IT9021729A1 - Unita' di scambio termico per impianti di condizionamento d'aria. - Google Patents

Description

DESCRIZIONE

L presente invenzione riguarda in generale un sistema a flusso d'aria e, più specificamente, è rivolta ad un sistema di gestione dell'aria attraversante un'unità all'aperto di un impianto di condizionamento dell'aria.

Gli impianti di condizionamento dell'aria, inclusi gli impianti a pompa di calore, per il condizionamento di abitazioni ed altri interni, utilizzano frequentemente una combinazione di componenti con la quale l'unità condensatore dell'impianto di condizionamento dell'aria si situa all'esterno dell'abitazione e l'unità evaporatore dell'impianto si situa in comunicazione con l'ambiente da raffreddare. in un'applicazione a pompa di calore, l'impianto potrebbe avere un'unità di scambio termico all'aperto, all'esterno dell'abitazione, ed un'unità di scambio termico interna in comunicazione con l'ambiente da condizionare. · Questi impianti utilizzano inoltre un compressore ed un appropriato dispositivo di espansione e tubatura in modo che calore possa essere trasmesso alla zona da riscaldare oppure dalla zona da raffreddare. Ciascuna unità all'aperto ha un motore elettrico ed un ventilatore ad esso associato in modo che aria esterna possa essere aspirata attraverso lo scambiatore di calore dell'unità. Questa aria viene quindi ingerita dal ventilatore e scaricata attraverso un riparo del ventilatore nell'ambiente esterno. In questi sistemi aspiranti , dato che il ventilatore è posto a valle dello scambiatore di calore, esso ingerisce scie del serpentino e turbolenza del serpentino. Queste perturbazioni interagiscono con le pale del ventilatore ed esasperano la rumorosità del ventilatore. Inoltre, l'aria di scarico del ventilatore fuoriesce dall'unità esterna ad alta velocità, come dire energia cinetica, e viene dissipata come calore quando l'aria di scarico si mescola all'ambiente atmosferico. Perciò, questo scarico diretto di aria ad alta velocità rappresenta per il sistema una perdita significativa che si riflette in un aumento della potenza all'albero del ventilatore.

Uno scopo della presente invenzione è di fornire un sistema di gestione dell'aria premente per un'unità di scambio termico esterna, il quale superi gli inconvenienti della tecnica nota.

Un altro scopo della presente invenzione è di fornire un sistema di gestione dell'aria premente per un'unità di scambio termico esterna in modo da ridurre la rumorosità del lato aria e ridurre la potenza all'albero del ventilatore.

Un altro scopo ancora della presente invenzione è di fornire un sistema di gestione dell'aria premente per un'unità dì scambio termico esterna, il quale permetta di minimizzare l'involucro dell'unità esterna per produrre un'unità compatta.

Questi ed altri scopi sono conseguiti, secondo una forma realizzativa preferita della presente invenzione, prevedendo un sistema a scambiatore di calore esterno che comprende un serpentino di scambio termico, un gruppo ventilatore distanziato dal serpentino di scambio termico per premere aria attraverso detto serpentino, ed una piastra d'orifizio distanziata attorno al ventilatore e che forma un intervallo apicale tra il ventilatore e l'orifizio allo scopo di produrre un'unità esterna molto compatta che consenta un movimento efficiente e silenzioso dell'aria attraverso l'unità esterna.

Le varie prerogative di novità che caratterizzano l'invenzione sono puntualizzate con particolarità nelle rivendicazioni annesse a, e facenti parte dì, la presente relazione. Per una migliore comprensione dell'invenzione, dei suoi vantaggi in esercìzio, e delle finalità specifiche conseguibili con il suo uso, si dovrà fare riferimento agli annessi disegni e parte descrittiva in cui compare illustrata e descritta una forma di realizzazione preferita dell'invenzione.

Negli annessi disegni, che fanno parte della presente relazione, e dove numeri di riferimento riportati sui disegni indicano ovunque nei medesimi parti consimili o corrispondenti:

- la Fig. 1 è una vista in prospettiva di un'unità di scambio termico esterna secondo la tecnica nota;

- la Fig. 2 è una vista in pianta, schematica ed in sezione, di un'unità di scambio termico esterna utilizzante la presente invenzione;

la fig. 3 è un diagramma comparativo che illustra la relazione esistente fra la potenza all'albero ed il rapporto tra lunghezza frontale del serpentino/piastra d'orifizio e lunghezza del serpentino;

la fig. 4 è un diagramma comparativo che illustra la relazione esistente fra la potenza acustica ed il rapporto tra la lunghezza frontale del serpentino/piastra d'orifizio e lunghezza del serpentino;

