ES2326810T3 - Acondicionador de aire. - Google Patents
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Abstract
Un acondicionador de aire que comprende: una unidad de interior (8) que tiene al menos una entrada (6) y una salida (7); un ventilador (1) de flujo transversal conectado a un motor de ventilador; un intercambiador de calor frontal (2); y un intercambiador de calor posterior (3); en el que un ángulo de instalación alfa del intercambiador de calor frontal posicionado por encima del centro de rotación (O) del ventilador de flujo transversal con respecto al horizonte es 65º <=alfa<= 90º, un punto A del intercambiador de calor posterior (3) más próximo al intercambiador de calor frontal (2) está situado junto al intercambiador de calor frontal desde el centro de rotación (O) del ventilador de flujo transversal, y un ángulo de salida Beta2 de una pala del ventilador de flujo transversal es 22º <= beta<= 28º.
Description
Acondicionador de aire.
El presente invento se refiere a
acondicionadores de aire, y en particular se refiere a un
acondicionador de aire que tiene un ventilador de flujo transversal
capaz de reducir la potencia de entrada de un motor de ventilador
necesaria para obtener un caudal de aire predeterminado de una
unidad de interior.
En los acondicionadores de aire convencionales,
se han perfeccionado las características aerodinámicas del
ventilador de flujo transversal y las prestaciones de transmisión de
calor de un intercambiador de calor mediante el cambio del perfil
de las palas del ventilador de flujo transversal sin cambiar la
disposición de los intercambiadores de calor o bien cambiando la
disposición de los intercambiadores de calor sin cambiar los
perfiles de las palas del ventilador de flujo transversal.
En el acondicionador de aire convencional que
tiene los intercambiadores de calor remodelados sin cambiar los
perfiles de las palas del ventilador de flujo transversal se
disponen un intercambiador de calor frontal y un intercambiador de
calor posterior por encima del ventilador de flujo transversal
combinándolos en forma de \lambda con el fin de perfeccionar las
prestaciones de la unidad de interiores llevando al máximo las
respectivas prestaciones de transmisión de calor de los
intercambiadores de calor frontal y posterior (Documento de Patente
1).
[Documento de Patente 1] Solicitud de Patente
Japonesa sin examinar, número de publicación
2000-329364, Págs. 0009 a 0015, Figura 1.
En la unidad de acondicionamiento de aire
convencional, cuando se han cambiado los perfiles de las palas de
ventilador de flujo transversal sin cambiar la disposición de los
intercambiadores de calor, se define una dirección de flujo de
entrada de aire en una región de succión del ventilador de flujo
transversal mediante la disposición de los intercambiadores de
calor, de tal manera que la pala se perfile como para que no se
atasque en la región de succión y de ese modo dificulte la
producción de ráfagas en una región de salida.
Por otra parte, cuando la disposición de los
intercambiadores de calor se ha cambiado sin cambiar los perfiles
de las palas del ventilador del flujo transversal, una dirección de
flujo de entrada de aire en una región de succión del ventilador de
flujo transversal se varía dependiendo de la disposición de los
intercambiadores de calor y se cambia también un ángulo de ataque
de las palas, con el fin de no disponer de perfiles óptimos de
pala.
De esa manera, en las unidades convencionales de
acondicionamiento de aire, como se cambia la disposición de los
intercambiadores de calor sin cambiar los perfiles de las palas del
ventilador de flujo transversal, o bien se cambian los perfiles de
las palas del ventilador de flujo transversal sin cambiar la
disposición de los intercambiadores de calor, se ha planteado el
problema de que la potencia de entrada y la velocidad de un motor
de ventilador necesarias pata obtener un caudal de aire
predeterminado son elevadas.
El presente invento se ha realizado con el fin
de solucionar los problemas descritos anteriormente y un objeto del
mismo es proveer una unidad de acondicionamiento de aire capaz de
reducir la potencia de entrada y la velocidad de un motor de
ventilador requeridas para obtener un caudal de aire
predeterminado.
Un acondicionador de aire de acuerdo con el
presente invento incluye una unidad de interior que tiene al menos
una entrada y una salida; un ventilador de flujo transversal
conectado a un motor de ventilador; un intercambiador de calor
frontal; y un intercambiador de calor posterior, en el que un ángulo
de instalación \alpha del intercambiador de calor frontal situado
por encima del centro de rotación del ventilador de flujo
transversal con respecto al horizonte es 65º \leq \alpha \leq
90º, un punto del intercambiador de calor posterior en el punto más
próximo al intercambiador de calor frontal está situado junto al
intercambiador de calor frontal desde el centro de rotación del
ventilador de flujo transversal, y un ángulo de salida \beta2 de
una pala del ventilador de flujo transversal es 22º \leq
\beta2 \leq 28º.
De acuerdo con el presente invento, el ángulo
\alpha de instalación de un intercambiador de calor frontal
dispuesto por encima del centro de rotación de un ventilador de
flujo transversal con respecto al horizonte es 65º \leq \alpha
\leq 90º, el punto de un intercambiador de calor posterior más
próximo al intercambiador de calor frontal está situado junto al
intercambiador de calor frontal desde el centro de rotación del
ventilador de flujo transversal, y el ángulo de salida \beta2 de
una pala del ventilador de flujo transversal es 22º \leq
\beta2 \leq 28º, de tal manera que se pueden reducir la
potencia de entrada y la velocidad de rotación de un motor de
ventilador necesarias para obtener un caudal predeterminado.
La Figura 1 es un dibujo estructural de un
acondicionador de aire de acuerdo con una primera realización del
presente invento.
La Figura 2 es un dibujo estructural de la
primera realización de acuerdo con el presente invento, mostrando
las líneas de trayectoria de flujo dentro del acondicionador de
aire.
La Figura 3 es un dibujo estructural de una pala
de un ventilador de flujo transversal mostrando la estructura de la
primera realización de acuerdo con el presente invento.
La Figura 4 es un dibujo estructural de la pala
del ventilador de flujo transversal, mostrando la estructura de la
primera realización de acuerdo con el invento.
La Figura 5 es un dibujo de la distribución de
velocidades relativas de la pala del ventilador de flujo transversal
mostrando la estructura de la primera realización de acuerdo con el
presente invento.
La Figura 6 es un dibujo estructural del
acondicionador de aire de acuerdo con la primera realización del
presente invento.
La Figura 7 es un dibujo estructural de la
primera realización de acuerdo con el presente invento mostrando
las líneas de trayectoria de flujo del acondicionador de aire.
La Figura 8 es un dibujo estructural de la
primera realización de acuerdo con el presente invento que muestra
líneas de trayectoria de flujo dentro de un intercambiador de
calor.
La Figura 9 es una vista explicativa de la
estructura de la primera realización de acuerdo con el presente
invento que ilustra un flujo a sotavento del intercambiador de
calor.
La Figura 10 es un dibujo de la estructura de la
primera realización de acuerdo con el presente invento que muestra
la relación entre un caudal de aire y un ángulo de instalación del
intercambiador de calor.
La Figura 11 es un dibujo de la estructura de
la primera realización de acuerdo con el presente invento que
muestra la relación entre una potencia de entrada de un motor de
ventilador y un ángulo de instalación del intercambiador de
calor.
