JP2008531975A - Refrigeration / air conditioner powered by engine exhaust gas driven turbine - Google Patents
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Abstract
本発明は、その中を循環する冷媒を有し、エンジン排ガス駆動タービンを動力源とする圧縮機を含む蒸気圧縮冷凍システムを利用する冷凍または空気調節装置に関する。かかる装置に関連して小型遠心圧縮機が有利に使用され、従って、低ＧＷＰ冷媒の使用が可能となる。さらに本発明は、冷凍または空気調節装置における小型遠心圧縮機のような圧縮機への動力供給方法、ならびに圧縮機サージ、インペラ速度および冷却力の制御方法に関する。 The present invention relates to a refrigeration or air conditioner that uses a vapor compression refrigeration system that includes a compressor that has a refrigerant circulating therein and that is powered by an engine exhaust gas driven turbine. Small centrifugal compressors are advantageously used in connection with such devices, thus allowing the use of low GWP refrigerants. The present invention further relates to a method for supplying power to a compressor, such as a small centrifugal compressor, in a refrigeration or air conditioner, and a method for controlling compressor surge, impeller speed and cooling power.
Description
本発明は冷凍または空気調節装置に関する。特に本発明は、エンジン排ガス駆動タービンを動力源とする圧縮機を含む蒸気圧縮冷凍システムを利用する固定または可動冷凍または空気調節装置に関する。 The present invention relates to a refrigeration or air conditioning device. In particular, the present invention relates to a fixed or movable refrigeration or air conditioner that utilizes a vapor compression refrigeration system including a compressor powered by an engine exhaust gas driven turbine.
（関連出願の相互参照）
本願は、２００５年３月４日出願の米国仮特許出願第６０／６５８，９１５号明細書の優先権の利益を主張するものである。
(Cross-reference of related applications)
This application claims the benefit of priority of US Provisional Patent Application No. 60 / 658,915, filed Mar. 4, 2005.
ここ数十年間、冷凍産業は、モントリオール議定書の結果、段階的に廃止されるオゾン層破壊クロロフルオロカーボン（ＣＦＣ）およびヒドロクロロフルオロカーボン（ＨＣＦＣ）の代替冷媒の発見に取り組んできた。ほとんどの冷媒製造業者にとって、解決策はヒドロフルオロカーボン（ＨＦＣ）冷媒の商業化であった。現時点で最も広範囲に使用されている新規ＨＦＣ冷媒、ＨＦＣ−１３４ａはオゾン層破壊係数がゼロであり、従って、モントリオール議定書の結果である現規制の段階的廃止に影響されない。 Over the last few decades, the refrigeration industry has been working to discover alternative refrigerants for ozone-depleting chlorofluorocarbons (CFCs) and hydrochlorofluorocarbons (HCFCs) that will be phased out as a result of the Montreal Protocol. For most refrigerant manufacturers, the solution has been the commercialization of hydrofluorocarbon (HFC) refrigerants. The most widely used new HFC refrigerant at present, HFC-134a, has zero ozone depletion potential and is therefore unaffected by the phasing out of current regulations resulting from the Montreal Protocol.
最終的には、さらなる環境規制によって、特定のＨＦＣ冷媒が世界的に段階的に廃止される可能性がある。現在、自動車産業は、可動空気調節に使用される冷媒の地球温暖化係数（ＧＷＰ）に関連する規制に直面している。従って、現在、自動車空気調節市場のための地球温暖化係数が減少された新規冷媒を確認する高い必要性がある。将来、より広範囲に規制が適用された場合、冷凍および空気調節産業の全分野において使用可能な冷媒に対してより高い必要性があると考えられる。 Eventually, certain HFC refrigerants may be phased out globally due to further environmental regulations. Currently, the automotive industry is facing regulations related to the global warming potential (GWP) of refrigerants used for moving air conditioning. Therefore, there is currently a high need to identify new refrigerants with reduced global warming potential for the automotive air conditioning market. In the future, if regulations are applied more broadly, there will be a higher need for refrigerants that can be used in all areas of the refrigeration and air conditioning industry.
現在提案されているＨＦＣ−１３４ａの代替冷媒としては、ＨＦＣ−１５２ａ、ブタンまたはプロパンのような純粋な炭化水素、またはＣＯ2もしくはアンモニアのような「天然の」冷媒が挙げられる。これらの提案された代替物の多くは毒性、可燃性であり、そして／または低いエネルギー効率を有する。従って新規代替物が絶えず求められている。 Currently proposed replacement refrigerants for HFC-134a include HFC-152a, pure hydrocarbons such as butane or propane, or “natural” refrigerants such as CO 2 or ammonia. Many of these proposed alternatives are toxic, flammable, and / or have low energy efficiency. Therefore, new alternatives are constantly being sought.
冷凍および空気調節市場に関するＧＷＰの高いＨＦＣのこのような課題への新規アプローチは、革新的な種類の蒸気圧縮冷凍または空気調節装置における新規の低圧、低ＧＷＰ冷媒の使用を含む。小規模遠心（小型遠心）圧縮機は、これら新規の低ＧＷＰ冷媒の使用を促進する。しかしながら、かかる系の動力要件は、既存の自動車設計においては満たされない。 The new approach to such challenges of GWP high HFCs for the refrigeration and air conditioning market involves the use of novel low pressure, low GWP refrigerants in innovative types of vapor compression refrigeration or air conditioning equipment. Small scale centrifugal compressors facilitate the use of these new low GWP refrigerants. However, the power requirements of such systems are not met in existing automotive designs.
従来、内燃機関によって駆動される可動空気調節システムまたは固定空気調節システムにおいて、動力はベルトおよび滑車システムを経由してエンジンから空気調節装置圧縮機まで伝達される。この方法による動力伝達は、ベルト内の内部摩擦からの熱損失、ベルトの滑り、およびベルト破損による機能損失のため、関連する非効率を有することが知られている。加えて、効率および信頼性のより大きな損失なしに、通常のエンジン回転速度から、ベルトおよび滑車を経由して遠心圧縮機を作動するために必要とされる回転速度へと回転速度の増加を達成することは難しい。 Conventionally, in a movable air conditioning system or a fixed air conditioning system driven by an internal combustion engine, power is transmitted from the engine to the air conditioner compressor via a belt and pulley system. Power transmission by this method is known to have associated inefficiencies due to heat loss from internal friction within the belt, belt slip, and functional loss due to belt failure. In addition, it achieves an increase in rotational speed from normal engine rotational speed to the rotational speed required to operate the centrifugal compressor via belts and pulleys without a greater loss of efficiency and reliability. Difficult to do.
自動車の乗員室に送達される熱気または冷気を生じる空気サイクルシステムを駆動するためのエンジン排ガスの使用は、ＧＭへの米国特許公報（特許文献１）に記載される。この種類の加熱または冷却サイクルは開放空気サイクルであり、空気の相変化がない。このシステムにおいて、空気は連続的に周囲から取り込まれ、そして乗員室に送達されて加熱または冷却をもたらす。従って、このシステムにおいて、加熱または冷却空気の特性は、入口周囲空気の品質および温度変化に依存し得る。 The use of engine exhaust to drive an air cycle system that produces hot or cold air delivered to the passenger compartment of an automobile is described in US Pat. This type of heating or cooling cycle is an open air cycle and there is no air phase change. In this system, air is continuously taken from the surroundings and delivered to the passenger compartment to provide heating or cooling. Thus, in this system, the characteristics of the heated or cooled air may depend on the quality of the inlet ambient air and the temperature change.
従って、周囲空気の使用に依存せずに自動車の乗員室で空気を冷却するためのシステムを開発することは望ましい。かかる系において低ＧＷＰ冷媒が使用可能であるように、かかるシステムが小型遠心圧縮機の動力要件を満たすことも望ましい。 Therefore, it is desirable to develop a system for cooling air in the passenger compartment of an automobile without relying on the use of ambient air. It is also desirable that such systems meet the power requirements of small centrifugal compressors so that low GWP refrigerants can be used in such systems.