- la fig. 5 è un diagramma comparativo illustrante la relazione fra la potenza acustica e potenza all'albero da un lato, ed il diametro del ventilatore della presente invenzione, dall'altro lato, per grosse unità di condizionamento dell'aria;

- la Fig. 6 è un diagramma comparativo illustrante la relazione fra la potenza acustica e potenza all'albero da un lato, ed il diametro del ventilatore della presente invenzione, dall'altro lato, per piccole unità di condizionamento dell'aria;

- la Fig. 7 è un diagramma comparativo illustrante la relazione esistente fra le perdite interne del sistema ed il rapporto tra altezza del serpentino e diametro del ventilatore della presente invenzione;

la Fig. 8 è una vista schematica del profilo di velocità dell'aria attraversante l'orifizio del ventilatore della presente invenzione;

- la Fig. 9 è una vista schematica del ventilatore e dell'orifizio risfasato della presente invenzione;

la Fig. 10 è un diagramma comparativo illustrante la relazione esistente fra la potenza acustica ed il rapporto tra intervallo apicale del ventilatore e diametro del ventilatore della presente invenzione.

La forma realizzativa preferita qui descritta si riferisce ad un sistema di gestione dell’aria per un'unità di scambio termico esterna di un condizionatore d'aria diviso. Si intende però che la presente invenzione è del pari applicabile alla porzione esterna di condizionatori d'aria da sala o condizionatori d'aria a terminali combinati .

La Fig. 1 mostra un'unità esterna 10 di una configurazione aspirante in cui l'aria esterna (come indicato dalle frecce "a") viene aspirata attraverso il serpentino 12 dal ventilatore 14 e viene scaricata fuori di una griglia 16 nella parte superiore dell'unità 10. Un compressore 18 fà circolare refrigerante verso il serpentino interno od al chiuso (non mostrato) della convenzionale pompa di calore o slmile, attraverso linee 19 e 19' del refrigerante ed il serpentino 12.

La Fig. 2 serve ad illustrare i principali vantaggi di una configurazione premente. Aria viene aspirata dall'ambiente, relativamente quiescente, attraverso una griglia 26 d'ingresso ed una piastra 23 d'orifìzio, entro un ventilatore 24 e scaricata attraverso un serpentino 22. Conseguentemente, le pale 25 del ventilatore 24 operano in una corrente d'aria relativamente esente da turbolenza· Non cosi nel caso di un'unità aspirante 10, Fig. dove le pale del ventilatore 14 debbono operare in tona corrente d'aria più turbolenta, la turbolenza essendo generata dalla presenza del serpentino 12 a monte del ventilatore. La turbolenza provoca fluttuazioni di portanza delle\pale che esasperano la rumorosità del ventilatore. Di conseguenza, il sistema premente tenderà ad operare in modo più silenzioso.

Il sistema premente è più efficiente perchè le perdite allo scarico dell'aria sono più ba^sse. In termini di pressione, l'equazione della perdita ai\lo scarico nel sistema aspirante della Fig. 1 è:

(1)

che in termini di area di scarico è:

(2)

dove Pdt è la perdita di pressione dall'aspirazione allo scarico, dove Af è l'area di scarico proiettata del ventilatore, e dove 0 è la portata di fluido.

Analogamente , l'equazione della perdita allo scarico nel sistema premente della Fig. 2 è:

( 3 )

dove è la perdita di pressione dal basso B allo scarico, e dove Acoil è l'area frontale del serpentino (cioè, la lunghezza frontale (1) del serpentino 22 moltiplicata per l'altezza (h) nel serpentino).

Combinando le equazioni (2) e (3),

(4)

Ora, l'area di scarico proiettata (Af) deve essere minore dell'area frontale del serpentino (Acoil),

(5)

Pertanto,

(6)

ed usando la (6) nella (4),

(7)

il che significa che la perdita di pressione allo scarico di un sistema di gestione dell'aria premente (Pbt ) deve essere minore di quella di un equivalente sistema aspirante (Ρdt).

La Fig. 3 è un diagramma che Illustra la relazione esistente fra il rapporto tra lunghezza frontale del serpentino (1) e distanza piastra d'orifizio-fronte del serpentino (x) riportato in ascissa, e la potenza all'albero (w) del ventilatore in Watt, riportata in ordinata, il diagramma è il risultato di un esperimento nel quale la distanza (x) fra piastra (23) d'orifizio e serpentino (22) veniva variata per sistemi dì gestione dell'aria, sìa premente che aspirante. La portata d'aria attraverso il sistema era di 3660 cfm (103,578 m<3>/min.) e tutti gli altri parametri sperimentali erano mantenuti costanti. I risultati sono espressi in termini del rapporto adimensionale 1/x (lunghezza frontale del serpentino/lunghezza piastra d'orifizio-serpentino) perchè più significativo di x soltanto.

