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制冷设备

阅读：1023发布：2020-05-28

专利汇可以提供制冷设备专利检索，专利查询，专利分析的服务。并且制冷设备 (100)，其具有闭合回路(C)，冷却剂的流量(1)在该闭合回路(C)中循环，所述闭合回路包括至少一个冷凝器 (102)和至少一个主支路(M)，所述至少一个主支路提供有至少一个往复式压缩机 (101)、至少一个蒸发器 (103)和被布置在所述至少一个冷凝器与所述至少一个蒸发器之间的至少一个第一膨胀阀 (104)，所述冷却剂的经定义流量(1‑X1；1‑X1‑X2)以经定义的抽吸压力 (P1)从所述主支路进入所述往复式压缩机(101)内部，所述闭合回路进一步包括用于所述冷却剂(1)的流量的至少一个第一部分(X1)的至少一个第一次级节能器支路(105)，所述至少一个第一次级节能器支路(105)将所述压缩机(101) 流体地连接到所述闭合回路(C)的被包括在所述冷凝器与所述至少一个第一膨胀阀之间的部分(106)，其特征在于，所述压缩机包括用于使冷却剂流量的所述至少一个第一部分(X1)进入的至少一个第一侧入口端口(107)，流量的所述至少一个第一部分具有入口压力(P8)以使得P8‑P1≤4巴。，下面是制冷设备专利的具体信息内容。

权利要求

1.一种制冷设备(100)，所述制冷设备(100)具有闭合回路(C)，冷却剂的流量(1)在所述闭合回路(C)中循环，所述闭合回路包括至少一个冷凝器(102)和至少一个主支路(M)，所述至少一个主支路(M)提供有至少一个往复式压缩机(101)、至少一个蒸发器(103)和被布置在所述至少一个冷凝器与所述至少一个蒸发器之间的至少一个第一膨胀阀(104)，所述冷却剂的经定义流量以经定义的抽吸压力(P1)从所述主支路进入所述往复式压缩机(101)内部，所述闭合回路进一步包括用于所述冷却剂(1)的流量的至少一个第一部分(X1)的至少一个第一次级节能器支路(105)，所述至少一个第一次级节能器支路(105)将所述压缩机(101)流体地连接到所述闭合回路(C)的被包括在所述冷凝器与所述至少一个第一膨胀阀之间的部分(106)，其特征在于，所述压缩机(101)包括用于使冷却剂流量的所述至少一个第一部分(X1)进入的至少一个第一侧入口端口(107)，流量的所述至少一个第一部分具有入口压力(P8)以使得P8-P1≤4巴。
2.如权利要求1所述的制冷设备，其特征在于，所述至少一个往复式压缩机被提供有至少一个汽缸(110)以及在所述至少一个汽缸中在上止点(S)与下止点(I)之间往复移动的至少一个活塞(111)，用于使所述冷却剂的流量的所述至少一个第一部分(X1)进入的所述至少一个第一侧入口端口(107)被布置在所述至少一个活塞的下止点处，以使得所述活塞至少在其进气冲程期间至少部分地暴露所述至少一个第一侧入口端口(107)，并且至少在其压缩冲程期间覆盖所述至少一个第一侧端口。
3.如权利要求2所述的制冷设备(1)，其特征在于，所述至少一个闭合回路进一步包括：
用于所述冷却剂的流量的至少一个第二部分(X2)的至少一个附加的次级节能器支路(120)，所述压缩机(101)包括用于使冷却剂的流量的所述至少一个附加部分(X2)进入所述至少一个压缩机中的至少一个第二入口端口(112)，其中，所述至少一个第二端口(112)被布置在离所述下止点的某一距离处，所述距离大于所述至少一个第一端口(107)被布置的距离，流量的所述附加部分(X2)具有入口压力(P10)以使得P1≤P10≤P8。
4.如权利要求3所述的制冷设备，其特征在于，所述至少一个第一入口端口(107)和/或所述至少一个第二入口端口(112)包括狭缝，所述狭缝具有基本上横向垂直于所述汽缸的轴(Z)的主要尺寸(L)。
5.如权利要求4所述的制冷设备，其特征在于，所述至少一个狭缝包括靠在所述汽缸(110)的圆柱形内表面(110b)上的基本上矩形形状的表面。
6.如权利要求5所述的制冷设备，其特征在于，所述狭缝的高度(H)与长度(L)尺寸之间的比小于0.5。
7.如权利要求2至6中的任一项所述的制冷设备，其特征在于，所述至少一个第一端口具有与所述活塞的下止点基本上齐平的下侧(107a)。
8.如权利要求7所述的制冷设备，其特征在于，所述至少一个第二端口的下侧(112a)与所述至少一个第一端口(107)的上侧(107b)齐平。
9.如权利要求3至6中的任一项所述的制冷设备，其特征在于，所述至少一个次级节能器支路(105)和/或所述至少一个附加的次级节能器支路(120)包括至少一个第二膨胀阀(130)和至少一个热交换器(131)，以及主支路的被包括在所述至少一个冷凝器与所述至少一个膨胀阀之间的所述部分(106)。
10.如权利要求3至6中的任一项所述的制冷设备，其特征在于，所述至少一个次级节能器支路(105)和/或所述至少一个附加的次级支路(120)包括：具有圆柱形部分的至少一个管道(132)以及与所述至少一个第一入口端口(8)和/或所述至少一个第二入口端口(112)一起的至少一个配件(133)。
11.如权利要求10所述的制冷设备，其特征在于，所述圆柱形管道的尺寸被设为使得其是经调谐类型。
12.如权利要求3至6中的任一项所述的制冷设备，其特征在于，所述至少一个第一入口端口(107)和/或所述至少一个第二入口端口(112)包括至少一个在功能上组合的止回阀(140)。
13.如权利要求12所述的制冷设备，其特征在于，所述至少一个止回阀是可变形的簧片类型。
14.如权利要求13所述的制冷设备，其特征在于，所述至少一个止回阀被容纳在所述至少一个汽缸(110)的壁(110a)中。

