DE69600916T2

DE69600916T2 - Flüssigkeitsringverdichter/turbine und ihre anwendung in klimaanlagen

Info

Publication number: DE69600916T2
Application number: DE69600916T
Authority: DE
Inventors: Gad Rehovot Assaf
Original assignee: Energy Converters Ltd
Current assignee: Agam Energy Systems Ltd
Priority date: 1995-01-17
Filing date: 1996-01-16
Publication date: 1999-04-01
Anticipated expiration: 2016-01-17
Also published as: WO1996022467A1; EP0804687B1; DE69600916D1; AU4396096A; US5636523A; ATE173059T1; JP3401012B2; EP0804687A1; ES2126376T3; JPH10512643A

Description

Die vorliegende Erfindung betrifft Flüssigring-Kompressoren (LRC) und Flüssigring-Turbinen (LRT), und insbesondere rotierende Flüssigring-Kompressoren (RLRC) und -Turbinen (RLRT), sowie Klimaanlagen unter Verwendung von einem RLRC und rotierende oder nicht-rotierende Flüssigkeits- oder Gasturbinen.
Flüssigring-Kompressoren (LRC) sind bekannt und werden in der Industrie allgemein benutzt. Bei den meisten Anwendungen ist die Flüssigkeit Wasser, und bei manchen Anwendungen ist sie Öl. Es ist eine einfache Maschine mit einer relativ geringen Drehrate. Beispielsweise kann ein Druckwert von 10 bar mit weniger als 2000 UpM erhalten werden, während bei üblichen Kompressoren etwa 20000 UpM üblicherweise erforderlich sind, um denselben Druck zu erhalten. Die Flüssigkeit, welche von dem Kompressor verdrängt wird, kann in einen direkten oder nichtdirekten Wärmetauscher eingeführt werden, um gekühlt zu werden und zum LRC zurückfließen. Dies bietet ein effizientes Kühlen und beinahe eine isotherme Kompression, was die Effizienz des Kompressors erhöht. Doch reduziert Reibung zwischen dem Flüssigring und der stationären zylindrischen Wand des Kompressorgehäuses die Effizienz auf einen Pegel, welcher wesentlich unterhalb der Effizienz von adiabatischen Kompressoren liegt. Der Reibungsgrad ist bezogen auf die dritte Potenz der Flüssigkeitsgeschwindigkeit relativ zur stationären Zylinderwand.
Zum Reduzieren der Reibung zwischen dem Ring und dem stationären Zylinder ist im US-Patent Nr. 1,668,532 (A.C. STEWART) vorgeschlagen worden, eine Drehmaschine zu schaffen, welche im wesentlichen frei ist von Gleitreibung und bei der die Reibung zwischen den metallischen Oberflächen auf ein Minimum reduziert ist. Es scheint jedoch, daß solche Maschinen in der Industrie nicht realisiert wurden, da viele andere bedeutende strukturelle Merkmale zu berücksichtigen sind, damit sie nützlich sind, wie nachstehend beschrieben werden wird.
Die europäische Patentanmeldungsveröffentlichung mit der Nr. 0 599 545 A1 beschreibt eine rotierende Flüssigring- Kompressor-/Turbinenvorrichtung (RLRC/T) mit einem röhrenförmigen Mantel mit einer Achse und Flüssigkeitseinlaß- und -auslaßports und einem Rotor mit einer Welle und radial verlaufenden, daran angebrachten Schaufeln. Der Rotor ist exzentrisch innerhalb der Achse des röhrenförmigen Mantels angeordnet, und der Mantel ist drehbar bezüglich des Motors verbunden, wodurch er frei um seine Achse rotieren kann, so daß die Reibung zwischen dem Flüssigring und der Innenoberfläche des Mantels erniedrigt ist. Diese Veröffentlichung offenbart jedoch nicht die spezielle Beziehung bezüglich der Exzentrizität des Rotors relativ zur Achse des röhrenförmigen Mantels, welche das effizienteste System liefert.
Es ist deshalb eine weitläufige Aufgabe der vorliegenden Erfindung, diese Nachteile des bekannten RLRC und der bekannten RLRT zu überwinden und einen effizienteren RLRC bzw. eine effizientere RLRT zu schaffen.
Eine weitere Aufgabe der vorliegenden Erfindung besteht in der Bereitstellung von Wärmepumpen für Klima- und Raumheizsysteme unter Verwendung eines effizienteren RLRC, einer effizienteren RLRT oder beider.
Erfindungsgemäß ist daher eine rotierende Flüssigring- Kompressor-/Turbinenvorrichtung (RLRC/T) geschaffen, welche aufweist: einen Rotor mit einem Kern und einer Vielzahl von radial verlaufenden, daran angebrachten Schaufeln, einem röhrenförmigen Mantel mit äußeren und inneren lateralen Bereichen, welcher zur exzentrischen Drehung mit dem Rotor verbun den ist, wobei der Mantel mit dem Rotor eine erste Zone definiert, in der die Kanten der Schaufeln in der Nähe eines ersten inneren Oberflächenabschnitts des Mantels rotieren, sowie eine zweite Zone, in der die Kanten der Schaufeln in beabstandeter Beziehung entlang eines zweiten inneren Oberflächenabschnitts des Mantels rotieren, einen Einlaßport, welcher mit der zweiten Zone kommuniziert, und einen Auslaßport, welcher mit der ersten Zone kommuniziert, dadurch gekennzeichnet, daß die Exzentrizität e des Mantels, der an dem Rotor angebracht ist, gegeben ist durch: e ≤ (1-c)/3, wobei c das Verhältnis zwischen dem Radius C des Kerns und dem Radius R des Mantels und c = C/R ist.
Die Erfindung schafft weiterhin eine Klimaanlage unter Verwendung der RLRC/T gemäß der vorliegenden Erfindung mit einem Klimasystem mit einer Turbine in Flüssigkommunikation mit dem RLRC, einem Motor zum Antreiben des RLRC und der Turbine und einem ersten Wärmetauscher in Flüssigkeitskommunikation mit dem RLRC und einem zweiten Wärmetauscher in Flüssigkeitskommunikation mit der Turbine.
