸氣主管

5 壓縮機吸入管需裝於吸入口上方, 管路需設計成無連接至任何油陷, 且油將從吸氣管藉重力排至壓縮機當多台壓縮機連接至一共同吸入集流管頭時, 管路需設計成壓縮機回油量需相同, 且至每個壓縮機之管線應連接至集流頭

19-9 排氣管路目的 : 其大小的選定與吸氣管類似, 因在排氣管的冷媒壓降會增加壓縮機排氣壓力及降低系統容量與效率, 排氣管需以最小的冷媒壓降選取選用步驟與吸氣管相同方法 : 1 所有水平吸氣管與指向冷媒流向, 如此冷凍油將從壓縮機打至排氣管而流向冷凝器, 不再回流至壓縮機頭但要注意在排氣管上提昇管中蒸氣速度 2 排氣管上提昇管需設計成在最小負荷時提昇管之蒸氣速度夠高以使油上升至提昇管

3 當系統容量大範圍變化時, 就須雙提昇管當油分離器裝於排氣管上時, 提昇管須符合最小壓降選取, 因油在最小負荷時不進入提昇管, 而是回流至分離器內 4 當壓縮機停機時, 油在排氣提昇管內面, 藉重力流至提昇管底部, 故從壓縮機的排氣迴路需到地板, 如此油便不能從排氣管流至壓縮機, 因此油陷收集在壓縮機停機時於排氣提昇管冷凝的液體冷媒額外的油陷需裝於當垂直提昇管超過 25ft(7.5m 7.5m) 油陷水平寬度須足夠容下 2 個標準 90 彎頭, 深度約 18in (0.5m)

5 排氣閥可排除不凝結氣體, 需裝於排氣管或冷凝器最高點 6 當 2 個或多個壓縮機相連時, 應使油進入運轉中的壓縮機實務上可於接近樓板附近接一排氣主管以連接每台壓縮機, 如此可免去在提昇管上設計油陷, 因低且水平的集流頭可達此目的當集流頭需位於壓縮機上方時, 個別壓縮機排氣管需連至集流頭頂端, 如此油將不能從集流頭流入停機的壓縮機 7 為降低壓縮機排氣脈動所產生的噪音及震動, 需於單個或多個壓縮機系統上裝排氣消音器, 且需裝於能自然排放之水平或垂直管上, 不能裝在提昇管上

19-10 10 液體管功能 : 輸送過冷冷媒從儲液器到膨脹閥, 使膨脹閥有足夠的高壓及更有效率的運轉此時油進入液體管很容易被冷媒帶至蒸發器, 故此方面無回油問題主要問題 : 防止冷媒到達膨脹閥前就已閃化閃氣會降低冷媒控制的容量, 造成閥針及閥座腐蝕, 引起液體冷媒至蒸發器的不規則控制為避免此問題, 液管內壓力須保持在其液體溫度對應之飽和壓力以上方法 : 因液體離開冷凝器通常過冷 5~10,, 設整體壓降不超過 5~10psi,, 就不會發生閃化 ; 但壓力超過 10psi 時, 要預防閃化, 過冷是必須的可利用液體至吸氣管熱交換器水冷式過冷器或直膨式過冷器提供必要的過冷

19-11 11 冷凝器至儲液器之管路此管路須加以設計使在冷凝器的冷媒能自然排出若儲液器壓力比冷凝器高時, 冷媒蒸氣將堵住儲液器, 液體冷媒將不會從冷凝器自然排出當儲液器液體位置溫度比冷凝器高時或冬天及負荷降低時容易發生氣阻

入口均壓連結器出口均壓連結器出口均壓連結器入口入口出口頂部入口直通式儲液器底部入口直通式儲液器排放式儲液器儲液器分為直通式 ( 頂部入口底部入口 ) 與排放式直通式儲液器將冷凝器出來的所有液體在通過液體管前便流入儲液器內, 而排放式與直通式相異處為從冷凝器流出的只有部分液體進入儲液器, 此部份為蒸發器所不需要的

注意 : 1 若使用頂部入口直通式儲液器, 欲史儲液器壓力等於冷凝器壓力, 可直接使用冷凝器至儲液器的管路達成, 選擇管徑時冷媒速度不超過 100fpm(0.51m/s 0.51m/s), 且管子需很平滑 2 當管中有停止閥裝置時, 需在液體出口以下至少 8in 以上之位置, 且閥柄需裝在水平位置 3 若需加裝油陷, 則均壓管須裝於儲液器頂端至冷凝器處當裝上均壓管時, 冷凝器至儲液器管徑的選定可依據速度達 150fpm (0.76m/s)) 設計

19-12 12 油分離器安裝時機 : 須裝於系統機油回流困難循環冷凍油可能超量或因各種熱傳表面而過份損失者尤其是下列場所 : 1 系統使用與油不相容的冷媒 2 低溫系統 3 使用無回油裝置的蒸發器, 如滿液式蒸發器 4 容量控制或長吸氣或排氣提昇管造成嚴重的設計問題

種類 : 1 衝擊式 : 含有濾網或擋板當帶有油的冷媒通過時, 因分離器面積大於排氣管面積, 冷媒蒸氣速度大幅降低, 油粒子動量大於冷媒蒸氣, 由重力從擋板至分離器底部, 在經浮球閥至壓縮機曲柄軸箱或吸入口 2 冷卻式 : 又稱油冷卻器構造類似水冷式冷凝器水在管中循環 ; 排氣蒸汽通過殼側, 油與冷媒蒸氣經冷水管而分離, 再流入油箱, 油可從油箱以手動排出或經由浮球閥自動回流至壓縮機通入分離器的水流需小心控制, 確定冷媒蒸氣不能在冷凝溫度以下, 若液體冷媒在分離器冷凝, 亦可經浮球閥至壓縮機曲柄軸箱

注意 : 1 在低溫應用上, 直接膨脹之冷卻式分離器常裝於液體管上, 與直接膨脹液體過冷器之操作和安裝類似 2 使用排氣管油分離器之主要缺點為當壓縮機停機時, 仍有液體冷媒通過油分離器至壓縮機曲柄軸箱, 此液體冷媒可從排氣管進入分離器, 或在循環停止時在分離器冷凝 3 當壓縮機運轉時, 油分離器溫度很高, 故液體冷媒在油分離器冷凝之機會不大, 特別是油分離器與壓縮機很近時但當壓縮機停機時, 油分離器會降溫至冷凝溫度, 此時高壓冷媒蒸氣易在油分離器中冷凝, 使油分離器液面升高, 浮球閥打開讓液體冷媒和機油混合物通過而至曲柄軸箱

4 為消除上述可能, 分離器的油排放管需連接至壓縮機吸入口, 而不是曲軸箱, 管路需裝電磁閥視窗手動膨脹閥及手動停止閥因視窗輔助, 節流閥可調節分離器的液體 ( 冷凍油與冷媒 ) 慢慢進入壓縮機吸入口 ; 因電磁閥與壓縮機因馬達啟動器連鎖, 當壓縮機啟動時電磁閥才被打開此安排可預防分離器內冷媒和油在停機時進入壓縮機, 但允許壓縮機運轉時慢慢進入慢慢進入壓縮機吸入口 5 為降低停機時油分離器內冷媒蒸氣的冷凝, 油分離器需裝於離壓縮機愈近且溫度愈高的地方, 亦須保溫以阻止壓縮機停機後的熱損失

