高效製冷或熱泵裝置及其冷媒流量調節方法與流程

2023-07-20 07:18:31 1

本發明涉及製冷或熱泵領域，具體而言，涉及高效製冷或熱泵裝置及其冷媒流量調節方法。

背景技術：

氣相冷媒的狀態用過熱度來衡量，飽和氣相冷媒的過熱度為0K，氣液兩相冷媒的狀態用幹度來衡量，氣液兩相冷媒的幹度大於0並小於1，飽和氣相冷媒的幹度為1，飽和液相冷媒的幹度為0，液相冷媒的狀態用過冷度來衡量，飽和液相冷媒的過冷度為0K。

採用乾式蒸發器的製冷或熱泵系統中，往往需要對蒸發器出口冷媒的過熱度進行控制，但一般都會有3-10K的過熱度，這樣會導致蒸發器中存在過熱段，蒸發器的換熱能力沒有得到充分利用。尤其是在蒸發器中冷媒的蒸發溫度與蒸發器的進風溫度溫差比較小的應用場合，比如冷庫用的冷風機(上述溫差約5-8K，與過熱度很接近，而溫差要求這麼小的原因是為了減小冷庫內食品的失水乾耗)，蒸發器中的過熱段佔比較高，實際應用中會達到10～30％，特別是系統使用熱力膨脹閥而相關調試人員又不專業的話，蒸發器中的過熱段佔比甚至可能超過50％。這樣大大浪費了蒸發器的換熱能力，降低了系統效率。

而滿液式蒸發器中，其進口冷媒全為液體，其出口冷媒的幹度通常小於1，因此滿液式蒸發器具有很好的換熱效果，使用滿液式蒸發的系統，相比上述採用乾式蒸發器的系統，效率甚至能高出10％。

技術實現要素：

本發明的目的在於解決上述問題。

本發明提供的第一種高效製冷或熱泵裝置的技術方案如下：

一種高效製冷或熱泵裝置，包含節流裝置和蒸發器，所述節流裝置入口連通高壓冷媒管道，所述蒸發器出口連通低壓冷媒管道，其特徵在於：設置有中間換熱裝置，所述中間換熱裝置的一個通道串接在所述高壓冷媒管道中，所述中間換熱裝置的另一個通道串接在所述低壓冷媒管道中；所述節流裝置的阻力可調從而可以調節其供液量；設置有與所述節流裝置阻力調節關聯的感溫裝置，所述感溫裝置設置在所述中間換熱裝置低壓冷媒出口的管道上或管道中。

優先的，所述中間換熱裝置是緊貼的兩條管路。

優先的，所述中間換熱裝置是套管換熱器、板式換熱器、殼管換熱器或板管式換熱器。

優先的，所述中間換熱裝置是二重管換熱器。

優先的，所述節流裝置是電子膨脹閥。

優先的，所述節流裝置是毛細管與閥件的組合裝置。

優先的，所述節流裝置是熱力膨脹閥，其感溫包設置在所述中間換熱裝置低壓冷媒出口的管道上或管道中。

基於上述任一項所述的高效製冷或熱泵裝置的冷媒流量調節方法為：根據從所述中間換熱裝置輸出的低壓氣態冷媒的過熱度來調節所述節流裝置的供液量。

本發明提供的第二種高效製冷或熱泵裝置的技術方案如下：

一種高效製冷或熱泵裝置，包含節流裝置和蒸發器，所述節流裝置入口連通高壓冷媒管道，所述蒸發器出口連通低壓冷媒管道，其特徵在於：設置有中間換熱裝置，所述中間換熱裝置的一個通道串接在所述高壓冷媒管道中，所述中間換熱裝置的另一個通道串接在所述低壓冷媒管道中；所述節流裝置是電子膨脹閥，設置有至少一個與其開度調節關聯的感溫探頭；至少一個所述感溫探頭設置在所述中間換熱裝置低壓冷媒出口的管道上或管道中，或者至少一個所述感溫探頭設置在所述高效製冷或熱泵裝置中的壓縮機內或壓縮機殼體上或壓縮機的排氣管道上或排氣管道中。