Al diminuire della distanza (x) piastra d'orifizio-fronte del serpentino, aumentano 1/x e la potenza all'albero (w). La linea tratteggiata della curva del premente è un'estrapolazione di dati sperimentali reali basati sulla curva dell'aspirante, si può notare che, a potenza all'albero costante, un sistema premente (rappresentato dalla curva inferiore) può essere considerevolmente più compatto (cioè, x più piccola a parità di 1) di un sistema aspirante (rappresentato dalla curva superiore). Analogamente, a parità di dimensioni scalate (cioè, 1/x = costante), il sistema premente è in grado di essere sensibilmente più efficiente. Inoltre le curve dimostrano che la dimensione x del sistema premente può essere meno della metà di quella di un sistema aspirante a l e potenza all'albero costanti. Ovvero, a parità di 1/x, il sistema premente richiederà l'11 per cento in meno di potenza all'albero.

La Fig. 4 è un diagramma che illustra la relazione esistente fra il rapporto tra lunghezza frontale del serpentino (1) e distanza piastra d'orifizio-serpentino (x) riportato in ascissa, e la potenza acustica (dBA) riportata in ordinata. Il diagramma è il risultato del medesimo esperimento esposto in Fig. 3. I risultati del premente e dell'aspirante sono estrapolati per rivelare le tendenze prevedibili. I vantaggi di un sistema premente rispetto al sistema aspirante sono illustrati in Fig. 4. A parità di potenza acustica (dBA), che in effetti è rumore, la piastra d'orifizio/serpentino (x) del premente è del 70 per cento circa più piccolo che in un aspirante equivalente. Inoltre, a parità di piastra d'orifizio/serpentino (1/x - costante), il sistema premente sarà di circa 1,2 dBA più silenzioso.

Negli impianti di condizionamento dell'aria per abitazioni, è desiderabile mantenere il livello della potenza acustica od il sistema di gestione dell'aria al di sotto dei 74 dBA. Così, la Fig. 4 indica che un 1/x ≥ 5,5 sarebbe inaccettabile in quanto la potenza acustica si approssimerebbe e supererebbe 74 dBA. Conseguentemente, il valore massimo di 1/x è, per il controllo della rumorosità, di 5,5. Dalla Fig. 3 si può notare che il massimo beneficio in termini di efficienza si ottiene per 1/x ≥ 2,5. Come risultato, l'intervallo di 1/x per un'efficienza favorevole ed il controllo della rumorosità, pur mantenendo la compattezza del sistema di gestione dell'aria, è:

La Fig. 5 è un diagramma che illustra la relazione esistente fra il diametro (D) del ventilatore 24 e la potenza acustica (dBA) e la potenza all'albero (w) del ventilatore, in cui il diametro (D) del ventilatore è riportato in ascissa e la potenza acustica (dBA) è riportata come un'ordinata mentre la potenza all'albero (w) è riportata come un'altra ordinata. L'analisi della potenza acustica e della potenza all'albero del ventilatore come funzione del diametro del ventilatore si basa sul metodo di Wright, T., da "A Velocity Parameter for thè Correlation of Axial Fan Noise", Noise Control Engineering, Luglio-Agosto 1982, Voi. 19/Numero 1, pagg.

17-25. Le forme relative delle curve non sono marcatamente funzione dell'innalzamento della pressione statica del ventilatore (Ρs). L'analisi è stata effettuata su un'unità a chassis grande ovvero un impianto di condizionamento dell'aria da quattro (4) a cinque (5) tonnellate, con una velocità del ventilatore esterno pari a 856 giri/minuto, con una portata di 3660 cfm (103,578 m<3>/min.), ed una salita della pressione statica (Ps) pari a 0,26 pollici d'acqua. Pertanto, le conclusioni tratte da questa curva non sono influenzate materialmente dalla scelta di Ps.