La Figura 12 es un dibujo de la estructura de
una segunda realización de acuerdo con el presente invento que
muestra la relación entre una potencia de entrada del motor de
ventilador y un ángulo de salida.
La Figura 13 es un dibujo de la distribución de
par del ventilador de flujo transversal mostrando la estructura de
la segunda realización de acuerdo con el presente invento.
La Figura 14 es un dibujo de la estructura de
una tercera realización de acuerdo con el presente invento que
muestra la relación entre una potencia de entrada del motor de
ventilador y un ángulo de entrada.
La Figura 15 es un dibujo de la estructura de la
tercera realización de acuerdo con el presente invento que muestra
la separación sobre una superficie de succión en la región de
succión del ventilador de flujo transversal.
La Figura 16 es un dibujo de la estructura de la
tercera realización de acuerdo con el presente invento que muestra
la separación sobre una superficie de presión en la región de
descarga del ventilador de flujo transversal.
La Figura 17 es un dibujo de la estructura de la
tercera realización de acuerdo con el presente invento, que muestra
la separación sobre una superficie de succión en la vecindad de un
estabilizador.
La Figura 18 es un dibujo de la estructura de
una cuarta realización de acuerdo con el presente invento que
muestra una potencia de entrada del motor de ventilador.
La Figura 19 es un dibujo de la estructura de la
cuarta realización de acuerdo con el presente invento mostrando un
caudal de aire.
La Figura 20 es un dibujo de la estructura de la
cuarta realización de acuerdo con el presente invento que muestra
la separación sobre una superficie de succión en la región de
succión del ventilador de flujo transversal.
La Figura 21 es un dibujo de la estructura de
una sexta realización de acuerdo con el presente invento que
muestra un corte de una unidad de interior.
La Figura 22 es un dibujo de la estructura de la
sexta realización de acuerdo con el presente invento que muestra
una potencia de entrada del motor de ventilador.
La Figura 23 es un dibujo de la estructura de la
sexta realización de acuerdo con el presente invento que muestra un
vector de velocidad.
1: ventilador de flujo transversal, 2:
intercambiador de calor frontal, 3: intercambiador de calor
posterior, 4: ángulo de instalación, 6: entrada de aire, 7: salida
de aire, 8: unidad de interior, 10: región de succión de
ventilador, 12: ángulo de ataque, 13: pala, 14: superficie de
succión, 15: superficie de presión, 21: ángulo de entrada, 38:
región de salida de ventilador, 40: región en la vecindad del
estabilizador, 43, 44: intercambiador de calor auxiliar, 48:
distancia.
Primera
realización
La Figura 1 es una vista en corte de una unidad
de interior para un acondicionador de aire de acuerdo con una
primera realización del presente invento; la Figura 2 es un dibujo
que muestra líneas de trayectoria de flujo dentro de la unidad de
interior del acondicionador de aire de acuerdo con la primera
realización del presente invento; y las Figuras 3 y 4 son dibujos
estructurales de una pala de un ventilador de flujo transversal
mostrando la estructura de acuerdo con la primera realización del
presente invento.
En la Figura 1, una unidad 8 de interior incluye
unas entradas 6 de aire practicadas en la cara frontal y en la cara
superior de un panel frontal 56, una salida 7 de aire practicada en
la superficie inferior de la unidad 8 de interior, un ventilador 1
de flujo transversal instalado en una disposición correspondiente a
la salida 7 de aire de la unidad 8 de interior, un intercambiador
de calor frontal 2 con unas partes marginales superior e inferior
retiradas respectivamente y dispuestas de tal manera que se
enfrenten a las entradas 6 de aire en las caras frontal y superior,
un intercambiador de calor posterior 3 instalado en la parte trasera
del intercambiador de calor frontal 2 en una posición en la que su
parte marginal superior llega a estar muy próxima a la parte
marginal superior del intercambiador de calor frontal 2 con el fin
de enfrentarse a la entrada 6 de aire sobre la cara superior y de
inclinarse en una dirección en la que su parte marginal superior
está separada del intercambiador de calor frontal 2, un filtro 5 de
depuración de aire instalado dentro del panel frontal 56, un
estabilizador 39 para permitir que el aire generado desde el
ventilador 1 de flujo transversal circule suavemente, un
intercambiador de calor auxiliar 43 provisto sobre el intercambiador
de calor frontal 2, y un intercambiador de calor auxiliar 44
provisto sobre el intercambiador de calor posterior 3. El centro de
rotación del ventilador 1 de flujo transversal se ha indicado por O;
el punto del intercambiador de calor posterior 3 se aproxima al
intercambiador de calor frontal y se designa por A, y el estado de
disposición del intercambiador de calor frontal 2 se ha mostrado
mediante un ángulo 4 de la parte superior del intercambiador de
calor frontal 2.
A continuación se describe el funcionamiento de
la unidad 8 de interior con referencia a las Figuras 1 a 11.
La Figura 2 es un dibujo que muestra las líneas
de trayectoria de aire dentro de la unidad 8 de interior, en donde
una región 10 de succión de ventilador es parte de una región de
succión del ventilador 1 de flujo transversal; una región 40
designa una región 40 en las proximidades del estabilizador 39; y el
aire 9 circula en la región 10 de succión desde la dirección del
intercambiador de calor posterior 3 como se muestra con la flecha
11. En la Figura 3, el número 13 de referencia designa una pala del
ventilador de flujo transversal; el número 14 una superficie de
succión de la pala 13; el número 15 una superficie de presión; la
letra B de referencia designa un punto de extremo de un borde de
ataque 18 de la pala 13; y la letra C un punto de extremo de un
borde posterior 19. Un ángulo 12 de ataque se define mediante una
línea recta BC y un vector 17 de velocidad relativa del aire 9 en
el punto B, y la flecha 16 se ha dibujado para que sea positiva.
En la Figura 4, el número 20 de referencia
designa un ángulo de salida; el número 21 un ángulo de entrada; el
número 22 una cuerda de pala; el número 23 la longitud de cuerda que
representa la longitud de la cuerda 22 de pala; el número 24 una
línea de combadura; la letra E un punto de intersección de una línea
perpendicular desde un punto D de la cuerda 22 de pala y la línea
de combadura 24; el número 25 un alabeo máximo que representa una
longitud máxima de un segmento lineal DE; el número 41 un espesor
máximo de pala; la letra O un centro de rotación del ventilador 1
de flujo transversal; el número 26 un círculo que pasa por un punto
B; el número 27 un círculo alrededor del centro de rotación O del
ventilador 1 de flujo transversal que pasa por un punto C, en donde
el radio del círculo 26 es mayor que el del círculo 27; el ángulo 20
de salida se define por la línea de combadura 24 y el círculo 26;
el ángulo 21 de entrada se define por la línea de combadura 24 y el
círculo 27; la cuerda 22 de pala es un segmento lineal BC; y el
espesor máximo 41 de pala es el diámetro máximo de un círculo que
toque con la superficie 14 de succión y la superficie de
presión.
