JP3222350B2 - 単流体冷却装置 - Google Patents

単流体冷却装置

Info

Publication number
JP3222350B2
JP3222350B2 JP07261495A JP7261495A JP3222350B2 JP 3222350 B2 JP3222350 B2 JP 3222350B2 JP 07261495 A JP07261495 A JP 07261495A JP 7261495 A JP7261495 A JP 7261495A JP 3222350 B2 JP3222350 B2 JP 3222350B2
Authority
JP
Japan
Prior art keywords
fluid
coolant
turbine expander
compressor
turbine
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Expired - Fee Related
Application number
JP07261495A
Other languages
English (en)
Other versions
JPH0842930A (ja
Inventor
ジェイ．ブラス ジュースト
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Carrier Corp
Original Assignee
Carrier Corp
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Carrier Corp filed Critical Carrier Corp
Publication of JPH0842930A publication Critical patent/JPH0842930A/ja
Application granted granted Critical
Publication of JP3222350B2 publication Critical patent/JP3222350B2/ja
Anticipated expiration legal-status Critical
Expired - Fee Related legal-status Critical Current

Links

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F03—MACHINES OR ENGINES FOR LIQUIDS; WIND, SPRING, OR WEIGHT MOTORS; PRODUCING MECHANICAL POWER OR A REACTIVE PROPULSIVE THRUST, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F03B—MACHINES OR ENGINES FOR LIQUIDS
    • F03B13/00—Adaptations of machines or engines for special use; Combinations of machines or engines with driving or driven apparatus; Power stations or aggregates
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B11/00—Compression machines, plants or systems, using turbines, e.g. gas turbines
    • F25B11/02—Compression machines, plants or systems, using turbines, e.g. gas turbines as expanders
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F05—INDEXING SCHEMES RELATING TO ENGINES OR PUMPS IN VARIOUS SUBCLASSES OF CLASSES F01-F04
    • F05B—INDEXING SCHEME RELATING TO WIND, SPRING, WEIGHT, INERTIA OR LIKE MOTORS, TO MACHINES OR ENGINES FOR LIQUIDS COVERED BY SUBCLASSES F03B, F03D AND F03G
    • F05B2210/00—Working fluid
    • F05B2210/10—Kind or type
    • F05B2210/13—Kind or type mixed, e.g. two-phase fluid

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Chemical & Material Sciences (AREA)
  • Combustion & Propulsion (AREA)
  • Physics & Mathematics (AREA)
  • Thermal Sciences (AREA)
  • Structures Of Non-Positive Displacement Pumps (AREA)
  • Turbine Rotor Nozzle Sealing (AREA)