本発明は、蒸気圧縮冷凍システムを利用する冷凍または空気調節装置を提供することによって、従来技術に関連する課題を克服する。この蒸気圧縮冷凍システムにおいて、冷媒は閉ループを循環し、そして冷媒気体圧縮、凝縮、膨張および蒸発のサイクルを受け、冷却を生じる。蒸気圧縮冷凍システム中の冷媒の使用を通して、周囲空気の不整合性に依存しない所望の冷却を達成することができる。 The present invention overcomes the problems associated with the prior art by providing a refrigeration or air conditioning device that utilizes a vapor compression refrigeration system. In this vapor compression refrigeration system, the refrigerant circulates in a closed loop and undergoes a cycle of refrigerant gas compression, condensation, expansion and evaporation, resulting in cooling. Through the use of refrigerant in the vapor compression refrigeration system, the desired cooling independent of ambient air inconsistencies can be achieved.
本発明の装置は、エンジン排ガス駆動タービンによって駆動される圧縮機を含む。この配列は、小型遠心圧縮機に動力を供給するために必要とされる動力要件をもたらし得る。従って、本発明は、これらの新規の低ＧＷＰ冷媒の使用を促進する小型遠心圧縮機の使用を可能にする。 The apparatus of the present invention includes a compressor driven by an engine exhaust gas driven turbine. This arrangement can result in the power requirements needed to power a small centrifugal compressor. Thus, the present invention enables the use of small centrifugal compressors that facilitate the use of these novel low GWP refrigerants.
エンジンアイドルのような低エンジン排ガス流量条件下、十分な冷却のための動力要件は満たされない。空気調節システムの作動時、必要な冷却を提供するために十分な動力があるように、空気調節装置作動中のみエンジンアイドルはより高速度に設定されてよい。従って、本発明のさらなる利点がもたらされる。 Under low engine exhaust gas flow conditions such as engine idle, power requirements for sufficient cooling are not met. During operation of the air conditioning system, engine idle may be set to a higher speed only during operation of the air conditioner so that there is sufficient power to provide the necessary cooling. Thus, further advantages of the present invention are provided.
従って、本発明により、その中を循環する冷媒を有する蒸気圧縮冷凍システムを含み、蒸気圧縮冷凍システムがエンジン排ガス駆動タービンによって駆動する圧縮機を含む冷凍または空気調節装置が提供される。 Accordingly, the present invention provides a refrigeration or air conditioner including a vapor compression refrigeration system having a refrigerant circulating therein, the vapor compression refrigeration system including a compressor driven by an engine exhaust gas driven turbine.
さらに本発明に従って、その中を循環する冷媒を有し、圧縮機を含む蒸気圧縮冷凍システムを含む冷凍または空気調節装置への動力供給方法であって、圧縮機をエンジン排ガス駆動タービンへと連結する工程を含む方法が提供される。 Further in accordance with the present invention, a method of supplying power to a refrigeration or air conditioning apparatus having a refrigerant circulating therein and including a vapor compression refrigeration system including a compressor, the compressor being coupled to an engine exhaust gas driven turbine A method comprising the steps is provided.
さらに本発明に従って、その中を循環する冷媒を有する蒸気圧縮システムのエンジン排ガス駆動タービンを動力源とする圧縮機のインペラ速度の制御方法であって、タービンに入れる排ガスの量を変化させる工程を含む方法が提供される。 Furthermore, according to the present invention, there is provided a method for controlling the impeller speed of a compressor powered by an engine exhaust gas driven turbine of a vapor compression system having a refrigerant circulating therein, the method comprising the step of changing the amount of exhaust gas entering the turbine A method is provided.
また本発明に従って、その中を循環する冷媒を有し、エンジン排ガス駆動タービンを動力源とする圧縮機を含む蒸気圧縮システムの冷却力の制御方法であって、タービンに入れる排ガスの量を変化させる工程を含む方法も提供される。 According to the present invention, there is also provided a method for controlling the cooling power of a vapor compression system including a compressor having a refrigerant circulating therein and powered by an engine exhaust gas driven turbine, wherein the amount of exhaust gas entering the turbine is changed. A method comprising the steps is also provided.
さらに本発明に従って、蒸気圧縮システムのエンジン排ガス駆動タービンを動力源とする圧縮機のインペラ速度の制御方法であって、空気調節装置作動中のエンジンアイドル速度を変化させる工程を含む方法が提供される。 Further in accordance with the present invention, there is provided a method for controlling an impeller speed of a compressor powered by an engine exhaust gas driven turbine of a vapor compression system, the method comprising the step of changing an engine idle speed during operation of an air conditioner. .
本発明に従って、その中を循環する冷媒を有し、エンジン排ガスタービンを動力源とする圧縮機を含む蒸気圧縮システムの冷却力の制御方法であって、作動中のエンジンアイドル速度を変化させる工程を含む方法が提供される。 In accordance with the present invention, there is provided a method for controlling the cooling power of a vapor compression system including a compressor having a refrigerant circulating therein and powered by an engine exhaust gas turbine, the method comprising changing an operating engine idle speed. A method of including is provided.
また本発明に従って、エンジン排ガス駆動タービンを動力源とする圧縮機中で冷媒を圧縮する工程と、前記冷媒を凝縮する工程と、その後、冷却されるボディ周辺で前記冷媒を蒸発させる工程とを含む冷却を生じさせる方法が提供される。 Further, according to the present invention, the method includes a step of compressing the refrigerant in a compressor using an engine exhaust gas driven turbine as a power source, a step of condensing the refrigerant, and a step of evaporating the refrigerant around the body to be cooled thereafter. A method for producing cooling is provided.
上記装置、方法およびプロセスの全てによって、圧縮機は、遠心圧縮機、そしてより好ましくは遠心小型圧縮機であり得る。 By all of the above devices, methods and processes, the compressor can be a centrifugal compressor, and more preferably a centrifugal mini compressor.
添付の図面を参照することによって、本発明は良好に理解されるであろう。 The invention will be better understood with reference to the following drawings.
本発明に従って、冷凍または空気調節装置が提供される。かかる装置を図１に示す。本発明の装置は、蒸気圧縮冷凍システムを含む。蒸気圧縮システムは、１つの工程で冷却効果を生じ、他の工程で熱効果を生じる複数の工程で冷媒を再利用する閉鎖ループシステムである。図１に関して詳細に以下に記載されるように、かかるシステムは、一般的に蒸発器、圧縮機、凝縮器および膨張デバイスを含む。図１を参照して、蒸発器（４２）からの気体冷媒はパイプライン（６３）を通って小型遠心圧縮機へと流れ、そこでインペラ（１１）をその中に有する第１段階ハウジングの吸引に入り、そして第１段階ハウジングから第２のインペラ（１２）をその中に有する第２段階ハウジングの吸引へと放出される。第２段階ハウジングからの圧縮冷媒気体アウトプットは、パイプライン（６１）を通って圧縮機から凝縮器（４１）へと流れる。パイプライン（６１）の圧力調節バルブ（５１）によって、パイプライン（６３）を通して圧縮機へと冷媒流の再循環が可能であり、それによって凝縮器（４１）に到達する冷媒の圧力を制御する性能がもたらされ、そして必要であれば圧縮機サージが防止される。圧縮冷媒は凝縮器で凝縮され、従って熱を放出する。液体冷媒はパイプライン（６２）を通して、膨張デバイス（５２）を通って蒸発器（４２）まで流れる。これは乗員室に位置する。蒸発器において、液体冷媒は蒸発され、冷却がもたらされ、次いでサイクルが繰り返される。膨張デバイス（５２）は、膨張バルブ、毛細管またはオリフィスチューブであり得る。 In accordance with the present invention, a refrigeration or air conditioning device is provided. Such an apparatus is shown in FIG. The apparatus of the present invention includes a vapor compression refrigeration system. A vapor compression system is a closed loop system that recycles refrigerant in multiple steps that produce a cooling effect in one step and a thermal effect in another step. As described in detail below with respect to FIG. 1, such a system generally includes an evaporator, a compressor, a condenser, and an expansion device. Referring to FIG. 1, the gaseous refrigerant from the evaporator (42) flows through a pipeline (63) to a small centrifugal compressor, where it is drawn into the first stage housing with the impeller (11) therein. Enters and is discharged from the first stage housing to the suction of the second stage housing having the second impeller (12) therein. The compressed refrigerant gas output from the second stage housing flows through the pipeline (61) from the compressor to the condenser (41). A pressure regulating valve (51) in the pipeline (61) allows recirculation of the refrigerant flow through the pipeline (63) to the compressor, thereby controlling the pressure of the refrigerant reaching the condenser (41). Performance is provided and compressor surge is prevented if necessary. The compressed refrigerant is condensed in the condenser and thus releases heat. Liquid refrigerant flows through the pipeline (62), through the expansion device (52) to the evaporator (42). This is located in the passenger compartment. In the evaporator, the liquid refrigerant is evaporated, providing cooling and then the cycle is repeated. The inflation device (52) can be an inflation valve, capillary tube or orifice tube.
