CN114353375A - 一种太阳能供能的空气制冷取水系统及设计方法 - Google Patents
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Abstract
本发明涉及取水系统技术领域，具体地说是一种太阳能供能的空气制冷取水系统及设计方法，包括太阳能供电系统、制冷循环系统、风机和集水器；所述太阳能供电系统主要由太阳能电池板、控制器、蓄电池组成，制冷循环系统由蒸发器、冷凝器、压缩机、膨胀阀组成，制冷剂在其中流动完成吸热、放热的循环，蒸发器、冷凝器处均有风机提供空气与制冷剂进行热交换，集水器入口与蒸发器空气出口通过管道相连，设计方法为：根据空气温度、湿度以及空气流量确定最小换热量，由此得到蒸发器所需最小换热面积，由蒸发器和压缩机的换热量得到冷凝器的换热量，进而求得冷凝器所需的换热面积，解决了现有取水方式易受环境限制、无法广泛使用、有能耗污染的问题。
Description
技术领域
本发明涉及取水系统技术领域，具体地说是一种结构简单、取水效率高、取水效果好、环保节能的太阳能供能的空气制冷取水系统及设计方法。
背景技术
众所周知，随着淡水资源逐渐减少，如何高效的获取淡水资源十分重要，基于不同原理的多种取水装置受到广泛的使用，通过不同的方式从大气、海水等环境中获得淡水，可适用于水资源匮乏的地区。然而现有的取水装置通常存在以下几方面问题：
1)需要通电运行，不能保证零污染且系统无法独立运行；
2)受环境影响较大，同一装置无法广泛适用于多种环境；
3)结构复杂、装置庞大。
发明内容
本发明的目的是解决上述现有技术的不足，提供一种结构简单、取水效率高、取水效果好、环保节能的太阳能供能的空气制冷取水系统及设计方法。
本发明解决其技术问题所采用的技术方案是：
一种太阳能供能的空气制冷取水系统，其特征在于该系统包括太阳能供电装置、制冷循环装置、风机和集水器，所述的制冷循环装置包括压缩机、冷凝器、膨胀阀和蒸发器，所述的风机包括第一风机和第二风机，所述的压缩机的入口与蒸发器的制冷剂出口相连，压缩机出口与冷凝器的制冷剂入口相连，冷凝器的制冷剂出口经膨胀阀与蒸发器的制冷剂入口相连，蒸发器的制冷剂出口与压缩机入口相连接，所述的冷凝器的风道入口经第二风机与集水器的出口相连，冷凝器的风道出口连接外部环境，所述的蒸发器的风道入口与第一风机的出口相连接，蒸发器的风道出口与集水器的入口相连接，第二风机的入口与空气连通。
本发明所述的太阳能供电装置包括太阳能电池板、控制器和蓄电池，太阳能电池板、控制器和蓄电池相互连接，太阳能电池板将太阳的辐射能转换为电能储存在蓄电池中，蓄电池为取水系统中各个设备供电。
本发明所述的冷凝器为空气冷却式冷凝器，蒸发器为冷却空气式蒸发器。
本发明所述的集水器的入口处横截面积小，中部横截面突增，下部设有集水槽，集水器出口设在侧面，高度设在中部横截面突增的部位。
一种太阳能供能的空气制冷取水系统及设计方法，其特征在于所述的设计方法的步骤如下：
(1)确定设计目的：已知根据空气温度、湿度以及空气流量确定冷凝器、蒸发器所需的最小换热面积以及太阳能需提供的功率。
(2)将空气的温度T代入饱和水温度与压力的拟合关系式Ps＝281.77738+168.40335T-8.96425T2+0.3669T3-0.00525T4+5.24247×10-5T5-2.57134×10-7T6+7.67278×10-10T7-1.27082×10-12T8+8.94179×10-16T9，可得到当前温度下水蒸气的饱和压力Ps，将空气的相对湿度
带入公式
可得到空气的含湿量d。
(3)将空气的含湿量d带入湿空气的焓湿图可查得空气的露点温度Td即空气换热结束后的临界最高温度，设定露点温度Td低于查得的空气露点温度。
(4)已知空气的温度T、露点温度Td、空气流量mair(mair取0.2～0.5kg/s)可得蒸发器所需的最小换热量Q＝Cpamair(T-Td)。
上述公式中Cpa为空气的定压比热，取Cpa＝1.005。
(5)蒸发器出口处制冷剂为干饱和蒸汽，取出口处温度为T1，其中T1可取小于空气换热结束后温度的任意值，将T1分别带入R134a饱和蒸汽的热力性质拟合公式P＝292970.46223+10611.75631T-149.35473T2+0.89577T3-1.08779×10-4T4+1.11894×10-5T5-6.49813×10-7T6-4.69843×10-9T7-6.51341×10-11T8+5.97429×10-13T9，h″＝397.99294+0.68754T-0.00103T2-5.68765×10-6T3-5.68192×10-8T4-2.45359×10-9T5-3.50294×10- 11T6+6.21621×10-13T7-3.42097×10-15T8-6.58928×10-17T9得到压强、焓值分别为P1、h1，由能量守恒可得进口处制冷剂焓值
上述公式中mref为制冷剂的质量流量，取mref为(0.3～0.5)mair
(6)已知制冷剂压强P1，焓值h0，将T1带入R134a饱和蒸汽的热力性质拟合公式h′＝199.99299+1.35031T-0.00315T2-1.36465×10-6T3-1.78178×10-8T4-1.98432×10-9T5-2.37313×10-11T6-4.94197×10-13T7-2.27397×10-15T8+4.99691×10-17T9得到h′，若h0>h′则制冷剂进口处温度T0＝T1，若h0<h′，令A＝a1pr6+a2pr5+a3pr4+a4pr3+a5pr2+a6pr+a7，b＝a8pr6+a9pr5+a10pr4+a11pr3+a12pr2+a13pr+a14，c＝h0-h′，
