双相流透平机 本发明涉及压缩/膨胀制冷，特别是有关用在冷冻器、空调器、热泵或制冷系统中来膨胀冷凝制冷剂使之减压并回收一部分压缩流体能量的透平膨胀器。
单流体双相流系统在冷凝热交换器和蒸发热交换器之间一般采用一膨胀阀、浮阀或其它机械压力调节器，使流体膨胀，即对制冷剂流体进行节流，使之从高压到低压。
为了提高制冷效率，人们在以前就已提出在制冷循环中使用透平机或透平膨胀器。这需要用某种形式的双相流透平机来用等熵膨胀过程代替节流膨胀阀的等焓膨胀过程。即，透平机吸收一些膨胀制冷剂的能量，再把它转换成转动能。同时，进入蒸发器内的制冷剂的液体部分增加。理论上，膨胀制冷剂的能量可以回收以用来减少驱动系统中压缩机所需要的马达的能量。
编号为4,336,693的美国专利描述了一种反冲式或反作用式透平机作为膨胀级的制冷系统。在此方法中，用一离心反作用式透平机来完成膨胀过程，并在提取动力之前把蒸汽从液体从分离出来。它的效率高于传统的透平膨胀器。在此专利中，透平机产生的能量能用来驱动一负载，例如一发电机。
然而，由于某些原因，起此作用的透平机没有达到特别高的效率。在大多数制冷过程中，制冷剂从一饱和液体状态变成一低质量地双相液体/蒸汽状态，与压缩机所需要的输入功相比，膨胀过程只产生相对来说很少量的功。此外，传统使用的透平机不仅容量比压缩机小，而且由于膨胀流体的双相流和速度，透平机在低效率的情况下运行。为了得到最佳效率，双相流透平机还需要一个与压缩机完全不同的速度。因此，由于节流阀的购置成本和维修费用比较低，而透平膨胀器的能量回收所提供的少量节省和效率增益起不了什么作用，所以已有技术的工程实施不采用透平膨胀器。
只要能满足透平机对制冷系统其余部分的临界关系，单流双相流透平膨胀器就能成为实用和有效的膨胀器。如果透平机转子有一个把它用作高效膨胀器的设计速度，透平机与制冷剂的特性如蒸汽密度和双相流声速匹配，制冷系统(即制冷器、冷冻器或空调器)的容量满足透平膨胀器的最佳质量流条件，那么透平机转子轴就可与压缩机的传动装置直接联接。然而，以前的系统没有能达到这些要求，所以没有获得所希望的效率的提高。
对于中、高压制冷剂例如R134A和R22，揭示在里茨等人的编号为4,298,311的美国专利、海斯等人的编号4,336,693和4,438,638的美国专利，可以采用双相流透平膨胀器。这些专利涉及到用一双相工质驱动的透平机，其中的流体质量的大部分(例如90％)是液体，一个或多个喷嘴把冷凝制冷剂对准转子以使蒸汽和液体的混合物冲击转子。这些透平机被设计成反作用式透平机，使膨胀蒸汽的动能转变成轴的输出动能，而不是转变成热量。这在理论上使膨胀之后的工质总质量的液体部分达到最大值。
然而在任何给定的使用场合，提供最佳膨胀的透平机的尺寸并不能供应适当的输出轴动力。没有人尝试使对于一给定质量流的透平机的膨胀容量与所需的轴速度相匹配以便能够和压缩机的传动装置直接联接。
本发明的一个目的是提供使用一双相流透平膨胀器的制冷系统，此双相流透平膨胀器使冷凝流体接近等熵膨胀，并能回收用于压缩的大部分能量，从而避免了已有技术工艺的缺陷。
本发明目的通过权利要求的前序部分的方法及设备和其特征部分所述的特征来达到。
具有稍许过冷低蒸汽质量的输入状态的单流体双相流透平膨胀器直接(即机械地)连接到制冷压缩机的传动机构，它既能等熵地膨胀冷凝制冷剂，也能回收大量的制冷剂压缩能，并把回收的能量用于转动压缩机。