Description

【発明の詳細な説明】
【０００１】
【産業上の利用分野】本発明は、圧縮／膨張冷凍に係
り、特に冷却器、空調機、ヒートポンプ、又はターボエ
キスパンダーが、圧力を減少させるために濃縮された冷
凍剤を膨張させるとともに、圧縮された流体のエネルギ
ーの一部を回復させるのに用いられる冷凍システムに関
する。
【０００２】
【従来の技術】単流体２相流膨張弁、フロートバルブ、
又は流体を膨張させるため、すなわち冷却流体の流れを
高圧から低圧に絞るためにコンデンサ熱交換機と蒸発熱
交換機間の機械的圧力調節器を組み込んでいる。
【０００３】冷凍サイクルにおいて、冷凍効率を改良す
る目的で、タービン又はターボエキスパンダーを使用す
ることは予め提案されている。２相流タービンは、絞り
膨張バルブの等エンタルピー膨張プロセスを等エントロ
ピー膨張プロセスに置き換えるのに、必要とされる。す
なわち、タービンは、膨張する冷却剤のエネルギーを吸
収するとともに、回転エネルギーに変換する。同時に、
蒸発機に入る冷却剤の液体蒸留が増加する。理想的に
は、膨張冷却剤のエネルギーは回復し、システムコンプ
レッサーを駆動するのに必要なモータエネルギーを低減
させるのに用いることが出来る。
【０００４】米国特許第４，３３６，６９３号には、膨
張ステージとして、リアクションタービンを用いる冷凍
システムについて述べられている。この研究において
は、遠心リアクションタービンは、膨張機能を果たすと
ともに、パワーを引き出す前に、液体からの蒸気を分離
するように作用する。これは、公知のターボエキスパン
ダーよりも効率を上昇させる。この従来の特許におい
て、タービンによって発生したエネルギーは例えば発電
機を駆動するのに使用できる。
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】しかしながら、この役
目をなすタービンは、多くの理由により特別な効果はな
い。殆どの冷凍プロセスにおいて、冷却剤が飽和液体相
から低品質の２相液体／蒸気状態にされるところでは、
膨張プロセスは、コンプレッサーに必要なワーク入力に
比べて、比較的少ない量のワークを発生する。さらに、
一般に用いられるタービンは、コンプレッサーよりも容
量が小さいばかりでなく、２相流と膨張液体の速度によ
り、低効率となる。最適な効率とするためには、２相流
タービンは、もちろん、コンプレッサーとは完全に異な
る速度を必要とする。結局、公知の技術では、タービン
エキスパンダーは、エネルギー回収が少なくかつ絞り弁
の初期コストと保守コストにおいて優れていないので、
２相流タービンは使用されていない。
【０００６】単流体２相流タービンエキスパンダーは、
冷凍システムの残りに対するタービンの臨界が見られる
場合のみ、実用的な効率が得られる。もし、タービンロ
ータが高効率膨張を果たすことができるような設計速度
を持っておれば、コンプレッサーにタービンロータシャ
フトを直接結合することが可能であり、例えば蒸気速度
と２相流速度のような冷却剤の特性にタービンが適合
し、かつ冷凍システム（すなわち、冷凍機、冷却器、又
は空調機）の容量は、タービンエキスパンダーの質量流
体条件を満たす。しかしながら、従来のシステムは、こ
れを満足するものではなく、かつ所望の効率の増加は達
成されない。
【０００７】例えば、Ｒ１３４ＡとＲ２２のような中間
−高圧力冷却剤に対して、２相流タービンエキスパンダ
ーは、リッジ（Ｒｉｔｚｉ）の米国特許第４，２９８，
３１１号やハイズ（Ｈａｙｓ）の米国特許第４，３３
６，６９３号およびハイズ（Ｈａｙｓ）の米国特許第
４，４３８，６３８号において述べられているものを使
用することが出来る。これらの特許は、液体質量のほと
んど（例えば９０％）が液体である２相の作動流体（ワ
ーキング）によって駆動されるタービンに関するもので
あり、蒸気と液体混合物がロータをインパクトするよう
に、１つ又はそれ以上のノズルがロータに凝縮された冷
却剤を向かわせている。これらのタービンはリアクショ
ンモータとして設計されており、膨張する蒸気の運動エ
ネルギーは、熱としてよりも機械的シャフト出力エネル
ギーに変換される。このことは、理論的には、膨張後の
全流体の液体比率を最大にする。
【０００８】しかしながら、最適な膨張を供するところ
のタービンのサイズでは、最適な出力シャフトパワーが
得られない。所定の質量に対するタービンの膨張容量
を、コンプレッサー駆動に直接結合できるのに必要なシ
ャフト速度に適合させるような工夫がなされていない。
【０００９】本発明の目的は、凝縮流体の等エントロピ
ー膨張にアプローチし、圧縮に使用されるエネルギーの
大部分の回収を可能にして、従来の欠点を除去した、２
相流タービン膨張機を備えた冷凍システムを提供するこ
とである。
【００１０】この目的は、特許請求の範囲の請求項１の
序文による方法と装置において、請求項１の特徴部分に
よって達成される。
【００１１】
【課題を解決するための手段】上記目的を達成するため
に、本発明の単流体冷却装置は、液体と蒸気として存在
し充てんされた流体冷却剤と、所定の回転速度で駆動さ
れ、蒸気を圧縮し圧縮エネルギーを冷却剤流体に加える
ための入力シャフトを有するとともに、所定の減少した
圧力で前記流体を受ける入口と、上昇した圧力で流体が
放出される出口を有するロータリコンプレッサーと、前
記ロータリコンプレッサーの入力シャフトに結合された
駆動シャフトを有する駆動モータと、圧縮された蒸気を
液体に変換するために凝縮された冷却剤からの熱を放出
するコンデンサー手段と、前記上昇した圧力で、前記流
体が液体と蒸気の結合として前記コンデンサー手段によ
って供給される入口を有するとともに、前記冷却剤流体
を前記減少した圧力に膨張させるタービンエキパンダ
ー、および前記タービンエキスパンダーの出口と前記コ
ンプレッサーの入口間の回路に位置し、前記減少した圧
力で前記冷却剤流体が供給され、該冷却剤液体を蒸気と
して蒸発させかつ熱を吸収するとともに、該蒸気を前記
ロータリコンプレッサーの入口に戻すための蒸発器手段
によって構成され、前記タービンエキスパンダーは、前
記ロータリコンプレッサーの入力シャフトに結合され冷
却剤流体が膨張されるにつれて該冷却剤流体の圧縮エネ
ルギーの少なくとも一部を回収するための出力シャフ
ト、および前記減少した圧力で前記冷却剤流体を供給す
る出口を有し、かつ前記タービンエキスパンダーの寸法
は、前記ロータリコンプレッサーと前記タービンエキス
