CN1410731A - 喷射泵循环*** - Google Patents

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Abstract

在喷射泵循环***中，可变节流阀(450)设置于喷射泵(400)的上游方。当喷射泵循环***中高压一侧的致冷剂压力接近等于或高于致冷剂的临界压力时，可变节流阀被完全开放。当高压一侧的致冷剂压力接近低于致冷剂的临界压力时，可变节流阀的节流阀开放度从全开放度向下降，以便高压一侧的致冷剂按照可变节流阀与喷射泵这两个步骤进行减压。因此，在喷射泵循环***的高热负载与低热负载这两种情况下，喷射泵循环***的COP都能得以提高。

Description

喷射泵循环***
技术领域
本发明涉及分两个步骤对致冷剂进行减压的喷射泵循环***。
背景技术
在JP-A-6-11197所描述的喷射泵循环***中，喷射泵吸入在低压一侧的蒸发器所蒸发的气态致冷剂，并增大将通过把膨胀能转化为压力能的方式被吸入压缩机的致冷剂的压力。在该喷射泵循环***中，喷嘴由一个固定节流阀构成。因此，当喷射泵循环***的热负载变化时，流入喷射泵的致冷剂的流量就发生变化，而且喷嘴的减压率(节流率)也要变化。尤其是，在致冷设备中，当外部气温低并且热负载为小时，则蒸发器所蒸发的致冷剂的量降低，并且致冷剂的循环量降低。在这种情况下，喷嘴中的致冷剂的减压率显著降低，因为固定节流阀中产生的压力损耗大致上是与流率的平方成正比的。因此，当选用在高热负载中具有合适的减压率的喷嘴时，就可能达不到必须的节流率，甚至在把压缩机的排放量置至最小时也会如此，而且，流入冷却器的致冷剂的流量变得大于所必需的量。结果，冷却器中的流率就显著增大。如图6中的实线(实际状态)所示，来自冷却器的致冷剂在冷却器中不进行充分致冷就被喷射泵的喷嘴减压。因此，该喷射泵循环***中的循环平衡受到破坏，该喷射泵循环***的特性系数(COP)变坏。
另一方面，当缩小喷嘴的直径以便在低热负载中获得合适的减压率(节流率)时，在高热载中获得合适的减压率(节流率)时，在高热负载中的致冷剂流量增大的时候，压缩机的负载就会过度增大。因此，在这种情况下，该喷射泵循环***的COP降低。
当在喷射泵循环***中使用二氧化碳时，在高热负载中高压一侧的致冷剂压力变得高于二氧化碳的临界压力，并且在低热负载中高压一侧的致冷剂压力变得低于临界压力。图7是一个模拟曲线图，示出了外部气温与当喷射泵循环***用于空调机时COP变为最大的合适喷嘴直径之间的关系。在图7中，喷射泵的混合部分的直径为2.7mm。如图7所示，在过临界区中的合适的喷嘴直径与在分为两个阶段的区域(非过临界区)中的合适的喷嘴直径存在非常大的区别。
发明内容
鉴于以上问题，本发明的一个目的是提供具有一个喷射泵以及一个根据高压一侧的致冷剂压力改变减压率的可变节流阀的喷射泵循环***。
本发明的另一个目的是提供一个能在运行的同时维持高COP的喷气泵循环***。
根据本发明，喷射泵循环***包括一个压缩机，用于吸入与压缩致冷剂；一个冷却器，对压缩机释放的致冷剂进行冷却；一个蒸发器，用于蒸发致冷剂；一个气-液分离器，把来自喷射泵的致冷剂分离成气态致冷剂和液态致冷剂。喷射泵包括一个喷嘴，用于把来自冷却器的高压致冷剂的压力能转变为速度能，以便高压致冷剂的减压与膨胀，以及在蒸发器中蒸发的气态致冷剂被吸收；还有一个增压部件，用于把速度能转变为压力能，以便在从喷嘴释放的致冷剂与来自蒸发器的汽态致冷剂进行混合的同时增大致冷剂的压力。在该喷射泵循环***中，在致冷剂流喷嘴的上游方设置了一个减压部件，用于对流自冷却器的致冷剂进行减压。而且，在流入减压部件之前当致冷剂的压力等于或高于一个预定压力时，减压部件的节流阀开放度变得大于在流入减压部件之前致冷剂的压力小于该预定压力时的开放度。因此，在一个高于该预定压力的压力区中只要喷嘴的径向尺寸设置合适，在热负载小，低于该预定压力的压力区中，就能够防止节流阀的开放度过度降低。这样，在高热负载和低热负载这两种情况下，喷射泵循环***的COP都能得到有效改善。