说明书全文

制冷设备

发明领域

[0001] 本发明涉及一种制冷设备。

[0002] 已知的现有技术

[0003] 具体而言，根据本发明的制冷设备有利地用于以下情形：冷却剂在其中流动的闭合回路除了包括冷凝器之外还包括膨胀阀和蒸发器、以及往复式压缩机和次级节能器支路，以使冷却剂在同一闭合回路中循环。必须要注意，根据现有技术，该次级支路一方面流体地连接到闭合回路的主支路的包括在冷凝器与膨胀阀之间的一部分，另一方面还流体地连接到往复式压缩机的汽缸以用于使经过次级支路的流量的一部分重新注入到该压缩机自身中。仍然用已知方式，该次级节能器支路包括膨胀阀和热交换器，并且来自次级节能器支路并进入压缩机汽缸的流量具有介于制冷设备的回路的最高与最低压力之间(即，在冷凝器处的流体压力与蒸发器处的流体压力之间)的压力。

[0004] 一般而言，在制冷设备中通常采用的压缩机中，总是能够确定来自次级节能器支路的流量的前述部分进入压缩机的压缩腔的确切点。例如，在螺杆压缩机中(其中如所知的，压力根据已知法则沿压缩机轴增加)，总是能够定位来自次级节能器支路的流量的部分确切注入点。同样适用于其他类型的压缩机，诸如举例而言，螺杆或涡旋压缩机，尽管压缩腔内部的操作原理以及压力分布相对于螺杆压缩机的操作原理和压力分布不同，然而，在涡旋压缩机中同样总是能够知道在压缩腔的任何点中压力多大。

[0005] 在使用往复式压缩机的情况下(即，被提供有汽缸和在汽缸内部往复移动的活塞)，压力替代地随时间变化并且在活塞的进气和压缩冲程期间的任何时间在整个气缸中对于活塞在该气缸中的每个位置都基本上相同。

[0006] 然而，为了允许在具有往复式压缩机的制冷设备中使用次级节能器支路，在爱默生环境优化技术有限公司(Emerson Climate Technologies Inc.)名下的文档US 2014/0170003中描述了使用提供有使来自次级节能器支路的流量的这一部分以经定义的中间压力进入的侧入口端口的气缸。一个阀位于压缩机汽缸中的侧入口端口处，该阀的打开和关闭与通过由至少一个凸轮和至少一个相应的从动件构成的复杂机构与压缩机驱动轴同步。
这允许来自次级节能器支路的冷却剂的流量的前述部分仅在活塞中达到比次级流量的前述部分的压力稍小的压力的不久之前进入。