T0＝T1-y。a1＝0.66776,a2＝-1.4065,a3＝1.0534,a4＝-0.38299,a5＝0.062408a6＝-0.011048,a7＝-4.6068×10-4,a8＝-122.19,a9＝257.98a10＝-209.79,a11＝84.857,a12＝-17.495,a13＝2.5732,a14＝1.2169
Pc＝4.059×106
(8)选择迎风面积质量流速并计算迎风面积。为降低运行阻力，质量流速vm＝3～4kg/(m2·s)，迎风面积
迎风面的形状为矩形，F＝LW
上述公式中L为矩形的长边，一般作为翅片管的有效长度；W为迎风面的宽度。
(9)根据翅片管的应用条件和应用经验，对于空冷器应用的翅片管，可选择紫铜管套铝片翅片管，在常用的翅片管规格Φ8mm×0.5mm、Φ10mm×0.5mm、Φ12mm×1mm中选定翅片管外径D0、翅片管内径Di，当规格为Φ8mm×0.5mm、Φ10mm×0.5mm时，翅片节距sf＝1.8～2.2mm，翅片厚度t＝0.15～0.2mm，当规格为Φ12mm×1mm时，翅片节距sf＝2.2～3mm，翅片厚度t＝0.2～0.3mm,翅片管横向管间距s1＝(2～3)D0。
(10)确定迎风面上的横向管排数。
取圆整值，一般为2～6，若不满足，可调整翅片管横向管间距s1。
(11)迎风面上的基管传热面积A1＝πD0LN1
(12)计算最窄流通界面处质量流速
(13)计算翅片管外换热系数。
Nu＝0.35(S1/S2)0.2Re0.6Pr0.36
上述公式中，S1为横向管间距，S2为纵向管间距，对于等边三角形排列，S2＝0.866S1。
上述公式中Re＝D0Gm/μ。μ＝1.8×10-5pa·s为空气动力粘性系数。
上述公式中
为普朗特数。Cp＝1.0036KJ/kg为空气定压比热，λ＝0.2554W/(m·K)为空气导热系数。
(14)计算翅片效率ηf。根据不同的翅片结构选取相应的翅片效率计算公式。本文所选用的翅片管式换热器为整体平板翅片，公式形式上与环形翅片相同。
上述公式中
h为翅片管外换热系数，λAl为铝翅片导热系数，取λAl＝203J/(kg·K)。
上述公式中r1为圆管外径，
为翅片外径。整体平板翅片的尺寸为a×W，a＝N2×S2，n为圆管数量，n＝N1×N2，N2为管列数，取6～12
上述公式中J1、K1、K0、J0为虚变量的贝塞尔函数
(15)计算基管外表面为基准的管外换热系数hf，
上述公式中，Af为翅片本身的换热面积，Ab为翅片之间的裸管面积，A0为基管外表面积。
A0＝πD0Ln
(16)计算管内换热系数。当制冷剂为单相状态时，管内流体与内壁之间的对流换热系数hi计算公式采用
上述公式中L为管内流体的流动长度，除粘度μw按壁面温度取值外，其他物性均按流体的平均温度取值。
当计算两相区时
上述公式中q为热流密度，单位W/m2，
上述公式中c1为饱和液体的比热容，单位J/(kg·K)，将T1带入R134a饱和蒸汽的热力性质拟合公式c1＝1.34138+0.0027T-1.67461×10-5T2+2.14784×10-7T3-4.2084×10-9T4+3.39093×10-12T5-7.70417×10-13T6-6.63119×10-17T7-1.26314×10-16T8+7.27135×10- 19T9可得到c1
上述公式中μl—饱和液体的动力粘度，单位a·s，将T1带入R134a饱和蒸汽的热力性质拟合公式μl＝2.55579×10-4-2.35242×10-6T+7.6011×10-8T2-1.46371×10-9T3-4.33971×10-11T4+1.57104×10-13T5+1.15952×10-14T6+3.86584×10-17T7-7.19436×10- 19T8-4.53161×10-21T9可得到μl
上述公式中r为汽化潜热，取217.8×103J/kg
上述公式中Prl为饱和液态的普朗特系数，
将T1带入R134a饱和蒸汽的热力性质拟合公式λl＝0.09201-4.43209×10-4T+4.26046×10-7T2-3.48993×10-9T3-1.27544×10-11T4+1.17175×10-13T5+8.67361×
10-16T6-2.26916×10-17T7-6.10351×10-20T8+9.65677×10-22T9可得到λl
上述公式中ρl、ρv为饱和液体、饱和蒸汽的密度，将T1分别带入R134a饱和蒸汽的热力性质拟合公式ρv＝15.11888-0.56007T+0.0038T2-5.16417×10-5T3+2.52599×10-6T4+5.1221×10-8T5-4.79245×10-10T6-8.51008×10-12T7+3.52132×10-14T8+5.14948×10-16T9，ρl＝1294.06826-3.36058T-0.004T2+5.59102×10-5T3-2.63096×10-6T4-5.22079×10-8T5+4.95768×10-10T6+8.68971×10-12T7-3.61951×10-14T8-5.25839×10-16T9可得到ρv、ρl
上述公式中σ为液体、蒸汽界面的表面张力，单位N，
(17)计算以基管外表面为基准的污垢热阻。翅片管外的污垢热阻
翅片管内的污垢热阻
上述公式中rf＝0.000176(m2·K)/W为翅片外表面的污垢热阻。
上述公式中
为翅羽比。
(18)计算对数平均温差ΔTln。由于冷热流体为逆流，因此
上述公式中T1、T2为热流体进出口温度，这里指空气；
上述公式中t1、t2为冷流体进出口温度，这里指制冷剂。
(19)计算翅片管换热器的传热温差ΔT。ΔT＝ΔTlnF。
上述公式中ΔTln为冷热流体之间的对数平均温差；
上述公式中F为考虑不同影响因素的温差修正系数，取F＝1；