本発明の圧縮機はエンジン排ガス駆動タービンによって駆動される。これを達成するために、図１に示されるように、エンジンからの排ガスは、排気逃しバルブ（５３）を通してエンジン排ガス駆動タービン（３１）中に向けられる。排気逃しバルブ（５３）はタービンに到達する排出物の量、従ってタービンシャフトの速度の制御をもたらす。エンジン排ガス流動は排気逃しバルブ（５３）で分割され、いくつかの流れはタービンへ行き、そして残りの流れは排出される（例えば、自動車排気システム）。 The compressor of the present invention is driven by an engine exhaust gas driven turbine. To accomplish this, as shown in FIG. 1, exhaust gas from the engine is directed through an exhaust relief valve (53) into the engine exhaust gas driven turbine (31). The exhaust relief valve (53) provides control of the amount of exhaust reaching the turbine and thus the speed of the turbine shaft. The engine exhaust gas flow is split at an exhaust relief valve (53), some of the flow goes to the turbine, and the remaining flow is discharged (eg, an automobile exhaust system).
タービンおよび圧縮機の共通駆動を促進するため、タービンおよび圧縮機は共通の回転シャフトを共有してもよい。あるいは図１に示されるように、別々の回転シャフト７２および７１が、それぞれ任意の継手２１で接合されてもよい。
To facilitate common drive of the turbine and compressor, the turbine and compressor may share a common rotating shaft. Alternatively, as shown in FIG. 1, separate
図１の記載に関して上記されたように、本発明の蒸気圧縮冷凍システムは圧縮機を含む。圧縮機は一般的に、流体を圧縮する機械的手段次第で、レシプロ式、回転、ジェット、遠心、スクロール、スクリューまたは軸流として分類可能であるか、あるいは機械的素子が圧縮される流体に作用する様式次第で容積式（例えば、レシプロ式、スクロールまたはスクリュー）または動的（例えば、遠心またはジェット）として分類可能である。一実施形態において、本発明の装置は遠心型圧縮機を利用する。 As described above with respect to the description of FIG. 1, the vapor compression refrigeration system of the present invention includes a compressor. Compressors are generally categorized as reciprocating, rotating, jet, centrifugal, scrolling, screw or axial, depending on the mechanical means of compressing the fluid, or the mechanical elements act on the fluid being compressed. Depending on the manner in which it is performed, it can be classified as positive displacement (eg reciprocal, scroll or screw) or dynamic (eg centrifugal or jet). In one embodiment, the apparatus of the present invention utilizes a centrifugal compressor.
遠心圧縮機は放射状に冷媒を加速させる回転素子を使用し、そして典型的にケーシングに収容されたインペラおよび拡散器を含む。遠心圧縮機は、通常、インペラアイまたは循環インペラの中央入口において流体を取り入れ、そして放射状に外方向へそれを加速させる。いくらかの静圧力上昇がインペラにて生じるが、ほとんどの圧力上昇は、速度が静圧力へと変換されるケーシングの拡散器部分で生じる。各インペラ−拡散器セットは圧縮機の段階である。遠心圧縮機は、所望の最終圧力および取り扱われる冷媒の容積次第で、１〜１２またはより多くの段階から構成される。 Centrifugal compressors use rotating elements that accelerate the refrigerant radially and typically include an impeller and diffuser housed in a casing. Centrifugal compressors typically take fluid at the central inlet of an impeller eye or circulating impeller and accelerate it radially outward. Some static pressure rise occurs at the impeller, but most pressure rise occurs at the diffuser portion of the casing where the speed is converted to static pressure. Each impeller-diffuser set is a compressor stage. Centrifugal compressors are composed of 1 to 12 or more stages depending on the desired final pressure and the volume of refrigerant to be handled.
圧縮機の圧力比または圧縮比は、絶対吐出し圧力対絶対吸込み圧力の比率である。遠心圧縮機によって送達される圧力は、容量の比較的広範囲にわたり、実際に不変である。 The pressure ratio or compression ratio of the compressor is the ratio of absolute discharge pressure to absolute suction pressure. The pressure delivered by the centrifugal compressor is relatively unchanged over a relatively wide range of volumes.
容積式圧縮機はチャンバーへと蒸気を引き、そしてチャンバーの容積が低下し、蒸気が圧縮される。圧縮後、チャンバーの容積を０またはほぼ０までさらに低下させることによってチャンバーから蒸気が強制される。容積式圧縮機は、圧力に耐える部分の容積効率および強度のみによって限定される圧力を高め得る。 The positive displacement compressor draws steam into the chamber and the chamber volume is reduced and the steam is compressed. After compression, steam is forced from the chamber by further reducing the volume of the chamber to zero or nearly zero. A positive displacement compressor can increase the pressure limited only by the volumetric efficiency and strength of the part that will withstand the pressure.
容積式圧縮機とは異なり、遠心圧縮機はインペラを通過して蒸気を圧縮するための高速インペラの遠心力に完全に依存する。これには容積移送がなく、むしろ動的圧縮がある。 Unlike positive displacement compressors, centrifugal compressors rely entirely on the centrifugal force of the high speed impeller to compress the steam through the impeller. There is no volumetric transfer, but rather dynamic compression.
遠心圧縮機において多段階インペラシステムを使用して、圧縮機効率を改善してもよく、従って、使用中に必要とされる動力がより少なくなる。２段階システムに関して、作動時、第１段階のインペラの放出は、第２のインペラの吸引吸入口へと行く。両方インペラは単一シャフト（または軸）の使用によって作動され得る。各段階は約４対１の圧縮比を確立し得、すなわち、絶対吐出し圧力は絶対吸引圧力の４倍であり得る。２段階遠心圧縮機システムのいくつかの例は、特に自動車応用に関して、米国特許公報（特許文献２）および米国特許公報（特許文献３）に記載される。 A multi-stage impeller system may be used in a centrifugal compressor to improve compressor efficiency, thus requiring less power during use. For a two stage system, in operation, the discharge of the first stage impeller goes to the suction inlet of the second impeller. Both impellers can be actuated by the use of a single shaft (or shaft). Each stage can establish a compression ratio of about 4 to 1, that is, the absolute discharge pressure can be four times the absolute suction pressure. Some examples of two-stage centrifugal compressor systems are described in U.S. Pat. Nos. 5,099,086 and 3,047,047, particularly for automotive applications.