6 實務中, 從油分離器出來的油進入油接收器, 儲存以供壓縮機曲軸箱使用油接收器含一加熱裝置, 能使液體冷媒蒸發至吸入管中 ; 而油可經浮球閥進入曲軸箱 7 壓縮機有裝曲軸箱逆止閥時不能使用油接收器, 因油接收器壓力屬吸氣壓, 較高的曲軸箱壓力會把油推出至油接收器, 故使用油接收器時, 需移除油逆止閥且裝設曲軸箱加熱器

19-13 13 氨冷媒管路 1 因氨與冷媒不可混合, 故油分離器需裝於氨系統的排氣管路以降低流經系統的油量, 且將油回流至曲軸箱 2 因油比液態氨重, 兩者會分離且在不同的位置沉澱, 故在儲液器蒸發器積液器或其他含有液態氨容器的底部裝設油箱, 而油之供應補充應週期性排放 3 因潤滑油不經冷媒管路回流至壓縮機, 且其管徑是以較低壓力選取管徑, 故不用考慮最小蒸氣速度

19-14 14 無回油氟氯碳冷媒之蒸發器問題 : 冷媒速度不夠及蒸發器內紊流使油被帶入吸氣管所生方法 : 1 半滿液式蒸發器 : 回油是調整膨脹閥而完成, 調整稍低的過熱及稍過量供給蒸發器, 可使少量含油甚多的冷媒不斷被帶至吸入管, 使蒸發器的油濃度在合理範圍液體至吸氣管熱交換器裝於吸入管上, 使油及冷媒混合液進入壓縮機前就已蒸發液體冷媒 2 滿液式冰水機 : 有油流出管, 允許一定含油量之冷媒液排至吸氣管或油接收器在排出管內裝節流閥或電磁閥, 調整流經管子的量 ; 電磁閥在壓縮機運轉時打開, 可避免壓縮機停機時管中仍有液體流動

19-15 15 壓縮機並聯時曲軸箱之管路安排 1 當兩個或多個壓縮機並聯在一共同吸氣管上運轉時, 經由吸氣管的油回流可分佈至每個壓縮機上, 但回流量卻不易相同, 即使壓縮機容量相同故當壓縮機並聯運轉時, 須將每個壓縮機曲軸箱油面之上下方互相連結 2 因曲軸箱壓力有任何微小的不同時, 皆會引起曲軸箱油面的不同, 故壓縮機需放置在個別基礎 ( 所有壓縮機油槽平面等高 ) 上曲軸箱均壓管可裝於任一平面 ( 比壓縮機油面高或等高 ),, 但在曲軸箱油槽平面以下最好均壓管須提昇至油面上且不含有任何型式之油陷 3 油均壓管和曲軸箱均壓管須與曲軸箱收集器大小相等, 手動關斷閥需裝於兩種管路之各壓縮機間, 如此當修理或維護單一壓縮機時, 只需將閥關閉而不須關閉整個系統

19-16 16 液體指示器 ( 視窗 ) 位置 : 裝於液體管路上, 離儲液器愈近愈好, 但要遠離閥的下游, 否則視窗內會有擾動現象功用 : 判斷冷媒多寡狀態和顏色當系統冷媒過少, 可於視窗內看出蒸氣氣泡, 此情形表示液體因過度壓降而閃化, 可降低液體管壓降或將液體冷媒過冷而消除當液體管夠長時, 視窗常裝於膨脹閥前, 判斷液體是否到達膨脹閥

19-17 17 冷媒乾燥器是使用氟氯碳冷媒之必要裝置小系統時, 乾燥器直接裝於液體管上 ; 大系統時, 則側接於旁通管後者的好處是乾燥器可拆裝, 不影響系統之運轉 ; 此外若需要時亦能閒歇使用當不使用乾燥器時, 閥 A 和 B 打開, 閥 C 關閉 ; 當使用乾燥器時, 閥 B 和 C 打開, 閥 A 關閉 A B 手動閥乾燥器 C

19-18 18 過濾器需裝於冷媒管之所有自動閥之前當兩個或多個自動閥相連時, 可用單一過濾器在閥之上遊附近許多壓縮機於吸入口裝過濾器, 裝設冷媒管時, 壓縮機吸氣管須謹慎安排, 以維修過濾器 19-19 釋壓閥功用 : 於系統任何壓力高至危險程度時, 釋放系統壓力至外部的安全閥, 有時經由排放管至室外位置 : 至少一個裝於儲液器或水冷式冷凝器上, 其他的位置亦需要, 視系統型式及大小決定可熔塞亦可取代釋壓閥它是一個管塞, 內部塞入合金, 並在某一設定溫度時熔解熔解溫度依系統使用的冷媒壓力及溫度而定

19-20 儲液器閥通常為組裝式, 有一帽型封口且直接裝於儲液器上, 此時閥需有浸液管, 如此在儲液器底部的液體冷媒才會被抽到若有分支, 則可配合釋壓閥或可熔塞 19-21 壓縮機維修閥通常是直接鎖住壓縮機殼體, 有前位和後位前位控制冷媒管及壓縮機間的流動 ; 後位控制儀表口當閥柄為後位時, 儀表口關閉冷媒管及壓縮機打開 ; 前位時, 冷媒管關閉儀表口及壓縮機打開中位時, 冷媒管儀表口及壓縮機三者互通

19-22 手動閥閘閥 : 禁止使用於冷媒管路, 除大型裝置或運轉時操作人員在場時, 可用於水管或鹵水管線它壓降很小, 但不允許作流量調節, 只用於全流量或無流量的情形下球閥角閥 : 均可做流量調節, 實際上常用角閥, 因其於流動中阻力最小安裝式或非安裝式 : 皆可用於冷凍系統, 安裝式的閥需為後位式, 以確認在有壓力且全開狀態下, 減少洩漏可能

第 20 章除霜方法 - 低溫多重溫度及吸收式冷凍系統

20-1 除霜時間間隔蒸發器除霜間隔取決於蒸發器種類安裝特性和除霜方法大型裸管蒸發器, 如啤酒釀造廠和冷凍工廠, 一個月除霜 1~2 次 ; 鰭片式冷風盤管則一個小時 1~2 次, 某些低溫應用中, 是藉由不斷噴灑鹵水或防凍液達成除霜週期長短由霜積在蒸發器之程度和可供應融解霜的熱源速度決定

20-2 除霜方法一自然除霜 : 又稱停機或關機除霜, 利用冷藏空間空氣之熱融解蒸發器之霜此方法須系統或蒸發器長時間停機, 以允許蒸發器溫度升至霜溶化溫度以上, 所需溫升及蒸發器維持停機以完成除霜之時間需視設備不同而除霜頻率有所不同, 通常約 37~40 40 二手動除霜 : 以手動方式將系統停機, 直到蒸發器足夠溫暖到霜融解為止, 完成後再以手動方式將系統回復三自動除霜 : 用定時開關在規則的時間間隔內, 使系統停機固定時間自然對流蒸發器一天除霜一次, 自午夜開始至幾小時後 ; 冷風機組至少 3~6 小時需除霜一次大部分自然是關機除霜法, 它是以開或關來控制, 使蒸發器溫度在每個停機時段中升至 37~38 38 達成目的