パンダーとが互いに相関する 速度で動作している状態
で、前記タービンエキスパンダーの容量が前記タービン
エキスパンダー入口に供給される液体および蒸気の質量
流量に適合するような大きさとされていることを特徴と
する。
【００１２】また本発明の単流体冷却装置は、液体と蒸
気として存在し充てんされた流体冷却剤と、所定の回転
速度で駆動され、蒸気を圧縮し圧縮エネルギーを冷却剤
流体に加えるための入力シャフトを有するとともに、所
定の減少した圧力で前記流体を受ける入口と、上昇した
圧力で流体が放出される出口を有するロータリコンプレ
ッサーと、前記ロータリコンプレッサーの入力シャフト
に結合された駆動シャフトを有する駆動モータと、圧縮
された蒸気を液体に変換するために凝縮された冷却剤か
らの熱を放出するコンデンサー手段と、前記上昇した圧
力で、前記流体が液体と蒸気の結合として前記コンデン
サー手段によって供給される入口を有するとともに、前
記冷却剤流体を前記減少した圧力に膨張させるタービン
エキパンダー、および前記タービンエキスパンダーの出
口と前記コンプレッサーの出口間の回路に位置し、前記
減少した圧力で前記冷却剤流体が供給され、該冷却剤液
体を蒸気として蒸発させかつ熱を吸収するとともに、該
蒸気を前記ロータリコンプレッサーの入口に戻すための
蒸発器手段によって構成され、前記タービンエキスパン
ダーは、前記ロータリコンプレッサーの入力シャフトに
結合され冷却剤流体が膨張されるにつれて該冷却剤流体
の圧縮エネルギーの少なくとも一部を回収するための出
力シャフト、および前記減少した圧力で前記冷却剤流体
を供給する出口を有し、かつ前記タービンエキスパンダ
ーの寸法は、前記ロータリコンプレッサーと前記タービ
ンエキスパンダーとが互いに相関する速度で動作してい
る状態で、前記タービンエキスパンダーの容量が前記タ
ービンエキスパンダー入口に供給される液体および蒸気
の質量流量に適合するような大きさとされており、前記
タービンエキスパンダーは、定常状態運転において前記
コンプレッサーのパワーの約１０％を供給する、ことを
特徴とする。
【００１３】
【作用】わずかに低蒸気質に予冷された吸入条件を備え
た、単流体２相流タービンエキスパンダーは、凝縮され
た冷却剤を等エントロピー的に膨張させるためと冷却剤
の圧縮エネルギー量を回収するために、関連する冷凍コ
ンプレッサーのドライブトレインに直接すなわち機械的
に結合され、そのエネルギーはコンプレッサーを回転さ
せるのに適用される。
【００１４】
【実施例】図面に関して、まず、図１を参照すると、ヒ
ートポンプ、冷凍機、冷却器、または空調機用の冷凍シ
ステム１０は、概略的に示されており、電動機１２又は
他の原動機によって駆動されるコンプレッサー１１によ
って構成されている。コンプレッサー１１は液体と蒸気
相または蒸気相状態で存在する作動流体を圧縮する。コ
ンプレッサーは、高圧高温で圧縮された蒸気をコンデン
サ１３に放出する。そのコンデンサ１３は、作動流体か
ら熱を放出し、高圧蒸気を高圧流体に凝縮する。液体は
コンデンサ１３からタービンエキスパンダー１４に流れ
る。高圧液は、高圧ポートに流れ、タービンロータを、
膨張作動流体の運動エネルギーによって駆動する。換言
すると、コンプレッサー１１によって作動流体に与えら
れたエネルギーの一部はエキスパンダー１４によって回
収される。ここから、作動流体は低圧で蒸発器に流れ
る。蒸発器１５において、吸収された熱は作動流体を液
体から蒸気状態に変換する。蒸発器１５からの蒸気は吸
気口側のコンプレッサー１１に再入する。この概略図に
おいて、タービンエキスパンダー１４からコンプレッサ
ー１１までの連結１６は、これらの２つの要素のシャフ
トを機械的に連結し、それによりタービンエキスパンダ
ー１４はコンプレッサー１１の駆動に際してモータを実
際に助ける。タービンエキスパンダーはモータのコンプ
レッサー負荷を軽減し、冷凍サイクルは、例えば絞り膨
張弁のような異なるタイプのエキスパンダーよりも、よ
り効率的に運転される。
【００１５】図２は一般の冷凍システムの蒸気圧縮曲線
である。このチャートにおいては、温度Ｔは縦座標とし
て表され、エントロピーＳは横座標として表されてい
る。圧縮／膨張サイクルは垂直線Ａとして蒸気の等エン
トロピー圧縮を示し、ラインＢ１で蒸気の過熱冷却が起
こり、ラインＢ２で２相等温の圧縮度によって追従され
る。作動流体は等エンタルピー（ｉｓｅｎｔｈａｌｐｉ
ｃ）膨張を行う。その膨張は、曲線Ｃに示すように、幾
分右に下がる。蒸発器における流体の等温蒸発は水平直
線Ｄとして示されている。等エンタルピー膨張により、
凝縮した作動流体の圧縮エネルギーの幾らかはシステム
の低圧側で液体が蒸気に変えられる時に消費されるの
で、膨張した冷却剤の質は幾分増加する。効率的な運転
のためには、作動流体の質、すなわち、膨張した冷却剤
の蒸気比率はできるだけ小さい方が良い。
【００１６】図３は、図２のものと同様であるが、ター
ビンエキスパンダーを通しての作動流体の等エントロピ
ー膨張を達成するシステム用のものである。等エントロ
ピー膨張は垂直な線Ｃ’として示されている。ここで、
少なくとも圧縮エネルギーの幾らかは、エキスパンダー
を通過する作動流体から回収され、かつ機械的エネルギ
ーに変換されるとともに、コンプレッサーへ戻される。
このことは、冷却剤の大部分が液体として蒸発器に入
り、非常に多くの量の冷却が冷却剤の同量をもって達成
される、ことを意味する。タービンエキスパンダーを効
率的に使用することによって、高冷却効率が可能であ
る。例えば、Ｒ１２，Ｒ２２およびＲ１３４Ａのような
高圧冷却剤によって、標準の膨張バルブを介してのスロ
ットリングロスはせいぜい２０％であり、例えば、Ｒ１
２３又はＲ２４５ｃａのような低圧の冷却剤では１２％
である。しかしながら、スロットリングタイプのエキス
パンダーを５０％の効率を有するタービンエキスパンダ
ーに置き換えることが出来れば、スロットリングロスの
かなりの量を回復できる。このように、コンプレッサー
のシャフトに直接（すなわち、機械的に）結合されてい
るタービンエキスパンダーは冷凍効率の改良を達成でき
る。冷凍サイクルの効率を改善するためにタービンエキ
スパンダーを使用することは実現出来ないアイデアであ
った。エキスパンダータービンを冷却システムに適合さ
せることは達成されていない。
【００１７】例えば、効率よく運転するためには、シス
テムの必要性から、エキスパンダータービンホイールの