遠心圧縮機が発現し得る圧力はインペラ先端部速度に依存する。先端部速度とは、その先端部で測定されたインペラの速度であり、そしてインペラの直径および１分あたりの回転に関連する。遠心圧縮機を使用する冷凍機器に関して、先端部速度およびインペラ直径を基本的関係の展開によって推定することができる。インペラが理想的に気体に与えるトルクは、以下のように画定される。
Ｔ＝ｍ*（ｖ2 *ｒ2−ｖ1 *ｒ1） 式１
式中、
Ｔ＝トルク、ニュートンメートル
ｍ＝質量流量、ｋｇ／秒
ｖ2＝インペラから離れる冷媒の接線速度（先端部速度）、メートル／秒
ｒ2＝インペラ出口の半径、メートル
ｖ1＝インペラに入る冷媒の接線速度、メートル／秒
ｒ1＝インペラ入口の半径、メートル
The pressure that the centrifugal compressor can develop depends on the impeller tip speed. Tip speed is the speed of the impeller measured at the tip and is related to impeller diameter and rotation per minute. For refrigeration equipment using a centrifugal compressor, tip speed and impeller diameter can be estimated by developing a basic relationship. The torque that the impeller ideally applies to the gas is defined as follows.
T = m * (v 2 * r 2 −v 1 * r 1 ) Equation 1
Where
T = torque, Newton meter m = mass flow rate, kg / sec v 2 = tangential velocity of the refrigerant leaving the impeller (tip velocity), m / sec r 2 = radius of impeller exit, meter v 1 = refrigerant entering the impeller Tangent velocity, meters / second r 1 = impeller inlet radius, meters
冷媒が本質的に軸方向でインペラに入ると仮定すると、速度の接線成分ｖ1＝０、すなわち、
Ｔ＝ｍ*ｖ2 *ｒ2 式２
Assuming that the refrigerant essentially enters the impeller in the axial direction, the tangential component of velocity v 1 = 0, ie
T = m * v 2 * r 2 Equation 2
シャフトで必要とされる動力は、トルクおよび回転速度の積であり、
Ｐ＝Ｔ*ｗ 式３
式中、
Ｐ＝動力、Ｗ
ｗ＝回転速度、回転／秒
従って、
Ｐ＝Ｔ*ｗ＝ｍ*ｖ2 *ｒ2 *ｗ 式４
The power required for the shaft is the product of torque and rotational speed,
P = T * w Formula 3
Where
P = power, W
w = rotation speed, rotations / sec.
P = T * w = m * v 2 * r 2 * w Equation 4
低冷媒流速において、インペラの先端部速度および冷媒の接線速度はほぼ同一であり、すなわち、
ｒ2 *ｗ＝ｖ2 式５
および
Ｐ＝ｍ*ｖ2 *ｖ2 式６
At low refrigerant flow rates, the impeller tip speed and the tangential speed of the refrigerant are approximately the same, i.e.
r 2 * w = v 2 Formula 5
And P = m * v 2 * v 2 Equation 6
理想動力に関するもう１つの式は、流動の質量速度および圧縮の等エントロピー仕事の積であり、
Ｐ＝ｍ*Ｈi *（１０００Ｊ／ｋＪ） 式７
式中、
Ｈi＝蒸発条件の飽和蒸気から飽和凝縮条件への冷媒のエンタルピー差、ｋＪ／ｋｇ
Another equation for ideal power is the product of mass velocity of flow and isentropic work of compression,
P = m * H i * ( 1000J / kJ) Equation 7
Where
H i = refrigerant enthalpy difference from saturated vapor under evaporation conditions to saturated condensation conditions, kJ / kg
式６および７の２つの式を組み合わせると、
ｖ2 *ｖ2＝１０００*Ｈi 式８
が導かれる。
Combining the two equations of Equations 6 and 7,
v 2 * v 2 = 1000 * Hi formula 8
Is guided.
式８はいくつかの基本的仮定に基づくが、それによってインペラの先端部速度の良好な推定がもたらされる。 Equation 8 is based on several basic assumptions that result in a good estimate of impeller tip speed.
遠心圧縮機の容量はインペラを通る通過のサイズによって決定される。これによって、圧縮機のサイズは容量よりも必要とされる圧力次第となる。大型遠心圧縮機は、典型的に１分あたり３０００〜７０００回転（ｒｐｍ）で運転される。小規模遠心圧縮機（小型遠心分離機）は、約２０，０００ＲＰＭ〜約７５，０００ＲＰＭの高速用に設計され、そして小さいインペラ直径、典型的に約０．１５メートル（約６インチ）未満を有する。本発明で使用可能な小型遠心圧縮機は、好ましくは３０，０００〜５０，０００ＲＰＭのインペラ速度で運転され、そして０．１０メートル（約４インチ）未満のインペラ直径を有する。ここで、蒸気圧縮冷凍システムはエンジン排ガス駆動タービンによって駆動される圧縮機を含む。 The capacity of the centrifugal compressor is determined by the size of the passage through the impeller. This makes the size of the compressor dependent on the required pressure rather than the capacity. Large centrifugal compressors are typically operated at 3000 to 7000 revolutions per minute (rpm). Small scale centrifugal compressors (small centrifuges) are designed for high speeds of about 20,000 RPM to about 75,000 RPM and have a small impeller diameter, typically less than about 6 inches. . The small centrifugal compressors that can be used in the present invention are preferably operated at an impeller speed of 30,000 to 50,000 RPM and have an impeller diameter of less than about 0.10 meters (about 4 inches). Here, the vapor compression refrigeration system includes a compressor driven by an engine exhaust gas driven turbine.
小型遠心圧縮機に関する動力要件は、自動車エンジンに関する現在の設計では容易に満たされない。現在の自動車設計で利用可能な電力は約１４ボルトである。新規の小型遠心圧縮機は、約５０ボルトの電力を必要とする。本発明は、図１に関して上記されるように、最終的に圧縮機インペラシャフトへと回転力を提供するタービンを駆動するためにエンジンからの排ガスを利用することによって、小型遠心圧縮機の使用を可能にする。さらに、本発明を使用することによって、エンジンからの排ガスは、空気調節または冷凍圧縮機に動力を供給するタービンを直接駆動し、従って、中間エネルギー移動および変換工程がなくて済み、そしてエンジン燃料の使用時により高い全体効率が生じる。 The power requirements for small centrifugal compressors are not easily met with current designs for automotive engines. The power available in current car designs is about 14 volts. The new small centrifugal compressor requires about 50 volts of power. The present invention eliminates the use of a small centrifugal compressor by utilizing the exhaust gas from the engine to drive a turbine that ultimately provides rotational force to the compressor impeller shaft, as described above with respect to FIG. enable. Furthermore, by using the present invention, the exhaust gas from the engine directly drives the turbine that powers the air conditioning or refrigeration compressor, thus eliminating intermediate energy transfer and conversion steps, and engine fuel Higher overall efficiency occurs during use.
共通シャフトが使用される場合、または任意の機械継手２１によって連結された別々のシャフトがある場合、圧縮機から冷媒の漏出を防止するため、および圧縮機への空気の漏出を防止するために、圧縮機回転シャフトの周囲にシールが必要とされてもよい。本発明は、周囲空気から圧縮機の内部を密封するための圧縮機シャフトシールの使用を含み得る。小型遠心圧縮機に関して使用される冷媒は低圧冷媒であるため、システム中へと空気が漏出するのを防止するため、特に、冷却性能の低下を防止するためにシールが必要とされてもよい。シャフトシールはいくつかの設計の１つであってよく、そして限定されないが鋼、セラミックまたは炭素を鋼に対して含む構造のいくつかの材料の１つであってよい。
If a common shaft is used, or if there are separate shafts connected by any
あるいは、タービン回転シャフトおよび圧縮機回転シャフトは、回転磁気継手デバイスによって連結された別々のシャフトであってもよい。磁気継手は、直接的接触のない状態で回転運動を伝達するために使用される。回転継手は、主に回転している機械でシールの使用をなくすために使用される。時間の経過によってシールが悪化する傾向があり、そして漏出を引き起こすため、磁気継手の使用はかかる機械の信頼度および安全面を改善する。 Alternatively, the turbine rotating shaft and the compressor rotating shaft may be separate shafts connected by a rotating magnetic coupling device. Magnetic couplings are used to transmit rotational motion without direct contact. Rotary joints are used primarily to eliminate the use of seals on rotating machines. The use of magnetic couplings improves the reliability and safety aspects of such machines, as seals tend to deteriorate over time and cause leakage.