例如，当从压缩机释放的致冷剂的压力增大到致冷剂的临界压力时，该预定的压力被定为该致冷剂的临界压力。因此，在过临界区与两阶段区中，喷射泵循环***的COP均能得以有效提高。
更可取的是，在致冷剂入口一侧，在蒸发器与气-液分离器之间，设置了一个可变节流阀部件，用于对流入蒸发器的致冷剂的流量进行最低限度的控制。因此，即使在减压部件的节流阀开放度被放大时，喷射泵***的容量也能够通过对设于低压一侧的可变节流阀部件的开放度进行控制而得以精确控制。
更可取的是，可变节流阀是一个膨胀阀。在这一情况下，对可变节流阀部件的阀门开放度进行控制，以便在蒸发器出口一侧的致冷剂的受热度成为预定的度。换句话说，该可变节流阀部件是一个压差阀。在这种情况下，对该压差阀的阀门开放度进行控制，以便压差阀门的入口一侧的致冷剂与出口一侧的致冷剂间的压差成为预定的差。
附图说明
通过下面连同附图对优选实施例的详细描述，本发明的其他的目的与优势将更为容易地清晰起来。其中：
图1为一个示意图，示出了根据本发明的一个优选实施例的喷射泵循环***；
图2为一个放大的示意图，示出了在根据该实施例的喷射泵循环***中使用的喷射泵；
图3为一个三维特性曲线图，根据该实施例，示出了在从喷嘴的致冷剂中出口到喷射泵的雾化器的致冷剂出口的致冷剂相对流速，与从喷射泵的致冷剂管道部件的中心起的半径方向上的径向状态之间的关系；
图4为一个焓熵图(p-h图)，示出了根据该实施例的喷射泵的循环***的运行状态；
图5为曲线图，示出了本发明的该实施例中的功率消耗率，以及在致冷剂只在喷射泵的喷嘴(固定节流阀)中进行减压的情况下的功率消耗率；
图6为一项相关技术的喷射泵循环***的焓熵图(p-h)；
图7为曲线图，示出了合适的喷嘴直径与外部空气温度(热载)间的关系，用以对将由本发明加以解决的问题进行解释。
具体实施方式
下面将参照附图对本发明的优选实施例进行描述。
在该实施例中，本发明典型地应用于车辆空调器喷射泵循环***，其中二氧化碳(CO2)用作致冷剂。
在该实施例中，用驱动源比如说车辆的发动机(未示出)驱动压缩机100以便吸入并压缩致冷剂(如，在第一实施例中的二氧化碳)。在冷却器200(即高压一侧的热交换器)中，从压缩机100释放的致冷剂与乘客间外面的空间(外部的空气)进行热交换。压缩机100是可变排气量压缩机，释放容量(释放流量)是受控的，以便将被吸入压缩机100的致冷剂的温度达到预定的温度。
在蒸发器300(即低压一侧的热交换器)中，喷射泵循环***中的液态致冷剂与将被吹入乘客间的空气进行热交换，以使空气冷却。喷射泵400使流自吸入在蒸发器300中蒸发的气态致冷剂的冷却器200的高压致冷剂减压并膨胀，并且把膨胀能转变为压力能以增大将被吸入压缩机100的致冷剂的压力。对致冷剂减压的电可变节流阀450设置在致冷剂流向上的喷射泵400的上游方。在可变节流阀450中，节流阀的开放度可以受控以便加以改变。
如图2中所示，喷射泵400包括喷嘴410，致冷剂流动部分420，流合部分430，和雾化器440。喷嘴410通过把致冷剂的压力能(压力头)转变为它的速度能(速度头)的方式使流自冷却器200的高速致冷剂减压并膨胀。在蒸发器300中蒸发的气态致冷剂流入喷射泵400的致冷剂流动部分420。从蒸发器300流入致冷剂流动部分420的气态致冷剂借助于从喷嘴410喷出的高速致冷剂被吸入空气混合部分430，以便在混合部分430中与从喷嘴410喷出的致冷剂混合。而且，在雾化器440中，致冷剂的速度能量被转换成压力能量，以便增大将被吸入压缩机100的致冷剂的压力。致冷剂流动部分420围绕着喷嘴410形成一个圆锥形，其气道的截面积随着位置与混合部分430的接近而减小。