Die Erfindung wird jetzt in Zusammenhang mit bestimmten bevorzugten Ausführungsformen unter Bezugnahme auf die folgenden illustrativen Figuren beschrieben, damit sie vollständiger verständlich ist.
Mit speziellem Bezug auf die detaillierten Figuren wird betont, daß die Besonderheiten beispielshalber und zum Zweck der illustrativen Diskussion der bevorzugten Ausführungsformen der vorliegenden Erfindung gezeigt sind und deshalb vorgesehen sind, weil sie angenommenerweise die nützlichste und am leichtesten verständliche Beschreibung der Grundlagen und Konzepte der vorliegenden Erfindung sind. In dieser Hinsicht wird kein Versuch unternommen, strukturelle Details der Erfindung detaillierter zu zeigen, als es zum fundamentalen Verständnis der Erfindung notwendig ist, wobei die Beschrei bung in Zusammenhang mit den Zeichnungen den Fachleuten klar erscheinen läßt, wie die verschiedenen Formen der Erfindung in der Praxis realisiert werden können.
In den Figuren zeigen:
Fig. 1 eine Querschnittsansicht eines RLRC gemäß der vorliegenden Erfindung;
Fig. 2 eine Querschnittsansicht entlang der Linie II-II von Fig. 1;
Fig. 3 eine Querschnittsansicht einer bevorzugten Ausführungsform des Rotors gemäß der vorliegenden Erfindung;
Fig. 4 eine explosionsartige, schematische, isometrische Ansicht eines RLRC gemäß der vorliegenden Erfindung, und zwar einschließlich einer Kühlanordnung, welche zwei mögliche Kühlmodi bereitstellt; und
Fig. 5 ein schematisches Diagramm eines Klimasystems einschließlich eines RLRC und einer RLRT gemäß der vorliegenden Erfindung.
Obwohl die Erfindung im folgenden bezüglich eines RLRC beschrieben werden wird, sollte man verstehen, daß die Erfindung genauso für eine RLRT gilt, welche eine im wesentlichen identische oder sehr ähnliche Konstruktion aufweist.
In Fig. 1 und 2 ist ein rotierender Flüssigring-Kompressor (RLRC) 2 gemäß der vorliegenden Erfindung gezeigt, wobei der RLRC 2 außer dem äußeren röhrenförmigen Mantel 4 an sich bekannte Teile aufweist, und zwar einschließlich eines Rotors mit einer vorteilhafterweise hohlen Welle 5 und radial verlaufenden Schaufeln 8. Wie ersichtlich, ist der Rotor exzen trisch bezüglich der Achse 0 des röhrenförmigen Mantels 4 angeordnet und wird angetrieben von einer externen Antriebseinrichtung (nicht gezeigt), wie z. B. einem Motor. Es ist ebenfalls ein Umgebungsluft-Einlaßport 10 und ein Auslaßport 12 für komprimierte Luft vorgesehen. Durch die hohle Welle 5 können optionellerweise Kühlflüssigkeiten zirkuliert werden. Zur geeigneten Abdichtung sind Abdichtscheiben 11 und 13 an den lateralen Seiten der Rotorschaufeln 8 vorgesehen. Die Scheibe 13 kann einteilig mit dem Kern 6 hergestellt werden, wie gezeigt ist.
Der Mantel 4 ist derart angebracht, daß er seine freie Rotation um die Achse O ermöglicht. Jegliche Einrichtung zum Anbringen des Mantels 4 in einer Art und Weise, die dessen freie Rotation ermöglicht, wie z. B. Rollen, Buchsen und dergleichen, sind verwendbar. Vorzugsweise ist der Mantel 4, wie gezeigt, an zwei Lagern 14 und 14' auf nur einer Seite befestigt.
Obwohl Flüssigring-Pumpen üblicherweise als Gaskompressoren und Vakuumpumpen verwendet werden und die Anwendungen für Flüssigpumpen eher begrenzt sind, ist die Zirkulationsrate der Flüssigkeit innerhalb der Pumpen sehr groß. Typischerweise ist die Volumenzirkulationsrate der Flüssigkeit dieselbe wie die Volumenströmung des Gases, obwohl die Dichte der Flüssigkeit 1000 mal größer ist. Bei üblichen Flüssigring- Pumpen ist die Flüssigkeitsdissipation sehr groß im Vergleich mit der nutzbaren Arbeit des Kompressors. Zum Aufrechterhalten der Flüssigkeitszirkulation liefert der Rotor Energie an die Flüssigkeit.
Es gibt drei Faktoren, welche die Natur des Flüssigrings bestimmen:
a) Die Exzentrizität e, welche definiert ist als der Abstand E zwischen der Mantelachse O und der Rotorachse P, geteilt durch den Mantelradius R, e = E/R. In den Fällen, wo der Mantel kein Zylinder ist, ist R definiert als der größte Abstand des sich drehenden Mantels von der Mantelachse O;
b) das Verhältnis c des minimalen Kernradius C des Rotors zum Mantelradius R, c = C/R, und
c) das Volumen S. das von der festen Struktur des Kerns, der Schaufeln und Scheiben besetzt ist. Das Gesamtvolumen I des Rotors innerhalb des Mantels. Das freie Volumen f des Rotors ist gegeben durch das Verhältnis f = F/I, wobei F das tatsächliche freie Volumen innerhalb des Rotors ist, nämlich das Volumen, welches von der Flüssigkeit besetzt ist.
Die Enden 8' der Rotorschaufeln 8 sind üblicherweise nahe dem Mantel 4 auf einer Seite des Kompressors, wobei der Abstand zwischen den Rotorflügeln und dem Mantel δ*R ist, und üblicherweise klein ist, nämlich beispielsweise 1 mm. An der gegenüberliegenden Seite des Kompressors ist der maximale Abstand zwischen dem Rotor und dem Mantel R(2e + δ).
