CN117468536A - 一种风道式二级复合凝结水装置 - Google Patents
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Abstract
本发明公开了一种风道式二级复合凝结水装置，包括第二级制冷循环，第二级制冷循环为压缩机、配置有风机的冷凝器、节流元件、蒸发器和气液分离器构成的循环回路，还包括第一级热管循环，第一级热管循环为热管冷凝器、热管蒸发器通过管路连接构成的循环回路；热管冷凝器、热管蒸发器、冷凝器、蒸发器按顺序共同装配于同一个风道中，并共用冷凝器配置的风机。本发明利用热管循环和全压比蒸汽压缩制冷循环的有效结合，发挥各自优势，比仅用常规循环制冷的压缩机节能35%以上，大大提升了空气取水的工作范围，同样应用于除湿类产品。
Description
技术领域
本发明涉及空气凝水装置领域，具体是一种风道式二级复合凝结水装置。
背景技术
据相关资料显示，地球大气中水含量非常可观，可以看作一个巨大的“水源”，所以空气取（制）水的产品也越来越多，并广泛应用于偏远海岛、沙漠探险、救援救灾、边防哨所、野战营地等淡水资源匮乏地区和野外作战等场合。
目前，空气取水的主要方法包括制冷结露法、聚雾法、吸收法和吸附法等，其中制冷结露法是通过压缩机制冷方式，使流经蒸发器的空气温度低于露点温度而获得液态水。现有压缩机制冷取水或除湿技术，通常适应环境温度的范围比较窄，正常温度范围 18℃～43℃，而且湿度不能太低，如大于35%。例如，若干球温度为40℃，相对湿度15%，露点温度仅为8.5℃，设计翅片表面温度为6℃，蒸发温度为3℃，这时采用传统的一级压缩机制冷，至少带来3个不利结果：①压缩机因热负荷大、能效比下降，造成消耗功率增加；②热空气很难实现30℃左右的降温，导致蒸发器表面温度不能低于露点温度，从而无法获得液态水；③随着环境温度升高，如55℃或60℃，压缩机容易出现过载。
行业中，通常压缩机制冷的压比在4～8之间，环境温度不低于18℃，当环境温度低于18℃时，因冷凝压力变小、偏离正常范围而出现各类问题，如工质流量小、冷量不足和液击等。若能克服这些缺点，采用小压比循环，如压比1.05～3，实现压缩机的能效比提升到7.0～20，更利于能源的高效利用。
另一方面，热管作为一种简单可靠、无运动部件、高导热性的传热组件已被广泛应用于电子产品的散热，其中重力式分离热管是常见的一种形式，包括蒸发器（吸热）、冷凝器（放热）、上升管（蒸汽上升）和下降管（重力回液）等组成。经查阅相关报道，没有发现作为第一级热管制冷与第二级压缩机制冷构成二级复合凝结水方式来实现优势互补的，这未必不是一种新的尝试。
发明内容
本发明提供了一种风道式二级复合凝结水装置，以解决现有技术一级压缩机制冷凝结水存在的不足。
为了达到上述目的，本发明所采用的技术方案为：
一种风道式二级复合凝结水装置，包括作为第二级制冷循环的全压比蒸汽压缩制冷循环，第二级制冷循环为压缩机、配置有风机的冷凝器、节流元件、蒸发器和气液分离器通过管路连接构成的循环回路，还包括第一级热管循环，第一级热管循环为热管冷凝器、热管蒸发器通过管路连接构成的循环回路；
第一级热管循环中的热管冷凝器、热管蒸发器以及第二级制冷循环中的冷凝器、蒸发器共同装配于同一个风道中，所述风道下端为进风口、上端为出风口，且所述热管蒸发器、第二级制冷循环中蒸发器、所述热管冷凝器、第二级制冷循环中冷凝器按进风顺序分布于所述风道中，其中热管蒸发器的进风侧朝向风道的进风口，热管蒸发器的出风侧朝向第二级制冷循环中蒸发器的进风侧，第二级制冷循环中蒸发器的出风侧朝向热管冷凝器的进风侧，热管冷凝器的出风侧朝向第二级制冷循环中冷凝器的进风侧，第二级制冷循环中冷凝器的出风侧朝向风道的出风口，且热管冷凝器高于热管蒸发器，所述热管蒸发器、第二级制冷循环中蒸发器、所述热管冷凝器、第二级制冷循环中冷凝器共用风机。
