一种冷剂气力输送装置及其使用该装置的热泵空调机
阅读：1026发布：2020-09-22
专利汇可以提供一种冷剂气力输送装置及其使用该装置的热泵空调机专利检索，专利查询，专利分析的服务。并且一种由两级集成喷管构成的冷剂 气 力 输送 装置及其使用该装置的CO2超临界 热 泵 空调 机。由微型定量容积泵(4)、汽-液升压 喷嘴 (5)、液-气预压缩喷管(6)、气液分离器(7)、自动排气 阀 (8)、同步压差 控制阀 (9)所构成的冷剂气力输送装置；该输送装置与 蒸发 器 (1)、气体冷却器(2)、 压缩机 (3)、 四通阀 (10)、内部气体 热交换器 (11)、 蒸汽 过热 器 (12)、止回阀(13)，毛细管(14)所构成的CO2超临界热泵空调机。由于本 发明 采用CO2做工质(ODP＝0)，它更加符合现代环保节能新理念。它所取得的能效比由图2所示的旧系统的2.73大幅提高到图4所示的新系统的3.67，高于目前普遍使用的氟利昂制冷循环系统所达到的能效比值。该系统为天然工质在热泵式空调机上的应用，开劈出了一条高效可行的新途径，必将获得十分良好的社会效应和丰硕的经济效应。，下面是一种冷剂气力输送装置及其使用该装置的热泵空调机专利的具体信息内容。
1.由微型定量容积泵(4)、汽-液升压喷嘴(5)、液-气预压缩喷管(6)、气液分离器(7)、自动排气阀(8)、同步压差控制阀(9)所构成的冷剂气力输送装置；该输送装置与蒸发器(1)、气体冷却器(2)、压缩机(3)、四通阀(10)、内部气体热交换器(11)、蒸汽过热器(12)、止回阀(13)，毛细管(14)所构成的CO2超临界热泵空调机。
2.依据权利1，所述CO2超临界热泵空调机其特征在于：液-气预压缩喷管(6)的工作液流量等于0.59～1.0G0，引射蒸汽流量等于0.2175～1.0m0；当系统制冷负荷在21.75～
100％之间变动时，汽-液升压喷嘴(5)的压力系数可在0.15～0.5之间取值，蒸汽与液体流量可在0.5～4之间任意设定取值，设定以后即保持不变；压缩机(3)可以采用涡旋、滚动转子、活塞等各种能够适应高压运行工况的机型。
3.依据权利1，所述风冷CO2超临界热泵空调机其特征在于预压缩是通过液体喷射实现的，具备冠名”CO2液喷空调机”的通俗特征。
一种冷剂气力输送装置及其使用该装置的热泵空调机
技术领域
[0001] 本发明涉及一种冷剂气力输送装置及其使用该装置的热泵空调机，特别是涉及一种由两级集成喷管构成的冷剂气力输送装置及其使用该装置的CO2超临界热泵空调机。
背景技术
[0002] 目前的热泵空调机，一般采用节流元件来调节蒸发量。如图1中，蒸发器(1)，冷凝器(2)，压缩机(3)，四通阀(4)，毛细管(5)，毛细管起节流的作用。图2是由清华大学邓建强等人研究提出的CO2超临界制冷循环图，它由蒸发器(1)，气体冷却器(2)，压缩机(3)，膨胀阀(4)，喷射器(5)组成，该系统受喷射器结构性能影响，只能在固定负荷的情况下运行。图3是由三星公司最新提出的“喷气增焓”二级压缩高效压缩机的系统图：蒸发器(1)，气体冷却器(2)，压缩机(3)，中压蒸汽发生器(4)，膨胀阀(5)，喷射器(6)，调压膨胀阀(7)。该系统受喷射器结构性能影响，在部分负荷时的喷管升压效果很有限，能够投入喷射的工作流量小于冷凝量，故即使是全负荷的情况，取得的节能率也在20％以下，而部分负荷时就更差一些。
[0003] 其它相关的技术方面包括：意大利G.Cattadori、西安交通大学严俊杰等人提出、研究的蒸汽喷射-水升压装置，所获得的升压系数最高达到1.54。
发明内容
[0004] 图4中，由微型定量容积泵(4)、气-液升压喷管(5)、液-气预压缩喷管(6)、气液分离器(7)、自动排气阀(8)、同步压差控制阀(9)所构成的冷剂气力输送装置；该输送装置与蒸发器(1)、气体冷却器(2)、压缩机(3)、四通阀(10)、内部气体热交换器(11)、蒸汽过热器(12)、止回阀(13)，毛细管(14)所构成的CO2超临界热泵空调机。