Im Betrieb ist die maximale Tiefe Te des Flüssigrings in der engen exzentrischen Zone R*((1-e)-c), wobei R*(1-e-δ) der Rotorradius ist, R*c der Radius des Rotorkerns ist und R*δ der Abstand zwischen dem Rotorende und dem Mantel in der engen Zone ist.
Zum geeigneten Betrieb ist die Masse des Flüssigrings in der breiten Zone R(2e + δ) außerhalb des Rotors. Doch sollte zum Ermöglichen einer effektiven Abdichtung ein kleiner Teil der Flüssigkeit zwischen den Schaufelrändern sein, und nicht sein wie gezeigt durch die schraffierte Linie 15 in Fig. 2.
Das Volumen q1 der Flüssigkeitszirkulation ist praktisch konstant über den gesamten Ring und bestimmt durch die Strömungsrate in der engen Zone, wo praktisch die gesamte Flüssigkeit innerhalb des Rotors rotiert.
Es kann gezeigt werden, daß innerhalb des Rotors das Volumen q1 gegeben ist durch:
q1 = B*f*ω*R2*((1-e)² - rm²)/2
wobei:
B die Breite des Kompressors innerhalb des Mantels (Fig. 1) ist;
ω die Winkelgeschwindigkeit des Rotors in radian/s ist; und
R*rm der Flüssigkeits-Minimalgrenzflächenradius in der engen Zone, d. h. an der Ausgangsseite des Kompressors, und zwar üblicherweise Rrm Rc (wobei Rc der Kernradius des Rotors ist) ist.
Das Volumen Vc des Kompressors innerhalb des Mantels ist gegeben durch den Ausdruck:
Vc = B*(π)*R²
Nahe dem Mantel ist der gesamte Druck, welcher den statischen Druck auf den Mantel und den dynamischen Druck aufgrund der mittleren Geschwindigkeit Vs in einem vorgegebenen Abschnitt in der Nähe des Mantels umfaßt, ungefähr konstant = K:
K = d*Vs²/2 + p
wobei d die Flüssigkeitsdichte ist und p der Gasdruck ist.
Der Druck nahe dem Mantel ist etwa gleich dem Druck nahe der. Luft-Flüssigkeits-Grenzfläche plus dem Druck, der aufgebaut ist aufgrund der Zentrifugalbeschleunigung über der Flüssigkeitsschicht.
Ein Vergleich des Drucks Pi nahe dem Mantel am Gaseinlaßport 10 und des Drucks Pe am Auslaßport 12 ergibt:
Pi = pi + d* (U1²*dr/r) + d*w²*R²* ((1-e)² - r²)
Pe = pe + d*w²*R²* (r²-r²m)/2 + d(Vb + -Vn)²/8
wobei Pi der Flüssigkeitsdruck am Einlaß ist;
Pe der Flüssigkeitsdruck am Auslaß ist;
pi der Luftdruck am Einlaß ist;
pe der Luftdruck am Auslaß ist;
U1 die Flüssigkeitsgeschwindigkeit am Einlaß ist;
r der nicht-dimensionale Radius des Flüssigrings bezüglich des Zentrums des Rotors ist (R*r ist der tatsächliche Radius);
Vb die Geschwindigkeit der Schaufeln ist;
Vn die Geschwindigkeit des Mantels ist, und
w für den radialen integralen Betrieb zwischen den Rotorenden und dem Mantel steht.
Es kann somit gezeigt werden, daß der Druck auf den Mantel, welcher den statischen Druck sowie den dynamischen Druck nahe dem Mantel enthält, ungefähr konstant ist über den Bereich nahe der internen Oberfläche des Mantels.
Aus dem Obigen geht hervor, daß für dieselbe strukturelle Geometrie und den Auslaßdruck des Flüssigrings eines rotierenden Mantels der Einlaßdruck davon den Einlaßdruck eines Kompressors mit nicht-rotierendem Mantel übersteigen wird.
Für einen geeigneten Betrieb sollte die Tiefe Ti des Flüssigrings außerhalb des Rotors in dem Einlaßseitenabschnitt des Kompressors (Fig. 1) sein:
Ti ≥ R*(2*e + δ) I
so daß die Flüssigkeit in die Zwischenräume zwischen den Schaufeln laufen wird, um somit als das Hauptabdichtelement des Kompressors zu dienen. Sollte das nicht der Fall sein, wie beispielsweise gezeigt durch die schraffierte Linie 15 in Fig. 2, nimmt ein Teil des Rotors nicht an der Kompressorwirkung teil.
Diese Tiefe sollte klein sein im Vergleich zur effektiven Flüssigkeitstiefe in der engen Zone, welche beträgt:
Te = R*(1-e-c)*f II
Da die Kanten der Schaufeln sehr nahe dem Mantel in der engen Zone sind, kann der Parameter δ oder R*δ vernachlässigt werden. Daher wird die kritische Tiefe des Flüssigrings außerhalb des Rotors zu:
Ticr = 2*R*e III
Die kritische Flüssigkeitstiefe in der engen Zone ist:
Tecr = R*(1-e-c) IV
Aus den Gleichungen III und IV kann die kritische Exzentrizität ecr für rotierende Kompressoren gegeben werden durch Gleichsetzen von Tecr mit Ticr:
ecr = (1-c)/3
Für f = 0,85 und für δ = 0,01, welche typische Parameter sind, läßt sich die folgende Tabelle aufstellen:
Wenn die Exzentrizität e das ecr übersteigt, entrinnt der Flüssigring von dem Ende der Rotorschaufeln. In diesem Fall ist die Abdichtung des Flüssigrings nicht effektiv in dem breiten Abschnitt der rotierenden Kompressoren.
Die Kompression ist in diesem Fall beschränkt auf einen schmalen Abschnitt, wo der Druckgradient zwischen den Schaufeln groß ist. Dies erhöht den Leckverlust und die hydrodynamischen Störungen.
Die Exzentrizität des RLRC erfordert eine Abdichtung der Öffnungen in dem rotierenden Mantel. Der Durchmesser Ds der Öffnungen des rotierenden Mantels macht das Dichtelement teuer und energieverbrauchend.
