CN1278052A - 超临界蒸气压缩循环 - Google Patents

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Abstract

一种超临界蒸气压缩循环,设有压缩机1、气体冷却器2、隔板装置4a和蒸发器,它们通过管子6串联,从而构成一个封闭回路,在蒸气压缩循环中,高压侧在超临界压力下工作。还包括:一压力控制阀,用于控制所述气体冷却器出口压力,以获得超临界蒸气压缩循环的最大性能因子;一储存器5,一来自所述蒸发器出口的管子6穿过它,其用于储存液体致冷剂;以及一连通管5b,在该储存器的底部和连接所述压力控制阀和隔板装置的管子之间连通。

Description

超临界蒸气压缩循环
本发明涉及一种用于例如空调装置、致冷设备和热泵等各种设备中的蒸气压缩循环，其使用致冷剂特别是CO2在封闭系统中在超临界状态高温侧工作。
在超临界蒸气压缩循环中，已经提出了一些技术以通过调节循环的致冷剂来控制高侧的压力。日本专利公开No.平7-18602公开了一个例子。如图6所示，该超临界蒸气压缩循环包括：一压缩机100，与一散热器110串联；逆流型热交换器120；以及一节流阀130。一蒸发器140，一液体分离器(接收器)160和逆流热交换器120的低压侧连接，以便彼此连通到在节流阀130和压缩机100的入口190之间的一中间点处。接收器160与蒸发器140的出口150连接，接收器的气相入口与逆流热交换器120相连。由接收器160出来的液相管线(由图中的虚线表示)与一抽吸管线在位于逆流型热交换器120的前侧的一点170和位于热交换器120的后侧的一点180之间的一选择点处相连。上述的节流阀130改变接收器160中的液体剩余量，以调节高侧超临界蒸气压。图7所示的一传统例子包括一中间液体储存器250代替前述接收器，其具有分别在入口和出口处的阀和一与一储存器250相连的节流阀130。
最近，提出了一种使用CO2的蒸气压缩致冷循环(以下称为CO2循环)来代替氟利昂致冷剂的致冷循环。该CO2循环的工作与传统的使用氟利昂的蒸气压缩致冷循环一样。即如图3(CO2莫里耳图)所示的A-B-C-D-A，该工作包括在气相压缩CO2(A-B)，通过散热器(气体冷却器)冷却压缩的高温的气相CO2(B-C)，然后，通过减压装置降低气相CO2的压力(C-D)，将分成气液两相的CO2蒸发(D-A)，通过从外界流体中夺走蒸发潜热冷却外界流体。
CO2的临界温度为约31℃，即低于传统的致冷剂氟利昂。因此当外界空气的温度在夏季等情况下较高时，靠近散热器的CO2的温度高于CO2的临界温度。因此，这时CO2不冷凝(即线段BC不与饱和液相线交叉)。由于散热器出口点的状况依赖于压缩机的排出压力和散热器出口侧的CO2的温度，散热器出口的CO2的温度依赖于排热能力和外界温度(其不能控制)。因此，散热器的出口的CO2的温度基本不能控制。散热器出口的状况(即点C)可通过控制压缩机的排出压力(即散热器出口侧的压力)来控制。即，在夏季等情况下外界温度较高时为了保持足够冷却能力(即焓差)，需要在散热器的出口有较高的压力，如图4的E-F-G-H-E所示。
但是，由于为了提高散热器出口的压力，压缩机的排出压力必须提高，压缩机的压缩工作增加(压缩过程的焓差ΔL)。因此，如果压缩过程(A-B)的焓差ΔL大于蒸发过程(D-A)的焓差ΔI，CO2循环的性能因子(COP＝ΔI/ΔL)降低。
当散热器出口的CO2压力和性能因子之间的关系参照图3计算，假定散热器出口的CO2温度为40℃，如图5的实线所示得到在压力P1处的最大性能因子。类似地，当散热器出口的CO2温度为30℃，如图5的虚线所示得到在压力P2处的最大性能因子(大约8.0MPa)。
如上所述，当散热器出口侧的CO2温度和获得最大性能因子的压力计算绘制出来时，产生粗实线ηmax(这里称为最佳控制线)。因此，为了有效地操作CO2，需要控制散热器出口的压力和散热器出口的CO2的温度，以便与最佳控制线ηmax关联。
但是，由于上述的超临界蒸气压缩循环(图6和7)不是散热器出口压力(高侧压力)根据散热器出口的致冷剂温度来控制的系统，散热器的冷却效率不够高，存在提高冷却效率的余地。
