专利名称：双气源热水器的制作方法
技术领域：
本发明涉及燃气设备领域。
背景技术：
入世后，中国燃气行业发展进入了一个机遇和挑战并存的新时期。仅从天然气角度看，中国政府计划在2010年将天然气在一次能源的消费结构中，从目前的不到3％提高至8％。随着“西气东输”、“俄气南供”、川气东送、广东进口液化天然气、东海天然气开发等几个大项目的全面实施，全国城市燃气的气源结构将发生很大变化，可以预测，天然气将会逐步取代人工煤气、液化石油气或空混气(代天然气)而成为城市的主导气源，天然气与人工煤气、液化石油气或空混气的转换工作将会于不久的将来在全国各地相继展开。与此相对应的是，全国各地众多的人工煤气、液化石油气燃具必然会面临一个停气改造的难题，而对居民影响最大、燃气经营企业深感头疼的当属家用燃气快速热水器的改造或更换。
按照国内外天然气转换的经验，用天然气置换人工煤气、液化石油气的过程中，一大难点直接影响和阻碍到天然气转化的步伐，那就是必须对用户的现有燃具进行改造，使之成为能与天然气适配的燃气具，即天然气燃具。但是，一个城市几十万甚至上百万用户，即使投放大量的人力、物力，也不可能在较短的时间内完成如此大的燃具改造任务。为了不至于对用户的生活构成太大的影响，各地普遍采用分片区转换办法，即耗巨资对现有供气管网进行改造，使之分解成若干独立的小区域。开始置换甲片区时，先将甲片区与大管网隔离后，然后对该片区内的燃具进行改造或更换，使之成为天然气燃具，待区内所有燃具转换工作完成后，将该片区并入天然气管网，再实施下一片区的转换工作。
采用这种分区逐步置换的方法带来的问题是1、片区规模不能太大，导致置换进度缓慢，一般为3000-10000户/片区。否则需投入大量的人力，组织、管理难度太大；2、对用户生活构成太多的干扰和影响，矛盾、冲突不断；3、在有限的时间内完成如此大的燃具改造量，质量难以保证，存在安全隐患。正因为如此，各地都深感天然气转换工作艰难，直接影响到整个城市全面使用天然气的进程，影响到政府和企业的形象，无论是对经济效益、社会效益、环保效益都会带来巨大影响。日本大阪天然气转换工作花费了15年时间，北京用于置换的时间也有15年，目前还未完成，上海的天然气置换工作自99年开始，预计过渡时间也将会超过15年，南京不到40万户规模，计划的转换时间也得4年，广州市预计的置换期为5年。可见，天然气转换工程是一项耗时、耗力、耗资金的艰辛工程。
现今及未来的一段时期，各个即将使用天然气的城市的燃具用户都将会面临一个相同且重要的问题，即目前所用的人工煤气(油制气、焦炉煤气等)燃具或液化石油气(含10T代天然气)燃具用户，在更新或重新购置燃具时，到底选用何种燃具？选天然气燃具，与现有燃具不匹配，那只能仍选购人工煤气(液化石油气)燃具。但是，1-2年后气源要变为天然气，刚花费近千元购置的新热水器要开肠破肚，改造为效率不一定太高、质量不一定能得到保证的天然气燃具，此时的用户如何定夺？燃气经营企业推荐什么样的产品？另外一个问题是天然气抵达前1-2年，煤气公司如何发展用户？是否要停止发展人工煤气(液化石油气)用户？可见，燃具问题，特别是燃气热水器问题直接困扰着消费者，同时也困扰着燃气经营企业甚至政府部门！发明内容本发明的目的在于克服现有技术的缺点和不足，提供一种能使用天然气/人工煤气(液化石油气、代天然气)双气源的通用热水器，转换气源时不需任何改造，不必专业人员操作，仅由用户通过操作转换开关，就能实现燃气气源转换后，热水器可分别适配热值和燃烧特性均差异较大的两种气源(高热值气源和低热值气源)，满足热水器稳定燃烧需求，彻底解决以上问题的困扰。
