技术领域
[0001]本
发明涉及制冷系统，并且更具体地涉及使用节约装置 (economizer)循环的制冷系统。
背景技术
[0002]制冷系统用于控制目标空间中的状况，如
温度和湿度。一 些制冷系统构造为按需执行加热或冷却工作的
热泵。制冷系统的性能 (能
力和/或效率)可通过使用节约装置循环来增强。(参见
专利US 6,385,981B1、US 6,571,576B1和US 7,000,423B2)。发明概述
[0003]在一个方面，本发明提供了一种
增强式制冷系统，其包括 制冷剂闭环回路，该制冷剂闭环回路包括
压缩机单元、排热单元、节 约装置
热交换器、膨胀装置、
蒸发器单元，以及吸入蓄积器。吸入蓄 积器包括入口、
蒸汽出口，以及液体出口。压缩机单元包括吸入端口、 节约装置进入端口，以及排出端口。
[0004]节约装置管线提供了制冷剂流在吸入蓄积器的液体出口与 压缩机单元的节约装置进入端口之间流动的通路。该节约装置管线包 括液体制冷剂泵和节约装置热交换器。
[0005]节约装置热交换器提供了在节约装置管线中流动的制冷剂 流与在主制冷剂环路中流动的制冷剂流之间的热传递交互作用。蒸发 器单元以这样的方式构造和工作，即使得离开
蒸发器单元的至少一部 分制冷剂为液相。
[0006]节约装置管线的液体制冷剂泵经由节约装置管线和节约装 置热交换器泵送液体制冷剂，该液体制冷剂为流出蒸发器单元的制冷 剂流的至少一部分。该液体制冷剂的至少一部分在节约装置热交换器 中蒸发，且在节约装置管线中形成流入压缩机单元的节约装置进入端 口的蒸汽制冷剂流。
[0007]蒸发器单元构造和操作成用以在蒸发器单元出口处提供至 少一些未蒸发的液体制冷剂部分。液体制冷剂泵将该未蒸发的液体制 冷剂部分输送到节约装置热交换器中，在该处，液体制冷剂部分至少 部分地蒸发和输送到压缩机单元的节约装置进入端口中。
[0008]如果增强式制冷系统充有亚临界
流体且利用亚临界流体进 行工作，则排热单元称为
冷凝器。如果增强式制冷系统充有跨临界制 冷剂且利用跨临界制冷剂进行工作，则排热单元称为气体冷却器。
[0009]压缩机单元、排热单元、膨胀装置单元、蒸发器单元、节 约装置热交换器单元、吸入蓄积器单元和/或液体制冷剂泵单元都可具 有分别位于这些单元内的多个构件，例如压缩机、排热热交换器、膨 胀装置、蒸发器、吸入蓄积器和液体制冷剂泵。
[0010]如果增强式制冷系统用于冷却，则排热单元为室外单元而 蒸发器单元为室内单元。如果增强式制冷系统用于加热，则排热单元 为室内单元而蒸发器单元为室外单元。
[0011]如果制冷系统用作热泵，即其用于加热和冷却，则采用四 通换向
阀对制冷剂流重新定向并在冷却和加热工作模式之间进行切 换。四通换向阀具有蒸汽入口、蒸汽出口、第一双向流端口，以及第 二双向流端口。蒸汽入口连接到压缩机单元的排放端口上。蒸汽出口 连接到吸入蓄积器的蒸汽出口上。第一双向流端口连接到室外单元 上，而第二双向流端口连接到室内单元上。
[0012]一些制冷系统可结合成单个单元。例如，压缩机单元和排 热单元可组装为一个单元。同样，膨胀装置可与蒸发器单元相结合。 此外，液体制冷剂泵和吸入蓄积器也可相互结合。
[0013]压缩机单元可具有两个压缩机，即低压压缩机和高压压缩 机，且节约装置进入端口
定位在这两个压缩机之间。各压缩机均具有 至少一个压缩级。各压缩级均可具有多个并行的所谓的串排复缸压缩 机。低压压缩机和
高压压缩机可制造和组装为单独的单元或单个的单 元。
[0014]节约装置热交换器可具有逆流、并流或交叉流布置。它也 可由闪蒸罐代替。闪蒸罐具有蒸汽进入端口、蒸汽排出端口，以及两 个液体端口。它提供了在主制冷剂环路中流动的制冷剂流与在节约管 线中流动的制冷剂流之间的直接热
接触。两个液体端口中的至少一个 端口具有定位在主制冷剂环路内位于闪蒸罐上游的膨胀装置。两个液 体端口中的至少一个端口和闪蒸罐构成单个单元。
[0015]如果制冷系统使用跨临界制冷剂，则压缩机单元的节约装 置进入端口可与压缩机单元的排放端口相结合。在这种情况下，液体 制冷剂泵将与压缩机单元并行地工作。
[0016]增强式制冷系统与传统的节约系统相比具有如下优点：1) 总制冷剂
质量流速的一部分由液泵提供，该液泵需要大体上更低的功 率输入；2)贯穿制冷系统进行循环的总制冷剂质量流经由蒸发器单元 进行输送，增强了蒸发器的能力；3)与常规系统相反，节约压力越高， 则能力、压缩机功率和性能系数(COP)就越好；4)当
环境温度降低时， 泵入口处的液体制冷剂的
密度就增大，这连同泵送能力一起补偿加热 能力和COP的下降；以及5)当环境温度升高时，节约压力增大，从 而减小冷却能力和COP的下降程度。
[0017]结果，增强式制冷系统与传统的节约系统相比在更宽的工 作状态范围内提供了增强的加热和冷却能力以及提高的加热和冷却 COP。