另一个问题是，当循环致冷剂量必须被控制以适应高侧压力的控制(当高侧压力增加时需要的循环致冷剂的量增加)，节流阀的开口必须在需要时手动调节，这耗时而且需要经验。
本发明致力于克服上述问题，因此本发明的目的是提供一种超临界蒸气压缩循环，其带有具有改进的冷却效率的气体冷却器(散热器)，其能根据高侧压力的调节自动控制所需的循环致冷剂的量。
根据本发明的第一方面，通过使用管子串联压缩机、气体冷却器、隔板装置和蒸发器，从而构成一个封闭的回路，形成超临界蒸气压缩循环，在蒸气压缩循环中，在高压侧，在超临界压力下工作。其包括：一压力控制阀，设置在气体冷却器和隔板装置之间，用于控制气体冷却器出口的压力；一储存器，一来自蒸发器出口的管子穿过它，其用于储存液体致冷剂；以及一连通管，在该储存器的底部和连接压力控制阀和隔板装置的管子之间连通。
根据本发明的第二个方面，该根据第一方面的超临界蒸气压缩循环进一步包括一内冷却器，用于执行通过蒸发器的液体致冷剂和通过蒸发器的气体致冷剂之间的热交换。其中，该压力控制阀设置在来自该内冷却器的出口的管子上。
根据本发明的第三和第四方面，在根据第一和第二方面的超临界蒸气压缩循环中，循环中使用的致冷剂为二氧化碳。
图1是根据本发明的一个实施例的蒸气压缩型致冷循环的结构示意图；
图2是图1所示的压力控制阀的细节的截面图；
图3是该蒸气压缩型致冷循环的工作的示意图；
图4是CO2的莫里耳图；
图5是表示散热器出口处的压力和性能因子(COP)之间关系的示意图；
图6是传统的蒸气压缩型致冷循环的一个例子的结构示意图；
图7是传统的蒸气压缩型致冷循环的另一个例子的结构示意图。
这里，结合附图描述本发明的一个实施例。图1是根据本发明的一个实施例的蒸气压缩型致冷循环的结构示意图。图2是图1所示的压力控制阀的细节的截面图。
首先，如图1所示，根据本实施例使用压力控制阀的蒸气压缩型致冷循环是CO2循环，其例如可用于车辆的空调器中，参考标号1表示压缩气相CO2的压缩机。压缩机通过一驱动源例如一发动机(未示出)被驱动。标号2表示一气体冷却器(散热器)，用于通过CO2气体和外界空气间的热交换冷却CO2，标号3表示设置在内冷却器7的出口管路上的压力控制阀，其将在以后说明。根据由设置在气体冷却器2的出口处的温度传感柱11检测的CO2(致冷剂)的温度，压力控制阀3控制气体冷却器2的出口处的压力(本实施例中，内冷却器的出口处的高侧压力)。压力控制阀3不仅控制高侧压力，也作为减压装置使用，下面描述压力控制阀3的结构和工作。气相CO2通过压力控制阀3被减压，转化为气液两相状态的低温、低压CO2。这样转化的CO2进一步由隔板阻件(隔板装置)4a减压。
标号4表示蒸发器，其构成车辆轿厢的冷却装置。气液两相CO2在蒸发器4中蒸发，CO2从轿厢中的空气中吸收蒸发潜热，冷却轿厢。标号5表示液体储存器，用于储存液体致冷剂5a，与蒸发器4的出口相连的管子6垂直穿过液体储存器5，液体储存器5中的液体致冷剂5a与管子6中的液体致冷剂热交换。被管子6穿过的液体储存器5的部分被封闭(未示出)，使得液体储存器气密。应注意，为了提高热交换的效率，尽管优选从蒸发器4的出口处出来的管子6穿过液体储存器5以与液体储存器5中的液体致冷剂5a接触，该装置不限于这样的结构。液体储存器5的底部与管子6相连，其通过连通管5b将压力控制阀3连接到隔板阻件4a上。尽管不是必需设置内冷却器7，这里设置了内冷却器7，其为逆流型热交换器，用于在通过气体冷却器2的液体致冷剂和通过蒸发器的液体致冷剂之间热交换，该内冷却器7用于相应于蒸气压缩型致冷循环的容量增加的要求，改进响应速度。如果不设置内冷却器7时，优选将压力控制阀3设置在气体冷却器2的出口附近。压缩机1、气体冷却器2、内冷却器7、压力控制阀3、隔板阻件4a和蒸发器4分别通过管子6连接以形成闭合回路(CO2循环)。标号8表示油分离器，用于从压缩机1排出的致冷剂气体中清除润滑油，被分离出的润滑油通过回油管9返回压缩机。
下面描述压力控制阀的一个例子。