为了实现上述发明目的，本发明的双气源热水器，包括燃气喷嘴、燃烧器、水箱、热交换器、火力调节阀及风机，其特征在于还包括一高热值燃气回路，一低热值燃气回路及一用于切换控制上述两燃气回路的转换开关。
本发明适用于各类家用燃气快速热水器，特别适用于强制排气式(Q型、简称强排式)和强制给排气式(G型、简称平衡强排式)家用燃气快速热水器。其目的在于生产一种能分别使用两种热值及燃烧特性差异较大的燃气气源的家用燃气快速热水器，即双气源通用热水器，其可分别用于“天然气/人工煤气”、“液化石油气/天然气”或“天然气/代天然气(空混气)”间的任意切换。与既有燃具比较，产品制造成本基本维持不变。
双气源通用热水器使用两种不同气源时的额定热负荷不相同。铭牌标识为两档，比如JSQ14-7E(天然气)/JSQ12-6G(油制气)，表明该热水器使用使用天然气时，额定热负荷为14KW(7.0升)，而使用人工煤气类的油制气时，额定热负荷则为12KW(6.0升)。
出于降低生产成本和兼顾既有燃具改造工作量的考虑，本发明设计的双气源通用热水器以既有的低热值(低热负荷)气源热水器作为基准器具改进而成，改动幅度尽可能小，冲压件模具不变。双气源通用热水器在使用低热值(低热负荷)气源时，转换开关位于该气源对应位置助燃主风机同步位于低速档，辅助风机不启动，燃气供给回路减压装置不起作用，进入热水器的燃气压力经原有通路抵达燃气喷嘴引射一次空气。此时，助燃主风机低速运行，通过一、二次空气流量分配控制板，使一、二次风量符合低热值气源燃烧要求，燃烧器运行点处于燃烧特性曲线右下角一次空气系数略大，火孔热强度略低，以不离焰、不回火为界。
气源由低热值(低热负荷)气源改为高热值(高热负荷)气源后，转换开关切换为相应位置，与转换开关同步的是助燃主风机位于高速档，辅助风机启动，燃气供给回路减压装置动作，进入热水器的燃气压力经减压装置降压后抵达燃气喷嘴引射一次空气。此时，热水器燃烧器运行点位于燃烧特性曲线中间或左上方一次空气系数适中或略低，火孔热强度略高或适中，以不产生黄焰、CO不超标为界。
在使用高热值气源时，增加主风机供给量、启动辅助风机，目的是为了提高一次空气供给量，而降低燃气喷嘴压力目的是减少热负荷。两者都是为了一个共同的目标力求气源改变前后的一次空气系数接近，确保燃烧高热值气源时，进入燃烧器的一次空气系数有所提高，能满足高热值气源燃烧需求。
设置一、二次空气流量分配控制板的目的，是为了有效调节一、二次空气量的比例，除满足一次空气系数符合要求外，重点控制过剩空气量，提高热水器燃烧热效率。适当加大既有低热值气源燃烧器火排出口截面积的目的，是为了能使两种气源能较好兼容。
未来几年或天然气转换的前一段时期，在这些即将进行气源转换的的地区，对新发展的燃气用户和一些燃具达到使用年限或自愿要求更新燃具的用户，推广使用这种双气源热水器，既给用户带来不用二次改造(更新)的便利，减少经济损失，更重要的是有利于燃气经营企业减少天然气置换过程中燃具改造工作量，消除气源转换中的矛盾，加快天然气利用步伐。此外，还可消除燃气经营企业发展用户的困扰，有利于扩大经营规模，提高企业及政府的形象，有显著的经济及社会效益。
