CN101636624A - 直接交换式地温加热/冷却系统的多方面设计 - Google Patents

直接交换式地温加热/冷却系统的多方面设计 Download PDF

Info

Publication number
CN101636624A
CN101636624A CN200880008785A CN200880008785A CN101636624A CN 101636624 A CN101636624 A CN 101636624A CN 200880008785 A CN200880008785 A CN 200880008785A CN 200880008785 A CN200880008785 A CN 200880008785A CN 101636624 A CN101636624 A CN 101636624A
Authority
CN
China
Prior art keywords
line
cold
liquid
size
compressor
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Granted
Application number
CN200880008785A
Other languages
English (en)
Other versions
CN101636624B (zh
Inventor
B·R·威格士
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Earth To Air Systems LLC
Original Assignee
Earth To Air Systems LLC
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Earth To Air Systems LLC filed Critical Earth To Air Systems LLC
Publication of CN101636624A publication Critical patent/CN101636624A/zh
Application granted granted Critical
Publication of CN101636624B publication Critical patent/CN101636624B/zh
Expired - Fee Related legal-status Critical Current
Anticipated expiration legal-status Critical

Links

Images

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B30/00—Heat pumps
    • F25B30/06—Heat pumps characterised by the source of low potential heat
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B49/00—Arrangement or mounting of control or safety devices
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B49/00—Arrangement or mounting of control or safety devices
    • F25B49/005—Arrangement or mounting of control or safety devices of safety devices
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B13/00—Compression machines, plants or systems, with reversible cycle
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2313/00—Compression machines, plants or systems with reversible cycle not otherwise provided for
    • F25B2313/002—Compression machines, plants or systems with reversible cycle not otherwise provided for geothermal
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2400/00—General features or devices for refrigeration machines, plants or systems, combined heating and refrigeration systems or heat-pump systems, i.e. not limited to a particular subgroup of F25B
    • F25B2400/12—Inflammable refrigerants
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2500/00—Problems to be solved
    • F25B2500/01—Geometry problems, e.g. for reducing size
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2600/00—Control issues
    • F25B2600/02—Compressor control
    • F25B2600/027—Compressor control by controlling pressure
    • F25B2600/0271—Compressor control by controlling pressure the discharge pressure

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Physics & Mathematics (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Thermal Sciences (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Compression-Type Refrigeration Machines With Reversible Cycles (AREA)
  • Lubricants (AREA)
  • Other Air-Conditioning Systems (AREA)
  • Heat-Exchange Devices With Radiators And Conduit Assemblies (AREA)

Abstract

一种直接交换式加热/冷却系统，该系统具有：至少一种减小的发动机大小、500psi高压切断开关、98％效率的油分离器、额外的油、在比R－22系统高的压力下运行、针对效率和容量的接收器设计参数、地温热交换管线组设计参数、特定的加热/冷却膨胀装置尺寸和设计、特定尺寸的空气处理器，以及蒸汽管线预热器。

