CN1564925A - 用于冷却和加热目的的压缩系统 - Google Patents

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Abstract

一种压缩制冷系统包括压缩机(1)、散热器(2)、膨胀装置(3)和吸热器(4)，这几部分连成一个闭合的循环系统，该系统可以用超临界的高压侧压力操作。制冷剂充填量和系统的组件设计对应于系统内的静止压力，当整个系统的温度相当于60℃时，该压力低于制冷剂临界压力的1.26倍。用二氧化碳或含二氧化碳的制冷剂混合物作系统的制冷剂。

Description

用于冷却和加热目的的压缩系统
技术领域
本发明涉及一种压缩制冷系统，包括压缩机、散热器(heatrejector)、膨胀装置和吸热器，这几个部分连成一个闭合的循环电路，该系统可以在超临界的高压侧压力下操作，用二氧化碳或含有二氧化碳的混合气体作系统中的制冷剂。
背景技术
传统的蒸汽压缩系统通过让制冷剂在超临界压力下冷凝而散热，超临界压力由给定温度下的饱和压力确定。这些制冷剂最常被选择，因此系统中出现的最高压力应该恰好低于制冷剂的临界压力，且通常不超过给定的限制(例如25巴)。
当用临界温度低的制冷剂(如CO2)时，如果热沉(heat sink)的温度高，例如高于制冷剂的临界温度，为了获得系统的高效操作，散热处的压力必须是超临界压力。那么操作循环将是跨临界的(transcritical)，例如从WO90/07683中所知道的。
WO94/14016和WO97/27437都公开了一种简用于实现此类系统的单电路，主要包括压缩机、散热器、膨胀装置和蒸发器，这几者连成一个闭合电路。出于环境方面的考虑，两个系统都推荐用二氧化碳作制冷剂。
WO94/14016和WO97/27437主要的缺陷在于静止(stand still)期间在周围温度高时系统内会出现非常高的压力。如WO97/27437所解释的那样，60℃时压力通常会高于100巴。对所有组件来说，这需要非常高的设计压力，这使得各组件笨重且成本高昂。在设计密闭压缩机时，这尤其是一个缺陷，对此类压缩机而言，其外壳尺寸由电动机的尺寸决定。
WO94/14016说明了如何通过用阀门连接一个连接到循环低压侧的单独的压力释放膨胀容器来改进这一点。这么做的缺点是它会增加系统的成本和复杂性。
对例如在较低吸热温度下操作和/或使用在系统的低压侧具有大的气体体积的密封压缩机的系统，WO94/14016和WO97/27437的另一个缺点是系统内体积的充填规格(分别为0.55-0.7kg/l和0.25-0.45kg/l)会造成过高的充填量而无法使充填量最佳。
WO94/14016和WO97/27437的另一个缺点是他们都没有考虑系统的最佳充填量会受制冷剂在润滑剂中的溶解度(对具有润滑压缩机的系统)以及系统结构元件的强烈影响。
发明内容
本发明的主要目的是为了制造一种能避免上述缺点和不利之处的简单、高效的系统。
本发明的特征在于由所附的独立权利要求1所限定特点。
本发明的优点由所附的独立权利要求2-9进一步限定。
如上所述，本发明基于一种简单的循环，至少包括压缩机、散热器、膨胀装置和吸热器。在上面所评述的现有技术的基础上，涉及具有高制冷剂充填量的制冷循环，发明人通过试验和模拟惊奇地发现通过在正常操作期间在系统的低压侧适应含有制冷剂蒸汽/气体的组件的内体积，对内体积给定的系统用低充填量可以实现最佳操作条件。这样对系统的结构元件可以得到可能最低的设计压力。
这样，不需要单独的压力释放膨胀容器来避免在静止条件下在高温下的过高的压力，并且所有的组件或系统低压侧内各组件的各部分可以被设计得适应较低的压力。计算和试验表明，用CO2做制冷剂时，60℃时的最高静止压力可以很容易地保持低于80巴。即使采用系统的简单设计，本发明可以用于大大降低系统的重量和成本。
附图说明
下面仅通过例子并参照附图进一步说明本发明，其中：
图1给出了蒸汽压缩系统的简单电路图，
图2给出了一个例子，说明在静止条件下根据本发明而设计的系统中的压力如何随温度的变化而变化，并与WO97/27437作对比，
图3说明了对用体积与WO94/14016和WO97/27437所述的充填范围(用图表中的阴影区域表示)作对比的最佳系统充填量而言，如本发明所述的典型系统中不同组件的体积和充填量是如何为系统的充填量作贡献的，
图4给出了由本系统的最佳充填量给定的最大性能系数(COP)，并说明了如果充填量高于或低于最佳充填量，性能系数会如何下降，
图5是为了改善系统的操作性能而改进的循环的例子，
图6是可逆的空调和热泵系统的例子。
具体实施方式
图1给出了传统的蒸汽压缩系统，包括压缩机1、散热器2、膨胀装置3和吸热器4，这几个部分连成一个闭合的循环系统。
当用例如CO2作制冷剂时，高压侧压力有时会是亚临界压力，但是为了获得最佳的系统效率，此系统必须能够在超临界的高压侧压力、在较高的热沉温度下操作。因此系统的高压侧必须被设计用于相应高的操作压力，因为如果用空气作热沉，CO2典型的压力范围会高于110巴。但是系统的低压侧几乎不需要高于例如60巴的操作压力，相当于约22℃的蒸发温度。那么静止压力会经常支配低压侧的设计压力，由于系统经常必须能够经受高达60℃甚至更高的静止温度。在这些条件下，压力水平可能经常会和系统高压侧的最高操作压力一样高，只要系统有可能被暴露在这类温度下。