图1是双气源热水器燃烧特性曲线图；图2是双气源热水器总体结构示意图；图3是双气源热水器引射器结构、燃烧喷嘴位置示意图；图4是双气源热水器燃烧器火排出口截面图；图5是双气源热水器一、二次空气流量分配板图；图6是双气源热水器燃气供给回路图；图7是双气源热水器试验原理图。
具体实施例喷嘴尺寸、安装位置及热负荷计算燃气圆形喷嘴截面积为S双气源喷＝S高气源喷～90％S高气源喷，喷嘴直径由此计算得出d双气源喷＝d高气源喷～95％d高气源喷，燃气喷嘴长度为h高气源喷≤h双气源喷≤h低气源喷。
本发明采用的燃气喷嘴形式与基准器具相同，为圆形喷嘴，直径减少5.0％以下，喷嘴长度略大于高热值气源热水器的喷嘴长度。安装位置与基准器具相同，与基准器具比较，喷嘴出口截面远离引射口截面。见附图3。
双气源热水器热负荷计算为Lg=0.0035*μ*d2*HS]]>
式中 Lg---圆形喷嘴流量(m3/h)μ---喷嘴流量系数(本发明中取0.75)d---圆形喷嘴直径(mm)H---燃气压力(Pa)S---燃气相对密度(空气＝1.0)根据上式计算出的喷嘴数量、喷嘴流量、已知的两种气源热值和进入喷嘴的燃气压力，可分别计算出双气源热水器在高、低热值两种气源状态下的额定热负荷。
一次空气引射量及一次空气系数的确定由于两种燃气气源的华白指数相差较大，即燃烧器分别使用这两种气源时，其热负荷将会发生较大的变化，基准器具在使用高热值(热负荷)气源时，一次空气系数会明显降低，出现不匹配现象。因为一次空气系数与华白指数成反比，致使燃具运行点超出燃烧特性曲线范围之外，以致于产生黄焰和CO超标。
本发明技术解决一次空气系数不匹配问题的办法之一加大一次空气引射量，提高一次空气引射量和一次空气系数。
措施1加大助燃主风机马达转速，增加空气供给总量，提高引射器进口风压，从而提高一次空气系数。
措施2采取加大助燃主风机马达转速的措施仍不能满足要求时，则在一次空气引射口再加装一台辅助风机，重点提高一次空气进风口压力，以增大进入燃烧器内的一次空气量，提高一次空气系数。
一次空气系数α的确定a)使用低热值气源时α＝0.60～0.80(以不出现回火、离焰现象为界)；b)使用高热值气源时α＝0.40～0.60(以不产生黄焰和CO不超标为界)具体指标值根据试验结果予以确定。
几种典型气源在不同的一次空气系数α情况下的一次空气需求量如下表1。
表1典型气源在不同α情况下的一次空气需求量
二次空气量及过剩空气量计算二次空气供给状态及供给总量直接关系到燃烧器燃烧状况，而过剩空气量又影响到燃烧器燃烧效率。因此，除分析一次空气供给情况外，还需对二次空气供给状况进行研究。
几种典型气源燃烧时的空气需求量及相关参数如下表2。
表2几种典型气源的空气需求量及相关参数
一、二次空气流量分配比例及实施根据风压的分布情况，在燃烧器火排底部设置有两块布满一定数目、大小不等的各类小孔的档风板，即空气流量分配板，如附图5所示。通过调整板上面的通风孔大小及位置，改变空气流向，可以分别改变一、二次空气流量及比例，以满足燃烧要求。总供风量＝一次空气风量+二次空气风量(含过剩空气量)。
需要考虑的是，气源改变前后，因为空气供给量变化，其风压各不相同，一、二次空气流量比例也是变化的，因此，通风孔的设置要兼顾风压变化和一、二次空气需求量变化这两方面的因素。
助燃主风机选型如附图2所示，助燃主风机马达选用220伏交流风机，两组线圈分别实现高速/低速两档运行功能，转换开关与“气源和燃气压力”切换开关同步，安装位置、风机外形尺寸保持与基准器具不变。