(20)求解传热系数。翅片管式蒸发器换热系数计算公式为
(21)计算传热面积A0。以基管外表面积为基准的传热面积
实际选取的传热面积应为上述计算面积的1.1～1.2倍，即乘以安全系数。
(22)计算翅片管总根数。
取圆整值。
(23)计算纵向管排数。
圆整并总取大值。
(24)计算管束纵向尺寸。在等边三角形排列时，管束纵向尺寸＝s2N2。
至此，蒸发器已完成设计。
(25)计算压缩机换热量。也即为压缩机进口处制冷剂的热物性与蒸发器出口处相同，压强、温度、焓值分别为P1、T1、h1，则压缩机出口处制冷剂温度T2＝(T1+273.15)εn-1-273.15，压强P2＝P1·ε，制冷剂出口处的焓值h2可由出口处温度、压强在R134a过热蒸汽热力性质表中一次线性插值得到。制冷剂在压缩机内部吸热为Q2＝mref(h2-h1)。
上述公式中ε＝2～5为压缩机压缩比，n＝1.18为压缩过程多变指数。
(26)冷凝器设计。记以上过程所得制冷剂在蒸发器处的吸热量为Q1，则冷凝器的换热量Q3＝Q2+Q1。冷凝器入口处参数即为压缩机出口处参数。由于冷凝器同蒸发器都为翅片管式换热器，所以冷凝器的设计步骤与蒸发器相同。
上述公式中Q1、Q2均取绝对值。
(27)根据冷凝器到蒸发器的压差以及制冷剂流量可选取合适的膨胀阀。
上述设计过程是在空气在蒸发器出口处的温度为能析出水的最高临界温度即露点温度的情况下选定各结构参数，若增加析出水分，应降低空气出口处温度，此时换热量增加，但仍可根据上述步骤进行设计。
(28)计算制冷循环系统消耗的功率P。若不计冷量损失，在平衡状态下，制冷循环系统的能量平衡方程为
上述公式中ε为制冷循环系统的制冷系数
Δh为制冷剂在蒸发器进出口的焓差，h1为制冷剂在蒸发器出口处焓值，h2为制冷剂在压缩机出口处焓值，h0为制冷剂在冷凝器出口处焓值即蒸发器进口处焓值。
(29)计算风机消耗功率。空冷式换热器所配风机的电动机功率
Δp＝Δp′+Δp″
上述公式中ηfan为风机的全压效率，小型轴流风机的全压效率ηfan＝0.6～0.65
上述公式中ηm为风机的传动效率，当风机与电动机直联时ηm＝1，当采用V带传动时ηm＝0.95，
上述公式中Δp为风压包括动压Δp′及静压Δp″。
上述公式中ρa为蒸发器进口空气的密度，单位为kg/m3，将T带入空气的热力性质拟合公式ρa＝1.2929-0.00481T+1.76986×10-5T2-5.39224×10-8T3+1.80798×10-10T4-1.25512×10-12T5+6.85622×10-15T6-1.9605×10-17T7+2.73685×10-20T8-1.48823×10-23T9可得到ρa，本文选用的换热器均采用平片整套片翅片管族，空气流过换热器的阻力即静压，对于叉排c＝0.108。
(30)计算系统消耗的功率P，系统消耗的功率即制冷循环系统、蒸发器与冷凝器处风机之和；
(31)计算所需太阳能电池板数量。设全年该取水系统工作时间为t，使用地区日照时间为T，记每块太阳能板的功率为P0，蓄电池转换率为a，根据所选型号带入，则所需太阳能电池板数量
本发明的优点：
1)本发明仅由太阳能供电系统、制冷取水系统组成，结构简单；
2)本发明仅涉及空气与制冷剂之间的换热，空气在降温析出水后冷却制冷剂，可实现热量的回收利用；
3)本发明中采用太阳能供电，零污染的同时，整个装置可不依赖于电源独立使用；
4)本发明利用空气析湿冷却原理直接从空气中取水，受环境限制小，既可用于沙漠地区也可用于沿海地区，因此可广泛使用。
附图说明
图1是本发明的结构示意图。
图2是本发明中蒸发器或冷凝器的结构示意图。
具体实施方式
下面结合附图对本发明进一步说明：
如附图所示，一种太阳能供能的空气制冷取水系统，其特征在于该系统包括太阳能供电装置1、制冷循环装置2、风机和集水器5，所述的制冷循环装置2包括压缩机6、冷凝器7、膨胀阀8和蒸发器9，所述的风机包括第一风机3和第二风机4，所述的压缩机6的入口与蒸发器9的制冷剂出口相连，压缩机6出口与冷凝器7的制冷剂入口相连，冷凝器7的制冷剂出口经膨胀阀8与蒸发器9的制冷剂入口相连，蒸发器9的制冷剂出口与压缩机6入口相连接，所述的冷凝器7的风道入口经第二风机4与集水器5的出口相连，冷凝器7的风道出口连接外部环境，所述的蒸发器9的风道入口与第一风机3的出口相连接，蒸发器9的风道出口与集水器5的入口相连接，第二风机4的入口与空气连通。
进一步，所述的太阳能供电装置1包括太阳能电池板、控制器和蓄电池，太阳能电池板、控制器和蓄电池相互连接，太阳能电池板将太阳的辐射能转换为电能储存在蓄电池中，蓄电池为取水系统中各个设备供电。
进一步，所述的冷凝器7为空气冷却式冷凝器，蒸发器为冷却空气式蒸发器。
进一步，所述的集水器5的入口处横截面积小，中部横截面突增，下部设有集水槽，集水器出口设在侧面，高度设在中部横截面突增的部位。
从蒸发器9出来的干饱和蒸汽被吸入压缩机进行压缩，升压、升温至过热蒸汽状态；然后进入冷凝器7，与温度较低的空气进行热交换，冷却为干饱和蒸气，然后继续凝结为饱和液体；从冷凝器7出来的饱和液体经过膨胀阀绝热节流，使部分液体蒸发，降压、降温至湿蒸气状态，干度比较小的湿蒸汽进入蒸发器9，与空气进行热交换，吸热成为干饱和蒸气后送入压缩机中，完成一个循环。
所述压缩机6可根据制冷剂流量、温度、压强的需求选择不同的类型及型号，本实施例中压缩机6为往复活塞式压缩机6。
所述膨胀阀8可根据制冷剂流量、温度、压强的需求选择不同的类型及型号，本实施例中膨胀阀8为电子膨胀阀8。
所述蒸发器9与冷凝器7可分别选择空气冷却式冷凝器7、冷却空气式蒸发器9中的任意一种，本实施例中均选择翅片管式换热器，由带翅片10的管束11组成，制冷剂在管内流动，空气在管外流动，二者进行换热。
所述翅片管式换热器的结构参数可根据制冷需求按照本文提到的设计方法选择。