Come appare evidente dalla Fig. 5, si trova che il massimo beneficio di riduzione della potenza all'albero si deriva dal diametro (D) di un'unità fra le quattro (4) e le cinque (5) tonnellate approssimativamente a D= 450 mm. Qualsiasi diametro più grande di questo sarebbe generalmente accettabile dal punto di vista dell'efficienza. La potenza acustica raggiunge però 74 dBA a D= 650 mm, che sarebbe il limite massimo accettabile, compatibile con l'obiettivo della supremazia acustica. Conseguentemente, l'intervallo del diametro per un'efficienza ed una sonorità accettabili è:

Un'analisi analoga a quella di cui sopra è stata usata per un'unità a chassis piccolo, cioè unità comprese fra una tonnellata e mezza (11/2) e tre (3) tonnellate. La Fig. 6 è un diagramma che illustra la relazione esistente fra il diametro (D) del ventilatore 24 e la potenza acustica (dBA) e la potenza all'albero (w) del ventilatore, in cui il diametro (D) del ventilatore è riportato in ascissa mentre la potenza acustica (dBA) è riportata come un'ordinata e la potenza all'albero (w) è riportata come un'altra ordinata. La Fig. 6 presenta la sonorità e la potenza all'albero come funzione del diametro del ventilatore per questo sistema più piccolo. Ancora una volta si è ricorsi al metodo di Wright con una velocità del ventilatore esterno pari a 856 giri/minuto, una portata di 1800 cfm (50,74 m<3>/min.) ed una salita della pressione statica pari a 0,2 pollici d'acqua.

Si definisce diametro ottimale quello che manifesta sonorità minima; perciò, in base alla Fig. 5, il diametro ottimale è di 520 mm. Analogamente, il diametro ottimale per l'unità a chassis piccolo è di 415 mm. Per stabilire la geometria massima (Dmax) e minima (Dmin) per l'unità a chassis piccolo, i rapporti Dmax/Doptimum e Dmin/Doptimum per il chassis grande (l.c.) vengono moltiplicati per Doptimum per lo chassis piccolo (s.c.).

Cioè:

( 8)

( 9)

(10)

(11)

(12)

( 13 ).

Conseguentemente, l'intervallo del diametro per un'efficienza e sonorità ottimali, nel caso dell'unità a chassis piccolo, è:

(14)

Questo intervallo appare evidente dalla fig. 6.

Dato che l'intervallo di diametro dello chassis piccolo è stato scalato dall'analisi dello chassis grande, valgono gli stessi valori per l'intervallo h/D, cioè

La Fig. 7 è un diagramma che illustra la relazione esistente fra il rapporto tra altezza del serpentino (h) e diametro del ventilatore (D) riportato in ascissa, e perdite interne del sistema (K), un fattore dì perdita adimensionale riportato in ordinata. Questa analisi delle perdite interne del sistema (K) non include le perdite al serpentino. Come risulta evidente dalla Fig. 7, le perdite vengono minimizzate (l'efficienza massimizzata) al diminuire di h/D. Verrebbe minimizzata anche la sonorità poiché al ventilatore si richiederebbe meno lavoro, cosicché produrrebbe anche meno rumore. L'altezza del serpentino (h) deve essere maggiore del diametro (D) del ventilatore a cagione dello spazio richiesto dall'orifizio 23. Pertanto, tenendo conto di ciò, il rapporto h/D minimo è di circa 1,1. Si ha un intervallo preferito del rapporto h/D a motivo dell'intervallo preferito di diametri del ‘ventilatore. Pertanto, il rapporto h/D massimo è equivalente al rapporto fra diametro massimo e diametro minimo, in base alla Fig. 5, moltiplicato per il rapporto h/D minimo preferito. Questa relazione è espressa da:

(15)

(16)

(17)

Ricapitolando, l'intervallo ottimale del rapporto fra altezza del serpentino e diametro del ventilatore è:

Il raggio di curvatura dell'orifizio è particolarmente critico agli effetti del comportamento acustico, come conseguenza del fenomeno della velocità di fuga. La Fig. 8 è una vista schematica della piastra 23 d'orifizio della Fig. 2, con vettori di velocità dell'aria in corrispondenza dell’orifizio. Quando aria entra nella 'piastra d'orifizio, l'aria più prossima all'orifizio·tende ad accelerare ad una velocità più alta rispetto al flusso centrale attraverso l'apertura 27 dell'orifizio. Pertanto, il rapporto Vp/Vu è maggiore di 1,0, dove V,., indica la velocità di picco (velocità di fuga) e Vu indica la velocità del fluido al centro. Dato che il fluido con velocità Vj, investe i vertici od apici del ventilatore, esso può avere, ed in realtà ha, un'influenza decisiva sulla rumorosità del ventilatore. Sarebbe preferibile non avere velocità di fuga (cioè, VP= vu). La velocità di fuga esaspera la rumorosità del ventilatore poiché il rumore è proporzionale alla velocità di ingresso. Dato che vp, è maggiore di V^, le pale del ventilatore produrranno più rumore che se esposte ad una velocità di ingresso uniforme di Vu. Vj, è inversamente proporzionale al raggio di curvatura (rQ) dell'orifizio. Cosi, r0 diventa più piccolo, Vp diventa più grande rispetto a Vu, ed aumenta la rumorosità del ventilatore. Di conseguenza, quanto maggiore è il raggio di curvatura, tanto più piccolo diventa Vp. con concomitante diminuzione della rumorosità. Pertanto, il valore del raggio di curvatura dell'orifizio rientra nell'intervallo:

(19) Che può essere chiamato l'intervallo preferibile, dato che la compattezza dell'unità risente di valori di ro/dfan molto maggiori di 0,15, mentre ne risente il rumore per valori molto inferiori a 0,05.

