CN1469092A - 无油润滑的螺旋式膨胀-压缩器 - Google Patents

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Abstract

在制冷系统或空调系统中的膨胀装置是一种压出器。该压出器由配对的螺旋式膨胀器和配对的螺旋式压缩器形成，其中膨胀器的转子作为同步传动装置。

Description

无油润滑的螺旋式膨胀-压缩器
技术领域
本发明涉及一种封闭式制冷系统中的螺旋式膨胀器-压缩器。
背景技术
所有的封闭式制冷系统依次地包括压缩机、冷凝器、膨胀装置、和蒸发器。膨胀装置包括固定的孔口、毛细管、热力膨胀阀、电子膨胀阀、透平、和膨胀器-压缩器或压出器。在每一种膨胀装置中，随着高压液体制冷剂经受压力降低，该高压液体制冷剂发生闪发，其中该液体制冷剂中的至少一部分变成蒸气，从而导致比容增大。在压出器中，容积的增大用于向配装的压缩器提供动力，该压缩器将高压制冷剂蒸气输送到系统压缩机的排出口，由此增加系统能力。因为发生在该压出器中的压缩过程不由电动机来提供动力，而是由闪发的液体制冷剂来提供动力，所以制冷的总效率提高的量与系统能力提高的量相同。
螺杆式膨胀器-压缩器在轴向和径向上基本上不平衡。由共同转让的美国专利No.6185956描述的带有单个低压口的具有三个端口的螺旋式压出器在径向上仍不平衡。
发明内容
一种无油润滑的螺旋式膨胀器-压缩器(或压出器)单元用于相变的空调系统和制冷系统。该膨胀器作为一组同步传动装置，以便控制阳转子和阴转子的相对角位置并且驱动压出器的配装的压缩器。因为该膨胀器具有至少70％的液体制冷剂成分，以形成有效的动态液膜以便分离该阳转子和阴转子。该制冷剂润滑的膨胀器转子成为一对几乎与干式螺杆压缩机中的常规同步传动装置类似的同步传动装置。该压出器的压缩器部分的阳转子和阴转子确定成具有更大的间隙，并且因此彼此不接触。该特征使得对于压出器的压缩器部分进行无油润滑的干式压缩器运行，这正如同步传动装置使得常规压缩机的无油润滑地运行。常规的干式压缩器与压出器中的两相流螺旋式膨胀器的同步传动装置之间的差别在于：前者是用于传递来自于机械驱动装置的扭矩的常规的传动装置，而后者本身是膨胀器。压出器的膨胀器和压缩器的转子是无油润滑的，其中膨胀器转子由两相的工作流体的液体部分来润滑，并且动态液膜分离膨胀器的阳转子和阴转子。
本发明的一目的是平衡压出器中的的径向和轴向气体力。
本发明的另一目的是限制转子的变形，由此减小压出器转子之间的间隙。
本发明的另一目的是降低压出器中的轴承载荷。
本发明的又一目的是改进压出器的性能。
本发明的另一目的是使用膨胀器的转子相对于压出器的压缩器转子作为同步传动装置。结合以下的对本发明的描述，本发明的这些和其它的目的是明显的。
本质上，在制冷系统或空调系统中的膨胀装置是一种压出器。该压出器由配对的螺旋式膨胀器和配对的螺旋式压缩器形成，其中膨胀器的转子作为同步传动装置。
附图说明
参照以下的详细描述并结合以下附图，将更好地理解本发明，在附图中：
图1是使用本发明的制冷系统或空调系统的示意图；
图2是图1所示的系统的压出器的简化示意图；
图3是平行于图2所示的压出器的转子的轴线的简化图。
图4是沿图3中的线4-4截取的压出器的膨胀器部段的截面图；
图5是沿图3中的线5-5截取的压出器的压缩器部段的截面图；
图6是使用本发明的变型的制冷系统或空调系统的示意图；和
图7是图6所示的系统的压出器的简化示意图。
具体实施方式
在图1中，附图标记10总体上表示制冷系统或空调系统。该系统10从压缩机12开始依次地包括排出管路14、冷凝器16、管路18、形式为压出器20的膨胀装置、管路22、蒸发器24和吸入管路26，以使完成该回路。参照图2-5，压出器20包括两对螺旋转子，其中每一对中的每个螺旋转子与另一对的转子处于一共用轴上。参照图1和图2，应当注意，来自冷凝器16的高压液体制冷剂经由管路18供给到压出器20的膨胀器120的入口120-1。如图3和4清晰所示，膨胀器具有一对螺旋转子121、122。供给到膨胀器120的入口120-1的高压液体制冷剂导致转子121和122旋转。当转子121和122旋转时，该转子共同作用以便作为膨胀器，该膨胀器使得制冷剂的受限容积的压力降低，以使它们闪发。因为从液体到气体的相变需要能量转移，该液体制冷剂的一部分闪发。通常15％的液体制冷剂闪发，但是在适当的状况下，多达30％的液体制冷剂闪发是可能的。名义上处于蒸发器压力下的气态和液态制冷剂的低压混合物从膨胀器排出口120-2经由管路130进入分离器140。
分离器140可以如图所示地位于压出器20内，或位于压出器的外部。分离器140将液相和蒸气相的制冷剂分离，并将液相和一部分蒸气相经由管路22供给到蒸发器24。经由管路141从分离器140供给的制冷剂的蒸气相部分由特定制冷剂、循环和系统结构来规定。例如，对于制冷剂134a，对于水冷式制冷机该蒸气相部分为6％，对于风冷式制冷机该蒸气相部分为10％。通常该蒸气相部分至少为5％。假设在制冷剂为134a以及水冷式制冷机的情况下，在分离后的制冷剂的蒸气相中，数量级为6％的该制冷剂的一部分经由管路141从分离器140供给到压缩器220的压缩器吸入口220-1。参照图3，膨胀器120的螺旋转子121的旋转通过共用轴121-1使得压缩器220的螺旋转子221旋转。类似地，膨胀器120的螺旋转子122的旋转通过共用轴122-1使得压缩器220的螺旋转子222旋转。借助于压缩器220的转子221和222分别由膨胀器120的转子121和122驱动，供给到压缩器吸入口220-1的低压气态制冷剂由于转子221和222的共同作用而被压缩。名义上处于压缩机12的排出压力下的高压制冷剂蒸气输送到压缩器排出口220-2并经由管路150流至排出管路14，在该排出管路中该高压制冷剂蒸气与由主压缩机12供给的高压制冷剂气体混合。因此，例如给定的示例，数量级为106％的压缩机12的输出供给到冷凝器16。