大きさと回転速度は質量流と圧力低下に適合させなけれ
ばならない。もちろん、経済的理由により、このタービ
ン速度はコンプレッサーのドライブトレインの有効なシ
ャフトに対応しなければならない。効率的な運転のため
に、タービンは十分な量のパワーをコンプレッサーに供
給しなければならない。最後に、タービンデザインは、
初期コストとメンテナンスコストの両方を小さくするた
めに、簡単でしかも信頼性がなければならない。
【００１８】図４は、この発明の実用的な実施例による
コンプレッサーとエキスパンダーアッセンブリーの縦断
面図である。ここで、３相−２極モータ１２は高速遠心
コンプレッサー１１のハウジングに取り付けられてい
る。コンプレッサーは吸入口１８と羽根車またはロータ
１９を有し、この吸入口には蒸気が蒸発器から供給さ
れ、羽根車またはロータはロータシャフトによって高
速、例えば１５，０００ｒｐｍで駆動される。作動流体
は遠心駆動され、拡散室２１に入る。拡散室では羽根車
からの機械的エネルギーが圧力に変換される。圧縮され
たガスはコンデンサー熱交換機（図示されていない）の
出口２２へ進む。羽根車シャフト２０は、モータ１２の
モータシャフトによって順番に駆動されるステップーア
ップギヤーボックス２３を介して駆動される。この実施
例においては、モータシャフト２４は３６００ｒｐｍの
設計速度で回転する。
【００１９】タービンエキスパンダー１４はモータ１２
の他端に取り付けられている。ここで、吸入口プレナム
２５は凝縮された高圧の作動流体を受け、出口プレナム
２６は作動流体を低圧で蒸発器熱交換機（図示されてい
ない）に放出する。
【００２０】タービンエキスパンダー１４内で、ロータ
ディスク２７は、モータシャフト２４を結合するシャフ
ト２８に取り付けられている。ノズルブロック２９はデ
ィスク２７を円周方向に囲みかつ複数のノズル３０を含
んでいる。これらのノズル３０は、吸入口プレナム２５
に連通する基部端を有し、端部はロータディスクのリム
に向けられている。
【００２１】図５と６は一般的なロータ２７とノズルブ
ロックのアレンジメントを示す。ロータディスク２７
は、軸流用に配設された周辺ブレード３１を有し、おう
とつ（凹凸）翼によって衝撃反作用に設計されていると
ともに、ブレード又は羽根３１の出口側（すなわち図７
の上端）プロフィル上の鋭い曲りは図７に示されてい
る。ブレード３１の放射状外方縁に支持されたロータ囲
い板３２は流体抵抗を防止する。ロータ２７における２
相流混合物のフラッシングを防止するために、ロータ２
７は純粋なインパルスタイプである。もちろん、軸流設
計により、流体放出の欠点を避けることが出来、ブレー
ドの頂上にわたる流体のロータへの再入の欠点を避ける
事ができる。ブレード出口の鋭い曲りはブレード圧力面
の液体抵抗を減少させる。
【００２２】ノズル３０の設計は図８に断面で示されて
いる。多数の小孔を設けることによって流体からフラシ
ュオフするので、吸入口の多孔オリフィス板３３は、蒸
気ポケットの破壊を生じる。ノズル３０は収束／放散設
計の内部プロフィル３４を有し、すなわち、プロフィル
はウエスト３５に集まり、それから、出口端に放散す
る。一つの代表的な設計においては、ノズルは、２００
フィート／秒の出力圧を達成する。この実施例において
は、ロータディスク２７の直径は７．５インチであり、
適正なロータ速度は３６００ｒｐｍであり、ロータの羽
根の速度は１００フィート／秒である。羽根速度は２相
流混合物の２分の１である。このことは、ノズルからロ
ータの羽根までの２相流体のインパクトが最小のフラシ
ュを与えることと、流体−蒸気混合物の運動エネルギー
がロータディスク２７に移送されることを意味する。高
圧冷却剤（代表的にはＲ２３４Ａ）を用いる５００トン
水冷冷却器において、タービンエキスパンダーは、２０
ＣＦＭの吸入口体積流量と、約２６５ＣＦＭの出口体積
流量をもっている。等エントロピー放熱速度は、約３．
５平方インチのノズル放出断面積で、２００フィート／
秒である。前述のように、ロータは７．５０インチの直
径をもっている。３６００ｒｐｍのロータ速度に戻る
と、タービンは、６０％の効率を持ち、約１７．５馬力
のタービン出力を達成する。
【００２３】例えばＲ２４５ＣＡのような低圧冷却剤を
用いる同じような５００トンシステムでは、タービンエ
キスパンダーは、１７ＣＦＭの吸入口体積流量と１２０
６ＣＭＦの出力口体積流量を持つ。等エントロピーノズ
ル放出速度は、２１．４平方インチのノズル放出断面積
で、１６１フィート／秒である。この場合、ロータ速度
を適正なものとするために、１２００ｒｐｍの低い最適
ロータ速度を必要とし、ロータ径を２５インチにする必
要がある。これは、タービンロータシャフトを３対１の
ギヤー装置を介してモータシャフト２４に接続すること
によって、達成することが出来る。低圧システムに対し
ては、タービンパワー、すなわちタービンによって回収
されるパワー量は約８．３馬力よりも低く、見積タービ
ン効率は約４５％である。
【００２４】図６に戻ると、この実施例においては、ブ
ロック２９の半径方向回りに配設された１４のノズル３
０がある。しかしながら、ノズルの数とそれらのサイズ
は、例えば質量流、圧力差などの要素によって変えるこ
とができる。
【００２５】図９は他の実施例を示し、小さいシステム
用のすなわち５０トンの容量の高速スクリュータイプの
コンプレッサー４０はインダクションモータ４１によっ
て駆動され、タービンエキスパンダー４３はコンプレッ
サーの高速雄ネジ（図示されていない）のシャフトに結
合されている。ここに、ゴーストラインで示されている
ロータ４４はノズル４５から放射するジェットによって
回転駆動される。入口プレナム４６は高圧作動流体を受
け、出口プレナム４７は低圧作動流体を液／蒸気混合と
して、放出する。ここで知られている実施例のコンプレ
ッサーとネジギヤーコンプレッサーに加えて、２相流タ
ービンエキスパンダーは種々のコンプレッサーの駆動シ
ャフトに直接結合できる。タービンエキスパンダーは、
冷凍機、空調機または冷却器のコンプレッサーの駆動ト
ルクに直接結合できる。
【００２６】この発明の変形例が図１０−１２に示され
ている。例えば図４に関して前述した装置は、オープン
駆動装置であって、モータ１２は冷却剤雰囲気中にはな
い。タービン１４とモータシャフト２４との間、および
モータシャフト２４とコンプレッサー１１との間に分離
シールが必要である。しかしながら、図１０の装置では