Description

直接交换式地温加热/冷却系统的多方面设计
相关申请的交叉引用
本申请要求2007年1月18日提交的第60/881,000号美国临时申请的权益。
技术领域
本公开文本涉及一种包括了多种设计上的改进的地温直接交换式(“DX”)加热/冷却系统，其通常也被称作“直接膨胀”式加热/冷却系统。
背景技术
常规的地温地源/水源热交换系统通常使用埋在土地中或浸没在水体中的充满液体的闭合回路管道(通常是管壁厚度为大约1/4英寸的聚乙烯管道)，以从包围那埋藏或浸没的液体输送管道的天然地热物质或水中吸收热量，或将热量排放至该地热物质或水中。该管道回路——其通常充满液体及可选择的防冻剂和防锈剂——延伸至表面。水泵将该经天然加热或冷却的液体循环至一个液体至制冷剂热交换器。
将地温热量从塑料管道中的液体传递至土地或反之是第一热交换步骤。通过一个第二热交换步骤，制冷剂热泵系统将热量从塑料管中的液体传递至制冷剂或反之。最后，常规系统可以使用第三热交换步骤，在该步骤中内部空气处理器(由翅片管和风扇组成)将热量传递至制冷剂或从制冷剂传递热量，以加热或冷却内部空气空间。
较新设计的地温DX热交换系统(其中制冷剂流体输送管线直接放置在土地地表下和/或水中)通常在浅表面制冷剂管线(其通常由铜管道组成)中循环例如R-22、R-410A以及类似制冷剂等的制冷剂流体，以通过一个第一热交换步骤将地温热量传递至该浅表面元件，或从该浅表面元件传递热量。DX系统仅需要一个第二热交换步骤，以将热量传递至内部空气空间或从该内部空气空间传递热量(通常通过内部空气处理器)。因此，DX系统一般比水源系统更高效，因为其需要更少的热交换步骤，也因为其不需要水泵能量消耗。更进一步地，因为较之大部分塑料，铜是更好的热导体，也因为DX系统铜管道内循环的制冷剂流体相比于水源系统中塑料管道内循环的水，与周围的土地具有更大的温差，所以DX系统较之水源系统一般需要更少的挖掘和钻孔(以及安装成本通常更低)。
因为大部分土地中/水中的DX热交换设计是可行的，为提高系统的整体运行效率，发展了各种改进。多个这样的设计改进，尤其是在直接膨胀/直接交换式地温热泵系统中的改进在以下公开文本中给出了教导：Wiggs的第5,623,986号美国专利；Wiggs等的第5,816,314号美国专利；Wiggs的第5,946,928号美国专利；以及Wiggs的6,615,601B1号美国专利，上述公开文本以引证方式纳入本说明书中。这些公开文本包含水平取向的和竖直取向的地表下热量地温热交换装置，该装置使用例如R-22等的过去常规的制冷剂以及标识为R-410A的较新设计的制冷剂。R-410A是一种HFC-32和HFC-125的HFC共沸混合物。
DX加热/冷却系统具有三个主要目标。第一是提供可能的最大运行效率，这能够实现可能的最低加热/冷却运行成本和其他优势，例如，明显有助于减少动力公司的高峰顾虑。第二目标是通过利用对环境安全的部件和流体以环境安全方式运行。第三目标是在不需要任何重大的保养和修理的情况下长期运行，因而较之其他常规系统设计显著降低了维护和更新成本。
在过去，虽然DX加热/冷却系统一般地较之其他常规加热/冷却系统更有效，由于需要相对大的表面陆地面积来容纳地表下的热交换管道，因此该系统存在安装限制。例如，在水平“坑道(pit)”系统中，第一代设计中的每吨系统设计容量通常需要500平方英尺的陆地面积，以容纳浅表面(在表面以下10英尺)的多重的、分布式的铜热交换管道阵列。进一步地，在各种竖直取向的第一代DX系统设计中，每吨系统设计容量要大约一到二个50-100英尺(最大)深度的井或钻孔，每个并间隔至少约20英尺，每个井包括单独的制冷剂输送管道回路。这些必须的表面面积实际上排除了系统在许多商业和/或高密度住宅应用中的应用。Wiggs教导了对于这些前期设计的一个改进，该改进使得DX系统可以在大约300英尺深的井或钻孔内运行，从而显著地降低了DX系统的要求的必要陆地表面面积。在过去，铜管道已在DX系统应用中被用于地表下的制冷剂输送的目的。
发明内容
利用多方面手段改进早期和从前的DX系统技术，以便整个都以最小的可能初始成本，来提供在各种条件下都具有最大运行效率和最小维护要求的对环境安全的设计。这些改进方式如下所述：
压缩机设计：在常规的DX和其他热泵系统中，压缩机的大小匹配于系统负载设计，这样，3吨的系统通常需要3吨的压缩机。加热/冷却场(field)的一吨容量设计等于12,000BTU。因此用于一个结构的3吨加热和/或冷却负载设计将通常需要带有3吨容量设计压缩机的系统。负载设计通常通过ACCA手册J(ACCA Manual J)或类似标准计算出来。但是，通过在此教导的独特的DX系统设计改进，压缩机的实际大小需要可以减小，从而需要更少的运行功率抽运，并提高系统运行效率。利用在此公开的一些或所有改进，试验显示压缩机大小优选地为上述最大计算加热/冷却负载下的常规大小标准的80％至95％。例如，对于3吨系统负载设计，压缩机不应该具有36,000BTU的运行容量，而是替代地应具有28,800至34,200BTU的运行容量。该可接受的范围是必要的，因为并非所有的压缩机制造厂商生产相同BTU容量的压缩机。
油分离器：油分离器已被公知并用于各种常规热泵系统。油分离器通常包括具有将油从制冷剂中过滤出来的金属丝网或网的金属缸或其他容器。过滤出的油通过重力作用滴落到缸的底部，通常仅允许制冷剂从缸顶部逸入系统的其他部分。当充足量的油积聚在圆筒的底部时，一个铁浮子或类似物向上升起而露出一个孔，油通过该孔，在压缩机吸力下，经由从油分离器底部到压缩机的油返回管线而被直接吸回压缩机本身。但是，常规的分离器通常仅过滤至100微米而仅有80％到90％的效率，该效率对于带有竖直取向的地温热交换管道的DX系统来说是无法接受的。
试验显示，在DX系统中，如果压缩机中的大部分润滑油没有被保持在地温热交换场管线之外，尤其是如果该场管线是竖直倾斜的，则当DX系统在加热模式下运行时，来自压缩机的油将趋向于保留在场管线中，那么压缩机将由于缺乏足够的返回润滑油而损坏。因此，对DX系统的改进油分离设计是更优选的。
这样的改进设计包括可以过滤至至少0.3微米且具有至少98％效率的油分离器。一个优选的过滤器由玻璃材料制成，例如硼硅酸盐过滤器等等。
进一步地，当大部分蒸汽形式的制冷剂从场中的地温热交换管道返回压缩机时，应优选地添加某一量的额外的油，以补偿在加热模式运行中损失至场的任何微小损失。该额外油量应等于系统运行中将油分离器密闭壳的底部填充至分离器内的过滤器以下的指定点所需的量。优选地，为了在总油容量中允许一些误差容限，添加的额外油量应满足：在密闭壳中的油过滤器的底部和额外油高度的顶部之间留出一个例如1/2英寸±1/4英寸的竖直余量(在油分离器中的过滤器的底部/基部以下1/2英寸处)。如果供给了过多的额外油，过滤器区域的必需的设计在其预期用途上被削减和/或受到阻碍。额外油在此限定为超出或高于压缩机内通常由压缩机制造者提供的油量的压缩机润滑油量。
此外，常规油分离器没有提供查明油分离器在运行中是否正常运转，或究竟是否需要添加附加的油的方法。当前这些问题仅能在压缩机发生故障或烧坏后察觉。因此，希望有一种改进：提供一种检查油分离器实际运转以及油分离器内的实际油面高度的方法。本公开包括油分离器壁内的观测镜，以允许可视地查明油面高度。观测镜被定位为使得当DX系统不运转时，期望的油面高度处在观测镜的中心或附近。该期望油面高度是过滤器底部下方的一个预定距离，例如约1/2英寸。当DX系统运行时，分离器的正常运转可以通过观测镜中观测到——通过寻找从内部观测镜壁上落下的一层层油来观测。
最后，各种已知油分离器过去会将油直接返回压缩机。一个优选的油返回方法是以计量的方式返回。计量油返回是通过将油经由吸入管线返回至系统储存器，或将油返回至储存器本身而实现。储存器是本领域普通技术人员众所周知的，由其内带有蒸汽管线U型管的制冷剂密闭壳组成。U型管的顶部将蒸汽制冷剂从储存器中吸出并送至压缩机中，而任何液态形式的制冷剂将保留在容器的底端，所述液体形式的制冷剂使压缩机“缓动(slug)”。但是储存器内的U型管在其底部具有一个小孔或小口，该小孔或小口持续地从所述底部吸入和返回油和液体制冷剂的少量混合物，以将油完全循环返回至压缩机。如本领域通常知晓的，该小口的尺寸根据系统尺寸来确定。例如，在2-5吨的系统中，该小口的直径通常是大约0.4到0.55英寸。因此，在本改进的设计中，常规的少量油返回孔以计量的方式将油从分离器返回至压缩机，而不是常规地通过相对大的5/8英寸O.D.(外径)排出管线等，以未计量的流直接将油返回实际的压缩机本身。这样的大的油返回管线也增加了将排出的热的制冷剂蒸汽连同油一起返回压缩机的可能性，而这会降低系统效率。
作为DX系统的油分离器的油返回装置的另一设计改进，附加量的油将优选地添加至储存器本身(过去并未这样做过)，以协助确保储存器的底部总是被油填充至所述小油返回孔(口)以上的高度，并优选地填充至该孔的顶部以上的1/6英寸至1/4英寸。这将协助确保最大量的额外油可操作地放置于系统内，而并不会多至削弱油分离器中的储存器或过滤器的预期运行，并将不会显著地损害接收器容纳足够量的液体制冷剂的能力以至于其不会使压缩机缓动。
更高运行压力的制冷剂：常规的DX系统用R-22或类似的制冷剂运行。但是，试验显示，当使用运行压力为比R-22等制冷剂的运行压力至少大25％的制冷剂时，在DX系统中——尤其在具有竖直取向的地温热交换制冷剂输送管道设计的DX系统中——获取了更高的运行效率。这是因为在很大的深度处，在冷却模式运行中更大的运行制冷剂压力显著地帮助抵消重力对液体返回管线中的液体制冷剂的不利影响，从而降低压缩机功率抽运要求并提高系统运行效率。R-410A是具有比R-22的运行压力至少大25％的制冷剂的一个例子。R-22的运行压力是本领域公知的。
更强的系统部件：与使用比R-22的运行压力至少大25％的优选制冷剂直接相关的是，使用该更高运行压力的制冷剂的DX系统的所有部件必须具有比R-22等的制冷剂系统的常规设计大至少25％的相应安全工作负载。R-22的运行压力及R-22系统的部件安全工作负载强度是本领域普通技术人员公知的。
高压力切断开关：高压力切断开关是本领域普通技术人员公知的。但是，对于以最小功率消耗运行的改进后的DX系统设计，实验显示系统运行制冷剂压力低于正常值。因此，对于使用R-410A或类似制冷剂的DX系统，应优选地将高压力切断开关设计为在运行的系统压力达到至少500psi(正负不超过25psi)的水平时关闭压缩机。这样允许应用充分强的系统部件，但所使用的部件不需要如用于常规空气源R-410A热泵系统设计中所使用的部件那样强，在该R-410A热泵系统设计中，在冷却模式下通常出现更高的运行压力，这是由夏天的室外空气中出现的潜在的和通常更高的冷凝温度范围引起的。常规的空气源R-410A热泵通常要求600-650psi范围内的高压切断开关。因为以R-410A制冷剂运行的DX系统部件可以足够强，但没有必要过于强，DX系统设备制造成本可以降低以在500psi的安全工作负载而不是600psi的安全工作负载下运行。
接收器大小：在常规的热泵系统及DX系统中，接收器的使用是已知的。但是，常规的DX系统接收器远非最优的。这是因为DX系统中涉及接收器应用的早期装置牵涉了对从接收器至压缩机的油返回管线的低效率应用，或为确定优选的接受器大小和/或制冷剂容纳量建立了一个不适当的基础。
试验显示，在DX系统设计中，尤其在牵涉使用竖直取向的地温热交换管道的DX系统设计中，例如在井/钻孔设计应用中——其中，暴露的蒸汽热交换管线长度非常近似于全部或部分隔热液体制冷剂输送管线的长度——接收器应优选地设计为包括地温热交换场中的蒸汽制冷剂输送管线的暴露的热传递部分的总潜在液体含量的16％±2％，以实现最大潜在负载去除能力(load removal capacity)和良好的效率。可替代地，如果在冷却模式中期望最大运行效率和良好的潜在负载去除能力，所述接收器应优选地设计为包括地温热交换场中的蒸汽制冷剂输送管线的暴露的热传递部分的总潜在液体含量的8％±2％。地温热交换场中的蒸汽制冷剂输送管线暴露的热传递部分的总潜在液体含量等于所述管线充满制冷剂流体的内部体积区域的重量。
与一般的根据系统制冷剂压力来自动调整接收器液体制冷剂容量的接收器设计不同，在此公开的优选的接收器位于空气处理器和加热模式膨胀装置之间的液体制冷剂输送管线内，具有在加热模式中从接收器上部离开的液体输送管线，还具有在冷却模式中从接收器的下部离开的液体管线，同时，接收器内的进入和离开液体输送管线之间的内部空间被配置为在加热模式中保持上述所规定的液体量，而在冷却模式中将全部上述规定的液体量释放进入系统的井/钻孔。
液体和蒸汽管线规模：在各种DX系统设计中，液体和蒸汽管线尺寸各不相同。但是，试验显示，年度基准的最优效率来自使用竖直取向的井/钻孔系统设计，该竖直取向的井/钻孔系统设计利用了超过65.5英尺深的深度处的全年稳定的地表下温度的优势。在竖直取向、水平取向或其他的回路配置中，用于30,000BTU容量或更小容量的压缩机的优选管线组规模是一条或二条3/8”O.D.制冷剂级的液体制冷剂输送管线，连同相应数量的一条或二条蒸汽制冷剂级的输送线路，其中每一蒸汽管线具有液体管线的O.D.的2至2.4倍大的O.D.。用于大于30,000BTU容量但小于90,000BTU容量的压缩机的优选管线组规模是二条或三条3/8”O.D.制冷剂级的液体制冷剂输送管线，连同相应数量的两条或三条蒸汽制冷剂级输送线路，其中每一蒸汽管线具有液体管线的O.D.的2至2.4倍大的O.D.。
在具有至少1.4BTU/Ft.Hr.°F热量传递率的地表下环境中的一个优选设计将是每吨加热和冷却设计负载容量中的较大的负载容量对应于至少120英尺的暴露蒸汽管线。当地表下情况允许时，应使用最小数量的管线组。但是，例如，如果在某深度遇到大的洞穴或空间——其将阻碍井/钻孔的最小数量——每一系统将钻一个附加的井以有效地缩短其他井/钻孔的必须深度，而各井/钻孔中都使用上述公开的液体和蒸汽管线尺寸。
当超过30,000BTU且最高达90,000BTU的系统压缩机设计负载需要两个或更多个井/钻孔时，主液体制冷剂输送管线应优选地由1/2”O.D.制冷剂级管线组成，而主蒸汽制冷剂输送管线应优选地为7/8”O.D.制冷剂级管线。较大管线中的每一个分配至服务于各个井/钻孔的各个较小的O.D.液体和蒸汽管线。