[0018]该系统设计与传统的节约制冷系统相比产生了提高的加热 和冷却性能系数(COP)以及更高的系统能力。具体而言，所提出的增 强式制冷系统在加热工作模式中于较低环境温度下以及在冷却工作 模式中于较高温度下提供了性能提升。
[0019]在如下文所述的
附图中描述了
实施例；然而，在不脱离本 发明的真实精神和范围的情况下，可另外产生各种其它的
修改和备选 构造。
附图说明
[0020]参照下文所述的附图以及
权利要求，可更好地理解本发明。 附图不必按比例，而将重点大体上置于示出本发明的原理。在附图内， 相似的参考标号用于表示所有各个视图中的相似零件。相似零件之间 的差异可引起这些零件由不同的参考标号表示。不相似的零件由不同 的参考标号表示。
[0021]图1示出了包括节约装置循环的传统(
现有技术)的制冷系 统；
[0022]图2示出了包括节约装置循环的传统(现有技术)的热泵；
[0023]图3示出了传统(现有技术)的制冷系统；
[0024]图4示出了根据本发明的增强式制冷系统；
[0026]图6示出了沸点升高的示图；
[0027]图7A示出了包括连续多级压缩的增强式制冷系统；
[0028]图7B示出了包括并行多级压缩的增强式制冷系统；
[0029]图8A示出了利用跨临界制冷剂进行工作的增强式制冷系 统；
[0030]图8B示出了包括分开的节约装置端口的增强式制冷系统；
[0031]图8C示出了一种增强式制冷系统，其包括相对于制冷剂流 位于冷凝器下游的液体接收器；
[0032]图8D示出了一种增强式制冷系统，其包括定位在冷凝器与
过冷却器之间的液体接收器；
[0033]图9示出了一种增强式热泵；
[0034]图10示出了具有穿过节约装置热交换器的换向流布置的增 强式热泵。
[0035]图11示出了具有闪蒸罐的增强式热泵。发明详述
[0036]制冷系统通常包括制冷剂闭环回路，其具有相继连接的如 下构件：压缩机、排热单元、膨胀装置、蒸发器单元，以及通常还有 吸入蓄积器。蒸发器单元提供在处于较低的压力和温度下的蒸发制冷 剂流与输送给
气候受控空间的二次流体之间的热传递交互作用，来自 于该二次流体的热量排放和传递到该蒸发制冷剂流中。排热单元提供 在处于较高压力和温度下的压缩制冷剂流与流入环境中的另一二次 流体之间的热传递交互作用，热量从该压缩制冷剂流排放到二次流体 中。
[0037]当传统(亚临界)的制冷剂用于制冷系统时，排热单元称为冷 凝器。在冷凝器中，至少一部分加热和压缩的制冷剂流从蒸汽相进行
液化。当使用跨临界制冷剂时，排热单元称为气体冷却器(参见国际专 利
申请WO9007683和WO9306423)。在气体冷却器中，处于较高压力 和温度的压缩制冷剂保持为气相。
[0038]当将液体制冷剂输送给蒸发单元的流速可引起热负载不平 衡时，吸入蓄积器通常会结合到制冷系统中。
不平衡可导致在蒸发器 出口和压缩机入口处存在液体制冷剂，这或会损害压缩机的可靠性。 此外，当大量的油-制冷剂混合物可间歇地聚集在蒸发器出口处时，便 可应用吸入蓄积器。
[0039]热泵旨在启动加热工作或冷却工作，也称为加热工作模式 或冷却工作模式。热泵由制冷剂闭环回路构成，该制冷剂闭环回路具 有相继连接的如下构件：压缩机、四通换向阀、室外换热单元、膨胀 装置、室内换热单元，以及吸入蓄积器。
[0040]在冷却模式中，四通换向阀以这样的方式引导制冷剂流， 即使得室外热交换器单元用作排热单元(在亚临界应用中作为冷凝器 或在跨临界应用中作为气体冷却器)。
室内热交换器单元用作热接收单 元，作为提供冷却工作的蒸发器。
[0041]在加热模式中，室外热交换器单元用作热接收单元，作为 蒸发器。室内单元用作排热单元(再次地在亚临界应用中作为冷凝器或 在跨临界应用中作为气体冷却器)，提供加热工作。
[0042]当环境温度因下列原因而降低时，热泵的加
热能力和性能 系数(COP)就会下降。当环境温度降低时，在压缩机 吸口处的吸 入压力和蒸汽制冷剂密度响应于因环境温度降低所引起的蒸汽制冷 剂压力下降而减小。然而，穿过压缩机的压力比(排放压力除以吸入压 力)增大。增大的压力比可导致压缩机的容积效率降低，并且该事实连 同减小的制冷剂密度一起引起整个系统的制冷剂质量流速降低和能 力下降。此外，增大的压力比导致压缩机工作更加困难，以及为了泵 送制冷剂质量单元而消耗更多的功率，从而引起COP下降。
[0043]当环境温度升高时，热泵的冷却能力和COP会降低，这是 因为压缩机的排放压力以及与压缩机相关的压力比增大，从而引起压 缩机工作更困难和消耗更多功率。升高的环境温度还会影响排热热交 换器的工作，从而降低进入蒸发器的制冷剂的冷却热势。