这里，喷射泵400中的致冷剂压力不仅在雾化器440中增大，而且在混合部分430中也被增大。因此，在喷射泵400中，增压部分是由混合部分430和雾化器440构成的。在第一个实施例中，混合部分430的横截面积保持不变，直到雾化器440为止。但是，混合部分430可以作成圆锥形，以便横截面积在朝着雾化器440的方向上逐渐变大。
如图1中所示，来自喷射泵400的致冷剂流入气-液分离器500，在该气-液分离器500中被分离为气态致冷剂和液态致冷剂。在气-液分离器500中分离出的气态致冷剂被吸入压缩机100，而分离出的液态致冷剂被吸往蒸发器300。
气-液分离器500通过致冷剂通道与蒸发器300连接。在致冷剂通道中，可以提供一个流量控制阀门600，如一个毛细管；一个固定节流阀；和一个可变节流阀。当致冷剂流径流量控制阀门600时，产生预定的压力损耗，将要被吸入蒸发器300的致冷剂得以充分减压。而且，流量控制阀门600对流入蒸发器300的致冷剂的流量进行控制。
此外，还设置了一个内热交换器700，以执行在从冷却器200流来的致冷剂与从气-液分离器500流向压缩机100气态致冷剂之间的热交换。
接着，将对喷射泵循环***的运行进行描述。压缩机100开始运行时，来自气-液分离器500的气态致冷剂被吸入压缩机100，而经过压缩的致冷剂从压缩机100释放到冷却器200中。在被压缩之前当高压侧的致冷剂压力接近等于或高于二氧化碳的临界压力时，可变节流阀450被完全开放。因此，在冷却器200中冷却的致冷剂在喷射泵400的喷嘴410中减压，而蒸发器300中的气态致冷剂被吸入喷射泵400。另一方面，当高压一侧的致冷剂压力接近低于临界压力时，可变节流阀450的节流阀开放度按照一个预定的度从全开放向下降，以便通过可变节流阀450与喷射泵400的喷嘴410这两个步骤对致冷剂进行减压。因此，在这种情况下，来自冷却器200的致冷剂在可变节流阀450和喷射泵400的喷嘴410这两个步骤中进行减压。
从蒸发器300吸入的致冷剂与从喷嘴410喷出的致冷剂在混合部430中进行混合，而致冷剂的动压力被转变为其静压力。然后，来自喷射泵400的致冷剂流入气-液分离器500。
另一方面，由于气态致冷剂从蒸发器300被吸入喷射泵400，来自气-液分离器500的液态致冷剂流入蒸发器300，通过从空气中吸热的方式被蒸发，以便被吹入乘客间。
图3是一个模拟结果，示出了从喷嘴410的致冷剂出口到雾化器440的致冷器出口的致冷剂流速(相对速度Vgi/Vgno)与从喷射泵400的致冷剂通道横截面的中心起的半径方向上的径向位置之间的关系。进行图3的模拟，假定致冷剂流速的分布(气体流速分布)是以一条中心轴线为基准而对称的，并假定喷嘴410出口处的致冷剂流速为1。在图3中，A表示从喷嘴410流出的射流气态致冷剂，B表示从蒸发器300吸入的吸气致冷剂(吸流气体)。如图3所示，当射流气态致冷剂吸收来自蒸发器300的致冷剂并对其加速时，喷嘴410释放的射流气态致冷剂的流速变低。因此，在混合部分430的致冷剂出口一侧(雾化器440的致冷剂入口一侧)，如图3中“a”所示，射流气态致冷剂流速的下降接近终止，而如图3中“b”所示，从蒸发器300吸入的气态致冷剂被充分加速。也就是说，在混合部分430的致冷剂出口一侧(雾化器440的致冷剂入口一侧)，喷嘴410所释放的气态致冷剂与从蒸发器300吸入的气态致冷剂被加以混合以便从蒸发器300吸入的气态致冷剂的流速变得接近等于出自喷嘴410的气态致冷剂的流速。在混合部分430中进行混合的致冷剂流入雾化器440，并且在致冷剂的流速增大的同时，在雾化器440中致冷剂的压力增大。
在理想喷射泵400中，致冷剂的压力在混合部分430中增大，以便出自喷嘴410的驱动流致冷剂(射流致冷剂)的动量与出自蒸发器300的吸流致冷剂的动量的总和得以维持，并且在雾化器440中致冷剂压力增大，以便其能量得以维持。