[0005] 图4中，压缩机(3)出口2点的高压蒸汽经3点进入气-液升压喷管(5)，与微型定量容积泵(4)提供的低温液混合，形成的混合流在收缩口中减速升压，该高速射流引射经同步压差控制阀(9)进入的回液，两股流体混合后进入液-气预压缩喷管(6)入口14点。
[0006] 微型定量容积泵(4)提供定量的低温液，当负荷降低时，压缩机(3)变频降低转速，同时同步压差控制阀(9)按同步参数调节压差，使流况满足喷管(6)的动力工作特性。
[0007] 气-液升压喷管(5)的升压系数由下式定义：
[0008]
[0009] 式中，Po.s--蒸汽滞止压力
[0010] Px--收缩管出口全压
[0011] 当系统制冷负荷在21.75～100％之间变动时，该压力系数可在0.15～0.5之间取值。
[0012] 同步压差控制阀(9)根据压缩机(3)的调节量，采取预设定值自适应调节的方式执行调节程序。
[0013] 同步压差控制(9)阀门减压量由下式确定：
[0014]
[0015] 式中：0～X---表示全开到全关的过程
[0016] 液-气预压缩喷管(6)的工作液流量等于0.59～1.0G0，引射蒸汽流量等于0.2175～1.0m0。
[0017] G0--全负荷工作液量，m0--全负荷蒸发液量
[0018] 液-气预压缩喷管(6)的排汽量与引射量之间存在如下耦合关系：
[0019] 引射系数：μ
[0020] 工作液量G0：4，3，2，1.5，1，0.5
[0021] 排出蒸汽量m18：1.1925 1.236 1.303，1.351， 1.414， 1.5[0022] 21.75％负荷时：m18＝0.348，引射系数：μ＝0.1577
[0023] 100％负荷时：m18＝1.414，引射系数：μ＝0.414
[0024] 工作液量可以根据不同压比需求而定，如果系统选取了某一种设定值，也就等于选取了一个对应的COP值。
[0025] 经气液分离器(7)蒸汽出口18排出的蒸汽，在内部气体热交换器(12)中一次加热后进入压缩机(3)的电机内部冷却入口19；在电机内部被二次加热后至吸气口1。
[0026] 四通阀(10)可做模式转换，采用制冷模式时，5-6及4-5’成连通道；采用制热模式时，4-5及5’-6成连通道。
[0027] 本发明中，所述CO2超临界热泵空调机其特征在于：液-气预压缩喷管(6)的工作液流量等于0.59～1.0G0，引射蒸汽流量等于0.2175～1.0m0；当系统制冷负荷在21.75～100％之间变动时，气-液升压喷管(5)的压力系数可在0.15～0.5之间取值，流量可在
0.5～4之间任意选取，但选定以后便保持定量不变；压缩机(3)可以采用涡旋、滚动转子、活塞等各种能够适应高压运行工况的机型。
0.5～4之间任意选取，但选定以后便保持定量不变；压缩机(3)可以采用涡旋、滚动转子、活塞等各种能够适应高压运行工况的机型。
[0030] 图1为采用节流元件来调节蒸发量的风冷热泵空调机示意图。
[0031] 图2为清华大学邓建强等人研究提出的CO2超临界制冷系统示意图。
[0032] 图3为三星公司最新提出的“喷气增焓”二级压缩高效压缩机的系统图。
[0033] 图4为本发明提出的由两级集成喷管构成的冷剂气力输送装置及其使用该装置的CO2超临界热泵空调机示意图。
[0034] 图5为本发明提出的循环系统的P-h图。具体实施方案
[0036] 1，实施例1：(负荷100％的工况)
[0037] 蒸发器(1)：t5＝7.2℃， P5＝4.197MPa
[0038] S′5＝1.063kj/kg h′5＝218.2kj/kg ρ′5＝881kg/m3[0039] h″5＝425.6kj/kg v″5＝0.00812m3/kg S5″＝1.8028.kj/kg[0040] 冷却状态：t5′＝86.3～41.3℃，11MPa