四噴水除霜 : 蒸發器溫度約 -40-40 者, 可由灑水在蒸發器盤管表面除霜 ; 若低於 -40- 者, 則以鹵水或防凍液取代水當以鹵水或防凍液取代水時, 相異點為除霜溶液需回至儲槽中再循環, 因溶霜後的水將稀釋溶液, 故除霜系統裝有濃縮器, 以蒸發多出的水使溶液回至最初的濃度循環 : 1 將液體管的停止閥關閉且將冷媒從蒸發器中抽離, 隨後壓縮機和蒸發器風扇停止, 使水霧不吹入冷藏空間 2 水噴霧器開啟直到蒸發器除霜為止約 4~5 分鐘噴霧器關閉後, 蒸發器風扇啟動及系統恢復運轉前, 需將蒸發器盤管和排水盤的水排除

五加熱除霜 : 以其他熱源除霜 1 電熱除霜 : 鰭片式盤管常用電阻加熱器除霜, 一蒸發器裝有除霜加熱器, 排水盤和排水管均用電熱器, 防止這些管路融解的霜再凍結循環 : 由關閉液管電磁閥開始, 將蒸發器抽真空, 壓縮機循環在低壓控制下關閉, 同時蒸發器中的加熱元件動作, 蒸發器風扇停止使熱不致進入冷藏空間完成後, 加熱器斷電, 系統藉打開液管電磁閥和蒸發器風扇回復運轉

2 熱氣除霜 : 循環 : 裝有電磁閥的旁通管置於壓縮機出口和蒸發器之間, 當電磁閥打開, 壓縮機排出的熱氣不進入冷凝器, 而旁通至膨脹閥後進入蒸發器完成後, 熱氣停止進入蒸發器, 熱氣在蒸發器中放熱並冷凝成液態, 當剩餘的冷媒回到壓縮機時, 冷媒在壓縮機中藉熱蒸發再循環至蒸發器缺點 : a 除霜過程中蒸發器無液體蒸發, 從壓縮機來的熱氣量將被限制除霜過程中, 大部分液體流至蒸發器, 少有冷媒回至壓縮機再循環, 故系統易在蒸發器完全除霜前便已將熱耗盡 b 大量液態冷媒回至壓縮機, 造成壓縮機的損壞, 常發生於除霜開始或剛結束時此兩項缺點可藉再蒸發蒸發器中冷凝的液體克服

20-6 再蒸發盤管正常運轉過程中, 吸入管線上的電磁閥打開後, 自蒸發器的吸入蒸汽將旁通再蒸發盤管以避免吸入管線壓降過大在固定時間內 (3~6hr( 6hr) ) 藉由打開熱氣管線的電磁閥及關閉吸入旁通管線電磁閥, 即可啟動除霜定時開關同時蒸發器風扇停止及再蒸發器風扇打開, 冷凝在蒸發器的液體在再蒸發盤管內再次蒸發, 並以蒸氣型式回至壓縮機除霜過程將由除霜定時開關或蒸發器溫控器來結束, 兩種情減形皆藉由關閉熱壓 Evap 閥氣電磁閥及打開再蒸發器吸吸氣電磁閥, 停入熱電氣止再蒸發器風扇磁電閥磁及打開蒸發器風閥儲扇使系統恢復運 Comp Cond 液器轉感溫式膨脹閥液體電磁閥

六逆循環除霜藉使用逆循環 ( 熱泵 ) 原理, 冷凝器可當再蒸發盤管, 用以再蒸發在除霜過程間在蒸發氣冷凝的冷媒 EV Evap Cond Comp 正常循環除霜循環

七熱儲存庫除霜目的 : 用一水槽儲存蒸發器冷卻時在冷凝器要放出的熱除霜期間, 存於水槽中的熱用來再蒸發除霜蒸發器冷凝的冷媒正常循環 : 壓縮機排出的氣先經過水槽中的加熱盤管, 後到冷凝器, 將要放出的熱存於水槽中需注意吸入蒸汽在冷卻過程中旁通吸氣壓力調整閥和儲槽, 以避免不必要的吸氣管路壓力損失和由儲槽的水吸入蒸汽之過熱

除霜循環 : 由一定時開關動作並打開熱氣電磁閥, 同時關閉進氣電磁閥和蒸發器風扇, 故熱氣被排入蒸發器中並隨即冷凝, 而盤管則進行除霜冷凝的冷媒流至逆止閥, 逆止閥當作定壓膨脹閥且供給液體至浸在槽水中的再蒸發盤管此過程中槽水凝結於再蒸發盤管外部, 而存於槽中的熱移至再蒸發盤管內完全蒸發的冷媒, 故顯潛熱自槽水中移出並獲得大量熱量來快速除霜, 而冷媒則回至壓縮機吸入口完全蒸發

八 Vapot 除霜實際上是一特殊的吸入管線積液器, 捕捉冷凝在蒸發器的液體冷媒, 以特殊設計的放流管持續供應適當的液體與吸入蒸汽一起回到壓縮機回到壓縮機的少量液體被壓縮熱蒸發並回到蒸發器, 故 Vapot 提供一持續的潛熱來源使蒸發器除霜, 同時減少液體回到壓縮機的可能性自盤管的進氣至壓縮機進氣端與液體管線連接熱交換器測量管

20-7 多蒸發器系統之除霜當連接二或多個蒸發器到一共同冷凝機組時, 蒸發器可個別除霜, 運轉的蒸發器對於冷凝在除霜蒸發器的冷媒而言, 可當作再蒸發器 1 4 Evap X 2 3 Evap Y 正常開 :B-2-3-6-7 關 ;A-1-4-5-8 除霜 "X" 開 :A-1-3-5-7 關 :B-2-4-6-8 除霜 "Y" 開 :A-2-4-6-8 關 :B-1-3-5-7 5 6 Comp A B 7 8 Cond 儲液器

20-11 多段壓縮前言 : 當吸氣及冷凝溫差因蒸發器溫度降低而增加時, 系統容量和效率皆降低, 其損失部分是因吸入蒸汽變少和壓縮比增加, 使排氣溫度升高傳統單段壓縮於蒸發溫度可低至 -40 ; 若低於 -40,, 設有適當低的冷凝溫度, 為避免過高排氣溫度及維持合理運轉效率, 需使用某些型式的多段壓縮在大設備中, 此系統常用於蒸發溫度低於 0 的情形

方法 : 直接多段 : 使用二或多個壓縮機串聯, 連續數段中壓縮單一冷媒, 冷媒蒸氣壓力從蒸發壓力提高至冷凝壓力, 且從較低段壓縮機之排氣引入下個高段壓縮機入口 Evap EV Cond 儲液器低壓段中壓段高壓段