En la estructura descrita anteriormente, cuando
el ventilador 1 de flujo transversal se hace girar por la
operación de un motor de ventilador (que no se ha mostrado), el aire
9 existente fuera de la unidad 8 de interior es succionado desde
las entradas 6 de aire con el fin de soplarlo desde la salida 7 de
aire a través del filtro de depuración de aire 5, intercambiador de
calor frontal 2, intercambiador de calor posterior 3, y ventilador
1 de flujo transversal. El filtro 5 de depuración de aire elimina
el polvo contenido en el aire 9 y el intercambiador de calor
frontal 2 y el intercambiador de calor posterior 2 intercambian
calor con el aire 9 con el fin de enfriar el aire 9 en un período
de refrigeración y de calentar el aire 9 en un período de
calentamiento.
A continuación, se describe la distribución de
velocidades relativas de la pala 13 del ventilador 1 de flujo
transversal con referencia a la Figura 5. La Figura 5 muestra el
estado en el que un ángulo de ataque es grande en la región 10 de
succión de ventilador y la separación se genera en la superficie de
succión 14. Existe un problema en el sentido de que, si la
separación se genera sobre la superficie 14 de succión de esa
manera, la potencia de entrada y la velocidad del motor de
ventilador requeridas para obtener un flujo de aire predeterminado
alcanzan valores elevados.
Hay métodos para suprimir la separación sobre la
superficie 14 de succión de un método para permitir que el aire 9
circule en la región 10 de succión de ventilador desde la dirección
del intercambiador de calor frontal 2 y no desde el intercambiador
de calor posterior 3 como se ha mostrado en la Figura 2, y un método
para modificar el perfil de la pala 13, tal como reduciendo el
ángulo 20 de salida de la pala 13. Sin embargo, como éste último
método tiene una forma en la que es difícil que el aire circule en
la región de salida, se plantea un problema de que la potencia de
entrada del motor de ventilador y la velocidad de rotación del
ventilador requeridas para obtener un flujo de aire predeterminado
son elevadas, por lo que es preferible el método para permitir que
el aire circule en la región 10 de succión de ventilador desde la
dirección del intercambiador de calor frontal 2.
A continuación se describe el método para
permitir que el aire circule en la región 10 de succión de
ventilador desde la dirección del intercambiador de calor frontal 2
con referencia a las Figuras 6 a 9. La Figura 6 es un dibujo
estructural del acondicionador de aire de acuerdo con la primera
realización del presente invento; la Figura 7 muestra líneas de
trayectoria de aire del acondicionador de aire; la Figura 8 es un
dibujo que muestra la relación entre el ángulo de entrada y el
ángulo de salida dentro y fuera del intercambiador de calor; y la
Figura 9 es una vista explicativa de la circulación de aire en el
lado de sotavento del intercambiador de calor.
La Figura 6 presenta un ejemplo de la
disposición del intercambiador de calor frontal 2 y del
intercambiador de calor posterior 3 en la que un ángulo de
instalación 4 del intercambiador de calor frontal 2 situado por
encima del centro de rotación O del ventilador 1 de flujo
transversal es 65º o más con respecto al horizonte y un punto del
intercambiador de calor posterior más próximo al intercambiador de
calor frontal 2 está situado junto al intercambiador de calor
frontal 2 desde el centro de rotación O del ventilador 1 de flujo
transversal. El número 28 de referencia designa un ángulo definido
por la línea recta OA y una perpendicular desde el punto O. En la
Figura 6, el ángulo 4 es 73,6º; y el ángulo 28 es 17,6º.
Las líneas de trayectoria de aire del
acondicionador de aire de esta estructura, como se muestra en la
Figura 7, circulan al interior de la región 10 de succión de
ventilador desde la dirección del intercambiador de calor frontal 2
de forma diferente de las mostradas en la Figura 2.
A continuación se describe la razón de que el
aire circule al interior de la región 10 de succión de ventilador
desde la dirección del intercambiador de calor frontal de esa
manera. En primer lugar, se describirá la relación entre el ángulo
de entrada y el ángulo de salida hacia dentro y hacia fuera del
intercambiador de calor con referencia a la Figura 8. La Figura 8
incluye dibujos que muestran los resultados de análisis
tridimensionales de un ángulo de salida 31 de un modelo de
intercambiador de calor 29 cuando el intercambiador de calor 29
está instalado en un túnel aerodinámico con el fin de cambiar un
ángulo de entrada 30. Como se muestra en la Figura 8, los ángulos
de salida 31 son pequeños no dependiendo de los ángulos de entrada
30, y el aire circula hacia fuera sustancialmente en una dirección
perpendicular al intercambiador de calor 29. Esto se debe a la
interacción entre las tuberías 32 de refrigerante y las aletas (que
no se han mostrado).
A continuación se describe la razón de que el
aire esté circulando al interior de la región 10 de succión de
ventilador desde la dirección del intercambiador de calor frontal 2
con referencia a la Figura 9. La Figura 9 es una vista explicativa
de la razón de que el aire circule al interior de la región 10 de
succión de ventilador desde la dirección del intercambiador de
calor frontal 2 de la Figura 7.
Como se muestra en la Figura 8, el ángulo de
salida 31 es sustancialmente perpendicular al intercambiador de
calor modelo 20 no dependiendo de los ángulos de entrada 30 del
intercambiador de calor modelo 29, y se consideran un vector de
velocidad 34 perpendicular al intercambiador de calor frontal 2 y un
vector de velocidad 35 perpendicular al intercambiador de calor
posterior 3. En la suma de vectores 36 del vector de velocidad 34 y
del vector de velocidad 35, con la disminución de un ángulo 37
definido por la suma 36 de vectores y el vector 42 de componente
horizontal de la suma 36 de vectores en una dirección de la suma 36
de vectores que se extiende desde el intercambiador de calor
frontal 2 hacia la región 10 de succión de ventilador, en la región
de succión de ventilador, el aire es capaz de circular al interior
de la región 10 de succión desde la dirección del intercambiador de
calor frontal 2. Para reducir el ángulo 37, es preferible que se
aumente el ángulo de instalación 4 del intercambiador de calor
frontal 2 y que se aumente el ángulo 28 (véase Figura 6) definido
por la línea recta OA y la perpendicular que pasa por el punto
O.
A continuación se describen, con referencia a
las Figuras 10 y 11, los resultados experimentales con respecto al
ángulo de instalación 4 del intercambiador de calor frontal 2. La
Figura 10 es un dibujo que muestra la relación de los valores
experimentales entre un caudal de aire que sale de la unidad de
interior 8 y el ángulo 4 cuando se varía el ángulo 4 mientras la
velocidad de rotación del ventilador 1 de flujo transversal es de
1500 rpm; y la Figura 11 es un dibujo que muestra la relación de los
valores experimentales entre una potencia de entrada del motor de
ventilador y el ángulo 4 cuando el caudal que sale de la unidad de
interior 8 es 16 m^{3}/minuto. El ventilador 1 de flujo
transversal en los experimentos mostrados en las Figuras 10 y 11
tiene un diámetro exterior de pala de 100; un ángulo 20 de salida de
26º; un ángulo de entrada 21 de 94º; una longitud 23 de cuerda de
12,4 mm; y un alabeo máximo 25 de 2,5 mm.