进一步地，蒸发器9空气入口处风道与风机出口相连，空气在蒸发器9中与制冷剂进行热交换，空气温度降低，当空气度降低至露点以下时，空气含湿量降低，析出水。
进一步地，蒸发器9空气出口处风道与集水器相连，集水器入口处横截面积较小，空气流速很大，一段距离后横截面积突然增大，空气的流速减小，夹带在空气中的小水滴由于密度比空气的密度大，下沉到集水器的底部，从而实现了空气和水分的分离。
进一步地，集水器5空气出口处风道与风机相连，风机将蒸发器9出口处被冷却后温度较低的空气送入冷凝器7处，用于冷却制冷剂，可实现空气的热量回收利用。
所述第一风机3和第二风机4为相同风机，风机可根据实际需求选择任意类型，本实施例中为离心式风机。
所述风速可根据需要进行调整。
所述太阳能电池板功率、数量可根据制冷循环系统、风机所消耗的功率进行选择，本实施例中每块太阳能电池的功率为340W。
一种太阳能供能的空气制冷取水装置及设计方法，其特征在于所述的设计方法的步骤如下：
(1)确定设计目的：已知根据空气温度、湿度以及空气流量确定冷凝器、蒸发器所需的最小换热面积以及太阳能需提供的功率。
(2)将空气的温度T代入饱和水温度与压力的拟合关系式Ps＝281.77738+168.40335T-8.96425T2+0.3669T3-0.00525T4+5.24247×10-5T5-2.57134×10-7T6+7.67278×10-10T7-1.27082×10-12T8+8.94179×10-16T9，可得到当前温度下水蒸气的饱和压力PS，将空气的相对湿度
带入公式
可得到空气的含湿量d。
(3)将空气的含湿量d带入湿空气的焓湿图可查得空气的露点温度Td即空气换热结束后的临界最高温度，设定露点温度Td低于查得的空气露点温度。
(4)已知空气的温度T、露点温度Td、空气流量mair(mair取0.2～0.5kg/s)可得蒸发器所需的最小换热量Q＝Cpamair(T-Td)。
上述公式中Cpa为空气的定压比热，取Cpa＝1.005。
(5)蒸发器出口处制冷剂为干饱和蒸汽，取出口处温度为T1，其中T1可取小于空气换热结束后温度的任意值，将T1分别带入R134a饱和蒸汽的热力性质拟合公式P＝292970.46223+10611.75631T-149.35473T2+0.89577T3-1.08779×10-4T4+1.11894×10-5T5-6.49813×10-7T6-4.69843×10-9T7-6.51341×10-11T8+5.97429×10-13T9，h″＝397.99294+0.68754T-0.00103T2-5.68765×10-6T3-5.68192×10-8T4-2.45359×10-9T5-3.50294×10- 11T6+6.21621×10-13T7-3.42097×10-15T8-6.58928×10-17T9得到压强、焓值分别为P1、h1，由能量守恒可得进口处制冷剂焓值
上述公式中mref为制冷剂的质量流量，取mref为(0.3～0.5)mair
(6)已知制冷剂压强P1，焓值h0，将T1带入R134a饱和蒸汽的热力性质拟合公式h′＝199.99299+1.35031T-0.00315T2-1.36465×10-6T3-1.78178×10-8T4-1.98432×10-9T5-2.37313×10-11T6-4.94197×10-13T7-2.27397×10-15T8+4.99691×10-17T9得到h′，若h0>h′则制冷剂进口处温度T0＝T1，若h0<h′，令A＝a1pr6+a2pr5+a3pr4+a4pr3+a5pr2+a6pr+a7，b＝a8pr6+a9pr5+a10pr4+a11pr3+a12pr2+a13pr+a14，c＝h0-h′，
T0＝T1-。a1＝0.66776,a2＝-1.4065,a3＝1.0534,a4＝-0.38299,a5＝0.062408a6＝-0.011048,a7＝-4.6068×10-4,a8＝-122.19,a9＝257.98a10＝-209.79,a11＝84.857,a12＝-17.495,a13＝2.5732,a14＝1.2169
Pc＝4.059×106
(8)选择迎风面积质量流速并计算迎风面积。为降低运行阻力，质量流速vm＝3～4kg/(m2·s)，迎风面积
迎风面的形状为矩形，F＝LW
上述公式中L为矩形的长边，一般作为翅片管的有效长度；W为迎风面的宽度。
(9)根据翅片管的应用条件和应用经验，对于空冷器应用的翅片管，可选择紫铜管套铝片翅片管，在常用的翅片管规格Φ8mm×0.5mm、Φ10mm×0.5mm、Φ12mm×1mm中选定翅片管外径D0、翅片管内径Di，当规格为Φ8mm×0.5mm、Φ10mm×0.5mm时，翅片节距sf＝1.8～2.2mm，翅片厚度t＝0.15～0.2mm，当规格为Φ12mm×1mm时，翅片节距sf＝2.2～3mm，翅片厚度t＝0.2～0.3mm,翅片管横向管间距s1＝(2～3)D0。
(10)确定迎风面上的横向管排数。
取圆整值，一般为2～6，若不满足，可调整翅片管横向管间距s1。
(11)迎风面上的基管传热面积A1＝πD0LN1
(12)计算最窄流通界面处质量流速
(13)计算翅片管外换热系数。
Nu＝0.35(S1/S2)0.2Re0.6Pr0.36
上述公式中，S1为横向管间距，S2为纵向管间距，对于等边三角形排列，S2＝0.866S1。
上述公式中Re＝D0Gm/μ。μ＝1.8×10-5pa·s为空气动力粘性系数。
上述公式中
为普朗特数。Cp＝1.0036KJ/kg为空气定压比热，λ＝0.2554W/(m·K)为空气导热系数。
(14)计算翅片效率ηf。根据不同的翅片结构选取相应的翅片效率计算公式。
本文所选用的翅片管式换热器为整体平板翅片，公式形式上与环形翅片相同。