Deshalb sind bei der bevorzugten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung die lateralen Seiten des Rotors durch die Scheiben 11 und 13 abgedichtet, welche mit dem Rotor 6 und mit dem Mantel 4 rotieren. Der Flüssigring rotiert ebenfalls zwischen der Rotorscheibe und der Seite des rotierenden Mantels. Wenn der Mantel mit einer Geschwindigkeit rotiert, die etwa dieselbe Geschwindigkeit für den rotierenden Rotor ist, ist die Zentrifugalbeschleunigung des Flüssigrings in der Grenzzone zwischen dem Rotor und dem rotierenden Mantel etwa dieselbe wie die Beschleunigung im Hauptkörper des Flüssigrings.
Wenn die Bedingung Ti/Te < 1 erfüllt ist, läuft der Flüssigring in das Volumen zwischen den Schaufeln des Rotors, und eine effektive Abdichtung wird erzielt, was die Notwendigkeit einer großen und mechanischen Dichtung vermeidet.
Es könnte angenommen werden, daß unter einer Zentrifugalbeschleunigung von etwa 500 g die Flüssigkeits/Luft-Schnittstelle ohne Wellen sein wird. Wie sich jedoch herausstellt, ist die Grenzfläche nahe dem Luftauslaß wellig. Bei isothermen rotierenden Kompressoren wird Flüssigkeit in den Kompressor aus Wärmetauschgründen eingeführt. Ein Teil der Flüssigkeit kann verdampft werden, aber in den meisten Fällen wird die Masse davon als Flüssigkeit mit etwa derselben Rate entladen, wie die Flüssigkeit in den Kompressor eingeführt wird. Wenn die Grenzfläche gleichmäßig ist, trifft der Flüssigring die Auslaßwand und zwingt das Gas zusammen mit der Flüssigkeit zum Austritt. In diesem Fall gibt es keinen komprimierten Gasrückfluß von dem Auslaß zum Einlaß.
Wenn die Grenzfläche wellig ist, trifft der Wellenkamm die Auslaßwand an der engen Zone des Kompressors, und das komprimierte Gas zwischen dem Kamm wird zum Einlaßport zirkuliert. Dies reduziert die Effizienz des Kompressors, da die in das komprimierte Gas eingeführte Energie dissipiert wird. Somit ist es zum Erhöhen der Effizienz erforderlich, die Effekte von Wellen nahe dem Auslässen zu reduzieren.
Dies wird durch zwei verschiedene Einrichtungen erzielt: Die Flüssigkeitsentladungsrate wird so erhöht, daß die Flüssigkeitsentladung mit sich mehr Gas trägt. Es wurde herausgefunden, daß die Flüssigkeitsmassenströmungsrate in einem rotierenden Kompressor die Massenströmungsrate des Gases überschreiten sollte. Die andere Einrichtung betrifft die Geometrie nahe dem Auslaß, wie in Fig. 3 illustriert. Wie in der Figur gezeigt, sollte es eine relativ große Anzahl von Schaufeln 8 geben, und der Auslaß 12 (Fig. 1) sollte so nahe dem Zentrum des Rotors wie möglich liegen. Zum weiteren Reduzieren der Effekte der Instabilität sollte der Abschnitt J des Rotorkerns 6 zum Auslaß 12 hin angeschrägt sein. Auf diese Art und Weise berührt die Flüssigkeit den Kern weiter weg vom Auslaß 12, und das Luftvolumen, welches zum Auslaß zurückkehrt, wird minimiert.
Die Reibung der Flüssigkeit mit dem Mantel 4 dominiert die Reibung des LRC. Zum Reduzieren der Reibung ist es wichtig, daß die Tangentialgeschwindigkeit des Rotors, welche die Flüssigkeitsgeschwindigkeit bestimmt, minimal ist. In der Auslaßzone wird die kinetische Energie in Druck gewandelt, und die tangentiale Flüssigkeitsgeschwindigkeit wird kleiner im Vergleich zum Druck am Ende der Rotorschaufeln.
In der Auslaßzone ist die radiale Geschwindigkeit der Flüssigkeit zum Zentrum hin gerichtet. Die tangentiale Flüssigkeitsgeschwindigkeit steigt nahe dem Einlaß des Luftports, wo die radiale Geschwindigkeit weg von dem Zentrum gerichtet ist.
Die Reibung zwischen dem Rotor und der Flüssigkeit ist bezogen auf den "Angriffswinkel" der Flüssigkeit am Rotorradius. Zum Reduzieren der Reibung sollten die Rotorschaufeln 8 nach innen zur Flüssigkeits-Vektorgeschwindigkeit gerichtet sein, so daß die Flüssigkeitsgeschwindigkeit tangential ist zum Ende der Schaufeln. Wie in Fig. 3 illustriert, sollte zum Minimieren der Reibung der Winkel (Φ) zwischen den Enden der Rotorschaufeln und dem Rotorradius so sein, daß:
tan (Φ) = Vr/(Vb-U1)
wobei Vr die radiale Geschwindigkeit der Flüssigkeit ist;
U1 die tangentiale Geschwindigkeit der Flüssigkeit ist, und
Vb die (tangentiale) Geschwindigkeit des Rotorendes ist.
Vr ist bezogen auf die Kompressor-Parameterrate (R, e, c und w), nämlich:
Vr = R*(1-e-c)*w/π
Bei dem RLRC wird die mittlere Flüssigkeitsgeschwindigkeit Vr vergleichbar mit der Rotorschaufelgeschwindigkeit, und das Verhältnis Vr/(Vb-U1) ist ebenfalls schmal. Deshalb sollten zum Minimieren der Reibung die Schaufelwinkel β ebenfalls klein sein, beispielsweise < 20º.
Es kann gezeigt werden, daß die Druckdifferenz Dp = pe-pi, die durch den Kompressor induziert wird, kleiner ist als der Zentrifugaldruck Cp, welcher den Kompressor charakterisiert.
Bei vielen Anwendungen ist es erforderlich, daß die Druckdifferenz groß ist. Im LRC steigt die Reibung mit der dritten Potenz der tangentialen Geschwindigkeit. Deshalb ist in den meisten Anwendungen die Schaufelgeschwindigkeit Vb = w*R*(1-e-δ) begrenzt auf einen Wert kleiner als 20 m/s. Dies begrenzt den Zentrifugaldruck Cp und deshalb die Druckdifferenz Dp, welche üblicherweise unterhalb 1,5 bar liegt.
In dem RLRC kann die Geschwindigkeit und deshalb Cp und Dp erhöht werden, und in einem Schritt ist es möglich, eine größere Druckdifferenz zu haben.
