喷射器减压装置.pdf

用于制冷剂循环的喷射器减压装置包括喷嘴(41)，其减压缩从制冷剂散热器(20)流出的制冷剂，和压力增加部分(42，43)，当从喷嘴喷射出的制冷剂与从蒸发器抽出的制冷剂被混合时，其增加制冷剂的压力。在所述喷射器循环中，喷嘴相对于压力增加部分的同轴度在压力增加部分的入口直径(φ1)的0－30％的范围内。可选地，压力增加部分至少在从压力增加部分的入口的预定范围内具有锥形部分(42a)，且锥形部分被提供以提高从压力增加部分入口的通道截面面积。相应地，从喷嘴喷射出的高速制冷剂与压力增加部分的内壁表面的碰撞可以被限制。

1、  一种蒸汽压缩制冷剂循环用喷射器减压装置，包括用于压缩制冷剂的压缩机(10)，用于冷却从压缩机释放的制冷剂的制冷剂散热器(20)和用于蒸发减压缩后的低压制冷剂的蒸发器(30)，所述喷射器减压缩装置包括：
喷嘴(41)，所述喷嘴(41)通过将制冷剂的压力能转变为速度能减压缩从制冷剂散热器流出的制冷剂；及
压力增加部分(42，43)，当从喷嘴喷射至压力增加部分入口的制冷剂与从蒸发器抽出的制冷剂混合时，所述压力增加部分(42，43)通过将制冷剂的速度能转变为压力能而提高制冷剂的压力，
其中，喷嘴相对于压力增加部分的同轴度在压力增加部分入口等于或低于压力增加部分的直径(φ1)的30％。

2、  根据权利要求1的喷射器减压装置，其中，喷嘴相对于压力增加部分的同轴度在压力增加部分入口等于或低于压力增加部分的直径(φ1)的20％。

3、  根据权利要求2的喷射器减压装置，其中，喷嘴相对于压力增加部分的同轴度在压力增加部分入口等于或低于压力增加部分的直径(φ1)的15％。

4、  根据权利要求1-3的任一的喷射器减压装置，其中：
压力增加部分至少在自压力增加部分的入口的预定范围中具有锥形部分(42a)，及
锥形部分(42a)被安装以提高从压力增加部分的入口至压力增加部分的出口的通道截面面积。

5、  根据权利要求4的喷射器减压装置，其中：
压力增加部分包括混合部分(42)，其中从喷嘴喷射出的制冷剂和从蒸发器抽出的制冷剂被混合，和扩散器(43)，所述扩散器(43)将制冷剂的动压转换为静压；及
锥形部分的预定范围大约等于或大于在压力增加部分的入口的直径的10倍。

6、  根据权利要求4的喷射器减压装置，其中：
喷嘴具有中心轴线(L1)，所述中心轴线(L1)以偏移角(θ)与压力增加部分的中心轴线(L2)相交；及
锥形部分的锥形角(α)被设置以等于或大于两倍的偏移角(θ)。

7、  根据权利要求1的喷射器减压装置，其中，喷嘴相对于压力增加部分的同轴度在压力增加部分入口处于压力增加部分的直径的0.3％-30％的范围内。

8、  根据权利要求1的喷射器减压装置，其中，同轴度是喷嘴的中心轴线(L1)相对于压力增加部分的中心轴线(L2)在压力增加部分入口的偏距。

9、  一种用于蒸汽压缩制冷剂循环的喷射器减压装置，包括用于压缩制冷剂的压缩机(10)，用于冷却从压缩机释放的制冷剂的制冷剂散热器(20)和用于蒸发减压缩后的低压制冷剂的蒸发器(30)，所述喷射器减压装置包括：
喷嘴(41)，所述喷嘴(41)通过将制冷剂的压力能转变为速度能减压缩从制冷剂散热器流出的制冷剂；及
压力增加部分(42，43)，当从喷嘴喷射至压力增加部分的入口制冷剂与从蒸发器抽出的制冷剂混合时，所述压力增加部分(42，43)通过将制冷剂的速度能转变为压力能而增加制冷剂的压力，其中：
压力增加部分至少在从压力增加部分的入口的预定范围中具有锥形部分(42a)，及
锥形部分(42a)被安装以增加从压力增加部分的入口至压力增加部分的出口的通道截面面积。