内部空气处理器：内部空气处理器是本领域普通技术人员公知的，主要由密封盒内的带翅片的管道和风扇(送风机)组成，通过该处理器，返回的内部空气被吹出，以根据系统运行在加热模式还是冷却模式下，被带翅片的制冷剂输送管道内的热或冷的制冷剂的循环而加热或冷却。但是，虽然住宅的空气处理器通常具有多排用于制冷剂到内部空气的热交换的带翅片的(通常每英寸12到14个翅片)的3/8”O.D.制冷剂输送管道，事实上，在每吨系统设计加热/冷却容量使用多少英尺带翅片的3/8”O.D.管道的设计上，没有空气处理器是一致的。对于本公开文本，使用了每吨系统负载设计对应一特定优选数量的延长英尺(linearfeet)(其中1吨等于12,000BTU，并且负载设计通常是如本领域技术人员公知的那样依照ACCA Manual J)。试验显示DX系统的每吨系统负载设计的3/8”O.D.带翅片的(每延长英寸12到14个翅片)管道的优选延长英尺数量是大约72延长英尺±12英尺。对于该带翅片管道的优选长度，空气流在加热和冷却运行模式中都是优选地大约每吨系统设计容量400CFM，在冷却模式中最高达每吨系统设计容量450CFM，在加热模式中最低达每吨系统设计容量350CFM。
加热模式膨胀装置：常规的加热模式膨胀装置为本领域普通技术人员所公知，并通常包括固定口钉限流器(orifice pin restrictor)(通常称为“钉限流器”)和自适应膨胀装置(通常称为“TXV”)。该加热模式膨胀装置通常放置于紧靠制冷剂的通向外部热吸收区域的入口的前方，以使制冷剂蒸汽膨胀并降低其温度/压力，以使其更好地从外部空气或地温热源中吸收热量。
试验显示，在DX系统中，在加热模式下加热模式膨胀装置不应是通常使用的标准自适应膨胀装置，因为与空气源或水源热泵系统相反，制冷剂在地表下的DX系统中所必须行进的相对大的距离，是如此之大，以致自适应阀太过频繁地“搜寻”最优设置，这样产生相差大的波动和频繁的低效率的阀设置。因此，试验显示，固定口钉限流器膨胀装置可以用于加热模式。固定口钉限流器膨胀装置是本领域普通技术人员公知的，并由圆头子弹形钉组成，带有穿过其中心的特殊尺寸的口。该钉通常在其侧面具有翅片并被装入一个特殊外壳，该外壳在加热模式下限制制冷剂流过所述中心口，但在冷却模式下——此时制冷剂朝相反方向行进——该外壳允许全部制冷剂既流动通过中心口也绕钉的翅片流过，因为所述钉被推回至一个并不会发生如加热模式中那样限制制冷剂从中心口流过的容纳位置(containment provision)。
试验显示，并非只有固定口钉限流器膨胀装置是优选的，但中心口的尺寸应优选地被确定为在此阐述的尺寸，正负不超过10％。到地温热交换场的加热模式液体制冷剂输送管线通常由一条被分配至两条或多条管线的一条管线组成。以下管线的优选的钉限流器口尺寸在此以英寸示出：服务于DX系统中所使用的30,000BTU或更小的压缩机的单个液体管线；分配至两个服务于超过30,000BTU的压缩机的液体管线的单条管线；及分配至三个服务于超过87,000BTU的压缩机的液体管线的单条管线。在优选的DX系统设计中，至少两个分配的液体管线将进入优选地在竖直取向的深井/钻孔地温热交换系统设计中的地温热交换场。但是，无论使用一条或多条液体管线，对于位于每个通向所述场的液体管线中的钉限流器，总的组合的孔/钻孔尺寸必须，基于下述每压缩机大小所对应的孔/钻孔尺寸和所得比率的标准，在优选被用于任何具体系统的固定口钉限流器的数量之间平均划分：
当加热模式负载设计是冷却模式负载设计的三分之二或更小时，以英寸为单位的加热模式钉限流器尺寸，以BTU为单位的每系统压缩机大小
压缩机BTU——加热模式    以英寸为单位的钉限流器钻孔尺寸
*对于单管线DX系统(在通向所述场的单独的液体管线中具有下列尺寸的单个钉)——加热模式
13,400............................................................0.034
16,000   .........................................................0.039
18,000............................................................0.041
19,000............................................................0.042
20,000............................................................0.044
20,100............................................................0.044
21,000............................................................0.045
22,000............................................................0.046
23,000............................................................0.048
24,000............................................................0.049
25,000............................................................0.050
26,000............................................................0.051
26,800............................................................0.052
27,000............................................................0.052
28,000............................................................0.053
29,000............................................................0.054
30,000............................................................0.055
*对于双管线DX系统(双钉......在主液体管线平均地分配至两个液体制冷剂输送管线时，在通向所述场的两个液体管线中的每一个管线内具有下列尺寸的一个钉)——加热模式
31,000.............................................................0.040
32,000.............................................................0.040
33,000.............................................................0.040
34,000.............................................................0.041
34,170.............................................................0.041
35,000.............................................................0.041
36,000.............................................................0.042
37,000.............................................................0.043
38,000.............................................................0.043
39,000.............................................................0.043
40,000.............................................................0.044
41,000.............................................................0.044
42,000.............................................................0.044
43,000.............................................................0.044
44,000.............................................................0.045
45,000.............................................................0.045
46,000.............................................................0.045
47,000.............................................................0.046
48,000.............................................................0.046
49,000.............................................................0.046
50,000.............................................................0.047
51,000.............................................................0.047
52,000.............................................................0.047
53,000.............................................................0.047
54,000.............................................................0.048
55,000.............................................................0.049
56,000.............................................................0.049
57,000.............................................................0.050
58,000.............................................................0.050
59,000.............................................................0.050
60,000.............................................................0.050
*对于三管线DX系统(三个钉......在主液体管线平均地分配至三个液体制冷剂输送管线时，在通向所述场的三个液体管线中的每一个管线内具有下列尺寸的一个钉)——加热模式
87,000.............................................................0.048
当冷却模式负载设计超过加热模式负载设计的三分之二时，以英寸为单位的加热模式钉限流器尺寸，以BTU为单位的每系统压缩机大小
压缩机BTU——加热模式以英寸为单位的钉限流器钻孔尺寸
*对于单管线DX系统(在通向所述场的单独的液体管线中具有下列尺寸的单个钉)——加热模式
压缩机大小                                                        钉尺寸
13,400............................................................0.031
16,000............................................................0.036
18,000............................................................0.038
19,000............................................................0.039
20,000............................................................0.040
20,100............................................................0.040
21,000............................................................0.042
22,000............................................................0.043
23,000............................................................0.044
24,000............................................................0.045
25,000............................................................0.046
26,000............................................................0.047
