由于含氯制冷剂潜在地破坏臭氧层，所以已经在世界上大多数的 国家被淘汰。“自然的”制冷剂，例如二氧化碳和丙烷，已经被推荐作 为替代流体。二氧化碳具有低临界点，在大多数条件下，包括当不运行 时，这导致大多数利用二氧化碳作为制冷剂的空调系统超临界地运行， 或者部分高于临界点运行。在超临界运行的状态下，系统内的压力变成 温度和密度的函数。
蒸汽压缩系统经常在很宽的运行条件下运行。当不运行时，外部 的空气条件，包括温度，会影响系统的压力。系统组件(压缩机、冷凝 器/空气冷却器、膨胀装置、蒸发器和制冷剂管路)被设计用于承受最 大的压力，而暴露在更高的压力下会导致组件的损坏。对于大多数的系 统，当没有运行时，系统内的压力是系统温度的直接函数。然而，当该 温度接近或高于制冷剂的临界点时，就必须考虑附加的因素。对于超临 界流体，系统中的压力是流体温度和密度的函数。对于大多数的制冷剂， 这不是特别要考虑的，因为它们的临界点接近或高于正常的存储温度。 然而对于二氧化碳(CO2)系统，这就变成一个问题，因为临界点非常低 (88)。
特别将泄压阀加入到系统中以保护系统和组件不会过量增压。如 果系统中的压力接近过量增压点，泄压阀会自动打开，以从系统中排出 制冷剂并且将压力降低到安全的范围，以保护组件不被损坏。
蒸汽压缩系统典型地设计成在一定的最大温度下储存，并且系统 组件设计成能够承受与这一温度相联系的最大压力。存储温度越高，通 常要求更高的设计压力。当存储温度接近或高于制冷剂的临界温度时， 制冷剂的容积密度在确定系统压力并且因此确定设计压力方面是很重要 的。这如图1示意性所示，图1描述当作为温度和容积密度的函数时， 二氧化碳系统压力如何在临界点之上变化。
以前的蒸汽压缩系统包括位于蒸发器和压缩机之间的储液器，该 储液器用于储存过量的制冷剂。储液器的大小仅用于在运行的过程中提 供足够的容量来储存过量的制冷剂，以防止过量的制冷剂进入压缩机。 储液器也可以用于控制高压，和因此在超临界运行的过程中控制系统的 性能系数。然而，当系统不运行或在储存时，储液器的大小没有设置成 用于确定最大的压力。
因此，在技术上要求一种蒸汽压缩系统和一种方法，该系统包括 储液器，该储液器的大小设置成不运行时，防止系统的过量增压；该方 法用于设定储液器的大小。

本发明提供一种包括储液器的蒸汽压缩系统，该储液器作为缓冲 器，当系统不运行时，防止系统过量增压。
当流体接近或高于其临界点时，压力是温度和密度的函数。通过 了解最大存储温度和最大存储压力，可以计算整个系统的制冷剂密度并 且该制冷剂密度用于确定系统的理想容积。
系统中的容积密度是用系统中制冷剂的质量除以系统的容积。因 此，通过制冷剂的质量除以期望的最大存储密度，可以确定整个系统的 期望容积。从整个系统的期望容积减去没有储液器的系统的全部容积， 来计算最佳的储液器容积。当系统中的制冷剂存储在存储温度附近或高 于制冷剂的临界温度时，最佳的储液器容积用于设定储液器的尺寸，以 使储液器可以防止系统过量增压。
可以从下面的详细描述和附图中很好地理解本发明的这些和其他 的特征。

从下面对目前优选实施例的详细描述中，本发明的各种特征和优 点对于所属领域的技术人员来说会变得很明显。伴随详细描述的附图如 下简要所述：
图1示意性地描述了作为温度和容积密度函数的二氧化碳的压力 如何在临界点之上变化的曲线图；和
图2示意性地描述了本发明使用储液器的蒸汽压缩系统的简图。