10、  根据权利要求9的喷射器减压装置，其中，锥形部分的预定范围大约等于或大于压力增加部分的入口的直径的10倍。

11、  根据权利要求9的喷射器减压装置，其中：
喷嘴具有中心轴线(L1)，所述中心轴线(L1)以偏移角(θ)与压力增加部分的中心轴线(L2)相交；及
锥形部分(42a)的锥形角(α)被设置等于或大于两倍的偏移角(θ)。

12、  根据权利要求9-11的任一的喷射器减压装置，其中，压力增加部分包括混合部分(42)，从喷嘴喷射出的制冷剂和从蒸发器抽出的制冷剂在所述混合部分(42)内混合，和扩散器(43)，所述扩散器(43)将制冷剂的动压改变为静压。

13、  根据权利要求1-3和9-11的任一的喷射器减压装置，其中，二氧化碳被用作制冷剂。

喷射器减压装置
技术领域
本发明涉及一种喷射器减压装置，其适用于蒸汽压缩制冷剂循环，此循环中被压缩在压缩机中的高温和高压制冷剂在制冷剂散热器内被冷却，且被减压后的低温和低压制冷剂在蒸发器内被蒸发。具体而言，本发明涉及一种喷射器循环的喷射器结构。
背景技术
喷射器循环的喷射器是包括喷嘴和压力增加部分的动力泵(JISZ8126(1994)No.2.1.2.3)，制冷剂在所述喷嘴内被减压以产生高速制冷剂流。在压力增加部分内制冷剂通过从喷嘴喷出的高速制冷剂(驱动制冷剂)的卷吸功能被抽出，且当自蒸发器抽出的制冷剂和自喷嘴的驱动制冷剂被混合时，制冷剂的压力通过协调速度能和压力能而被增加。
在喷射器循环中，将被吸入压缩机的制冷剂的压力通过将压缩机中的膨胀能量转变成压力能而被增加，由此，减少压缩机消耗的动力。此外，制冷剂通过使用喷射器的泵功能被循环进入喷射器循环的蒸发器中。但是，当喷射器的能量转换效率，即，喷射器效率降低时，将被吸入到压缩机的制冷剂的压力不能通过喷射器被充分地增加。在这种情况下，压缩机消耗的动力不能被充分地减少。
此外，当喷嘴的轴线从压力增加部分较大偏离时，自喷嘴喷射出的高速制冷剂与压力增加部分的内壁表面碰撞，且制冷剂流受扰。在这种情况下，由于制冷剂流受到扰动，引起了涡流损失，且喷射器效率降低。
发明内容
鉴于上述问题，本发明的一个目的是提供一种喷射器减压装置，其可以充分地提高喷射器效率。
本发明的另外一个目的是提供一种喷射器减压装置，其可以有效地限制其中引起的涡流流失。
根据本方面的一个方面，用于蒸汽压缩制冷剂循环的喷射器减压装置包括喷嘴，其通过将制冷剂的压力能转变为速度能使自制冷剂散热器流出的制冷剂减压，和压力增加部分，当自喷嘴喷射出至压力增加部分的入口的制冷剂和自蒸发器抽出的制冷剂被混合的同时，所述压力增加部分通过将制冷剂的速度能转变为压力能增加制冷剂的压力。在喷射器循环中，喷嘴相对压力增加部分的同轴度等于或低于在压力增加部分的入口的压力增加部分直径的30％。相应地，可以限制自喷嘴喷射出的高速制冷剂流与压力增加部分的内壁表面碰撞，由此限制由于碰撞产生的制冷剂流扰动。结果，其可以限制由此导致的涡流流失，且很容易地保持必要的喷射器效率。通常，喷嘴相对于压力增加部分的同轴度处于压力增加部分的入口处的压力增加部分的直径的0.3％-30％范围之内。
优选地，喷嘴相对于压力增加部分的同轴度等于或低于在压力增加部分的入口的压力增加部分的直径的20％。更优选地，喷嘴相对于压力增加部分的同轴度等于或低于在压力增加部分的入口的压力增加部分的直径的15％。在这种情况下，自喷嘴喷射出的高速制冷剂的碰撞可以被更有效地限制。
可选地，自压力增加部分的入口压力增加部分具有至少一个在预定范围内的锥形部分，锥形部分被提供以增加从压力增加部分的入口朝向压力增加部分的出口的通道截面积。在这种情况下，可以限制自喷嘴喷射出的高速制冷剂与压力增加部分的内壁表面碰撞，由此限制由于碰撞产生的制冷剂流扰动。结果，可以限制所引起的涡流流失，且可以容易地保持必要地喷射器效率。