[0007] 为了避免使用复杂的同步系统，如US 2014/0170003中所描述的，已研究了其他解决方案。具体而言，在开利公司(Carrier Corporation)名下的文档WO-A1-2007064321中，教导了如何在压缩机汽缸上实现侧入口端口，该侧入口端口在活塞的进气冲程中被活塞暴露并且在活塞的压缩冲程期间保持仍然被活塞覆盖。然而，在这样的压缩机中，活塞加速以及由此在制冷设备的回路中循环的流量根据要制冷的空间中的目标温度而变化。所有这些都是为了实现要制冷的同一空间(可以是例如容器等)内部的温度的微调，其具有还提高制冷设备自身的效率的最终效果。然而，这种制冷设备并非没有缺点。事实上，可能的以及宣称的精细获得的控制产生对通过使用次级节能器支路可能达到的效率的损害。另外，如此制造的制冷设备却涉及相同压缩机复杂度的显著增加，因为活塞运动速度总是必须根据一个或多个外部参数被驱动。

[0008] 另一方面，必须补充的是，在所有前述制冷设备中，只要被提供有独立于所使用的压缩机的类型的次级节能器支路，来自次级支路的冷却剂的流量的部分的压力就总是显著高于通过常规抽吸导管(由此通过在气缸盖上的抽吸阀)进入压缩机的流体的压力。具体而言，根据现有技术，存在用于定义次级节能器支路的优化制冷设备的效率的压力的两种微积分方法。根据第一种方法，沿次级节能器支路的流体压力是由冷凝器处的压力与蒸发器处的压力之间的几何均值来给出的。通过例示，如果在蒸发器处冷却剂的压力是1.31巴并且在冷凝器处冷却剂的压力是18.3巴，则为了优化制冷设备中的效率，流经次级节能器支路的流体的压力是4.93巴(即，由前述压力值的乘积的平方根给出)。根据第二种方法，沿次级节能器支路的流体的压力依据与饱和气体的温度相对应的压力给出，饱和气体的温度通过计算蒸发器与冷凝器温度(但是在饱和流体的情况下)之间的均值获得。通过例示，如果在冷凝器处饱和流体的温度是40℃并且在蒸发器处是-40℃，则这两个值之间的平均温度是0℃。与该温度相对应的饱和流体的压力是6.1巴。这是通过选择流体R404a作为冷却气体来获得的，然而这是最常见的商业上使用的冷却剂之一。另一方面，必须要注意，对于其他商业上可用的冷却剂，结果将很可能不同，但是与前述值的偏离绝对不显著。

[0009] 一般而言，本领域技术人员一旦通过使用前述两种方法完成计算，就取两个如此获得的值的平均作为在次级支路中循环的流体的部分的压力。在本实例中，所选择的值将是5.51巴。

[0010] 不管前面示出的特定示例，一般而言，通过抽吸阀进入压缩机的流体的压力与通过汽缸上的侧端口流入汽缸的流体的压力之间的压力差通常是大约高于5巴的值。事实上，已发现该压力差是允许优化制冷设备的效率并且由此由制冷设备的所有制造商采用的压力差。

[0011] 来自次级支路的冷却剂流量的部分的压力与通过常规抽吸管道进入压缩机的流体的压力之间的这种压力差在使用被提供有往复式压缩机以及用于使沿节能器支路的流量进入的侧入口端口的制冷设备的情况下不是这么有利。

[0012] 发明概述

[0013] 因此，本发明的目的是增加用往复式压缩机进行操作的制冷设备的效率，而既不会增加制冷设备的复杂度，也不会增加在制冷设备内部操作的往复式压缩机的复杂度。

[0014] 本发明的进一步目的是在已知制冷设备中操作的往复式压缩机的排量相等的情况下增加根据本发明的制冷设备的制冷负荷。

[0015] 这些和其他目的是通过具有闭合回路的制冷设备来达到的，冷却剂的流量在所述闭合回路中循环，所述闭合回路包括：至少一个冷凝器和至少一个主支路，所述至少一个主支路提供有至少一个往复式压缩机、至少一个蒸发器和布置在所述至少一个冷凝器与所述至少一个蒸发器之间的至少一个第一膨胀阀，所述冷却剂的经定义流量以经定义的抽吸压力从所述主支路进入所述至少一个往复式压缩机内部，所述闭合回路进一步包括：用于所述冷却剂的流量的至少一个第一部分的至少一个第一次级节能器支路，所述至少一个第一次级节能器支路将所述压缩机流体地连接到所述闭合回路的被包括在所述冷凝器与所述至少一个第一膨胀阀之间的部分；有利地，所述往复式压缩机包括：供冷却剂流量的所述至少一个第一部分进入的至少一个第一侧入口端口，流量的所述至少一个第一部分具有入口压力以使得P8-P1≤4巴。