如图2所示，压力控制阀3的阀体12(阀壳)设置在致冷剂通道7(本例中为CO2通道)中，该通道由内冷却器7和限制阻件4a之间的一个位置处的管子6形成。阀体12将致冷剂通道7分为上游空间7a和下游空间7b，并位于阀体12的两端，垂直相交，第一分隔壁13限定致冷剂通道7的上游空间7a的边界，第二分隔壁14作为限定致冷剂通道7的下游空间7b的边界。第一孔13a(开口)和第二孔14a(开口)分别形成在第一分隔壁13和第二分隔壁14中。
在阀体12的内部空间12a中，一种风箱型可伸缩容器17形成封闭空间17a，该可伸缩容器轴向扩大和收缩(图2中的箭头A所示的垂直方向)。可伸缩容器17的基端(图2的顶端)固定在阀体12的内壁上，顶端具有阀16的阀杆16a沿可伸缩容器17的轴心可移动地插过中空部17b。该阀16固定在可伸缩容器17的顶端，阀16面对第二分隔壁14的第二孔14a。阀杆16a与可伸缩容器17的膨胀和收缩一起机械移动。当可伸缩容器17的封闭空间17a的内外侧存在压力差，可伸缩容器17处于非载荷状态时，阀16封闭第二孔14a。
标号15表示一止回阀，设置在阀体12的内侧，用于打开和关闭第一孔13a。该止回阀15用于在上游空间7a的内压高于阀体12的内压一定值时打开第一孔13a。止回阀21通过一偏置装置(例如一螺旋弹簧)压迫第一孔13a，一预定的初始载荷常施加在止回阀15上。该初始载荷构成该预定的值。
可伸缩容器17的密封空间与感温柱11通过一毛细管(管件)10连通。该感温柱11容纳在管子6的大直径部6a中靠近气体冷却器2的出口，感温柱11用于检测管子6中的致冷剂的温度，向可伸缩容器17通知结果。在该实施例中，感温柱11设置在管子6中，具有良好的热响应，但是其可设置在管子6的外侧。
连通管19(一细管)用于连通阀体12的内部空间12a和毛细管10(管件)的中部，该连通管19包括关闭阀18。当关闭阀18关闭时，阀体12的内部空间12a和可伸缩容器17的封闭空间17a断开，形成独立的空间。
本发明的蒸气压缩型致冷循环是使用CO2的循环，当阀16和止回阀关闭时，致冷剂气体(CO2气体)填充在阀体12，可伸缩容器17，感温柱11，毛细管10中，其密度在气体为0℃时的饱和液体密度和致冷剂临界温度时饱和液体密度之间。
下面，描述使用压力控制阀3的方法和压力控制阀3的工作。
首先，初始设定时，关闭阀打开，CO2气体通过第一孔13a进入阀体12，再通过连通管19和毛细管10引入可伸缩容器17的封闭空间17a和感温柱11中。当完成CO2气体的引入时，自动关闭止回阀和关闭阀，阀体12的内部空间12a和可伸缩容器17的封闭空间17a断开，彼此隔离，形成各自独立的空间，没有内部压力差。因此，可伸缩容器17的封闭空间17a内的压力对应于感温柱11的温度，可伸缩容器17外侧的压力对应于阀体12的压力，这样，只要不发生大的温度差，可伸缩容器17的外侧压力和内部压力的压力差不增加。因此，可伸缩容器不受到过分的变形，从而防止可伸缩容器17的弹性回复力恶化和可伸缩容器17的断裂。当内冷却器7的出口CO2温度假定40±1℃，优选设定填充CO2气体的压力为10.5±0.5Mpa，以便获得最大的性能因子。
当完成初始设定后，第一孔13a和第二孔14a分别通过止回阀15和阀16关闭。
当通过启动压缩机1操作CO2循环，以及当压力控制阀3的上游空间7a的压力超过阀体12的内部压力，第一孔通过止回阀15的移动而打开，CO2气体进入阀体12。当阀体的内部压力超过可伸缩容器17的内部压力，第二孔通过阀16的移动而打开，CO2流入管子6中。这时，通过引入的CO2的热传导，可伸缩容器17的温度等于气体冷却器2的出口温度，即感温柱11的温度。因此，可伸缩容器17的内部压力是由循环CO2气体的温度确定的平衡压力。当阀体12的内部压力大于该平衡压力，第二孔打开，当阀体12的内部压力小于平衡压力时，第二孔保持关闭。因此，该平衡压力自动保持为阀体12的内压。即，内冷却器7的出口压力通过控制气体冷却器2的出口CO2温度来控制。
实际上，例如当气体冷却器2的出口温度为40℃时，且当气体冷却器2的出口压力小于0.7MPa时，压缩机1吸收来自内冷却器7的CO2气体，并向气体冷却器2排出CO2气体。因此，气体冷却器2的出口压力增加(如图5所示的b’→c’→b”→c”)。当气体冷却器2的出口压力超过大约10.7MPa时，压力控制阀3打开，使得CO2气体转化为气液两相CO2(C-D)，这样转化的气液相CO2流入蒸发器4中。CO2在蒸发器4中蒸发(D-A)，冷却空气后返回内冷却器。此时，由于气体冷却器2的出口压力再次减小，压力控制阀3再次关闭。