本発明で使用される回転磁気継手は、好ましくは同軸配置である。２つの半分の継手は互いに同軸で取り付けられ、互いに入れ子状にされる。外部部材はタービン回転シャフトに連結され、そして内部部材は圧縮機回転シャフトに連結される。圧縮機ボディに取り付けられたカップ型固定部材は、駆動器（タービン回転シャフト）と従動子（圧縮機回転シャフト）との間に存在し、そして冷媒流体を周囲環境およびタービン駆動装置から分離する。この種類の磁気継手は市販品として入手可能である。 The rotary magnetic coupling used in the present invention is preferably in a coaxial arrangement. The two half joints are coaxially attached to each other and nested in each other. The outer member is connected to the turbine rotating shaft and the inner member is connected to the compressor rotating shaft. A cup-type fixing member attached to the compressor body exists between the driver (turbine rotating shaft) and the follower (compressor rotating shaft) and separates the refrigerant fluid from the ambient environment and the turbine drive. This type of magnetic coupling is commercially available.
固定冷凍装置または固定空気調節装置は、建物の中で空気を冷却するため、または従来の不可動、車両以外の据え付けのシステムにおいて食品のような腐りやすい商品、医薬品等を冷却するために使用される機器を指す。 Fixed refrigeration units or fixed air conditioning units are used to cool air in buildings or to cool perishable products such as food, pharmaceuticals, etc. in traditional immobile, non-vehicle installation systems. Refers to the device to be used.
かかる固定の冷凍または空気調節システムは、定置内燃機関が発電装置を駆動するために使用されるＣＨＰ（熱電気複合利用（Ｃｏｍｂｉｎｅｄ Ｈｅａｔ ａｎｄ Ｐｏｗｅｒ））システムに関連する。ランキンサイクル（Ｒａｎｋｉｎｅ Ｃｙｃｌｅ）（蒸気機関）または有機ランキンサイクル（Ｏｒｇａｎｉｃ Ｒａｎｋｉｎｅ ｃｙｃｌｅ）（ＯＲＣ）のような手段によって、エンジンで生じた廃熱を回収および使用して仕事を実行することができる。ランキンサイクルにおいて、熱を使用し、次いでタービンを駆動する液体（ＯＲＣの場合、有機液体）を蒸発させる。タービンの機械エネルギーを使用し、冷凍または空気調節システムを運転する発電機を駆動してもよい。 Such fixed refrigeration or air conditioning systems are related to CHP (Combined Heat and Power) systems where stationary internal combustion engines are used to drive power generators. By means such as the Rankine Cycle (steam engine) or the Organic Rankine Cycle (ORC), the waste heat generated in the engine can be recovered and used to perform work. In the Rankine cycle, heat is used and then the liquid (organic liquid in the case of ORC) that drives the turbine is evaporated. The mechanical energy of the turbine may be used to drive a generator that operates a refrigeration or air conditioning system.
本発明の別の実施形態は、建物に熱を供給するため、吸収冷却システムを駆動するため、またはＯＲＣプロセスを駆動するため、内燃機関からの廃熱のみの使用の代替として排ガス駆動タービンの使用を含む。一例は、電力供給網のない家庭用の市販品として入手可能なＣＨＰシステムの一部としてのこの使用であり、これは電気を発生させ、廃熱を回収し、水または建物の空気を加熱し、そして同時に排ガス駆動圧縮機を使用して冷却をもたらす。本発明は、電力の利用が限定され、利用可能であってもごくわずかである僻地において特に有用である。 Another embodiment of the present invention uses an exhaust gas driven turbine as an alternative to using only waste heat from an internal combustion engine to supply heat to a building, drive an absorption cooling system, or drive an ORC process. including. One example is this use as part of a commercially available CHP system without a power grid, which generates electricity, recovers waste heat, heats water or building air. , And at the same time, an exhaust gas driven compressor is used to provide cooling. The present invention is particularly useful in remote areas where the use of power is limited and available, but negligible.
可動冷凍装置または可動空気調節装置は、道路、レール、海または空用の可動輸送ユニット中に組み入れられるいずれもの冷凍または空気調節装置を指す。加えて、「インターモダル」システムとして既知の、いずれの移動キャリアにも依存しないシステムのための冷凍または空気調節をもたらすことを意味する装置は本発明に含まれる。かかるインターモダルシステムは、「容器」（海および陸輸送の組み合わせ）ならびに「スワップボディ（ｓｗａｐ ｂｏｄｙ）」（道路およびレール輸送の組み合わせ）を含む。本発明は、特に、自動車空気調節装置または冷凍道路輸送装置のような道路輸送冷凍または空気調節装置のために有用である。 A mobile refrigeration device or a mobile air conditioning device refers to any refrigeration or air conditioning device that is incorporated into a mobile transport unit for road, rail, sea or sky. In addition, an apparatus meant to provide refrigeration or air conditioning for a system known as an “intermodal” system that does not rely on any mobile carrier is included in the present invention. Such intermodal systems include “containers” (combination of sea and land transport) and “swap bodies” (combination of road and rail transport). The present invention is particularly useful for road transport refrigeration or air conditioning devices such as automotive air conditioning devices or refrigerated road transport devices.
本発明の小型遠心圧縮機は、固定の適用に関して約０．５トン（１．７ｋＷ）〜約２５トンの範囲で冷凍容量を生じ得る。可動システムの場合、生じる冷凍容量は約０．５トン（１．７ｋＷ）〜約３トン（１０．３ｋＷ）の範囲である。典型的に、自動車乗員室を冷却するために約１．２トン（４．０ｋＷ）〜約２．０トン（６．８ｋＷ）が必要である。道路およびレール冷凍容器のような多くの可動冷凍ユニットに関しては、より大容量が必要とされ得る。 The small centrifugal compressors of the present invention can produce refrigeration capacities in the range of about 0.5 tons (1.7 kW) to about 25 tons for fixed applications. For mobile systems, the resulting refrigeration capacity ranges from about 0.5 tons (1.7 kW) to about 3 tons (10.3 kW). Typically, about 1.2 tons (4.0 kW) to about 2.0 tons (6.8 kW) are required to cool the vehicle passenger compartment. For many mobile refrigeration units such as road and rail refrigeration containers, larger capacity may be required.
本発明の冷凍装置または空気調節装置は、蒸発器および／または凝縮器中にフィンおよびチューブ熱交換器、マイクロチャネル熱交換器、ならびに垂直または水平シングルパスチューブあるいはプレート種類熱交換器をさらに利用してもよい。 The refrigeration or air conditioning apparatus of the present invention further utilizes fin and tube heat exchangers, microchannel heat exchangers, and vertical or horizontal single pass tube or plate type heat exchangers in the evaporator and / or condenser. May be.
従来のマイクロチャネル熱交換器は、本発明の冷凍または空気調節装置において使用される新規の低圧冷媒に関して理想的ではない。低い作動圧力および密度のため、高い流速および全ての構成部分において高い摩擦損失がもたらされる。これらの場合、蒸発器および／または凝縮器設計は変更されてもよい。（冷媒経路に関して）いくつかのマイクロチャネルスラブが連続的に連結されるよりはむしろ、シングルスラブ／シングルパス熱交換器配列が使用されてもよい。従って、本発明の冷凍または空気調節装置蒸発器および／または凝縮器のための好ましい熱交換器は、シングルスラブ／シングルパス熱交換器である。 Conventional microchannel heat exchangers are not ideal for new low pressure refrigerants used in the refrigeration or air conditioning apparatus of the present invention. The low operating pressure and density result in high flow rates and high friction losses in all components. In these cases, the evaporator and / or condenser design may be changed. Rather than several microchannel slabs connected in series (with respect to the refrigerant path), a single slab / single pass heat exchanger arrangement may be used. Accordingly, the preferred heat exchanger for the refrigeration or air conditioner evaporator and / or condenser of the present invention is a single slab / single pass heat exchanger.