[0016] 所有者事实上已测试得出，来自次级节能器支路的流量的第一部分通过被放置在压缩机汽缸上的第一端口、以高于抽吸压力然而相对于抽吸压力不高于4巴并且优选地低于2巴的入口压力进入允许达到多个结果。首先，得益于该解决方案，该制冷循环的效率相对于以相同操作条件(即，相同压力、温度和相同冷却剂)进行工作的制冷循环变得极大地增加。另外，在所采用的往复式压缩机的排量相同的情况下，该解决方案还允许极大地增加制冷负荷。这主要是由于以下事实：当减小来自第一次级节能器支路的冷却剂的流量的所述至少一个第一部分的压力时，获得体积流量的显著增加，这因此极大地增加了当通过所述第一端口进入压缩机时的汽缸压力，由此引起由压缩机所作的压缩功的减小。压缩机功的这种减小引起整个制冷设备的效率的显著增加。

[0017] 根据本发明的特性方面，所述至少一个往复式压缩机被提供有至少一个汽缸以及在所述至少一个汽缸中在上止点与下止点之间往复移动的至少一个活塞，用于使所述冷却剂的流量的所述至少一个第一部分进入的所述至少一个侧入口端口被布置在所述至少一个活塞的下止点处，以使得所述活塞至少在其进气冲程期间至少部分地暴露所述至少一个入口端口，并且至少在其压缩冲程期间覆盖所述至少一个端口。

[0018] 在实践中，入口端口越靠近活塞的下止点，活塞在其进气和压缩步骤中的功就将越小。另外，入口端口越靠近活塞的下止点，在侧端口保持被暴露的时间段中活塞冲程的损失将越小。因此，该解决方案允许最大化根据本发明的制冷设备的效率。

[0019] 根据本发明的一特定方面，所述至少一个闭合回路进一步包括：用于所述冷却剂的流量的至少一个第二部分的至少一个附加的次级节能器支路，所述压缩机包括：用于使冷却剂的流量的所述至少一个附加部分进入所述至少一个压缩机中的至少一个第二入口端口，其中，所述至少一个第二端口被布置在离所述下止点的某一距离处，所述距离大于所述至少一个第一端口被布置的距离，流量的所述附加部分具有入口压力以使得P1≤P10≤P8，其中P10-P1≤2巴并且优选地小于1巴。在制冷设备的所有操作条件相同的情况下，该解决方案引起效率和制冷负荷相对于常规使用的进一步和显著的增加。

[0020] 根据本发明，所述至少一个第一入口端口和/或所述至少一个第二入口端口包括狭缝，该狭缝具有基本上横向垂直于所述汽缸的轴的主要尺寸，即，靠在基本上横向垂直于所述至少一个汽缸的轴的平面上。在实践中，为了尽可能减小汽缸在其沿活塞上升期间关闭所述第一和/或所述至少一个第二端口的压缩功，所述至少一个第一端口和所述至少一个第二端口二者均必须具有沿汽缸轴尽可能减小的尺寸；然而，狭缝的主要尺寸(即，在横向垂直于汽缸轴的平面上)必须恰适地延伸，以允许可用冷却剂的流量的最大部分在最短的可能时间中进入。

[0021] 必须要观察到，术语狭缝必须旨在作为任何形状的、在汽缸壁中制成并且具有相对于其他的主导尺寸(还被称为主要尺寸)的任何槽口。具体而言，在本实例中，主要或主导或更相关尺寸是靠在横向垂直于压缩机汽缸的轴的平面上的尺寸，因此不是平行于压缩机汽缸的轴并且被定义为狭缝高度的狭缝尺寸。

[0022] 根据本文所描述的实施例，所述至少一个第一端口和所述至少一个第二端口(二者均具有狭缝形状)基本上或者主要是矩形形状的，即，面向压缩机汽缸的内表面的狭缝表面具有靠在压缩机汽缸的圆柱形内表面上的基本上矩形的形状。该基本上矩形形状(其中，顶边或底边的尺寸极大地大于两条高度边(即，沿压缩机汽缸的轴向方向)的尺寸)也可以具有彼此融合的边，即，没有尖锐的边缘，然而也落入具有靠在汽缸的内表面上的基本上矩形形状的表面的定义中。