即CO2循环是通过关闭压力控制阀3在气体冷却器2的出口压力升高到预定压力后，减小CO2的压力和蒸发CO2，来冷却空气的系统。
如上所述，根据本发明实施例的高压控制阀3工作，使得在气体冷却器2的出口压力增加到预定值后打开，高压控制阀3的控制特征主要依赖于高压控制阀3的封闭空间的压力特性。
如图3所示，超临界区600kg/cm2处的等密线大约与上述的最佳控制线ηmax重合。因此，由于根据本实施例的压力控制阀大约沿最佳控制线ηmax提高气体冷却器2的出口处的压力，即使在超临界区域也可有效地操作CO2循环。另外，当压力低于临界区域，尽管600kg/cm2处等密线大大偏离最佳控制线ηmax，压力在冷凝区，封闭空间的内部压力随饱和液相线SL变化。另外，优选填充在封闭空间中的CO2的压力在0℃时的饱和液体密度和CO2临界温度时饱和液体密度之间。
下面，描述循环致冷剂量的自动控制，即本发明的一个特征。
首先，当气体冷却器2的出口致冷剂温度降低时，通过压力控制阀3的开口的增加，压力控制阀3和隔板阻件4a之间的致冷剂压力增加，从而降低高侧压力，获得超临界蒸气压缩循环的最大性能因子。因此，压力控制阀3和隔板阻件4a之间的管子6中的致冷剂一部分通过连通管5b流入液体储存器5，结果，循环中流动的致冷剂量减小。
另一方面，当气体冷却器2的出口致冷剂温度增加，通过压力控制阀3的开口的减小，压力控制阀3和隔板阻件4a之间的管子6中的致冷剂压力减小，从而增加高侧压力，获得超临界蒸气压缩循环的最大性能因子。因此，液体储存器5中的致冷剂通过连通管5b流入压力控制阀3和隔板阻件4a之间的管子6中，结果，循环中流动的致冷剂量自动增加。
当循环的容量由于从蒸发器4的致冷剂输出的量减小而不足时，从蒸发器4流出的致冷剂进入过热状态。这样的过热致冷剂通过液体储存器5的通道加热储存器5中的致冷剂，当液体致冷剂的压力超过饱和压力时，液体致冷剂通过连通管5b流入压力控制阀3和隔板阻件4a之间的管子6中，这样循环中流动的致冷剂量增加，循环的容量增加。
当致冷剂从蒸发器4的输出量增加而循环的容量过剩时，从蒸发器4流出的致冷剂在通过时冷却液体储存器5中的液体致冷剂，这样冷却的致冷剂与通过连通管5b进入储存器5中的饱和压力相比，压力减小，这样循环中流动的致冷剂量减小，循环的容量减小。
因为本发明的超临界蒸气压缩循环如上构造，且由于气体冷却器的出口压力(高侧压力)根据气体冷却器出口的冷却温度来控制，气体冷却器的冷却效率提高。另外，循环致冷剂的量根据高侧压力的控制(随着高侧压力增加则循环致冷剂的需要量增加)来自动控制，这样就可以避免调节节流阀开口的麻烦。
如第二方面所述，进行蒸发器蒸发后的气体致冷剂和液体致冷剂之间的热交换的内冷却器的设置可改善响应速度，以满足增加蒸气压缩型致冷循环容量的要求。
如第三方面所述，本发明的循环最好是应用于使用CO2的超临界蒸气压缩循环。

Claims (4)

1.一超临界蒸气压缩循环，设有压缩机、气体冷却器、隔板装置和蒸发器，它们通过管子串联，从而构成一个封闭的回路，在蒸气压缩循环中，其高压侧在超临界压力下工作；
包括：
一压力控制阀，设置在所述气体冷却器和所述隔板装置之间，用于控制所述气体冷却器出口的压力；
一储存器，一来自所述蒸发器出口的管子穿过它，其用于储存液体致冷剂；以及
一连通管，在该储存器的底部和连接所述压力控制阀和所述隔板装置的管子之间连通。
2.按照权利要求1所述的超临界蒸气压缩循环，其特征在于，进一步包括一内冷却器，用于进行通过所述蒸发器的液体致冷剂和通过所述蒸发器的气体致冷剂之间的热交换；其中，所述压力控制阀设置在来自该内冷却器的出口的管子上。
3.按照权利要求1所述的超临界蒸气压缩循环，其特征在于，循环中使用的致冷剂为二氧化碳。
4.按照权利要求2所述的超临界蒸气压缩循环，其特征在于，循环中使用的致冷剂为二氧化碳。
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