26,800............................................................0.048
27,000............................................................0.048
28,000............................................................0.049
29,000............................................................0.050
30,000............................................................0.051
*对于双管线DX系统(双钉......在主液体管线平均地分配至两个液体制冷剂输送管线时，在通向所述场的两个液体管线中的每一个管线内具有下列尺寸的一个钉)——加热模式
压缩机大小                                                         钉尺寸
31,000.............................................................0.036
32,000.............................................................0.037
33,000.............................................................0.037
34,000.............................................................0.038
34,170.............................................................0.038
35,000.............................................................0.038
36,000.............................................................0.038
37,000.............................................................0.039
38,000.............................................................0.040
39,000.............................................................0.040
40,000.............................................................0.040
41,000.............................................................0.041
42,000.............................................................0.041
43,000.............................................................0.041
44,000.............................................................0.042
45,000.............................................................0.042
46,000.............................................................0.042
47,000.............................................................0.042
48,000.............................................................0.042
49,000.............................................................0.043
50,000.............................................................0.043
51,000.............................................................0.043
52,000.............................................................0.044
53,000.............................................................0.044
54,000.............................................................0.044
55,000.............................................................0.045
56,000.............................................................0.045
57,000.............................................................0.045
58,000.............................................................0.046
59,000.............................................................0.046
60,000.............................................................0.046
*对于三管线DX系统(三个钉...在主液体管线平均地分配至三个液体制冷剂输送管线时，在通向所述场的三个液体管线中的每一个管线内具有下列尺寸的一个钉)——加热模式
压缩机大小                                             钉尺寸
83,000.................................................0.044
上述压缩机大小-钉尺寸提供了清楚的比率，该比率可以在当DX系统在加热模式中运行时，用于为任意的压缩机大小的热模式钉限流器膨胀装置提供正确的孔/钻孔尺寸。
冷却模式膨胀装置：常规的冷却模式膨胀装置是本领域普通技术人员公知的，并通常包括固定口钉限流器(通常称为“钉限流器”)和自适应膨胀装置(通常称为“TXV”)中的一个。该冷却模式膨胀装置通常放置于大部分是液体制冷剂的输送管线中，紧靠制冷剂的通向内部空气处理器的入口的前方，以使制冷剂蒸汽膨胀并降低其温度/压力，以使其更好地从内部空气中吸收多余的热量。一般地，自适应(TXV)冷却模式膨胀装置是优选的，因为其能自动适应变化的条件。
但是，在DX系统中，在供热季节的结尾，土地冷于常态，甚至频繁地低于冰点，在冬天，将热量供给给循环制冷剂，以用于内部空气空间的加热。在常规空气源系统中未注意到该种情况，因为当空气源热泵开启时，室外空气通常接近或超过70华氏度的范围。本领域普通技术人员公知的常规冷却模式TXV并未设计为在行进至TXV的液体制冷剂温度低于约47华氏度时能够有效地运行，在DX系统设计中，该种行进至TXV的液体制冷剂温度低于约47华氏度的情形会在供热季节的结束和供冷季节的开始时发生。当这样的情况在DX设计中发生，使得离开地温热交换场并进入TXV(在进入内部空气处理器之前)的制冷剂低于大约47华氏度时，TXV不能良好运转，以及系统压缩机吸力psi水平保持得过低，通常在50psi以下。
为修正这一DX系统应用特有的问题，在此教授了多种方法。一种方法是以通常100％的系数增加制冷剂注入(refrigerant charge)。但是，当达到正常的系统地表下运行温度时(经由充足的热被释放至土地而使土地回复至正常或高于正常温度)，需要人移除附加的制冷剂，因此，这并不是一个优选的修正手段/方法。
另一个并且优选的方法是以充足的附加制冷剂流将TXV旁通，以将运行压缩机吸力psi提高至50以上，但是就没有足够的附加制冷剂流来削弱在峰值冷却负载条件下附近TXV的运行。广泛的试验证明，这是一种能满意地解决相关问题的优选手段，并通过提供由下列步骤组成的TXV旁通手段而实现：添加液体制冷剂输送管线(通常具有3/8英寸O.D.尺寸)，使绕过TXV自身，同时选择至少一种以下方式：将具有特定优选尺寸的固定口钉限流器位于所添加的TXV旁通管线内；将一个压力自适应阀安装在所添加的TXV旁通管线内。可替代地，在TXV自身上可以提供优选尺寸的小孔/通道(通常称为泄放端口(bleed port))，以实现该相同的优选手段。TXV中的泄放端口是本领域普通技术人员公知的并且将不会在下文中通过附图描述。但是，对于这样的DX系统应用而言，当土地在冷却模式系统运行中异常冷时，这样的泄放端口的优选尺寸并非之前已知的。
当在TXV旁通管线中使用固定口钉限流器，或通过为TXV自身提供泄放端口时，钉内的孔/钻孔(口)的尺寸或TXV泄放端口必须是一个优选尺寸，否则当吸入压力低于50psi时，不足的附加制冷剂被允许补充TXV，或者当正常表面温度通过多余热量在一些连续的冷却模式运行时段被释放至土地而恢复或更高时，过多的制冷剂被允许补充TXV，以致削弱常规的TXV运行。
广泛的试验证明，将空气处理器中的TXV膨胀装置旁通掉的钉限流器膨胀装置内的孔/钻孔(口)的优选尺寸，或在服务于空气处理器的TXV中的TXV泄放端口的优选尺寸，在冷却模式中依据于以下设计当量±10％：
实际压缩机大小       以英寸为单位的对于TXV制冷剂流补充
n BTU                (旁通)装置的钉尺寸，也称为内部孔/
                     钻孔(口)尺寸
16,000BTU                             0.044
21,000BTU                             0.050
25,000BTU                             0.055
29,000BTU                             0.059
32,000BTU                             0.062
38,000BTU                             0.065
44,000BTU                             0.070
51,000BTU                             0.076
54,000BTU                             0.078
57,000BTU                             0.081
当DX系统在冷却模式下运行时，上述压缩机大小-钉尺寸为任何压缩机大小提供了一些可用于为制冷剂流补充/旁通装置提供正确的孔/钻孔(口)尺寸的比率。
替换TXV旁通管线中的钉限流器，及替换带有泄放端口的TXV，TXV旁通管线中可以使用压力调节阀，其中该压力调节阀的尺寸被确定为允许全部制冷剂流通过该阀，直到压缩机的吸入压力达到80psi±20psi，在该点上，所述阀自动关闭，系统从而在没有任何制冷剂TXV旁通流的情况下完全发挥作用。
压力调节阀是本领域普通技术人员公知的，但此前没有因为该独特目的而用于DX系统设计。如果快速的冷却系统运行和在TXV旁通管线中的更快的吸入压力增加是优选的，则使用压力调节阀是优选的，而如果最低可能的部件成本是优选的，则使用固定口钉限流器是优选的。
蒸汽管线预热器：在任一热泵系统中，在加热模式中离开系统的内部空气处理器的大部分液体制冷剂输送管线充满了温热的制冷剂，通常在高于70到低于90华氏度的温度范围内。在进入外部热交换装置(加热模式中的蒸发器)之前，该暖的、大部分是液体的制冷剂流体通过加热模式膨胀装置传送以降低温度/压力，以使得当前冷的制冷剂能够从外部环境中自然地吸收通常更暖的热量。但是，在空气源系统中，如果被发送以与外部空气交换热量的制冷剂流体在冰点以下，空气中的湿气将被吸引至通常带翅片的外部制冷剂输送管道并结冰，最终导致冰聚集，这些冰会阻碍在带翅片的管道上的设计空气流(经由外部风扇)。当冰阻碍了设计空气流，就需要昂贵的“除霜”循环运行，这从实质上将热泵的运行模式改变至冷却模式，以将热制冷剂蒸汽送入外部管道以融化冰，同时，冬天里，该通过冷却模式运行而从内部空气中移除的热量必须被补充的热替代，例如昂贵的电阻热或危险的化石燃料热。因此，在空气源系统中，在离开空气处理器的热的、大部分是液体的制冷剂进入加热模式膨胀装置前，降低该制冷剂的热量级并不必然有利，因为降低进入该膨胀装置的温度将潜在地导致离开加热模式膨胀装置的制冷剂流体温度降低，从而增加除霜循环运行的考虑。
但是，在DX系统中没有除霜循环顾虑，因为没有一个带翅片的管道被暴露在外部空气中的湿气里。因此，在DX系统中，试验显示，有利的是，在制冷剂进入加热模式膨胀装置(如上文所述，优选固定口钉限流器膨胀装置)之前，利用暖的制冷剂液体管线中的热量，从而在离开地表下地温热交换场(该离开场的蒸汽管线通常仅在35华氏度到60华氏度的温度范围内)的蒸汽管线到达系统压缩机之前向其自然地提供额外热量，所有这些均不需要任何附加运行能量要求/功率抽运(powerdraw)。这样的压缩机蒸汽吸入管线预热装置通过内部空气处理器提供更温暖和更舒适的内部供给空气，从而实现下列两项中的至少一项：(a)对于离开加热模式膨胀装置的制冷剂温度不产生影响，因为空气处理器上/膨胀装置预热器侧的制冷剂温度/压力仍高于所述场侧的制冷剂温度/压力，以及(b)降低进入膨胀装置及离开膨胀装置的制冷剂温度，以提高冷的制冷剂和土地之间的温差，从而提供更好的地温热传递，并增加整个系统热模式运行效率。