进一步的，所述第二级制冷循环中的冷凝器有两个，风道外冷凝器和风道内冷凝器分别各自配置有风机，两个冷凝器相互串联后接入第二级制冷循环中，其中按制冷剂流向处于下游的冷凝器设于风道内。
进一步的，所述第二级制冷循环中的蒸发器有多个，多个蒸发器相互并联连接后接入第二级制冷循环中。
进一步的，所述第二级制冷循环采用全压比设计，压比从1.05到所选压缩机的最大值。
进一步的，所述第二级制冷循环中的节流元件为单节流元件或者双节流元件。
进一步的，所述第二级制冷循环中，压缩机、冷凝器配置的风机均可调速，以满足热管蒸发器和蒸发器得到所需蒸发温度和结水量。
进一步的，所述第二级制冷循环中的冷凝器、蒸发器，以及第一级热管循环中的热管冷凝器、热管蒸发器均为翅片式换热器或微通道换热器，其换热量、内部分路、片型片距、介质和充注量参数依据具体情况来设计。
进一步的，所述第二级制冷循环中的气液分离器的容量满足全压比设计下的分液要求，不应出现液击。
进一步的，还包括集水盘，所述集水盘承接于热管蒸发器下方。
与现有技术相比，本发明优点为：
1、本发明利用热管循环和全压比蒸汽压缩制冷循环的有效结合，发挥各自优势，比仅用常规循环制冷的压缩机节能35%以上。
2、本发明通过两级制冷，大大提升了空气取水的工作范围，同样应用于除湿类产品。
3、本发明主体采用风道设计，结构紧凑，易于小型化设计。
4、本发明适应小风量设计，为产品降噪提供了前提条件。
附图说明
图1是本发明实施例结构图。
图2是本发明实施例中第二级循环采用双节流元件时直风道结构图。
图3是本发明实施例中第二级循环采用双节流元件、多蒸发器时直风道结构图。
图4是本发明实施例中第二级循环省去一个冷凝器时直风道结构图。
图5是本发明实施例中L型风道结构图。
图6是本发明实施例中C型风道结构图。
图7是本发明实施例中第二级循环省去一个冷凝器时Z型风道结构图。
具体实施方式
下面结合附图和实施例对本发明进一步说明。
如图1所示，图1中 表示空气流向，/>表示第一级热管循环介质流向，/>表示第二级制冷循环介质流向。本实施例公开了一种风道式二级复合凝结水装置，包括隔热的风道，以及第一级热管循环和第二级制冷循环，其中：
第二级制冷循环为全压比蒸汽压缩制冷循环，第二级制冷循环包括压缩机1、配置有风机A3的冷凝器A2、配置有风机B4的冷凝器B5、节流元件7、蒸发器8、气液分离器11。压缩机1的制冷剂出口通过管路与冷凝器A2的进口连接，冷凝器A2的出口通过管路与冷凝器B5的进口连接，由此冷凝器A2、冷凝器B5形成串联，冷凝器B5的出口通过管路与节流元件7的进口连接，节流元件7的出口通过管路与蒸发器8的进口连接，蒸发器8的出口通过管路与气液分离器11的进口连接，气液分离器11的出口通过管路与压缩机1的制冷剂回口连接，由此，压缩机1输出的制冷剂依次经冷凝器A2、冷凝器B5、节流元件7、蒸发器8、气液分离器11后返回至压缩机1，从而形成制冷剂的循环回路。
第一级热管循环包括热管冷凝器6、热管蒸发器9，热管蒸发器9的出口通过管路与热管冷凝器6的进口连接，热管冷凝器6的出口通过管路与热管蒸发器9的进口连接，由此构成循环回路，在循环回路中制冷剂也进行二次相变换热。
