CN103939331A - 一种两相流制冷系统用涡旋式工质泵 - Google Patents

Abstract

一种两相流制冷系统用涡旋式工质泵，包括机架、主轴、防自转机构以及相互啮合的动涡盘和静涡盘，静涡盘固定在机架上，动涡盘的内侧型线壁面与静涡盘的外侧型线壁面形成有第一压缩腔，动涡盘的外侧型线壁面与静涡盘的内侧型线壁面形成有第二压缩腔，动涡盘与防自转机构相接，主轴穿过防自转机构与动涡盘相连。本发明能够利用动涡盘与静涡盘相对运动来变化泵腔容积，结合两涡盘周期性的运动规律改变两涡盘运动时刻时所对应的涡盘壁高，实现了不压缩工质，仅提供动力的功能，使两相流制冷系统得以实现。

Description

一种两相流制冷系统用涡旋式工质泵

技术领域

本发明涉及一种适用于电子冷却两相流制冷系统的动力装置，尤其涉及一种两相流制冷系统用涡旋式工质泵。

背景技术

进入21世纪以来，电子技术得到迅猛发展。电子设备在功率越来越大的同时，体积也变得越来越小，不可避免的产生了高热流密度。高温将会对电子设备产生显著的不利影响。从1990年到2000年的时间里，微处理器的特征尺寸从0.35纳米减小到了0.18纳米。电子器件的高度集成、封装密度以及不断提高的工作频率，使得电子器件的热流密度迅速升高。研究表明，电子设备的失效原因超过55%是由温度过高引起的（其余因素为灰尘6%，湿度19%，振动20%），而电子设备的运行实践表明，随着温度的增加，电子元器件的失效率呈指数增长，甚至于对于某些电子器件来说，环境温度每升高10℃，其失效率会增大至一倍以上。因此，电子设备的冷却就显得至关重要。两相流蒸发冷却技术属于间接液冷技术的范畴，是近年来电子设备冷却最新的发展方向。随着电子设备的功率进一步加大以及体积的进一步缩小，传统的冷却技术已经越来越难以满足当下的冷却要求。随着电子设备未来高发热量、高热流密度、复杂回路及高控温精度的发展趋势，两相流蒸发冷却系统为必然的发展趋势。

对于较小封装的电子设备，采用风冷技术，也就是强迫空气对流技术，空间问题就显得不够了。而水冷技术对于高功率的电子设备具有与生俱来的缺点。由于水的导电性，如果发生泄漏的话，会使电子设备发生灾难性的事故，甚至会引起生命危险。同时，由于传统水冷方式是利用显热来进行冷却，当水从一个冷板流过时，吸收了电子器件所产生的热量，导致水的温度上升，于是当它流过下一个冷板时，冷却效果相比于前一个就会有所下降。

两相流蒸发冷却技术则是一种新型的冷却技术。这对于大功率的电子设备冷却技术而言是一种革命性的创新，可以使电子设备在一半的空间内输出于两倍于原来的功率。

相比于传统的电子冷却技术，两相流蒸发冷却系统有着其不可比拟的优势。

1）安全性。

内部运行工质为不导电的制冷剂，其化学性质稳定且惰性，即使泄漏，也不会对电子器件和人身安全造成伤害。

2）高效性。

由于两相流蒸发冷却系统主要是利用制冷剂的潜热吸收热量，可以在很大程度上提高电子器件的热流密度。也就意味着在相同的热流密度的条件下，使用两相流蒸发冷却系统可以在更小的体积下提供更显著的制冷效果。更为具体的说，一个3L/min流量的水冷系统所能提供的散热量，仅仅使用0.05L/min的两相流冷却系统就可以达到。更小的流量也就意味着更小的体积。

3）自我优化型。

由于复杂多变的环境条件和工况需求，大部分情况下，电子器件的功率以及发热量并不是一个常量，这对于风冷或者水冷技术来说就是一个无法满足的要求。然后两相流蒸发冷却系统却可以通过沸腾更多或者更少的制冷剂来匹配随时变化的发热量。同时，由于蒸发器中工质处于两相状态，所以电子器件的温度将会保持在同一个数值，这也是其他冷却技术难以达到的效果。