通常，压力增加部分包括混合部分，其中自喷嘴喷射出的制冷剂和自蒸发器吸出的制冷剂被混合，以及扩散器，其将制冷剂的动压变为静压。此外，锥形部分的预定范围大约等于或十倍于在压力增加部分的入口的直径。在这种情况下，喷射器效率可以被进一步提高。
优选地，喷嘴具有中心轴线(L1)，其以偏斜角(θ)与压力增加部分的中心轴线(L2)相交，且锥形部分的圆锥角(α)被设置等于偏斜角(θ)或大于偏斜角(θ)两倍。
通常，在本明中，同轴度是喷嘴的中心轴线(L1)相对于在压力增加部分的预定位置(例如，入口)的压力增加部分的中心轴线(L2)的偏距。
附图说明
本发明的其它目的和优点通过下面与附图一起的优选实施例的详细说明将变得显而易见，其中：
图1是显示根据本发明实施例的喷射器循环的示意图；
图2是显示根据本发明第一实施例的喷射器(喷射器减压装置)示例的示意截面图；
图3是显示第一实施例的另一喷射器示例的示意截面图；
图4是显示用于说明本发明的喷射器示例的示意截面图；
图5是显示制冷剂压力和喷射器循环中的比焓之间的关系的莫里尔图(p-h图)；
图6是显示根据本发明第一实施例的同轴度和喷射器效率之间的关系的图表；
图7A和7B是用于说明本发明的同轴度的示意截面图；以及
图8是显示根据本发明的第二优选实施例的喷射器(喷射器减压装置)的示意截面图。
具体实施方式
本发明的优选实施例在下文中参照附图(第一实施例)将被描述。
[第一实施例]
在第一实施例中，喷射器循环的喷射器(喷射器减压装置)被典型地用作热水器。在图1中所示的喷射器循环中，碳氟化合物(氟里昂，R404a)或二氧化碳或类似物可以用作制冷剂。
在喷射器循环中，压缩机10吸入并压缩制冷剂。压缩机10通过电机(未显示)驱动，且压缩机10的转动速度被控制，这样，从压缩机10释放的制冷剂温度或制冷剂压力变为预定值。即，从压缩机10释放的制冷剂量通过控制电机而被控制。
水—制冷剂热交换器20(制冷剂散热器，高压热交换器)被安装以执行从压缩机10释放的制冷剂和将被供应到箱中的水之间的热交换。因此，在水—制冷剂热交换器20中，将被供应到箱中的水被加热，且从压缩机10释放的制冷剂被冷却。通常，流动在水—制冷剂热交换器20内的水的流动方向与其中流动的制冷剂的流动方向相反。
例如，当氟里昂被用作制冷剂时，从压缩机10释放的制冷剂被冷却并在水—制冷剂热交换器20中被冷凝。相反，当二氧化碳被用作制冷剂时，高压侧的制冷剂压力变得等于或高于制冷剂的临界压力。在这种情况下，当从压缩机10释放的制冷剂不被浓缩在水—制冷剂热交换器20内时，从制冷剂入口到制冷剂出口的制冷剂温度降低。
蒸发器30被安装以蒸发液体制冷剂。特别地，蒸发器30时低压热交换器(吸热器)，其通过从外界空气吸热蒸发液体制冷剂。
当减压的和膨胀的制冷剂从水—制冷剂热交换器20流出时，喷射器40吸入在蒸发器30内蒸发的制冷剂，并通过转变制冷剂的膨胀能为压力能而增加将被吸入压缩机10内的制冷剂的压力。
气—液分离器50将来自喷射器40的制冷剂分离为气态制冷剂和液态制冷剂，且在其中存储分离的制冷剂。气—液分离器50包括连接到压缩机10吸入孔的气态制冷剂出口，和连接到蒸发器30入口侧的气态制冷剂出口。节流阀60被安装在气—液分离器50的液态制冷剂出口和蒸发器30入口端之间的制冷剂通道内，这样，从气—液分离器50供应至蒸发器30的液态制冷剂被减压。