如上所述，螺旋转子221与带有螺旋转子121的单元成一体并作为一单元一起旋转，并且螺旋转子222与带有螺旋转子122的单元成一体并作为一单元一起旋转。比较图4和图5，应当注意到，膨胀器120的转子121和122相接触，而压缩器220的转子221和222如图5夸张所示的间隙。由此可见，螺旋转子221和222不是以制冷工业中所使用的浸有油的螺旋式压缩机的方式来共同作用，在这种螺旋式压缩机中，一个螺旋转子与另一个螺旋转子接合并驱动该另一个转子。因此，转子121和122的共同作用相对于螺旋转子221和222是同步传动的。因为，转子221和222不接触，所以它们不需要润滑。因为主要是液体制冷剂作用于转子121和122，所以该液体制冷剂提供了通常由润滑剂来提供的密封和润滑功能。因为转子221和222不接触，所以转子的型面是为它们的密封功能而设计的，而不是为驱动/传动关系而设计的。转子121和122与转子221和222相比具有更紧密的突齿之间的间隙。转子121和122由在两相工作流体中的液体制冷剂来润滑，并且动态的液膜分离并密封转子121和122。用于转子121、122、221、222的转子型面设计成，以使膨胀器120和压缩器220中的每对转子之间的所产生的扭矩是单向的。此外，膨胀器120的转子121和122的转子型面在传动接合处具有较大的相对半径，以便使转子之间的接触应力减至最小。相对于如现有技术所示的常规的螺旋式膨胀-压缩器或具有三个端口的压出器结构，转子121、122、221、222的变形减小，这使得端部间隙减小，由此提高性能。
冷凝器16名义上处于压缩机12的排出口相同的压力下，该排出口经由排出管路14连接到冷凝器16。压缩器220的排出压力名义上与压缩机12的排出压力相同。因此，经由管路18在端口120-1处供给的压力与在排出口220-2处经由管路150供给到排出管路14的压力是相同的。在端口120-1和220-2处的压力沿相反的方向作用在整体转子121和221上，以及作用在整体转子122和222上，并且由此该压力是平衡的。排出口120-2经由管路130、分离器140和管路141与入口220-1在流体上连通，并且名义上处于相同的压力。在排出口120-2和吸入口220-1处的压力沿相反的方向作用在整体转子121和221上，以及作用在整体转子122和222上，并且由此该压力是平衡的。因此，作用在转子121和221以及转子122和222上的轴向载荷即使不能消除的话也可显著地减小。
通过使用如上所述和所示的吸入口和排出口，作用在压出器20的膨胀器120和压缩器220上的轴向和径向气体力减至最小。因为轴承载荷主要由不平衡的力偶造成，所以上述端口减小了轴向和径向的轴承载荷。
在运行中，来自压缩机12的高压制冷剂蒸气经由排出管路14供给到冷凝器16，在该冷凝器中该制冷剂气体冷凝成液体，该液体经由管路18供给到压出器20。该高压液体制冷剂经由管路18供给到配对的螺旋式膨胀器120，该膨胀器导致制冷剂闪发并降低压力，同时驱动膨胀器120转子121和122以及压缩器220的配对的螺旋转子221和222。低压制冷剂蒸气/液体混合物从膨胀器流入分离器140，该分离器将纯的蒸气经由管路141供给到压出器20的压缩器部段并将液体含量较大的两相流混合物经由管路22供给到蒸发器24，在该蒸发器中，该液体制冷剂蒸发，并且所形成的气态制冷剂经由吸入管路26供给到压缩机12以完成该循环。来自分离器140的制冷剂蒸气供给到配对的螺旋式压缩器220的吸入口220-1。膨胀器120的转子121与压缩器220的转子221成一体并与其作为一单元而旋转。相似地，膨胀器120的转子122与压缩器220的转子222成一体并与其作为一单元而旋转。因此，供给到吸入口220-1的气态制冷剂通过转子221和222的共同作用而被压缩，并且所形成的压缩后的气态制冷剂名义上处于与压缩机12的排出压力相同的压力，该气态制冷剂由压缩器220经由排出口220-2和管路150输送到管路14，在该管路中该气态制冷剂有效地增加输送到冷凝器16的热的高压制冷剂的量，并且由此增大了系统10的能力。
参照图6和7，系统10’和压出器20’与图1-5所示的系统10和压出器20的区别在于省去了分离器140和管路130、141。因为分离器140省去了，所以吸入口220-1与蒸发器24相连或经由管路141’与在蒸发器24的下游的管路26相连。管路141和管路141’供给名义上处于蒸发器压力的制冷剂。除了省去了分离器140及其功能之外，系统10和10’以及压出器20和20’的运行大致相同。
虽然示出并描述了本发明的优选实施例，但对于本领域的普通技术人员来说可进行其它变型。因此，本发明的范围仅由后附的权利要求的范围来限定。