Los experimentos se realizaron en unas
condiciones en las que los números de etapas del intercambiador de
calor frontal 2 y del intercambiador de calor posterior eran 4 y 6,
respectivamente, y los números de filas de las mismas eran 2; el
paso de fila de las tuberías 32 de refrigerante era de 12,7 mm y el
paso de etapa de la misma era de 20,4 mm; la altura de la unidad 8
de interior era de 305 mm; la distancia más corta entre la pala 13
y el intercambiador de calor frontal 2 era de 15 mm; y el ángulo 4
era de 60º a 80º. En La Figura 10, cuando el ángulo 4 a 1500 rpm es
de 60º, el caudal de aire se configura para que sea 100. En la
Figura 10, cuando el ángulo 4 a 1500 rpm es de 60º, la potencia de
entrada del ventilador se configura para que sea 100.
Como se muestra en la Figura 10, al aumentar el
ángulo 4, el caudal a 1500 rpm aumenta, y como se muestra en la
Figura 11, al aumentar el ángulo 4, disminuye la potencia de entrada
del ventilador al caudal de 16 m^{3}/minuto. En un período de
refrigeración, la humedad se condensa cuando el aire 9 está
atravesando el intercambiador de calor frontal 2 y el
intercambiador de calor auxiliar 43 de tal manera que sea capaz de
generar gotitas de agua; cuando el ángulo 4 es menor de 65º, se
plantea un problema en el sentido de que una parte de las gotitas
de agua fluye al interior del ventilador 1 de flujo transversal con
el fin de soplar fuera de la unidad 8 de interior o de agarrarse en
una pared de la salida 7 de aire. Cuando el ángulo 4 es mayor de
90º, la distancia entre el intercambiador de calor frontal 2 y el
intercambiador de calor auxiliar 43 se hace pequeña en las
proximidades de una unión entre los mismos, con lo que se produce
una resistencia del aire a barlovento. Existe también el problema de
que aumenta la profundidad de la
unidad.
unidad.
Según se ha descrito anteriormente, cuando el
ángulo 4 del intercambiador de calor frontal 2 no es de 65º a 90º y
el punto A del intercambiador de calor posterior 3 más próximo al
intercambiador de calor frontal 2 no está situado junto al
intercambiador de calor posterior 3 desde el centro de rotación O
del ventilador 1 de flujo transversal, se ha planteado un problema
de que la potencia de entrada y la velocidad de rotación de un
motor de ventilador requeridas para obtener un flujo de aire
predeterminado son elevadas. Mientras que, cuando el ángulo 4 del
intercambiador de calor frontal 2 es de 65º a 90º y el punto A del
intercambiador de calor posterior 3 más próximo al intercambiador
de calor frontal 2 está situado junto al intercambiador de calor
frontal desde el centro de rotación O del ventilador 1 de flujo
transversal, se puede reducir la potencia de entrada del motor de
ventilador necesaria para obtener un caudal de aire
predeterminado.
De acuerdo con la realización, como se muestra
en la Figura 6, el punto F y el punto G del intercambiador de calor
frontal 2 están situados en una línea recta; alternativamente, el
punto F y el punto G podrían no estar situados en la línea recta.
En este caso, cuando la línea FG es curva, el ángulo 4 es el valor
máximo del ángulo definido por una línea tangente a la línea curva
FG y la línea horizontal.
Segunda
realización
En una segunda realización, se determina
empíricamente un intervalo del ángulo 20 de salida de la pala 13
del ventilador 1 de flujo transversal capaz de reducir la potencia
de entrada del motor de ventilador necesaria para obtener un caudal
de aire predeterminado.
La Figura 12 es un dibujo de la estructura de la
segunda realización de acuerdo con el presente invento que muestra
la relación entre la potencia de entrada del motor de ventilador y
el ángulo de salida; la Figura 13 es un dibujo de la estructura de
la segunda realización de acuerdo con el presente invento que
muestra la distribución de par del ventilador de flujo transversal.
La estructura del acondicionador de aire es la misma que la que
responde a la primera realización mostrada en la Figura 6 en que se
determina el intervalo del ángulo 20 de salida mostrado en la
Figura 4 de acuerdo con la primera realización, por lo que se ha
omitido la descripción de la estructura.
El ventilador 1 de flujo transversal utilizado
en los experimentos tenía un diámetro exterior de la pala 13 de 100
\phi; un ángulo 21 de entrada de 94º; una longitud 23 de cuerda
de 12,4 mm; y un alabeo máximo 25 de 2,5 mm; el ángulo 4 mostrado
en la Figura 6 era de 73,6º; y el ángulo 28 era de 17,6º. Los
números de etapas del intercambiador de calor frontal 2 y del
intercambiador de calor posterior 3 eran 4 y 6, respectivamente, y
los números de filas de las mismas eran 2; el paso de fila de las
tuberías 32 de refrigerante era de 12,7 mm y el paso de etapa de la
misma era de 20,4 mm; y la altura de la unidad 8 de interior era de
305 mm.
Luego, se cambió el ángulo de salida 20 de la
pala 13 del ventilador 1 de flujo transversal en el intervalo de
22º a 30º y se analizó la potencia de entrada del motor de
ventilador necesaria para obtener un caudal de 16
m^{3}/minuto.
Los resultados experimentales se presentan en la
Figura 12. En la Figura 12, cuando el ángulo 20 de salida es 25º y
el caudal de aire que sale de la unidad 8 de interior es de 16
m^{3}/minuto, la potencia de entrada del motor de ventilador se
ajusta a 100.
Como se muestra en la Figura 12, cuando el
ángulo 20 de salida es de 25º, la potencia de entrada del motor de
ventilador es mínima.
A continuación se describe la razón de lo mismo
con referencia a las Figuras 6, 12 y 13. La Figura 13 es un dibujo
que muestra un porcentaje de la distribución de par de cada pala 13
del ventilador 1 de flujo transversal cuando el ángulo 20 de salida
es de 22º, 25º, y 28º. El significado de la posición de la
representación gráfica y el valor en la Figura 13 es un porcentaje
de par en cada posición de la pala 13 en la Figura 6, y el
porcentaje de par significa el par de la pala 13 en cada posición
dividido por la suma total de pares de la totalidad de la pala 13.
Los significados de los términos de la Figura 13, tales como + (22
grados) y - (22 grados), son que "+" es una región que aumenta
la potencia de entrada del motor de ventilador y "-" es una
región que reduce la potencia de entrada del motor de ventilador.
La región "-" que reduce la potencia de entrada del motor de
ventilador es una región donde la presión estática en la superficie
15 de presión es menor que la presión estática en la superficie 14
de succión, porque el ángulo 12 de ataque es excesivamente pequeño
y la separación se genera en la superficie 15 de presión.
En la Figura 13, al aumentar el ángulo 20 de
salida, se reduce un porcentaje de par de una región 38 de salida
de ventilador mientras que aumenta un porcentaje de par de la región
10 de succión de ventilador. Esto se debe a que, mientras se
aumenta un área entre las palas 13 eficaz para el caudal de aire, el
ángulo 12 de ataque es grande en la región 10 de succión de
ventilador, por lo que se puede generar una separación en la
superficie 14 de succión.