[0023] 具体而言，所述基本上矩形形状的狭缝的高度尺寸与长度尺寸(或者主要尺寸)之间的比小于0.5，优选地小于0.2。

[0024] 有利地，所述至少一个第一端口具有与所述活塞的下止点基本上齐平的下侧。另外，所述至少一个第二端口的下侧与所述至少一个第一端口的上侧齐平。以此方式，所述至少一个第一端口和所述至少一个第二端口在相对于活塞的下止点最短可能距离处。

[0025] 根据本发明的一特定实施例，所述至少一个次级节能器支路和/或所述至少一个附加的次级支路包括：具有圆柱形部分的至少一个管道以及与至少一个第一端口入口和/或所述至少一个第二入口端口一起的至少一个配件。更详细地，所述圆柱形管道的尺寸被设为使得其是经调谐类型。该限定对于在内燃机领域中操作的领域技术人员是公知的，并且在实践中，这意味着该管道的尺寸(在长度和直径上)和形状被设为使得在第一或第二端口的开口处的管道中传播的压力波(由于汽缸腔中的压力与进入汽缸的流速的部分的压力之间的压力差)总是并且在任何情况下改善汽缸填充并且保持次级节能器支路的压力为低。这也在如下情形中获得：其中汽缸压力在几分之一秒内高于使沿次级节能器支路和/或所述至少一个附加的次级支路流动的流量进入的圆柱形管道中的压力。

[0026] 最后，所述至少一个第一入口端口和/或所述至少一个第二入口端口包括至少一个在功能上组合的止回阀。以此方式，在活塞的压缩步骤期间以及一旦超过了来自第一或第二端口的流量的部分的压力，汽缸中的气体不能够重新进入(即使在几分之一秒内)所述至少一个次级节能器支路和/或所述至少一个附加的次级节能器支路中。这种止回阀是可变形簧片类型并且优选地被容纳在所述至少一个汽缸的壁中。

[0027] 附图简述

[0028] 仅出于解说目的而非限制，现在将参照附图来描述本发明的若干特定实施例，其中：

[0029] 图1是具有两个次级节能器支路的、根据本发明的制冷设备的示意图；

[0030] 图2是图1的制冷设备中所使用的制冷循环的P-H图；

[0031] 图3a-3d是参照图2中所示出的热力学状态的、在进气和压缩步骤期间压缩机汽缸的内部的示意图和截面图；

[0032] 图4a和4b分别是特别参照压缩机汽缸的壁中获得的第一和第二端口的、往复式压缩机的汽缸的两个纵向和横向截面图；

[0033] 图5a示出了具有往复式压缩机并且没有一个或多个次级节能器支路的常规制冷设备的示意图；

[0034] 图5b示出了图5a的制冷设备中所采用的制冷循环的P-H图。

[0035] 本发明的优选实施例的详细描述

[0036] 具体参照这些附图，根据本发明的通用制冷设备已用标号100表示。

[0037] 制冷设备100包括闭合回路C，冷却剂的流量1在该闭合回路C中循环。该闭合回路C包括冷凝器102以及具有往复式压缩机101的主支路M，该往复式压缩机101被提供有气缸110和活塞111，活塞111在气缸110内部在上止点S(见图3d)与下止点I(见图3c)之间往复移动，并且冷却剂的经定义流量1-X1-X2以经定义的抽吸压力P1从所述主支路M进入该往复式压缩机101内部。该主支路M被进一步提供有蒸发器103以及被布置在冷凝器102与蒸发器
103之间的第一膨胀阀104。该闭合回路C另外包括用于冷却器的流量的第一部分X1的第一次级节能器支路105。该第一次级节能器支路105流体地连接到压缩机101以及闭合回路C的被包括在冷凝器102与膨胀阀104之间的部分106。根据本发明，往复式压缩机101包括在气缸110的壁110a上获得的第一侧端口107以用于使冷却剂的流量的前述第一部分X1进入。

[0038] 要注意，在图1中，在制冷设备100的闭合回路C中循环的冷却剂的热力学状态用从1至12的数字在括号中表示。随后，在图2中示出了由冷却剂在闭合回路100中进行的热力学循环，具有流体在闭合回路C的对应各点处的热力学状况的信息。

