CN1952529A - 制冷装置及其制冷方法 - Google Patents

Abstract

本发明涉及一种无需冷媒的制冷装置及其制冷方法。根据热力学原理，通过气体在对外降压做功过程中会伴随温度下降的现象，选择合适的机件，直接将大气中的气源压力提高，并使之在自然环境中消散因压缩而增加的热量；再引导此高压常温气体推动机件做功，致使其减压降温而成为常压低温气体。最后，将此气体导入欲要冷却的环境中，便可有效地达到冷房效果。另一方面，也同时回收气体压降过程中的做功量，减少能量的损耗，进而增加此制冷装置的热效率。

Description

制冷装置及其制冷方法

技术领域

本发明涉及一种之制冷装置并不使用冷媒，而是直接利用常压空气经压缩机压缩增压后，并于自然环境中冷却散热；再经由涡轮膨胀器泄压膨胀而释放能量(焓)，并使空气在压降过程中亦同时降温至需求温度，以提供冷气的制冷新装置及实施形态。

背景技术

众所周知，常用的制冷装置需要使用冷媒作为介质，将热由低温的地方移至高温处，以达到冷却效果。因此，就冷却系统热效率的观点而言，便必须选择热传效率佳、携热能力强的物质作为冷媒。

早期较常被使用作为冷媒的物质，包括乙醚(ethyl ether)、氨气(ammonia)、二氧化硫(sulphur dioxide)等，不是具有可燃性便是为有毒性的物质，在考虑冷媒可能会因泄漏而危及使用安全的情况下，并不适合被应用于诸如船舶等处的密闭空间环境。至于目前一般使用的氟氯碳化物(chlorofluorocarbons；CFCs)，虽然没有上述物质所提及的缺点，但也已相当确定地被认定为会造成大气温室效应的主要物质之一，在环境保护、永续发展的要求下，已逐步地被限制使用。职是之故，使用能与大气环境完全兼容或是根本不必使用冷媒的制冷装置，可以预见地将是未来冷却系统发展的一个主要重点。

事实上，直接使用空气作为冷媒的概念，早在1862年便由Dr.A.Kirk利用史特灵空气引擎(Stirling air engine)验证其可行性，之后也根据此概念而发展出具实用性的制冰机。然而，由于空气单位质量的体积相当大，相对地也使得此冷冻/空调系统所采用的往复式压缩机(compressor)及涡轮膨胀器(turbo-expander)的体积庞大笨重，方能满足冷却要求；同时，其所输入的压缩功也因而远大于一般前述的冷媒压缩系统，致使其冷却能力难以符合经济效益。

另一方面，不使用冷媒而直接引用空气作为冷却物质的制冷装置则可见于航空飞行器的空调系统。由于高空大气处于低温低压环境，航空器的座舱必须适当增压，因而便可以减速增压的方式引进外界空气，同时亦利用其低温特性而作为座舱空调及飞行器电控设备的冷却物质。这样的冷却系统显然地非常适合于高空高速飞行器，但却无法直接应用于陆地上的交通载具或海上的船舶上：首先，陆地上的空气处于常温状态，压缩后温度升高，便不适宜直接作为冷却物质；另外，无论陆地或海上的交通载具的移动速度均相当有限，无法以降低速度的方式来有效压缩空气；最后，陆地或海上所欲冷却的环境乃为常压状态，并不与压缩后的空气压力匹配。因此，陆地或海上的无冷媒冷却系统便必须选择适当的运转机件，并设计合理的配置方式，方可达到冷房效果，这也正是本发明的主要重点。

发明内容

针对上述问题，本发明的主要目的在于提供一种运用热力学原理，达到压力降得愈多，输出功率愈多的热力作用来对空气降温的制冷装置及其制冷方法。

为达到上述目的，本发明所提供的一种制冷装置及其制冷方法，其主要根据热力学原理，藉由气体在对外降压做功的过程中也会伴随温度下降的现象，选择合适的机件，搭配组装成系统之后，直接将大气中的气源压力提高，并使之在自然环境中消散因压缩而增加的热量；再引导此高压常温气体推动机件作功，致使其减压降温而为常压低温气体。最后，将此气体导入欲要冷却的环境中，便可以不同于目前一般现有冷气机的冷却方式，达到所需的冷房效果。另一方面，亦同时回收气体压降过程中的做功量，减少能量的损耗，进而增加此一无需冷媒制冷装置的热效率。