[0044]为了限制加热能力和COP降低的程度，热泵采用了节约装 置循环(参见专利US 6,385,981B1，US 6,571,576B1和US 7,000,423B2)。 具有节约装置循环的热泵通常包括具有吸入端口和节约装置进入端 口的压缩机，并且由制冷剂闭环回路构成，该制冷剂闭环回路具有相 继连接的如下构件：压缩机、四通换向阀、室外热交换器单元、节约 装置热交换器、膨胀装置、室内热交换器单元，以及吸入蓄积器。热 泵通常具有连接排热单元出口和压缩机节约装置进入端口的制冷剂 回路支路。
[0045]该节约装置支路包括节约装置膨胀装置和节约装置热交换 器。节约装置热交换器提供从排热单元流出的制冷剂流与从节约装置 膨胀装置流出的膨胀至一定的中间(在吸入与排放之间)压力和温度的 蒸发制冷剂流之间的热传递交互作用。在加热工作模式中，这种布置 增大了经由排热单元的质量流速，且增强(提高)了热泵的加热能力。 此外，还增大了压缩机功率，以及可在一定(但仍略微受限)的工作状 态范围内保持足够的加热COP。
[0046]在冷却模式中，节约装置循环提高了冷却能力，但操作压 缩机所需的功率也会增大，作为结果，冷却COP通常不会明显变化(除 非结合了特殊构造或设计特征)。
[0047]必须指出，各种节约式热泵设计是可行的且在本领域中为 公知的，其提供了相似的优点。这些设计简图可包括具有相对于制冷 剂流定位在节约装置热交换器上游或下游的节约装置膨胀装置的热 泵、具有双节约装置热交换器的热泵、具有双四通换向阀的热泵等。 所有这些简图均在此范围内，并且可同样受益于本发明。
[0048]本发明提高了如上文所述的那些制冷系统的加热和冷却能 力以及加热和冷却COP，并且与传统的那些节约系统相比提供了在更 宽工作状态范围内工作的增强系统。
[0049]图1示出了结合节约装置循环的传统(现有技术)制冷系统 100。具有节约装置循环的传统制冷系统(图1)采用具有节约装置进入 端口101a的压缩机单元101。制冷系统由制冷剂闭环回路构成，该制 冷剂闭环回路具有相继连接的如下构件：压缩机单元101、排热单元 102、节约装置热交换器103、膨胀装置104、蒸发器单元105，以及 吸入蓄积器106。此外，制冷系统具有流体地连接到排热单元102的 出口且定位在排热单元102出口下游的节约装置支路107。节约装置 支路107包括节约装置膨胀装置108和节约装置热交换器103，并且 通向压缩机单元101的节约进入端口101a。
[0050]如果制冷系统100中使用亚临界制冷剂，则排热单元102 为冷凝器。节约装置热交换器103提供在制冷剂管路103a中流动的液 体制冷剂流与在制冷剂管路103b中流动的蒸发制冷剂流之间的热传 递交互作用。热传递交互作用产生过冷制冷剂，其在通向膨胀装置104 的入口处具有降低的焓且在蒸发器105中具有增大的冷却热势。
[0051]如果制冷系统100中使用跨临界制冷剂，则排热单元102 为气体冷却器。它在其出口处提供了温度高于但接近环境或冷却流体 温度的高压蒸汽。在这种情况下，节约装置热交换器103提供了在制 冷剂管路103a中的蒸汽制冷剂流与通常在制冷剂管路103b中的蒸发 制冷剂流之间的热传递交互作用。热传递交互作用提供了对通道103a 中的蒸汽制冷剂流的附加冷却。必须指出，在节约装置膨胀装置108 中膨胀之后，制冷剂管路103b中的制冷剂
热力学状态可为超临界的。 在这种情况下，该制冷剂在热传递交互作用期间仅仅是在节约装置热 交换器103中加热，而非上文所述地被蒸发。
[0052]如果制冷系统用于加热，则排热单元102将热量输送到气 候受控的环境中，且在加热工作模式中的制冷系统效率作为排热能力 与总功率输入的比率进行计算。如果制冷系统用于冷却，则蒸发单元 105向受调节环境提供冷却(以及通常还有除湿)，且在冷却工作模式中 的系统效率通过冷却COP作为冷却能力与总功率输入的比率进行计 算。总功率包括所有工作的电器件的功率输入，例如压缩机、
风扇、 风机以及泵等。
[0053]让我们假定经由蒸发器单元105的制冷剂质量流速为Go。 于是，压缩机单元101通过其吸入端口接收制冷剂流Go，并排放出等 于(Go+Ge)的增大(由于节约装置制冷剂流分量Ge)的制冷剂流。冷凝器 能力和压缩机功率也相应地提高。部分Ge通常相对较小，但这些增量 对加热COP的总体影响是足够的。
[0054]制冷剂管路103a出口处和通向膨胀装置104的入口处的制 冷剂流具有较低的焓，且因此节约装置热交换器103提高了蒸发器的 能力。然而，压缩机功率也增大到一定程度，以及对冷却COP的总体 效果可能不够充分。
[0055]节约装置压力越低，则节约装置热交换器、蒸发器和冷凝 器的能力就越高。另一方面，压缩机功率也更高。此外，事实上，节 约装置压力越高，则节约装置热交换器、蒸发器和冷凝器的能力和压 缩机的功率就越低。由于能力和功率是COP等式中的抵触因素，故合 适的最佳节约装置压力可基于权衡和灵敏度分析来选择。