[0039] 有利地并且根据本发明，流速的该第一部分X1在压缩机101的气缸110中具有入口压力P8，以使得P8-P1≤4巴，并且优选地小于2巴，其中P1是在压缩机101的进气步骤期间从抽吸阀101a进入压缩机101的气缸110的流体的流量1-X1-X2的压力。在实践中，所有者发现，通过增加经由第一次级节能器支路105引入气缸中的流量的特定体积，即通过尽可能减小经由第一侧端口107至气缸110的入口压力P8，实现了若干优点。首先，得益于该解决方案，制冷循环的效率相对于以相同条件(即，相同压力、温度和相同冷却剂)进行工作的制冷循环变得极大地增加。另外，在所采用的往复式压缩机101的排量相同的情况下，该解决方案还允许极大地增加制冷负荷。这主要是由于以下事实：当减小来自第一次级节能器支路105的冷却剂的流量的所述第一部分X1的压力P8时，获得体积流量的显著增加，这由此极大地增加了当通过所述第一端口107进入压缩机101时气缸110的压力，由此引起由压缩机101所作的压缩功的减小。压缩机101的功的这种减小引起整个制冷设备1的效率的极大增加。
另外，在所采用的往复式压缩机101的排量相同的情况下，该解决方案还允许极大地增加制冷负荷。

[0040] 根据本文所公开的实施例，用于冷却剂(其在本实例中是R404a)的流量的第一部分X1的第一入口端口107被布置在活塞111的下止点I处，以使得活塞在其进气冲程期间暴露第一入口端口107并在其压缩冲程期间覆盖该第一入口端口107。

[0041] 在本文所描述的实施例中，闭合回路C进一步包括用于冷却剂的流量的第二部分X2的附加的次级节能器支路120。由此，压缩机101包括用于冷却剂的流量的该附加部分X2进入的第二入口端口112。具体地，第二入口端口112被布置在离活塞111的下止点I某一距离处，该距离大于第一端口107所位于的距离；流量的该附加部分X2具有入口压力P10，以使得P1≤P10≤P8，其中P10-P1≤2巴，并且优选地小于1巴。

[0042] 要注意，前述第一端口107或第二端口112与下止点I之间的距离是沿气缸110的轴Z从压缩机101的活塞111的下止点到相应端口的下侧107a或112a测得的。

[0043] 仍然根据本文所描述的实施例，第一次级节能器支路105和附加的次级节能器支路120包括第二膨胀阀130和至少一个热交换器131，以及闭合回路C的被包括在冷凝器102与膨胀阀104之间的部分106。

[0044] 在该点，出于简化目的，示出了根据本发明的制冷设备的数值示例。具体而言，要观察到，图2中描绘了由冷却剂在闭合回路C内部进行的热力学循环。同样在该情况下，在图1中所示出的制冷设备100的闭合回路C中还可检测到位于各线条处的描绘了由冷却剂在制冷设备100中经历的热力学转变的附图标记。

[0045] 在数值示例中，冷凝温度被假设为40℃，并且蒸发温度被假设为-40℃。另外，在冷凝器的出口处的过冷被假设为2℃，而在蒸发器的出口处的过热被假设为5℃。另外，在本文所描述的循环中，节能器蒸汽的过热被假设是15℃，而过冷流体的温度与蒸发温度之间的差被假设为5℃。

[0046] 现在，通过使用迭代方法并从分别在次级节能器支路105中和附加的次级节能器支路120中的流体的分别为3.0巴和1.55巴的压力值P8和P10开始，可以确定热力学状态1、3、4、5、6、7、8、9和10的压力(P)、温度(T)、焓(h)、密度(σ)和熵(S)的值。随后是状态11，即处于状态1的蒸汽与处于热力学状态10的在附加节能器支路120中所生成的蒸汽混合时流体所达到的热力学状态，其仅在已确定第一节能器支路105中和附加的次级节能器支路120中的冷却剂的流量的部分X1和X2时才被计算。

[0047] 具体而言，结果是：

[0048] X1＝(h3-h4)/(h8-h4)＝0.408

[0049] 以及

[0050] X2＝(1-X1)*(h4-h5)/(h10-h5)＝0.065

[0051] 其中

[0052] h3、h4、h5、h8和h10是在图1和2中可见的对应热力学状态处的焓值，而1表示在闭合回路C中循环的冷却剂的总流量1的单位数值。

[0053] 随后，一旦已经确定处于热力学状态12(即，当处于热力学状态8的来自次级支路105的流体混合到处于热力学状态11的气缸110中的流体时)的流体的热力学特性，就可以通过将值0.7固定为压缩机101的效率η来计算与等熵压缩相关的物理状态2'。自此，可以计算处于热力学状态2(即，离开压缩机101)的流体的值。