最適の冷却性能を確実にするため、本冷凍／空気調節装置内に特定の制御が必要とされてもよい。高いエンジン速度条件において、排ガスアウトプットが増加し、従って、タービンをより高い回転速度で駆動し、そして同様に圧縮機インペラ速度を増加させる。タービンへの排ガスの流動を低下させるために排気逃しバルブ（５３）が使用されてよい。これによってタービンが回転する速度が低下し、従って圧縮機インペラの速度が低下する。設計限界以上の過度のインペラ速度は圧縮機内部にインペラブレードの変形のような損傷を引き起こし得、これによって一般的に圧縮機性能が低下し、そして最終的により短い圧縮機寿命がもたらされる。 Specific controls may be required within the refrigeration / air conditioning device to ensure optimal cooling performance. At high engine speed conditions, the exhaust gas output increases, thus driving the turbine at a higher rotational speed and increasing the compressor impeller speed as well. An exhaust relief valve (53) may be used to reduce the flow of exhaust gas to the turbine. This reduces the speed at which the turbine rotates, thus reducing the speed of the compressor impeller. Excess impeller speed above the design limit can cause damage, such as deformation of the impeller blades, inside the compressor, which generally reduces compressor performance and ultimately results in shorter compressor life.
エンジンアイドルのような低いエンジン排ガス流動の条件下では、十分な冷却のための動力要件は満たされないであろう。空気調節システムの作動時、エンジンアイドルは、空気調節装置作動中のみ、必要とされる冷却を供給するために十分な動力があるように、より高い速度に設定されてもよい。 Under low engine exhaust flow conditions such as engine idle, the power requirement for sufficient cooling will not be met. During operation of the air conditioning system, the engine idle may be set to a higher speed so that there is sufficient power to supply the required cooling only during operation of the air conditioning device.
圧縮機シャフト回転速度を感知し、そして必要に応じて排気逃しまたはエンジンアイドル速度を調節して冷凍または空気調節装置の最適作動を維持する制御システムが使用されてもよい。 A control system may be used that senses compressor shaft rotational speed and adjusts exhaust relief or engine idle speed as necessary to maintain optimal operation of the refrigeration or air conditioning device.
冷凍または空気調節が必要とされない条件で、例えば、寒い冬の時期に空気調節が自動車乗員室であまり使用されない場合、圧縮機はオフにされるべきである。このような状態においては、排気逃しバルブ（５３）は従来の排出システムに全エンジン排ガスを向ける。従って、排ガスはタービンに到達せず、そして圧縮機回転シャフトは定常条件に維持される。 In conditions where refrigeration or air conditioning is not required, for example, during cold winter periods, where air conditioning is less used in the vehicle passenger compartment, the compressor should be turned off. In such a situation, the exhaust relief valve (53) directs all engine exhaust to the conventional exhaust system. Thus, the exhaust gas does not reach the turbine and the compressor rotating shaft is maintained at steady state conditions.
エンジン排ガス駆動タービンは、作動中、熱くなり得る。圧縮機へのこの熱の移動は望ましくない。従って、エンジン排ガス駆動タービンから小型遠心圧縮機を断熱するいくつかの手段が必要とされ得る。絶縁材料またはタービンと圧縮機との間の空気流の使用のような絶縁のためのいずれかの通常の手段が使用されてもよい。 Engine exhaust gas driven turbines can become hot during operation. This heat transfer to the compressor is undesirable. Thus, some means of insulating the small centrifugal compressor from the engine exhaust gas driven turbine may be required. Any conventional means for insulation may be used, such as the use of an insulating material or air flow between the turbine and the compressor.
さらに本発明は、エンジン排ガス駆動タービンを動力源とする小型遠心圧縮機において冷媒を圧縮する工程と、前記冷媒を凝縮する工程と、その後、冷却されるボディ周辺で前記冷媒を蒸発させる工程とを含む冷却を生じるプロセスに関する。 Furthermore, the present invention includes a step of compressing a refrigerant in a small centrifugal compressor using an engine exhaust gas driven turbine as a power source, a step of condensing the refrigerant, and a step of evaporating the refrigerant around the body to be cooled thereafter. Relates to the process that produces cooling.
このような新規冷凍または空気調節装置が有用である冷媒は、飽和および不飽和化合物を含むヒドロフルオロカーボン（ＨＦＣ）、フルオロエーテル（ＨＦＯＣ）、ハロケトン、炭化水素、クロロカーボン、アルコール、ケトン、エーテル、エステル、Ｎ−（ジフルオロメチル）−Ｎ,Ｎ−ジメチルアミン、１，１，１，２，２−ペンタフルオロ−２−［（ペンタフルオロエチル）チオ］エタンおよびそれらの組み合わせである。必要とされる冷却力次第で、有用な冷媒の沸点は約−５０℃から約７５℃のいずれでもよい。好ましくは、本発明で有用な冷媒は約０℃〜約６０℃の範囲の沸点を有し、従って、Ｒ−１２、Ｒ−２２またはＲ−１３４ａのような従来のＣＦＣ、ＨＣＦＣおよびＨＦＣ冷媒よりも室温で低い蒸気圧を有する。またこの冷媒は低い、またはゼロのオゾン層破壊係数および低い地球温暖化係数を有する。冷凍または空気調節装置における新規小型遠心圧縮機に関して有用な冷媒としては、限定されないが、ＨＦＣ−２４５ｆａ（１，１，１，３，３−ペンタフルオロプロパン、ＣＦ3ＣＨ2ＣＨＦ2）、ＨＦＣ−３６５ｍｆｃ（ＣＦ3ＣＨ2ＣＦ2ＣＨ3、１，１，１，３，３−ペンタフルオロブタン）、ＨＦＣ−４３−１０ｍｅｅ（１，１，１，２，３，４，４，５，５，５−デカフルオロペンタン、ＣＦ3ＣＨＦＣＨＦＣＦ2ＣＦ3）、ＨＦＣ−６３−１４ｍｃｅｅ（１，１，１，２，２，３，４，５，５，６，６，７，７，７−テトラデカフルオロヘプタン、ＣＦ3ＣＨＦＣＨＦＣＦ2ＣＦ3）、ＨＦＣ−１３３６ｍｚｚ（ＣＦ3ＣＨ＝ＣＨＣＦ3、１，１，１，４，４，４−ヘキサフルオロ−２−ブテン）、ＨＦＣ−１４２９ｍｙｚ（ＣＦ3ＣＦ＝ＣＨＣＦ2ＣＦ3、１，１，１，２，４，５，５，５−ノナフルオロ−２−ペンテン）、ＨＦＣ−１４２９ｍｚｙ（ＣＦ3ＣＨ＝ＣＦＣＦ2ＣＦ３、１，１，１）、ＨＦＣ−１４３８ｍｚｚ（ＣＦ3ＣＨ＝ＣＨＣＦ2ＣＦ3、１，１，１，４，４，５，５，５−オクタフルオロ−２−ペンテン）、ＨＦＣ−１５３−１０ｍｚｚ（ＣＦ3ＣＨ＝ＣＨＣＦ2ＣＦ2ＣＦ3、１，１，１，４，４，５，５，６，６，６−デカフルオロ−２−ヘキセン）、ＨＦＣ−１５３−１０ｍｃｚｚ（ＣＦ3ＣＦ2ＣＨ＝ＣＨＣＦ2ＣＦ3、１，１，１，２，２，５，５，６，６，６−デカフルオロ−３−ヘキセン、ＨＦＣ−１５３−１０ｍｍｙｚｚ（ＣＦ3ＣＨ＝ＣＨＣＦ（ＣＦ3）2、１，１，１，４，５，５，５−ヘプタフルオロ−４−（トリフルオロメチル）−２ペンテン）、ＰＦＢＥ（ペルフルオロブチルエチレン、ＣＦ3（ＣＦ2）3ＣＨ＝ＣＨ2）、ＰＥＩＫ（ペルフルオロエチルイソプロピルケトン、ＣＦ3ＣＦ2Ｃ（Ｏ）ＣＦ（ＣＦ3）2）、ＰＭＩＫ（ペルフルオロメチルイソプロピルケトン、ＣＦ3Ｃ（Ｏ）ＣＦ（ＣＦ3）2）、ＨＦＯＣ−２７２ｆｂＥβγ（ＣＨ3ＯＣＨ2ＣＨＦ2、１，１−ジフルオロ−２−メトキシエタン）、ＨＦＯＣ−３４７ｍｍｚＥβγ（ＣＨ2ＦＯＣＨ（ＣＦ3）2、１，１，１，３，３，３−ヘキサフルオロ−２−（フルオロメトキシ）プロパン）、ＨＦＯＣ−３６５ｍｃＥγδ（ＣＦ3ＣＦ2ＣＨ2ＯＣＨ3、１，１，１，２，２−ペンタフルオロ−３−メトキシプロパン）、ＨＦＯＣ−３５６ｍｍｚＥβγ（ＣＨ3ＯＣＨ（ＣＨ3）2、１，１，１，３，３，３−ヘキサフルオロ−２−メトキシプロパン）、ＨＦＯＣ−４６７ｍｍｙＥβγ（ＣＨ3ＣＨ2ＯＣＦ（ＣＦ3）2、２−エトキシ−１，１，１，２，３，３，３−ヘプタフルオロプロパン）、２，２−ジメチルブタン（ＣＨ3ＣＨ2Ｃ（ＣＨ3）3）、シクロペンタン（シクロ−（ＣＨ2）5−）、トランス−１，２−ジクロロエチレン（ＣＨＣｌ＝ＣＨＣｌ）、ジメトキシメタン（ＣＨ3ＯＣＨ2ＯＣＨ3）、ギ酸メチル（ＨＣＯＯＣＨ3）、Ｃ4Ｆ9ＯＣＨ3およびそれらの組み合わせが挙げられる。