从电子设备的发展趋势记忆国内外对两相流蒸发冷却系统的研究现状来看，两相流蒸发冷却系统的研究仍处于起步阶段。国外研究的方向仍然局限在国际空间太空站中的冷却需要，尚未普及到大功率的电子设备，而国内尚没有典型的由工质泵和制冷剂组成的循环回路。对两相流冷却技术制约的最大因素是缺少一个可以商业应用的工质泵。目前国内市场尚无自主研发的可以输送液态制冷剂的工质泵。因此，两相流冷却系统用工质泵的开发具有很高的实用价值。

发明内容

本发明的目的在于提供一种两相流制冷系统用涡旋式工质泵，解决可两相流制冷系统在内部高工作压力且两相混输状态下提供运行动力的问题。

为了达到上述目的，本发明采用的技术方案是：包括机架、主轴、防自转机构以及相互啮合的动涡盘和静涡盘，静涡盘固定在机架上，动涡盘的内侧型线壁面与静涡盘的外侧型线壁面形成有第一压缩腔，动涡盘的外侧型线壁面与静涡盘的内侧型线壁面形成有第二压缩腔，动涡盘与防自转机构相接，主轴穿过防自转机构与动涡盘相连，动涡盘在主轴的驱动下能够围绕静涡盘平面转动，动涡盘拖动防自转机构运动；

静涡盘的内侧型线壁面末端与动涡盘的外侧型线壁面相分离，静涡盘的内侧型线壁面与动涡盘的外侧型线壁面相接触时，第二压缩腔与机架上开设的进气口相通；

动涡盘的内侧型线壁面末端与静涡盘的外侧型线壁面相分离，动涡盘的内侧型线壁面与静涡盘的外侧型线壁面相接触时，第一压缩腔与机架上开设的进气口相通；

静涡盘的外侧型线壁面起始端与动涡盘的内侧型线壁面相分离，静涡盘的外侧型线壁面与动涡盘的内侧型线壁面相接触时，第一压缩腔与机架上开设的排气口相通；

动涡盘的外侧型线壁面起始端与静涡盘的内侧型线壁面相分离，动涡盘的外侧型线壁面与静涡盘的内侧型线壁面相接触时，第二压缩腔与机架上开设的排气口相通。

所述的静涡盘的内侧型线壁面末端与动涡盘的外侧型线壁面相分离时，静涡盘的内侧型线壁面与动涡盘的外侧型线壁面起始端相接触。

所述的动涡盘的内侧型线壁面末端与静涡盘的外侧型线壁面相分离时，动涡盘的内侧型线壁面与静涡盘的外侧型线壁面起始端相接触。

所述的静涡盘的外侧型线壁面起始端与动涡盘的内侧型线壁面相分离时，静涡盘的外侧型线壁面与动涡盘内侧型线壁面末端相接触。

所述的动涡盘的外侧型线壁面起始端与静涡盘的内侧型线壁面相分离时，动涡盘的外侧型线壁面与静涡盘的内侧型线壁面末端相接触。

所述的防自转机构为十字滑环。

所述的机架、主轴、防自转机构、动涡盘以及静涡盘均采用ZL205A铝合金制成。

所述的机架与静涡盘的连接面上采用铜片挤压密封。

所述的动涡盘和静涡盘的接触面上均设有聚四氟乙烯制成的密封条。

与现有技术相比，本发明的有益效果在于：

本发明所形成的第一压缩腔和第二压缩腔不管是在吸液还是在排液过程中，均为半封闭结构，且当进行完吸液后，由于静涡盘的外侧型线起始端与动涡盘的内侧型线壁面相分离，静涡盘的外侧型线壁面与动涡盘的内侧型线末端相接触时，第一压缩腔与机架上开设的排气口相通；同时，动涡盘的外侧型线起始端与静涡盘的内侧型线壁面相分离，动涡盘的外侧型线壁面与静涡盘的内侧型线末端相接触，第二压缩腔与机架上开设的排气口相通；所以，本发明进入涡旋式工质泵第一、二压缩腔的饱和液态制冷工质不会像进入原有结构涡旋式压缩机内部的饱和液态制冷工质那样被压缩，而是随着第一、二压缩腔的容积变化运动规律挤压出变化容积，由排气口排出泵体，实现了不压缩制冷工质，而是通过改变压缩腔的大小来为高压下两相流制冷系统气液混输提供动力，并使制冷剂流量匹配调节，基本满足任意工质。