上述公式中
h为翅片管外换热系数，λAl为铝翅片导热系数，取λAl＝203J/(kg·K)。
上述公式中r1为圆管外径，
为翅片外径。整体平板翅片的尺寸为a×W，a＝N2×S2，n为圆管数量，n＝N1×N2，N2为管列数，取6～12
上述公式中J1、K1、K0、J0为虚变量的贝塞尔函数
(15)计算基管外表面为基准的管外换热系数hf，
上述公式中，Af为翅片本身的换热面积，Ab为翅片之间的裸管面积，A0为基管外表面积。
A0＝πD0Ln
(16)计算管内换热系数。当制冷剂为单相状态时，管内流体与内壁之间的对流换热系数hi计算公式采用
上述公式中L为管内流体的流动长度，除粘度μw按壁面温度取值外，其他物性均按流体的平均温度取值。
当计算两相区时
上述公式中q为热流密度，单位W/m2，
上述公式中c1为饱和液体的比热容，单位J/(kg·K)，将T1带入R134a饱和蒸汽的热力性质拟合公式c1＝1.34138+0.0027T-1.67461×10-5T2+2.14784×10-7T3-4.2084×10-9T4+3.39093×10-12T5-7.70417×10-13T6-6.63119×10-17T7-1.26314×10-16T8+7.27135×10- 19T9可得到c1
上述公式中μl—饱和液体的动力粘度，单位Pa·s，将T1带入R134a饱和蒸汽的热力性质拟合公式μl＝2.55579×10-4-2.35242×10-6T+7.6011×10-8T2-1.46371×10-9T3-4.33971×10-11T4+1.57104×10-13T5+1.15952×10-14T6+3.86584×10-17T7-7.19436×10- 19T8-4.53161×10-21T9可得到μl
上述公式中r为汽化潜热，取217.8×103J/kg
上述公式中Prl为饱和液态的普朗特系数，
将T1带入R134a饱和蒸汽的热力性质拟合公式λl＝0.09201-4.43209×10-4T+4.26046×10-7T2-3.48993×10-9T3-1.27544×10-11T4+1.17175×10-13T5+8.67361×10-16T6-2.26916×10-17T7-6.10351×10-20T8+9.65677×10-22T9可得到λl
上述公式中ρl、ρv为饱和液体、饱和蒸汽的密度，将T1分别带入R134a饱和蒸汽的热力性质拟合公式ρv＝15.11888-0.56007+0.0038T2-5.16417×10-5T3+2.52599×10-6T4+5.1221×10-8T5-4.79245×10-10T6-8.51008×10-12T7+3.52132×10-14T8+5.14948×10-16T9，ρl＝1294.06826-3.36058T-0.0042+5.59102×10-5T3-2.63096×10-6T4-5.22079×10-8T5+4.95768×10-10T6+8.68971×10-12T7-3.61951×10-14T8-5.25839×10-16T9可得到ρv、ρl
上述公式中σ为液体、蒸汽界面的表面张力，单位N，
(17)计算以基管外表面为基准的污垢热阻。翅片管外的污垢热阻
翅片管内的污垢热阻
上述公式中rf＝0.000176(m2·K)/W为翅片外表面的污垢热阻。
上述公式中
为翅羽比。
(18)计算对数平均温差ΔTln。由于冷热流体为逆流，因此
上述公式中T1、T2为热流体进出口温度，这里指空气；
上述公式中t1、t2为冷流体进出口温度，这里指制冷剂。
(19)计算翅片管换热器的传热温差ΔT。ΔT＝ΔTlnF。
上述公式中ΔTln为冷热流体之间的对数平均温差；
上述公式中F为考虑不同影响因素的温差修正系数，取F＝1；
(20)求解传热系数。翅片管式蒸发器换热系数计算公式为
(21)计算传热面积A0。以基管外表面积为基准的传热面积
实际选取的传热面积应为上述计算面积的1.1～1.2倍，即乘以安全系数。
(22)计算翅片管总根数。
取圆整值。
(23)计算纵向管排数。
圆整并总取大值。
(24)计算管束纵向尺寸。在等边三角形排列时，管束纵向尺寸＝s2N2。
至此，蒸发器已完成设计。
(25)计算压缩机换热量。也即为压缩机进口处制冷剂的热物性与蒸发器出口处相同，压强、温度、焓值分别为P1、T1、h1，则压缩机出口处制冷剂温度T2＝(T1+273.15)εn-1-273.15，压强P2＝P1·ε，制冷剂出口处的焓值h2可由出口处温度、压强在R134a过热蒸汽热力性质表中一次线性插值得到。制冷剂在压缩机内部吸热为Q2＝mref(h2-h1)。
上述公式中ε＝2～5为压缩机压缩比，n＝1.18为压缩过程多变指数。
(26)冷凝器设计。记以上过程所得制冷剂在蒸发器处的吸热量为Q1，则冷凝器的换热量Q3＝Q2+Q1。冷凝器入口处参数即为压缩机出口处参数。由于冷凝器同蒸发器都为翅片管式换热器，所以冷凝器的设计步骤与蒸发器相同。
上述公式中Q1、Q2均取绝对值。
(27)根据冷凝器到蒸发器的压差以及制冷剂流量可选取合适的膨胀阀。
上述设计过程是在空气在蒸发器出口处的温度为能析出水的最高临界温度即露点温度的情况下选定各结构参数，若增加析出水分，应降低空气出口处温度，此时换热量增加，但仍可根据上述步骤进行设计。
(28)计算制冷循环系统消耗的功率P。若不计冷量损失，在平衡状态下，制冷循环系统的能量平衡方程为
上述公式中ε为制冷循环系统的制冷系数
Δh为制冷剂在蒸发器进出口的焓差，h1为制冷剂在蒸发器出口处焓值，h2为制冷剂在压缩机出口处焓值，h0为制冷剂在冷凝器出口处焓值即蒸发器进口处焓值。
(29)计算风机消耗功率。空冷式换热器所配风机的电动机功率
Δp＝Δp′+Δp″
