CN101566426B - 一种用于干燥的高温空气源热泵热风机 - Google Patents
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Abstract
本发明公开了一种用于干燥的高温空气源热泵热风机，包括空气源热泵和风机，空气源热泵主要由蒸发器、压缩机、冷凝器、主节流装置依序用工质循环管道连接组成；所述空气源热泵的蒸发器换热面积与压缩机输入功率的比值的取值范围在5.4-16m2/kw之间，冷凝器换热面积与压缩机输入功率的比值的取值范围在4-12m2/kw之间。所述热风机还设有泄压分流阀和副节流装置，其冷凝器采用多路工质管道构成上下有多层换热面，前后有多个热交换区间的立体热交换区域。采用本发明的技术方案，其出风温度得到大幅提高，系统能够正常平稳运行，而且能效比较高，对节能减排具有积极意义。
Description
技术领域
本发明涉及一种用于干燥的空气源热泵热风机，尤其是一种高温空气源热泵热风机。
背景技术
空气源热泵主要由压缩机、蒸发器、节流装置、冷凝器、工质循环管道等几部分组成。它根据逆卡诺循环原理，采用电能驱动，通过传热工质把空气中无法被利用的低品位热能有效吸收，并将其提升至可用的高品位热能加以利用。其工作过程：①传热工质进入蒸发器，在蒸发器中工质吸热蒸发，此时工质从低温热源中吸收热量后进入压缩机；②工质经过压缩机的压缩、升温后，变成高温、高压的工质排出压缩机；③工质进入冷凝器，在冷凝器中将从蒸发器中吸收的热量和压缩机本身功耗所产生的那部分热量传递给其他介质；④高压工质经过节流装置节流降压后再次进入蒸发器，依此不断地循环工作。为了系统长期稳定运行，热泵还包括一些公知的辅助装置，如储液罐、气液分离器、过滤器等。
以空气源热泵作为热源的典型运用是空调制热，它是以调节身体的体感舒适度为目的，出风口风速在4m/s左右。环境温度20℃时，制热状态下新风加热，能效比仅为2.7左右；环境温度7℃时，制热状态下新风加热，出风口最高风温在26℃左右，能效比为2.3左右。当室内六个面均设有保温层，以循环风形式进行加热，室内环境温度达到30℃左右停机。拆除其控温装置后，室内环境温度最高只能达到44℃左右，出风口最高风温48℃左右。
以空气源热泵作为热源加热空气干燥物料时，如花炮药物、农产品的干燥，要求以循环风加热(下同)其热风机出风口风温较高，才能对物料进行有效干燥，进行工业化生产。但现有装置加热能力有限，无法适应干燥物料的要求。
通过系统的研究，我们发现，现有装置不能满足工业化干燥物料的要求，是因为不同程度地受以下多重因素的制约：
一、吸热能力有限：
现有装置的蒸发器换热面积较小，从环境中吸收的热能有限，不能提供干燥物料所需的热量和温度。
二、输出热能的能力有限、加热温度低：
现有装置采用的冷凝器换热面积较小，导致冷凝器的载热能力和换热能力有限、换热效率较低。环境温度较高的情况下，吸收的热量不能及时有效的输出，反而造成工质循环系统内部温度、压力过高，压缩机在高压状态下连续运行，频繁出现过压保护停机，系统不能正常运行，难以达到干燥的目的。
三、风速低
物料用热风干燥，热风的风速较大，能较快地将热量传递给物料，使物料吸热，有利于物料的水份蒸发，带走物料的水份，加快物料的干燥。空调的出风口风速在4m/s左右，无法满足干燥的要求。
四、能效比低
从节能的角度出发，要求加热装置能效比高，即COP值高(就制热而言，制热量与输入功率的比率定义为热泵的循环性能系数COP，在相同的工况下，其比值越大说明该系统的效率越高越节能)，现有空调装置的COP值在制热状态下，环境温度在7℃时，能效比仅为2.3左右。
发明内容
为了解决上述弊端，本发明所要解决的技术问题是，提供一种用于干燥的空气源热泵热风机，能够对物料进行快速干燥，同时系统运行平稳，具有较高能效比。
为了实现上述发明目的，本发明采用的技术方案是，一种用于干燥的高温空气源热泵热风机，包括空气源热泵和冷凝器风机，空气源热泵主要由蒸发器、压缩机、冷凝器、主节流装置组成，并依序用工质循环管道连接，所述空气源热泵的蒸发器换热面积与压缩机输入功率的比值的取值范围在5.4-16m2/kw之间；所述空气源热泵的冷凝器换热面积与压缩机输入功率的比值的取值范围在4.0-12m2/kw之间。