タービンエキスパンダー１４が遠心コンプレッサー用の
ギヤボックス２３のモータ軸端に取付られている。ター
ビンエキスパンダー１４とコンプレッサー１１の双方
は、共通のコンプレッサーハウジング４７内に取付られ
ており、シングルシール４６のみが必要とされ、コンプ
レッサーハウジング４７の入口点におけるモータシャフ
トに取付られている。タービンエキスパンダー１４は低
速ギヤーシャフト間に支持されている。この装置は、シ
ステムが必要とするシールの数を減少させる。もちろ
ん、低いものではタービンへの支持が改良される。
【００２７】さらに、ギヤーボックス２３は、図４にお
いて前述したオープンドライブコンプレッサーハウジン
グ内に配設されており、サービス面でより困難である。
ハーメチックギヤーボックスに風損が生じる。
【００２８】図１１に示す装置において、ステップアッ
プ（増速）ギヤーボックス４８は、モータシャフトに位
置し、遠心コンプレッサーのロータに直接結合されてい
る出力シャフトをもっている。ステップダウン（減速）
ギヤーボックス２３´は、高速シャフトを結合するとと
もに、代表的に３６００ｒｐｍの減少された速度に適合
するタービンエキスパンダー１４に結合する。タービン
１４はコンプレッサー１１に比べて低パワーで動作する
ので、ギヤーボックス２３は、前述した図３の実施例で
必要とされるものよりも軽くかつ安価にできる。もちろ
ん、図８の実施例に関して、タービンエキスパンダー１
４とコンプレッサー１１の双方が共通のハウジング４７
に位置しているので、シングルシール４６のみが必要と
される。
【００２９】図１２はこの発明によるハーメチック装置
を示すもので、高速モータ１２’が減速ギヤー２３’，
タービンエキスパンダー１４およびコンプレッサー１１
の共通のハウジング内に気密にシールされている。高周
波インバータ５０は、高速コンプレッサー１１を直接駆
動するために、高周波数ＡＣ電力をモータ１２’に供給
する。システムは、ハウジング４７内に完全にシールさ
れており、かつ最小の機械部品の数の使用で済むことに
なる。
【００３０】
【発明の効果】以上のとおり、本発明によれば、例えば
Ｒ２２又はＲ１３４Ａの高圧冷却剤と、２極インダクシ
ョンモータ（３０００から３６００ｒｐｍ）によって駆
動される遠心力またはスクリューコンプレッサーを用い
ている、１００から１０００トンの容量の冷凍システム
に対して、タービン効率は６０％と評価される。運転条
件によっては、絞り膨張弁を備えたシステムに比べて、
モータ負荷が６−１５％に減少する。例えばＲ１２３又
はＲ２４５ｃａのような低圧力冷却剤を用いる同様なシ
ステムでは、タービンロータ径の増加と低ロータシャフ
ト速度により、回収をもっと小さくできる。理想的に
は、約２−６％の回収が可能である。
【００３１】速度と容量間の臨界関係が観測される限
り、スクリューコンプレッサー又は他のロータリーコン
プレッサーを有する１００トンの容量以下の冷凍システ
ムにおいてタービンエキスパンダーを使用すると、効率
的なエネルギー回収を達成することができる。例えば、
高圧冷却剤を使用しているシステムにおいて、タービン
エキスパンダーは、１２，０００ｒｐｍで運転している
歯車スクリューコンプレッサー又は４０，０００ｒｐｍ
で運転しているインバータ駆動５トンスクロールコンプ
レッサーの高速シャフトに直接結合することが出来る。
【００３２】タービンは簡単な設計であり、周辺の翼を
備えたロータディスクとノズルブロックを備えていると
ともに、ノズルブロックは翼の方向に向けられている。
ノズルには、それぞれ、蒸気ポケットを破壊させるため
に、入口の翼が設けられている。ノズルは、ウエストを
集める内部形状を有し、出口に放出する。このデザイン
により、音速放出が達成され、液滴の破壊を行う流通圧
勾配を生成する。ロータの翼は、ロータの２相混合物の
さらなるはみ出しを防ぐために、純粋のインパルス設計
（デザイン）を生み出すように曲げられている。ロータ
は軸流デザインであり、翼には円周方向の囲い板を有
し、液体抵抗を防止し、液体の循環と侵入を防ぐことが
できる。
【００３３】この発明の他の目的、特徴および利点は、
好ましい実施例の説明と添付図面を参照することによ
り、明らかになるであろう。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の一実施例を示すタービンエキスパンダ
ーを内蔵した単液圧縮／膨張冷凍システムの透視図。
【図２】絞り膨張弁とタービンエキスパンダーを用いる
システムの冷却剤圧縮／膨張サイクルのチャート。
【図３】絞り膨張弁とタービンエキスパンダーを用いる
システムの冷却剤圧縮／膨張サイクルのチャート。
【図４】本発明の一実施例による遠心コンプレッサーと
エキスパンダーの組合わせによる断面図。
【図５】実施例のタービンエキスパンダーのロータとノ
ズルブロックの斜視図。
【図６】羽根プロフィルの形状を示すロータの斜視図。
【図７】同様な斜視図で羽根プロフィルの形状を示す
図。
【図８】実施例のノズルの軸方向断面図。
【図９】関連するタービンエキスパンダーを有する高速
スクリューコンプレッサーを示す他の実施例の斜視図。
【図１０】本発明の実用的な変形例の概略図。
【図１１】本発明の実用的な変形例の概略図。
【図１２】本発明の実用的な変形例の概略図。
【符号の説明】
１１…コンプレッサー １２…モータ １３…コンデンサ １４…エキスパンダー １５…蒸発器 １６…連結 １９…ロータ ２０…羽根車シャフト ２１…拡散室 ２２…出口 ２３…ギヤーボクス ２４…モータシャフト ２５…吸入口プレナム ２６…出口プレナム ２７…ディスク ２８…シャフト ３０…ノズル ３１…ブレード ３２…ロータ囲い板 ３３…オリフィス板 ３５…ウエスト ４０…コンプレッサー ４１…インダクションモータ ４３…タービンエキスパンダー ４４…ロータ ４５…ノズル ４６…入口プレナム ４７…出口プレナム ４８…ギヤーボクス
───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (72)発明者 ジュースト ジェイ．ブラス アメリカ合衆国，ニューヨーク，フェイ エットヴィル，ランドグルーブ ドライ ブ １ (56)参考文献 特開 平５−322347（ＪＰ，Ａ) 特開 平６−26738（ＪＰ，Ａ) 実開 昭63−34964（ＪＰ，Ｕ) 実開 昭61−98954（ＪＰ，Ｕ) (58)調査した分野(Int.Cl.7，ＤＢ名) F25B 11/02