En contraste con lo anterior, al disminuir el
ángulo 20 de salida, se reduce un porcentaje de par de la región 10
de succión de ventilador, mientras que aumenta un porcentaje de par
de la región 38 de salida de ventilador. Esto se debe a que, aunque
el ángulo 12 de ataque (véase la Figura 3) es pequeño en la región
10 de succión de ventilador, con lo que es difícil que se genere
separación en la superficie 14 de succión, se reduce un área entre
las palas 13 eficaz para el caudal de aire en la región 38 de salida
de ventilador.
En la Figura 12, cuando el ángulo 20 de salida
es de 25º, la potencia de entrada del motor de ventilador es
mínima. Según se ha descrito anteriormente, existe una ventaja y un
inconveniente cuando el ángulo 20 de salida es mayor así como
menor, y a la vista de estas ventaja e inconveniente, la potencia de
entrada del motor de ventilador es óptima cuando el ángulo 20 de
salida es de 25º.
En la descripción anterior, se ha descrito el
ángulo de salida cuando el ángulo 4 es de 73,6º. Al aumentar el
ángulo 4, el ángulo 20 de salida que minimiza la potencia de entrada
del motor de ventilador aumenta, mientras que al disminuir el
ángulo 4, se reduce el ángulo 20 de salida que minimiza la potencia
de entrada del motor de ventilador. Aunque se han omitido detalles,
cuando el ángulo 4 es de 90º, el ángulo 20 de salida que minimiza
la potencia de entrada del motor de ventilador era de 28º, mientras
que cuando valía 65º, el ángulo 20 de salida que minimiza la
potencia de entrad del motor de ventilador era de 22º.
Según se ha expuesto anteriormente, se ha
planteado un problema en el sentido de que la potencia de entrada
del motor de ventilador necesaria para obtener un caudal
predeterminado es grande cuando el ángulo 4 del intercambiador de
calor frontal 2 no es de 65º a 90º; un punto A del intercambiador de
calor posterior 3 más próximo al intercambiador de calor frontal 2
está situado junto al intercambiador de calor posterior 3 desde el
centro de rotación O del ventilador 1 de flujo transversal; y el
ángulo 20 de salida de la pala 13 del ventilador 1 de flujo
transversal no es de 22º a 28º. Mientras que la potencia de entrada
del motor de ventilador necesaria para obtener un caudal
predeterminado se puede reducir en condiciones en las que el ángulo
4 de ataque del intercambiador de calor frontal 2 es de 65º a 90º;
un punto A del intercambiador de calor posterior 3 más próximo al
intercambiador de calor frontal 2 está situado junto al
intercambiador de calor frontal 2 desde el centro de rotación O del
ventilador 1 de flujo transversal; y el ángulo 20 de salida de la
pala 13 del ventilador 1 de flujo transversal es de 22º a 28º.
Tercera
realización
En una tercera realización, se determinó
experimentalmente un intervalo del ángulo 21 de entrada de la pala
13 del ventilador 1 de flujo transversal capaz de aumentar el caudal
cuando se hace rotar el motor de ventilador a una velocidad de
rotación predeterminada.
La Figura 14 es un dibujo de la estructura de la
tercera realización de acuerdo con el invento que muestra la
relación entre la potencia de entrada del motor de ventilador y el
ángulo de entrada; la Figura 15 es un dibujo de la estructura de la
tercera realización de acuerdo con el presente invento que muestra
la separación de la superficie 14 de succión en la región de
succión del ventilador de flujo transversal; la Figura16 es un
dibujo de la estructura de la tercera realización de acuerdo con el
presente invento que muestra la separación de la superficie de
presión en la región de descarga del ventilador de flujo
transversal; y la Figura 17 es un dibujo de la tercera realización
de acuerdo con el presente invento que muestra la separación de la
superficie 14 de succión en las proximidades de un
estabilizador.
La estructura de un acondicionador de aire es la
misma que la que responde a la primera realización mostrada en la
Figura 6 en la que se determina el intervalo del ángulo 21 de
entrada mostrado en la Figura 4 de acuerdo con la primera
realización, por lo que se omite la descripción de la
estructura.
El ventilador 1 de flujo transversal utilizado
en los experimentos tenía un diámetro exterior de la pala 13 de 100
\phi; un ángulo 20 de salida de 25º; una longitud 23 de cuerda
de 12,4 mm; y un alabeo máximo 25 de 2,5 mm; el ángulo 4 mostrado
en la Figura 6 era de 73,6º; y el ángulo 28 era de 17,6º. Los
números de etapas del intercambiador de calor frontal 2 y del
intercambiador de calor posterior 3 eran 4 y 6, respectivamente, y
los números de filas de las mismas eran 2; el paso de fila de las
tuberías 32 de refrigerante era de 12,7 mm y el paso de etapa de la
misma era de 20,4 mm; y la altura de la unidad 8 de interior era de
305 mm.
Luego, se cambió el ángulo de entrada 21 de la
pala 13 del ventilador 1 de flujo transversal en el intervalo de
88º a 104º, y se analizó el caudal de salida de la unidad 8 de
interior mientras la velocidad de rotación del ventilador 1 de
flujo transversal era de 1500 rpm..
Los resultados experimentales se presentan en la
Figura 14. En la Figura 14, cuando el ángulo 21 de entrada es de
96º y la velocidad de rotación del ventilador 1 de flujo transversal
es de 1500 rpm, el caudal de aire que sale de la unidad 8 de
interior se ajusta a 100..Como se muestra en la Figura 14, cuando el
ángulo 21 de entrada es de 96º, el caudal es máximo..
A continuación se describe la razón de lo
anterior con referencia a las Figuras 6 y 14 a 17. La Figura 15 es
un dibujo de la distribución de velocidades relativas que muestra un
ejemplo de la separación generada sobre la superficie 14 de succión
en la región 10 de succión de ventilador; la Figura 16 es un dibujo
de la distribución de velocidades relativas que muestra un ejemplo
de la separación generada sobre la superficie 15 de presión en la
región 38 de descarga de ventilador; y la Figura 17 es un dibujo de
la distribución de velocidades relativas que muestra un ejemplo de
la separación generada sobre la superficie 14 de succión en las
proximidades de un estabilizador 39 mostrado en la Figura 1.
Si el ángulo 21 de entrada es pequeño, en la
región 10 de succión de ventilador, la superficie 14 de succión es
difícil de separar, y como el ángulo 12 de ataque (véase la Figura
3) no se ha reducido excesivamente en la región 38 de descarga de
ventilador, por lo que es difícil generar la separación en la
superficie 15 de presión, como se muestra en la Figura 17, se
plantea el problema de que la superficie 14 de succión tiene
tendencia a separarse en una región 40 en las proximidades del
estabilizador 39. Por el contrario, si el ángulo 21 de entrada es
grande, aunque la superficie 14 de succión es difícil de separar en
una región 40 de las proximidades del estabilizador 39, como se
muestra en la Figura 15, en la región 10 de succión de ventilador,
la superficie 14 de succión tiene tendencia a separarse, de tal
manera que, como se muestra en la Figura 16, existe un problema en
el sentido de que el ángulo 12 de ataque se reduce excesivamente en
la región 38 de descarga de ventilador, por lo que la separación
tiene tendencia a generarse en la superficie 15 de presión.