作为一种优选，所述空气源热泵的蒸发器换热面积与压缩机输入功率的比值较好的取值范围是7.0-16m2/kw之间，最佳值是在8.41-14.5m2/kw之间。
所述空气源热泵的冷凝器换热面积与压缩机输入功率的比值较好的取值范围在5.3-12m2/kw之间。
通过多次试验优选，以加热效果为基础，综合考虑制造工艺可行性和生产成本等问题，选择性增大蒸发器的换热面积和增大冷凝器换热面积。增大蒸发器换热面积使吸收热量大幅提高，经压缩机进入冷凝器的工质温度提高，工质流速增快，输送至冷凝器的热量增加；冷凝器换热面积增大，使增大蒸发器换热面积所吸收的热量得以有效输出，换热能力增大。同样，当室内六个面均设有保温层，以循环风形式进行加热，在环境温度7℃时，能效比可达到3.1以上。环境温度11℃时，出风口风温达到70℃。环境温度20℃以上时，能效比可达到4.0以上。所以，本发明所提供的技术方案，较好的实现了工质升温和输出热能的平衡。在提高温度的同时保证了系统的平稳运行。
作为本发明技术方案的一种优选，所述冷凝器风机静压在60-300Pa之间。
作为性能进一步优化的辅助手段，冷凝器风机静压为60-300Pa之间，所述的冷凝器风机出风口风速达8.5m/s以上。冷凝器风机风压提高，出风口风速增大，进入干燥室的热风风速增大，使输送到冷凝器的热量得到有效释放；同时，风速增大，并保持与干燥要求匹配的风量，有利于物料水份的蒸发，带走物料水份，为物料干燥创造了有利条件。
作为本发明的一种改进，所述蒸发器风机采用调速风机或至少两台风量不同的风机，调速风机如双速风机或无级调速风机。在冬天气温较低时，用大风量增加吸热能力；夏天环境温度较高时采用小风量，调节蒸发器的吸热能力，避免因增大蒸发器面积带来的系统压力过高的问题，使系统保持平稳运行。
作为本发明的一种改进，所述热风机还设有泄压分流阀和副节流装置，所述泄压分流阀的输入端连接在压缩机和冷凝器之间的工质循环管道或者冷凝器和主节流装置之间的工质循环管道，泄压分流阀的输出端连接副节流装置输入端，副节流装置输出端连接在蒸发器和压缩机之间的工质循环管道上。
本改进设置的泄压分流阀，当工质压力达到设定值时，泄压分流阀开启，分流部分工质经副节流装置冷却，绕过蒸发器返回压缩机输入端的工质循环管道，以减少流入蒸发器工质量，降低压缩机的进气压力，从而平稳减小工质循环系统的压力；同理，当工质压力回落到设定值时，泄压分流阀关闭，维持工质压力在正常范围内。以相对简单易行的设计，进一步解决了在环境温度较高时，增大蒸发器换热面积带来的系统压力过高的问题。
作为本发明的一种优选结构，所述冷凝器设有电辅助加热，以满足冬天气温低时对热风的加热。
作为本发明的一种优选结构，所述冷凝器包括外壳及壳体上的进、出风口和工质循环管道，还包括工质分流器、工质分流管和工质合流器，输入端由工质循环管道连接压缩机输出端，工质分流器输出端引出多路工质分流管，多路工质分流管的末端汇合于工质合流器，再由工质循环管道进入节流装置。所述工质分流器即为将一条工质管道分为多路工质管道的节点，所述工质合流器即为将多路工质管道汇合为一条工质管道的节点。每一路工质分流管经多次曲折往复排布成一个平面，多个平面层叠分布在壳体内。翅片设置在工质分流管外壁上进行换热。
本优选结构由于采用多管路的设计，有效增大了冷凝器的换热面积，延长了换热行程和换热时间，提高了换热效率，使热量得到了充分的交换；而且在多个换热行程中，热风温度在上一个行程的基础上被不断提高，形成叠加效应，能够得到较高的热风温度。
下面将结合附图和具体实施方式对本发明作进一步的说明。
附图说明
图1是本发明一种实施方式的结构原理图；
图2是本发明另一种实施方式的结构原理图；
图3是本发明改进的冷凝器中，多路工质分流管分布主视图；
图4是本发明改进的冷凝器中，多路工质分流管分布俯视图；
图5是本发明改进的冷凝器中，多路工质分流管分布左视图。
具体实施方式
参见图1，反映本发明的一种具体结构，包括主要由蒸发器5、压缩机3、冷凝器1、主节流装置6依序用工质循环管道4连接组成的空气源热泵和风机2。所述热风机还设有泄压分流阀30和副节流装置31，所述泄压分流阀30的输入端连接压缩机3和冷凝器1之间的工质循环管道4，泄压分流阀30的输出端连接副节流装置31输入端，副节流装置31输出端连接蒸发器4和压缩机3之间的工质循环管道4的连接点靠近压缩机3。冷凝器1包括外壳及壳体上的进、出风口和壳内的工质循环管道4，还包括工质分流器8、工质分流管9和工质合流器7，所述工质分流器8输入端由工质循环管道4连接压缩机3输出端，工质分流器8输出端引出多路工质分流管9，多路工质分流管9的末端汇合于工质合流器7，再由工质循环管道4接入主节流装置6。