基於上述第二種高效製冷或熱泵裝置的冷媒流量調節方法為：至少根據所述壓縮機的排氣溫度或殼體溫度或排氣過熱度來調節所述節流裝置的供液量。

基於上述技術方案，即使高壓液態冷媒提供的熱量過多，也對系統沒有壞處，僅僅是增設的中間換熱器更大，但相對而言，對增設的中間換熱器的要求不大，最簡單的辦法，只需把節流前的高壓液管與蒸發器出口的管路緊貼換熱即可。因為控制的是中間換熱器低壓冷媒出口冷媒的過熱度(也可以通過控制排氣過熱度等方法間接控制此處的過熱度)，所以中間換熱器的換熱能力越大，高壓液態冷媒通過中間換熱器提供的熱量就越多，蒸發器之前的節流裝置提供的冷媒冷量就越多，節流裝置多提供的冷量通過蒸發器出口增設的中間換熱器傳遞給了高壓液態冷媒，最終為蒸發器提供的冷量並沒有減少，反而由於蒸發器中液態冷媒成分的增多，蒸發器的換熱效果得到了提升，使蒸發壓力(溫度)上升以致冷媒流量加大，從而使蒸發器輸出的冷量加大，裝置效率也得到提升。

附圖說明

圖1為現有技術一種製冷裝置的系統示意圖。

圖2為本發明採用的中間換熱器一個實施例的結構示意圖。

圖3為本發明製冷裝置第一實施例的系統示意圖。

圖4為現有技術製冷裝置與本發明製冷裝置第一實施例第一種情況之間運行對比的理論壓焓圖。

圖5為現有技術製冷裝置與本發明製冷裝置第一實施例第二種情況之間運行對比的理論壓焓圖。

圖6為現有技術製冷裝置與本發明製冷裝置第一實施例第三種情況之間運行對比的理論壓焓圖。

圖7為現有技術製冷裝置與本發明第一實施例製冷裝置第四種情況之間運行對比的理論壓焓圖。

具體實施方式

以下結合附圖和實施例，對本發明的技術方案做進一步的詳細描述。

如圖1所示，為現有技術一種製冷裝置的系統示意圖。其中，1為外平衡式熱力膨脹閥，2為蒸發器，11為熱力膨脹閥1的感溫包，12為熱力膨脹閥1的壓力平衡管。箭頭方向為冷媒的流向，實心箭頭處為液態冷媒，空心箭頭處為氣態冷媒。其中，高壓液態冷媒(A點)進入熱力膨脹閥1節流，從熱力膨脹閥1輸出的冷媒(B點)進入蒸發器2，通過熱力膨脹閥1的控制，蒸發器2出口的冷媒(C點)為過熱蒸汽，過熱度約5K至8K。

如圖2所示，為本發明採用的中間換熱器一個實施例的結構示意圖。該換熱器為二重管換熱器，外銅管31內套了一根內銅管32，從而形成了兩個通道：內銅管32內部是第一個通道，內銅管32的外壁與外銅管31的內壁之間形成第二個通道。實心箭頭為第一個通道內流體的流向，空心箭頭為第二個通道內流體的流向。兩種流體通過內銅管32換熱，為增強換熱能力，內銅管32優先採用內螺紋銅管，並且內銅管32的外壁最好有加強換熱的螺紋或翅片。

如圖3所示，本發明製冷裝置第一實施例的系統示意圖。其中，1為外平衡式熱力膨脹閥，2為蒸發器，3為中間換熱器(比如圖2所示的二重管換熱器)，11為熱力膨脹閥1的感溫包，12為熱力膨脹閥1的壓力平衡管。箭頭方向為冷媒的流向，實心箭頭處為液態冷媒，空心箭頭處為氣態冷媒。