本发明利用取自大气中的气源、压缩压力，使压力足以推动机件，造成功的转换，使气体将能量释出，驱使气体温度下降；在功的转换过程中，再促使功的回收，达到能量回收，损耗的能量降低，在降温之下造成冷房效果，符合低成本、高降温效率的要求，同时有效节省压力源。

附图说明

图1是本发明制冷装置之系统图；

图2是本发明制冷装置之热力循环图(T-s图)；

图3是本发明制冷装置之系统方块图；

图4是本发明系统在理想状态下的热力学参数分布；

图5是本发明流经一号压缩机的质量比例与机件效率关系图；

图6是本发明外界输入功率与机件效率关系图；

图7是本发明致冷能力与机件效率关系图；

图8是本发明效能系数与机件效率关系图；

图9是本发明实施例证等熵效率随压力比的变化情形；

图10是本发明实施例证进、出口温度差与压力比的变化情形；

图11与图12显示冷却机组的实施示意图，其中以气动马达(air motor)作为涡轮膨胀器的功能；

图13显示压缩空气经气动马达降压作功后的排气口位置；

图14揭示气动马达与压缩机间的皮带传动方式；

图15是本发明系统检测控制箱，作为检测空气温度、压力及质量流率的装置。

具体实施方式

本发明所应用的制冷原理可视为一般布来登循环(Brayton cycle)的逆向操作循环，其所采用的系统配置图及对应的理想热力循环图(T-s图)分别如图1、图2所示，其中T为绝对温度、s为比熵值(specific entropy，单位质量的熵值)。比较图1、图2，可以了解此系统在T-s图中所揭示的操作过程与各步骤所采用的机件分别为：

1→2等熵压缩(压缩机)；

2→3等压冷却(热交换器)；

3→4等熵膨胀(涡轮膨胀器)。

也就是说，空气以状态1进入系统，而以状态4离开系统，如果T₄＜T₁，则此系统便具有冷却能力。很明显地，这样的冷却系统并不需要冷媒循环，而是直接以空气作为冷却物质。

就简化分析与考虑系统实际操作条件及空气所对应的热力学性质变化范围而言，可以假设空气满足理想气体方程式：

Pv＝RT    (1)

其中，P与v分别表示气体的压力及比容(specific volume)，R则为气体常数(specific gas constant)。根据马克斯威尔关系式(Maxwell’s relations)，理想气体的定容比热(constant volume specific heat，c_v)及定压比热(constant pressure specific heat，c_p)均仅为温度的函数，其热力学定义分别为：

$c_v={\left(\frac{\∂u}{\∂T}\right)}_v;c_p={\left(\frac{\∂h}{\∂T}\right)}_P---\left(2\right)$

其中，u与h分别表示单位质量气体的内能(specific internal energy)与焓值(specific enthalpy)，两者之间亦满足以下关系：

h＝u+Pv    (3)

如果操作温度变化范围不大(以绝对温度为尺度)，定容比热与及定压比热均可视为定值。再根据热力学定律及理想气体条件，可以得知气体在等熵可逆绝热膨胀或压缩过程，满足以下关系式：

$P_1{v}_1^{\mathrm{\γ}}=P_2{v}_2^{\mathrm{\γ}}$

其中，下标1与2分别表示操作过程的起始与终止状态，γ则为比热比：

$\mathrm{\γ}=\frac{c_P}{c_V}---\left(5\right)$

另外，再考虑理想气体方程式(1)，可以进一步了解等熵过程，温度与压力的关系：

$\frac{T_{2s}}{T_1}={\left(\frac{P_2}{P_1}\right)}^{(\mathrm{\γ}-1)/\mathrm{\γ}}---\left(6\right)$