图2描述了一个蒸汽压缩系统20的实例，该系统包括压缩机22、 散热式热交换器24(超临界循环中的气体冷却器)、膨胀装置26和受热 式热交换器28(蒸发器)。制冷剂通过制冷剂管路在封闭回路系统20中 循环。
在一个实例中，使用二氧化碳作为制冷剂。因为二氧化碳具有低 临界点，所以使用二氧化碳作为制冷剂的系统通常超临界地运行。尽管 这里描述二氧化碳，但是可以使用其他的制冷剂。
制冷剂以高压和高焓排出压缩机22。接着制冷剂以高压流过散热 式热交换器24。流体介质30，例如水或空气，流过散热式热交换器24 的吸热部件32，并且与流过散热式热交换器24的制冷剂进行热交换。 在气体冷却器24中，制冷剂向流体介质30排出热量，并且制冷剂以低 焓和高压排出气体冷却器24。因为二氧化碳的临界温度是87.8，所以 热量的排出会在超临界区域内发生，并且排出热量的流体温度通常高于 这个温度。当蒸汽压缩系统20超临界地运行时，系统高压部分的制冷 剂处于超临界区域，这时压力是温度和密度的函数。
泵或风机34将热源流体介质44泵送通过吸热部件32。冷却后的 流体介质30从吸热部件入口或返回口36进入吸热部件32，并且以与制 冷剂流动方向相反的方向流动。在与制冷剂进行热交换后，加热后的流 体38从吸热部件出口或供应口40排出吸热部件32。
制冷剂接着通过膨胀阀26，该膨胀阀使制冷剂膨胀并降低制冷剂 的压力。膨胀后，制冷剂流过蒸发器28的通道42，并且以高焓和低压 排出。在蒸发器28内，制冷剂从热源流体44吸收热量，加热制冷剂。 热源流体44流过吸热部件46，并且以公知的方式与流过蒸发器28的制 冷剂进行热交换。热源流体44通过吸热部件的入口或返回口48进入吸 热部件46。与制冷剂进行热交换后，冷却后的热源流体50通过吸热部 件出口或供应口52排出吸热部件46。当制冷剂流过蒸发器28时，热源 流体44和蒸发器28内的制冷剂之间的温差驱动热能从热源流体44传 给制冷剂。风机或泵54使热源流体44流过蒸发器28，维持温差并将制 冷剂蒸发。制冷剂接着再次进入压缩机22，完成循环。系统20将热量 从低温蓄能器传递到高温能量吸收装置。
系统20还包括位于蒸发器28和压缩机22之间的储液器56。储液 器56可以储存系统20内过量的制冷剂，并且也控制系统20的高压， 并且因此控制超临界运行时控制系统20的性能系数。在系统20运行的 过程中，储液器56防止过量的制冷剂进入压缩机22。
当蒸汽压缩系统20在例如沙漠气候的高温气候下储存或运输时， 由于环境的高温，制冷剂的温度会升高。升高后的温度提高了系统20 内的压力，并且会导致过量增压，从而导致压力泄压阀的启动或制冷剂 管路或系统20组件的爆裂。
容积密度定义为系统内制冷剂的质量除以系统容积。既然当系统 在制冷剂的临界点或高于临界点储存时，制冷剂的温度和密度会影响系 统的压力，那么当系统在制冷剂的临界点或高于临界点储存时，蒸汽压 缩系统20的系统容积也会影响系统内的压力。当系统容积在制冷剂的 临界点或高于临界点的给定温度下增大时，系统压力降低。
当系统20不运行时，储液器56可以作为缓冲器以降低过量压力 的增大，并且防止系统20的过量增压。储液器56的尺寸影响系统20 的整个容积，并且因此影响系统20的最大存储压力。通过增大储液器56 的容积，系统20内制冷剂的容积密度会减小，并且因此系统20内的制 冷剂压力降低。通过减小储液器56的容积，系统20内的制冷剂压力提 高。图1示出使用二氧化碳作为制冷剂对系统的这种影响。在本发明中， 储液器56优选的尺寸计算成当不运行或被运输时，能防止系统20的过 量增压。也就是说，储液器56的尺寸设置得足够大以防止过量增压， 但是也不是太大而导致太贵。
根据制冷剂的最大设计存储温度和最大存储压力来确定储液器56 的容积。当存储温度升高时，系统20内的制冷剂的温度升高。制冷剂 温度的升高增大了系统20内的制冷剂压力。制冷剂温度的降低减小了 系统20内的制冷剂压力。系统20内的制冷剂的最大存储温度取决于气 候。在高温的气候下，由于空气温度的升高导致最大存储温度的升高。 在较冷的气候下，由于空气温度的降低导致最大存储温度更低。由于系 统全球制造的要求，将有代表性地选择最高的存储温度。
对于具有相对高临界温度的制冷剂的系统20，该温度没有接近系 统的最大存储温度，因此最大存储温度单独通过制冷剂的饱和特性来确 定最大存储压力。这可以参见附图1中温度低于大约60。对于使用具 有相对低临界温度的制冷剂(例如二氧化碳)的系统20，最大存储温度 和系统的容积密度一起决定系统20的最大存储压力。这可以参见附图1 中温度高于大约60。也就是说，通过了解不运行时制冷剂将达到的最 大存储温度，和最大设计存储压力，可以计算最佳的容积密度，并用于 设定系统内储液器的尺寸。
系统的最大设计存储压力一般受系统的低压侧限定。在运行中， 系统的低压侧一般在不运行或储存时的压力低于运行时的压力。对于具 有相对高临界点的制冷剂来说，最大设计压力的选择一般只需要参考最 大设计温度。而对于具有相对低临界点的制冷剂，另外的因素，例如对 更厚壁组件需要的制造成本，都要求考虑进去。通常，使用二氧化碳作 为制冷剂的系统的最大存储压力在1000到2500psi之间。
当在饱和区域外面时，密度是温度和压力的函数。因此，如果知 道最大存储温度和最大存储压力，就可以确定最大存储容积密度。通过 将质量除以密度就可以计算出容积。将制冷剂的质量除以最大存储密度 可以确定整个系统的最佳容积。下面的计算可用来获得理想的整个系统 容积：

