一种高环温两级制冷复合取水装置

技术领域

本发明涉及制冷取水装置领域，具体是一种高环温两级制冷复合取水装置。

背景技术

随着人们活动区域的扩展，饮用水的解决方案总是一个绕不开的话题，例如在偏远海岛、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，纯净的饮用水是生存的基本保障，于是越来越多的取水方法和产品不断涌现。同时，据相关资料显示，地球大气中水含量约14000 km3，而淡水含量仅为1200 km3，可以看出大气作为一个巨大的“水源”，所以从空气中取水是一条重要途径。

当前，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循环等人工制冷方式，使流经蒸发器的空气温度低于露点温度而获得液态水。但在干燥地区，其空气露点温度低，这要求蒸发器的翅片表面温度和蒸发温度有更低的温度才能解决，例如，干球温度为40℃，相对湿度15%，露点温度8.5℃，若翅片表面温度设计为5.5℃，而蒸发温度需要更低，同时要兼顾常温取水，蒸发器不能设计太少，所以这种情况下常规的一级制冷几乎很难实现，并且很容易造成过载保护。

另一方面，随着“小压缩比”的蒸汽压缩机制冷循环在数据中心、精密机房等场所的兴起，以实现能源高效利用，其能效比高达7.0～20。其工作原理就是利用室内、外温差，如室外低于室内15～50℃时，将原有的蒸汽压缩机制冷循环调整为“小压缩比”循环，即高压侧比低压侧压力略高一点，满足安全压缩比（如压缩机为1.2），来实现能量的高效转移。

如何将“小压缩比”循环和常规制冷循环相结合，实现优势互补，解决高温干燥地区空气取水难题，值得研究。

发明内容

本发明的目的是提供一种高环温两级制冷复合取水装置，以实现小压缩比状况下的制冷循环取水，解决现有技术一级制冷取水容易过载的问题。

为了达到上述目的，本发明所采用的技术方案为：

一种高环温两级制冷复合取水装置，包括作为第二级制冷循环的常规蒸汽压缩制冷循环，第二级制冷循环包括压缩机B、冷凝器B、过冷器B、蒸发器B通过管路连接构成的循环回路，其中冷凝器B配置有风机B，还包括作为第一级制冷循环的压缩比不大于1.3的蒸汽压缩制冷循环，第一级制冷循环包括压缩机A、冷凝器A、蒸发器A通过管路连接构成的循环回路，其中所述蒸发器A和蒸发器B组合形成组合蒸发换热器，所述冷凝器A和过冷器B组合形成组合冷凝换热器，所述组合蒸发换热器、组合冷凝换热器共用风机C；空气依次经过组合蒸发换热器、组合冷凝换热器后送出，且空气经过组合蒸发换热器时组合蒸发换热器中的蒸发器A、蒸发器B表面凝结出水。

进一步的，第一级制冷循环中，冷凝器A与蒸发器A之间管路连通接入有节流元件A或者毛细管。

进一步的，第二级制冷循环中，过冷器B、蒸发器B之间管路连通接入有节流元件B或者毛细管。

进一步的，还包括集水盘，集水盘承接于组合蒸发换热器下方。

进一步的，所述组合蒸发换热器中，蒸发器A、蒸发器B均为翅片式换热器，且蒸发器A、蒸发器B共用翅片。

本发明的有益效果：

1、本发明利用“小压缩比”循环制冷和常规循环制冷的复合，发挥各自优势，比仅用常规循环制冷的压缩机节能30%以上。

2、本发明可广泛应用到沙漠、干旱和偏远海岛地区，通过两级制冷，大大提升了空气取水的范围。

3、本发明采用小风量设计，为产品降噪提供有力条件。

4、本发明原理巧妙、简洁，易于实现。

附图说明

图1是本发明系统结构原理图。

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

第一级制冷循环为压缩比不大于1.3的蒸汽压缩制冷循环，包括压缩机A1、冷凝器A5.1、节流元件A7和蒸发器A10.1。压缩机A1为气态回气，压缩机A1排气口通过管路连接冷凝器A5.1进口，冷凝器A5.1出口通过管路与节流元件A7进口连接，节流元件A7出口通过管路和蒸发器A10.1进口连接，蒸发器A10.1出口通过管路与压缩机A1回气口连接。