接着，喷射器40的结构参照图2具体描述。如图2所示，喷射器40包括喷嘴41，混合部分42和扩散器43。喷嘴41通过转变高压制冷剂压力能为速度能等熵地减压和膨胀来自水—制冷剂热交换器20的高压制冷剂。来自蒸发器30的气态制冷剂通过从喷嘴41喷射出的高速制冷剂流而被吸入混合部分42，且吸入的气态制冷剂和喷射的制冷剂在混合部分42内被混合。当进一步混合从蒸发器30吸入的制冷剂和从喷嘴41喷射的制冷剂时，扩散器43通过转变制冷剂的速度能为制冷剂的压力能而增加制冷剂压力。
在混合部分42内，从喷嘴41喷射的制冷剂和从蒸发器30吸入的制冷剂被混合，这样，两种制冷剂流的动量总和被保存。因此，混合部分42内的制冷剂的静压也被增加。因为扩散器43内的制冷剂通道的截面积慢慢地增加，所以制冷剂的动压在扩散器43内被转变为制冷剂的静压。这样，在混合部分42和扩散器43内制冷剂压力被提高。相应地，在此实施例中，压力增加部分由混合部分42和扩散器43构成。理论上，在喷射器40内，制冷剂压力在混合部分42内被增加，这样，两种制冷剂流的总动量被保存在混合部分42内，且制冷剂压力在扩散器内被进一步提高，这样，制冷剂的总能量被保存在扩散器43内。
喷嘴41为拉瓦勒喷嘴，其具有喉部分41a和喉部分41a下游的膨胀部分41b。这里，喉部分41a的截面面积是喷嘴41的制冷剂通道内是最小的。如图2所示，膨胀部分41b的内部径向尺寸从喉部分41a至喷嘴41下游末端(出口)逐渐增加。
针阀44通过执行器45在喷嘴41的轴向移动，这样，喷嘴41的制冷剂通道的节流阀的打开程度被调整。即，喷嘴41内的喉部分41a的打开面积通过针阀44的位移而被调整。在喉部分41a上，通道截面面积在喷嘴41内变为最小。针阀44在其尖端部分具有圆锥形。在此实施例中，包括螺钉机构的诸如线性螺线管发动机的电力执行器和步进电机被用作执行器45。
此外，高压制冷剂的温度通过温度传感器(未显示)被检测，且高压制冷剂的压力通过压力传感器(未显示)被检测。然后，喷嘴41的节流阀的打开程度通过针阀44控制，这样，由压力传感器检测的压力变为目标压力，所述目标压力基于温度传感器的检测温度被确定。温度传感器被安装在高压侧以检测喷射器循环内的高压侧制冷剂的温度。目标压力被确定，这样，相对喷射器内在高压侧的制冷剂温度，喷射器循环的系数变为最大。如图5所示，在二氧化碳被用作制冷剂的情况下，当热负荷较高时，高压侧制冷剂的压力被确定高于制冷剂的临界压力。在这种情况下，喷嘴41的节流阀打开程度被控制，这样，流入喷嘴41的制冷剂的压力变得等于或高于临界压力。相反，当热负荷小时，流入喷嘴41的制冷剂的压力被设置的低于制冷剂的临界压力，喷嘴41的节流阀打开程度得以控制，这样，流入喷嘴41的制冷剂具有预定的过冷度数。
接着，喷射器循环的操作将被说明。在喷射器循环中，当二氧化碳被用作制冷剂时，图5所示的参照数字C1-C9相应地指示位于图1所示的参照数字C1-C9指示的不同位置的制冷剂。
在喷射器循环中，制冷剂在压缩机10内被压缩，且被释放到水—制冷剂热交换器20以加热将被供应到水箱的水。从压缩机10释放的制冷剂在水—制冷剂热交换器20内被冷却，且通常在等熵状态中的喷射器40的喷嘴41中减压。
制冷剂的流速在喷射器40的喷嘴41内被增加以等于或大于在喷嘴41的出口的声速，并流入喷射器40的混合部分42。此外，蒸发器30内蒸发的气态制冷剂通过泵送功能被吸入喷射器40的混合部分42，所述泵送功能应归于从喷嘴41流入混合部分42的高速制冷剂的卷吸功能。从蒸发器30吸入的制冷剂和从喷嘴41注入的制冷剂在混合部分42内被混合，并在扩散器43内制冷剂的动压转变为制冷剂的静压后，流入气—液分离器50。因此，低压侧制冷剂通过节流阀60、蒸发器30和喷射器40的压力增加部分并以此顺序从气—液分离器50循环到气—液分离器50。