另外，本发明涡旋式工质泵使用渐开线型线的动静涡盘，按照主轴偏心距离周期性改变工质泵内工作腔容积，泵内不产生高压区域，不会因为气相工质对内壁面产生任何负面影响，仅仅依靠容积变化转移制冷工质位置，所以不会产生汽蚀现象。

附图说明

图1是涡旋式压缩机的结构原理图；

图2是本发明涡旋式工质泵结构原理图；

图3本发明涡旋式工质泵的工作原理图；a为涡旋式工质泵进液口未封闭时的状态图，b为旋式工质泵进液口封闭时的状态图，c为旋式工质泵排液时的状态图；

图4本发明涡旋式工质泵涡盘示意图；

图5为渐开线与基圆所围面积示意图；

图6为现有涡旋式压缩机各压缩腔的投影示意图；

其中，1、静涡盘，2、机轴，3、动涡盘，G为第一压缩腔，G’为第二压缩腔。

具体实施方式

下面结合附图对本发明做进一步详细说明。

参见图2和图4，本发明由机架、机轴2、防自转机构以及相互啮合的动涡盘3组成，防自转机构采用十字滑环，静涡盘1固定在机架上，动涡盘3的内侧型线壁面与静涡盘1的外侧型线壁面形成有第一压缩腔G，动涡盘3的外侧型线壁面与静涡盘1的内侧型线壁面形成有第二压缩腔G’，动涡盘3与十字滑环相接，主轴2穿过十字滑环与动涡盘3相连，动涡盘3在主轴2的驱动下能够围绕静涡盘1进行顺时针的平面转动，动涡盘3拖动十字滑环运动，十字滑环对动涡盘3进行制约。

参见图3a，静涡盘的内侧型线壁面末端A与动涡盘3的外侧型线壁面相分离，静涡盘1的内侧型线壁面与动涡盘的外侧型线壁面起始端相接触时，第二压缩腔G’与机架上开设的进气口相通，液态饱和制冷工质开始从进气口进入第二压缩腔G’；同时，动涡盘的内侧型线壁面末端A’，与静涡盘1的外侧型线壁面相分离，动涡盘3的内侧型线壁面与静涡盘1的外侧型线壁面起始端相接触时，第一压缩腔G与机架上开设的进气口相通，液态饱和制冷工质开始从进气口进入第一压缩腔G；

随着动涡盘3相对静涡盘1平面转动，在保证动涡盘的内侧型线壁面末端A’与静涡盘1的外侧型线壁面相分离，第一压缩腔G与进气口相通的前提下，动涡盘3的内侧型线壁面与静涡盘的外侧型线壁面起始端相接触转变成动涡盘3的内侧型线壁面与静涡盘1的外侧型线壁面相接触，液态饱和制冷工质持续从进气口进入第一压缩腔G。在保证静涡盘1的内侧型线末端A与动涡盘3的外侧型线壁面相分离，第二压缩腔G’与进气口相通的前提下，静涡盘1的内侧型线壁面与动涡盘3的外侧型线壁面起始端相接触转变成静涡盘1的内侧型线壁面与动涡盘3的外侧型线壁面相接触，液态饱和制冷工质持续从进气口进入第二压缩腔G’。

参见图3b，静涡盘的外侧型线壁面起始端与动涡盘3的内侧型线壁面相分离，静涡盘1的外侧型线壁面与动涡盘的内侧型线壁面末端A’相接触时，第一压缩腔G与机架上开设的排气口相通，液态饱和制冷工质开始从第一压缩腔G经排气口排出泵体；同时，动涡盘的外侧型线壁面起始端与静涡盘1的内侧型线壁面相分离，动涡盘3的外侧型线壁面与静涡盘1的内侧型线壁面末端A相接触，第二压缩腔G’与机架上开设的排气口相通，液态饱和制冷工质开始从第二压缩腔G’经排气口排出泵体；