[0056]图2示出了包括节约循环的传统(现有技术)热泵200。热泵 由制冷剂闭环回路构成，该制冷剂闭环回路具有相继连接的如下构 件：具有节约装置进入端口101a的压缩机单元101、
四通阀209、用 作冷凝器或用作气体冷却器的室内热交换器单元210、膨胀装置组件 211、节约装置热交换器103、膨胀装置组件212、用作蒸发器单元的 室外热交换器单元213，以及吸入蓄积器106。热泵具有节约装置支 路107，其自室内单元210的出口经由节约装置膨胀装置108、节约 装置热交换器103通向压缩机单元101的节约装置进入端口101a。
[0057]四通换向阀209具有进入端口209a、排出端口209b，以及 两个双向流端口209c和209d。
[0058]在加热工作模式中，双向流端口209c为入口，而双向流端 口209d为出口。四通阀209经由双向流端口209c接收来自于室外热 交换器单元213(其用作蒸发器)的制冷剂蒸汽流，且经由排出端口209b 将其引导至吸入蓄积器106中。压缩机单元101接收来自于吸入蓄积 器106的该制冷剂蒸汽流，将其压缩并经由进入端口209a排放。四通 换向阀209经由双向流端口209d将接收到的压缩蒸汽引导到室内热 交换器单元210(其再次用作冷凝器或用作气体冷却器)中。在此情形 中，膨胀装置组件211并未受到促动；膨胀装置组件212的膨胀装置 使制冷剂流膨胀至较低的压力和温度。
[0059]在冷却工作模式中，双向流端口209c为出口，而双向流端 口209d为入口。四通换向阀209经由双向流端口209d接收来自于室 内热交换器单元210(其现在用作蒸发器)的制冷剂蒸汽流，且经由排出 端口209b将其引导至吸入蓄积器106中。压缩机单元101再次接收 来自于吸入蓄积器106的该制冷剂蒸汽流，且将其压缩并经由入口 209a排放。四通换向阀209经由双向流端口209c将接收到的压缩蒸 汽引导到室外热交换器单元213(其在冷却模式中用作冷凝器或气体冷 却器)中。在此情形中，膨胀装置组件212并未受到促动；膨胀装置组 件211的膨胀装置使制冷剂流膨胀至较低的压力和温度。如本领域中 所公知，膨胀装置组件211和212包括膨胀装置和围绕该膨胀装置的 旁通管线，且止回阀定位在旁通管线上并容许制冷剂仅沿一个方向流 动。
[0060]如以上图2所示，热泵简图为示例性的，并且许多变化和 设计选择是可行的且在本发明的范围内。这些选择可包括(但不限于) 具有相对于制冷剂流定位在节约装置热交换器103上游或下游的节约 装置膨胀装置的热泵、具有双节约装置热交换器的热泵、具有双四通 换向阀的热泵等。所有这些简图均可同样受益于本发明。
[0061]图3示出了根据本发明的传统(现有技术)制冷系统100，而 图4示出了根据本发明的增强式制冷系统400。参看图3至图4，根 据本发明，增强式制冷系统由压缩机单元101、排热单元102、节约 热交换器103的制冷剂管路103a、膨胀装置104、蒸发器单元105以 及吸入蓄积器106组成。节约装置支路107将液体出口制冷剂管线315 从吸入蓄积器106连接到压缩机单元101的节约装置进入端口101a 上。节约装置支路107包括液体制冷剂泵314和节约装置热交换器103 的制冷剂管路103b。
[0062]压缩机单元101、排热单元102、膨胀装置104、蒸发器单 元105、吸入蓄积器106以及液体制冷剂泵314可分别包括关联的多 个构件如压缩机、排热单元、膨胀装置、蒸发器、吸入蓄积器和/或液 体制冷剂泵。增强式制冷系统可具有不同的设计选择和增强特征。
[0063]压缩机101可为开放运转型、半封闭型，或封闭型。它还 可采用各种压缩技术，且包括
油分离器、排放
开关和/或温度开关。此 外，压缩机单元101可与排热单元102相结合。
[0064]排热单元102可通过空气或通过任何其它二次流体进行冷 却。蒸发器单元也可冷却空气或任何其它二次流体。对二次流体的热 传递可为自由
对流型或强制对流型。强制对流可通过风扇、风机或泵 来提供。膨胀装置104可为蒸发器单元105的一部分。
[0065]制冷剂管路103a和通道103b中的各者均可包括多个通道。 热交换器中的流动布置可为逆流、并流或交叉流类型，且由特定的应 用所限定。
[0066]液体制冷剂泵314可结合到具有吸入蓄积器的单个单元中。 泵自身可为开放运转型、半封闭型，或封闭(罐装)型，且可采用各种 泵送技术。此外，它可定位在吸入蓄积器的内部或外部。不论其位于 吸入蓄积器的内部还是外部，将泵附接到吸入蓄积器的底部、顶部或
侧壁都是可行的。
[0067]压缩机单元101以吸入压力接收来自于吸入蓄积器106的 制冷剂蒸汽流，以及经由节约装置入口101a以节约装置压力接收来自 于节约装置支路107的制冷剂蒸汽流，该节约装置压力高于吸入压力。 处于高排放压力的