风道下端为进风口、上端为出风口，第一级热管循环中的热管蒸发器9、蒸发器8、第一级热管循环中的热管冷凝器6、冷凝器B5按从下至上的方向竖直分布在风道，热管蒸发器9的进风侧朝向风道的进风口，热管蒸发器9的出风侧朝向蒸发器8的进风侧，蒸发器8的出风侧朝向热管冷凝器6的进风侧，热管冷凝器6的出风侧朝向冷凝器B5的进风侧，冷凝器B5的出风侧朝向风道的出风口，冷凝器B5配置的风机B4设于冷凝器B5的出风侧，由此热管蒸发器9、蒸发器8、热管冷凝器6、冷凝器B5共用风机B4。
由此，空气从进风口进入风道内，在冷凝器B5的风机B4作用下，空气依次经过热管蒸发器9、蒸发器8、热管冷凝器6、冷凝器B5后从风道出风口流出，其中空气经过热管蒸发器9、蒸发器8时，由热管蒸发器9对空气进行第一级冷却，由蒸发器8对空气进行第二级冷却，通过热管蒸发器9、蒸发器8两级换热冷却后，在热管蒸发器9、蒸发器8上形成凝结水。
本实施例中，在直风道的进风口下方设置有集水盘10，集水盘10承接于热管蒸发器9下方，由集水盘10来承接热管蒸发器9、蒸发器8上形成的凝结水。
本实施例的第二级制冷循环中采用全压比设计，压比从1.05到所选的压缩机1的最大值，当环境温度低时，第二级制冷循环采用小压比循环，如压比1.05～3；当环境温度高时，第二级制冷循环采用大压比循环，如压比3～10。
本实施例中，节流元件7采用电子膨胀阀，数量为一个或多个，当单个节流元件开度无法满足压比要求时，采用双节流元件。如图2所示，第一个节流元件7、第二个节流元件12并联后的总进口连接冷凝器B5的出口，第一个节流元件7、第二个节流元件12并联后的总出口连接蒸发器8的进口。
本实施例中，蒸发器还配置有电加热器13，通过电加热器13对第一级冷却的空气进行升温，来增加第二级制冷循环低温段的工作范围。
本实施例的第二级制冷循环中，压缩机1、冷凝器B5配置的风机B4均为可调速的，以满足热管蒸发器9和蒸发器8得到所需蒸发温度和结水量。
本实施例中，第二级制冷循环中的蒸发器8的数量为一个或多个，当有多个蒸发器时，各个蒸发器相互并联。如图3所示，图3中第二级制冷循环采用双节流元件、双蒸发器，第一个蒸发器8.1、第二个蒸发器8.2分别连接第一个节流元件7、第二个节流元件12的出口，第一个蒸发器8.1、第二个蒸发器8.2并联后的总出口连接气液分离器11的进口。
本实施例的第二级制冷循环中，冷凝器A2和冷凝器B5为串联形式，共同承担第二级制冷循环的冷凝散热功能，但不排除在要求不高时可直接省略冷凝器A2和其配置的风机A3，如图4所示，压缩机1的制冷剂出口直接连接冷凝器B5的进口，冷凝器B5的出口连接节流元件7的进口。
本实施例中，如图5所示，采用L型风道结构，第一级热管循环中的热管蒸发器9设于弯曲风道内靠近进风口位置，并且热管蒸发器9的进风侧朝向弯曲风道的进风口。第二级制冷循环中的蒸发器8设于弯曲风道内靠近进风口位置并与热管蒸发器9并排分布，热管蒸发器9的出风侧朝向蒸发器8的进风侧，蒸发器8的出风侧朝向弯曲风道内，并且弯曲风道内设有集水盘10，蒸发器8、热管蒸发器9直立于集水盘10中，蒸发器8配置的风机B4设于弯曲风道内并位于蒸发器8的出风侧。
本实施例中，如图6所示，C型风道结构，冷凝器B5和热管冷凝器6位置处于热管蒸发器9和蒸发器8的正上方，整个弯曲风道的弯曲形状呈C型，工作原理依然相同。
本实施例中，如图7所示，Z型风道结构，冷凝器B5和热管冷凝器6位置处于热管蒸发器9和蒸发器8的侧上方，整个弯曲风道的弯曲形状呈Z型，并省略了冷凝器A2和其配置的风机A3，工作原理依然相同。
本实施例的第二级制冷循环中的冷凝器A2、冷凝器B5、蒸发器8，以及第一级热管循环中的热管冷凝器6、热管蒸发器9均为翅片式换热器或微通道换热器，其换热量、内部分路、片型片距、介质和充注量参数依据具体情况来设计。