Claims (9)

    (57)【特許請求の範囲】
  1. 【請求項１】 液体と蒸気として存在し充てんされた流
    体冷却剤と、 所定の回転速度で駆動され、蒸気を圧縮し圧縮エネルギ
    ーを冷却剤流体に加えるための入力シャフトを有すると
    ともに、所定の減少した圧力で前記流体を受ける入口
    と、上昇した圧力で流体が放出される出口を有するロー
    タリコンプレッサーと、 前記ロータリコンプレッサーの入力シャフトに結合され
    て前記ロータリコンプレッサと同時に回転するようにな
    っている駆動シャフトを有する駆動モータと、 圧縮された蒸気を液体に変換するために凝縮された冷却
    剤からの熱を放出するコンデンサー手段と、 前記上昇した圧力で、前記流体が液体と蒸気の混合物と
    して前記コンデンサー手段によって供給される入口を有
    するとともに、前記冷却剤流体を前記減少した圧力に膨
    張させるタービンエキパンダーと、および前記タービン
    エキスパンダーの出口と前記コンプレッサーの入口間の
    回路に位置し、前記減少した圧力で前記冷却剤流体が供
    給され、該冷却剤液体を蒸気として蒸発させかつ熱を吸
    収するとともに、該蒸気を前記ロータリコンプレッサー
    の入口に戻すための蒸発器手段と、によって構成され、 前記タービンエキスパンダーは、前記ロータリコンプレ
    ッサーの入力シャフトに結合され冷却剤流体が膨張され
    るにつれて該冷却剤流体の圧縮エネルギーの少なくとも
    一部を回収するための出力シャフト、および前記減少し
    た圧力で前記冷却剤流体を供給する出口を有し、前記タ
    ービンエキスパンダーは、さらに、複数の周辺翼を有す
    るロータと、前記流体のジェットを前記翼へと導く少な
    くとも１つのノズルと、を備えた２相流タービンエキス
    パンダーであり、前記ノズルは、その入口に多孔オリフ
    ィス板を備えており、 前記タービンエキスパンダーの寸法は、前記ロータリコ
    ンプレッサーと前記タービンエキスパンダーとが互いに
    相関する速度で動作している状態で、前記タービンエキ
    スパンダーの容量が前記タービンエキスパンダー入口に
    供給される液体および蒸気の質量流量に適合するような
    大きさとされていることを特徴とする単流体冷却装置。
  2. 【請求項２】 前記冷却剤が高圧冷却剤であることを特
    徴とする請求項１の単流体冷却装置。
  3. 【請求項３】 前記冷却剤がＲ２２とＲ１３４Ａからな
    るグループから選択されたものであることを特徴とする
    請求項２の単流体冷却装置。
  4. 【請求項４】 前記コンプレッサー，前記蒸発器手段お
    よび前記コンデンサー手段が、１００トンから１０００
    トンの範囲の冷却容量を有することを特徴とする、請求
    項１の単流体冷却装置。
  5. 【請求項５】 前記コンプレッサーが遠心コンプレッサ
    ーを含み、前記入力シャフトが３０００から３６００ｒ
    ｐｍのシャフト速度を有し、前記タービンエキスパンダ
    ーが３０００から３６００ｒｐｍの速度で回転すること
    を特徴とする、請求項４の単流体冷却装置。
  6. 【請求項６】 前記タービンエキスパンダーが約１８．
    ５ｃｍのオーダーの直径を持つタービンディスクを有
    し、少なくとも１つのノズルが前記ディスクの周辺翼へ
    と前記冷却流体を導くことを特徴とする請求項５の単流
    体冷却装置。
  7. 【請求項７】 前記コンプレッサーがスクリューコンプ
    レッサーであり、前記駆動モータが多極インダクション
    モータであり、前記タービンエキスパンダーがギヤーボ
    ックスを介して前記駆動モータシャフトに結合されてい
    る、ことを特徴とする請求項１の単流体冷却装置。
  8. 【請求項８】 前記タービンエキスパンダーの出力シャ
    フトが前記駆動モータのシャフト速度の約３から５倍の
    速度を有することを特徴とする請求項７の単流体冷却装
    置。
  9. 【請求項９】 液体と蒸気として存在し充てんされた流
    体冷却剤と、 所定の回転速度で駆動される入力シャフトを有するとと
    もに、所定の減少した圧力で前記流体を受ける入口と、
    上昇した圧力で流体が放出される出口を有し、所定の設
    計上の冷却剤流量に対して所定のパワー要求量を有す
    る、蒸気を圧縮するためのロータリコンプレッサーと、 前記ロータリコンプレッサーの入力シャフトに結合され
    て前記ロータリコンプレッサと同時に回転するようにな
    っている駆動シャフトを有する駆動モータと、 圧縮された蒸気を液体に変換するために凝縮された冷却
    剤からの熱を放出するコンデンサー手段と、 前記上昇した圧力で、前記流体が液体と蒸気の混合物と
    して前記コンデンサー手段によって供給される入口を有
    するとともに、前記冷却剤流体を前記減少した圧力に膨
    張させるタービンエキパンダーと、および前記タービン
    エキスパンダーの出口と前記コンプレッサーの入口間の
    回路に位置し、前記減少した圧力で前記冷却剤流体が供
    給され、該冷却剤液体を蒸気として蒸発させかつ熱を吸
    収するとともに、該蒸気を前記ロータリコンプレッサー
    の入口に戻すための蒸発器手段と、によって構成され、 前記タービンエキスパンダーは、前記ロータリコンプレ
    ッサーの入力シャフトに結合され冷却剤流体が膨張され
    るにつれて該冷却剤流体の圧縮エネルギーの少なくとも
    一部を回収するための出力シャフト、および前記減少し
    た圧力で前記冷却剤流体を供給する出口を有し、さら
    に、前記タービンエキスパンダーは、複数の周辺翼を有
    するロータと、前記流体のジェットを前記翼へと導く少
    なくとも１つのノズルと、を備えた２相流タービンエキ
    スパンダーであり、前記ノズルは、その入口に多孔オリ
    フィス板を備えており、 前記タービンエキスパンダーの寸法は、前記ロータリコ
    ンプレッサーと前記タービンエキスパンダーとが互いに
    相関する速度で動作している状態で、前記タービンエキ
    スパンダーの容量が前記タービンエキスパンダー入口に
    供給される液体および蒸気の質量流量に適合するような
    大きさとされており、前記タービンエキスパンダーは、
    定常状態運転において前記コンプレッサーの前記パワー
    要求量の約１０％を供給する、ことを特徴とする、単流
    体冷却装置。
JP07261495A 1994-04-05 1995-03-30 単流体冷却装置 Expired - Fee Related JP3222350B2 (ja)