上述公式中ηfan为风机的全压效率，小型轴流风机的全压效率ηfan＝0.6～0.65
上述公式中ηm为风机的传动效率，当风机与电动机直联时ηm＝1，当采用V带传动时ηm＝0.95，
上述公式中Δp为风压包括动压Δp′及静压Δp″。
上述公式中ρa为蒸发器进口空气的密度，单位为kg/m3，将T带入空气的热力性质拟合公式ρa＝1.2929-0.00481+1.76986×10-5T2-5.39224×10-8T3+1.80798×10-10T4-1.25512×10-12T5+6.85622×10-15T6-1.9605×10-17T7+2.73685×10-20T8-1.48823×10-23T9可得到ρa，本文选用的换热器均采用平片整套片翅片管族，空气流过换热器的阻力即静压，对于叉排c＝0.108。
(30)计算系统消耗的功率P，系统消耗的功率即制冷循环系统、蒸发器与冷凝器处风机之和；
(31)计算所需太阳能电池板数量。设全年该取水系统工作时间为t，使用地区日照时间为T，记每块太阳能板的功率为P0，蓄电池转换率为a，根据所选型号带入，则所需太阳能电池板数量
实施例：
(1)确定设计目的：已知威海地区年平均温度为12.2℃、相对湿度为0.6，确定冷凝器、蒸发器所需的最小换热面积以及太阳能需提供的功率；
(2)将平均温度带入公式可得水蒸气的饱和压力Ps＝1553.7Pa，空气的含湿量
(3)由空气在
时的t-d表可查得空气的露点温度Td＝6℃，设定露点温度Td低于查的的空气露点温度，本文设定空气换热后温度为2.2℃；
(4)取空气流量mair＝0.2kg/s，可得蒸发器的换热量Q＝Cpamair(T-Td)＝1.005×0.2×(12.2-2.2)＝2.01KW，Td为设定露点温度；
(5)取制冷剂质量流量mref＝0.06kg/s，蒸发器出口处制冷剂T1＝-10.14℃，由此可以得到P1＝1.7×105Pa、h1＝390.92KJ/kg，进口处制冷剂焓值
(6)经计算h′＝185.98KJ/kg，因此制冷剂进口处温度T0＝-10.14℃；
(8)选择vm＝4kg/(m2·s)，迎风面积
迎风面的形状为矩形，取矩形的长边L＝0.4m，迎风面的宽度W＝0.125m；
(9)选定翅片管外径D0＝10mm、翅片管内径Di＝9mm，翅片节距为2.2mm，翅片厚度t＝0.2mm，翅片管横向管间距s1＝21.65mm；
(10)确定迎风面上的横向管排数，
(11)迎风面上的基管传热面积A1＝πD0LN1＝π×0.01×0.5×5＝0.079m2；
(12)最窄流通界面处质量流速
(13)
(14)N2取12，a＝12×0.866×21.65＝225mm
J1(mr2)＝0.497，K1(mr1)＝2.184，J1(mr1)＝0.204，K1(mr2)＝0.717
J0(mr1)＝1.040，K0(mr1)＝1.115
(15)A0＝πD0Ln＝0.01×0.4×60π＝0.754m2
(16)
(17)翅片管外的污垢热阻
翅片管内的污垢热阻
(18)
(19)ΔT＝ΔTlnF＝16.84℃；
(20)
(21)
(22)
(23)纵向管排数
(24)管束纵向尺寸＝s2N2＝0.866×21.68×10-3×10＝0.188m
至此，蒸发器已完成设计；
(25)压缩机出口处制冷剂温度T2＝(-10.14+273.15)×30.18-273.15＝47.37℃压强P2＝P1·ε＝1.7×105×3＝5.1×105Pa，焓值h2＝437.09KJ/kg；
制冷剂在压缩机内部吸热为Q2＝mref(h2-h1)＝2.7702KW；
(26)冷凝器的换热量Q3＝Q2+Q1＝4.78KW；
(27)冷凝器的设计过程与蒸发器相同；
(28)
制冷循环系统消耗功率
(29)
Δp＝Δp′+Δp″＝23.78Pa，
(30)太阳能板提供的功率最少应为系统消耗的功率即制冷循环系统、风机消耗的功率之和，即28.17KW；
(32)计算所需太阳能电池板数量。设全年该取水系统工作时间为31536000s，使用地区日照时间为9137520s，记每块太阳能板的功率为340W，蓄电池转换率为0.95，则所需太阳能电池板数量
Claims (5)
1.一种太阳能供能的空气制冷取水系统，其特征在于该系统包括太阳能供电装置、制冷循环装置、风机和集水器，所述的制冷循环装置包括压缩机、冷凝器、膨胀阀和蒸发器，所述的风机包括第一风机和第二风机，所述的压缩机的入口与蒸发器的制冷剂出口相连，压缩机出口与冷凝器的制冷剂入口相连，冷凝器的制冷剂出口经膨胀阀与蒸发器的制冷剂入口相连，蒸发器的制冷剂出口与压缩机入口相连接，所述的冷凝器的风道入口经第二风机与集水器的出口相连，冷凝器的风道出口连接外部环境，所述的蒸发器的风道入口与第一风机的出口相连接，蒸发器的风道出口与集水器的入口相连接，第二风机的入口与空气连通。
2.根据权利要求1所述的一种太阳能供能的空气制冷取水系统，其特征在于所述的太阳能供电装置包括太阳能电池板、控制器和蓄电池，太阳能电池板、控制器和蓄电池相互连接，太阳能电池板将太阳的辐射能转换为电能储存在蓄电池中，蓄电池为取水系统中各个设备供电。
3.根据权利要求1所述的一种太阳能供能的空气制冷取水系统，其特征在于所述的冷凝器为空气冷却式冷凝器，蒸发器为冷却空气式蒸发器。
4.根据权利要求1所述的一种太阳能供能的空气制冷取水系统，其特征在于所述的集水器的入口处横截面积小，中部横截面突增，下部设有集水槽，集水器出口设在侧面，高度设在中部横截面突增的部位。
5.一种太阳能供能的空气制冷取水系统的设计方法，其特征在于所述的设计方法的步骤如下：
(1)确定设计目的：已知根据空气温度、湿度以及空气流量确定冷凝器、蒸发器所需的最小换热面积以及太阳能需提供的功率；