某些现存的规范、标准和通用惯例证明了用于组件设计的最高压力的重要性。通常，需要五倍于最高压力的压力作最低爆破压力。那么，可能暴露于120巴压力的组件需要经受600巴的压力，而可能暴露于70巴压力的组件仅需经受350巴的压力。这可能会导致生产成本、尺寸和重量的严重差异。这对(半)密闭压缩机的组件尤其重要，这种压缩机的外壳尺寸相当大，而这又受电动机尺寸的支配。
根据本发明，为了减小最大静止压力，有可能根据制冷剂充填量和不同组件的体积来设计系统。这样，系统低压侧必要的设计压力可能会用简单的方法减小，而在操作这些系统期间无需背离最佳的高压侧压力。这对有最佳效率的低成本系统会有贡献。
通过适应各组件的内体积可以实现本发明的目的，这些组件包含正常操作期间系统低压侧内的制冷剂蒸汽/气体，对内体积给定的系统用低充填量可以获得最佳操作条件。这样，可以获得用于系统结构元件的最低的可能设计压力。为了减小密闭压缩机必要的外壳设计压力，例如可以使体积适合作尺寸较大的管子，即使对较高的压力等级，这也相对比较便宜。
图2给出了对静止条件下温度均衡的系统(见标号为10的曲线)而言，如本发明所述的系统中的压力如何可以随温度的变化而变化。可以看出，即使是在非常高的周围温度下，系统中的压力也低于制冷剂的临界压力。为了作比较，如WO97/27437所述的系统的典型曲线11也包括在这张图中。可以看出差别很大。
图3通过所选择的被充填的系统的不同部分，说明累积充填量与体积的关系如何变化以给出如本发明所述的系统的设计点下的最佳效率。可以清楚看出，对该系统总的来说每个内体积的端充填量(endcharge)结束于约0.14kg/l(标号为20的那部分)，这恰好低于WO94/14106和WO97/27437中所述的限制，且这分别由阴影区域21和22表示。
图4说明了对本发明所述的系统，所述的最佳充填量30如何给出最大效率COP。COP定义为制冷系统的冷却能力和该系统的输入功率之间的关系。当充填量较高或较低时，COP就迅速下降至显著低于由最佳充填量所给定的值。
图2-4基于对本发明所述系统的细节仿真，所述系统包括密闭压缩机、内部热交换器、蒸发器和气体冷却器。对在+40℃的周围温度下操作以散热且蒸发温度在-7℃到-2℃之间(这取决于系统的充填量和容量)的系统，图4对应于该系统的数值。操作高压可以在70-120巴之间变化，这取决于充填量和周围温度。冷却能力大约为700瓦。
由于最佳充填量取决于如操作条件、系统的结构元件以及制冷剂在润滑剂中的溶解度之类的因素，因此在实践中，对系统单位内体积的给定充填量的要求不是很相关或有用。根据本发明，充填量与静止期间在给定温度下系统内的结果的最高压力有关，这意味着该系统具有对整个系统来说都相同的平衡温度。根据本发明，当系统温度等于高达60℃的温度时，这一压力应该低于制冷剂临界压力的1.26倍。这一温度或者被定义为最高静止温度的任何其他温度下的结果压力会很重要，这是为了限制系统低压侧的设计压力，只要这一值超过低压侧的最高操作压力。对纯CO2，这一压力限制对应于给定温度下约93巴的压力。
对本发明来说，没有指定较低的压力限制，由于较低的结果压力会满足本发明的目的，也就是说实现了设计静止压力的下限。但是，这一温度即60℃下的静止压力不太可能会低于临界压力(纯CO2的临界压力约为10巴)的0.14倍。
用不同类型的组件(例如容量可变的压缩机、膨胀机、不同的节流装置、内部热交换器)可以对系统的效率或操作条件作出几方面的改进，节流至中间压力或其他的循环改善。在本发明的权利要求1所限定的保护范围内，仍有可能减小系统几个部分的设计压力，从而将系统的成本减至最小。对包括在系统低压侧的接收器来说这也是有效的，所述接收器不是如WO94/14016所述的那样打算用作膨胀容器的单独容器，而是作为系统的循环回路中的一个整体部分。
图5给出了一个具有改进循环的可能的系统配置。该系统包括两级压缩机41、散热器42、膨胀装置43、吸热器44、内热交换器45、另一个膨胀装置46和内再冷却器47。在再冷却器47节流之前为了再冷却高压制冷剂，节流至中间压力；且在压缩期间或在两级压缩机41的两级之间通过喷射中间压力的气体可以减小压缩的最终温度。根据本发明，中间压力下各组件(例如热交换器47的中间压力侧和暴露在中间压力下的压缩机41的各部分)的设计压力也可以减小。
系统的特征在于系统的操作可以是可逆的，例如如图6所示，也可以从本发明得到好处。该例子给出了可逆的热泵系统，包括压缩机51、热交换器52、膨胀装置53、热交换器54、中间热交换器55、另一个膨胀装置56、四通阀57、单向阀58和另一个单向阀59。在系统内压缩机真空侧总是处于低压，因此它可能从上述较低的设计压力中得到好处。热交换器52在冷却模式下是系统低压侧的蒸发器/吸热器，而在加热模式下又处于系统的高压侧。但是加热模式下最高的高压力常常低至70-80巴，因此，如本发明所述的较低的最高静止压力对该组件来说也是有益的。
本发明优选的制冷剂是二氧化碳，但本发明也可以使用二氧化碳和其他流体的混合物，在跨临界循环中在某些操作条件下操作时，这可能会表现出相同的性质。
需要强调的是，本发明的使用不仅仅局限于在前面的说明书中所解释的例子和附图，而且在权利要求的范围内本发明可以应用于利用了本发明的目的的所有系统。