参见图2，与上述实施例不同之处在于，所述泄压分流阀30的输入端连接冷凝器1和主节流装置7之间的工质循环管道。其余均与上例相同。
参见图4，每一路工质分流管9经两次U型曲折往复，由该管的各个部分12、19、20、21排布成一个平面，参见图3、图5，多个平面层叠分布在壳体内，12-18分别表示各平面靠近进风口的部分管道；所述工质分流管9外壁均设置翅片10，以强化传热。
参见图3、图4、图5，所述多路工质分流管9形成了一个上下七层，前后四个热交换区间(以进风口为前)的立体热交换区域。以最上一层为例，管道19部分为第四区间，管道20部分为第三区间，管道21部分为第二区间，管道12部分为第一区间，高温工质自管道19部分流入，自管道12部分流出，第一区间温度低于第二区间，第二区间又低于第三区间，在各区间之间形成了温度梯度差。风机鼓入或吸入的空气首先在第一区间完成第一个热交换行程，温度提高后进入温度更高的第二区间完成第二个热交换行程，在第二区间中热交换温度提高，空气能更多的带走工质中的热量，温度得到进一步提高；以此类推。且该过程在上下七层的立体热交换区域内同时进行。
实际运用中，该立体热交换区的层数和区间数并不拘于本具体实施例的设计，依据本发明的技术方案的实质内容和公知技术，可以设计出任意数目的上下有多层换热面，前后有多个热交换区间(以进风口为前)的立体热交换区域。
故此，采用本发明技术方案的冷凝器，热交换较充分，换热效率较高且热交换强度较大，加热空气的能力较强.完全适应物料干燥工作的需要。
为了进一步说明本发明加热效果，在环境温度7℃下，设有保温层的干燥室尺寸：长4.92米、宽3.64米、高2.2米，热泵热风机的额定总功率为5.37KW(所用压缩机额定功率4.68kw、冷凝器风机额定功率0.37KW、蒸发器风机额定功率0.3KW、其余为其他设备的额定功率)，采用循环风加热，工质采用氟利昂F22，按照下表数据设置蒸发器和冷凝器，并对其技术效果进行测量，其结果见表1：
表1：出风温度
由上表可知，利用本装置加热空气，完全能满足物料干燥要求。
同时为了说明本发明的节能效果，在环境温度27℃下；热泵热风机的额定总功率为5.37KW(所用压缩机额定功率4.68kw、冷凝器风机额定功率0.37KW、蒸发器风机额定功率0.3KW、其余为其他设备的额定功率)，实际功率消耗见下表实测数据；为了排除循环风对能效比测定的影响，采用新风加热(即冷凝器加热的热风直接排至实验系统外，不再返回)，工质采用氟利昂F22，按照下表数据设置蒸发器和冷凝器，并对其技术效果进行测量，其结果见表2：
注：表中换热面积与压缩机额定功率的比值简称比值。
上述实施例的制热量在14000＜Q≤28000范围，能效比[EEP、COP/(W/W)]在2.87至4.47之间。根据中华人民共和国标准(GB/T18836-2002)：环境温度27℃时，风管送风式空调(热泵)机组14000＜Q≤28000范围的名义制热的能效比为2.55，本发明技术方案的能效比明显高于国家标准。
同时由上表可以看出，蒸发器换热面积与压缩机额定功率的比值超过16m2/kw后，增大的蒸发器换热面积对提高能效比没有明显作用，反而会因为面积增加、工质管道增长、工质用量增加，导致压缩机负荷增大、系统能效比降低；冷凝器换热面积与压缩机额定功率的比值超出12m2/kw后，增大的冷凝器换热面积对提高换热效率和出风口温度没有明显作用，反而会因为面积增加、工质管道增长、工质用量增加，导致压缩机负荷增大、系统能效比降低。
关于换热面积计算的说明：
1、蒸发器，冷凝器管片式换热器换热面积计算公式：
F＝2(a×b×L/S-π/4×d2×T)+πdST
[式中：F-换热面积 T-翅片总孔数 L-翅片管的长度(mm) S-翅片间距(mm) L/S-翅片片数 a-翅片长度(mm) b-翅片宽度(mm) d-翅片孔成型后直径(mm)]
2、翅片的有效换热面积：工质通过铜管与翅片换热，蒸发器、冷凝器翅片的有效换热面积是：铜管内工质流动截面面积的9.2倍的范围以内。