上述DX系统的吸入蒸汽管线预热器将在加热模式下运行，并包括放置在以下两个管线之间的热交换器：位于制冷剂流到达热加热模式膨胀装置之前的位置处，离开系统内部空气处理器的温的、大部分是液体的制冷剂输送管线；和在制冷剂流离开地温热交换装置进入系统压缩机之前，离开地温热交换装置的制冷剂蒸汽输送管线，在冷却模式中，将旁通且不使用蒸汽管线预热器。
例如，这样的热交换器将包括下述装置：布置在绝热的封闭壳之内的暖液体管线(在这特定的预热位置上优选地带有翅片)，例如管道等，将在离开空气处理器(在加热模式膨胀装置之前)的液体制冷剂里的较暖的热量传递至离开土地并正在通向系统压缩机的较冷的蒸汽，以通过热自然地流向冷而影响自然的热交换。所述封闭壳将优选地充满液体，以增强该封闭壳内的各液体管线和蒸汽管线部分之间的热传递。例如，该各液体管线和蒸汽管线也可以直接互相环绕并绝热，以作为提供所述热量传递的另一装置。
虽然在低温空气源热泵系统中使用离开内部空气处理器的制冷剂中的热量是已知的，该热量的使用是通过第二系统压缩机进行的，这需要附加的系统功率抽运。附加的第二压缩机提供更温暖的内部空气但也降低整个系统运行效率水平，这在通常主要考虑最高可能运行效率的DX系统应用中将起相反作用。
在冷却模式中，所述热交换装置由于其起相反作用，将不被使用，而替代地通过制冷剂管道和止回阀等而被旁通。因此，服务于预热组件的蒸汽管线优选地设有在加热模式中开启的第一止回阀，以及在加热模式中关闭的第二止回阀，以迫使液体制冷剂在加热模式中通过预热器/盒。在冷却模式中，第一止回阀可以关闭而第二止回阀可以打开，以将液体制冷剂保持在所述盒外，以及避免从离开系统压缩机的热气体/蒸汽管线向行进至空气处理器(在冷却模式中)的冷液体管线提供不需要的附加热量。
附图说明
附图图解了当前优选的本公开文本的实施方案。然而，应理解的是，本公开文本并不限于所示的精确布置和方式。
图1是一个运行的DX系统的侧视图，其地温热交换管道位于竖直取向的井/钻孔中，并具有多种优选的部件设计。
图2是在冷却模式下服务于内部空气处理器的TXV的侧视图，其中在TXV旁通管线上具有钉限流器。
图3是钉限流器的侧视图。
图4是蒸汽管线预热器的侧视图。
具体实施方式
下文的详细描述是当前所构想的能实现所要求保护的主题的的最好模式。该描述并不意在限制，并出于阐释本公开文本的一般原理的目的而描述。本公开文本的各种特征和优点参考下述结合附图的详细描述可以更容易地理解。
现在详细参照附图，附图中相同的数字表示相同的部件或元件，图1示出了一个未按比例绘制的运行在冷却模式的DX热泵系统的侧视图。该系统包括压缩机1，该压缩机具有从压缩机1行进至油分离器3中的热气体蒸汽制冷剂(除了指示制冷剂流的方向的箭头2之外，未示出该制冷剂)。所述压缩机1被设计为具有计算出的最大加热/冷却BTU负载的80％到95％。所述制冷剂优选地是运行压力至少比R-22大25％的制冷剂，例如优选的R-410A或者类似制冷剂。当运行在比R-22至少大25％的压力下时，所有其他系统部件必须具有比常规的R-22系统部件的安全工作负载结构至少大25％的安全工作负载结构设计。制冷剂接下来流经回动阀(reversing valve)4(如此处所示，该回动阀将制冷剂的流动方向从冷却模式改变至加热模式，该回动阀未示出，但是本领域技术人员公知)且接着进入地表下的地温热交换器的较大直径的蒸汽制冷剂输送管线5——在此被显示为位于井/钻孔8内的优选竖直取向的蒸汽管线5。制冷剂接着流经制冷剂管道联结件22进入更小直径的液体制冷剂输送管线6，该管线6也在地表7之下延伸至同一井/钻孔8(未按比例示出)，其中现在大部分已凝结的制冷剂流体流出井/钻孔8。在所有不期望热传递的区域内，制冷剂输送管线可以被隔热，而该公知的隔热在此未示出。
如在上文“发明内容”中“液体和蒸汽管线尺寸”中更全面地解释和阐述的，DX系统中——尤其在井/钻孔8地温热交换系统设计中——较大直径的蒸汽制冷剂输送管线5的优选尺寸和数量以及较小直径的液体制冷剂输送管线6的优选尺寸和数量取决于实际的系统压缩机1的大小。对于每吨系统设计容量，用于在井/钻孔8设计中进行地温热传递的暴露的浅表面蒸汽管线5的优选总长度也在上文“发明内容”中“液体和蒸汽管线尺寸”中进行了阐述。
如已经解释的，已被相对冷的地表下温度凝结成大部分液态的制冷剂，接着离开井8并以与加热模式下的系统运行中的方向相反的方向，穿过加热模式钉限流器膨胀装置9，如本领域技术人员公知的，在该冷却模式的方向性流动中，对制冷剂流动并没有严格限制(如同它在相反的加热模式下的方向性流动那样，这在此处未示出)。制冷剂随后流入接收器10。该接收器10优选地被设计为在冷却模式下运行时，通过制冷剂流从接收器10底部14中自然排出，而释放其所有或基本所有的内容物，但是在一个优选的竖直取向的地温热传递设计中，当优选最大潜在负荷移除容量时，优选的设计是(未按比例示出)包含地表7以下的地温热传递场中较大直径蒸汽管线5的暴露的热传递部分的全部潜在液体含量的16％，而当优选最大运行效率时，优选地包含所述全部潜在液体含量的8％。蒸汽管线5在这里示为一条管线5，但潜在的由不止一条管线5组成(多条地下地温热交换蒸汽管线并未在此示出，因为本领域普通技术人员公知下述的多DX系统设计：其由仅仅一个压缩机1来提供制冷剂流，该制冷剂流被分配至多个井中的多条蒸汽和液体管线，或其他地温热交换回路中)，该蒸汽管线5在地表7以下的暴露的热传递部分是蒸汽管线5的下述部分：在地表7以下以及在井8底部44附近联接至较小直径液体管线6的联结件22以上。
压缩机1被设计为提供用于以BTU为单位的目标最大计算加热/冷却吨位负载的常规压缩机的BTU运行设计大小的80％至95％的运行容量。压缩机1具有高压切断开关20，该开关通过线路21与压缩机1相连以在热气体排出压力(head pressure)到达500psi±25psi时，自动关闭至压缩机1的电源。压缩机1的高压切断开关20是本领域普通技术人员公知的。但是，例如对于运行在压力高于R-22系统的系统，例如R-410系统，高压切断开关(在此以示例20示出)通常设置为在600psi或更高psi范围切断。
离开压缩机1的高压热制冷剂气体与一些和制冷剂自然混合的压缩机润滑油一起进入油分离器3。这些油必须返回至压缩机1，否则压缩机1将最终烧坏。油分离器3具有能够过滤下至0.3微米的过滤器11，且优选地具有超过98％的效率。观测镜12位于油分离器3以使人能够周期性观测分离器3中的油位13是否适当(当系统不运行时)，以确保油位13优选地位于过滤器11的底部14之下1/2英寸(未按比例示出)处(该高度的油量限定了要加至油分离器的正确的附加油量)。当系统运行时，分离器3中的油位13将不明显，因为仅有一向下的“覆盖(sheathing)”油流动将是明显的(在此未示出)。
此外，来自油分离器3的油返回管线15在此示为进入通至储存器17的吸入管线16(并未直接通至压缩机1)。储存器17内具有一U型管18，在该U型管18底部有一小孔(或口)19，油和一些液体制冷剂一起通过该孔19借助于压缩机1的运行吸力(该吸力是本领域普通技术人员公知的)被吸回压缩机1。储存器17中的初始的、附加添加的、额外的油面高度13被规定和示出(未按比例绘制)为在U型管18的孔19以上1/16英寸至1/4英寸之间。该附加额外油量保障了协助确保压缩机1内始终有充足的油，即使一些微量的油将在加热模式(未示出)中逃逸至地下较小直径液体制冷剂输送管线6中。任何这些逃逸的油将不会返回至压缩机1，直至该系统运行在此处所示的冷却模式下，因为这些油将与液体制冷剂——但并不会和蒸汽制冷剂——混合和返回自深井DX系统应用。
如所说明的，在如此处所示出的冷却模式中，在离开由位于地表7之下的较大和较小直径的制冷剂输送管线(5和6)组成的地温热交换管线组之后，以及在以通过和/或绕钉限流器9离开加热模式之后，制冷剂随后流入接收器10。制冷剂从接收器10中流入冷却模式膨胀装置23，该冷却模式膨胀装置在这里被显示为自适应膨胀装置(通常称为TXV)23。该TXV冷却模式膨胀装置23在此被显示为具有在TXV旁通管线25中的压力调节阀24。压力调节阀24是本领域普通技术人员公知的，并被设计为在不同的预定制冷剂压力下开启和关闭，以允许或阻止制冷剂的流动。
如上所述，在土地异常寒冷时，在冷却系统的开始时刻，在DX系统中需要制冷剂流旁通装置，其允许附加制冷剂以绕过和通过中的至少一种方式流过常规TXV23的。在这里，这样的压力调节阀24旁通装置应优选地包括阀24，该阀24允许全部制冷剂流通过旁通管线25和阀24，直到系统压缩机1的psi吸入压力对于特定的优选设计达到至少80psi±20psi，在该点上阀将自动关闭，以便其后不再减弱TXV23的运行功能。在此，阀24被示为在打开位置，以模仿在地表下的地温热交换环境异常寒冷时运行在冷却模式下的DX系统。
作为TXV旁通管线25中在此处示出的阀24的替代，第二钉限流器(在图1中未示出，但类似于在较小直径的液体制冷剂输送管线6中描绘的第一钉限流器9)可用来代替阀24，只要对钉限流器9的尺寸加以设计，如此处对TXV旁通管线25中的钉限流器9所做的阐述。第二钉限流器图解在图2中。
为实现制冷剂流穿过本DX系统设计，制冷剂离开TXV 23，流过内部空气处理器45，该内部空气处理器45被显示为由带翅片的制冷剂输送热交换管道26和风扇27组成。内部空气处理器45，包括其带翅片的制冷剂输送热交换管道26和风扇27(通常称为内部空气处理器中的送风机)在内，都是本领域技术人员公知的。最后，制冷剂穿过回动阀4进入储存器17，随后返回压缩机1，进程在此被重复。
在每吨系统负载设计中，内部空气处理器45的带翅片的管道26包括大约七十二延长英尺±十二延长英尺的3/8英寸O.D.带翅片管道，每延长英寸带有十二到十四个翅片，同时，在加热模式下气流为350至400CFM，以及在冷却模式下气流为400至450CFM，这些空气流由风扇27提供。
图2是较小直径液体制冷剂输送管线6中的TXV 23的侧视图，该管线6在冷却模式中输送制冷剂流体(未示出，除了以箭头2指示方向性流动之外)至内部空气处理器29(内部空气处理器是本领域普通技术人员公知的)。冷却模式钉限流器28被显示为位于绕TXV 23行进的TXV 23旁通管线25中。冷却模式钉限流器28位于外壳罩(housingencasement)37中，该外壳罩是本领域技术人员公知的。冷却模式钉限流器28具有仅允许优选设计的制冷剂流在冷却模式通过钉28的小孔/钻孔(口)32，以在当地表下地温热交换环境比正常冷时，在冷却模式下向空气处理器29提供足够的制冷剂，而当地下环境达到正常或高于正常温度时，不会提供过多制冷剂流以致削弱TXV 23的运行。TXV 23具有标准压力感测管线30及标准温度传感器31，它们附接至在冷却模式下离开空气处理器29的较大直径蒸汽制冷剂输送管线5。
当冷却模式钉限流器28的小孔/钻孔(口)32位于TXV 23的旁通管线25内并且并用作一TXV 23旁通装置，以仅允许优选量制冷剂在冷却模式下通过孔/钻孔32时，该小孔/钻孔(口)32的优选尺寸是如上文“发明内容”中“冷却模式膨胀装置”的讨论中所充分阐述的那样。
虽然并未在此示出，TXV 23泄放端口(bleed port)(未示出)可以用于替换和取代在TXV 23旁通管线25中的冷却模式钉限流器28。TXV 23泄放端口(未示出)是本领域普通技术人员公知的。提供了补充制冷剂流的泄放端口的孔口尺寸可以相应于冷却模式钉限流器28的小孔/钻孔32(当冷却模式钉限流器28用作TXV(冷却模式膨胀装置)23制冷剂流旁通装置时)提供的相同的补充制冷剂流。当使用TXV 23泄放端口时，旁通管线25是不需要的。
图3是普通钉限流器33的更详细的侧视图，该钉限流器在其中心具有一小孔/钻孔(口)32，并具有翅片34和后尖端(rear tip)35，其允许大多数未被阻挡的制冷剂流(在此未示出)既能穿过钉限流器33以及在所要求的相反模式中绕流过钉33。钉限流器33被显示为具有朝向制冷剂的方向性流动的该钉33的圆头36。
当钉33预期用于加热模式膨胀装置和TXV旁通装置中的一个时，钉33的圆头36与前外壳(在此未示出，因为钉33的外壳罩是本领域技术人员公知的)紧密地配合并且将制冷剂流限制至一仅被允许通过小孔/钻孔(口)32的优选的计量量。
当钉在加热模式用于膨胀装置时，小孔/钻孔(口)32的尺寸(±10％)应优选地被设计为匹配DX系统实际压缩机(在此未示出，但在图1中示出)的BTU大小，如上文“发明内容”中“加热模式膨胀装置”的讨论中所更全面阐述的。
当钉33用作TXV(在此未示出，但在上面图2中示出)旁通装置时，小孔/钻孔(口)32的尺寸(±10％)应优选地被设计为匹配DX系统实际压缩机(在此未示出，但在图1中示出)的BTU大小，如上文“发明内容”中“冷却模式膨胀装置”的讨论中所充分阐述的。
图4是蒸汽管线预热器38的侧视图。在此，来自运行在加热模式下的DX系统的地温地表下热交换装置的输入的已加热制冷剂蒸汽，被显示为在其较大直径蒸汽制冷剂输送管线5中行进。该蒸汽管线5从所述场侧42进入蒸汽管线预热器38，该预热器在此示为盒39(任何收容装置都是可行的)。该盒39包括至少一条带翅片34的较小直径的液体制冷剂输送管线6。虽然带翅片34的液体管线6在此被示为在盒39内，但盒39内的液体管线6可以替代地由板状制冷剂输送热交换器或其类似装置组成。
在加热模式中，在带翅片34的液体管线6内的制冷剂流来自DX系统的内部空气处理器(图1)侧43。当带翅片34的液体管线6中的制冷剂流离开盒39时，其随后优选地行进至加热模式膨胀装置9。当自场侧42从蒸汽管线5已经进入盒39的制冷剂流离开盒39时，其随后优选地通过DX系统的回动阀(图1)进DX系统的储存器，以向压缩机提供更热的输入制冷剂蒸汽，从而，向内部空气处理器提供更热的制冷剂蒸汽，以获取更热的供应空气。
同时，在离开空气处理器(未显示)的液体管线6行进穿过盒39并将热传递(经由自然热传递，如热自然传递至冷)至蒸汽管线5内的从场侧42进入盒39的更冷的制冷剂后，加热模式下热量从液体管线6内的暖的制冷剂中被移除，在制冷剂蒸汽进入加热模式的压缩机(未显示)之前，液体管线6中的制冷剂随后优选地流入加热模式膨胀装置9(现在制冷剂比正常更冷)，以在制冷剂和自然的地表下地温温度之间产生更大的温差，改进自然的热量获取能力。
服务于预热器38组件运行的蒸汽管线5在此被示为具有在加热模式下关闭的第一止回阀40，以及具有在加热模式下开启的第二止回阀41，以迫使液体制冷剂在加热模式下通过预热器38盒39。在冷却模式中，第一止回阀40将开启，而第二止回阀41将关闭，以将液体制冷剂保持在盒39外以防止加热模式中的不需要的附加热量。
虽然仅阐述了某些实施方案，对于本领域技术人员而言，根据上文的描述，替代和修改将是明显的。这些和其他替代被认为是等效的，并在本公开文本和所附的权利要求的精神和范围之内。