本発明の冷凍または空気調節装置での使用のためのこれらおよび他の適切な冷媒は、２００５年２月９日出願の米国特許公報（特許文献４）および２００５年１１月１日出願の米国特許公報（特許文献５）、２００４年１２月１６日出願の米国特許公報（特許文献６）、米国特許公報（特許文献７）、米国特許公報（特許文献８）、米国特許公報（特許文献９）、米国特許公報（特許文献１０）、米国特許公報（特許文献１１）、米国特許公報（特許文献１２）、米国特許公報（特許文献１３）、２００５年２月２２日出願の米国特許公報（特許文献１４）、米国特許公報（特許文献１５）、米国特許公報（特許文献１６）および米国特許公報（特許文献１７）、２００５年６月１３日出願の米国特許公報（特許文献１８）、両方とも２００５年６月１４日出願の米国特許公報（特許文献１９）および米国特許公報（特許文献２０）、ならびに２００５年６月１５日出願の米国特許公報（特許文献２１）、米国特許公報（特許文献２２）および米国特許公報（特許文献２３）に開示される。 Refrigerants for which such novel refrigeration or air conditioning devices are useful are hydrofluorocarbons (HFC), fluoroethers (HFOC), haloketones, hydrocarbons, chlorocarbons, alcohols, ketones, ethers, esters, including saturated and unsaturated compounds , N- (difluoromethyl) -N, N-dimethylamine, 1,1,1,2,2-pentafluoro-2-[(pentafluoroethyl) thio] ethane and combinations thereof. Depending on the cooling power required, the boiling point of useful refrigerants can be anywhere from about -50 ° C to about 75 ° C. Preferably, the refrigerants useful in the present invention have a boiling point in the range of about 0 ° C. to about 60 ° C. and are therefore more than conventional CFC, HCFC and HFC refrigerants such as R-12, R-22 or R-134a. Also have a low vapor pressure at room temperature. This refrigerant also has a low or zero ozone depletion potential and a low global warming potential. Refrigerants useful for the new small centrifugal compressors in refrigeration or air conditioners include, but are not limited to, HFC-245fa (1,1,1,3,3-pentafluoropropane, CF 3 CH 2 CHF 2 ), HFC- 365 mfc (CF 3 CH 2 CF 2 CH 3 , 1,1,1,3,3-pentafluorobutane), HFC-43-10mee (1,1,1,2,3,4,4,5,5,5) 5-decafluoropentane, CF 3 CHFCHFCF 2 CF 3) , HFC-63-14mcee (1,1,1,2,2,3,4,5,5,6,6,7,7,7- tetradeca fluoro heptane, CF 3 CHFCHFCF 2 CF 3) , HFC-1336mzz (CF 3 CH = CHCF 3, 1,1,1,4,4,4- hexafluoro-2-butene), HFC-1429myz ( F 3 CF = CHCF 2 CF 3 , 1,1,1,2,4,5,5,5- nonafluoro-2-pentene), HFC-1429mzy (CF 3 CH = CFCF 2 CF3,1,1,1) , HFC-1438 mzz (CF 3 CH═CHCF 2 CF 3 , 1,1,1,4,4,5,5,5-octafluoro-2-pentene), HFC-153-10 mzz (CF 3 CH═CHCF 2 CF 2 CF 3 , 1,1,1,4,4,5,5,6,6,6-decafluoro-2-hexene), HFC-153-10mczz (CF 3 CF 2 CH═CHCF 2 CF 3 , 1,1,1,2,2,5,5,6,6,6-decafluoro-3-hexene, HFC-153-10 mmyz (CF 3 CH═CHCF (CF 3 ) 2 , 1,1,1, 4,5,5,5-heptafluoro-4- (tri Ruoromechiru) -2-pentene), PFBE (perfluorobutyl ethylene, CF 3 (CF 2) 3 CH = CH 2), PEIK ( perfluoroethyl isopropyl ketone, CF 3 CF 2 C (O ) CF (CF 3) 2), PMIK (Perfluoromethyl isopropyl ketone, CF 3 C (O) CF (CF 3 ) 2 ), HFOC-272fbEβγ (CH 3 OCH 2 CHF 2 , 1,1-difluoro-2-methoxyethane), HFOC-347 mmzEβγ (CH 2 FOCH (CF 3 ) 2 , 1,1,1,3,3,3-hexafluoro-2- (fluoromethoxy) propane), HFOC-365mcEγδ (CF 3 CF 2 CH 2 OCH 3 , 1,1,1,2 , 2-pentafluoro-3-methoxypropane), HFOC-356mmzEβγ (CH 3 OCH (CH 3) 2 1,1,1,3,3,3-hexafluoro-2-methoxypropane), HFOC-467mmyEβγ (CH 3 CH 2 OCF (CF 3) 2, 2- ethoxy -1,1,1,2,3, 3,3-heptafluoropropane), 2,2-dimethylbutane (CH 3 CH 2 C (CH 3 ) 3 ), cyclopentane (cyclo- (CH 2 ) 5 —), trans-1,2-dichloroethylene (CHCl = CHCl), dimethoxymethane (CH 3 OCH 2 OCH 3 ), methyl formate (HCOOCH 3 ), C 4 F 9 OCH 3 and combinations thereof. These and other suitable refrigerants for use in the refrigeration or air conditioning apparatus of the present invention are described in U.S. Patent Publication No. 4/05/2005 and U.S. Pat. Publication (Patent Document 5), US Patent Publication (Patent Document 6), US Patent Publication (Patent Document 7), US Patent Publication (Patent Document 8), US Patent Publication (Patent Document 9) filed on December 16, 2004 , US Patent Publication (Patent Document 10), US Patent Publication (Patent Document 11), US Patent Publication (Patent Document 12), US Patent Publication (Patent Document 13), US Patent Publication (Patent Document) filed on February 22, 2005 Document 14), US Patent Publication (Patent Document 15), US Patent Publication (Patent Document 16) and US Patent Publication (Patent Document 17), US Patent Publication (Patent Document 18) filed on June 13, 2005, both 200 United States Patent Publication (Patent Document 19) and United States Patent Publication (Patent Document 20) filed on June 14, 2005, and US Patent Publication (Patent Document 21), United States Patent Publication (Patent Document 22) filed on June 15, 2005. ) And U.S. Patent Publication (Patent Document 23).