Claims (9)

1.一种压缩制冷系统，包括压缩机(1)、散热器(2)、膨胀装置(3)和吸热器(4)，这几部分连成一个闭合的循环系统，该系统可以用超临界的高压侧压力操作，其特征在于制冷剂充填量和系统的组件设计对应于系统内的静止压力，当整个系统的温度相当于60℃时，该压力低于制冷剂临界压力的1.26倍；且用二氧化碳或含二氧化碳的制冷剂混合物作系统的制冷剂。
2.如权利要求1所述的系统，其特征在于使用多级或可变容的压缩机。
3.如权利要求1-2中任意一项所述的系统，其特征在于压缩机是半密闭或密闭设计。
4.如权利要求1-3中任意一项所述的系统，其特征在于该系统还包括内热交换器。
5.如权利要求1-4中任意一项所述的系统，其特征在于它设计成用于跨临界操作。
6.如权利要求1-5中任意一项所述的系统，其特征在于接收器或额外组件在系统内提供额外的容积。
7.如权利要求1-6中任意一项所述的系统，用CO2作制冷剂，其特征在于以系统的整个内体积为基础的系统的充填量在18-250g/l之间。
8.要求1-7中任意一项所述的系统，其特征在于为了提供效率和/或操作条件而改进循环，例如但不局限于节流至中间压力。
9.如权利要求1-8中任意一项所述的系统，其特征在于系统操作可以是可逆的。
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