根据本发明，当压缩机100释放的高压一侧的致冷剂的压力接近等于或高于临界压力时，可变节流阀450全开放，以便致冷剂在喷嘴410中减压，而无须在可变节流阀450中减压。另一方面，当高压一侧的致冷剂压力低于临界压力时，可变节流阀450的节流阀开放度自全开放度开始下降，以便致冷剂在可变节流阀450与喷嘴410这两个步骤中减压。因此，甚至当在过临界区中适当地设定喷嘴直径时，也能够防止在热载小的非临界区(两阶段区)中减压度被(节流阀开放度)被过度降低。因此，在非临界区中，也能防止冷却器200的冷却量不足。这样，在临界区与非临界区中，就都能够通过简单的方法来使喷射泵循环***的COP得以提高。
对喷嘴410的径向尺寸进行设定，使其在高负载运行中具有合适的节流。因此，当致冷剂由在高负载运行中具有最大容量的压缩机释放时，致冷剂在喷嘴410中进行节流，以便压缩机100释放的高压一侧的致冷剂压力被增大到高压一侧的致冷剂能在冷却器200中与外部空气充分地进行热交换的压力。因此，在具有过临界区的高负载运行中，流径冷却器200的致冷剂充分地与外部空气进行热交换，被外部空气充分冷却。然而，由于本发明中喷射泵400的喷嘴410是固定喷嘴，就不可能在外部空气温度低的低负载中把喷射泵循环***的循环效率合适地维持于一个合适的值。在低负载运行中，压缩机100的释放容量能够降低，并且在循环中环流的致冷剂的流量能够降低。然而，在这种情况下，致冷剂流的合适节流不可能由喷嘴410(固定节流阀)来执行。在图4中，CON表示在喷嘴中进行一步节流喷射泵循环***的运行状态，PS表示在喷嘴410与可变节流阀450中的进行两步节流喷射泵循环***的运行状态。而且，在该两步节流中，PF是在第一步中减压的已减压力，而PE是在喷嘴400中的已减压力。
如图4所示，对于在喷嘴中进行一步减压的CON情况，流入冷却器200的致冷剂的流量与低负载中的冷却器200的冷却能力相比是相对较大的，并且在冷却器200中致冷剂不能被充分冷却。
在该实施例中，可变节流阀450设置在固定喷嘴410在低负载中的节流阀开放度，在喷射泵循环***中环境的致冷剂的量能够得以控制以被节流。也就是说，甚至在低外部气温的低负载运行中，喷射泵循环***中致冷剂的流量也能通过喷嘴410的节流与可变节流阀450的节流进行控制，以便致冷剂流量能够降至能够在冷却器200中与外部空气充分进行热交换的量值。因此，COP能够在喷射泵循环***中甚至在低负载运行中得以提高。
如图5中所示，在该实施例中，与致冷剂由喷嘴410的一个步骤进行减压的固定节流阀的情况相比，消耗的功率已降低。
在上述的实施例中，把电可变节流阀作为可变节流阀450来使用。然而，可变节流阀450能够用具有一个阀门和一个放气孔的阀门件来构成，致冷剂总是流经该放气门而绕过阀门。在这种情况下，该阀门以电气或机械方式进行，当高压一侧的致冷剂压力低于临界压力时关闭致冷剂通道，而当高压一侧致冷剂压力等于或高于临界压力的时候，打开致冷剂通道。
还有，根据该实施例，流量控制阀门600设于蒸发器300的入口一侧，这就是说，流量控制阀门600是设在低压一侧。因此，甚至当高压一侧的致冷剂压力等于或高于临界压时而全开放可变节流阀450的时候，也能够通过流量控制阀门600来精确地控制致冷剂流量。
在上述实施例中，流量控制阀门600可由一个固定节流阀或一个可变节流阀构成。当流量控制阀门600由可变节流阀比如一个膨胀阀和一个压差阀构成时，节流阀的开放度可被改变。当流量控制阀门600由膨胀阀构成时，流量控制阀门600的开放度受到控制，以便蒸发器300的出口处致冷剂受热度为一个预定值。另一方面，当流量控制阀门600是压差阀时，该压差阀600的开放度受控，以便该压差阀600的入口和出口之间的压差变为一个预定的压差。
在上述实施例中，可变节流阀450的开放度能够持续控制，随着高压一侧致冷剂压力的增大而变大，并随着高压一侧致冷剂压力的下降而变小。