層疊多段 : 使用二或多個不同的冷媒迴路, 使用較低沸點的冷媒從較低段來的壓縮冷媒蒸氣在熱交換器中被冷凝, 稱為層疊式冷凝器 ( 二元冷凝器 ), 而層疊式冷凝器亦是較高段循環的蒸發器 Evap Cond 低壓段冷凝器 ( 高壓段蒸發器 ) 低壓段高壓段

注意 : 1 直接多段須使用低沸點冷媒以提供蒸發器所需之低溫, 同時亦須能以空氣或水在正常溫度及壓力下凝結此要求會限制可由直接多段所得的低溫 2 實際上低溫限制對 R-12 或 R-502 約 -25 ; 對氨約 -90,, 若需低於此溫度, 則需使用層疊多段達成, 其使用高壓低沸點冷媒 ( 甲烷乙烷乙烯 R-13 R-13 B1 R-503) ) 於低壓段因正常冷凝溫度時的極高壓力和相當低的臨界溫度, 使高壓冷媒需於相當低的溫度冷凝, 故用 R-12 R-22 R-502 或丙烷來層疊

3 為避免當停機時低溫段冷媒升至外氣溫度所相對之壓力過高現象, 當壓力昇至最大壓力預設飽和壓力時, 釋壓閥將釋放冷媒到膨脹槽 4 膨脹槽之設計需包括膨脹槽和全部系統冷媒體積, 需足夠容納全部冷媒以蒸氣狀態充填時其最大飽和溫度所對應之體積容量因所有冷媒皆於蒸氣狀態, 任何系統壓力隨溫度增加而變大與查理定律相符膨脹槽大小由下列公式決定 : ( V m v ) V f = 膨脹槽體積 (ft( 3 ) V = s s 2 V s = 系統體積 (ft( 3 f ) ( v v ) 1 2 1 m s = 系統充填的質量 (lb( lb) v 1 = 冷媒在運轉壓力時的比容 (ft( 3 /lb ) v 2 = 冷媒在最大停機壓力時的比容 (ft( 3 /lb )

5 層疊系統之缺點為冷媒溫度在層疊冷凝器的重疊, 易降低系統熱效率, 略低於直接多段系統 6 層疊系統於低壓段可用高密度和高壓冷媒, 雖會使低壓段壓縮機所需排氣量大量減少 ; 使用高壓冷媒可簡化低壓段蒸發器設計, 其在低壓段蒸發器中允許較高的冷媒壓力損失, 而不使系統能力和效率損失過大 7 冷媒在數段壓縮中不混合且每段皆是獨立系統, 且回油問題比直接多段簡單

回油 : 1 因層疊多段系統屬分離且獨立系統, 各段回油處理與單段相同但不適於直接多段系統 2 當二或多個壓縮機不論並或串聯, 不能保證回至壓縮機之油量相等, 故須提供確定油能平均回至各段壓縮機之方法 3 當壓縮機並聯時, 可藉連接曲柄軸箱維持所有壓縮機油面等高, 但須維持曲柄軸箱壓力相同 4 當壓縮機串聯時, 油分離器裝於高壓段壓縮機出口端, 以分離排氣的油且回至壓縮機進氣口高壓側浮球閥維持高壓段壓縮機之油面, 藉油均壓管持續排除返回壓縮機過多的油到下一個較低壓段壓縮機

20-12 中間冷卻器原理 : 1 從冷凝器來的液體膨脹進入中冷器, 液體於內部降低溫度, 藉由閃化蒸發至對應於中間冷卻壓力之飽和溫度, 再從中冷器抽出氣體帶至高壓壓縮機, 而液體離開中冷器至低溫蒸發器的溫度為對應於中段壓力之飽和溫度 2 因冷卻液體到中間溫度在高壓段進氣比低壓段進氣更經濟, 故在中冷器的液體冷卻不但有減少每噸馬力之效果, 且可降低壓壓縮機所需排氣量 3 從低壓壓縮機之排氣可藉由引入中冷器的液體去除過熱, 之後排氣與從中冷器閃化蒸發之氣體一起至高壓壓縮機

種類 : 1 閃氣式 ( 開放式 ):) 優點 : 構造簡單成本低, 且液態冷媒溫度可降低至對應於中間壓力之飽和溫度缺點 : 液體流至蒸發器之壓降低至中冷器之中間壓力, 將減少膨脹閥可利用之壓降並使閥設計較大, 易造成液壓縮, 且離開中冷器之液體為低溫低壓飽和, 液體有在中冷器和蒸發器間之液體管路有閃化蒸發之虞, 故液體管路應是最小可能壓降之設計

2 殼管式 ( 密閉式 ):) 只有部分液體從冷凝器膨脹進入中冷器, 其餘則流經浸在中冷器液體中的盤管至蒸發器若使用此型中冷器, 液體壓力不會減至中間壓力, 亦即液體冷卻發生於過冷時而不是飽和溫度優點 : 膨脹閥可利用之壓降較大且可減少液體管路之閃化氣體, 且適當設計中冷器, 液體可冷卻至對應中間壓力 10~20 20 之飽和溫度註 : 兩種滿液式中冷器之蒸汽流速應限制最大 200fpm,, 且容許於中冷器液面上有足夠的分隔空間, 防止液體進入高段壓縮機

3 乾直膨式 : 此型不適於氨系統, 但廣用於 R-12 和 22 從冷凝器來的液體被過冷卻, 當經過中冷器盤管時, 藉由中冷器之過量供給達成降溫, 使少量液體被帶至去除過熱地區, 再由低壓壓縮機排出之氣體蒸發, 此氣體是由液體蒸發及與從中冷器來之蒸汽混合得到冷卻效果

註 : 1 某些氨系統中, 排出氣體在水冷式中冷器冷卻, 其設計類似殼管 ( 圈 ) 水冷式中冷器, 其效率取決於水溫, 隨水溫降低而增加 2 水冷式中冷器沒有足夠的氣體冷卻來降低電力需求, 但可提供足夠的冷卻能力維持排氣溫度在容許範圍內, 預防高壓壓縮機過熱 3 多段壓縮系統的中間壓力需使各段壓縮比均相等, 除須維持一定之中間溫度外, 中間壓力常由溫度需求來決定 P i = 中間壓力 P e = 絕對蒸發壓力 P c = 絕對冷凝壓力 P = P i e P c

20-15 拉下負載及能力控制壓縮機馬達設計為設計動力需求之 150 %, 且壓縮機進氣壓力須由曲柄軸箱壓力調整器或壓力限制膨脹閥限制, 以便壓縮機之動力需求在拉下期間不超過此限制在低壓段壓縮機周圍使用旁通, 於開始低段壓縮前, 允許使用高段壓縮機降低蒸發溫度 ( 負荷 ) 至中間壓力多段系統能力控制方法與單段系統相同

20-16 多重溫度系統定義 : 一個有二或多個蒸發器運轉於不同溫度且位於不同空間或設備, 但卻連接同一壓縮機或冷凝機組優點 : 節省空間減少設備初設成本, 但較高的運轉成本通常會超過初設成本, 故此系統只用於小容量及運轉成本小的地方缺點 : 壓縮機故障時所有由其供應的空間將無冷媒, 可能導致物品損壞 Evap 0 F 逆止閥 Evap 35 F 蒸發壓力調節器 Evap 45 F Comp Cond