助燃主风机分鼓风型和引风型两种，前者用于强鼓型热水器，后者用于后置型热水器。对助燃主风机的要求转速恒定、噪音小、抗热抗震性能优良、适宜频繁启动且启动快速工作状态。助燃主风机的转速、风量等参数由试验取得，据此在风机生产厂家定制。
辅助风机选型采用改变助燃主风机转速的措施后仍然不能满足一次空气量需求，则在上述基础上采用增加辅助风机的措施。这是本发明技术解决高热值气源燃烧时，一次空气系数不匹配问题的办法之二。
如附图2所示，辅助风机选用一小型220伏交流风机，尺寸尽可能小，安装位置靠近喷嘴处，配置有风向导入板，要求将风较均匀的分布在引射器引射口四周。辅助风机的转速、风量等参数由计算得出并经过试验验证，据此在风机生产厂家定制。
对于数码温控型热水器，则无辅助风机，主风机为直流风机，转速由控制回路调节，但气源切换时，须通过控制板及相应装置同步改变“空气/燃气”配比值，即比例阀开度，以改变一次空气引射量，使空气与燃气匹配，确保进入燃烧器混合管内一次空气系数保持不变。
燃烧器火排出口截面积计算燃烧器火排出口截面有两种类型，即人工煤气为一类，其它气源(天然气、液化石油气、代天然气)为一类。火排类型分口琴式和鱼尾式两种，前者因体积较大而用于热负荷及容量较小的热水器上。一般来说，人工煤气热水器火排出口截面积小一些。
对于“天然气/人工煤气”双气源热水器，火排出口截面积较基准器具(人工煤气燃具)适当加大一些，以便与其它气源兼容，如附图4所示。原则是以使用人工煤气时，低压状态不回火为极限。截面积加大的具体数据以试验结果并考虑到人工煤气组份变化极限值来予以确定。
对于其它的双气源热水器，火排出口截面积较基准器具相同。
水箱及热交换器水箱及热交换器形式与基准器具完全一样，但其大小则按燃烧高热值(热负荷)气源时最高负荷进行设计，以满足最大热负荷时的换热需要。
引射器如附图3所示，双气源热水器引射器形式与原有基准器具相同。燃烧器火排混合管、喉管尺寸保持不变，对于“天然气/人工煤气”双气源热水器来讲，引射器进风口直径较基准器具增加5.0％~10.0％，燃气喷嘴直径和安装位置略有改变。
烟气本发明中热水器烟气排放情况与原有器具基本相同。低负荷运行时，烟气中氧气含量略高，满负荷运行时，氧气含量最低，两种情况均符合“国标”相应要求。
过剩空气量(烟气中氧气含量)的控制，是在兼顾烟气中CO不超标和燃烧器燃烧效率符合要求的前提下，由试验取得数据后予以实施的。
燃气供给回路使用低热值燃气气源时，进入热水器的燃气气源经燃气回路相关装置直接进入燃气喷嘴；而使用高热值燃气气源时，本发明技术中增设了一减压装置，燃气压力经过减压阀适当降低后进入燃气喷嘴，以降低进入燃烧器的热负荷，降低总的一、二次空气需求量，同时，减少燃烧器火孔热强度，使燃具运行点下移，远离CO极限曲线，避免CO超标。这是本发明技术解决高热值气源燃烧时一次空气系数不匹配问题的办法之三。
减压装置作用a)降低高热值气源实际燃烧时的热负荷，使其尽可能接近燃烧低热值时的热负荷；b)燃烧高热值气源时对燃气压力起稳压作用，避免燃气压力波动而影响热水器热负荷。
本发明中对燃气供给回路的改进，可改善燃气流量的调节特性，有利于稳定燃气流量，稳定热水器出水温度。实施原理如附图6所示。回路中减压阀进口压力范围1500~3000Pa，出口压力调节范围600~1500Pa。