下标中的s表示为等熵过程。利用以上气体热力学关系式，便可以推导出系统运作时各操作点状态的变化情形，进而决定各种相关的热力学参数。配合图1所示的系统机件配置图与图2的热力循环图，再根据能量守恒原理，首先考虑压缩机将空气由状态1压缩至状态2(过程1→2)所需输入功率为：

$W_{\mathrm{in}}=\underset{\·}{\overset{\·}{m}}(h_2-h_1)=\stackrel{\·}{m}{c}_p(T_2-T_1)---\left(7\right)$

其中，m为通过压缩机的空气质量流率。另外，经过冷却器而将空气降温所消散的热量(冷却功率，过程2→3)便为：

$Q_{\mathrm{out}}=\stackrel{\·}{m}(h_2-h_3)=\stackrel{\·}{m}{c}_P(T_2-T_3)---\left(8\right)$

同理，藉由涡轮膨胀器降压(过程3→4)的输出功率便为：

$W_{\mathrm{out}}=\stackrel{\·}{m}(h_3-h_4)=\stackrel{\·}{m}{c}_P(T_3-T_4)---\left(9\right)$

由图2或热力学关系式，可以很明显地看出，压缩机所需的输入功率，在相同通过质量流率的情况下，必然大于涡轮膨胀器所输出的功率(W_in＞W_out)。事实上，这样的条件亦反应热力学第二定律，即热不会自然地由低温传至高温处。然而，如果考虑将涡轮膨胀器所输出的功率回收，以作为压缩机的输入功率，则此两机件必须保持同轴运转，所对应的功率也须相等(W_in＝W_out)，因此图1所示的系统配置方式便必须作适当的修正。

要达到将涡轮膨胀器输出功率，作为压缩机输入功率的能源回收目的，可以考虑两种设计型式：

一、降低状态4的出口压力，即两机件使用不同的压力差；

二、增加通过涡轮膨胀器的空气流率，即两机件使用不同的流通流率。

很明显地，使用第一种方法将使得系统进、出压力无法匹配，仅适用于冷却环境的压力低于大气压力，因而也要考虑如何在具有空气流入的条件下，继续维持低压冷却环境，所以基本上并不适宜用来冷却一般对象。另外，如果采用第二种方法，则必须修改图1中的系统机件配置方式，便是本发明案实际操作所将揭示的设计重点，将在以下的实施方式中作详尽的说明。

实施方式：

为了保证涡轮膨胀器与压缩机可以维持同轴运转，两者必须采用不同的空气流率，因此图2所示的系统配置图必须修正为图3的配置方式。其中采用两个压缩机，一个由涡轮膨胀器以同轴运转的方式带动(一号压缩机，流率 )，另一个则由电动马达带动运转(二号压缩机，流率

)。大气中的空气(温度T_∞，压力P_atm)经此二压缩机分别压缩后(状态1)，在空气冷却器前(air cooler)汇集，并经空气冷却器消散因压缩而增加的热能，之后便流入稳定槽(状态2)，最后则通过涡轮膨胀器减压降温为冷却物质(状态3，T₃＜T_∞)。所以，流过空气冷却器及涡轮膨胀器的空气流率均为两压缩机的流率和 $({\stackrel{\•}{m}}_A+{\stackrel{\•}{m}}_B)$

以下便逐一考虑系统各组件的运作情况，并据以了解此冷却系统的热力学特性。首先，定义各组件的各别热力学效率，就压缩机而言，其效率定义为：

${\mathrm{\η}}_C=\frac{h_{2s}-h_1}{h_2-h_1}$

下标1与2分别表示入口及出口状态，2s表示等熵过程，也就是说，h_2s＝h(P₂，s₁)，亦为绝热压缩过程所有可能达到状态2中的最小焓值。此定义亦可称为等熵效率。同理，涡轮膨胀器的热效率定义为：