(2)将空气的温度T代入饱和水温度与压力的拟合关系式Ps＝281.77738+168.40335T-8.96425T2+0.3669T3-0.00525T4+5.24247×10-5T5-2.57134×10-7T6+7.67278×10-10T7-1.27082×10-12T8+8.94179×10-16T9，可得到当前温度下水蒸气的饱和压力Ps，将空气的相对湿度
带入公式
可得到空气的含湿量d；
(3)将空气的含湿量d带入湿空气的焓湿图可查得空气的露点温度Td即空气换热结束后的临界最高温度，设定露点温度Td低于查的的空气露点温度；
(4)已知空气的温度T、露点温度Td、空气流量mair(mair取0.2～0.5kg/s)可得蒸发器所需的最小换热量Q＝Cpamair(T-Td)；
上述公式中Cpa为空气的定压比热，取Cpa＝1.005；
(5)蒸发器出口处制冷剂为干饱和蒸汽，取出口处温度为T1，其中T1可取小于空气换热结束后温度的任意值，将T1分别带入R134a饱和蒸汽的热力性质拟合公式P＝292970.46223+10611.75631T-149.35473T2+0.89577T3-1.08779×10-4T4+1.11894×10-5T5-6.49813×10-7T6-4.69843×10-9T7-6.51341×10-11T8+5.97429×10-13T9，h″＝397.99294+0.68754T-0.00103T2-5.68765×10-6T3-5.68192×10-8T4-2.45359×10-9T5-3.50294×10-11T6+6.21621×10-13T7-3.42097×10-15T8-6.58928×10-17T9得到压强、焓值分别为P1、h1，由能量守恒可得进口处制冷剂焓值
上述公式中mref为制冷剂的质量流量，取mref为(0.3～0.5)mair，
(6)已知制冷剂压强P1，焓值h0，将T1带入R134a饱和蒸汽的热力性质拟合公式h′＝199.99299+1.35031T-0.00315T2-1.36465×10-6T3-1.78178×10-8T4-1.98432×10-9T5-2.37313×10-11T6-4.94197×10-13T7-2.27397×10-15T8+4.99691×10-17T9得到h′，若h0＞h′则制冷剂进口处温度T0＝T1，若h0＜h′，令A＝a1pr6+a2pr5+a3pr4+a4pr3+a5pr2+a6pr+a7，b＝a8pr6+a9pr5+a10pr4+a11pr3+a12pr2+a13pr+a14，c＝h0-h′，
T0＝T1-y，a1＝0.66776，a2＝-1.4065，a3＝1.0534，a4＝-0.38299，a5＝0.062408，a6＝-0.011048，a7＝-4.6068×10-4，a8＝-122.19，a9＝257.98，a10＝-209.79，a11＝84.857，a12＝-17.495，a13＝2.5732，a14＝1.2169，
Pc＝4.059×106，
(8)选择迎风面积质量流速并计算迎风面积。为降低运行阻力，质量流速vm＝3～4kg/(m2·s)，迎风面积
迎风面的形状为矩形，F＝LW，上述公式中L为矩形的长边，一般作为翅片管的有效长度；W为迎风面的宽度，
(9)根据翅片管的应用条件和应用经验，对于空冷器应用的翅片管，可选择紫铜管套铝片翅片管，在常用的翅片管规格Φ8mm×0.5mm、Φ10mm×0.5mm、Φ12mm×1mm中选定翅片管外径D0、翅片管内径Di，当规格为Φ8mm×0.5mm、Φ10mm×0.5mm时，翅片节距sf＝1.8～2.2mm，翅片厚度t＝0.15～0.2mm，当规格为Φ12mm×1mm时，翅片节距sf＝2.2～3mm，翅片厚度t＝0.2～0.3mm，翅片管横向管间距s1＝(2～3)D0，
(10)确定迎风面上的横向管排数，
取圆整值，一般为2～6，若不满足，可调整翅片管横向管间距s1，
(11)迎风面上的基管传热面积A1＝πD0LN1，
(12)计算最窄流通界面处质量流速
(13)计算翅片管外换热系数，
Nu＝0.35(S1/S2)0.2Re0.6Pr0.36，
上述公式中，S1为横向管间距，S2为纵向管间距，对于等边三角形排列，S2＝0.866S1，
上述公式中Re＝D0Gm/μ。μ＝1.8×10-5pa·s为空气动力粘性系数，
上述公式中
为普朗特数，Cp＝1.0036KJ/kg为空气定压比热，λ＝0.2554W/(m·K)为空气导热系数，
(14)计算翅片效率ηf，根据不同的翅片结构选取相应的翅片效率计算公式，本文所选用的翅片管式换热器为整体平板翅片，公式形式上与环形翅片相同，
上述公式中
h为翅片管外换热系数，λAl为铝翅片导热系数，取λAl＝203J/(kg·K)，
上述公式中r1为圆管外径，
为翅片外径，整体平板翅片的尺寸为a×W，a＝N2×S2，n为圆管数量，n＝N1×N2，N2为管列数，取6～12，
上述公式中J1、K1、K0、J0为虚变量的贝塞尔函数，
(15)计算基管外表面为基准的管外换热系数hf，
上述公式中，Af为翅片本身的换热面积，Ab为翅片之间的裸管面积，A0为基管外表面积，
A0＝πD0Ln，
(16)计算管内换热系数，当制冷剂为单相状态时，管内流体与内壁之间的对流换热系数hi计算公式采用，
上述公式中L为管内流体的流动长度，除粘度μw按壁面温度取值外，其他物性均按流体的平均温度取值，
当计算两相区时，
上述公式中q为热流密度，单位W/m2，
上述公式中c1为饱和液体的比热容，单位J/(kg·K)，将T1带入R134a饱和蒸汽的热力性质拟合公式c1＝1.34138+0.0027T-1.67461×10-5T2+2.14784×10-7T3-4.2084×10-9T4+3.39093×10-12T5-7.70417×10-13T6-6.63119×10-17T7-1.26314×10-16T8+7.27135×10-19T9可得到c1