热压缩蒸汽流输送给排热单元102。
[0068]如果制冷系统400中使用亚临界制冷剂，则排热单元102 为冷凝器，且热的压缩蒸汽制冷剂流至少部分地液化。另一方面，如 果使用跨临界制冷剂，则排热单元102为气体冷却器，且热的压缩制 冷剂蒸汽流冷却至温度接近和高于环境温度或冷却流体温度。
[0069]由于在制冷剂管路103b中由液体制冷剂泵314从吸入蓄积 器106所泵送的液体制冷剂流的蒸发(或/和加热)，故在节约装置热交 换器103的制冷剂管路103a中对处于排放压力的制冷剂流提供了附加 冷却。流经制冷剂管路103b的该制冷剂比流经制冷剂管路103a的制 冷剂所处的温度和压力更低。
[0070]在膨胀装置104中从排放压力膨胀至吸入压力之后，所形 成的双相制冷剂流的液体部分在蒸发器单元105中蒸发。蒸发器单元 105以使得制冷剂的液体部分在流过蒸发器单元时不会完全蒸发的方 式进行尺寸确定、构造和工作。未蒸发部分输送到吸入蓄积器106中， 且由泵314进行泵送而穿过节约装置热交换器103。在节约装置热交 换器103的制冷剂管路103b中，液体流受到蒸发(或/和加热)，从流过 制冷剂管路103a的制冷剂流中接收热量。蒸发(或/和加热)的制冷剂通 过压缩机单元101的节约装置端口101a进行接收。
[0071]下面示出了将传统的制冷系统和增强式制冷系统相比较的 制冷剂质量流速的表格。该表格具有如下标号：G1表示通向压缩机单 元101的吸入端口
位置上的质量流速，G2表示压缩机排放位置上的质 量流速，G3表示蒸发器单元的出口位置上的质量流速，以及G4表示 压缩机单元101的节约装置进入端口101a位置上的质量流速。
[0072]Go和Ge分别表示不必与传统系统或增强系统内的具体位 置相关的单独的质量流速。Go表示对于蒸发器管线的质量流速。Ge 表示对于节约管线的质量流速。
[0073]基于各相应制冷系统的设计，对于蒸发器管线(Go)的质量流 速值等于在各相应系统的蒸发器单元的出口位置上的质量流速值。
[0074]对于传统系统，在蒸发器单元出口位置和压缩机吸入端口 上的质量流速值是相等的。这对增强式系统并非如此。对于增强式系 统，压缩机吸入端口上的质量流速值小于蒸发器单元出口位置上的质 量流速。
[0075]压缩机排放位置上的质量流速值对于传统系统表示为 (G2(传统)＝Go+Ge)，而对于增强式系统则表示为(G2(增强)＝Go)，均等 于对于各系统而言的最大质量流速值。
Go为传统循环中经过蒸发器的质量流速 Go为传统循环中经过节约装置端口的质量流速
[0076]参看表格中相关的“蒸发器”第(2)行，如果我们比较在蒸发 器单元的出口位置上具有相同质量流速(G3(传统)＝G3(增强)＝Go)的制 冷系统，则由增强式系统的压缩机单元所泵送的质量流速，如由在其 吸入端口位置上的质量流速(G1(增强))所测得，看起来小于对于传统系 统而言在压缩机吸入端口上的质量流速(G1(传统))。
[0077]具体而言，对于增强式系统，压缩机吸入端口位置上的质 量流速由等于(Go-Ge)的(G1(增强))表示。对于传统系统，压缩机吸入端 口上的质量流速等于(G1(传统)＝Go)。因此，增强式系统的压缩机经由 其吸入端口所泵送的质量流速(G1＝(Go-Ge))小于由传统系统的压缩机 经由吸入端口所泵送的质量流速(Go)。
[0078]对于增强式系统，经由压缩机吸入端口所泵送的质量流速 (G1＝(Go-Ge))小于经由增强式系统(G3(增强)＝Go)的蒸发器出口所泵送 的质量流速(Go)。这对传统系统并非如此。对于传统系统，经由压缩 机的吸入端口所泵送的质量流速(G1(传统))等于经由传统系统的蒸发 器出口所泵送的质量流速(G3(传统)＝Go)。
[0079]对于增强式系统，在压缩机排放端口位置上，质量流速由 等于(G1(增强)+Ge)和等于(Go)的(G2(增强))来表示，其小于对于传统 系统的压缩机排放端口而言的(G2(传统)＝(Go+Ge))。因此，增强式系统 的压缩机经由其排放端口所泵送的质量流速小于由传统系统的压缩 机经由排放端口所泵送的质量流速。
[0080]对于传统系统和增强式系统而言，在蒸发单元中的质量流 速相等与蒸发器能力相等有关。经由增强式系统的压缩机单元所泵送 的质量流速降低表明增强式系统所需的压缩机功率的总量下降。此 外，通过液泵泵送液体制冷剂比压缩相等质量的蒸汽需要少得多的功 率，而作为结果，增强式系统产生了增大的冷却性能系数(COP)。
[0081]参看以上表格中相关的压缩机第(2)行，对于增强式系统， Ge值增大产生增强的冷却能力。增强式制冷系统的优点与传统的节约 系统所容许的相比在于更大程度地增大Ge和改善系统性能的机会。