Daraus resultierend erhöht die Verdoppelung der Rotationsrate die Grenze für die Druckdifferenz um das Vierfache.
Das Erhöhen der Rotation erhöht ebenfalls Vr und beeinflußt nicht die Differenz Vb-U1. Daraus resultierend wird das Verhältnis (Ub-U1)/Vr sogar kleiner, und das Verkippen der Blattenden von der radialen Richtung sollte noch kleiner sein.
Im Betrieb reduziert die freie Rotation des Mantels um die Achse 7 des Rotors die Reibung des Flüssigrings 9, die aufgebaut wird zwischen den Kanten der Schaufeln und der inneren Oberfläche des Mantels 4, um so die Effizienz des Kompressors/der Turbine zu erhöhen.
Mit Bezug auf Fig. 4 sind zwei mögliche Anordnungen eines Systems zum Kühlen der Flüssigkeit in dem RLRC gezeigt, welcher während des Betriebs erwärmt wird. Die Kühlung der Flüssigkeit ist erwünscht zum Halten der Flüssigkeit auf einer niedrigen Temperatur, so daß das Gas, das die Flüssigkeit kontaktiert, auf einer so geringen Temperatur wie möglich gehalten wird, um so weniger Energie für die Kompression des Gases zu erfordern, was in einer Erhöhung der Effizienz davon resultiert.
Wie ersichtlich, ist eine effiziente Art der Kühlung die zirkulation der Flüssigkeit durch die hohle Welle 6. Die in den RLRC am Einlaß 16 der Welle 6 laufende Flüssigkeit wird in den Rotorkammern 18 zwischen den Schaufeln 8 atomisiert. Dies erhöht die Wärmeaustauschwirkung zwischen der Flüssigkeit und dem Gas. Die Flüssigkeit wird dann durch die Auslaßleitung 20 in einen Gas-Flüssigkeits-Separator 22 entladen. Die getrennte Flüssigkeit wird dann in einem direkten oder nichtdirekten Wärmetauscher 24 gekühlt. Die gekühlte Flüssigkeit kann dann entweder an den RLRC 2 über die Passage 26 zum Einlaß 16 zurückgeführt werden, wie zuvor beschrieben, oder kann alternativermaßen über die Passage 28 in die Leitung 30 eingeführt werden, wodurch Gas, beispielsweise Umgebungsluft, ebenfalls in den RLRC 2 eingeführt wird.
Das Folgende ist ein Beispiel zum Vergleichen der Effizienzen des bekannten Typs eines Flüssigring-Kompressors oder (RLC) mit dem RLRC nach der vorliegenden Erfindung.
Es ist ein LRC mit einer zylindrischen Umhüllenden mit einem Durchmesser von D = 0,29 m und einer Länge L von 0,35 m vorgesehen. Die exzentrische Welle rotiert bei 1450 UpM. Die tangentiale Geschwindigkeit des Flüssigrings ist abgeschätzt zu u = π(1450/6 0)D = 21 m/s.
Die Dissipation in der Scherzone läßt sich abschätzen als:
T = (Cd) ρu³A,
wobei Cd der Zugkoeffizient ist,
ρ die Flüssigkeitsdichte ist,
u die Tangentialgeschwindigkeit ist und
A der Oberflächenbereich der Umhüllung ist.
Für Cd = 0,002, ρ = 1000 kg/m³, A = πDL = 0,31 M², erhält man T = 5,74 kW.
Bei diesem speziellen Beispiel verbraucht der Kompressor 15,5 kW und man nimmt an, daß die Motoreneffizienz 0,85 beträgt. Die an die Kompressorachse gelieferte Leistung ist P = 0,85 · 15,5 = 13,2 kW.
Die thermodynamische Arbeit des Kompressors ist gegeben durch den Ausdruck:
M Ec = mRTempln (pe/pi)
wobei m die Massenströmungsrate ist,
R die Gaskonstante ist,
Temp die mittlere Temperatur ist,
pe der Druck der komprimierten Luft ist, und
pi der Einlaßdruck ist.
Für m = 0,11 kg/s, R = 0,286 kJ/kg (Luftkonstante), Temp = 310 K, pe/pi = 2, erhält man MEc = 6,8 kW.
Die Effizienz des LRC ist gegeben durch Eff = 6,8/13,2 = 0,515 oder 51,5%.
Wenn eine rotierende Umhüllung derselben Dimensionen betrachtet wird und alle anderen Parameter gleich gehalten werden, kann man vorhersehen, daß die Flüssigkeitsgeschwindigkeit relativ zur rotierenden Umhüllung um einen Faktor von 3 oder so reduziert werden wird. Die Dissipation T wird um einen Faktor von 3³ = 27 reduziert, d. h., man sieht voraus, daß der Reibungsverlust auf T = 5,74/27 = 0,21 kW reduziert wird. Die Leistung, welche von dem RLRC erforderlich sein wird, wird P* = 13,2 + 0,21-5,74 = 7,67 kW sein, und die erwartete Effizienz des RLRC ist e* = MEC/P* = 6,8/7,67 = 0,887, was 88,7% ist.
Somit ist vorhersehbar, daß die rotierende Umhüllung die Effizienz um 88,7-51,5 = 37% erhöhen wird.
Der RLRC kann kombiniert werden mit einer Turbine als effiziente Wärmepumpe. Die Turbine kann eine übliche Expansionseinrichtung sein, eine Flüssigring-Turbine oder eine RLRT eines Typs ähnlich dem RLRC, jedoch wird das Gas derart eingeführt, daß es expandiert und Wärme von dem Flüssigring absorbiert anstelle des Abgebens von Wärme an den Ring.
Für Klimaanlagen-Wärmepumpen ist es bevorzugt, hygroskopische Lauge in dem Flüssigring zu verwenden. Die Lauge absorbiert Wasserdampf innerhalb des Kompressors, gibt Wärme und Dampf an die Atmosphäre ab, wird gekühlt und konzentriert über einen Direktkontakt-Wärmetauscher mit der Außenluft. Wenn eine Ventilation erforderlich ist zum Entfernen von Gerüchen und Gasen, wird die von der Umhüllung verdrängte Luft bei der bevorzugten Ausführungsform verwendet, um die Flüssigkeit zu kühlen und die Effizienz des RLRC zu erhöhen. Je kälter die komprimierte Luft ist, desto effizienter ist der Kompressor.