說明 : 1 蒸發壓力調節閥裝於每個較高溫蒸發器出口端以維持壓力, 且冷媒之飽和溫度可維持所需程度 2 逆止閥裝於最低溫蒸發器之出口端, 防止冷媒從較高溫蒸發器的較高壓力逆流至較冷蒸發器內 3 只要吸氣主管的壓力高於低溫蒸發器, 逆止閥將維持關閉, 故低溫蒸發器會收到少量冷媒, 直至高溫蒸發器的冷凍需求滿足為止

注意 : 1 若系統運轉結果不錯, 最低溫蒸發器之負荷至少須負責整個系統負荷的 60% % 或以上 2 若高溫蒸發器設置超過全負荷的 40%, 則其冷凍需求會導致壓縮機運轉在入口壓力過高的情形下, 以允許低溫蒸發器有足夠的冷凍, 會使其溫度控制將不確定 3 蒸發壓力調節閥裝於較高溫蒸發器之出口端, 可能為節流式或開關式, 後者用於高溫蒸發器之關閉循環除霜時 4 此系統之低壓開關常用於使壓縮機開或關 ; 控制之切入和切出壓力應調整, 以配合低溫蒸發器所需之條件

5 當壓縮機運轉時, 其吸氣壓力將由全部蒸發器所生之蒸汽決定, 若幾個蒸發器的總負載高, 則吸氣壓力亦高 6 當高溫蒸發器之ㄧ的冷凍能力滿足時, 蒸發壓力調節器將關閉 ( 節流 ),), 沒有 ( 很少 ) 蒸汽進入吸氣管線, 故使吸氣壓力降低但低溫蒸發器在任一高溫蒸發器的冷凍需求滿足時向壓縮機調節閥關閉, 且當低溫蒸發器亦滿足冷凍需求時, 吸氣壓力將下降至低於低壓開關之切出設定, 使壓縮機停機 7 當壓縮機停機時, 任一蒸發器皆可使壓縮機再啟動對低溫蒸發器而言, 無論高溫蒸發器是否需要冷凍能力, 其壓力逐漸上升至低壓開關之切入設定將啟動壓縮機

8 因高溫蒸發器壓力常保持於低壓開關之切入設定之上, 即使在較低的壓力極限時, 若任一蒸發壓力調節器打開任一高溫蒸發器至吸氣主管時, 吸氣壓力將馬上升至低壓開關之切入設定之上, 使壓縮機開始運轉 9 若使用節流型蒸發壓力調節器, 在高溫蒸發器會有問題, 因蒸發壓力高於調節器之設定壓力時是打開的, 若不需使用時亦使壓縮機運轉運轉後, 蒸發壓力立即降至低於調節器設定, 使調節器關閉, 導致壓縮機在低溫控制時又停機

10 為防止上述問題, 常在較高溫蒸發器之吸氣管上裝電磁止閥, 由空間或蒸發器溫度控制其動作使壓縮機停機時關閉蒸發器可藉由電磁嚮導式蒸發壓力調整閥達成 11 小系統中, 湧浪桶裝於吸氣主管上, 可防止壓縮機短循環其尺寸決定於高溫負荷對低溫負荷比值及溫差, 數字愈大就愈大顯然防止短循環最好的方法是應用高溫負荷只佔全負荷中的少量, 或高低溫蒸發器間之溫差很小的系統

20-17 電磁控制之多重溫度系統溫度控制電磁停止閥常裝於液體管線或高溫蒸發氣入口端上, 此型系統操作類似在吸氣端使用調節器的系統 ( 除蒸發氣壓力和溫度沒有控制之外 ) 原理 : 1 空間溫度由溫度開關控制電磁閥, 當空間溫度上升時, 溫度開關接點閉合, 電磁線圈激磁打開液體管路至蒸發器 ; 當液體進入蒸發器時其壓力上升, 使低壓開關啟動壓縮機開始循環若壓縮機已運轉, 液體進入蒸發器將使運轉的吸氣壓力上升

2 當空間溫度降至既設溫度時, 溫度開關接點開路, 電磁線圈不激磁關閉液體管路, 蒸發器泵集至操作的吸氣壓力或切出壓力因所有蒸發器泵集而停機時, 系統之儲液桶需大至容納整個系統冷媒之儲存注意 : 1 當電磁閥用於多重溫度時, 並無蒸發壓力及溫度的直接控制方法, 因蒸發器壓力於任一時間中將決定於蒸發器開向壓縮機的個數, 明顯的此操作方式很難維持空間和蒸發溫度兩者間之平衡關係, 故冷凍空間之濕度控制很不確定若濕度控制很重要時, 需裝一節流型蒸發壓力調節器於高溫蒸發器之吸氣管線上, 以維持蒸發器溫度和壓力於必要的最高限制

2 蒸發壓力調節器只用於吸氣管線電磁閥, 若與液體管路電磁閥相連, 會使壓縮機短循環 3 當較高溫蒸發器開向吸氣管線時, 逆止閥應裝於低溫蒸發器之吸氣管線上, 避免過高的壓力和溫度 20-18 多段系統之多重溫度操作高溫蒸發器亦作為低段的氣體或液體冷卻, 高壓段壓縮機需用來處理高溫負荷及由低壓段壓縮機傳來的負荷

20-19 吸收式冷凍循環原理 : 1 吸收式系統由蒸發器吸收器 ( 系統低壓側 ) 發生器冷凝器 ( 系統高壓側 ) 四個基本元件組成使用兩種工作流體 ( 冷媒和吸收劑 ), 冷媒的循環 : 冷凝器蒸發器吸收器發生器冷凝器, 而吸收劑的循環剛好相反 2 高壓液態冷媒從冷凝器經膨脹閥或節流閥使冷媒壓力下降至蒸發器的低壓而流至蒸發器, 液態冷媒在蒸發器中藉吸收被冷卻物的潛熱而汽化, 汽化的低壓蒸氣從蒸發器流經一通道至吸收器, 在吸收器中被吸收劑吸收而流進溶液中

3 因吸收器在系統低壓側, 發生器在系統高壓側, 濃的溶液須從吸收器泵至發生器, 且稀的溶液由膨脹閥或節流閥回至吸收器但當溶液從吸收器泵至發生器時, 吸收劑溶液的壓力從低壓側到高壓側是增加的, 此過程無發生冷媒壓縮, 因冷媒壓縮已在吸收器完成, 故溶液泵所需的動力是很小的 4 在發生器中, 藉加熱溶液使冷媒蒸發並把冷媒從吸收劑中分離出來, 所產生的高壓冷媒蒸氣流至冷凝器, 在冷凝器中藉釋放潛熱至冷卻媒介而冷凝, 之後再準備循環至蒸發器為求最大系統效率, 系統高低壓側間的壓差需盡量減小, 亦即保持低壓側盡量高與冷凍需求一致 ; 高壓側盡量低與可用的冷凝媒介一致