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
US222,966 1994-04-05
US08/222,966 US5467613A (en) 1994-04-05 1994-04-05 Two phase flow turbine

Publications (2)

Publication Number Publication Date
JPH0842930A JPH0842930A (ja) 1996-02-16
JP3222350B2 true JP3222350B2 (ja) 2001-10-29

Family

ID=22834445

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
JP07261495A Expired - Fee Related JP3222350B2 (ja) 1994-04-05 1995-03-30 単流体冷却装置

Country Status (10)

Country Link
US (1) US5467613A (ja)
EP (1) EP0676600B1 (ja)
JP (1) JP3222350B2 (ja)
CN (1) CN1090744C (ja)
BR (1) BR9501437A (ja)
CA (1) CA2144492C (ja)
DE (1) DE69518686D1 (ja)
DK (1) DK0676600T3 (ja)
ES (1) ES2151948T3 (ja)
MX (1) MX9501594A (ja)

Families Citing this family (64)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US5819554A (en) * 1995-05-31 1998-10-13 Refrigeration Development Company Rotating vane compressor with energy recovery section, operating on a cycle approximating the ideal reversed Carnot cycle
US5682759A (en) * 1996-02-27 1997-11-04 Hays; Lance Gregory Two phase nozzle equipped with flow divider
US5831341A (en) * 1996-05-02 1998-11-03 Satcon Technologies Corporation Turboalternator for hybrid motor vehicle
GB9707948D0 (en) 1997-04-19 1997-06-11 Interotex Limited Rotary heat and/or mass transfer arrangements
US5924307A (en) * 1997-05-19 1999-07-20 Praxair Technology, Inc. Turbine/motor (generator) driven booster compressor
US5983640A (en) * 1998-04-06 1999-11-16 Czaja; Julius Heat engine
US6507125B1 (en) * 1999-06-11 2003-01-14 Young Mi Choi High efficiency energy converting apparatus and method thereof
US6185956B1 (en) 1999-07-09 2001-02-13 Carrier Corporation Single rotor expressor as two-phase flow throttle valve replacement
US6794766B2 (en) * 2001-06-29 2004-09-21 General Electric Company Method and operational strategy for controlling variable stator vanes of a gas turbine power generator compressor component during under-frequency events
WO2003098128A1 (de) * 2002-05-21 2003-11-27 M-Tec Mittermayr Gmbh Kältemaschine
JP2004080937A (ja) * 2002-08-20 2004-03-11 Honda Motor Co Ltd 発電電動機装置
US6644062B1 (en) * 2002-10-15 2003-11-11 Energent Corporation Transcritical turbine and method of operation
WO2004053311A1 (en) * 2002-12-10 2004-06-24 Ingersoll-Rand Energy Systems Corporation Hermetic motor and gas booster
ES2237283B1 (es) * 2003-04-30 2006-10-16 Fco. Javier Landa Axpe Sistema para obtener energia electrica.
US7159416B2 (en) * 2003-12-11 2007-01-09 Carrier Corporation Heat generating expander for heat pump systems
JP2005265278A (ja) * 2004-03-18 2005-09-29 Daikin Ind Ltd 冷凍装置
JP3708536B1 (ja) * 2004-03-31 2005-10-19 松下電器産業株式会社 冷凍サイクル装置およびその制御方法
US20060251808A1 (en) * 2005-05-03 2006-11-09 Lloyd Kamo Protective coatings for pumps
US8177533B2 (en) * 2006-02-23 2012-05-15 Panasonic Corporation Scroll expander and refrigeration cycle apparatus
JP4715615B2 (ja) * 2006-04-20 2011-07-06 ダイキン工業株式会社 冷凍装置
GB0609326D0 (en) * 2006-05-02 2006-06-21 Bayram Peter J Power generating & cooling refrigeration expansion 'valve'
US20070271956A1 (en) * 2006-05-23 2007-11-29 Johnson Controls Technology Company System and method for reducing windage losses in compressor motors
US20090211223A1 (en) * 2008-02-22 2009-08-27 James Shihfu Shiao High efficient heat engine process using either water or liquefied gases for its working fluid at lower temperatures
US8156757B2 (en) 2006-10-06 2012-04-17 Aff-Mcquay Inc. High capacity chiller compressor
WO2008136796A1 (en) * 2007-05-07 2008-11-13 Carrier Corporation Motor-compressor drive apparatus
JP5121844B2 (ja) * 2007-10-09 2013-01-16 パナソニック株式会社 冷凍サイクル装置
US8037713B2 (en) 2008-02-20 2011-10-18 Trane International, Inc. Centrifugal compressor assembly and method
US9353765B2 (en) 2008-02-20 2016-05-31 Trane International Inc. Centrifugal compressor assembly and method
CA2717871C (en) * 2008-03-13 2013-08-13 Aaf-Mcquay Inc. High capacity chiller compressor
JP5417743B2 (ja) * 2008-06-11 2014-02-19 ダイキン工業株式会社 タービン、タービン発電機及び冷凍装置
JP5363212B2 (ja) * 2008-09-30 2013-12-11 株式会社日立製作所 空調システム
US20120118538A1 (en) * 2010-11-12 2012-05-17 Thomas Gielda Pump-Less Cooling
US8820114B2 (en) 2009-03-25 2014-09-02 Pax Scientific, Inc. Cooling of heat intensive systems
KR101667075B1 (ko) 2009-04-01 2016-10-17 리눔 시스템즈, 엘티디. 폐열 공조 시스템
JP5304445B2 (ja) * 2009-05-28 2013-10-02 ダイキン工業株式会社 冷凍サイクルに使用される膨張タービン
US8365540B2 (en) 2009-09-04 2013-02-05 Pax Scientific, Inc. System and method for heat transfer
US20110162821A1 (en) * 2010-01-05 2011-07-07 International Business Machines Corporation Self-pumping liquid and gas cooling system for the cooling of solar cells and heat-generating elements
US20120006024A1 (en) * 2010-07-09 2012-01-12 Energent Corporation Multi-component two-phase power cycle
MX2013003730A (es) 2010-09-29 2013-08-29 Rbc Horizon Inc Aparato de recuperacion de energia para un sistema de refrigeracion.
CN102538305A (zh) * 2012-02-10 2012-07-04 杭州哲达科技股份有限公司 带全液体透平装置的能量自平衡中央空调实现方法及系统
DE102012014967A1 (de) * 2012-07-30 2014-01-30 Isabelle Oelschlägel D.I.O. -device to intelligente generate own electricity Integrierte Vorrichtung zur Stromgewinnung während des Betriebes einer Wärme- bzw. Kältemaschine.
US20140250944A1 (en) * 2013-03-07 2014-09-11 Regal Beloit America, Inc. Energy Recovery Apparatus for a Refrigeration System
US9537442B2 (en) 2013-03-14 2017-01-03 Regal Beloit America, Inc. Methods and systems for controlling power to an electric motor
FR3005488B1 (fr) * 2013-05-07 2015-05-29 Airbus Operations Sas Dispositif de commande d'une tuyere a section variable d'un aeronef
FR3005489B1 (fr) 2013-05-07 2017-03-17 Airbus Operations Sas Dispositif de commande d'une tuyere a section variable d'un aeronef
KR20150017610A (ko) * 2013-08-07 2015-02-17 삼성테크윈 주식회사 압축기 시스템
EP2889558B1 (en) * 2013-12-30 2019-05-08 Rolls-Royce Corporation Cooling system with expander and ejector
US9562705B2 (en) 2014-02-13 2017-02-07 Regal Beloit America, Inc. Energy recovery apparatus for use in a refrigeration system
CN105042920A (zh) * 2014-07-31 2015-11-11 摩尔动力(北京)技术股份有限公司 容积型变界流体机构制冷系统
US20160138815A1 (en) * 2014-11-17 2016-05-19 Appollo Wind Technologies Llc Isothermal-turbo-compressor-expander-condenser-evaporator device
US10294826B2 (en) * 2015-08-12 2019-05-21 Colorado State University Research Foundation Ultra efficient turbo-compression cooling
DE102016007949B4 (de) 2016-06-28 2022-02-17 Richard Bethmann Wärmepumpenanlage
CN106524579A (zh) * 2016-12-28 2017-03-22 深圳智慧能源技术有限公司 数据中心节能制冷系统
IT201600132467A1 (it) 2017-01-04 2018-07-04 H2Boat Turboespansore a strato limite e macchina a ciclo inverso provvista di tale turboespansore
RU2659696C1 (ru) * 2017-06-06 2018-07-03 Александр Андреевич Панин Воздушная турбохолодильная установка (варианты), турбодетандер и способ работы воздушной турбохолодильной установки (варианты)
CN107940786A (zh) * 2017-12-20 2018-04-20 白皓天 一种制冷设备的节能系统及具有其的制冷设备
CN108317581A (zh) * 2018-01-31 2018-07-24 天津商业大学 一种非共沸工质机械辅助过冷co2跨临界热泵供暖系统
JP7094824B2 (ja) * 2018-08-10 2022-07-04 三菱重工サーマルシステムズ株式会社 冷凍サイクルシステム
JP2020026788A (ja) * 2018-08-17 2020-02-20 三菱重工サーマルシステムズ株式会社 二相流タービンおよびそれを備えた冷凍機
US11187437B2 (en) 2019-01-09 2021-11-30 Heatcraft Refrigeration Products Llc Cooling system
ES2882477T3 (es) 2019-08-02 2021-12-02 Helmholtz Zentrum Hereon Gmbh Sistema y procedimiento para la gestión térmica de sistemas de alta temperatura
EP3901469A1 (en) * 2020-04-20 2021-10-27 Hamilton Sundstrand Corporation An impeller
CN112761739A (zh) * 2020-12-31 2021-05-07 沈阳鼓风机集团股份有限公司 膨胀机喷嘴调节装置及膨胀机
AU2022221740A1 (en) * 2021-02-22 2023-10-05 Barrington Pumps Pty Ltd Centrifugal incompressible fluid pump