火力调节阀门因为两种气源的热值差异较大，使用高热值气源的热水器在低负荷(小火状态)运行时，须保证负荷足够低，以便能确保最小负荷(小火)时满足燃烧及使用要求。
如附图7所示，本发明通过在燃气供给回路上增设减压装置，降低了通过“火力调节阀”的压力范围，改善了低流量段的调节特性，再通过选用调节精度、流量线性度较好的阀芯，实现了两种气源的燃气调节阀门通用，较好解决了“小火”时的燃烧问题。
转换开关本发明中采用的转换开关为用于燃气供给回路中的旁路球阀作为两种气源的转换开关，并在热水器面板上设置与此连动的转换钮，阀杆与助燃主风机马达“高速/低速”档和辅助风机马达“启动/停止”档联动。
转换开关处于“低热值气源”档时，燃气供给回路的旁路阀门打开，燃气压力不经减压直接进入燃气喷嘴，助燃主风机马达“低速”运行，辅助风机马达“停运”；气源改变后，转换开关处于“高热值气源”档时，燃气供给回路的旁路阀门关闭，燃气压力经减压装置进入燃气喷嘴，助燃主风机马达“高速”运行，辅助风机马达“启动”。如附图6所示。
燃烧状况分析因为两种气源热值及燃烧特性差异较大，气源改变前后组份完全不一样，因此，有必要分析两种工况下双气源热水器的燃烧状况。
本发明中，双气源热水器燃烧器部分采用了相同的喷嘴口径、相同的安装位置，引射器尺寸、燃烧器火排出口截面积等也完全相同，也就是说，整体结构上兼顾了两种气源的要求。气源变化后，无需对各零部件结构进行任何调整。唯一改变的只是在使用高热值气源时，降低了喷嘴前的燃气压力(减少热负荷)，同时增大一、二次空气量。目的均是解决高热值(高负荷)气源燃烧时一、二次空气量匹配问题。
双气源热水器在燃烧低热值(热负荷)气源时，与基准器具比较，只是将喷嘴位置后移了一些，即喷嘴远离引射口，且引射口截面积适当加大，带来的是一次空气量加大，即一次空气系数增大。但是，通过适当降低助燃主风机风压(转速)和设置一、二次空气流量分配板，可以确保燃烧能够满足要求，此时，燃具运行点在燃烧特性曲线右下方，即一次空气系数略大、火孔热强度略小。
在燃烧高热值(热负荷)气源时，与原有器具比较，喷嘴位置基本保持不变，但引射口截面积减少，喷嘴尺寸加大，带来的是一次空气系数变小。但是，通过适当降低喷嘴燃气压力、减少热负荷，提高助燃主风机风压(转速)和启动辅助风机等措施，可以确保燃烧能够满足要求，此时，燃具运行点在燃烧特性曲线左上方，即一次空气系数略小、火孔热强度略大。燃具燃烧特性曲线如附图1所示。
需要说明的是，燃烧高热值(高负荷)气源时，燃气压力降低后，燃烧火排出口混合气体流速基本保持相同，因气源改变前后，单位时间燃烧器内混合气体总量基本相同。两种混合气体燃烧速度均低于气体流速，且因一次空气系数变化不大，其火焰燃烧高度也基本保持不变，设计的火孔热强度为11.4W/mm2左右，一次空气系数为0.50左右，远离黄焰极限曲线，因而不会产生黄焰。
试验方案试验原理图如图7所示。
试验步骤1)按设计参数对基准器具进行相应改进。
a)对于“天然气/人工煤气”双气源热水器，燃烧器火排出口截面积较基准器具适当加大；b)备好各类孔径、长度不一的燃气喷嘴；c)装配好外形尺寸与基准器具完全相同、且转速范围较广、带有无极调速装置的助燃主风机；d)增设一台带有无极调速装置的小型辅助风机；2)按试验原理图要求备好下述仪器、仪表转速表，电流表，电压表，“U”压力计，燃气减压阀，工业气相色谱分析仪，水流式热量计，氧含量在线分析仪，CO分析仪，流量计，温度计等。