基本吸收式冷凍循環冷凝器冷卻水冷凝熱排出膨脹閥或節流器冷凝器液態冷媒至蒸發器高壓冷媒蒸氣至冷凝器蒸氣或熱水低壓冷媒蒸氣至吸收器減壓閥發生器傳入發生稀吸器的收劑熱溶液至吸收器濃稀收劑溶液至發生器蒸發器吸收器蒸發吸熱吸收器冷卻水吸收熱排出溶液泵

20-20 冷媒與吸收劑之組合條件 : 1 吸收劑需與冷媒有很強的親和力 2 兩者在一般運轉條件的範圍內需互溶 3 兩溶液不論個別或組合都須安全穩定及非腐蝕性 4 吸收劑應有低揮發性, 使離開發生器的冷媒蒸氣不含任何吸收劑 5 工作壓力應適當的低 ( 最好接近大氣壓力 ), 使設備重量和系統洩漏量減少, 而冷媒應有相當高的潛熱值使所需冷媒流量不會過大以下舉兩種新組合的吸收式冷凍系統

氨 - 水系統 : 缺點 : 1 需注意銅及其合金比例 2 氨冷媒潛熱值大, 但稍有毒性, 且操作壓力較高 3 吸收劑 ( 水 ) 會蒸發, 使離開發生器的冷媒 ( 氨 ) 蒸氣含有少量水蒸氣, 若流至蒸發器, 會使蒸發器溫度升高, 帶走未蒸發冷媒離開蒸發器而降低冷凍效果改善方法 : 將分解器或精餾器裝於發生器出口, 將水蒸氣從離開蒸發器的混合物在到達冷凝器前除去用途 : 家庭冷凍裝置蒸發器溫度近或低於 32 之商業和工業系統中

水 - 溴化鋰系統優點 : 1 吸收劑 ( 溴化鋰 ) 屬非揮發性, 不會與離開發生器的冷媒 ( 水 ) 蒸氣混合, 故此系統不須分解器或精餾器 2 因水為冷媒, 其操作壓力相當低 ( 低於大氣壓力 ) 因高低壓側間的壓差小, 故不須裝設高低壓間的減壓閥, 因流經管路及噴嘴的壓損已夠提供必需的壓差了注意 : 吸收劑吸收冷媒的能力決定於吸收劑的濃度, 故控制吸收劑溶液的濃度是改變系統能力以匹配冷凍負荷的方法其方法為控制供應至發生器的蒸氣或熱水控制冷凝水流量直接控制發生器之再生溶液用途 : 空調或高溫應用上, 但不適於蒸發溫度低於 32 之應用

20-23 23 家用吸收式系統藉由加入第三種流體 ( 不起化學作用的氣體, 氫 ) 至吸收式系統以平衡高低壓側壓力, 使系統不需任何泵送元件即可運作原理 : 應用道耳吞定理 ( 任何氣體及蒸汽混合物之總壓等於混合物中每種氣體所加的壓力 ) 但氫的存在及其在系統低壓側 ( 蒸發器及吸收器 ) 的分壓, 使氨蒸氣所加的分壓將低於加於發生器及冷凝器的氨蒸氣壓, 因在發生器及冷凝器無氫存在, 故氨在蒸發器之低溫低壓下蒸發, 同時在冷凝器之高溫高壓下凝結用途 : 家用冷凍裝置, 特別是移動住家或休旅車, 這些應用中, 供應至發生器的熱由丙烷直接燃燒或電熱加熱即可

20-24 24 吸收式系統與蒸汽壓縮系統比較 1 同樣冷凍噸數下, 吸收式設備較蒸汽壓縮簡單且製造上較便宜 2 吸收式動件較少, 故運轉較無噪音, 比蒸汽壓縮的維修少 3 吸收式性能係數 (COP( COP) ) 非常低於同樣狀態下運轉, 吸收式性能係數小於 1,, 但蒸汽壓縮性能係數為 4 或更大但能源是直接以熱形式供應較便宜, 且熱不需經過轉換, 故前述的效率不能直接用來做最初能源成本比較之基準

第 21 章電動馬達與控制迴路

21-1 電動馬達規格 : 單相馬達約從 1/20HP~10HP 10HP,, 在規格 1HP 以下, 三相馬達雖較少, 但只要從 1/3HP 開始, 若有供應三相電源時, 較常使用三相馬達, 因三相馬達較簡單且成本較低電壓 : 視變壓器連接型式而定單相低壓電源 : 變壓器以 Y 型連接, 如此低電壓負載能在三種變壓器間均分 Y 型連接之變壓器組合能供應之電壓有 120V 中性線單相 208V 及三相 208V 120V 120V 120V 208V 208V 208V

當功率負載屬三相時, 其變壓器屬 Δ 接, 所供應之電壓有 115V 單相 230V 及三相 230V 230V 115V 115V 230V 190V 中性線 230V 開三角連接時, 對獨立之使用者, 只能用兩個變壓器供應三相電源 230V 115V 115V 230V 190V 中性線 230V

馬達型式 : 除電源外, 在選擇馬達時需考慮的一些因素 : 1 安裝環境, 如溫度灰塵濕度及易爆材料 2 啟動轉矩要求 ( 負載或無載啟動 ) 3 啟動電流限制 4 單速或變速要求 5 連續或間接運作 6 效率及功率因素

封包形式 : 開放型 : 空氣能直接與繞組接觸帶走馬達所生之熱, 用於無灰塵溼氣不受潮火災或無爆炸的地方密閉型 ; 用於灰塵和溼氣很重的地方, 此型馬達須經由本身架構散熱防濕型 : 用於室外或易受潮的地方防爆型 : 用於空氣中含有易爆灰塵及瓦斯之場所

注意 : 1 馬達會因線圈功率消耗而產生一定量的熱, 若無法散熱, 馬達溫度將過高導致線圈絕緣層損壞開放式馬達能在滿載時運轉在高於環境溫度 40 (72 72 ), 密閉式馬達能在滿載時運轉於 55 2 馬達啟動轉矩要求視所要驅動機器負載特性而定低啟動轉矩馬達用於啟動時無負載之機器, 高啟動轉矩馬達用於啟動時有負載之機器 3 使用大型馬達時, 啟動電流常是運轉電流的 5 ~6 倍, 為降低配線變壓器及發電設備之啟動負荷, 常希望使用低啟動電流特性之馬達

21-2 三相馬達種類 ( 一 ) 三相感應馬達相似處 : 皆有三個分離的靜子繞組, 每個相位有一個繞組, 三組接平均交替繞於靜子中心以建立所需極數, 亦即 4 極三相馬達有 12 個極, 每一相位有 4 極原理 : 當靜子被驅動時,3, 個個別電流 ( 相差 120 ) ) 流過靜子, 且於內部產生旋轉磁場, 同時轉子繞組內所感應之電流於轉子內建立一磁場, 轉子磁場之磁極被旋轉靜子磁場之磁極所吸引 ( 跟隨 ) 使轉子旋轉