La Fig. 9 è una vista schematica della piastra 23 d'orifizio e del ventilatore 24 secondo la presente Invenzione. Orifizi convenzionali terminano a 90 gradi e sono orifizi a piastra sottile con spessore minimo. Il presente orifizio ha un angolo di terminazione pari a 30 gradi e viene definito orifizio risvasato. La piastra 23 23 d'orifizio ed il ventilatore 24 hanno un intervallo 30 ( ε ) fra di essi. L'orifizio risvasato assicura una diffusione superiore rispetto ad un semplice orifizio a piastra sottile. Questa risvasatura di 30 gradi migliora l'efficienza ed il comportamento acustico.

La Fig. 10 è un diagramma che illustra la relazione fra il rapporto tra intervallo apicale 30 (ε ) e diametro del ventilatore 24 (D) riportato in ascissa, e la potenza acustica (dBA) riportata in ordinata. Dalla Fig. 10 risulta evidente l'influenza dell'intervallo apicale (ε) sulla rumorosità del ventilatore. Intervalli aplcali molto maggiori dell'1,5 per cento impongono alla rumorosità penalizzazioni sempre più gravi. Conseguentemente, l'intervallo apicale secondo la presente invenzione è minore dell'1,5 per cento.

L'invenzione è stata descritta con riferimento ad 'una forma realizzativa particolare, ma è evidente per gli esperti del ramo la possibilità di apportare variazioni e modifiche nello spirito e nell'ambito dell'invenzione. Per esempio, lo scarico orizzontale dell'unità potrebbe essere modificato in uno scarico verticale.

Claims (5)

1. RIVENDICAZIONI 1. Unità di scambio termico per l'impiego in un impianto per il condizionamento d'aria, caratterizzata da: un involucro definente un cammino di flusso per il passaggio di aria attraverso di esso; detto cammino di flusso avendo una prima parete con una prima apertura (26) per l'uscita dell'aria attraverso di essa ed una seconda parete a valle di detta prima parete con una seconda apertura per lo scarico dell'aria attraverso di essa; uno scambiatore di calore (22) all'interno di detto involucro, includente un fronte avente una lunghezza (1) fra primi lati opposti di detto cammino di flusso, genericamente trasversale a detto cammino di flusso che l'aria percorre; - un ventilatore assiale (24) posizionato in detto cammino di flusso fra detta prima parete e detto scambiatore di calore; e una piastra d'orifizio (23) atta ad essere montata in detto cammino di flusso e sostanzialmente coassiale a detto ventilatore assiale per guidare l'aria entro detto ventilatore assiale, detta piastra d'orifizio essendo posizionata ad una distanza (x) prefissata da detto fronte in cui il rapporto fra detta lunghezza (1) e detta distanza (x) rientra nell'intervallo fra 2,5 e 5,5.
2. 2. Unità di scambio termico come esposto .nella rivendicazione 1, in cui detto ventilatore assiale ha un diametro (D) nell'intervallo compreso fra 359 mm e 650 mm.
3. 3. Unità di scambio termico come esposto nella rivendicazione 2, in cui detto fronte ha una distanza in altezza (h) fra due lati perpendicolari a detti primi lati opposti di detto cammino di flusso in cui il rapporto fra detta distanza in altezza (h) e detto diametro del ventilatore assiale rientra nell'intervallo fra 1,1 e 1,6.
4. 4. unità di scambio termico come esposto nella rivendicazione 2, in cui detta piastra d'orifizio include inoltre un orifizio risvasato con un raggio di curvatura (ro) in cui il rapporto fra detto raggio di curvatura (ro) e detto diametro (D) del ventilatore assiale rientra nell'intervallo fra 0,05 e 0,15.
5. 5. Unità di scambio termico come esposto nella rivendicazione 2, in cui detto orifizio è distanziato da detto ventilatore di una distanza ( ε ) d'intervallo apicale in cui il rapporto fra detta distanza ( ε ) d'intervallo apicale e detto diametro (D) del ventilatore assiale non supera l'l,5%.