3)在进入热水器的燃气通路上设置可以调整压力的燃气减压阀，阀后设置“U”管测压装置，调整燃气压力以获取喷嘴前最佳压力；4)在燃气喷嘴分配管上引一条取压管与外部“U”测压管相连，以此监测喷嘴前燃气压力，观察不同压力状况下的燃烧情况；5)对引射器后混合管内的含有一次空气和燃气的混合气体进行检测和取样分析，通过监测O2％含量的变化，准确分析引射效果。这是最关键点。
在混合管上引一条取样管与外部“氧气含量分析仪”相连，连续测量混合气体中的氧含量，以监测一次空气引射效果。为准确分析氧含量，该取样管内的样气同时送采用工业气相色谱议、水流式热量计化验分析，以此精确计算出各种工况下的一次空气系数，并通过观察燃烧效果，确定对燃烧器具的调整。
6)按试验方案要求配气，开始进行各项试验。
7)对相关零部件进行必要调整。
样机制造与送检试验工作结束后，对试验过程相关参数进行优化，选取最佳指标值制造样机，按“国标”要求对样机测试，然后送国家相应燃气用具质量监督监测中心检验，检验合格后组织产品生产。
实施例1(以广州地区为例)“天然气/油制气”双气源热水器(含焦炉煤气等其它人工煤气)。
广州地区目前使用的管道煤气是人工煤气，是一种以油制气为主要成份的混合气体，其组份及相应的燃烧特性如下表3表3广州燃气管网气源典型组分与燃烧特性
广州地区2006年底将开始使用从澳大利亚进口的液化天然气，它是一种以甲烷为主要成份的燃气，属“国标”天然气类13T，其组份及相应的燃烧特性如下表4表42006年广州燃气管网使用的气源组分与燃烧特性 作为“天然气/油制气”双气源热水器，将现有油制气热水器作为基准器具。按照本发明设计原理及相应的计算公式，考虑到兼顾液化天然气和油制气两种燃气热负荷等因素，燃气喷嘴口径选取d＝1.18~1.20mm，喷嘴安装位置较基准器具远离一次空气引射口，引射器进风口截面积较基准器具增大10％~25％，燃烧器火排出口截面积较基准器具增大5.0％~10％，具体数据根据试验结果现场调整。
a)双气源热水器使用油制气气源时，压力P＝2000Pa的油制气不减压直接进入喷嘴，一次空气系数α＝0.70以上。火排选取4排、喷嘴为8只时，热水器额定热负荷为42.0MJ/h，容量6.0升，单个喷嘴流量为0.2058m3/h，耗燃气总量为1.65m3/h，一次风量6.43m3/h，二次风量15.5m3/h，风机总风量22.0m3/h，转速为2800转/分钟左右，烟气中O2％控制在12.0％以下；b)双气源热水器使用液化天然气(LNG)气源时，压力P＝2000Pa的天然气经减压装置减压后进入喷嘴，减压后燃气压力为P＝1000~1200Pa，一次空气系数α＝0.60以下。火排选取4排、喷嘴为8只时，热水器额定热负荷为50.0MJ/h，容量7.0升，单个喷嘴流量为0.158m3/h，耗燃气总量为1.25m3/h，一次风量6.80m3/h，二次风量19.0m3/h，风机总风量26.0m3/h，转速为3500转/分钟左右，烟气中O2％控制在10.0％以下。
综上所述，广州地区“天然气/油制气”双气源热水器铭牌标识为JSQ14-7E(天然气)/JSQ12-6G(油制气)，使用气源分别为油制气或天然气，气源压力均为2000Pa(使用高热值气源时，热水器内部减压)；喷嘴直径1.20mm，火孔热强度分别为10.5W/mm2和11.4W/mm2，助燃主风机选取220伏交流风机，风速两级，风量分别为22.0m3/h和25.0m3/h；辅助风机选取小型220伏交流风机，风量为2.0~3.0m3/h；水箱及热交换器按7.0升配置。