En la Figura 14, cuando el ángulo 21 de entrada
es de 96º, el caudal a 1500 rpm es máximo. Según se ha descrito
anteriormente, existe una ventaja y un inconveniente cuando el
ángulo 21 de entrada es mayor así como menor, y a la vista de estas
ventaja e inconveniente, el caudal es óptimo cuando el ángulo 21 de
entrada es de 96º.
El caudal es máximo cuando el ángulo 21 de
entrada es de 96º, con lo que la relación de caudales en este
momento se ajusta a 100. El intervalo admisible se regula para que
sea un 0,5% de la máxima relación de caudales, es decir, desde 99,5
a 100%, de tal manera que es preferible el intervalo del ángulo 21
de entrada desde 91º a 100º. correspondiente al mismo.
Según se ha expuesto anteriormente, se ha
planteado un problema en el sentido de que el caudal a una velocidad
de rotación predeterminada es pequeño cuando el ángulo 4 del
intercambiador de calor frontal 2 no es de 65º a 90º; un punto A
del intercambiador de calor posterior 3 más próximo al
intercambiador de calor frontal 2 está situado junto al
intercambiador de calor posterior 3 desde el centro de rotación O
del ventilador 1 de flujo transversal; y el ángulo 21 de entrada
de la pala 13 del ventilador 1 de flujo transversal no es de 91º a
100º. Mientras que el caudal a una velocidad de rotación
predeterminada se puede aumentar cuando el ángulo 4 del
intercambiador de calor frontal 2 es de 65º a 90º; un punto A del
intercambiador de calor posterior 3 más próximo al intercambiador
de calor frontal 2 está situado junto al intercambiador de calor
frontal 2 desde el centro de rotación O del ventilador 1 de flujo
transversal; y el ángulo 21 de entrada de la pala 13 del ventilador
1 de flujo transversal es de 91º a 100º.
Cuarta
realización
En una cuarta realización, se determinó mediante
experimentos un intervalo de hc/D de la pala 13 del ventilador 1 de
flujo transversal capaz de reducir la potencia de entrada necesaria
para obtener un caudal predeterminado, donde las letras hc designan
un alabeo máximo de la pala 13 del ventilador 1 de flujo
transversal, y la letra D designa un diámetro externo de la pala
13.
La Figura 18 es un dibujo que muestra la
relación de los resultados experimentales entre la potencia de
entrada del motor de ventilador cuando el caudal que sale de la
unidad 8 de interior es de 16 m^{3}/minuto y hc/D cuando se
cambia la hc/D de la pala 13 de un acondicionador de aire de acuerdo
con la cuarta realización del presente invento; la Figura 19 es un
dibujo que muestra la relación de resultados experimentales entre el
caudal del acondicionador de aire de acuerdo con la cuarta
realización del presente invento a 1500 rpm y hc/D; y la Figura 20
es un dibujo de la estructura de la cuarta realización de acuerdo
con el presente invento que muestra la separación sobre la
superficie de succión en la región de succión de ventilador.
La estructura de un acondicionador de aire es la
misma del que responde a la primera realización mostrada en la
Figura 6, en la que se determina el intervalo de hc/D mostrado en la
Figura 4 de acuerdo con la primera realización, por lo que se ha
omitido la descripción de la estructura.
El ventilador 1 de flujo transversal utilizado
en los experimentos tenía un diámetro exterior de la pala 13 de 100
\phi; un ángulo 20 de salida de 25º; un ángulo 21 de entrada de
96º; una longitud 23 de cuerda de 12,4 mm; y un espesor máximo 41
de pala de 1,07 mm; el ángulo 4 mostrado en la Figura 6 era de
73,6º; y el ángulo 28 era de 17,6º. Los números de etapas del
intercambiador de calor frontal 2 y del intercambiador de calor
posterior 3 eran 4 y 6, respectivamente, y los números de filas de
las mismas eran 2; el paso de fila de las tuberías 32 de
refrigerante era de 10,2 mm; y la altura de la unidad 8 de interior
era de 305 mm.
Luego, se cambió hc/D en el intervalo de 0,024 a
0,029, y se analizó la potencia de entrada del motor de ventilador
necesaria para obtener el caudal de salida de la unidad 8 de
interior de 16 m^{3}/minuto, donde las letras hc designan un
alabeo máximo de la pala 13 y la letra D designa un diámetro externo
de la pala 13.
Los resultados experimentales se muestran en la
Figura 18. En la Figura 18, cuando hc/D es 0,026 y el caudal que
sale de la unidad 8 de interior es 16 m^{3}/minuto, la potencia de
entrada del motor de ventilador se regula para que sea 100.
Asimismo, en la Figura 19, cuando hc/D es 0,024 a 1500 rpm, el
caudal se regula a 100.
Como se muestra en la Figura 18, cuando hc/D es
0,026, la potencia de entrada del motor de ventilador necesaria
para obtener un caudal de salida de la unidad 8 de interior de 16
m^{3}/minuto es mínima. Como se muestra en la Figura 19, al
aumentar hc/D, aumenta el caudal a 1500 rpm.
A continuación se describe la razón de lo
anterior con referencia a las Figuras 18 a 20. La Figura 20 es un
dibujo que muestra la separación sobre la superficie 14 de succión
en la región 10 de succión de ventilador.
Como se muestra en la Figura 20, si hc/D es
grande, la separación tiene tendencia a generarse en el borde
delantero 18 de la superficie 14 de succión, mientras que cuando
hc/D es pequeña, aunque la separación es difícil de generarse en el
borde delantero de la superficie 14 de succión, la separación tiene
tendencia a generarse en el borde trasero 19 de la superficie 14 de
succión. Por tanto, como se ha mostrado en la Figura 18, la
potencia de entrada del motor de ventilador es mínima cuando hc/D es
0,026.
Asimismo, al aumentar hc/D, el alabeo aumenta
con el fin de disponer de una elevada sustentación. Por tanto, como
se muestra en la Figura 19, aumenta el caudal a una velocidad de
rotación predeterminada.
En la descripción anterior, se ha descrito hc/D
cuando el ángulo 4 es de 73,6º. Cuando el ángulo 4 es 90º, la hc/D
que minimiza la potencia de entrada del motor de ventilador ha sido
0,025, mientras que cuando el ángulo 4 es 65º, la hc/D que minimiza
la potencia de entrada del motor de ventilador ha sido 0,028.
Por tanto, cuando hc/D está en el intervalo de
0,025 a 0,028, se reduce la potencia de entrada del motor de
ventilador necesaria para obtener un caudal predeterminado, por lo
que se puede aumentar el caudal a una velocidad de rotación
predeterminada.
Según se ha expuesto anteriormente, se ha
planteado un problema en el sentido de que la potencia de entrada
del motor de ventilador necesaria para obtener un caudal
predeterminado es grande cuando el ángulo 4 del intercambiador de
calor frontal 2 no es de 65º a 90º; un punto A del intercambiador de
calor posterior 3 más próximo al intercambiador de calor frontal 2
está situado junto al intercambiador de calor posterior 3 desde el
centro de rotación O del ventilador 1 de flujo transversal; y hc/D
no está en el intervalo de 0,025 a 0,028, donde la letra D designa
un diámetro externo de la pala 13 del ventilador 1 de flujo
transversal, y las letras hc designan un máximo espesor 41 de pala.