本实施例的第二级制冷循环中，气液分离器11的容量满足全压比设计下的分液要求，不应出现液击。
以下结合实际环境温度数据，对本实施例的功能作进一步的说明：
例如，环境干球温度为40℃，相对湿度15%，含湿量d1为6.96g/kg，焓值h1为58.3kj/kg，露点温度8.5℃；第一级和第二级介质均采用R134a，第一级进热管蒸发器温度为15℃，介质出热管蒸发器温度为20℃，由于蒸发温度高于露点温度，此时第一级不存在结露，取出风干球温度为25℃，相对湿度35%，含湿量d2为6.96g/kg，焓值h2为42.98kj/kg；取第二级制冷蒸发温度为3℃，冷却后的空气取干球温度为10℃，相对湿度74%，含湿量为d3为5.69g/kg，焓值h3为24.43kj/kg，风量G=300m3/h，空气平均密度ρ=1.18kg/m3。
采用本实施例，第一级热管循环的制冷：
取水量S1＝Gρ(d1-d2)= 300×1.18×(6.96-6.96)=0 g/h，
制冷量Q1＝Gρ(h1-h2)/3.6=300×1.18×(58.3-42.98)/3.6≈1506W。
第二级制冷循环的制冷：
取水量S2＝Gρ(d2-d3)= 300×1.18×(6.96-5.69)=449.58 g/h，
制冷量Q2＝Gρ(h2-h3)/3.6=300×1.18×(42.98-24.43)/3.6≈1824W。
对比采用一级制冷，取进出风状态一致，则
总取水量S＝Gρ(d1-d3)= 300×1.18×(6.96-5.69)=449.58 g/h。
总制冷量Q＝Gρ(h1-h3)/3.6=300×1.18×(58.3-24.43)/3.6≈3330W。
为说明节能，下面对功耗进行简单对比分析：理论上采用一级制冷则总制冷量需要3330W，能效取3.0，则压缩机消耗功率为1110W。
而第一级采用热管循环后，由于该循环为无运动部件的高导热性的传热组件，循环动力仅来自温度驱动，案例中热管取温差为5℃，介质压差为0.83bar，满足运行没有问题。第二级压缩机能效同样取3.0，则对应压缩机功率仅为608W，相比采用一级制冷的压缩机消耗功率为1110W，省电约45.2%。若风机总功率取200 W计入，则整机功率依然省电约38.3%，整机能效比从2.54提升到4.12。
若环境干球温度下降至10℃，相对湿度90%，含湿量d4为6.48g/kg，焓值h4为25.39kj/kg，露点温度8.5℃；取第一级介质进热管蒸发器温度为6℃，介质出热管蒸发器温度为7.5℃，介质压差为0.19bar，取出风干球温度为8℃，相对湿度93%，含湿量d5为6.25g/kg，焓值h5为23.80kj/kg；第二级制冷取蒸发温度为2℃，冷却后的空气取干球温度为5℃，相对湿度98%，含湿量为d6为5.35g/kg，焓值h6为18.47kj/kg，调整风量G=400m3/h，空气平均密度ρ=1.26kg/m3。
采用本发明，第一级热管循环的制冷：
取水量S1＝Gρ(d4-d5)= 400×1.26×(6.48-6.25)=115.92 g/h，
制冷量Q1＝Gρ(h4-h5)/3.6=400×1.26×(25.39-23.80)/3.6≈223W。
第二级制冷循环的制冷：
取水量S2＝Gρ(d5-d6)= 400×1.26×(6.25-5.35)=453.6 g/h，
制冷量Q2＝Gρ(h5-h6)/3.6=400×1.26×(23.80-18.47)/3.6≈746W。
对比采用一级制冷，取出风状态一致，则
总取水量S＝Gρ(d4-d6)= 400×1.26×(6.48-5.35)=569.52 g/h。