除了储液器56，系统20中的组件都有已知的组件容积。这些组件 包括压缩机22、散热式热交换器24、膨胀装置26、蒸发器28和与组件 连接的制冷剂管路。储液器56是系统20中唯一不知道容积的组件。通 过从整个系统容积中减去全部组件的容积，就可以确定最佳的储液器容 积。可以理解的是，全部组件的容积包括除了储液器56以外的系统20 中所有组件的全部容积。通过上面的公式，可以计算出最佳的储液器容 积：

根据制冷剂的最大存储压力、制冷剂的最大存储温度、制冷剂质 量和系统组件的容积，上面的公式可以确定储液器的最佳容积。优选地， 储液器56的容积可以在计算的最佳尺寸的80％-120％之间选择，从而得 到所期望的储液器56尺寸，该尺寸在不运行或运输的过程中能够保护 系统20不会过量增压。
可以理解的是，所描述的使用二氧化碳的单级系统的实例仅仅是 一个示例。也可以确定多级压缩系统、使用内部热交换器的系统和使用 其他例如油分离器和过滤干燥器的附加系统组件的系统的最佳储液器尺 寸。也可以确定具有多级散热式热交换器24、膨胀装置26和受热式热 交换器28的系统中的最佳储液器尺寸。另外，该实例中描述的储液器 设置在蒸发器和压缩机之间。然而，可以理解的是储液器也可以位于其 他的位置。本发明也同样可以用于这些系统：使用位于系统其他部分的 储液组件的系统，这些其他的部分例如：位于蒸发器的入口或位于冷凝 器(或气体冷却器)与蒸发器之间。另外，可以将储液器分为位于系统 不同部分的两个或更多的储液组件，其中将最佳的储液器尺寸用作每个 储液组件容积的总和。
前面的描述仅仅是本发明原理的示例。本发明的很多修正和变形 都可以在上述的教导下进行。已经公开了本发明优选的实施例，因此所 属领域的普通技术人员会意识到，在本发明的范围内应当可以进行一定 的修改。因此可以理解的是，在附加权利要求的范围内，可以实现不仅 仅是特别描述的本发明。因为这个原因，可以通过研究下面的权利要求 来确定本发明实际的范围和内容。