Mientras que la potencia de entrada del motor de ventilador
necesaria para obtener un caudal predeterminado se puede reducir
cuando el ángulo 4 del intercambiador de calor frontal 2 es de 65º
a 90º; un punto A del intercambiador de calor posterior 3 más
próximo al intercambiador de calor frontal 2 está situado junto al
intercambiador de calor frontal 2 desde el centro de rotación O del
ventilador 1 de flujo transversal; y hc/D está en el intervalo de
0,025 a 0,028, donde la letra D designa un diámetro externo de la
pala 13 del ventilador 1 de flujo transversal, y las letras hc
designan un espesor máximo 41 de pala.
Quinta
realización
En una quinta realización, con el fin de
reducir la potencia de entrada del motor de ventilador necesaria
para obtener un caudal predeterminado, se determinaron empíricamente
las variaciones de pérdida de presión debidas a un elemento
resistente al flujo de aire en el lado del intercambiador de calor
frontal 2 y a un elemento resistente al flujo de aire en el lado
del intercambiador de calor posterior 3.
La estructura de un acondicionador de aire es la
misma que el que responde a la primera realización mostrada en la
Figura 9, por lo que se ha omitido la descripción de la misma.
En los experimentos, como se muestra en la
Figura 9, el elemento resistente al flujo de aire en el lado del
intercambiador de calor frontal 2 va a ser el intercambiador de
calor auxiliar 43, mientras que el elemento resistente al flujo de
aire en el lado del intercambiador de calor posterior va a ser un
intercambiador de calor auxiliar 44. Como se muestra en la Tabla 1,
en el caso A, las respectivas resistencias a los esfuerzos
alternativos del intercambiador de calor auxiliar 43 y del
intercambiador de calor auxiliar 44 son 1; en el caso B, la
resistencia a los esfuerzos alternativos del intercambiador de calor
auxiliar es 2 (el doble de la resistencia a los esfuerzos
alternativos del intercambiador de calor auxiliar 43 del caso A) y
la resistencia a los esfuerzos alternativos del intercambiador de
calor auxiliar 44 es 1 (igual que la resistencia a los esfuerzos
alternativos del intercambiador de calor auxiliar 44 del caso A); y
en el caso C, la resistencia a los esfuerzos alternativos del
intercambiador de calor auxiliar 43 es 1 y la resistencia a los
esfuerzos alternativos del intercambiador de calor auxiliar 44 es
2. En estas condiciones, cuando el caudal de salida de la unidad 8
de interior es 16 m^{3}/minuto, se investigó la potencia de
entrada del motor de ventilador.
\vskip1.000000\baselineskip
Los resultados experimentales se muestran en la
Tabla 1. En el caso A, cuando las respectivas resistencias a los
esfuerzos alternativos del intercambiador de calor auxiliar 43 y del
intercambiador de calor auxiliar 44 son 1, la potencia de entrada
del motor de ventilador se configura para que sea 100 cuando el
caudal sea de 16 m^{3}/minuto.
La potencia de entrada del motor de ventilador
es mínima en el caso A; es 106,4 en el caso B, donde es máxima; es
104,6 en el caso C, donde es intermedia. A partir de estos
resultados, con el fin de reducir la potencia de entrada del motor
de ventilador, es de máxima preferencia que la resistencia a los
esfuerzos alternativos del intercambiador de calor auxiliar 43 sea
la misma que la del intercambiador de calor auxiliar 44, y es
preferible que la resistencia a los esfuerzos alternativos del
intercambiador de calor auxiliar 43 sea menor que la del
intercambiador de calor auxiliar 44.
Es decir, con el fin de reducir la potencia de
entrada del motor de ventilador, es de máxima preferencia que la
resistencia a los esfuerzos alternativos del intercambiador de calor
auxiliar 43 sea la misma que la del intercambiador de calor
auxiliar 44, y es preferible que la resistencia a los esfuerzos
alternativos del intercambiador de calor auxiliar 43 sea menor que
la del intercambiador de calor auxiliar 44.
A continuación se describen las razones de lo
anterior con referencia a la Figura 9. Del dibujo vectorial de la
Figura 9, con un vector 36 de velocidad creciente y con un ángulo
decreciente 37, en la región 10 de succión de ventilador, se puede
reducir el ángulo 16 de ataque, de tal manera que se puede suprimir
la separación en la superficie 14 de succión. Para aumentar el
vector 36 de velocidad y reducir el ángulo 37, es preferible que se
aumente el vector 34 de velocidad y que la dirección del vector se
incline hacia la verticalidad. Los resultados de la Tabla 1
representan que con un vector 36 de velocidad creciente y con un
ángulo decreciente 37, la potencia de entrada del motor de
ventilador es menor.
De acuerdo con la realización, como elementos
resistentes a barlovento del intercambiador de calor frontal 2 y
del intercambiador de calor posterior 3, se usan los
intercambiadores de calor auxiliares 43 y 44; alternativamente, se
podría usar también un elemento resistente a los esfuerzos
alternativos tal como un precipitador eléctrico. Sin embargo, el
filtro 5 de depuración de aire no se puede incluir en el elemento
resistente a los esfuerzos alternativos. La definición de la
pérdida de presión del elemento resistente a los esfuerzos
alternativos en el lado del intercambiador de calor frontal 2 y de
la pérdida de presión del elemento resistente a los esfuerzos
alternativos en el lado del intercambiador de calor posterior 3 es
la diferencia de presión estática entre barlovento y sotavento
cuando cada elemento resistente a los esfuerzos alternativos se
coloca en un túnel aerodinámico y se hace circular el aire al mismo
caudal en una dirección perpendicular al intercambiador de calor
frontal 2 y al intercambiador de calor posterior 3. Adicionalmente,
la pérdida de presión del elemento resistente a los esfuerzos
alternativos en el lado del intercambiador de calor frontal 2 y la
pérdida de presión del elemento resistente a los esfuerzos
alternativos en el lado del intercambiador de calor posterior 3 se
pueden ajustar con pasos de aleta del intercambiador de calor
frontal 2 y del intercambiador de calor posterior 3, con el paso de
tubería de las tuberías 32 de refrigerante, y con el perfil de la
ranura 46.
Según se ha descrito anteriormente, se ha
planteado un problema en el sentido de que, cuando la pérdida de
presión del elemento resistente a los esfuerzos alternativos en el
lado del intercambiador de calor frontal 2 es mayor que la pérdida
de presión del elemento resistente a los esfuerzos alternativos en
el lado del intercambiador de calor posterior 3, la potencia de
entrada del motor de ventilador necesaria para obtener un caudal
predeterminado es elevada. Mientras que, mediante la reducción de
presión del elemento resistente a los esfuerzos alternativos en el
lado del intercambiador de calor frontal de modo que sea menor que
la pérdida de presión del elemento resistente a los esfuerzos
alternativos en el lado del intercambiador de calor posterior 3, se
genera un flujo de aire desde el intercambiador de calor frontal
hacia el ventilador 1 de flujo transversal, de tal manera que se
puede reducir el ángulo de ataque de la pala 13 en la región de
succión del ventilador 1 de flujo transversal. Por tanto, es
difícil que el flujo de aire se atasque en la superficie 14 de
succión, por lo que se puede reducir la potencia de entrada del
motor de ventilador necesaria para obtener un caudal
predeterminado.