总制冷量Q＝Gρ(h4-h6)/3.6=400×1.26×(25.39-18.47)/3.6≈969W。
此时，蒸发温度为2℃，对应蒸发压力为3.15bar，取冷凝温度为12℃，对应冷凝压力为4.43，即压比为1.41，可以看到在低温环境下，第二级制冷循环处于小压比状态。同时，压缩机能效将大大提高，下面进一步分析如下：
取第二级制冷过热度2℃，过冷度3℃，通过对应制冷剂R134a压焓图得出相应的热力循环图，查出进蒸发器、进压缩机和出压缩机的焓值分别为211.99kj/kg、400.61kj/kg和407.51kj/kg，取压缩机总效率h=0.68，则：
单位制冷量q=400.61−211.99=188.62 kJ/kg
单位理论压缩功AL=407.51−400.61=6.9 kJ/kg
制冷剂循环量P=Q/q=746´3.6/188.62≈14.24 kg/h
压缩机功率N=P∙AL/h=14.24´6.9/0.68=144.5 kJ/h≈40W
得，压缩机能效比＝746W/40W＝18.65。说明在低温工况下，压缩机的运行处于超节能状态，相当于作为一个气泵在工作。
制冷量为3330W空调或除湿机通常需要风量在500 m3/h～600 m3/h，而采用本实施例后，高温工况采用300m3/h小风量的设计，低温工况适当增加到400m3/h风量，同时取水能力进一步增强。
本实施例中，高温工况的小风量设计能使空气经过二级冷却后的温差更容易达到30℃，而低温工况适当增加风量有助于结霜减缓或不出现。
按本实施例结构原理图设计具体产品时，整体或分体式结构均通用。如整体外置室外工作时，其进风温度T0就是室外环境温度；如整体内置室内工作时，其进风温度T0就是室内环境温度。经第一级降温后T1<T0，经第二级降温后T2<T1，经热管冷凝器6升温后T3>T2，经冷凝器B5升温后T4>T3，为充分利用二级制冷冷量，冷凝器B5设计的散热量应使T4> T0。
以上结合附图详细描述了本发明的优选实施方式，本发明所述的实施例仅仅是对本发明的优选实施方式进行的描述，并非对本发明构思和范围进行限定。在上述具体实施方式中所描述的各个具体技术特征，在不矛盾的情况下，可以通过任何合适的方式进行组合，这种组合只要其不违背本发明的思想，其同样应当视为本公开所公开的内容。为了避免不必要的重复，本发明对各种可能的组合方式不再另行说明。
本发明并不限于上述实施方式中的具体细节，在本发明的技术构思范围内以及不脱离本发明设计思想的前提下，本领域技术人员对本发明的技术方案作出的各种变型和改进，均应落入本发明的保护范围，本发明请求保护的技术内容，已经全部记载在权利要求书中。
Claims (9)
1.一种风道式二级复合凝结水装置，包括作为第二级制冷循环的全压比蒸汽压缩制冷循环，第二级制冷循环为压缩机、配置有风机的冷凝器、节流元件、蒸发器和气液分离器通过管路连接构成的循环回路，其特征在于，还包括第一级热管循环，第一级热管循环为热管冷凝器、热管蒸发器通过管路连接构成的循环回路；
第一级热管循环中的热管冷凝器、热管蒸发器以及第二级制冷循环中的冷凝器、蒸发器共同装配于同一个风道中，所述风道下端为进风口、上端为出风口，且所述热管蒸发器、第二级制冷循环中蒸发器、所述热管冷凝器、第二级制冷循环中冷凝器按进风顺序分布于所述风道中，其中热管蒸发器的进风侧朝向风道的进风口，热管蒸发器的出风侧朝向第二级制冷循环中蒸发器的进风侧，第二级制冷循环中蒸发器的出风侧朝向热管冷凝器的进风侧，热管冷凝器的出风侧朝向第二级制冷循环中冷凝器的进风侧，第二级制冷循环中冷凝器的出风侧朝向风道的出风口，且热管冷凝器高于热管蒸发器，所述热管蒸发器、第二级制冷循环中蒸发器、所述热管冷凝器、第二级制冷循环中冷凝器共用风机。