[0082]如果我们比较在压缩机单元的吸入端口位置上具有相同质 量流速(G1(传统)＝G1(增强)＝1.0)的系统，则由增强式系统的压缩机单元 所泵送的质量流速，如由其排出端口位置上的质量流速(G2(增强))测 得，看起来大于传统系统在压缩机排出端口上的质量流速(G2(传统))。 此外，在蒸发器单元的出口位置，G3(增强)看起来大于传统单元在蒸 发器单元出口上的质量流速G3(传统)。
[0083]具体而言，对于增强式系统，在压缩机排出端口位置上， 质量流速由等于Go/(Go-Ge)的(G2(增强))表示。对于传统系统，压缩机 排出端口位置上的质量流速等于(G2(传统)＝(Go+Ge)/Go＜Go/(Go-Ge))。 蒸发器单元出口上的质量流速的减小显示出G3(增 强)＝Go/(Go-Ge)＜1＝G3(传统)。因此，增强式系统的排热单元102和蒸 发器单元105的处理能力高于传统系统的相同单元。
[0084]增强式系统中的节约装置压力越高，则增强式系统的性能 特征就越好，这跟传统系统完全相反。这意味着增强式系统与传统系 统相比可需要更少的功率来将制冷剂从节约装置进入端口泵送至排 出端口。这表示增强式系统也将在冷却和加热工作模式中具有COP 优点。
[0085]压缩机吸口处的质量流速相等表示在增强式节约系统和传 统节约系统中的等效压缩机应用将足以支持各系统的工作。增强式制 冷系统的另一优点在于较高的节约装置压力产生较高的系统能力和 压缩机功率。如上文所述，这对于传统系统并不如此。
[0086]参看以上表格中相关冷凝器的第(2)行，比较在压缩机单元 的排放位置上具有相同质量流速(G2(传统)＝G2(增强)＝1.0)(这表示冷凝 器排热能力相等)的制冷系统，则由增强式系统的压缩机单元所泵送的 质量流速，如由其吸入端口位置上的质量流速(G1(增强))测得，看起来 小于传统系统的压缩机吸入端口上的质量流速(G1(传统))。在蒸发器单 元的出口位置，G3(增强)看起来大于传统单元的蒸发器单元出口上的 质量流速G3(传统)。
[0087]由增强式系统所提供的上述优点容许具有可与增大的制冷 剂质量流速相关的更低的排放-节约装置的压力比。结果，对于相同的 节约装置质量流速(G4(增强)＝G4(传统)＝Ge)，增强式系统具有较低的所 需压缩机功率和增大的加热COP。增强式系统设计提供了用以结合较 大节约装置质量流速(Ge)的灵活性，以便将增强式制冷系统的性能特 征与先前所述相比提高至更大程度。
[0088]图5示出了增强式制冷系统500的压焓图。压焓图500相 对于分开亚临界制冷剂和跨临界制冷剂的饱和线演示了如下热力学 过程：501-502为吸入压力至节约装置压力的压缩过程；502-502B为 经由吸入端口到达的蒸汽部分与经由节约装置进入端口到达的蒸汽 部分的混合过程(热力学状态点510)；502B-503为从节约装置压力至 排放压力的压缩过程；503-504为气体冷却器中的冷却或冷凝器中的 冷凝；504-504′为传统节约循环中的附加冷却过程；504-505为增强式 制冷系统中的附加冷却或过冷却过程；504′-504′A和505-506分别为 传统循环和增强式循环中的等焓膨胀过程；504′A-501和506-507分别 为传统循环和增强式循环中的蒸发过程；508-509为增强式循环中泵 送液体制冷剂的过程；509-510为节约装置支路制冷剂流的蒸发过程。
[0089]与流过增强式制冷系统的节约装置支路107的制冷剂相关 的热力学状态509处于通向节约装置热交换器103的入口处。与流过 节约装置支路107的制冷剂相关的热力学状态504B位于传统节约系 统的节约装置热交换器的入口处。与流过增强式制冷系统的节约装置 支路107的制冷剂相关的状态510位于节约装置热交换器103的制冷 剂管路103b的出口处。热力学状态510和509中的制冷剂焓的差异 在于在节约装置支路与增强式系统的主制冷剂回路之间的节约装置 热交换器中的热传递速率。热力学状态510和状态504B中的制冷剂 焓的差异在于在节约装置支路与传统系统中的主制冷剂回路之间的 节约装置热交换器中的热传递速率。很明显，增强式循环在节约装置 热交换器中具有较高的冷却效果
势能，这是因为热力学状态509中的 制冷剂焓低于热力学状态504B中的制冷剂焓。
[0090]图表显示，对于增强式系统，节约装置压力越高，则节约 装置热交换器中的热传递速率就越高。另一方面，该热传递速率越高， 则冷却和加热能力就越高。此外，节约装置压力越高，则压缩机功率 就越低。因此，如在图3和图4的论述期间已提到，节约装置压力越 高，则增强式系统的性能特征就越好。
[0091]排放压力越高，则相对于传统系统就越有可能增大节约装 置的压力和改善增强式系统的性能。