${\mathrm{\η}}_T=\frac{h_1-h_2}{h_1-h_{2s}}$

至于空气冷却器的热交换效率则定义为：

${\mathrm{\η}}_h=\frac{T_1-T_2}{T_1-T_C}---\left(10\right)$

其中，T_C为冷却器散热温度，也是空气经过冷却器后所能达到的最低温度。由于考虑空气的比热值为定值，因此压缩机与涡轮膨胀器的效率便可由进、出口温度分别表示：

${\mathrm{\η}}_C=\frac{T_{2s}-T_1}{T_2-T_1}---\left(11\right)$

${\mathrm{\η}}_T=\frac{T_1-T_2}{T_1-T_{2s}}---\left(12\right)$

根据这些组件的热效率，再配合气体等熵过程温度与压力的关系式(6)，便可计算各组件的输入或输出功率，进而分析此冷却系统的热力学特性。如图3所示，一号压缩机所需的输入功率(7)便为：

$W_{\mathrm{in},1}=\frac{{\stackrel{\·}{m}}_A{c}_P{T}_{\∞}}{{\mathrm{\η}}_C}(p_r^{(\mathrm{\γ}-1)/\mathrm{\γ}}-1)---\left(13\right)$

其中，p_r＝P₁/P_atm为压缩机压力比。二号压缩机所需的输入功率(7)为：

$W_{\mathrm{in},2}=\frac{{\stackrel{\·}{m}}_B{c}_P{T}_{\∞}}{{\mathrm{\η}}_C}(p_r^{(\mathrm{\γ}-1)/\mathrm{\γ}}-1)---\left(14\right)$

为简化分析的缘故，假设两组压缩机具相同的热效率。对应压缩机的出口温度便为：

$T_1=T_{\∞}[1+\frac{1}{{\mathrm{\η}}_C}(p_r^{(\mathrm{\γ}-1)/\mathrm{\γ}}-1)]---\left(15\right)$

冷却器消散的热量(8)为：

$Q_{\mathrm{out}}=({\stackrel{\·}{m}}_A+{\stackrel{\·}{m}}_B)c_P{\mathrm{\η}}_h(T_1-T_C)---\left(16\right)$

所对应的冷却器出口温度：

T₂＝(1-η_h)T1+η_hT_C   (17)

同样地，涡轮膨胀器的输出功率(9)为：

$W_{\mathrm{out}}=({\stackrel{\·}{m}}_A+{\stackrel{\·}{m}}_B)c_P{T}_2{\mathrm{\η}}_T(1-p_r^{(1-\mathrm{\γ})/\mathrm{\γ}})---\left(18\right)$

在上式中，考虑冷却系统与冷却环境间压力符合匹配条件，亦即系统进、出口压力相等，P₄＝P_atm。另外，忽略空气流经冷却器及管线的压力下降量，可得P₂＝P₁。因此，涡轮膨胀器的对应出口温度便为：

$T_3=T_2[1-{\mathrm{\η}}_T(1-p_r^{(1-\mathrm{\γ})/\mathrm{\γ}})]---\left(19\right)$

在图3所示的系统机件排置设计中，特别强调涡轮膨胀器与一号压缩机同轴运转，以达到回收涡轮膨胀器输出功率的目的。因此，一号压缩机所需的输入功率(W_in，1)必须等于涡轮膨胀器的输出功率(W_out)，亦即：

$\frac{{\stackrel{\·}{m}}_A{c}_P{T}_{\∞}}{{\mathrm{\η}}_C}(p_r^{(\mathrm{\γ}-1)/\mathrm{\γ}}-1)=({\stackrel{\·}{m}}_A+{\stackrel{\·}{m}}_B)c_P{T}_2(1-p_r^{(1-\mathrm{\γ})/\mathrm{\γ}})$