2.根据权利要求1所述的一种风道式二级复合凝结水装置，其特征在于，所述第二级制冷循环中的冷凝器有两个，风道外冷凝器和风道内冷凝器分别各自配置有风机，两个冷凝器相互串联后接入第二级制冷循环中，其中按制冷剂流向处于下游的冷凝器设于风道内。
3.根据权利要求1所述的一种风道式二级复合凝结水装置，其特征在于，所述第二级制冷循环中的蒸发器有多个，多个蒸发器相互并联连接后接入第二级制冷循环中。
4.据权利要求1所述的一种风道式二级复合凝结水装置，其特征在于，所述第二级制冷循环采用全压比设计，压比从1.05到所选压缩机的最大值。
5.根据权利要求1所述的一种风道式二级复合凝结水装置，其特征在于，所述第二级制冷循环中的节流元件为单节流元件或者双节流元件。
6.根据权利要求1所述的一种风道式二级复合凝结水装置，其特征在于，所述第二级制冷循环中，压缩机、冷凝器配置的风机均可调速，以满足热管蒸发器和蒸发器得到所需蒸发温度和结水量。
7.根据权利要求1所述的一种风道式二级复合凝结水装置，其特征在于，所述第二级制冷循环中的冷凝器、蒸发器，以及第一级热管循环中的热管冷凝器、热管蒸发器均为翅片式换热器或微通道换热器，其换热量、内部分路、片型片距、介质和充注量参数依据具体情况来设计。
8.根据权利要求1所述的一种风道式二级复合凝结水装置，其特征在于，所述第二级制冷循环中的气液分离器的容量满足全压比设计下的分液要求，不应出现液击。
9.根据权利要求1所述的一种风道式二级复合凝结水装置，其特征在于，还包括集水盘，所述集水盘承接于热管蒸发器下方。
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| CN202311313682.7A CN117468536A (zh) | 2023-10-10 | 2023-10-10 | 一种风道式二级复合凝结水装置 |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| CN202311313682.7A CN117468536A (zh) | 2023-10-10 | 2023-10-10 | 一种风道式二级复合凝结水装置 |
Publications (1)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| CN117468536A true CN117468536A (zh) | 2024-01-30 |
Family
ID=89632168
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| CN202311313682.7A Pending CN117468536A (zh) | 2023-10-10 | 2023-10-10 | 一种风道式二级复合凝结水装置 |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| CN (1) | CN117468536A (zh) |
-
2023
- 2023-10-10 CN CN202311313682.7A patent/CN117468536A/zh active Pending
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Legal Events
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