对于一100吨到1000吨容量的制冷系统，采用一高压制冷剂如R22或R134A，及一双极感应式电动机(每分钟3000-3600转)驱动的离心或螺旋压缩机，透平机的效率大约为60％。与采用节流膨胀阀的制冷剂系统相比，该透平机把电动机负荷减少6-15％，具体数字视运行条件而定。一采用低压制冷剂例如R123或R245ca的类似的制冷系统，由于需要加大透平机转子直径和降低转子轴速度而只能回收少量的能量。理论上可回收约2-6％的能量。
如果在低于100吨容量的制冷系统中采用该透平膨胀器，该制冷系统具有一螺旋压缩机或者能达到速度与容量之间临界关系的其它类型的旋转压缩机，那么能量的有效回收也能实现。例如在用高压制冷剂的制冷系统中，该透平膨胀器能直接与一以每分钟12,000转的转速转动的40吨齿轮传动螺旋压缩机或一以每分钟40,000转的转速转动的变换器驱动的5吨涡旋压缩机的高速轴直接联接。
该透平机具有比较简单的结构，它包括一带周缘叶片的转盘和一容纳转盘且含有一组指向叶片的喷嘴的喷嘴块。每一个喷嘴有一个进口节流孔板以利于从液体闪蒸的蒸汽泡的破裂。喷嘴有一个朝中间收缩随后朝出口扩大的内部几何形状。这样的设计能达到超音速排放速度，并能产生一有助于液体滴破裂的通流或贯流梯度。转子叶片呈曲面型以产生一纯冲击式结构，以免在转子处的双相混合体的再次闪蒸。转子为一轴向流结构，在叶片周围有一圆周护罩以免液阻，从而避免液体的循环和再进入。
本发明的上述和其他目的、特点和优点可从下面的对一个较佳实施例的详细描述和参阅附图而显得更为清楚。
图1是采用一透平膨胀器的单流体压缩/膨胀制冷系统的示意图。
图2A和2B分别是使用一节流膨胀阀和透平膨胀器的制冷系统中的制冷剂压缩/膨胀循环示意图。
图3是根据本发明一实施例使用离心压缩机和透平膨胀器组合的制冷系统的剖面图。
图4是本实施例透平膨胀器的转子和喷嘴块的立体图。
图5是与图4相似的立体图，其中用虚线示出喷嘴块。
图5A是转子的示意图，它示出了叶片型面的几何形状。
图6是本实施例喷咀之一的纵向剖视图。
图7是另一较佳实施例的立体图，图中示出了一高速螺旋压缩机及一用虚线示出的透平膨胀器。
图8、9和10是本发明几个不同实施例的示意图。
请首先参阅图1，图1示出了一用于热泵、制冷器、冷冻器和空调器的制冷系统10，此制冷系统包括一用电动机12或其它原动机驱动的压缩机11。该压缩机11压缩以液态和汽态存在于制冷系统中的工质。该压缩机把高压、高温的压缩蒸汽排到一冷凝器13，该冷凝器13排出工质中的热量并把高压蒸汽冷凝成高压液体。液体从冷凝器13流到透平膨胀器14。高压液体流进高压孔并靠膨胀工质的动能驱动透平机转子。换句话讲，一部分由压缩机赋与工质的能量由致冷膨胀器回收。由此工质以低压流进蒸发器15，工质在蒸发器中吸收周围区域的热量，所吸收的热量使工质从液态转变成汽态，蒸发器15中的蒸汽再次从进入口进入压缩机11。在示意图中，从透平膨胀器14到压缩机11之间的连接件16把两者的轴机械地连接起来，而使该透平膨胀器14有效地协助电动机12驱动压缩机11，透平膨胀器减轻了一部分压缩机对电动机12的功率要求，这样制冷循环的运行效率比用其它类型的膨胀器如节流膨胀阀要高。
图2A是一具有一节流膨胀阀的已有技术制冷系统中的蒸汽压缩曲线。示意图中的温度T作为纵座标，熵S作为横座标。压缩/膨胀循环对蒸汽等熵压缩用一垂直线A表示，随后的蒸汽过热冷却发生在线B1，接着是B2线的双相等温冷凝。当工质通过节流阀膨胀器时，工质经历等焓膨胀，如曲线C所示膨胀曲线稍稍往右下倾。蒸发器中流体的等热蒸发以图中的水平直线D表示。从示意图可以很清楚地看出，由于在制冷系统低压侧将液体转变成蒸汽时消耗掉了部分冷凝工质的压缩能，在等焓膨胀中膨胀后的制冷剂工质的质量稍有增加。为了提高工作效率，工质质量即膨胀制冷剂的蒸汽部分应尽可能少。