再利用压缩机与冷却器出口温度的关系(15、17)，便可推导出流经一号压缩机的空气质量比例：

$\mathrm{\ζ}=\frac{{\stackrel{\·}{m}}_A}{{\stackrel{\·}{m}}_A+{\stackrel{\·}{m}}_B}=\frac{{\mathrm{\η}}_T{\mathrm{\η}}_C}{p_r^{(\mathrm{\γ}-1)/\mathrm{\γ}}}[1+\frac{1-{\mathrm{\η}}_h}{{\mathrm{\η}}_C}(p_r^{(\mathrm{\γ}-1)/\mathrm{\γ}}-1)+{\mathrm{\η}}_h(\frac{T_C}{T_{\∞}}-1)]---\left(20\right)$

其中，p_r＝P₁/P_atm为压缩机压力比。除了一号压缩机由涡轮膨胀器带动之外，二号压缩机乃由电动马达带动，必须由外界提供功率，其值已显示于式(14)，也可进一步化简为无因次量：

$w_{\mathrm{in},2}=\frac{W_{\mathrm{in},2}}{({\stackrel{\·}{m}}_A+{\stackrel{\·}{m}}_B)c_P{T}_{\∞}}=\frac{1-\mathrm{\ζ}}{{\mathrm{\η}}_C}(p_r^{(\mathrm{\γ}-1)/\mathrm{\γ}}-1)---\left(21\right)$

至于冷却系统的致冷能力，可由能量守恒的观点得到：

$q_{\mathrm{ab}}=\frac{Q_{\mathrm{out}}-W_{\mathrm{in},2}}{({\stackrel{\·}{m}}_A+{\stackrel{\·}{m}}_B)c_P{T}_{\∞}}={\mathrm{\η}}_h(1-\frac{T_C}{T_{\∞}})+\frac{{\mathrm{\η}}_h-1+\mathrm{\ζ}}{{\mathrm{\η}}_C}(p_r^{(\mathrm{\γ}-1)/\mathrm{\γ}}-1)---\left(22\right)$

另外，式(21)与式(22)亦直接显示出本系统的效能系数(cop，coefficient ofperformance)：

$\mathrm{cop}=\frac{q_{\mathrm{ab}}}{W_{\mathrm{in},2}}---\left(23\right)$

上述参数(ζ、w_in，2、q_ab、cop)揭示冷却系统的主要热力学特性，亦为系统设计的重要数据，图4至图8即说明这些系统参数随操作条件的变化情形。图4为理想状况下(系统机件无能量损耗，η_C＝η_h＝η_T＝1)，质量分率(ζ)、输入功率(w_in，2)、致冷能力(q_ab)与效能系数(cop)与操作压力比(p_r)的关系。在此图及其它展示结果中，均设定空气冷却器的外界散热温度等于环境温度(T_C＝T_∞)，空气比热比为γ＝1.4。由此图可看出，当压力比增加时，流经一号压缩机的质量分率将变少，换言之，流经二号压缩机的比例会随之增加，造成需由电动马达所的提供的输入功率增加，这点亦可由图中输入功率的分布得到验证。另一方面，由图也可看出压力比变大亦会增加系统致冷能力，但是其增加程度显然不及所需输入功率，造成系统效能系数随压力比增加而减少。也就是说，增加压缩机压缩压力比可以得到较高的致冷能力，但却使系统热效率降低，这是设计者必须同时考虑的两个条件。最后，由效能系数的分布可以看出，当压力比不是很大时，系统效能值与一般使用冷媒的冷却系统相当，说明本系统具有实用经济价值。不过，须知这些观察乃基于各机件均无能量损耗的理想状况。

图5至图8便是考虑系统机件(压缩机与涡轮膨胀器)具有能量损耗，系统热力学参数的变化情况。在此案例中，设定压力比p_r＝3、冷却器效率η_h＝0.85。

图5说明质量分率随压缩机及涡轮膨胀器效率而变化的情形，由此图可以看出，当机件效率越低，流经一号压缩机的质量比例也越低。此现象可由压缩机与涡轮膨胀器同轴运转下功率匹配条件加以解释：当压缩机效率较小时，表示压缩单位质量的空气所需要的功率便会提高。如果涡轮膨胀器所提供的功率保持不变，则经过一号压缩机的空气流率便必须调整变小，以维持两者功率的匹配条件。同理，当涡轮膨胀器效率改变时，也可说明空气流率的变化。事实上，由式(20)也可直接)观察出这样的现象。