参见图3c，随着动涡盘3相对静涡盘1平面转动，在保证静涡盘1的外侧型线壁面起始端与动涡盘3的内侧型线壁面相分离，第一压缩腔G与排气口相通的前提下，静涡盘1的外侧型线壁面与动涡盘的内侧型线壁面末端A’相接触转变为静涡盘1的内侧型线壁面与动涡盘3的外侧型线壁面相接触，液态饱和制冷工质持续从第一压缩腔G经排气口排出泵体。同时，在保证动涡盘3的外侧型线起始端与静涡盘1的内侧型线壁面相分离，第二压缩腔G’与排气口相通的前提下，动涡盘3的外侧型线壁面与静涡盘的内侧型线壁面末端A相接触转变为动涡盘3的外侧型线壁面与静涡盘的内侧型线壁面相接触，液态饱和制冷工质持续从第二压缩腔G’经排气口排出泵体。

为了实现电子设备两相流制冷系统的功能应用，解决没有合适工质泵使用现状的瓶颈，本发明提供一种利用容积变化工作原理的涡旋式工质泵，解决两相流制冷系统在内部高工作压力且两相混输状态下提供运行动力的问题。本发明根据两涡盘周期性运动规律改变两涡盘运动时刻时所对应的涡盘壁高。

参见图3a，进液前，由于第一压缩腔G和第二压缩腔G’慢慢变大，并且并未封闭液态饱和制冷工质会不断进入第一压缩腔G和第二压缩腔G’。参见图3b（进口处压缩腔刚刚封闭的时刻），下一时刻准备压缩液态饱和制冷工质，但是由于本发明涡旋式工质泵独特的结构特点，下一时刻压缩腔靠近排气口一侧会立即打开缺口，第一压缩腔G和第二压缩腔G’不再封闭，参见图3c，由于液体不可压缩，而第一压缩腔G和第二压缩腔G’体积在变小，所以饱和液态制冷工质会被挤压出去。第一压缩腔G和第二压缩腔G’的变化导致液态饱和制冷工质被排向排气口。

传统泵输送接近饱和蒸汽压的制冷剂时，如果泵中存在某处压力小于制冷剂饱和蒸汽压，液体就会在此处气化，形成大量小气泡，当气泡随着液体流到压力较高处时，气泡凝结溃灭形成空穴，周围液体以极高的速度像空穴内冲击，局部压力骤然剧增，阻碍液体正常流动并对泵自身造成伤害。本发明涡旋式工质泵使用渐开线型线的动静涡盘，按照主轴偏心距离周期性改变工质泵内工作腔容积，泵内不产生高压区域，不会因为气相工质对内壁面产生任何负面影响，仅仅依靠容积变化转移制冷工质位置，所以不会产生汽蚀现象。

尽管制冷工质化学性质稳定，但是仍应确保涡旋式工质泵中得所有零件在浸于制冷剂中不会发生溶解、形变或化学反应等。本发明涡旋式工质泵采用高强度的ZL205A铝合金，ZL205A铝合金不与任何常用制冷工质反应，化学性质稳定，因此，本发明的涡旋式工质泵具有耐氟性。

电子器件的温度要求通常为控制在60℃左右，常用制冷剂如R134a等在此温度范围内的饱和蒸发压力可达2Mpa左右。本发明涡旋式工质泵在机架与静涡盘1的连接面上采用铜片挤压密封，由于铜的延展性良好，在机架与静涡盘连接面上采用铜片挤压密封，一方面铜片不与常用制冷剂反应；另一方面铜片的厚度可以保证装配后动静涡盘两贴合面保持适当距离，减小摩擦阻力，因此，本发明涡旋式工质泵具有很好的密封性。