在上述实施例中，可以使用电力压缩机来代替可变排气量的压缩机100。
虽然本发明已参考附图，结合其优选实施例进行了全面的描述，但是还会发现，对于该领域的技术人员而言，各种变更与修改将会是显然的事情。
例如，在根据上述实施例的喷射泵循环***中，二氧化碳被用作致冷剂。但是，本发明可用于使用诸如碳氢化合物以及碳氟化合物作致冷剂的喷射泵循环***。
在本发明的上述实施例中，喷射泵循环***用于车辆空调机。然而，该喷射泵循环***能够用于供任何一个分隔间，制冷单元或使用热泵的供暖单元。
在本发明的上述实施例中，在喷射泵循环***中设置了内热交换器700。但是，在该喷射泵循环***中该内热交换器可以省去。
在上述实施例中，可变节流阀450能以电气方式运行，或者，也能以机械方式运行。
在上述实施例中，可变节流阀450的开放度可以根据一个预定的压力来开与关，不受致冷剂临界压力的限制。也就是说，当高压一侧的致冷剂压力高于该预定压力时，可变节流阀450可以全开，而当高压致冷剂压力低于该预定压力时，可变节流阀450的开放度可以自全开放向下降。甚至在这种情况下，可变流阀450的开放度能够持续控制，以致随着高压一侧致冷剂压力的增大而变大，并随着高压一侧致冷剂压力的减小而变小。
还有，本发明可用于高压一侧的致冷剂压力低于致冷剂的临界压力的喷射泵循环***。
只要在本发明的范围之内，只要由所附权利要求来界定，这样的变更与修改将是可以理解的。

Claims (9)

1.一个喷射泵循环***，包括：
压缩机(100)，用于吸入并压缩致冷剂；
冷却器(200)，冷却压缩机所释放的致冷剂；
蒸发器(300)，用于蒸发致冷剂；
喷射泵(400)，包括一个喷嘴(410)，用于把来自冷却器的高压致冷剂的压力能转变为速度能，以便高压致冷剂减压与膨胀以及在蒸发器中蒸发的气态致冷剂被吸入，还包括一个增压部件(430，440)，在此，速度能被转换为压力能，以便致冷剂的压力增大，同时从喷嘴释放的致冷剂与来自蒸发器的气态致冷剂被混合；
减压部件(450)，置于沿着致冷剂的流动方向的喷嘴的上游方，用于对来自冷却器的致冷剂进行减压；
汽一液分离器(500)，用于把从喷射泵流出的致冷剂分离为气态致冷剂与液态致冷剂，其中：
在进入减压部件之前当致冷剂的压力等于或高于一个预定压力时，减压部件的节流阀开放度变得大于在流入减压部件之前致冷剂的压力低于该预定压力时的开放度。
2.根据权利要求1所述的喷射泵循环***，其中的预定压力是致冷剂的临界压力。
3.根据权利要求2所述的喷射泵循环***，其中：
在流入减压部件之前当致冷剂的压力等于或高于致冷剂的临界压力时，减压部件全开放。
4.根据权利要求3所述的喷射泵循环***，其中：
在流入减压部件之前当致冷剂的压力低于致冷剂的临界压力时，减压部件的开放度降低，因为在流入减压部件之前致冷剂的压力变低。
5.根据权利要求1所述的喷射泵循环***，其中：
把阀门开放度置得更大，因为在流入减压部件之前致冷剂的压力变大。
6.根据权利要求1-5中任何一个权利要求所述的喷射泵循环***，其中：
气-液分离器有一个气态致冷剂出口，与压缩机的致冷剂吸入一侧耦合，还有一个液态致冷剂出口，与蒸发器一侧耦合。
7.根据权利要求6所述的喷射泵循环***，还包括：
可变节流阀部件(600)，置于蒸发器与气-液分离器之间，用于对流入蒸发器的致冷剂的流量进行最低限度的控制。
8.根据权利要求7所述的喷射泵循环***，其中：
可变节流阀部件是一个膨胀阀，其中的阀门开放度是受控的，以便在蒸发器出口一侧致冷剂受热度变成一个预度的度。
9.根据权利要求7所述的喷射泵循环***，其中：
可变节流阀部件是一个压差阀，其中的阀门开放度是受控的，这样，该压差阀的致冷剂入口一侧与致冷剂出口一侧之间的压力差就会变为一个预定的差。
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