下面，喷嘴41相对混合部分42(压力增加部分)的同轴度参照图4、7A和7B将被描述。如图4所示，当喷嘴41的中心轴线L1自混合部分42的中心轴线L2偏移时，从喷嘴41喷射出的高速制冷剂与压力增加部分的内壁表面碰撞。相应地，在此实施例中，喷嘴41的中心轴线L1自在混合部分42的入口的混合部分42的中心轴线L2的偏移量(偏距)在混和部分42的入口被设置等于或低于的混合部分42的入口直径φ1的30％，这样，从喷嘴41喷射出的高速制冷剂至混合部分42(压力增加部分)的内壁表面的碰撞被有效地限制。即，如图2所示，喷嘴41被安装在用于形成压力增加部分的主体46内，这样，喷嘴41相对于混合部分42的同轴度变得等于或低于混合部分42的入口直径φ1的30％。
图7A显示喷嘴42是钟形喷嘴的情况，其中，通道截面面积从喉部分42a至喷嘴41的制冷剂喷射部分41c被扩大。图7B显示喷嘴42是锥形喷嘴的情况，其中，在喉部分41a的通道截面面积与制冷剂喷射部分41c相近。
在图7A中，Δd指示喷嘴41的中心轴线L1相对混合部分42的中心轴线L2在混和部分42的入口的偏移量。通常，喷嘴41相对于混合部分42的同轴度通过偏移量(公差)被指示。此外，本发明可以被用于多种喷射器。相应地，在此实施例中，同轴度通过偏移量Δd相对混合部分42的入口直径φ1的百分数(Δd/φ1)指不。
同样地，在图7B中，Δd指示喷嘴41的制冷剂喷射部分41c的中心d1相对于在混合部分42的入口的混合部分42的中心的偏移量(偏距)。此外，与图7A相似，同轴度通过偏移量Δd相对混合部分42的入口直径φ1的百分数(Δd/φ1)指示。
在第一实施例中，喷嘴41的中心轴线L1(中心d1)和混合部分42的中心轴线L2(中心d2)在混合部分42的入口被测量，且偏移量Δd用喷嘴41的中心轴线L1(中心d1)和混合部分42的中心轴线L2(中心d2)在混合部分42的入口计算。但是，喷嘴41的中心轴线L1(中心d1)和混合部分42的中心轴线L2(中心d2)可以在混合部分42的另外部分测量，且偏移量Δd可以被计算。例如，喷嘴41的中心轴线L1(中心d1)和混合部分42的中心轴线L2(中心d2)在混合部分42的出口部分被测量。
在此实施例中，喷嘴41或/和主体46的尺寸，及将喷嘴41安装到主体46内的位置被控制，这样，同轴度被确定在预定的范围内(如3-30％)。
图6显示由本发明的发明者通过使用日本电冰箱协会规定的试验方法所做的喷射器循环的试验结果。在图6中，当使用二氧化碳时，喷射器系数和同轴度之间的关系在额定的试验条件和冬季试验条件下被指示。此外，当R404a(氟里昂)被用作制冷剂时，喷射器系数和同轴度之间的关系在额定的试验条件下被指示。
如图6所述，在二氧化碳被用作制冷剂的情况下，当喷嘴41被安装到主体46(压力增加部分)时，这样以至于喷嘴41相对于混合部分42的同轴度等于或低于混合部分42的入口直径φ1的30％，至少，必要的喷射器效率(如30％)可以被保持，这在将二氧化碳用作制冷剂的喷射器循环中是必要的。即，当喷嘴41相对于混合部分42的同轴度等于或低于混合部分42的入口直径φ1的30％时，其可以限制从喷嘴41喷射出的高速制冷剂流与混合部分42的内壁表面碰撞，由此，限制所引起的涡流损失。类似地，在氟里昂(如R404a)被用作制冷剂的情况下，当喷嘴41相对于混合部分42的同轴度等于或低于混合部分42的入口直径φ1的30％时，至少，使用R404a作为制冷剂的喷射循环所必须的喷射器效率(如高于13％)可以被保持。