本實施例中，高壓液態冷媒(A點)首先進入中間換熱器3的第一個通道，在其中被低溫冷媒冷卻，從中間換熱器3輸出的高壓液態冷媒(a點)再進入熱力膨脹閥1，經熱力膨脹閥1節流後成為低溫低壓的冷媒(b點)，再進入蒸發器2中吸熱蒸發，氣體成分越來越多，從蒸發器2輸出的冷媒(c點)經過中間換熱器3的第二個通道，在其中被高壓液態冷媒加熱，從中間換熱器3輸出的冷媒(d點)過熱蒸汽，一般此處過熱度約5-8K，因為熱力膨脹閥1的感溫包11設置在此處。

因為控制的是中間換熱器3的第二個通道出口冷媒(d點)的過熱度，所以中間換熱器3的換熱能力越大，高壓液態冷媒通過中間換熱器3提供的熱量就越多，蒸發器2之前的節流裝置1提供的冷媒(b點)冷量就越多，節流裝置1多提供的冷量(B點和b點之間的焓差與冷媒流量的乘積)通過蒸發器2出口增設的中間換熱器3傳遞給了高壓液態冷媒，最終為蒸發器2提供的冷量(b點和c點之間的焓差與冷媒流量的乘積)並沒有減少，反而由於蒸發器2中液態冷媒成分的增多，蒸發器2的換熱效果得到了提升，使蒸發壓力(溫度)上升以致冷媒流量加大，從而使蒸發器2輸出的冷量加大，系統效率也得到提升。

當然，即使中間換熱器3兩個通道之間的換熱面積為無窮大，中間換熱器3的換熱能力也是有上限值的，極限情況為進入熱力膨脹閥1的高壓液態冷媒的溫度與蒸發溫度相同，這時，理論上熱力膨脹閥1輸出的冷媒全部為低壓液態冷媒，過冷度為0K。

如圖4所示為現有技術製冷裝置與本發明製冷裝置第一實施例第一種情況之間運行對比的理論壓焓圖。

如圖5所示為現有技術製冷裝置與本發明製冷裝置第一實施例第二種情況之間運行對比的理論壓焓圖。

如圖6所示為現有技術製冷裝置與本發明製冷裝置第一實施例第三種情況之間運行對比的理論壓焓圖。

如圖7所示為現有技術製冷裝置與本發明製冷裝置第一實施例第四種情況之間運行對比的理論壓焓圖。

需要說明的是，圖4至圖7中，實線的路徑A-B-C為上述現有技術製冷裝置的冷媒循環路徑，虛線的路徑A-a-b-c-d為本發明製冷裝置第一實施例的冷媒循環路徑。

還需要說明的是，從本發明製冷裝置第一實施例的第一種情況至第四種情況，中間換熱器3的換熱能力越來越大，第四種情況是極限情況，這時，理論上中間換熱器3的換熱面積為無窮大。另外，在理論上，A點和a點之間的焓差、B點和b點之間的焓差、c點和d點之間的焓差，三者相等。

圖4中b點冷媒(蒸發器2進口的冷媒)具有較大的幹度，c點冷媒(蒸發器2出口的冷媒)具有較小的過熱度，約1K至3K。

圖5中b點冷媒(蒸發器2進口的冷媒)的幹度有所減小，c點冷媒(蒸發器2出口的冷媒)為飽和蒸汽，其過熱度為0K或者幹度為1。

圖6中b點冷媒(蒸發器2進口的冷媒)的幹度進一步減小，c點冷媒(蒸發器2出口的冷媒)為氣液兩相冷媒，含液量較小。

圖7中b點冷媒(蒸發器2進口的冷媒)為飽和液態冷媒，其幹度為0或者過冷度為0K，c點冷媒(蒸發器2出口的冷媒)為氣液兩相冷媒，含液量有所增加。

最後應當說明的是：以上實施例僅用於說明本發明的技術方案而非對其限制，所屬技術領域的普通技術人員應當理解，仍可以對本發明的具體實施方式進行修改或者對部分技術特徵進行等效替換。所以，只要不脫離本發明技術方案的精神，均應該涵蓋在本發明請求保護的技術方案範圍當中。