[0054] 总之，根据本文所描述的实施例，鉴于所采用的以及前述的假设，在热力学循环中流体的物理状态如下：

[0055]P T h σ S X
1 1.31 -35 347.6 6.81 1.6563
2 18.3 77.7 427.3 75.58 1.7266
3 18.3 38 256.8 978 1.1903
4 18.3 -15 179.9 1211 0.9205
5 18.3 -32 157.9 1267 0.8321
6 1.31 -40 157.9 0.8388 0,059
7 3.07 -20 256.8 1.2293 0.461
8 3.07 -5 368.3 14.58 1.6678
9 1.55 -37 179.9 0.9312 0,149
10 1.55 -22 357.5 7.62 1.6806
11 1.50 -29.8 351.2 7.63 1.6580
12 2.74 -6.6 367.7 12.99 1.6744
2’ 18.3 62.4 409.4 83.35 1.6744

[0056] 鉴于这些值，性能系数(或者以首字母COP众所周知)如下：

[0057] COP＝[(1-X1-X2)*(h1-h6)]/[h2-(1-X1-X2)*h1–X1*h8-X2*h10]＝1.42[0058] 其中

[0059] h1、h2、h6、h8和h10是在图1和2中可看出的对应热力学状态的焓值。

[0060] 相反，在图5a中所示出的常规制冷设备300的情况下(即，被提供有冷凝器102'、膨胀阀104'、蒸发器103'和往复式压缩机101'并且没有次级节能器支路，并且在图5b中描绘了其热力学循环)，并从相同的工作假设开始，即，相同的冷凝温度、冷凝器处的出口温度、蒸发温度、蒸发器出口处的过热、压缩机的熵效率、以及冷却剂，将获得图5a和5b中所示出的各个热力学状态中的以下值：

[0061]P T h σ S
1 1.31 -35 347.6 6.81 1.6536
2 18.3 56.7 402.5 87.01 1.6536
3 18.3 76.5 426.0 76.06 1.7229
4 18.3 38 256.8 978 1.1703
2’ 1.31 -40 256.8 12.40

[0062] 由此，将获得以下性能系数：

[0063] COP’＝(h1-h4)/(h2-h1)＝1.16

[0064] 在实践中，受益于本文所描述的解决方案，获得了比可通过常规制冷设备300(但在与根据本发明的制冷设备相同的热力学条件下操作)获得的COP'大22.4％的COP。在实践中，极大地改善了根据本发明的制冷设备100的能效。

[0065] 另外，通过进一步考虑两个前述所比较的制冷设备(即，制冷设备100和制冷设备300)中压缩机的制冷负荷，并且根据两个往复式压缩机101与101'之间的排量基本上类似，该假设接近为真，将获得以下结果：

[0066] Q/Q’＝[σ12(1-X1-X2)*(h1-h6)]/[σ1’(h1’-h4’)]＝2.1

[0067] 其中：

[0068] Q是根据本发明的制冷设备100的制冷负荷；

[0069] Q'是根据图5a的解决方案的制冷设备300的制冷负荷；

[0070] σ12是在制冷设备100中并在热力学状态12中的流体密度；

[0071] σ1'是在制冷设备300中并在热力学状态1中的流体密度；

[0072] h1'是在制冷设备300中并在热力学状态1中的流体焓；

[0073] h4'是在制冷设备300中并在热力学状态4中的流体焓。

[0074] 在实践中，在制冷设备100中进行操作的压缩机101(其中进入压缩机100的流量的第一部分的压力P8使得P8-P1≤4巴，并且其中，进入压缩机100的流量的第二部分的压力P10使得P10-P1≤1巴)的制冷负荷是在现有技术的制冷设备300中操作并具有相同排量的往复式压缩机101'的制冷负荷的两倍。

[0075] 必须要注意，本文所描述的实施例100包括第一节能器支路105和第二节能器支路120，然而，没有附加节能器支路120的实施例仍然允许达到本发明的目的，并且因此被包括在本发明的保护范围中。在该情况下，进入压缩机100的流量将由总流量1与至节能器支路
105的流量的部分X1之间的差给出，并将由附图标记1-X1而非1-X1-X2来表示，如上所述。