3、本发明所述换热面积都是指管片式换热器的换热面积。
采用本发明的技术方案，从输入和输出两个方面全面均衡地提高了热泵热风机的工作能力，系统能够正常平稳运行。本发明使空气源热泵的应用范围得到了极大的拓展。而且本发明适用的地域或气候范围广，环境温度在零下6℃到零上42℃范围内，工程技术人员根据实际情况和公知常识，在本发明技术方案内调整蒸发器和冷凝器换热面积配比，均可较好的地实现干燥目的，并获得较高的能效比。完全实现了发明目的，对节能减排具有积极意义。
本发明描述的上述实施方式仅是为了清楚地说明本发明的技术方案，而不能理解为对本发明做出任何的限制。本发明在本技术领域具有公知的多种替代方式或变形，在不脱离本发明实质意义的前提下，均落入本发明的保护范围。
Claims (7)
1.一种用于干燥的高温空气源热泵热风机，包括空气源热泵和冷凝器风机，空气源热泵主要由蒸发器、压缩机、冷凝器、主节流装置组成，并依序用工质循环管道连接，其特征在于，所述空气源热泵的蒸发器换热面积与压缩机输入功率的比值的取值范围在7.0-16m2/kw之间；所述空气源热泵的冷凝器换热面积与压缩机输入功率的比值的取值范围在5.3-12m2/kw之间；所述冷凝器风机静压在60-300Pa之间。
2.如权利要求1所述的一种用于干燥的高温空气源热泵热风机，其特征在于：所述空气源热泵的蒸发器换热面积与压缩机输入功率的比值的取值范围在8.41-14.5m2/kw之间。
3.如权利要求1或2所述的一种用于干燥的高温空气源热泵热风机，其特征在于：所述热风机还设有泄压分流阀和副节流装置，所述泄压分流阀的输入端连接在压缩机和冷凝器之间的工质循环管道或者冷凝器和主节流装置之间的工质循环管道，泄压分流阀的输出端连接副节流装置输入端，副节流装置输出端连接在蒸发器和压缩机之间的工质循环管道上。
4.如权利要求1或2所述的一种用于干燥的高温空气源热泵热风机，其特征在于：所述冷凝器包括外壳及壳体上的进、出风口和工质循环管道、工质分流器、工质分流管和工质合流器，所述工质分流器输入端由工质循环管道连接压缩机输出端，工质分流器输出端引出多路工质分流管，多路工质分流管的末端汇合于工质合流器，再由工质循环管道接入主节流装置；每一路工质分流管经多次曲折往复排布成一个平面，多个平面层叠分布在壳体内。
5.如权利要求4所述的一种用于干燥的高温空气源热泵热风机，其特征在于：所述多路工质分流管构成一个上下有多层换热面，前后有多个热交换区间的立体热交换区域；所述多个热交换区间之间具有梯度温度差，温度最低的热交换区间靠近所述进风口，温度最高的热交换区间靠近所述出风口。
6.如权利要求1或2所述的一种用于干燥的高温空气源热泵热风机，其特征在于：所述蒸发器还包括蒸发器风机，所述蒸发器风机采用调速风机或至少两台风量不同的风机。
7.如权利要求1或2所述的一种用于干燥的高温空气源热泵热风机，其特征在于：所述冷凝器设有电辅助加热。
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Effective date of registration: 20121024 Address after: 312030 Zhejiang County of Shaoxing province Keqiao Economic Development Zone Chinese Textile City Creative Park East Ruixue international B B4018 Patentee after: Zhejiang Guangyan Energy-Saving Environmental Protection Technology Co., Ltd. Address before: 501 room 1, unit 1, big industry market, Jinsha North Road, Hunan, Liuyang, 410300 Patentee before: Hunan Liuyang Zeming Thermodynamic Equipment Co., Ltd. |
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