图6则显示二号压缩机所需而必须由电动马达提供的功率，由图可知增加机件效率可减少此输入功率，其中又以压缩机效率的影响较大。至于涡轮膨胀器效率的影响，在较高的压缩机效率范围时比较显著。这样的结果，也可由式(21)配合式(20)得到验证：压缩机效率直接影响此输入功率，而涡轮膨胀器效率是通过质量分率的调整来改变输入功率，属较为间接的效应。

至于冷却系统的致冷能力与机件效率的关系如图7所示。首先，图中显示愈高的机件效率会增加系统的致冷能力，而使用低效率的机件甚至可能无法达到冷却目的，也就是说，此时系统的出口温度高于环境温度(T₃＞T_∞)。这个机件效率的分界线可由式(22)与式(20)推导出：

${\mathrm{\η}}_C^{*}=(1-{\mathrm{\η}}_h)[p_r^{(\mathrm{\γ}-1)/\mathrm{\γ}}(\frac{1}{{\mathrm{\η}}_T}-1)+1]---\left(24\right)$

换言之，当

此系统便为一加温系统而非冷却系统。另外，在系统可冷却范围

涡轮膨胀器效率对致冷能力的影响亦较压缩机效率显著。

由前述所需外界输入功率与致冷能力比对观察，高效率的系统机件对冷却系统的热力学效益是完全正面的，而此观点亦可由第八图所示的系统效能系数分布结果得到更直接的验证。由此图可明白看出，机件效率越高，系统的效能系数亦越高，亦即在相同的输入功率条件下，系统可以获得较高的冷却能力。同时，这样的趋势，当机件效率越高时越显著。

以上的案例分析结果明白显示，本发明所提示的无冷媒冷却系统，在学理上确实具有实际应用价值。虽然其所表明的系统效应或许略为不及现有的冷媒冷却系统，但是考虑到此系统并不需要冷媒，因而不会对大气环境造成任何冲击，在未来环境保护法规愈为严密的条件下，应该可以适度地取代现有的冷媒冷却系统。

另外，本发明案亦提供冷却机组的初步实施结果，以实例说明利用空气降压确实可以作为冷却物质。图11与图12显示此实施冷却机组的示意图，其中以气动马达(air motor)作为涡轮膨胀器的功能。图13显示压缩空气经气动马达降压做功后的排气口位置；图14则揭示气动马达与压缩机间的皮带传动方式。最后，系统检测控制箱如图15所示，以作为检测空气温度、压力及质量流率的装置。在图13与图14中制冷装置的实际运作步骤为：

a.清除空压机系统中的残留水份；

b.确定压力源的洁净度；

c.检测实施装置的最小压力启动值；

d.检测并记录大气温度与压力值。

图9为不同流率下，气动马达的等熵效率与压力比的关系。基本上，在图中所展示的操作范围内，马达效率随压力比增加而增加。图10则显示气动马达进、出口温度差随压力比的变化情形，由于马达等熵效率不高，所以进、出口温度差与等熵过程的对应值有相当的差距。不过，此初步试验结果，已说明使用对外降压做功的方式，确实可以使气体获得降温效果。

Claims (1)

1、一种制冷装置，为基于布莱登循环的逆向操作而无需冷媒的制冷装置，其特征在于：根据空气在降压过程亦会伴随温度下降的热力学现象，首先利用压缩机将常压空气压缩增压，再由冷却器在自然环境中消散因压缩而增加的热能，最后经涡轮膨胀器对外减压做功而降至需求温度，直接作为冷却物质以达制冷功能，同时，驱使涡轮膨胀器与压缩机同轴运转，回收涡轮膨胀器的做功量，以增加冷却系统的整体效益。

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