本发明的工质泵为涡旋式的，动涡盘3和静涡盘1始终在同一空间范围内平动，相互之间接触面积小，摩擦极小，因此，由接触而产生的振动是很小的，没有明显的振动来源，液体饱和工质被容积变化而挤压，通过径直的排气口排出泵体，沿程阻力小，噪声低，运行平稳。

本发明涡旋式工质泵的动涡盘3和静涡盘1的接触面上设有密封条，该密封条可以采用具有润滑特性的材料，例如采用聚四氟乙烯等材料实现自我润滑，因此，本发明可以保证系统无油，提高制冷工质的品质。此外，泵体本身并不需要润滑因为没有明显的机械摩擦，仅仅是利用动静涡盘型线面与面之间的容积变化来实现泵送功能，所以，本发明涡旋式工质泵能够实现两相流制冷系统的无油润滑。

本发明涡旋式工质泵适用于各种工质下的两相流制冷系统，可以在较高的工作压力下提供较高的质量流量以保证两相流系统的在各种工况下稳定运行，同时利用工质自我冷却设计保证电机可以更加稳定高效的带动负载正常运转，从一定程度上节省系统能耗。

本发明在于利用动涡盘3与静涡盘1的相对运动来变化泵腔内第一压缩腔和第二压缩腔，结合两涡盘周期性的运动规律改变两涡盘运动时刻时所对应的涡盘壁高，实现了不压缩工质，仅提供动力的功能，使两相流制冷系统得以实现。作为两相流系统的心脏，本工质泵在体积上更加小巧，涡旋运动使泵的运行更加平稳，噪声更小，使用灵活度更高。

参见图1，现有的涡旋式压缩机上，A为静涡盘的内侧型线末端，A’为动涡盘的内侧型线末端，B为动涡盘3和静涡盘1的第一接触面，B’为动涡盘3和静涡盘1的第二接触面，G为第一压缩腔，G’为第二压缩腔。当动涡盘3和静涡盘1相互接触时的第一时刻，可以得到两个对称的封闭腔体即第一压缩腔G和第二压缩腔G’，通过分析现有涡旋式压缩机的运动规律可以得出，随着动涡盘3的旋转，第一压缩腔G和第二压缩腔G’会下一时刻将会压缩饱和液态制冷。所以本发明通过改变动涡盘和静涡盘的第一接触点B与动涡盘和静涡盘的第二接触点B’之后的内型线长度实现不压缩工质的目的。

参见图5，现有的静涡盘1和动涡盘3涡旋型线共用一个基圆，该基圆的渐开线与基圆所围成的面积S采用积分法求出，其微分面积dS可近似等于张角dφ，半径是rφ的扇形面积，即则渐开线与基圆所围面积为 $S={\∫}_0^{\mathrm{\φ}}\mathrm{dS}={\∫}_0^{\mathrm{\φ}}\frac{1}{2}{r}^2{\mathrm{\φ}}^2\mathrm{d\φ}=\frac{1}{6}{r}^2{\mathrm{\φ}}^3$

参见图6，各压缩腔的投影面积及压缩室容积，首先求第三、四压缩腔C、C’的投影面积S₂和容积V₂，若动涡盘对于静涡盘的回转角为θ，由图5可知，第三、四压缩腔C、C’的投影面积S₂=2πr²(π-2α)(3π-θ)    1）

引入涡旋体节距P和涡旋体壁厚t，第三、四压缩腔C、C’的的容积为：

$V_2={2S}_{2}h=\mathrm{\πP}(P-2t)(3-\frac{\mathrm{\θ}}{\mathrm{\π}})h---2)$

同理可以求出一对第一、二压缩腔G、G’的容积

$V_3=\mathrm{\πP}(P-2t)(5-\frac{\mathrm{\θ}}{\mathrm{\π}})h---3)$

当动、静涡盘构成的压缩腔大于三个，那么除中心一对压缩腔以外的任意一对压缩腔的容积通用计算式为

$V_i=\mathrm{\πP}(P-2t)(2i-1-\frac{\mathrm{\θ}}{\mathrm{\π}})h---4)$

由式4）可见由动、静涡盘中心一对压缩腔（第三、四压缩腔C、C’）到动、静涡盘外缘压缩腔（第一、二压缩腔G、G’）的容积变化为单调递减，所以初始闭合时B点（参见图1）的选取是最有利于实现工质泵功能的点，因为其最有效利用了型线所围成容积，最大限度的变化了容积。