Claims (19)

1.一种直接交换式地温加热/冷却系统，包括：
地温热交换场；
制冷剂输送管线，其包括液体制冷剂输送管线和蒸汽制冷剂输送管线；
压缩机，其大小被确定为在最大加热/冷却负载的80％至95％；
膨胀装置；
热交换器；
含过滤器的油分离器，该过滤器配置为分离不大于大约0.3微米的微粒，并提供至少大约98％的效率；
制冷剂，其具有比R-22大至少25％的运行压力；
高压切断开关，其可操作地连接至压缩机并配置为在运行的系统压力达到大约500psi±大约25psi时，切断压缩机；以及
其中该系统的每一部件具有比R-22制冷剂系统中的部件的安全工作负载强度大至少25％的安全工作负载强度。
2.根据权利要求1所述的系统，其中附加的油被布置入油分离器中，直至布置到油过滤器底部以下大约1/2英寸±大约1/4英寸的这一高度上。
3.根据权利要求2所述的系统，其中油分离器还包括用于观测油分离器中的油填充高度的观测镜。
4.根据权利要求1所述的系统，还包括布置在与压缩机流体连通的吸入管线中的储存器，该储存器包括一个U型管和一个布置在该U型管底部的油返回口，并且其中附加的油被沉积至储存器中，沉积到一个在油返回口以上大约1/16-1/4英寸的高度。
5.根据权利要求1所述的系统，其中制冷剂包括R-410A。
6.根据权利要求1所述的系统，还包括一个空气处理器和一个布置在空气处理器和膨胀装置之间的液体制冷剂输送管线内的接收器、一个从该接收器的上部离开的加热模式液体制冷剂输送管线，以及一个从该接收器的下部离开的冷却模式液体制冷剂输送管线。
7.根据权利要求6所述的系统，其中为了实现最大潜在负载去除能力，在加热模式液体制冷剂输送管线和冷却模式液体制冷剂输送管线之间的接收器的一个内部空间的尺寸被确定为包括地温热交换场内的蒸汽制冷剂输送管线的暴露的热传递部分的总潜在液体含量的大约16％±大约2％。
8.根据权利要求6所述的系统，其中为了实现最大运行效率，在加热模式液体制冷剂输送管线和冷却模式液体制冷剂输送管线之间的接收器的一个内部空间的尺寸被确定为包括地温热交换场内的蒸汽制冷剂输送管线的暴露的热传递部分的总潜在液体含量的大约8％±大约2％。
9.根据权利要求1所述的系统，其中针对30,000BTU容量或更小容量的压缩机的管线组规模设计中包括至少一条且不多于二条的3/8英寸O.D.制冷剂级的液体制冷剂输送管线，连同相应数量的至少一条且不多于二条的蒸汽制冷剂级的输送线路，其中每一蒸汽管线具有液体管线的O.D.的2至2.4倍大O.D.。
10.根据权利要求9所述的系统，其中所述地温热交换场具有至少1.4BTU/Ft.Hr°F的热传递率，其中该系统还包括每吨加热和冷却设计负载容量中的较大的负载容量所对应的至少120英尺的暴露蒸汽管线。
11.根据权利要求1所述的系统，其中针对大于30,000BTU容量但小于90,000BTU容量的压缩机的管线组规模设计包括至少二条且不多于三条的3/8英寸O.D.制冷剂级的液体制冷剂输送管线，连同相应数量的至少二条且不多于三条的蒸汽制冷剂级的输送线路，其中每一蒸汽管线具有液体管线的O.D.的2至2.4倍大的O.D.。
12.根据权利要求11所述的系统，其中所述地温热交换场具有至少1.4BTU/Ft.Hr°F的热传递率，其中该系统还包括每吨加热和冷却设计负载容量中的较大的负载容量所对应的至少120英尺的暴露蒸汽管线。
13.根据权利要求1所述的系统，其中提供至少二个且不多于三个井/钻孔，以使得液体制冷剂输送管线包括一条主管线和多条分配管线，且其中蒸汽制冷剂输送管线包括一条主管线和多条分配管线，其中，对于超过30,000BTU而最高达90,000BTU的系统压缩机设计负载，主液体制冷剂输送管线包括1/2英寸O.D.制冷剂级管线，以及主蒸汽制冷剂输送管线包括7/8英寸O.D.制冷剂级管线，所述分配液体制冷剂输送管线包括3/8英寸O.D.制冷剂级管线，以及所述分配蒸汽制冷剂输送管线包括3/4英寸O.D.制冷剂级管线。
14.根据权利要求1所述的系统，还包括一个内部空气处理器，该内部空气处理器包括每吨系统负载设计大约72延长英尺±大约12延长英尺的3/8英寸O.D.的带翅片——每延长英寸12到14个翅片——的管道，所述内部空气处理器的尺寸被确定为在加热模式下产生350至400CFM的空气流，以及在冷却模式下产生400到450CFM的空气流。
15.根据权利要求1所述的系统，其中还包括钉限流器膨胀装置，其中所述钉限流器膨胀装置的尺寸根据以下阐述的压缩机大小而设定，其中在正负10％内，其中钉限流器膨胀尺寸以英寸提供而压缩机大小以BTU提供，并且其中加热模式负载是冷却模式负载的大约三分之二或更小：
压缩机BTU——加热模式    以英寸为单位的钉限流器钻孔尺寸
*对于单管线DX系统(在通向所述场的单独的液体管线中具有下列尺寸的单个钉)——加热模式
13,400............................................................0.034
16,000............................................................0.039
18,000............................................................0.041
19,000............................................................0.042
20,000............................................................0.044
20,100............................................................0.044
21,000............................................................0.045
22,000............................................................0.046
23,000............................................................0.048
24,000............................................................0.049
25,000............................................................0.050
26,000............................................................0.051
26,800............................................................0.052
27,000............................................................0.052
28,000............................................................0.053
29,000............................................................0.054
30,000............................................................0.055
*对于双管线DX系统(双钉......在主液体管线平均地分配至两个液体制冷剂输送管线时，在通向所述场的两个液体管线中的每一个管线内具有下列尺寸的一个钉)——加热模式
31,000............................................................0.040
32,000............................................................0.040
33,000............................................................0.040
34,000............................................................0.041
34,170............................................................0.041
35,000............................................................0.041
36,000............................................................0.042
37,000............................................................0.043
38,000............................................................0.043
39,000............................................................0.043
40,000............................................................0.044
41,000............................................................0.044
42,000............................................................0.044
43,000............................................................0.044
44,000............................................................0.045
45,000............................................................0.045
46,000............................................................0.045
47,000............................................................0.046
48,000............................................................0.046
49,000............................................................0.046
50,000............................................................0.047
51,000............................................................0.047
52,000............................................................0.047
53,000............................................................0.047
54,000............................................................0.048
55,000............................................................0.049
56,000............................................................0.049
57,000............................................................0.050
58,000............................................................0.050
59,000............................................................0.050
60,000............................................................0.050
*对于三管线DX系统(三个钉......在主液体管线平均地分配至三个液体制冷剂输送管线时，在通向所述场的三个液体管线中的每一个管线内具有下列尺寸的一个钉)——加热模式
87,000............................................................0.048
当冷却模式负载设计超过加热模式负载设计的三分之二时，以英寸为单位的加热模式钉限流器尺寸，以BTU为单位的每系统压缩机大小
压缩机BTU——加热模式    以英寸为单位的钉限流器钻孔尺寸
*对于单管线DX系统(在通向所述场的单独的液体管线中具有下列尺寸的单个钉)——加热模式
压缩机大小                                                       钉尺寸
13,400...........................................................0.031
16,000...........................................................0.036
18,000...........................................................0.038
19,000...........................................................0.039
20,000...........................................................0.040
20,100...........................................................0.040
21,000...........................................................0.042
22,000...........................................................0.043
23,000...........................................................0.044
24,000...........................................................0.045
25,000...........................................................0.046
26,000...........................................................0.047
26,800............................................................0.048
27,000............................................................0.048
28,000............................................................0.049
29,000............................................................0.050
30,000............................................................0.051
*对于双管线DX系统(双钉......在主液体管线平均地分配至两个液体制冷剂输送管线时，在通向所述场的两个液体管线中的每一个管线内具有下列尺寸的一个钉)——加热模式
压缩机大小                                                         钉尺寸
31,000.............................................................0.036
32,000.............................................................0.037
33,000.............................................................0.037
34,000.............................................................0.038
34,170.............................................................0.038
35,000.............................................................0.038
36,000.............................................................0.038
37,000.............................................................0.039
38,000.............................................................0.040
39,000.............................................................0.040
40,000.............................................................0.040
41,000.............................................................0.041
42,000.............................................................0.041
43,000.............................................................0.041
44,000.............................................................0.042
45,000.............................................................0.042
46,000.............................................................0.042
47,000.............................................................0.042
48,000.............................................................0.042
49,000.............................................................0.043
50,000.............................................................0.043
51,000............................................................0.043
52,000............................................................0.044
53,000............................................................0.044
54,000............................................................0.044
55,000............................................................0.045
56,000............................................................0.045
57.000............................................................0.045
58,000............................................................0.046
59,000............................................................0.046
60,000............................................................0.046
*对于三管线DX系统(三个钉......在主液体管线平均地分配至三个液体制冷剂输送管线时，在通向所述场的三个液体管线中的每一个管线内具有下列尺寸的一个钉)——加热模式
压缩机大小                                             钉尺寸
83,000.................................................0.044
16.根据权利要求13所述的系统，其中将空气处理器中TXV膨胀装置旁通掉的至少一个钉限流器膨胀装置内的孔/钻孔(口)的优选尺寸，以及服务于空气处理器的TXV中的TXV泄放端口的优选尺寸，在冷却模式中依据于以下设计当量±1％：
实际压缩机大小    以英寸为单位的对于TXV制冷剂流补充(旁
n BTU             通)装置的钉尺寸，也称为内部孔/钻孔
                  (口)尺寸
16,000BTU         0.044
21,000BTU         0.050
25,000BTU         0.055
29,000BTU         0.059
32,000BTU         0.062
38,000BTU         0.065
44,000BTU         0.070
51,000BTU         0.076
54,000BTU            0.078
57,000BTU            0.081
17.根据权利要求16所述的系统，其中一个压力调节阀用于所述TXV旁通管线中，以及其中所述压力调节阀设计为允许全部制冷剂流通过该阀，直到压缩机的吸入压力达到80psi±20psi，在该点上，所述阀自动关闭，系统从而在没有任何制冷剂TXV旁通流的情况下完全发挥作用。
18.根据权利要求1所述的系统，运行在加热模式下，并带有一个蒸汽管线预热器，该预热器包括放置在以下两个管线之间的热交换器：位于制冷剂流到达热加热模式膨胀装置之前的位置处，离开系统内部空气处理器的温的、大部分是液体的制冷剂输送管线；和在制冷剂流离开地温热交换装置进入系统压缩机之前，离开地温热交换装置的制冷剂蒸汽输送管线，在冷却模式中，将旁通且不使用该蒸汽管线预热器。
19.一种直接交换式地温加热/冷却系统，包括制冷剂输送管线、压缩机、膨胀装置，以及热交换器，其中：
该系统运行在加热模式下，并带有一个蒸汽管线预热器，该预热器包括放置在以下两个管线之间的热交换器：位于制冷剂流到达热加热模式膨胀装置之前的位置处，离开系统内部空气处理器的温的、大部分是液体的制冷剂输送管线；和在制冷剂流离开地温热交换装置进入系统压缩机之前，离开地温热交换装置的制冷剂蒸汽输送管线，在冷却模式中，将旁通且不使用该蒸汽管线预热器。
CN200880008785XA 2007-01-18 2008-01-18 直接交换式地温加热/冷却系统的多方面设计 Expired - Fee Related CN101636624B (zh)