Sexta
realización
La Figura 21 es una vista en corte de una unidad
de interior de un acondicionador de aire de acuerdo con una sexta
realización. La Figura 22 es un dibujo que muestra la relación de
resultados experimentales entre la potencia de entrada del motor
de ventilador y L/D cuando se varía L/D y el caudal que sale de la
unidad de interior 8 es 16 m^{3}/minuto, donde la letra D designa
un diámetro externo de la pala 13 del ventilador 1 de flujo
transversal y la letra L designa una distancia 48. La distancia 48
designa una distancia horizontal entre un punto de la cabeza del
panel 47 de succión adyacente al intercambiador de calor frontal 2 y
un punto del intercambiador de calor frontal 2 más próximo al panel
de succión 47. Asimismo, en la Figura 22, cuando L/D = 0,6, la
potencia de entrada del motor de ventilador se regula a 100.
La Figura 23 es un dibujo que muestra una suma
vectorial de velocidades de una velocidad. La suma vectorial 49 de
velocidades mostrada en la Figura 23 es una suma vectorial de un
vector 50 de velocidad en el punto P de intersección de una línea
recta que para por el punto medio L de los puntos H e I del
intercambiador de calor auxiliar 43 perpendicularmente al
intercambiador de calor frontal 2 y un vector 51 de velocidad en el
punto Q de intersección de una línea recta que pasa por el punto
medio M de los puntos J y K del intercambiador de calor auxiliar 44
perpendicularmente al intercambiador de calor posterior 3.
Como se muestra en la Figura 22, con L/D
creciente, la potencia de entrada del motor de ventilador necesaria
para obtener un caudal predeterminado se reduce; sin embargo, si L/D
\geq 0,4, la potencia de entrada del motor de ventilador apenas
varía.
A continuación se describen las razones de lo
anterior. Como con distancia creciente 48, la suma vectorial 49 de
velocidades aumenta, se aumenta un componente vectorial horizontal
52 de la suma vectorial 49 de velocidades de tal manear que un
ángulo 53 disminuye. La razón estriba en que, como se reduce el
ángulo de ataque 12 de la región 10 de succión del ventilador 11 de
flujo transversal, es difícil que se atasque el flujo de aire en la
superficie 14 de succión. Si el aire no pasa a través del panel 47
de succión y la distancia 48 es pequeña, es difícil que el aire
circule a través de la parte superior del intercambiador de calor
frontal 2, porque la resistencia a los esfuerzos alternativos es
pequeña en las partes de fondo del intercambiador posterior 3 y del
intercambiador de calor frontal 2.
Como se ha descrito anteriormente, se ha
planteado un problema en el sentido de que la potencia de entrada
del motor de ventilador necesaria para obtener un caudal
predeterminado es grande cuando L/D < 0,4. Mientras que,
haciendo que la relación L/D sea \geq 0,4, se puede reducir el
ángulo 12 de ataque en la región 10 de succión del ventilador 1 de
flujo transversal de tal manera que se puede reducir la potencia de
entrada del motor de ventilador necesaria para obtener un caudal
predeterminado.
Claims (5)
1. Un acondicionador de aire que comprende:
una unidad de interior (8) que tiene al menos
una entrada (6) y una salida (7);
un ventilador (1) de flujo transversal conectado
a un motor de ventilador;
un intercambiador de calor frontal (2); y
un intercambiador de calor posterior (3);
en el que un ángulo de instalación \alpha del
intercambiador de calor frontal posicionado por encima del centro
de rotación (O) del ventilador de flujo transversal con respecto al
horizonte es 65º \leq \alpha \leq 90º, un punto A del
intercambiador de calor posterior (3) más próximo al intercambiador
de calor frontal (2) está situado junto al intercambiador de calor
frontal desde el centro de rotación (O) del ventilador de flujo
transversal, y un ángulo de salida \beta2 de una pala del
ventilador de flujo transversal es 22º \leq \beta2 \leq
28º.
2. Un acondicionador de aire que comprende:
una unidad de interior (8) que tiene al menos
una entrada (6) y una salida (7);
un ventilador (1) de flujo transversal conectado
a un motor de ventilador;
un intercambiador de calor frontal (2); y
un intercambiador de calor posterior (3);
en el que un ángulo de instalación \alpha del
intercambiador de calor frontal posicionado por encima del centro
de rotación (O) del ventilador de flujo transversal con respecto al
horizonte es 65º \leq \alpha \leq 90º, un punto A del
intercambiador de calor posterior (3) más próximo al intercambiador
de calor frontal (2) está situado junto al intercambiador de calor
frontal desde el centro de rotación (O) del ventilador de flujo
transversal, y un ángulo de entrada \beta1 de una pala del
ventilador de flujo transversal es 91º \leq \beta1 \leq
100º.
3. Un acondicionador de aire que comprende:
una unidad de interior (8) que tiene al menos
una entrada (6) y una salida (7);
un ventilador (1) de flujo transversal conectado
a un motor de ventilador;
un intercambiador de calor frontal (2); y
un intercambiador de calor posterior (3);
en el que un ángulo de instalación \alpha del
intercambiador de calor frontal posicionado por encima del centro
de rotación (O) del ventilador de flujo transversal con respecto al
horizonte es 65º \leq \alpha \leq 90º, un punto A del
intercambiador de calor posterior (3) más próximo al intercambiador
de calor frontal (2) está situado junto al intercambiador de calor
frontal desde el centro de rotación (O) del ventilador de flujo
transversal, y cuando el diámetro externo de una pala del
ventilador de flujo transversal es D y un alabeo máximo es hc, la
relación hc/D es 0,025 \leq hc/D \leq 0,028.
4. El acondicionador de aire de acuerdo con una
cualquiera de las reivindicaciones 1 a 3, que comprende además al
menos una clase o más de elementos resistentes (42, 43) a los
esfuerzos alternativos dispuestos en el lado de barlovento del
intercambiador de calor posterior, y sobre el lado de barlovento del
intercambiador de calor posterior,
en el que una resistencia a los esfuerzos
alternativos del elemento resistente (42, 43) a los esfuerzos
alternativos en el lado del intercambiador de calor frontal es
idéntica a - o menor que - una resistencia a los esfuerzos
alternativos del elemento resistente a los esfuerzos alternativos en
el lado del intercambiador de calor posterior.
5. El acondicionador de aire de acuerdo con una
cualquiera de las reivindicaciones 1 a 3, en el que la relación es
L/D \geq 0,4, donde el diámetro externo de la pala del ventilador
de flujo transversal es D y la máxima distancia entre un panel de
succión y el intercambiador de calor frontal es L.
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| JPH08200283A (ja) * | 1995-01-30 | 1996-08-06 | Hitachi Ltd | 貫流ファンおよびこれを備えた空気調和機 |
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