实施例2“液化石油气(LPG)/天然气”双气源热水器液化石油气是一种以丙烷、丁烷为主要成份的燃气，而天然气则是以甲烷为主要成份的燃气，两种气源的组份及相应的燃烧特性如下表5、6。
表5液化石油气典型组分与燃烧特性 表613T天然气组分与燃烧特性
作为“液化石油气/天然气”双气源热水器，以既有天然气热水器作为基准器具。按照本发明设计原理及相应的计算公式，考虑到兼顾天然气和LPG两种燃气热负荷等因素，燃气喷嘴口径选取d＝1.00~1.02mm，与天然气基准器具比较，喷嘴安装位置、一次空气引射进风口截面积、燃烧器火排出口截面积等均不改变。
a)双气源热水器使用天然气气源时，压力P＝2000Pa的天然气不减压直接进入喷嘴，一次空气系数α＝0.70以上。火排选取4排、喷嘴为8只时，热水器额定热负荷为48.0MJ/h，容量6.5升，单个喷嘴流量为0.1475m3/h，耗燃气总量为1.18m3/h，一次风量8.80m3/h，二次风量16.5m3/h，风机总风量25.0m3/h，转速为2800转/分钟左右，烟气中O2％控制在12.0％以下；b)双气源热水器使用液化石油气(LPG)气源时，压力P＝2800Pa或2000Pa的LPG经减压装置减压后进入喷嘴，减压后燃气压力为P＝1000Pa以下，一次空气系数α＝0.60以下。火排选取4排、喷嘴为8只时，热水器额定热负荷为53.5MJ/h，容量7.5升，单个喷嘴流量为0.0611m3/h，耗燃气总量为0.49m3/h，一次风量8.1m3/h，二次风量18.0m3/h，风机总风量26.0m3/h，转速为3500转/分钟左右，烟气中O2％控制在10.0％以下。
综上所述，“液化石油气/天然气”双气源热水器铭牌标识为JSQ15-7.5E(液化石油气)/JSQ13-6.5G(天然气)，使用气源分别为天然气或液化石油气，气源压力均为2000Pa或分别为2000Pa、2800Pa(使用高热值气源时，热水器内部减压)；喷嘴直径1.00mm，火孔热强度分别为11.0W/mm2和11.4W/mm2，助燃主风机选取220伏交流风机，风速两级，风量分别为23.5m3/h和25.0m3/h；辅助风机选取小型220伏交流风机，风量为2.0~3.0m3/h。水箱及热交换器按7.5升配置。
实施例3“天然气/代天然气(空混气)”双气源热水器(适用于10T天然气热水器与12T或13T天然气热水器之间转换)各地使用较广的代天然气是10T空混气，由液化石油气与空气按42.3％57.7％混合而成。而各地使用的天然气一般属“国标”中天然气类12T或13T，是以甲烷为主要成份的一种燃气，两种气源的组份及相应的燃烧特性如下表7、8。
表710T代天然气典型组分与燃烧特性 表813T天然气组分与燃烧特性
作为“天然气/空混气”双气源热水器，以10T空混气热水器作为基准器具。按照本发明设计原理及相应的计算公式，考虑到兼顾天然气和空混气两种燃气热负荷等因素，燃气喷嘴口径选取d＝1.10~1.12mm，与基准器具比较，喷嘴安装位置、一次空气引射进风口截面积、燃烧器火排出口截面积等均不改变。