Applications Claiming Priority (3)

Application Number Priority Date Filing Date Title
US88100007P 2007-01-18 2007-01-18
US60/881,000 2007-01-18
PCT/US2008/051478 WO2008089433A2 (en) 2007-01-18 2008-01-18 Multi-faceted designs for a direct exchange geothermal heating/cooling system

Publications (2)

Publication Number Publication Date
CN101636624A true CN101636624A (zh) 2010-01-27
CN101636624B CN101636624B (zh) 2011-09-07

Family

ID=39636745

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
CN200880008785XA Expired - Fee Related CN101636624B (zh) 2007-01-18 2008-01-18 直接交换式地温加热/冷却系统的多方面设计

Country Status (12)

Country Link
US (1) US8931295B2 (zh)
EP (1) EP2111522A2 (zh)
JP (1) JP2010516991A (zh)
KR (1) KR20090110904A (zh)
CN (1) CN101636624B (zh)
AU (1) AU2008206112B2 (zh)
BR (1) BRPI0806799A2 (zh)
CA (1) CA2675747A1 (zh)
IL (1) IL199837A (zh)
MX (1) MX2009007651A (zh)
MY (1) MY150162A (zh)
WO (1) WO2008089433A2 (zh)

Families Citing this family (17)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US11015870B2 (en) * 2006-10-23 2021-05-25 Ralph Muscatell Water tank for use in an air-conditioning or heating system
WO2009132015A2 (en) * 2008-04-21 2009-10-29 Earth To Air Systems, Llc Dx system heat to cool valves and line insulation
US8402780B2 (en) * 2008-05-02 2013-03-26 Earth To Air Systems, Llc Oil return for a direct exchange geothermal heat pump
WO2009140532A2 (en) * 2008-05-14 2009-11-19 Earth To Air Systems, Llc Dx system interior heat exchanger defrost design for heat to cool mode
US20110209848A1 (en) * 2008-09-24 2011-09-01 Earth To Air Systems, Llc Heat Transfer Refrigerant Transport Tubing Coatings and Insulation for a Direct Exchange Geothermal Heating/Cooling System and Tubing Spool Core Size
US8997509B1 (en) 2010-03-10 2015-04-07 B. Ryland Wiggs Frequent short-cycle zero peak heat pump defroster
JP2011202860A (ja) * 2010-03-25 2011-10-13 Sanyo Electric Co Ltd 冷凍装置及びそのオイル量管理方法
US8650875B2 (en) 2010-12-08 2014-02-18 Dwpna, Llc Direct exchange geothermal refrigerant power advanced generating system
WO2013010583A1 (en) * 2011-07-19 2013-01-24 Carrier Corporation Oil compensation in a refrigeration circuit
US10443909B2 (en) 2011-11-15 2019-10-15 Earth To Air Systems, Llc Sub-surface insulation and well depth reduction for DX geothermal heat pump and refrigeration system
US10107525B2 (en) * 2011-12-29 2018-10-23 Steve Kapaun Geothermal heating and cooling system
TW201402943A (zh) 2012-01-27 2014-01-16 Deep Well Power Llc 用於開採能源的單井、自流地熱系統
WO2014078438A2 (en) * 2012-11-13 2014-05-22 Braun Intertec Geothermal, Llc Equipment and methods for designing geothermal heat exchange systems
US10955164B2 (en) 2016-07-14 2021-03-23 Ademco Inc. Dehumidification control system
CN108507267A (zh) * 2017-09-15 2018-09-07 樊永信 一种适用于间接制冷系统的太阳能冷库融霜系统
US11365923B2 (en) * 2017-12-06 2022-06-21 Mitsubishi Electric Corporation Refrigeration cycle apparatus
US10845106B2 (en) * 2017-12-12 2020-11-24 Rheem Manufacturing Company Accumulator and oil separator

Family Cites Families (122)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US2503456A (en) 1945-10-25 1950-04-11 Muncie Gear Works Inc Heat pump
US2513373A (en) * 1947-09-20 1950-07-04 American Gas And Electric Comp Heat pump system
US3099140A (en) 1961-02-20 1963-07-30 Sporlan Valve Co Refrigeration system and control
US3183675A (en) 1961-11-02 1965-05-18 Conch Int Methane Ltd Method of freezing an earth formation
GB1182921A (en) 1966-07-29 1970-03-04 British Insulated Callenders Improvements in Electric Cable Installations.
US3563304A (en) * 1969-01-28 1971-02-16 Carrier Corp Reverse cycle refrigeration system utilizing latent heat storage
US3842616A (en) * 1974-01-02 1974-10-22 Carrier Corp Refrigerant expansion device
DE2457182C2 (de) 1974-12-03 1983-09-15 Stierlen-Maquet Ag, 7550 Rastatt Wärmerückgewinnungseinrichtung für eine Geschirrspülmaschine
US4010731A (en) 1975-10-23 1977-03-08 Halm Instrument Co., Inc. Heat storage tank
US4094356A (en) 1977-01-06 1978-06-13 Whewell Frank Ash Geothermal heat recovery system
US4383419A (en) 1977-05-11 1983-05-17 Bottum Edward W Heating system and method
US4189848A (en) 1977-08-04 1980-02-26 The United States Of America As Represented By The Department Of Energy Energy-efficient regenerative liquid desiccant drying process
US4169554A (en) 1977-10-20 1979-10-02 Camp Eldon D Solar energy system with heat pump assistance
US4171721A (en) * 1977-11-11 1979-10-23 Movick Nyle O Refrigeration apparatus
US4544021A (en) 1978-05-09 1985-10-01 Barrett George M Method and apparatus for extracting heat from a natural water source
US4182133A (en) 1978-08-02 1980-01-08 Carrier Corporation Humidity control for a refrigeration system
US4224805A (en) 1978-10-10 1980-09-30 Rothwell H Richard Subterranean heat exchanger for refrigeration air conditioning equipment
US4255936A (en) * 1978-10-20 1981-03-17 Cochran Robert W Heat pump water heater
US4257239A (en) 1979-01-05 1981-03-24 Partin James R Earth coil heating and cooling system
US4277946A (en) * 1979-08-13 1981-07-14 Bottum Edward W Heat pump
US4290266A (en) 1979-09-04 1981-09-22 Twite Terrance M Electrical power generating system
US4798056A (en) 1980-02-11 1989-01-17 Sigma Research, Inc. Direct expansion solar collector-heat pump system
US4286651A (en) 1980-04-28 1981-09-01 Environmental Impact Research Group Geothermal heating system and method of installing the same
US4325228A (en) 1980-05-20 1982-04-20 Wolf Herman B Geothermal heating and cooling system
US4375831A (en) 1980-06-30 1983-03-08 Downing Jr James E Geothermal storage heating and cooling system
US4448238A (en) 1980-09-11 1984-05-15 Singleton Jr Lewis Heat exchange system and process for heating and cooling using geothermal energy
US4448237A (en) 1980-11-17 1984-05-15 William Riley System for efficiently exchanging heat with ground water in an aquifer
US4378787A (en) 1981-05-28 1983-04-05 Dale Fleischmann Solar heating system
US4936110A (en) 1981-06-08 1990-06-26 Technica Entwicklungsgesellschaft Mbh & Co. Kg Method and arrangement for withdrawing heat from a space which is exposed to a natural heat influence
US4392531A (en) 1981-10-09 1983-07-12 Ippolito Joe J Earth storage structural energy system and process for constructing a thermal storage well
US4536765A (en) 1982-08-16 1985-08-20 The Stolle Corporation Method for reducing ice and snow build-up on the reflecting surfaces of dish antennas
US4459752A (en) 1982-09-27 1984-07-17 Babcock Consultants, Inc. Precision tubular length measuring system
US4538673A (en) 1984-05-02 1985-09-03 Geo-Systems, Inc. Drilled well series and paralleled heat exchange systems
US4741388A (en) 1984-12-20 1988-05-03 Kazuo Kuroiwa Underground heat exchanging apparatus
US5131238A (en) 1985-04-03 1992-07-21 Gershon Meckler Air conditioning apparatus
SE447844B (sv) 1985-07-02 1986-12-15 Palne Mogensen Sett och anordning for okning av vermeovergang vid vermevexlare i borrhal genom radiell utvidgning av vermevexlarelementet
US4700550A (en) 1986-03-10 1987-10-20 Rhodes Barry V Enthalpic heat pump desiccant air conditioning system
US4836275A (en) 1987-03-11 1989-06-06 Fujikura Ltd. Corrugated heat pipe
AT387650B (de) * 1987-07-15 1989-02-27 Steinkellner Karl Waermepumpe
US5029633A (en) 1988-01-04 1991-07-09 Mann Technology Limited Partnership Cooling pond enhancement
US4858694A (en) 1988-02-16 1989-08-22 Exxon Production Research Company Heave compensated stabbing and landing tool
JPH01225852A (ja) * 1988-03-03 1989-09-08 Daikin Ind Ltd 空気調和装置の高圧制御装置
JPH06165B2 (ja) * 1988-05-20 1994-01-05 株式会社日立製作所 圧縮機用分離装置
US5199486A (en) 1988-05-18 1993-04-06 Dri-Steem Humidifier Company Coated heat exchanger for humidifier
US5025641A (en) 1989-02-24 1991-06-25 Broadhurst John A Modular ice machine
US5025634A (en) 1989-04-25 1991-06-25 Dressler William E Heating and cooling apparatus
JPH03175245A (ja) 1989-09-22 1991-07-30 Toshiba Corp 蓄冷装置および蓄冷方法
US5038580A (en) 1989-12-05 1991-08-13 Hart David P Heat pump system
US4993483A (en) * 1990-01-22 1991-02-19 Charles Harris Geothermal heat transfer system
US5062276A (en) 1990-09-20 1991-11-05 Electric Power Research Institute, Inc. Humidity control for variable speed air conditioner
JPH04148168A (ja) * 1990-10-11 1992-05-21 Nippondenso Co Ltd 冷凍サイクルの冷媒封入装置
US5105633A (en) 1991-01-28 1992-04-21 Venturedyne, Ltd. Solvent recovery system with means for supplemental cooling
US5136855A (en) 1991-03-05 1992-08-11 Ontario Hydro Heat pump having an accumulator with refrigerant level sensor
US5224357A (en) 1991-07-05 1993-07-06 United States Power Corporation Modular tube bundle heat exchanger and geothermal heat pump system
US5207075A (en) 1991-09-19 1993-05-04 Gundlach Robert W Method and means for producing improved heat pump system
US5381672A (en) 1991-11-12 1995-01-17 Omninet Industries, Inc. Cabinet refrigeration system with cold air distributor
KR950000020B1 (ko) 1991-12-11 1995-01-07 삼성전자 주식회사 냉,난방 겸용 에어콘
US5419135A (en) 1992-02-21 1995-05-30 Wiggs; B. Ryland Space-based power generator
US5277032A (en) 1992-07-17 1994-01-11 Cfc Reclamation And Recycling Service, Inc. Apparatus for recovering and recycling refrigerants
US5372016A (en) 1993-02-08 1994-12-13 Climate Master, Inc. Ground source heat pump system comprising modular subterranean heat exchange units with multiple parallel secondary conduits
US5313804A (en) 1993-04-23 1994-05-24 Maritime Geothermal Ltd. Direct expansion geothermal heat pump
US5388419A (en) 1993-04-23 1995-02-14 Maritime Geothermal Ltd. Staged cooling direct expansion geothermal heat pump
US5598887A (en) 1993-10-14 1997-02-04 Sanden Corporation Air conditioner for vehicles
US5383337A (en) 1994-01-28 1995-01-24 Baker; Edward R. Method and apparatus for precooling water supplied to an evaporative cooler with a subterranean heat exchanger
US5477703A (en) 1994-04-04 1995-12-26 Hanchar; Peter Geothermal cell and recovery system
US5461876A (en) 1994-06-29 1995-10-31 Dressler; William E. Combined ambient-air and earth exchange heat pump system
CA2128178A1 (en) * 1994-07-15 1996-01-16 Michel Antoine Grenier Ground source heat pump system
JPH08128760A (ja) * 1994-10-28 1996-05-21 Hitachi Ltd 空気調和装置
US5533355A (en) 1994-11-07 1996-07-09 Climate Master, Inc. Subterranean heat exchange units comprising multiple secondary conduits and multi-tiered inlet and outlet manifolds
US5725047A (en) 1995-01-13 1998-03-10 Lytron Incorporated Heat exchanger
US5561985A (en) 1995-05-02 1996-10-08 Ecr Technologies, Inc. Heat pump apparatus including earth tap heat exchanger
US5758514A (en) 1995-05-02 1998-06-02 Envirotherm Heating & Cooling Systems, Inc. Geothermal heat pump system
US5706888A (en) 1995-06-16 1998-01-13 Geofurnace Systems, Inc. Geothermal heat exchanger and heat pump circuit
US5622057A (en) 1995-08-30 1997-04-22 Carrier Corporation High latent refrigerant control circuit for air conditioning system
US5560220A (en) 1995-09-01 1996-10-01 Ecr Technologies, Inc. Method for testing an earth tap heat exchanger and associated apparatus
US6276438B1 (en) 1995-09-12 2001-08-21 Thomas R. Amerman Energy systems
US5623986A (en) * 1995-09-19 1997-04-29 Wiggs; B. Ryland Advanced in-ground/in-water heat exchange unit
US5816314A (en) 1995-09-19 1998-10-06 Wiggs; B. Ryland Geothermal heat exchange unit
US5771700A (en) 1995-11-06 1998-06-30 Ecr Technologies, Inc. Heat pump apparatus and related methods providing enhanced refrigerant flow control
US5671608A (en) 1996-04-19 1997-09-30 Geothermal Heat Pumps, Inc. Geothermal direct expansion heat pump system
JPH10122711A (ja) 1996-10-18 1998-05-15 Matsushita Electric Ind Co Ltd 冷凍サイクル制御装置
US5937934A (en) 1996-11-15 1999-08-17 Geohil Ag Soil heat exchanger
US5738164A (en) 1996-11-15 1998-04-14 Geohil Ag Arrangement for effecting an energy exchange between earth soil and an energy exchanger
US5941238A (en) 1997-02-25 1999-08-24 Ada Tracy Heat storage vessels for use with heat pumps and solar panels
JPH1114196A (ja) * 1997-06-23 1999-01-22 Matsushita Electric Ind Co Ltd ヒートポンプ式空気調和機用熱交換器及びその熱交換器を用いた空気調和機
US5946928A (en) * 1997-08-20 1999-09-07 Wiggs; B. Ryland Mini tube and direct expansion heat exchange system
US6092378A (en) 1997-12-22 2000-07-25 Carrier Corporation Vapor line pressure control
US5937665A (en) 1998-01-15 1999-08-17 Geofurnace Systems, Inc. Geothermal subcircuit for air conditioning unit
JP3361475B2 (ja) 1998-05-18 2003-01-07 松下電器産業株式会社 熱交換器
JP2003520863A (ja) 1998-08-06 2003-07-08 オムリドン テクノロジーズ エルエルシー 溶融加工性ポリ（テトラフルオロエチレン）
US6212896B1 (en) 1998-11-05 2001-04-10 John Genung Heat transfer column for geothermal heat pumps
JP2000205686A (ja) * 1999-01-20 2000-07-28 Fujitsu General Ltd 空気調和機の冷凍サイクル
US6138744A (en) 1999-06-07 2000-10-31 Coffee; Derek A. Closed loop geothermal heat exchanger
US6227003B1 (en) 1999-10-22 2001-05-08 David Smolinsky Reverse-cycle heat pump system and device for improving cooling efficiency
US6332327B1 (en) * 2000-03-14 2001-12-25 Hussmann Corporation Distributed intelligence control for commercial refrigeration
US6521459B1 (en) 2000-04-18 2003-02-18 Bright Solutions, Inc. Method and apparatus for testing the acidity of a lubricant in a climate control system
JP2002038135A (ja) 2000-07-27 2002-02-06 Sanyo Electric Co Ltd 冷媒および冷凍装置
JPWO2002073036A1 (ja) * 2001-03-13 2004-07-02 三菱電機株式会社 高圧シェルタイプ圧縮機及び冷凍装置
US6450247B1 (en) 2001-04-25 2002-09-17 Samuel Raff Air conditioning system utilizing earth cooling
JP2003028523A (ja) * 2001-07-16 2003-01-29 Mitsubishi Electric Corp 冷凍装置、及びオイルタンク一体型アキュムレータ
US20060086121A1 (en) 2002-02-11 2006-04-27 Wiggs B R Capillary tube/plate refrigerant/air heat exchanger for use in conjunction with a method and apparatus for inhibiting ice accumulation in HVAC systems
US6971248B1 (en) 2002-02-11 2005-12-06 Wiggs B Ryland Method and apparatus for inhibiting ice accumulation in HVAC systems
US6931879B1 (en) 2002-02-11 2005-08-23 B. Ryland Wiggs Closed loop direct expansion heating and cooling system with auxiliary refrigerant pump
US6789608B1 (en) 2002-04-22 2004-09-14 B. Ryland Wiggs Thermally exposed, centrally insulated geothermal heat exchange unit
JP2004020172A (ja) * 2002-06-13 2004-01-22 Yasuo Fujiki 温度膨張弁用バイパス減圧装置
US6615601B1 (en) 2002-08-02 2003-09-09 B. Ryland Wiggs Sealed well direct expansion heating and cooling system
US6932149B2 (en) 2002-09-20 2005-08-23 B. Ryland Wiggs Insulated sub-surface liquid line direct expansion heat exchange unit with liquid trap
US6892522B2 (en) 2002-11-13 2005-05-17 Carrier Corporation Combined rankine and vapor compression cycles
US6751974B1 (en) 2002-12-31 2004-06-22 B. Ryland Wiggs Sub-surface and optionally accessible direct expansion refrigerant flow regulating device
US7080524B2 (en) 2002-12-31 2006-07-25 B. Ryland Wiggs Alternate sub-surface and optionally accessible direct expansion refrigerant flow regulating device
US7234314B1 (en) 2003-01-14 2007-06-26 Earth To Air Systems, Llc Geothermal heating and cooling system with solar heating
JP2004360543A (ja) * 2003-06-04 2004-12-24 Calsonic Compressor Inc 空気調和装置および気体圧縮機
JP2005049057A (ja) * 2003-07-31 2005-02-24 Mitsubishi Electric Corp 冷凍サイクル装置
US7191604B1 (en) 2004-02-26 2007-03-20 Earth To Air Systems, Llc Heat pump dehumidification system
US7475556B2 (en) * 2004-03-15 2009-01-13 Parker Hannifin Corporation System and apparatus controlling a variable speed compressor system
WO2005114073A2 (en) 2004-05-11 2005-12-01 Earth To Air Systems, Llc Sub-surface and optionally accessible direct expansion refrigerant flow regulating device
US7401641B1 (en) 2004-05-24 2008-07-22 Earth To Air Systems, Llc Vertically oriented direct exchange/geothermal heating/cooling system sub-surface tubing installation means
CN2720355Y (zh) * 2004-05-31 2005-08-24 江苏工业民用建筑设计院 地源热泵集中空调装置
US7146823B1 (en) 2004-06-22 2006-12-12 Earth To Air Systems, Llc Horizontal and vertical direct exchange heating/cooling system sub-surface tubing installation means
CN100513928C (zh) * 2004-09-02 2009-07-15 河南新飞电器有限公司 地源热泵地下热换器的强化换热方法及其装置
KR100802571B1 (ko) * 2004-12-13 2008-02-13 엘지전자 주식회사 연료전지의 폐열을 이용한 냉난방 장치
US7810351B2 (en) * 2005-03-02 2010-10-12 Westermeyer Gary W Multiple outlet vertical oil separator