Im Winter kann der RLRC Wärme in die Umhüllung abgeben, während die komprimierte Luft in der Turbine expandiert, was Leistung beiträgt, um den Kompressor zu bewegen, wird die komprimierte warme Luft an die Außenseite abgegeben, aber nicht bevor sie Wärme austauscht mit der frischen Luft, welche eingeführt wird, um eine hinreichende Ventilation in der Umhüllung aufrechtzuerhalten.
Jetzt mit Bezug auf Fig. 5 ist ein Klimasystem illustriert, welches einen RLRC nach der vorliegenden Erfindung in Kombination mit einer LRT, vorteilhafterweise einer RLRT, verwendet.
Das Klimasystem 32 ist innerhalb einer zu konditionierenden Umhüllung 34 angeordnet und umfaßt einen RLRC 36, einen RLRT 38, wobei die Rotoren von beiden auf derselben Welle 40 angebracht sind und von einem Motor 42 betrieben werden. Der RLRC 36 und die RLRT 38 sind ebenfalls durch eine Leitung 44 verbunden, welche komprimierte Luft von dem RLRC 36 zu dem RLRT 38 leitet. Es ist weiterhin ein interner Luft-Flüssigkeits- Wärmetauscher 46 sichtbar, welcher zurück zum RLRT 38 über einen äußeren Luft-Flüssigkeits-Wärmetauscher 38 führt. Der RLRC 36 ist ebenfalls mit einem äußeren Luft-Flüssigkeits- Wärmetauscher 50 verbunden, der über einen internen Luft- Flüssigkeits-Wärmetauscher 52 zurück zum RLRC 36 führt.
Der Betrieb des Klimasystems einschließlich einem RLRC 36 und einem RLRT 38 ist folgender: Luft wird eingeführt in den Laugenflüssigkeits-RLRC 36, und es wird ein Ausgangsdruck P von 3 bar und eine Laugenaktivität von 0,4 gebildet, d. h. ihr Dampfdruck ist 40% des Wassers bei derselben Temperatur. Bei p = 3 bar steigt der Dampfdruck ebenfalls um das Dreifache, und deshalb kondensiert Dampf auf der Lauge, sogar wenn die Temperatur der Lauge Tb = 39ºC ist.
Die mechanische Eingangsenergie (MEc) für den RLRC 36 ist als isotherme Arbeit bei einer mittleren Temperatur Temp approximierbar und durch folgende Gleichungen gegeben:
Temp 306 K [(25 + 41)/2 + 273] MEc = RT1n(3) = 96 kJ/kg (für Luft R = 0,286 kJ/kg · K)
Die Lufttemperatur ist erhöht von 25ºC auf 41ºC, und die innere Energie der Luft steigt um 16 kJ/kg. Der Dampfgehalt der Luft reduziert sich von 12 auf 6,5 g/kg, was 14 kJ/kg beträgt, d. h. die Energie, welche außerhalb der Umhüllung angeordnet ist, ist: Q = 96 + 14 - 16 = 94 kJ/kg.
Unter der Annahme, daß der RLRT 38 bei Tt = 24ºC isotherm ist, kann der RLRT 38 mechanische Arbeit oder Leistung verrichten
M Et = -RTt 1n(1/3) = 93 kJ/kg.
Der theoretische Funktionskoeffizient (COP) eines idealen Motors im obigen Zyklus ist gegeben durch:
COP = 94/(96-9 3) 31.
Wie bekannt ist, reduziert die Wärmedissipation in dem RLRT und dem RLRC die Effizienz des Kompressors sowie der Turbine, und zusätzlich ist einige Energie erforderlich, um die Flüssigkeit zu pumpen, um die Luft in den Wärmetauscher zu blasen.
Somit kann die tatsächliche Funktionstüchtigkeit aus der folgenden Gleichung approximiert werden:
COP = EsQ/ (MEc/Ec-EtMEt)
wobei Es die Systemeffizienz ist, und
Ec und Et die Kompressor- und die Turbineneffizienz sind.
In dem folgenden Beispiel wird angenommen, daß Es = 0,85 und Ec = Et = E, und daher sind die Resultate in Form einer Tabelle gegeben:
Es ist beabsichtigt, daß die Effizienz eines Klimasystems gemäß der vorliegenden Erfindung weiter erhöht werden könnte durch Erhöhen der Effizienz von entweder dem Kompressor, der Turbine oder beidem.
Das System von Fig. 5 oder ein ähnliches System kann ebenfalls zum Erwärmen verwendet werden, nämlich durch Extrahieren der Wärme von der komprimierten Luft oder den Gasen und Anwenden derselben auf frische Luft in einer Umhüllung.
Daher kann unter Verwendung eines RLRC in einem Heizsystem unter Beachtung der oben beschriebenen Parameter gezeigt werden, daß:
MEc = 95 kJ/kg
MEt = 87 kJ/kg
Q = 105 kJ/kg (dies enthält die Erwärmung der frischen Luft durch die heiße Abgasluft).
Die COP zur Erwärmung enthält ebenfalls die Motorenarbeit, welche eventuell in Wärme dissipiert. Die Funktionstüchtigkeit des RLRC als Wärmepumpe zum Raumheizen ist nachstehend gegeben: E COP
Zusätzlich zur Verwendung, welche von einem RLRC und einer RLRT auf dem Gebiet der Klimatisierung gemacht werden kann, können andere Anwendungen ebenfalls betrachtet werden, wie z. B. nicht-verschmutzende Gasturbinen für Motorfahrzeuge und so weiter.
Den Fachleuten wird klar erscheinen, daß die Erfindung auf die Details der vorher illustrativen Ausführungsform beschränkt ist und daß die vorliegende Erfindung in anderen speziellen Formen realisiert werden kann, ohne vom Gehalt oder essentiellen Merkmalen davon abzuweichen. Die vorliegenden Ausführungsformen sollen deshalb in allen Belangen als illustrativ und nicht als beschränkend betrachtet werden, wobei der Schutzumfang der Erfindung durch die angehängten Patentansprüche angezeigt wird und nicht durch die vorhergehende Beschreibung, und alle Änderungen, welche in die Bedeutung und den Äquivalenzbereich der Ansprüche fallen, sollen deshalb mit umfaßt sein.