[0092]图5的图表为示例性的，且包含了除压缩机、泵和膨胀装 置外的所有构件的等压过程。然而，由于压力下降，故压缩机下游的 所有排放压力状态逐渐降低，压缩机吸口处上游的所有吸入压力状态 逐渐升高，以及泵排放口处上游的所有节约装置压力状态逐渐升高。
[0093]利用从吸入蓄积器泵送液体制冷剂来增强系统性能包括两 个独特的特征：1)当环境温度降低时，在加热工作模式中，泵入口的 制冷剂密度连同泵送能力一起增大；2)当环境温度升高时，在冷却工 作模式中，节约装置热交换器中的节约装置压力和热传递速率也增 大。当环境温度降低时蒸汽密度在压缩机吸口处会减小的这个事实与 第一特征完全相反，从而使传统节约系统的加热能力和COP下降。第 二特征减小了在升高的环境温度下对增强式制冷系统的性能特征的 负面影响。
[0094]图6为减小与液体制冷剂泵中可能发生的
空化现象相关的 风险的沸点升高示图600。如图6中所示，Xoil为油的质量浓度，Xref 为膨胀装置入口、蒸发器入口和蒸发器出口处的制冷剂性质。当液体 制冷剂
沸腾时，制冷剂的余下液体部分中的油的质量浓度连同油-制冷 剂混合物的沸点一起提高。油-制冷剂混合物的沸点与纯制冷剂的蒸发 温度之间的差称为沸点升高。油浓度越高，则沸点升高就越大。沸点 升高用作过冷却并保护泵免于可能会影响液泵可靠性的空化。
[0095]图6示出了沸点升高示图600；如果我们在压缩机单元中具 有2％的油遗留物，且蒸发器入口上的制冷剂性质为0.2，则蒸发器出 口处的蒸汽性质为0.95，在吸入蓄积器106中且因此在液泵314入口 处，我们将在油-制冷剂混合物中具有40％的油。这就提供了足够的沸 点升高来避免空化。
[0096]图7A示出了包括相继的多级压缩的增强式制冷系统700。 图7A中所示的压缩机单元101为多级压缩装置，其由低压压缩机719 和高压压缩机720构成。这些压缩机中的每一个均具有至少一个压缩 级。各压缩级均可具有多个并行(或所谓的串排)的压缩机。节约装置 进入端口101a定位在这些压缩机719和720之间。图7A将压缩机单 元101示为单个装置，然而低压压缩机719和高压压缩机720可代表 分离的压缩机单元。
[0097]图7B示出了包括并行多级压缩的增强式制冷系统710。图 7B中所示压缩机单元101由两个并行的压缩机构成：高压比压缩机 719和低压比压缩机720。高压比压缩机与吸入端口和排出端口相关 联，且在吸入端口与排出端口之间工作。低压比压缩机与节约装置进 入端口101a和排出端口相关联，且在节约装置进入端口101a与排出 端口之间工作。这些压缩机中的每一个均具有至少一个压缩级。此外， 各压缩级均可具有多个并行的压缩机。图7B将压缩机单元101示为 单个装置，然而高压比压缩机719和低压比压缩机720可构造为分离 的压缩机单元。图7A和7B中的压缩机719和720可配备有油分离器， 从而将油回收，以使这些压缩机的活动部分能够得到更好的润滑。
[0098]图8A示出了充有跨临界制冷剂且利用跨临界制冷剂进行 工作的增强式制冷系统800。图8A的布置只适用于利用跨临界制冷 剂进行工作的系统。该布置意味着将节约装置进入端口101a与压缩机 单元101的排放端口101b相结合。来自于吸入蓄积器106的由液体 制冷剂泵314所泵送的液体制冷剂流在节约装置热交换器103的制冷 剂管路103b中完全蒸发。其然后与从压缩机单元101中排放的热的 制冷剂蒸汽相混合。因此，来自于吸入蓄积器106的液体制冷剂流与 压缩机101的制冷剂并行地进行泵送。
[0099]节约装置进入端口101a可与排放端口101b物理地相结合， 或节约装置支路107可连接到排放端口101b下游的排放管线101c上。 此外，节约进入端口101a可与排热单元102的入口侧102a相结合。
[0100]在这种系统内的传统亚临界制冷剂的应用需要节约装置热 交换器103的制冷剂管路103b出口处的蒸汽温度低于冷凝温度，以 便利用节约装置热交换器103的制冷剂管路103b中的液体制冷剂流 的
潜热。这是不可行的，并且传统的亚临界制冷剂对于该系统布置并 不适用。[00101]图8B示出了包括分开式节约装置端口812的增强式制冷 系统810。图8C示出了一种增强式制冷系统820，其包括相对于制冷 剂流定位在排热单元102下游的液体接收器821。图8D示出了一种 增强式制冷系统830，其包括定位在冷凝器102a与过冷却器102b之 间的液体接收器821。
[00102]图8B中的布置可适用于亚临界制冷剂和跨临界制冷剂。 该布置意味着将节约装置进入端口101a定位在排热单元102的出口与 通向节约装置热交换器103的入口之间。来自于吸入蓄积器106的由 液体制冷剂泵314所泵送的液体制冷剂流在节约装置热交换器103的 制冷剂管路103b中加热。其然后与离开排热单元102的制冷剂流相 混合。节约装置端口101a可制造为单独的装置。此外，其可结合到排 热单元102或节约装置热交换器103中。然而，该布置所具有的缺点 在于其并未利用节约装置流的任何潜热。