Claims (8)

1.一种封闭式制冷系统，其包含制冷剂并且依次地包括主压缩机、排出管路、冷凝器、压出器、蒸发器、和吸入管路，其中：
所述压出器包括螺旋式膨胀器和螺旋式压缩器，该膨胀器具有一对转子，每一转子具有一对端部，该压缩器具有一对转子，每一转子具有一对端部，其中所述螺旋式膨胀器的每一转子具有与所述螺旋式压缩器的所述转子中的相应一个转子共用的轴；
所述螺旋式膨胀器和所述螺旋式压缩器均具有出口和入口，其中所述螺旋式膨胀器的所述出口和所述螺旋式压缩器的所述入口分别位于所述螺旋式膨胀器和所述螺旋式压缩器的所述转子的第一相对端部处；
所述螺旋式膨胀器的所述出口连接到所述蒸发器；
用于向所述螺旋式压缩器的所述入口供给处于蒸发器压力的制冷剂蒸气的装置；
所述螺旋式膨胀器的所述入口和所述螺旋式压缩器的所述出口分别位于所述螺旋式膨胀器和所述螺旋式压缩器的所述转子的第二相对端部处；
所述螺旋式膨胀器的所述入口连接到所述冷凝器；
所述螺旋式压缩器的所述出口连接到所述排出管路。
2.如权利要求1所述的封闭式制冷系统，其特征在于，所述螺旋式压缩器的所述转子具有间隙，以使得所述螺旋式膨胀器的所述转子相对于所述螺旋式压缩器的所述转子作为同步传动装置。
3.如权利要求1所述的封闭式制冷系统，其特征在于，所述分离器分离液相和蒸气相的制冷剂并将蒸气相的该制冷剂的至少5％供给到所述螺旋式压缩器，以便输送到所述排出管路。
4.如权利要求1所述的封闭式制冷系统，其特征在于，所述转子的所述第一相对端部位于远端，而所述第二相对端部位于近端。
5.一种封闭式制冷系统，其包含制冷剂并且依次地包括主压缩机、排出管路、冷凝器、压出器、蒸发器、和吸入管路，其中：
所述压出器包括螺旋式膨胀器和螺旋式压缩器，该膨胀器具有一对转子，每一转子具有一对端部，该压缩器具有一对转子，每一转子具有一对端部，其中所述螺旋式膨胀器的每一转子具有与所述螺旋式压缩器的所述转子中的相应一个转子共用的轴；
所述螺旋式膨胀器和所述螺旋式压缩器均具有出口和入口，其中所述螺旋式膨胀器的所述出口和所述螺旋式压缩器的所述入口分别位于所述螺旋式膨胀器和所述螺旋式压缩器的所述转子的第一相对端部处；
分离器；
所述螺旋式膨胀器的所述出口经所述分离器连接到所述螺旋式压缩器的所述入口和所述蒸发器；
所述螺旋式膨胀器的所述入口和所述螺旋式压缩器的所述出口分别位于所述螺旋式膨胀器和所述螺旋式压缩器的所述转子的第二相对端部处；
所述螺旋式膨胀器的所述入口连接到所述冷凝器；
所述螺旋式压缩器的所述出口连接到所述排出管路。
6.如权利要求5所述的封闭式制冷系统，其特征在于，所述螺旋式压缩器的所述转子具有间隙，以使得所述螺旋式膨胀器的所述转子相对于所述螺旋式压缩器的所述转子作为同步传动装置。
7.如权利要求5所述的封闭式制冷系统，其特征在于，所述分离器分离液相和蒸气相的制冷剂并将蒸气相的该制冷剂的至少5％供给到所述螺旋式压缩器，以便输送到所述排出管路。
8.如权利要求5所述的封闭式制冷系统，其特征在于，所述转子的所述第一相对端部位于远端，而所述第二相对端部位于近端。
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