Claims

1. Rotierender Flüssigring-Kompressor/Turbine (RLRC/T) mit:

einem Rotor mit einem Kern (6) und einer Vielzahl von radial verlaufenden, daran angebrachten Schaufeln (8);

einem röhrenförmigen Mantel (4) mit äußeren und inneren lateralen Bereichen, welcher zur exzentrischen Drehung mit dem Rotor verbunden ist;

wobei der Mantel (4) mit dem Rotor eine erste Zone definiert, in der die Kanten (8') der Schaufeln (8) in der Nähe eines ersten inneren Oberflächenabschnitts des Mantels (4) rotieren, sowie eine zweite Zone, in der die Kanten (8') der Schaufeln (8) in beabstandeter Beziehung entlang eines zweiten inneren Oberflächenabschnitts des Mantels (4) rotieren;

einem Einlaßport (10), welcher mit der zweiten Zone kommuniziert; und

einem Auslaßport (12), welcher mit der ersten Zone kommuniziert,

dadurch gekennzeichnet, daß

die Exzentrizität e des Mantels (4), der an dem Rotor angebracht ist, gegeben ist durch:

e ≤ (1-c)/3

wobei c das Verhältnis zwischen dem Radius C des Kerns (6) und dem Radius R des Mantels (4) und c = C/R ist.