第二级制冷循环为常规的蒸汽压缩制冷循环，包括压缩机B2、冷凝器B4、过冷器B5.2、节流元件B6和蒸发器B10.2。压缩机B2为气态回气，压缩机B2排气口通过管路连接冷凝器B4进口，冷凝器B4配置有风机B3，冷凝器B4出口通过管路连接过冷器B5.2进口，过冷器B5.2出口通过管路连接节流元件B6进口，节流元件B6出口通过管路连接蒸发器B10.2进口，蒸发器B10.2出口通过管路连接压缩机B2回气口。

两级制冷循环中，节流元件A7通过检测其两端压力或压差来自动调节开启度，从而实现小压缩比（≤1.3）要求，也可以通过试验用能够实现同样小压缩比的毛细管等固定流口来取代。

若两级制冷循环用制冷量相近的设计，则压缩机A1排量应不大于压缩机B2排量的40%。

第一级制冷循环中的蒸发器A10.1和第二级制冷循环中的蒸发器B10.2并排排列组合为一个组合蒸发换热器，组合蒸发换热器下方设有集水盘8用于承接凝结水。第一级制冷循环中的冷凝器A5.1和第二级制冷循环中的过冷器B5.2并排组合为一个组合冷凝换热器，组合蒸发换热器和组合冷凝换热器相邻设置，并且组合蒸发换热器和组合冷凝换热器共用一个风机C9，该风机C9设置于组合蒸发换热器的进风侧，风机C9为小风量设计，依据取水所需最小风量而定。

组合蒸发换热器中蒸发器A10.1、蒸发器B10.2均为翅片式换热器，蒸发器A10.1、蒸发器B10.2共用翅片，以使蒸发器A10.1和蒸发器B10.2的换热量保持接近。组合冷凝换热器中的冷凝器A5.1、过冷器B5.2也均采用翅片式换热器，但可以不共用翅片。

空气经过第一级制冷循环中的蒸发器A10.1、第二级制冷循环中的蒸发器B10.2时，蒸发器A10.1、蒸发器B10.2的翅片表面凝结出水，且经过蒸发器B10.2后的空气温差不小于20℃，然后再经冷凝器A5.1、过冷器B5.2后送出。凝结的水由集水盘8收集。在此过程中，第二级制冷循环的冷凝热由冷凝器B4和过冷器B5.2共同承担，如要求出风温度低，则所述过冷器B5.2变小，即置换出的热量变小，引起的空气温升变小，出风变低，多出的冷凝热由冷凝器B4来承担。

为提高第一级制冷循环的能效比，确保空气经第一级、第二级制冷循环后的温差应不小于20℃，是实现“小压缩比”循环得到高能效比的前提。经相关验证，当温差20℃时，压缩机COP可达8.0以上，当温差40℃时，压缩机COP可达20.0以上。

例如，环境干球温度为40℃，相对湿度15%，含湿量d

采用本发明，第一级制冷循环的制冷：

取水量S

制冷量Q

第二级制冷循环的制冷：

取水量S

制冷量Q

对比采用一级制冷，取出风状态一致，则

总取水量S＝Gρ(d

总制冷量Q＝Gρ(h

意味着，理论上采用一级制冷则总制冷量需要3311W，能效取3.0，则压缩机消耗功率为1104W。

取第一级制冷的压缩机A1的COP为15.0，则对应功率为100.4W；取第二级制冷的压缩机B2的COP为3.0，则对应功率为601.3W；则两级压缩机总消耗功率为701.7W，相比采用一级制冷的压缩机消耗功率为1104W，省电约36.4%。

通常，制冷量为3369W空调或除湿机需要风量在500 m

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，在不脱离本发明设计思想的前提下，本领域中工程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。