a)双气源热水器使用空混气气源时，压力P＝2000Pa的天然气不减压直接进入喷嘴，一次空气系数α＝0.70以上。火排选取4排、喷嘴为8只时，热水器额定热负荷为46.0MJ/h，容量6.5升，单个喷嘴流量为0.1219m3/h，耗燃气总量为0.98m3/h，一次风量8.0m3/h，二次风量14.6m3/h，风机总风量23.0m3/h，转速为2800转/分钟左右，烟气中O2％控制在12.0％以下；b)双气源热水器使用天然气气源时，压力P＝2000Pa的LPG经减压装置减压后进入喷嘴，减压后燃气压力为P＝1200~1250Pa，一次空气系数α＝0.60以下。火排选取4排、喷嘴为8只时，热水器额定热负荷为46.0MJ/h，容量6.5升，单个喷嘴流量为0.1411m3/h，耗燃气总量为1.13m3/h，一次风量7.0m3/h，二次风量15.6m3/h，风机总风量23.5m3/h，转速为3500转/分钟左右，烟气中O2％控制在10.0％以下。
综上所述，“天然气/空混气”双气源热水器热负荷可设计成完全一致。铭牌标识为JSQ13-6.5，使用气源分别为天然气或空混气，气源压力均为2000Pa(使用高热值气源时，热水器内部减压)；喷嘴直径1.10mm，火孔热强度均为11.4W/mm2，助燃主风机选取220伏交流风机，风速为一级，风量为23.5m3/h；无辅助风机。水箱及热交换器按6.5升配置。
特别说明各地燃气气源因组份有所差别，按本发明技术原理选取的喷嘴口径、风机风量等略有不同。
权利要求
1.一种双气源热水器，包括燃气喷嘴、燃烧器、水箱、热交换器、火力调节阀及风机，其特征在于还包括一高热值燃气回路，一低热值燃气回路及一用于切换控制上述两燃气回路的转换开关。
2.如权利要求1所述的双气源热水器，其特征在于所述风机为一助燃主风机，其高、低档切换开关同步连动于所述转换开关。
3.如权利要求2所述的双气源热水器，其特征在于所述高热值燃气回路还包括一辅助风机。
4.如权利要求2或3所述的双气源热水器，其特征在于所述高热值燃气回路中设置有一减压阀。
5.如权利要求1所述的双气源热水器，其特征在于所述燃烧器的火排底部设置有一、二次空气流量分配控制板。
6.如权利要求1所述的双气源热水器，其特征在于所述燃烧器的火排火孔出口截面积介于高热值气源燃烧器火排截面积和低热值气源燃烧器火排截面积之间。
7.如权利要求1所述的双气源热水器，其特征在于所述燃气喷嘴截面形状为圆形，截面积为S双气源喷＝S高气源喷～90％S高气源喷；燃气喷嘴长度为h高气源喷≤h双气源喷≤h低气源喷。
8.如权利要求1所述的双气源热水器，其特征在于所述火力调节阀的阀芯采用高、低热值燃气气源通用阀芯。
全文摘要
本发明公开了一种能分别使用两种热值及燃烧特性差异较大的燃气气源的家用燃气快速热水器，即双气源通用热水器，其可分别用于“天然气/人工煤气”、“液化石油气/天然气”或“天然气/代天然气(空混气)”间的任意切换。转换气源时不需任何改造，不必专业人员操作，仅由用户通过操作转换开关，就能实现燃气气源转换。本发明公开的双气源热水器包括燃气喷嘴、燃烧器、水箱、热交换器、火力调节阀及风机，还包括一高热值燃气回路，一低热值燃气回路及一用于切换控制上述两燃气回路的转换开关。本发明适用于各类家用燃气快速热水器，特别适用于强制排气式(Q型、简称强排式)和强制给排气式(G型、简称平衡强排式)家用燃气快速热水器。
文档编号F24H9/20GK1609531SQ20041005166
公开日2005年4月27日 申请日期2004年9月29日 优先权日2004年9月29日
发明者罗东晓, 刘静波, 杨泽亮, 岳永魁 申请人:罗东晓