上述公式中μl-饱和液体的动力粘度，单位Pa·s，将T1带入R134a饱和蒸汽的热力性质拟合公式μl＝2.55579×10-4-2.35242×10-6T+7.6011×10-8T2-1.46371×10-9T3-4.33971×10-11T4+1.57104×10-13T5+1.15952×10-14T6+3.86584×10-17T7-7.19436×10-19T8-4.53161×10-21T9可得到μl，
上述公式中r为汽化潜热，取217.8×103J/kg，
上述公式中Prl为饱和液态的普朗特系数，
将T1带入R134a饱和蒸汽的热力性质拟合公式λl＝0.09201-4.43209×10-4T+4.26046×10-7T2-3.48993×10-9T3-1.27544×10-11T4+1.17175×10-13T5+8.67361×10-16T6-2.26916×10-17T7-6.10351×10-20T8+9.65677×10-22T9可得到λl，
上述公式中ρl、ρv为饱和液体、饱和蒸汽的密度，将T1分别带入R134a饱和蒸汽的热力性质拟合公式ρv＝15.11888-0.56007T+0.0038T2-5.16417×10-5T3+2.52599×10-6T4+5.1221×10-8T5-4.79245×10-10T6-8.51008×10-12T7+3.52132×10-14T8+5.14948×10-16T9，ρl＝1294.06826-3.36058T-0.004T2+5.59102×10-5T3-2.63096×10-6T4-5.22079×10-8T5+4.95768×10-10T6+8.68971×10-12T7-3.61951×10-14T8-5.25839×10-16T9可得到ρv、ρl，
上述公式中σ为液体、蒸汽界面的表面张力，单位N，
(17)计算以基管外表面为基准的污垢热阻，翅片管外的污垢热阻
翅片管内的污垢热阻
上述公式中rf＝0.000176(m2·K)/W为翅片外表面的污垢热阻，
上述公式中
为翅羽比，
(18)计算对数平均温差ΔTln。由于冷热流体为逆流，因此
上述公式中T1、T2为热流体进出口温度，这里指空气；
上述公式中t1、t2为冷流体进出口温度，这里指制冷剂，
(19)计算翅片管换热器的传热温差ΔT。ΔT＝ΔTlnF，
上述公式中ΔTln为冷热流体之间的对数平均温差；
上述公式中F为考虑不同影响因素的温差修正系数，取F＝1；
(20)求解传热系数，翅片管式蒸发器换热系数计算公式为
(21)计算传热面积A0，以基管外表面积为基准的传热面积
实际选取的传热面积应为上述计算面积的1.1～1.2倍，即乘以安全系数，
(22)计算翅片管总根数，
取圆整值，
(23)计算纵向管排数，
圆整并总取大值，
(24)计算管束纵向尺寸，在等边三角形排列时，管束纵向尺寸＝s2N2，至此，蒸发器已完成设计，
(25)计算压缩机换热量，也即为压缩机进口处制冷剂的热物性与蒸发器出口处相同，压强、温度、焓值分别为P1、T1、h1，则压缩机出口处制冷剂温度T2＝(T1+273.15)εn-1-273.15，压强P2＝P1·ε，制冷剂出口处的焓值h2可由出口处温度、压强在R134a过热蒸汽热力性质表中一次线性插值得到，制冷剂在压缩机内部吸热为Q2＝mref(h2-h1)，
上述公式中ε＝2～5为压缩机压缩比，n＝1.18为压缩过程多变指数，
(26)冷凝器设计，记以上过程所得制冷剂在蒸发器处的吸热量为Q1，则冷凝器的换热量Q3＝Q2+Q1，冷凝器入口处参数即为压缩机出口处参数，由于冷凝器同蒸发器都为翅片管式换热器，所以冷凝器的设计步骤与蒸发器相同，上述公式中Q1、Q2均取绝对值，
(27)根据冷凝器到蒸发器的压差以及制冷剂流量可选取合适的膨胀阀，上述设计过程是在空气在蒸发器出口处的温度为能析出水的最高临界温度即露点温度的情况下选定各结构参数，若增加析出水分，应降低空气出口处温度，此时换热量增加，但仍可根据上述步骤进行设计，
(28)计算制冷循环系统消耗的功率P。若不计冷量损失，在平衡状态下，制冷循环系统的能量平衡方程为
上述公式中ε为制冷循环系统的制冷系数，
Δh为制冷剂在蒸发器进出口的焓差，h1为制冷剂在蒸发器出口处焓值，h2为制冷剂在压缩机出口处焓值，h0为制冷剂在冷凝器出口处焓值即蒸发器进口处焓值，
(29)计算风机消耗功率，空冷式换热器所配风机的电动机功率
Δp＝Δp′+Δp″，
上述公式中ηfan为风机的全压效率，小型轴流风机的全压效率ηfan＝0.6～0.65上述公式中ηm为风机的传动效率，当风机与电动机直联时ηm＝1，当采用V带传动时ηm＝0.95，
上述公式中Δp为风压包括动压Δp′及静压Δp″，
上述公式中ρa为蒸发器进口空气的密度，单位为kg/m3，将T带入空气的热力性质拟合公式ρa＝1.2929-0.00481T+1.76986×10-5T2-5.39224×10-8T3+1.80798×10-10T4-1.25512×10-12T5+6.85622×10-15T6-1.9605×10-17T7+2.73685×10-20T8-1.48823×10-23T9可得到ρa，本文选用的换热器均采用平片整套片翅片管族，空气流过换热器的阻力即静压，对于叉排c＝0.108，
(30)计算系统消耗的功率P，系统消耗的功率即制冷循环系统、蒸发器与冷凝器处风机之和；
(31)计算所需太阳能电池板数量，设全年该取水系统工作时间为t，使用地区日照时间为T，记每块太阳能板的功率为P0，蓄电池转换率为a，根据所选型号带入，则所需太阳能电池板数量
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