[0041] a，气-液升压喷管(5)：收缩-扩散型
[0042] 工作蒸汽量：G3＝0.08(蒸汽参数见压缩机出口参数)，引射流量G12＝0.92。假设：引射流温度t12＝16.8℃，饱和压力P12＝5.8MPa，h′12＝255kj/kg，设定P14＝11MPa[0043] 出口液焓：
[0044] 同步压差控制阀(9)的出口参数：
[0045] t11＝28℃，ρ′11＝790kg/m3，P11＝11MPa
[0046] 出流量：G11＝1.334。
[0047] 汇流以后参数：压力11MPa，h′275.5kj/kg
[0048] 出流量：G14＝2.334。
[0049] b，蒸发器蒸汽：经蒸汽过热器(12)中换热，由7.2℃过热至12℃，[0050] 出口参数如下：
[0051] P7＝4.197MPa，h′7′″＝435.5kj/kg，v″7′＝0.009068kg/m3，[0052] 液-气预压缩喷管(6)的入口液焓：
[0053]
[0054] 经计算可得出：P17＝5.8MPa。
[0055] 查得：t17＝16.8℃。
[0056] C，气液分离器(7)蒸汽排气经18-19-1过程，在内部气体热交换器(11)中一次过热至29.5℃，在压缩机电机内二次过热至32.4℃，压缩机(3)的吸气参数：
[0057] P1＝5.8MPa t1＝33.5℃
[0058] S1″＝1.8223kj/kg h″1′＝443kj/kg[0059] d，气液分离器(7)内热平衡：
[0060] 查得t17＝20.5℃，h′17＝257.6kj/kg h″17＝406.7kj/kg[0061] 出蒸汽量与引射蒸汽量之间的耦合关系：
[0062] 引射系数：μ＝0.414
[0063] 输入焓 2.334×275.5+1.0×435.5＝1078kj/kg
[0064] 输出焓 1.92×257.6+1.414×406.7＝1070kj/kg
[0065] e，压缩机(3)出口：
[0066] S2′″＝1.8223kj/kg， h″2′＝469.4kj/kg[0067] P2＝1.9×5.8＝11.MPa， t2＝85℃
[0068] 压缩机(3)等熵效率经验公式：
[0069]
[0070] 压缩机(3)功耗：w＝(h2″-h1″)×(1+a)
[0071] ＝(469.4-443)×1.414＝37.33 kj/kg[0072] f，气体冷却器(2)散热量：q2＝(469.4-308)×1.334＝215.3 kj/kg[0073] g，蒸发器(1)单位工质制冷量：
[0074] 低温蒸汽过热器(11)出口液焓热回收器后：
[0075] 257.6-(435.5-425.6)＝247.6 kj/kg
[0076] q1＝(h5″-h21′)
[0077] ＝425.6-247.7＝178 kj/kg
[0078] 系统热平衡：
[0079] h，能效比： COP＝3.67
[0080] 1，实施例2：(负荷21.75％的工况)
[0081] 蒸发器(1)：t5＝7.2℃， P5＝4.197MPa
[0082] S′5＝1.063kj/kg h′5＝218.2kj/kg ρ′5＝881kg/m3[0083] h″5＝425.6kj/kg v″5＝0.00812m3/kg S5″＝1.8028.kj/kg[0084] 冷却状态：t5′＝79.5～36.8℃，9.538MPa
[0085] a，：气-液升压喷管(5)收缩-扩散型
[0086] 工作蒸汽量：G3＝0.08(蒸汽参数见压缩机出口参数)，引射流量G12＝0.92。假设：引射流温度t12＝14℃，饱和压力P12＝5MPa，h′12＝238kj/kg，设定P14＝9.538MPa[0087] 出口液焓：