图2B为一类似于图2A的示意图，但制冷系统通过透平膨胀器实现了工质的等熵膨胀，等熵膨胀用一垂直线C’表示。这里至少从通过膨胀器的工质中回收了一些压缩能，并转变成机械能而返回到压缩机。这意味着流进蒸发器的制冷剂存着较多的液体部分。在制冷剂的质量流相同的情况下，可以实现较大的冷却量。有效地使用透平膨胀器，就可以获得较高的冷却效率。采用高压制冷剂如R12、R22和R134A，通过传统的膨胀阀，节流损失高达20％；而对于低压制冷剂如R123或R245ca，节流损失达12％。但是如果用效率为50％的透平膨胀器代替节流型膨胀器，将能降低很多节流损失。因此，与压缩机轴直接机械联接的透平膨胀器能显著提高制冷效率。到目前为止，使用透平膨胀器以提高制冷循环的效率还是一个不能实现的想法。把透平膨胀器与冷却系统匹配的实施还没有能实现。例如为了有效运行，透平膨胀器轮子的尺寸和旋转的速度必须与制冷系统所需的质量流和压降匹配。此外，为了经济上的原因，该透平机速度也应与压缩机传动机构的轴转速相对应。为了有效运行，透平机必须对压缩机提供较大的动力，这样才能证明增加透平机所花的代价是合算的。最后，透平机结构必须是简单而可靠，以使购置成本和维修费用达到最低。
图3是本发明一较佳实施例的压缩机和膨胀器相组合的制冷系统的剖面图。其中一三相两极电动机12与一高速离心压缩机11的外壳相连接。该压缩机有一进入口18和一叶轮或转子19，蒸汽从蒸发器馈入进入口18，转子轴以一般大约为每分钟15,000转的高速驱动该叶轮或转子19。工质离心运转并进入扩散室21，在那儿来自叶轮的动能转变成压力。随后被压缩的气体流到与冷凝热交换器(未图示)联接的出口22。叶轮轴20通过增速齿轮箱23驱动，而该齿轮箱23本身则由电动机12的轴24驱动。此实施例的电动机轴24以约每分钟3600转的设计速度转动。
连接电动机12另一端的是透平膨胀器14。其中的进入室25接收高压冷凝液体工质，而出口室26把低压工质排放到蒸发热交换器(未图示)。
在透平膨胀器14内，一转盘27安装在一与电动机轴24接合的轴28上。一喷嘴块29圆周地环绕转盘27并包含多个喷嘴30。这些喷嘴的近端与进入室25保持联通，远端则指向转盘27的边缘。图4和5示出了转盘27和喷嘴块29的总的结构。转盘27有周缘叶片31，它被安装成用于轴向流并被设计成具有凹型的冲击反作用式叶片，在叶片31型面的出口侧(即图5A中的顶部)上有突转弯头如图5A所示。装在叶片31径向朝外边缘的转盘护罩32可避免液阻。转盘27为一纯冲击式结构以避免转子内的双相流混合体的闪蒸。轴向流结构还避免了发生在径向流入结构中的液体离心的不良效应、或者液体经过叶片顶部重新进入转盘的不良效应。叶片出口处的突转弯头减少了在叶片压力表面的液体摩擦。
图6的剖面图示出了喷嘴30的结构。一进入口多孔节流孔板33，由于提供了大量的小通道而当蒸汽泡从液体闪蒸时能有利于蒸汽泡的破裂。喷嘴30有一个收缩/扩大结构的内部型面34，即型面收缩于腰部35，随后扩大于出口端，在一常用的结构中，喷嘴能达到每秒200英尺的输出速度、52psia的输出压力及0.15的蒸汽率。在此实施例中，转盘27有7.5″直径以便在每分钟3600转最佳转子速度时，转盘有一个每秒100英尺的叶片线性速度。即叶片速度是双相流混合体速度的一半。