Family Cites Families (39)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US1440000A (en) * 1920-05-03 1922-12-26 Charles E Bonine Refrigeration
US2519010A (en) * 1947-08-02 1950-08-15 Philco Corp Refrigeration system and method
US2615615A (en) * 1949-08-12 1952-10-28 Panhandle Eastern Pipe Line Co Field compressor
US2737031A (en) * 1952-02-12 1956-03-06 William A Wulle Heat energy-converting system and process
DE2040486A1 (de) * 1970-08-14 1972-02-17 Renner Ewald Dipl Ing Pumpen-Turbine
US3938336A (en) * 1973-10-23 1976-02-17 Michael Eskeli Turbine with heating and cooling
US3932159A (en) * 1973-12-07 1976-01-13 Enserch Corporation Refrigerant expander compressor
US3934424A (en) * 1973-12-07 1976-01-27 Enserch Corporation Refrigerant expander compressor
DE2450710A1 (de) * 1974-10-25 1976-05-13 Bbc Brown Boveri & Cie Verfahren zum betrieb einer turbomaschinenanlage und anlage zur durchfuehrung des verfahrens
US4086772A (en) * 1975-10-02 1978-05-02 Williams Kenneth A Method and apparatus for converting thermal energy to mechanical energy
US4106294A (en) * 1977-02-02 1978-08-15 Julius Czaja Thermodynamic process and latent heat engine
JPS54100551A (en) * 1978-01-24 1979-08-08 Mitsubishi Heavy Ind Ltd Refrigerator
IL56763A (en) * 1978-04-10 1981-12-31 Hughes Aircraft Co Cryogenic refrigeration system comprising screw compressorexpander
US4209998A (en) * 1978-12-21 1980-07-01 Dunham-Bush, Inc. Air source heat pump with displacement doubling through multiple slide rotary screw compressor/expander unit
US4235079A (en) * 1978-12-29 1980-11-25 Masser Paul S Vapor compression refrigeration and heat pump apparatus
US4438638A (en) * 1980-05-01 1984-03-27 Biphase Energy Systems Refrigeration process using two-phase turbine
US4336693A (en) * 1980-05-01 1982-06-29 Research-Cottrell Technologies Inc. Refrigeration process using two-phase turbine
US4304104A (en) * 1980-05-02 1981-12-08 Northern Natural Gas Company Pitot heat pump
US4361015A (en) * 1981-01-08 1982-11-30 Apte Anand J Heat pump
JPS5855655A (ja) * 1981-09-30 1983-04-02 株式会社東芝 冷凍サイクル用タ−ビン
DE3204784A1 (de) * 1982-02-11 1983-08-25 Siemens AG, 1000 Berlin und 8000 München Fluessigkeitsringvakuumpumpe mit vorgeschaltetem vorverdichter
US4463567A (en) * 1982-02-16 1984-08-07 Transamerica Delaval Inc. Power production with two-phase expansion through vapor dome
FR2541437B1 (fr) * 1982-05-13 1985-08-23 Zimmern Bernard Economiseur centrifuge pour refrigeration
US4507939A (en) * 1983-12-16 1985-04-02 The Garrett Corporation Three wheel center fan cooling turbine apparatus and associated methods
US4503683A (en) * 1983-12-16 1985-03-12 The Garrett Corporation Compact cooling turbine-heat exchanger assembly
JPS60187105A (ja) * 1984-03-07 1985-09-24 Mitsubishi Electric Corp アンテナ装置
US4576006A (en) * 1984-06-11 1986-03-18 Mitsui Engineering & Shipbuilding Co., Ltd. Geothermal hot water transportation and utilization system
US4563201A (en) * 1984-07-16 1986-01-07 Mobil Oil Corporation Method and apparatus for the production of liquid gas products
US4658592A (en) * 1985-08-30 1987-04-21 Rockwell International Corporation Single-loop, rankine-cycle power unit with supersonic condenser-radiator
JPS62115343A (ja) * 1985-11-14 1987-05-27 Matsushita Electric Ind Co Ltd フレ−ムレス原子吸光光度計
US4876855A (en) * 1986-01-08 1989-10-31 Ormat Turbines (1965) Ltd. Working fluid for rankine cycle power plant
US4905481A (en) * 1988-01-06 1990-03-06 Mainstream Engineering Corp. Supersonic compressor for thermally powered heat pumping applications
JPH01285692A (ja) * 1988-05-12 1989-11-16 Kobe Steel Ltd 膨張機駆動スクリュ圧縮機の制御方法
GB8913001D0 (en) * 1989-06-06 1989-07-26 Boc Group Plc Air separation
US5216899A (en) * 1990-11-29 1993-06-08 Gracio Fabris Rotating single cycle two-phase thermally activated heat pump
US5214932A (en) * 1991-01-25 1993-06-01 Abdelmalek Fawzy T Hermetically sealed electric driven gas compressor - expander for refrigeration
US5136854A (en) * 1991-01-25 1992-08-11 Abdelmalek Fawzy T Centrifugal gas compressor - expander for refrigeration
US5249934A (en) * 1992-01-10 1993-10-05 United Technologies Corporation Air cycle machine with heat isolation having back-to-back turbine and compressor rotors
JP3160069B2 (ja) * 1992-05-25 2001-04-23 株式会社テクノ菱和 冷凍機

Also Published As

Publication number Publication date
US5467613A (en) 1995-11-21
EP0676600A3 (en) 1996-12-18
DK0676600T3 (da) 2000-12-27
ES2151948T3 (es) 2001-01-16
BR9501437A (pt) 1995-11-07
DE69518686D1 (de) 2000-10-12
CA2144492A1 (en) 1995-10-06
CN1090744C (zh) 2002-09-11
EP0676600B1 (en) 2000-09-06
EP0676600A2 (en) 1995-10-11
CA2144492C (en) 1998-05-05
JPH0842930A (ja) 1996-02-16
MX9501594A (es) 1997-02-28
CN1117573A (zh) 1996-02-28

Similar Documents

Publication Publication Date Title
JP3222350B2 (ja) 単流体冷却装置
US6644062B1 (en) Transcritical turbine and method of operation
US4336693A (en) Refrigeration process using two-phase turbine
US4438638A (en) Refrigeration process using two-phase turbine
US3934424A (en) Refrigerant expander compressor
JP2686060B2 (ja) 単流体圧縮／膨張冷凍装置
US4235079A (en) Vapor compression refrigeration and heat pump apparatus
US5682759A (en) Two phase nozzle equipped with flow divider
US6430937B2 (en) Vortex generator to recover performance loss of a refrigeration system
US5186013A (en) Refrigerant power unit and method for refrigeration
JP3799220B2 (ja) 複合型ロータ容積式装置および単一流体圧縮／膨張冷凍装置
US5722255A (en) Liquid ring flash expander
JP2006506570A (ja) ランキンサイクルと蒸気圧縮サイクルとの複合サイクル
US2737031A (en) Heat energy-converting system and process
CN111480009B (zh) 速度型压缩机及制冷循环装置
KR20020031409A (ko) 터보형 압축기 및 그것을 구비한 냉동 장치
US4214170A (en) Power generation-refrigeration system
EP1509733B1 (en) Expander driven motor for auxiliary machinery
US3932159A (en) Refrigerant expander compressor
JP2005312272A (ja) ターボ冷凍機及びターボ冷凍機用モータ
KR100309011B1 (ko) 냉동사이클
Hays et al. A transcritical CO2 turbine-compressor
US3864065A (en) Refrigerant expander compressor
JPS6375446A (ja) 小型冷房装置
KR100414104B1 (ko) 원심 압축기 냉각구조

Legal Events

Date Code Title Description
A02 Decision of refusal

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A02

Effective date: 19980113

R250 Receipt of annual fees

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R250

R250 Receipt of annual fees

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R250

R250 Receipt of annual fees

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R250

FPAY Renewal fee payment (event date is renewal date of database)

Free format text: PAYMENT UNTIL: 20070817

Year of fee payment: 6

FPAY Renewal fee payment (event date is renewal date of database)

Free format text: PAYMENT UNTIL: 20080817

Year of fee payment: 7

LAPS Cancellation because of no payment of annual fees