[0088] 同步压差控制阀(9)的减压量：
[0089] ΔP021＝ζ.×22.67×ΔP0
[0090] 出流量：G11＝0.295。
[0091] 汇流以后参数：压力9.538MPa，h′＝265.9kj/kg
[0092] b，蒸发器(1)低温引射蒸汽：经蒸汽过热器(12)中换热，由7.2℃过热至8℃。不计过程阻力，出口参数如下：
[0093] P7＝4.197MPa，h′7′″＝435.5kj/kg， v″7′＝0.00823kg/m3，[0094] 液-气预压缩喷管(6)的入口液焓：
[0095]
[0096] 经计算可得出：P17＝5.02MPa。
[0097] 查得：t17＝14.45℃。
[0098] c，气液分离器(7)的蒸汽排气经18-19-1过程，在内部气体热交换器(11)中一次过热至29.5℃，在压缩机电机内二次过热至32.4℃，压缩机吸气参数：
[0099] P1＝5.02MPa t1＝28℃
[0100] S1″＝1.8256kj/kg h″1′＝447.7kj/kg
[0101] d，气液分离器(7)内的热平衡：
[0102] 查得t17＝14.45℃， h′17＝238.35kj/kg， h″17＝417.4kj/kg[0103] 液-气预压缩喷管(6)排出蒸汽量与引射蒸汽量之间的耦合关系：
[0104] 液-气预压缩喷管(6)排出蒸汽量与引射蒸汽量之间的耦合：
[0105] m18＝0.375，引射系数：μ＝0.1577
[0106] 输入焓 1.295×259+0.2175×427.5＝428.5kj/kg
[0107] 输出焓 1.1375×238.35+0.375×417.4＝427.6kj/kg
[0108] 误差小于1％，合格。
[0109] e，压缩机(3)出口参数：
[0110] S2′″＝1.8562kj/kg h″2′＝475kj/kg
[0111] P2＝1.9×5.02＝9.538.MPa， t2＝79.5.℃
[0112] 压缩机(3)等熵效率经验公式：
[0113]
[0114] 压缩机(3)的功耗：w＝(h2″-h1″)×(1+a)
[0115] ＝(475-447.7)×0.375＝10.23 kj/kg
[0116] f，气体冷却器(2)散热量：
[0117] q2＝(475-301.5)×0.295＝51.2 kj/kg
[0118] g，蒸发器(1)单位工质制冷量：
[0119] 低温蒸汽过热器(11)出口液焓：238.35-(1)＝237.4 kj/kg[0120] q1＝(h3″-h5′′)
[0121] ＝0.2175×(425.6-237.4)＝40.93 kj/kg[0122] 系统热平衡：
[0123] h，能效比：COP＝3.08
[0124] 本发明中，内部气体热交换器(10)是专门针对R744工质而设置的。由于蒸发器(1)中的CO2工质是在液化条件下蒸发的，故本系统中压缩机(3)的入口前可以不再设气液分离器。
[0125] 作为热泵使用时，蒸发温度高于-5℃均能达到100％负荷量；蒸发温度低于-5℃时系统仍然可以运行，但是需要采取伴热措施才能保持全部的制热量。为了通过低温工况下的效率，可以采用调节液-气预压缩喷管(6)压比的方法。
[0126] 由于本发明采用CO2做工质(ODP＝0)，它更加符合现代环保节能新理念。它所取得的能效比由图2所示的旧系统的2.73大幅提高到图4所示的新系统的3.67，高于目前普遍使用的氟利昂制冷循环系统所达到的能效比值。该系统为天然工质在热泵式空调机上的应用，开劈出了一条高效可行的新途径，必将获得十分良好的社会效应和丰硕的经济效应。
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