此外，如图6所示，与R404a被用作制冷剂的情况比较，当二氧化碳被用作制冷剂时，喷射器效率相对同轴度可以被更有效地提高。
相应地，在此实施例中，当喷嘴41相对于混合部分42的同轴度等于或低于混合部分42的入口直径φ1的30％时，将被吸入到压缩机10的制冷剂的吸入压力在喷射器40内可以被充分地增加。由此，压缩机10的耗电量可以被充分地降低，喷射器循环的性能系数(COP)可以被提高。
通常，基于喷射器40的制造限制同轴度被确定等于或大于0.3％。在此实施例中，喷嘴41相对于混合部分42的同轴度被确定在混合部分42的入口直径的0.3％-30％的范围内。在这种情况下，喷射器循环的必须的喷射效率可以被容易地保持。
在二氧化碳被用作制冷剂的情况下，当喷嘴41相对于混合部分42的同轴度被设置在混合部分42的入口直径的0.3％-30％的范围内时，在喷射器40的喷嘴41内被减压之前的高压侧制冷剂的压力大概在8-14Mpa的范围内，且在喷射器40的喷嘴41内被减压之后的低压侧制冷剂的压力大概在2-5Mpa的范围内。
在此实施例中，当喷嘴41相对于混合部分42的同轴度被设置在混合部分42的入口直径的0.3％-20％的范围内时，喷射器循环的喷射器效率可以被提高。更优选地，当喷嘴41相对于混合部分42的同轴度被设置在混合部分42的入口直径的0.3％-15％的范围内时，喷射器循环的喷射器效率可以被进一步提高。
(第二实施例)
本发明的第二实施例参照图8将被描述。
在上述第一实施例中，混合部分42的直径大概至少自混合部分42的入口的预定范围中被设置为常值。但是，在第二实施例中，锥形部分42a被安装在混合部分42内，这样，混合部分42的通道截面积(即，直径)在从混合部分42的入口的至少预定范围中从混合部分42的入口至混合部分出口被扩大。在图8的例子中，锥形部分42a被安装在从混合部分42的入口至混合部分42的出口的整个范围内。在此情况下，混合部分42的通道截面面积(如直径)从混合部分42的入口至混合部分42的出口被增加。
因为混合部分42设有锥形部分42a，其可以限制从喷嘴41喷射出的高速制冷剂与混合部分42的内壁表面碰撞，由此限制由于扰乱的制冷剂产生的涡流损失。结果，可以很容易获得较高的喷射器效率。
在图8的例子中，锥形部分42a被大致安装在混合部分42的整个区域内。通常，从喷嘴42的出口流出的制冷剂的流速离喷嘴41越近则越高，即，离混合部分42的入口越近速度越高。通常，当锥形部分42a被安装在至少从混合部分42(压力增加部分)的入口的预定范围内，其十倍于混合部分42的入口直径φ1或更多，这可以充分获得必要的喷射器效率。
此外，在第二实施例中，当锥形部分42a的锥形角被指示为α时，且当喷嘴41的中心轴线L1和混合部分42的中心轴线L2的偏移角为θ时，α≥2θ(即，1/2α≥θ)。在此实施例中，锥形角根据JIS B 0612(1987)限定。即，当喷嘴41的中心轴线L1以偏移角θ与压力增加部分的中心轴线L2交叉时，锥形部分42a的锥形角α被设置等于或大于偏移角θ的两倍。
第二实施例描述的本发明可以与第一实施例中描述的本发明相结合。
(其它实施例)
尽管本发明结合优选实施例参照附图已被充分描述，但是要注意的是本发明的不同变化和改良对普通技术人员而言将变得显而易见。
在上述实施例中，本发明被典型地用于水加热器。但是，本发明可以被用于另外的诸如空调和电冰箱的喷射器循环。
在上述实施例中，喷嘴41的节流阀打开程度通过使用针阀44很容易地控制。但是，本发明可以被用于喷射器循环而无需针阀。在这种情况下，喷射器具有固定的打开程度。
这些变化和改良可以被理解为通过权利要求书限定的本发明的范围内。