[00103]如果使用传统的亚临界制冷剂，则如图8C上所示，液体 制冷剂接收器821可安装在冷凝器102的出口处。此外，冷凝器可分 成两部分：如图8D上所示的冷凝部分102a和过冷却部分102b。在此 情形中，接收器821安装在这些部分之间。如果接收器821应用于图 7B中所示的布置中，则节约端口101a可结合到接收器中。
[00104]在一些实施例中，压缩机为变速压缩机。在一些实施例中， 压缩机为多速压缩机。在一些实施例中，液体制冷剂泵为变速泵。在 一些实施例中，制冷剂泵为多速泵。
[00105]图9示出了增强式热泵900。热泵由制冷剂闭环回路构成， 该制冷剂闭环回路包括相继连接的如下构件：具有节约装置进入端口 101a的压缩机单元101、四通换向阀209、用作冷凝器或用作气体冷 却器的室内热交换器单元210、膨胀装置211、节约装置热交换器103、 膨胀装置212、用作蒸发器的室外热交换器单元213，以及吸入蓄积 器106。热泵具有节约装置支路107，其自吸入蓄积器106开始，经 由节约装置热交换器103的制冷剂管路103b，到达通向压缩机单元 101的节约装置进入端口101a。
[00106]在加热模式中，四通换向阀209使室外热交换器单元213 能够作为蒸发器进行工作，且使室内热交换器单元210能够作为冷凝 器或作为气体冷却器进行工作。节约装置热交换器103用作逆流式热 交换器。
[00107]在冷却模式中，四通换向阀209使室内热交换器单元210 能够作为蒸发器进行工作，且使室外热交换器单元213能够作为冷凝 器或气体冷却器进行工作。节约装置热交换器103用作并流式热交换 器。
[00108]图10示出了节约装置热交换器中具有回流布置的增强式 热泵1000。如果逆流布置对于冷却工作模式比对于加热工作模式更为 有效，则如图10中所示，节约装置支路107与节约装置热交换器103 的制冷剂管路103a和103b是相连的。此外，可能适合的是，使节约 装置热交换器103中的交叉流布置用来平衡加热工作模式和冷却工作 模式中的需求。
[00109]图11示出了具有闪蒸罐的增强式热泵1100。节约装置热 交换器103可替换为图11中的闪蒸罐1116。闪蒸罐1116为热交换器 装置，其提供在节约装置支路107中的制冷剂流与在主制冷剂回路中 的制冷剂流之间的直接热接触。
[00110]闪蒸罐1116由进入端口1116a、排出端口1116b，以及两 个双向流端口1116c和1116d构成。节约支路107的进入端口1116a 与液体制冷剂泵314流体地相关联。节约装置支路107的排出端口 1116b连接到压缩机101的节约装置进入端口101a上。双向流端口 1116c和室内热交换器单元210经由膨胀装置1117相连；双向流端口 1116d经由膨胀装置1118连接到室外热交换器单元213上。
[00111]在加热模式中，闪蒸罐1116经由膨胀装置1117和双向流 液体端口1116c供有来自于室内热交换器单元210的液体制冷剂流。 室外热交换器单元213从闪蒸罐1116经由双向流液体端口1116d和 膨胀装置1118供给。
[00112]在冷却模式中，闪蒸罐1116经由膨胀装置1118和双向流 液体端口1116d供有来自于室外热交换器单元213的液体制冷剂流。 室内热交换器单元210从闪蒸罐1116经由双向流液体端口1116c和膨 胀装置1117供给。
[00113]如果系统设计成仅以一种模式工作，或加热或冷却，则与 膨胀装置1117和1118相关的端口就不用设计成用来进行双向流工 作，且不再需要四通换向阀。
[00114]当应用时，对于图7A、图7B、图8A、图8B和图8C的 设计选择可适用于图9至图11。此外，对于图9至图11的设计选择 可适用于图7A、图7B、图8A、图8B、图8C和图8D。
[00115]因此，增强式制冷系统与传统的节约系统相比包括如下优 点：1)总质量流的一部分经由液体制冷剂泵314泵送，这需要显著更 低的功率输入；2)总质量流经由蒸发器单元进行泵送，从而提高蒸发 器能力；3)节约压力越高，则冷却和加热能力、压缩机功率和COP就 越好；4)当环境温度降低时，在泵入口处的液体制冷剂密度连同泵送 能力一起增大，这会防止加热能力和COP的下降；以及5)当环境温 度升高时，节约装置压力增大，从而减小了冷却能力和COP的下降程 度。
[00116]结果，增强式制冷系统提供了增强的加热和冷却能力以及 加热和冷却COP，并且与所设计的传统节约系统相比在更宽的工作状 态范围内提供了增强性能。
[00117]尽管已详细地公开了本发明的一些实施例，但应当理解， 在不脱离本发明的精神或如下权利要求的范围的情况下，可采用其结 构的多种变型。