[0076] 具体而言，根据本文所描述的实施例，第一入口端口107和第二入口端口112二者均包括狭缝，该狭缝的主要尺寸L被布置在基本上横向垂直于汽缸120的轴Z的平面P、P1上。

[0077] 具体而言，第一入口端口107和第二入口端口112二者均包括狭缝，该狭缝的主要尺寸L基本上横向垂直于汽缸110的轴Z。具体而言，狭缝具有基本上矩形形状的表面，靠在汽缸110的内表面110c上，由此沿汽缸110的圆弧。更具体地，例如，该表面通过由铣床切割汽缸110的壁110a获得，利用铣床的旋转轴平行于汽缸110的轴Z并且铣床的前进方向垂直于汽缸110的轴Z(在径向方向上)来获得。因此，如此获得的表面基本上是矩形形状的，尽管各边不是由尖锐边缘往复连接的，但彼此融合。优选地，H高度尺寸与L长度尺寸(也是主要尺寸)(其中后者是沿着狭缝沿汽缸的内表面110b行进的圆弧来测量的)之间的比是0.2。具体而言，长度必须要在平面P或P1上测量，平面P或P1横向垂直于汽缸的轴Z并穿过相应狭缝的高度H的中间。

[0078] 然而，要注意，具有小于0.5的高度H与长度L的尺寸比的任何狭缝仍然落入本发明的保护范围内。另外，必须要注意，狭缝(即，在汽缸110的内表面110c上延伸的表面)具有与相应的连接侧融合的上侧和下侧，因为其遵循汽缸110自身的壁110a的形状。

[0079] 具体而言，如在图3a至3d中可见的，第一端口107具有与活塞111的下止点I基本上齐平的下侧107a。更具体而言，第二端口112的下侧112a与第一端口107的上侧107b齐平。

[0080] 根据本文所示出的实施例，第一次级节能器支路105和附加的次级节能器支路120二者均具有含圆柱形部分的管道132以及配件133，该配件133会聚到相应的入口端口，即，会聚到第一端口107和第二端口112。具体而言，该圆柱形管道132的尺寸被设为使得其是经调谐类型。必须要注意，类似的会聚配件(本文中未示出)也被放置在管道132与位于相同管道132的下游的热交换器131的出口之间。

[0081] 根据如3a至3d中所示出的实施例，仅第二入口端口112包括在功能上组合的止回阀140；相反，在图4a和4b中所示出的实施例中，第一入口端口107和第二入口端口112二者均具有可变形簧片类型的在功能上组合的止回阀。

[0082] 在实践中，该止回阀140尺寸被设为使得仅在超过经定义的压力之后变形。此外，该止回阀140被容纳在压缩机101的汽缸110的壁110a中。

[0083] 在图3a至3d中解释了往复式压缩机在制冷设备100中的操作。在实践中，在压缩机的进气步骤期间(即，当压缩机101的活塞111从上止点S向下滑动到下止点I时)，压缩机的抽吸阀101a打开以容适来自主回路M并且在热力学状态1中的流体的流量1-X1-X2(见图3a)。随后，活塞111暴露第二端口112，来自附加的次级节能器支路120的流量的第二部分X2从该第二端口112进入；由于压力增加，阀101a关闭。流量的该第二部分X2的压力P10高于汽缸110中的压力P1，从而引起汽缸110内部的压力增加(热力学状态11)。当然，在该步骤期间，止回阀140保持打开(见图3b)。

[0084] 随后，活塞暴露第一端口107，由此允许来自次级节能器支路105的第一部分X1进入到汽缸110。当然，来自该第一节能器支路105的流量的第一部分X1的压力P8高于流量的第二部分X2的压力并且高于抽吸压力P1，然而，有利地，该压力P8不会超过进入压缩机101并且来自主支路M的流量1-X1-X2的压力4巴以上。在任何情况下，由于该混合，在活塞开始其压缩冲程之前，存在压缩机101中的压力的增加(热力学状态12)。随后，活塞111再次上升并压缩汽缸110中的流体，直到达到上止点S为止。当汽缸中的压力超过冷凝压力时，发生排放阀101b的打开。必须要注意，在活塞111的上升期间，当汽缸中的压力超过来自附加的次级节能器支路120的流量的压力时，被放置在汽缸110的部分110a中的止回阀140保持关闭。

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