Claims (9)

1.一种两相流制冷系统用涡旋工质泵，其特征在于：包括机架、主轴（2）、防自转机构以及相互啮合的动涡盘（3）和静涡盘（1），静涡盘（1）固定在机架上，动涡盘（3）的内侧型线壁面与静涡盘（1）的外侧型线壁面形成有第一压缩腔（G），动涡盘（3）的外侧型线壁面与静涡盘（1）的内侧型线壁面形成有第二压缩腔（G’），动涡盘（3）与防自转机构相接，主轴（2）穿过防自转机构与动涡盘（3）相连，动涡盘（3）在主轴的驱动下能够围绕静涡盘（1）平面转动，动涡盘（3）拖动防自转机构运动；

静涡盘（1）的内侧型线壁面末端与动涡盘（3）的外侧型线壁面相分离，静涡盘（1）的内侧型线壁面与动涡盘（3）的外侧型线壁面相接触时，第二压缩腔（G’）与机架上开设的进气口相通；

动涡盘（3）的内侧型线壁面末端与静涡盘（1）的外侧型线壁面相分离，动涡盘（3）的内侧型线壁面与静涡盘（1）的外侧型线壁面相接触时，第一压缩腔（G）与机架上开设的进气口相通；

静涡盘（1）的外侧型线壁面起始端与动涡盘（3）的内侧型线壁面相分离，静涡盘（1）的外侧型线壁面与动涡盘（3）的内侧型线壁面相接触时，第一压缩腔（G）与机架上开设的排气口相通；

动涡盘（3）的外侧型线壁面起始端与静涡盘（1）的内侧型线壁面相分离，动涡盘（3）的外侧型线壁面与静涡盘（1）的内侧型线壁面相接触时，第二压缩腔（G’）与机架上开设的排气口相通。

2.根据权利要求1所述的两相流制冷系统用涡旋工质泵，其特征在于：所述的静涡盘（1）的内侧型线壁面末端与动涡盘（3）的外侧型线壁面相分离时，静涡盘（1）的内侧型线壁面与动涡盘（3）的外侧型线壁面起始端相接触。

3.根据权利要求1或2所述的两相流制冷系统用涡旋工质泵，其特征在于：所述的动涡盘（3）的内侧型线壁面末端与静涡盘（1）的外侧型线壁面相分离时，动涡盘（3）的内侧型线壁面与静涡盘（1）的外侧型线壁面起始端相接触。

4.根据权利要求1所述的两相流制冷系统用涡旋工质泵，其特征在于：所述的静涡盘（1）的外侧型线壁面起始端与动涡盘（3）的内侧型线壁面相分离时，静涡盘（1）的外侧型线壁面与动涡盘内侧型线壁面末端相接触。

5.根据权利要求1或4所述的两相流制冷系统用涡旋工质泵，其特征在于：所述的动涡盘（3）的外侧型线壁面起始端与静涡盘（1）的内侧型线壁面相分离时，动涡盘（3）的外侧型线壁面与静涡盘（1）的内侧型线壁面末端相接触。

6.根据权利要求1所述的两相流制冷系统用涡旋工质泵，其特征在于：所述的防自转机构为十字滑环。

7.根据权利要求1所述的两相流制冷系统用涡旋工质泵，其特征在于：所述的机架、主轴（2）、防自转机构、动涡盘（3）以及静涡盘（1）均采用ZL205A铝合金制成。

8.根据权利要求1所述的两相流制冷系统用涡旋工质泵，其特征在于：所述的机架与静涡盘（1）的连接面上采用铜片挤压密封。

9.根据权利要求1所述的两相流制冷系统用涡旋工质泵，其特征在于：所述的动涡盘（3）和静涡盘（1）的接触面上均设有聚四氟乙烯制成的密封条。