2. RLRC/T nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß der Mantel (4) und der Kern (6) einen Zylinder mit einer äußeren lateralen Seitenwand und einer inneren lateralen Seitenwand bilden.

3. RLRC/T nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß der Kern (5) auf einer Welle angebracht ist, welche sich nach außerhalb des Mantels (4) von der inneren lateralen Seite erstreckt.

4. RLRC/T nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, daß der Mantel (4) mittels Lagern (14, 14') exzentrisch drehbar auf der Welle angeordnet ist.

5. RLRC/T nach Anspruch 2, gekennzeichnet durch eine erste Dichtscheibe (11) die an der inneren Oberfläche der äußeren lateralen Seitenwand des Mantels (4) befestigt ist.

6. RLRC/T nach Anspruch 2, gekennzeichnet durch eine zweite Dichtscheibe (13), die einteilig mit dem Kern (6) vorgesehen ist und neben der inneren Oberfläche der inneren lateralen Wand verläuft.

7. RLRC/T nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß der Einlaß und Auslaßport (10, 12) auf der äußeren lateralen Seitenwand neben dem Kern (6) gebildet sind.

8. RLRC/T nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, daß der Kern (6) konisch ist und zu den Einlaß- und Auslaßports (10, 12) hin schräg verläuft.

9. RLRC/T nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß zumindest die Endabschnitte der Rotorschaufeln (8) um einen Winkel divergieren, der von der radialen Richtung weniger als 20º beträgt.

10. RLRC/T nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, daß die Welle des Rotors hohl ist.

11. RLRC/T nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß Salzflüssigkeit zum Bilden des Flüssigkeitsrings verwendbar ist.

12. RLRC/T nach Anspruch 1, gekennzeichnet durch ein Kühlsystem zum Kühlen der Flüssigkeit innerhalb des Mantels.

13. RLRC/T nach Anspruch 12, dadurch gekennzeichnet, daß das Kühlsystem einen Gas-Flüssigkeits-Separator (22) aufweist, welcher zu einem Wärmetauscher (24) führt, wobei der Separator mit dem Auslaßport (12) kommuniziert und der Separator mit der hohen Welle des Rotors kommuniziert.

14. RLRC/T nach Anspruch 1, gekennzeichnet durch eine Wärmetauschereinrichtung (50) zum Kühlen des Kompressors (36) und Erwärmen der Turbinen (38).

15. RLRC/T nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß der Kompressor (36) ein isothermer Kompressor ist und die Turbine (38) eine Isothermalturbine ist.

16. RLRC/T nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Turbine (38) eine adiabatische Turbine ist.

17. Klimaanlage mit:

einem RLRC nach Anspruch 1;

einer Turbine (38) in Flüssigkeitskommunikation mit dem RLRC;

einem Motor (42) zum Antreiben des RLRC und der Turbine (38); und

einem ersten Wärmetauscher (50) in Flüssigkeitskommunikationen mit dem RLRC; und

einem zweiten Wärmetauscher (46) in Flüssigkeitskommunikation mit der Turbine (38).

18. System nach Anspruch 17, dadurch gekennzeichnet, daß die Turbine (38) ein RLRT ist.

19. System nach Anspruch 17, dadurch gekennzeichnet, daß ein dritter Wärmetauscher (52) in Flüssigkeitskommunikationen zwischen dem ersten Wärmetauscher (50) und dem RLRT (36) angeschlossen ist.

20. System nach Anspruch 17, dadurch gekennzeichnet, daß ein vierter Wärmetauscher (48) in Flüssigkeitskommunikationen zwischen der Turbine (38) und dem zweiten Wärmetauscher (46) angeschlossen ist.

21. System nach Anspruch 17, dadurch gekennzeichnet, daß der RLRC, die Turbine (38) und der zweite Wärmetauscher (46) innerhalb einer Umhüllung (34) angeordnet sind, welche zu konditionieren ist.

22. System nach Anspruch 18, dadurch gekennzeichnet, daß der dritte Wärmetauscher (52) innerhalb der Umhüllung zum Austreiben von Wärme zur Außenseite davon angeordnet ist.

23. System nach Anspruch 18, dadurch gekennzeichnet, daß der vierte Wärmetauscher (48) innerhalb der Umhüllung angeordnet ist und Luft von der Außenseite davon anzieht.

24. Wärmemotor mit einem isothermischen RLRC nach Anspruch 1, bei der die kompremierte Luft erwärmbar ist, bevor sie in eine Turbine (38) eingeführt wird.

25. Wärmemotor nach Anspruch 24, dadurch gekennzeichnet, daß die komprimierte Luft mittels einer ersten Wärmequelle erwärmt wird, welche von den Abgasen der Turbine und von einer zweiten, externen Wärmequelle rückgewinnbar ist.

26. Wärmemotor nach Anspruch 25, dadurch gekennzeichnet, daß die Turbine (38) eine isotherme Turbine ist.

27. Wärmemotor nach Anspruch 25, dadurch gekennzeichnet, daß die Turbine (38) eine adiabatische Turbine ist.