冷却されるボディは、冷凍または空気調節を必要とするいずれの空間、位置または物体であってもよい。固定の適用において、ボディは構造内部、すなわち、住居用または商業用、または食料品のような腐敗しやすいものまたは医薬品の保管場所であってよい。可動冷凍装置および可動空気調節装置の定義に関して、多数の可動システムが前記される。 The body to be cooled can be any space, location or object that requires refrigeration or air conditioning. In fixed applications, the body may be internal to the structure, i.e. residential or commercial, or perishable such as foodstuffs or a storage area for pharmaceuticals. With respect to the definitions of mobile refrigeration devices and mobile air conditioning devices, a number of mobile systems are described above.
さらに本発明は、冷凍装置または空気調節装置の蒸気圧縮冷凍システム内の圧縮機への動力供給方法であって、圧縮機をエンジン排ガス駆動タービンへと連結する工程を含む方法に関する。 The present invention further relates to a method for powering a compressor in a vapor compression refrigeration system of a refrigeration apparatus or air conditioning apparatus, the method comprising the step of coupling the compressor to an engine exhaust gas driven turbine.
さらに本発明は、冷凍装置または空気調節装置の蒸気圧縮冷凍システム内のエンジン排ガス駆動タービンを動力源とする圧縮機のインペラ速度の制御方法であって、タービンに入れる排ガスの量を変化させる工程を含む方法に関する。 Furthermore, the present invention relates to a method for controlling the impeller speed of a compressor powered by an engine exhaust gas driven turbine in a vapor compression refrigeration system of a refrigeration apparatus or an air conditioning apparatus, the method comprising changing the amount of exhaust gas entering the turbine Relates to the method of including.
さらに本発明は、エンジン排ガス駆動タービンを動力源とする圧縮機を含む蒸気圧縮冷凍システムを含む冷凍または空気調節装置の冷却力の制御方法であって、タービンに入れる排ガスの量を変化させる工程を含む方法に関する。 Furthermore, the present invention is a method for controlling the cooling power of a refrigeration or air conditioner including a vapor compression refrigeration system including a compressor powered by an engine exhaust gas driven turbine, the method comprising changing the amount of exhaust gas entering the turbine Relates to the method of including.
さらに本発明は、冷凍または空気調節装置の蒸気圧縮冷凍システム内のエンジン排ガス駆動タービンを動力源とする圧縮機のインペラ速度の制御方法であって、空気調節装置作動中のエンジンアイドル速度を変化させる工程を含む方法に関する。 Furthermore, the present invention is a method for controlling the impeller speed of a compressor powered by an engine exhaust gas driven turbine in a vapor compression refrigeration system of a refrigeration or air conditioner, and changes the engine idle speed during operation of the air conditioner. It relates to a method comprising steps.
さらに本発明は、エンジン排ガスタービンを動力源とする圧縮機を含む蒸気圧縮冷凍システムを含む冷凍または空気調節装置の冷却力の制御方法であって、冷凍または空気調節装置作動中のエンジンアイドル速度を変化させる工程を含む方法に関する。 Furthermore, the present invention relates to a method for controlling the cooling power of a refrigeration or air conditioner including a vapor compression refrigeration system including a compressor powered by an engine exhaust gas turbine, wherein the engine idle speed during operation of the refrigeration or air conditioner is controlled. The present invention relates to a method including a changing step.
さらに本発明は、冷凍装置または空気調節装置の蒸気圧縮冷凍システム内のエンジン排ガス駆動タービンを動力源とする圧縮機サージの制御方法であって、圧縮機の放出から吸引への冷媒の再循環を制御することによって圧縮機を通る冷媒の最小流量を維持する工程を含む方法に関する。圧縮機サージは、圧縮機への損傷の可能性のため回避されるべき条件である。圧縮機を通して前方への流動がもはや圧縮機を横切って増加する圧力差のため維持が不可能である場合、瞬間的な流動逆転が生じ得る。バルブ（図１中、５１）によって圧縮機からの流量のいくらかの部分は圧縮機吸引へ変更され、従って、サージ点以下で圧縮機を横切って圧力が釣り合う。 The present invention further relates to a compressor surge control method that uses an engine exhaust gas driven turbine in a vapor compression refrigeration system of a refrigeration apparatus or an air conditioning apparatus as a power source, and recirculates refrigerant from discharge to suction of the compressor. It relates to a method comprising the step of maintaining a minimum flow rate of refrigerant through the compressor by controlling. Compressor surge is a condition that should be avoided due to possible damage to the compressor. Instantaneous flow reversal can occur when forward flow through the compressor is no longer possible to maintain due to the pressure differential that increases across the compressor. The valve (51 in FIG. 1) changes some portion of the flow rate from the compressor to compressor suction, thus balancing the pressure across the compressor below the surge point.
上記の方法の全てにおいて、好ましくは遠心圧縮機、そしてより好ましくは小型遠心圧縮機を使用する。 In all of the above methods, preferably a centrifugal compressor, and more preferably a small centrifugal compressor is used.
本実施例において、４０，０００ｒｐｍのインペラ速度で約１．５トンの冷却力を生じるため、冷媒としてＰＥＩＫ（ペルフルオロエチルイソプロピルケトン）を使用する冷凍装置を説明する。本実施例に関して仮定される条件は以下の通りである。
蒸発器温度：４０．０°Ｆ（４．４℃）
凝縮器温度：１１０．０°Ｆ（４３．３℃）
液体サブクール温度：１０．０°Ｆ（５．５℃）
戻り気体温度：７５．０°Ｆ（２３．８℃）
圧縮機効率は８０％である。
In this embodiment, since a cooling power of about 1.5 tons is generated at an impeller speed of 40,000 rpm, a refrigeration apparatus using PEIK (perfluoroethyl isopropyl ketone) as a refrigerant will be described. Conditions assumed for this example are as follows.
Evaporator temperature: 40.0 ° F (4.4 ° C)
Condenser temperature: 110.0 ° F. (43.3 ° C.)
Liquid subcooling temperature: 10.0 ° F (5.5 ° C)
Return gas temperature: 75.0 ° F (23.8 ° C)
The compressor efficiency is 80%.
これらは小型遠心圧縮機が運転する典型的な条件である。以下の表１に、蒸発器から離れる時の冷媒気体のエンタルピー（Ｈ 蒸発器 外）、凝縮器に入る時の冷媒気体のエンタルピー（Ｈ 凝縮器 中）、蒸発器と圧縮機との間のエンタルピー変化（デルタ Ｈｉ）および蒸発器と圧縮機との間のエンタルピー変化に０．８を掛けたもの示す。また以下の表は冷凍装置の理論上の先端部速度およびインペラ直径を示す。 These are typical conditions under which a small centrifugal compressor operates. Table 1 below shows the enthalpy of refrigerant gas when leaving the evaporator (outside the H evaporator), the enthalpy of refrigerant gas when entering the condenser (in the H condenser), and the enthalpy between the evaporator and the compressor. The change (delta Hi) and the enthalpy change between the evaporator and the compressor multiplied by 0.8. The table below also shows the theoretical tip speed and impeller diameter of the refrigeration system.
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