意即双相流体从喷嘴到转子叶片的冲撞产生一极小的闪蒸，而大量的液-汽混合体的动能传递到了转盘27。在采用一高压制冷剂(典型的有R134A)的500吨冷却水的冷冻装置中，透平膨胀器有一每分钟20立方英尺的进入口容积流量率和一每分钟大约265立方英尺的出口容积流量率。具有约3.5平方英寸的喷嘴截面面积的等熵排出速度为每秒200英尺。如上所述转子的直径为7.5英寸。以每分钟3600转的转子速度运转时，透平机的总效率为60％，并且它输出功率可达约为17.5马力。对于一个采用低压制冷剂如R245CA的类似500吨制冷系统，透平膨胀器将有一每分钟17立方英尺的输入容积流量率和一每分钟1206立方英尺的输出容积流量率。21.4平方英寸的喷嘴截面面积的等熵喷嘴排出速度为每秒161英尺。在这种情况下，为了使转子得到最佳速度，转子直径应需要25英寸，必须要有一个每分钟1,200转的较低的最佳转子速度。把透平机转子轴通过一3∶1齿轮传动装置与电动机轴24连接就能达到此条件。对于低压系统，透平机功率即透平机回收的功率量低得多约为8.3马力，估计总效率约为45％。
再回到图5，此实施例有14个喷嘴30，它们绕喷嘴块29径向分布。但是，喷嘴数和相应的尺寸随质量流、压力差异等等因素而改变。
图7示出了另一实施例，即一用于50吨容量的小型制冷系统的高速螺旋型压缩机。在此种情况，高速螺旋压缩机40由一感应电动机41驱动，透平膨胀器43与压缩机高速阳螺旋(未图示)的轴联接。在用虚线表示的透平膨胀器，转子44由喷嘴45的喷射流来旋转驱动。进入室46接收高压液体工质，而输出室47排出低压液/汽混合体的工质。除了已知实施例的压缩机和齿轮传动螺旋压缩机以外，双相流透平膨胀器也可以与多种压缩机的传动轴直接联接。即透平膨胀器可以轴对轴或通过齿轮装置与制冷器、空调机或冷冻器的压缩机的传动机构直接联接。
本发明制冷系统的几种变异形式见图8-10。例如结合图3描述过的装置是一个开式传动装置，在那儿电动机12不在一制冷剂气氛中。在透平机14和电动机轴24之间及电动机轴24和压缩机11之间需要分开的隔离密封件。然而，在图8中所示的装置中，透平膨胀器14安装在用于离心压缩机11的齿轮箱23前面的电动机轴上。透平膨胀器14和压缩机11两者都安装在同一个压缩机外壳47内，因此仅需要一个密封件46，并安装在进入压缩机外壳47处的电动机轴24上。透平膨胀器14支承在低速电动机轴上或低速齿轮传动轴上的轴承间。此装置减少了系统需要密封件的数量。在轴承间安装透平机还为透平机提供了改进的支承从而降低了振动。
另外，在前面结合图3描述的开式传动压缩机装置中，齿轮箱23安置在压缩机外壳内，因而维修较难。较高的气阻损失随密封齿轮箱而产生。在图9所示的装置中，增速齿轮箱48安置在电动机轴上，并且还有一直接与离心压缩机11的转子联接的输出轴。减速齿轮箱23’与高速轴联接，还与透平膨胀器14联接，该透平膨胀器与通常为每分钟3600转的减低的速度相匹配。当透平机14以低功率相对于压缩机11运行时，齿轮箱23’就能比前述图3的实施例所需要的齿轮箱轻而价低。此外，和图8所示的实施例一样，如果透平膨胀器14和压缩机11都安装在同一个外壳47内，就只需一个密封件46。
图10示出了一根据本发明的密封装置，在此装置中一高速电动机12’与一齿轮减速器23’、透平膨胀器14和压缩机11密封于同一外壳内。一高频变换器50为电动机12’提供高频交流电源，以直接驱动高速压缩机11。此系统在外壳47内完全密封，并只使用了极少的几个机械部件。