注意 : 1 若轉子轉速與靜子磁場轉速相同, 轉子之導線將與旋轉之靜子磁場呈相對靜止狀態而無磁場切割, 使轉子無感應電壓和磁極, 故轉子轉速需略低於靜子磁場轉速 2 轉子與靜子磁場之轉速差稱為磁場 ( 轉子 ) 轉差速率當負荷增加或降低, 轉差速率之改變量很小, 即使於滿載時亦很小, 故三相感應馬達被視為定轉速馬達 3 轉子轉差率亦是馬達功率損失之量測指標, 即轉差率愈高, 馬達效率愈低 4 啟動轉矩為當馬達電極滿電壓時, 於啟動瞬間使馬達逐漸旋轉之有效力矩增加轉子電阻會提高啟動轉矩, 但會加大轉子轉差率和降低馬達效率

( 二 ) 三相鼠籠馬達結構 : 轉子繞組由條形銅線組成, 埋於薄鐵片組成之核心, 末端連接 ( 短路 ) 於大末端環上, 使繞組像鼠籠用途 : 冷凍設備常用 B C 型 B 型以低電流產生 125~275 275% % 滿載啟動轉矩, 常用於驅動鼓風機風扇泵及無啟風扇泵及無啟動轉矩之壓縮機 C 型以低啟動電流產生 225~ 275% % 滿載啟動轉矩, 但效率比 B 型低, 常用於有啟動轉矩之壓縮機鼠籠式轉子

注意 : 1 適當設計之靜子繞組可產生多重轉速運作 ( 極數增加使馬達轉速降低 ), 故使靜子極數增加 1 倍, 可使轉速降低 1/2 2 對單繞組馬達而言, 可藉由馬達外部之額外導線使極數做 2:1 之改變, 當須兩種以上之轉速時, 對每個相位會有兩組或更多之個別繞組, 每一繞組可得兩種轉速

( 三 ) 繞線式轉子 ( 滑圈 ) 馬達時機 : 若不需過多之啟動電流, 或需轉速能於 1/2 或最大轉速間變動時, 通常使用此型馬達構造 : 轉子繞組由絕緣線圈組成, 此線圈形成明顯的極區, 使轉子和靜子有相同的極數轉子繞組末端接點與滑圈連接, 滑開關臂圈上的電刷繞線式轉子接至外部電電阻阻

原理 : 除了啟動時經轉子電路插入外部電阻, 可用低啟動電流產生高啟動轉矩外, 其他與鼠籠式相同當馬達加速時, 轉子電路之電阻漸切出, 直至滿轉速時轉子繞組短路 ; 當轉子繞組短路時, 馬達以低轉差高效率運作注意 : 若馬達設計成可容納大電流以防止持續操作時產生過熱, 藉在轉子電路插入電阻, 轉子轉速可從最大轉速到最大轉速之 1/2,, 故使用啟動電阻器

( 四 ) 同步馬達原理 : 1 其電樞繞組與前述馬達類似, 磁場繞組由產生磁極的系列線圈組成, 磁場線圈從滑圈連至直流電, 如此當磁場繞組以直流電驅動時, 可產生交變之南北磁極 2 若多相電源用於電樞繞組時, 旋轉磁場作用於鼠籠阻尼器繞組使轉子旋轉, 其轉速略低於同步轉速 3 達到定轉速後, 直流電作用於磁場繞組上, 在轉子上產生交變之南北磁極使轉子與旋轉之電樞磁場同步

注意 : 1 藉調整磁場線圈之直流電, 同步馬達可於一定功率下運作, 故此型馬達用於需要定轉速及高效率之大型設備 2 此型馬達可用來修正因重感應負荷引起之低功率因數, 藉增加流過磁場繞組之電流 ( 過激磁場 ), 調整操作時之前導功率因子, 正確的抵消由感應負荷所生之落後功率因子

21-6 單相馬達 ( 一 ) 分相馬達構造 : 1 為使馬達內產生啟動轉矩並自行啟動, 除主要 ( 運轉 ) 繞組外, 再加啟動 ( 輔助 ) 繞組 2 啟動繞組以細線纏繞, 其具有高電阻低電感 ; 運轉繞組以粗線纏繞離心, 其具有低電開關阻高電感, 兩運啟轉動繞組皆於啟動瞬間被驅動線鼠籠式轉子

原理 : 1 兩繞組內的電流有 30 相位差, 分割單相產生雙相效果, 建立靜子內旋轉磁場產生啟動轉矩並使轉子旋轉 2 當轉子加速至約最大轉速之 70% % 時, 轉子軸上的離心機構啟動繞組內的開關形成開路因啟動繞組之分離, 馬達可單獨由運轉繞組繼續運轉用途 : 因此型馬達所能達到的最大電流相位差約 30,, 有低啟動轉矩, 只用於無啟動負荷之機器在 115V 和 230V 之電壓下, 使用規格約 1/20~1/3HP 1/3HP,, 用於小風扇鼓風機及泵之驅動器

( 二 ) 電容啟動馬達構造 : 除在啟動繞組串聯一電容外, 其與分相馬達之構造和運轉相同原理 : 與啟動繞組串聯電容的結果, 使繞組內的電流領先電壓, 但因繞組的高電感, 使運轉繞組內的電流落後電壓, 兩繞組相位差達 90, 獲得真正的雙相啟動線相啟動運轉電容離心開關啟動鼠籠式轉子

用途 : 與分相馬達相同, 電容啟動馬達後, 啟動繞組於轉子轉速達最大轉速之 70% % 時與主電路分離於 115V 和 230V 操作電壓下, 常用規格為 1/6~ 3/4HP,, 且因啟動轉矩非常大, 使其成為一個須在滿載狀態下啟動小型壓縮機之機械

( 三 ) 電容啟動及運轉馬達構造 : 與電容啟動馬達相同, 不同處在於多了第二個運轉電容, 其與啟動繞組串聯並與啟動電容及啟動開關並聯原理 : 啟動繞組於電路內一直保持運轉在啟動瞬間, 啟動與運轉電容皆於電路內與啟動繞組串聯, 使兩電容之容量於啟動期間皆會用到當轉子達到最大轉速之 70% % 時, 離心開關打開使啟動電容斷路, 而啟動及運轉繞組繼續運轉線運轉電容運轉啟動電容離心開關啟動鼠籠式轉子

用途 : 與啟動繞組串聯之運轉電容之功用是修正功率因數, 使此型馬達不只有高啟動轉矩, 亦有很好的運轉效率常用規格約 1/2 ~10HP,, 用於驅動單相冷凍壓縮機

( 四 ) 永久電容馬達構造 : 除無啟動電容及離心開關外, 其餘皆與電容啟動與運轉馬達相同特點 : 1 電容大小視功率因數之修正而定, 亦可當作啟動電容 2 能壞速引導本身至調整速度控制, 且不需離心開關電容用途 : 因電容太小無法提供大相位差離心開關, 故啟動轉矩很小常用於小馬力規運啟轉動格, 用來直接驅動馬達軸上的小風扇線鼠籠式轉子

( 五 ) 蔽極式馬達構造 : 主要靜子繞組用來形成明顯的磁極啟動繞組由遮蔽線圈組成, 此線圈纏繞每一靜子磁極之一邊的一部分遮蔽線圈由短路的單旋粗銅線組成, 只負載感應電流原理 : 遮蔽線圈的感應電流所產生的磁通量將靜子磁極的磁場扭曲, 靜子繞組產生小啟動轉矩特點 : 除能快速適應調速控制外, 主要為構造簡單成本低用途 : 使用規格約 1/125~1/20HP 動馬達軸上的小風扇線 1/20HP,, 用於直接驅遮蔽線圈 ( 啟動繞組 ) 鼠籠式轉子