Also Published As

Publication number Publication date
CA2675747A1 (en) 2008-07-24
WO2008089433A2 (en) 2008-07-24
AU2008206112A1 (en) 2008-07-24
US20080173425A1 (en) 2008-07-24
BRPI0806799A2 (pt) 2011-09-13
KR20090110904A (ko) 2009-10-23
MX2009007651A (es) 2009-10-13
MY150162A (en) 2013-12-13
US8931295B2 (en) 2015-01-13
EP2111522A2 (en) 2009-10-28
AU2008206112B2 (en) 2012-04-05
IL199837A0 (en) 2010-04-15
IL199837A (en) 2012-10-31
JP2010516991A (ja) 2010-05-20
CN101636624B (zh) 2011-09-07
WO2008089433A3 (en) 2009-04-02

Similar Documents

Publication Publication Date Title
CN101636624B (zh) 直接交换式地温加热/冷却系统的多方面设计
US5388419A (en) Staged cooling direct expansion geothermal heat pump
US7827807B2 (en) Refrigerant-based thermal energy storage and cooling system with enhanced heat exchange capability
CN105180513B (zh) 具有多种运行模式的热泵系统
US5025634A (en) Heating and cooling apparatus
US5313804A (en) Direct expansion geothermal heat pump
US5651265A (en) Ground source heat pump system
US10184700B2 (en) Oil return system and method for active charge control in an air conditioning system
US5987916A (en) System for supermarket refrigeration having reduced refrigerant charge
CN1065617C (zh) 改进的三重效应吸收循环装置
US10443909B2 (en) Sub-surface insulation and well depth reduction for DX geothermal heat pump and refrigeration system
KR102252193B1 (ko) 축사용 냉난방 공조시스템
CA1283038C (en) Two phase co _storage tank
CN105408704A (zh) 冷冻装置
CN106017178B (zh) 一种制冷剂水合物循环蓄冷系统
US6742345B2 (en) Temperature control system using aqueous 1,3-propanediol solution
CN204084856U (zh) 一种双温热泵热水系统
CN205641295U (zh) 防冻过冷增焓空调换热系统
MXPA97009515A (es) Aparato de circuito y configuracion para sistemasde refrigeracion
EP0020332A1 (en) A method for running a cooling-heating pump
CN203837339U (zh) 具有高效换热设计的热泵用翅片盘管
CN110986413B (zh) 一种以二氧化碳为制冷剂的制冷系统以及冷却地层结构
JPH05133576A (ja) 空調用氷蓄熱設備における過冷却水製造装置
CN108458604A (zh) 天然气余冷过冷与直接接触凝结换热设备
JPS59158939A (ja) 冷凍またはヒ−トポンプシステムにおける吸熱方法

Legal Events

Date Code Title Description
C06 Publication
PB01 Publication
C10 Entry into substantive examination
SE01 Entry into force of request for substantive examination
C14 Grant of patent or utility model
GR01 Patent grant
CF01 Termination of patent right due to non-payment of annual fee
CF01 Termination of patent right due to non-payment of annual fee

Granted publication date: 20110907

Termination date: 20200118