21-12 12 密閉式馬達常用於密閉式馬達壓縮機之馬達為三項鼠籠式分相式電容啟動式和電容啟動及運轉式分相式電容啟動式馬達限用於小馬力組件 ; 電容啟動及運轉式規格約 1/2~10HP 10HP; ; 三項鼠籠式用於 3HP 以上大部分密閉式馬達以吸入冷媒蒸氣方式冷卻, 故此型馬達機組不能在沒有冷媒蒸氣流過組件時長時間運作在此型馬達內, 特別設計了啟動繼電器, 取代設於軸上的離心開關, 此繼電器在馬達啟動後切斷啟動繞組 ( 或啟動電容 ) 與電路的連接

( 一 ) 熱線式繼電器原理 : 靠一初始大電流的熱效應使熱鋁線膨脹, 照順序使接點動作, 並自電路跳開啟動線圈用途 : 因上述原因, 使繼電器須以適合的規格以配合馬達電流特性, 適用於分項式馬達

( 二 ) 電流式繼電器構造 : 為一種電磁式繼電器, 在啟動線圈及運轉線圈電流改變時動作, 繼電器線圈和啟動線圈串聯, 由少且粗的電線組合而成, 繼電器接點正常下是開路並與運轉線圈串聯原理 : 馬達通電時, 靜子電流通過運轉線圈, 此電流將產生強磁力拉起電樞使啟動線圈激磁運作, 轉子開始旋轉並產生電力感應到靜子線圈, 對抗線電壓並降低電感及繼電器的電流當流過繼電器線圈的電流減弱時, 磁場變弱無法保持電樞而使其落下使接點分離, 隨後馬達由運轉線圈控制用途 : 主要與電容啟動馬達一起使用

( 三 ) 電壓式繼電器構造 : 由匝數多且細的電線繞製而成, 與啟動線圈並聯原理 : 1 馬達送電後, 啟動與運轉線圈同時導通, 馬達開始啟動運轉, 啟動線圈電壓增加, 因線圈串聯電容而使線電壓高約 150% % 2 因啟動線圈所生之高電壓產生之高電流, 導致電樞吸磁使啟動接點分離, 將繼電器接點打開, 使啟動與運轉線圈不相連接用途 : 常用於電容啟動或電容啟動及運轉馬達

21-16 16 密閉式馬達之過熱保護所有此型的馬達皆有過熱保護裝置避免任一因素之過熱, 常位於靠近壓縮機或易感受傳熱之殼體處, 如此不僅可做過電流保護, 且可防止因高吐出溫度所造成之高溫

21-17 17 馬達控制裝置 1 動作控制分別控制馬達的開或關, 安全保護裝置 ( 電壓過高斷電裝置過電流保護裝置 ) 與動作控制串聯 2 單相電源低電壓時, 線電壓控制裝置裝於較大線上, 而非中性線上 ; 單相電源高電壓時, 動作控制可裝在一邊或電源之兩條線上 ; 三相電源時, 至少 2 或 3 條電源線斷路未接至馬達, 如此需用二極控制裝置 3 不管任何電源型式, 所有火線須用保險絲或斷路器保護

4 因接點直接動作的控制裝置須承受馬達全載電流, 故使用電磁接觸器間接控制大型馬達 5 電磁接觸器類似繼電器, 為保持線圈及電樞連結而成當電路保持線圈激磁後, 電樞被推進線圈磁場範圍內使接點導通, 使電源與馬達連接 6 使用電磁接觸器之優點 : 由於保持線圈所需的能量和電流很小, 因操作裝置和安全裝置的接點可用相當輕載的結構, 使此兩種裝置的尺寸和成本降低許多因保持電路與馬達電路分開, 控制電路可用較低的電壓來控制電磁接觸器之保持線圈可製成適於所有標準的電壓或頻率, 而保持線圈的電壓常用 24V 115V 230V 460V

21-18 18 降壓啟動裝置原理 : 在馬達起始瞬間, 降壓啟動器引入一電阻器或自動變壓器至馬達迴路內動作 : 當操作控制導通時, 保持線圈 #1# 激磁且接點 #1# 導通, 隨後經由電阻連接馬達和電源, 在預設時間後, 計時繼電器 L1 L2 L3 #1 #1 #1 導通使 #2# 線圈激磁保持 #1 線圈, 使其閉合且使電組與馬達迴路分開計時繼電器接點電阻 T T #2 電阻 #2 #2 #2 電阻操作控制 T1 T2 T3 馬達

21-19 19 過電流保護裝置保險絲及斷路器是保護電路而非保護馬達過電流的裝置, 故除非馬達內含過熱保護器, 否則每個馬達皆須加裝過電流保護裝置過載繼電器由兩個部份 ( 裝於馬達內的加熱元件於保持線圈上的一組接點 ) 組成若馬達受持續的過大電流, 加熱元件受高溫使雙金屬元件彎曲, 保持線圈電路之過載接點將斷路, 使保持線圈失磁而使馬達和電源分開

21-20 20 油壓失效控制裝置原理 : 常見於冷凍系統的控制電路, 當油壓泵壓力於壓縮機啟動後達不到標準或無法建立時, 此裝置就會動作注意 : 1 所需的油壓值是全部油壓值減吸氣壓力值, 其差值才是真正由油泵建立之有用油壓值 2 油壓控制電路內有一計時繼電器, 當油壓值於壓縮機運轉 90~120 秒後仍於安全值下, 將使油壓控制裝置動作若油壓值超過預定時間為達安全標準, 油壓控制裝置會關閉壓縮機, 於重新啟動前, 需先手動復歸

3 若有用的油壓值於設定時間內不能建立切入 (cut in) 壓力, 則差壓開關將不會啟動且加熱器持續導通繼電器的加熱器持續運轉, 將使計時開關之雙金屬片彎曲使接點分開而斷路, 使保持線圈斷路並停止壓縮機 4 若壓縮機運轉時, 有用的油壓值降至設定的切出 (cut out) 點以下, 則差壓開關關閉並使繼電器加熱器激磁, 若油壓無法於指定時間內再次建立至切出壓力, 連續運轉的加熱器斷路並停止壓縮機

5 判斷油壓控制裝置之切入及切出壓力, 較實務的作法是於壓縮機運轉時設定切入點油壓比有用的油壓值低 5psi 左右切出點應較切入點的壓力再低 5psi 例如曲軸箱壓力為 37psig,, 全部油壓為 72psig,, 則有用的油壓值為 35 psig(72 72-37), 切入點油壓約 30psig 切出點油壓約 25psig

21-21 連鎖控制電路冷凍系統最少需三組馬達 ; 壓縮機馬達冷凝器風扇馬達和蒸發器風扇馬達其要求控制器內部能連鎖控制, 亦即蒸發器風扇及冷凝器風扇已運轉, 壓縮機馬達才能運轉