CN101668998B - 增强式制冷系统 - Google Patents

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Abstract

一种制冷系统，与传统的节约式制冷系统相比在更宽的工作状态范围内提供了增强的性能。该系统包括将吸入蓄积器的液体出口连接到压缩机单元的节约装置进入端口上的节约装置支路。节约装置支路包括将未蒸发的液体制冷剂部分从吸入蓄积器输送到节约装置热交换器中的液体制冷剂泵，其中，液体制冷剂部分蒸发，从而增大也经由节约装置热交换器流入的主回路制冷剂的热力势，以及所形成的蒸汽流输送到压缩机单元的节约装置进入端口中。

Description

增强式制冷系统
技术领域
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
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US6,385,981B1、US 6,571,576B1和US 7,000,423B2)。
发明概述
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。
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。
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。
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。
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。
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。
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。
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。
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。
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。
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。
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。
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。
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。
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。
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。
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
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。
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；
图2示出了包括节约装置循环的传统(现有技术)的热泵；
图3示出了传统(现有技术)的制冷系统；
图4示出了根据本发明的增强式制冷系统；
图5示出了增强式制冷系统的压焓图；
图6示出了沸点升高的示图；
图7A示出了包括连续多级压缩的增强式制冷系统；
图7B示出了包括并行多级压缩的增强式制冷系统；
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；
图8B示出了包括分开的节约装置端口的增强式制冷系统；
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；
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；
图9示出了一种增强式热泵；
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。
图11示出了具有闪蒸罐的增强式热泵。
发明详述
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。
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。
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。
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。
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。
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。
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。
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。
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。
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。
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)。
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。
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。
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。
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。
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。
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。
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。
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。
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。
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。
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。
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。
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。
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。
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。
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。
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。
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。
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。
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。
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。
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。
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。
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。
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。
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。
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。
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。
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。
Figure G2007800525205D00121
  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
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))。
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)。
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)。
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。
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)。
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。
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)。
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。
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。
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。
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)。
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。
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。
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。
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。
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。
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。
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。
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。
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。
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。
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。
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。
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。
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。
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。
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。
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。
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。
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。
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。
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。
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。
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。
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。
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。
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。
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。
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。
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。
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。
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。

Claims (38)

1.一种增强式制冷系统，包括：
制冷剂闭环回路，其包括压缩机单元、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，所述吸入蓄积器包括入口、蒸汽出口，以及液体出口，所述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；
节约装置支路，其提供用于制冷剂流在所述吸入蓄积器的所述液体出口与所述压缩机单元的所述节约装置进入端口之间流动的通路，所述节约装置支路包括液体制冷剂泵和节约装置热交换器；
所述节约装置热交换器提供在所述节约装置支路中的所述制冷剂流与在所述制冷剂闭环回路中的所述制冷剂流之间的热传递交互作用；
所述蒸发器单元被构造和操作成用以在其出口处提供制冷剂，使得该制冷剂的至少一部分为液相或未蒸发相；以及
其中，所述节约装置支路的所述液体制冷剂泵经由所述节约装置支路和所述节约装置热交换器泵送来自于所述蒸发器单元出口的所述液体制冷剂，以及其中，所述液体制冷剂的至少一部分蒸发并在所述节约装置支路中形成流入所述压缩机单元的所述节约装置进入端口中的蒸汽制冷剂流。
2.根据权利要求1所述的增强式制冷系统，其特征在于，所述增强式制冷系统以亚临界循环进行工作，以及所述排热单元用作冷凝器。
3.根据权利要求1所述的增强式制冷系统，其特征在于，所述增强式制冷系统以跨临界循环进行工作，以及所述排热单元用作气体冷却器。
4.根据权利要求1所述的增强式制冷系统，其特征在于，所述增强式制冷系统包括下面的至少一项：
(a)所述排热单元包括多个单独的排热单元；
(b)所述膨胀装置包括多个单独的膨胀装置；
(c)所述蒸发器单元包括多个单独的蒸发器；
(d)所述吸入蓄积器包括多个单独的吸入蓄积器；
(e)所述液体制冷剂泵包括多个单独的泵；以及
(f)所述节约装置热交换器包括多个单独的热交换器。
5.根据权利要求1所述的增强式制冷系统，其特征在于，所述节约装置热交换器包括多个通道。
6.根据权利要求1所述的增强式制冷系统，其特征在于，所述排热单元为室外单元，以及所述蒸发器单元为室内单元。
7.根据权利要求1所述的增强式制冷系统，其特征在于，所述排热单元为室内单元，以及所述蒸发器单元为室外单元。
8.根据权利要求6所述的增强式制冷系统，其特征在于，所述制冷剂闭环回路包括四通换向阀，所述四通换向阀包括蒸汽进入端口、蒸汽排出端口、第一双向流端口，以及第二双向流端口，所述四通换向阀的所述蒸汽进入端口连接到所述压缩机单元的所述排出端口上，所述四通换向阀的所述蒸汽排出端口连接到所述吸入蓄积器上，所述第一双向流端口在所述室外单元上游的位置处连接到所述制冷剂闭环回路上，以及所述第二双向流端口在所述室内单元下游的位置处连接到所述制冷剂闭环回路上。
9.根据权利要求1所述的增强式制冷系统，其特征在于，所述压缩机单元和所述排热单元结合成单个的单元组件。
10.根据权利要求1所述的增强式制冷系统，其特征在于，所述膨胀装置与所述蒸发器单元相结合。
11.根据权利要求1所述的增强式制冷系统，其特征在于，所述液体制冷剂泵和所述吸入蓄积器结合成单个的单元组件。
12.根据权利要求1所述的增强式制冷系统，其特征在于，所述压缩机单元包括低压压缩机、高压压缩机，以及定位在所述低压压缩机与所述高压压缩机之间的所述节约装置进入端口；各所述压缩机均包括至少一个压缩级。
13.根据权利要求12所述的增强式制冷系统，其特征在于，所述至少一个压缩级中的至少一个包括多个并行的压缩机。
14.根据权利要求12所述的增强式制冷系统，其特征在于，所述低压压缩机和所述高压压缩机为单独的压缩机单元。
15.根据权利要求1所述的增强式制冷系统，其特征在于，所述压缩机单元包括两个并行的压缩机，第一压缩机提供位于所述节约装置进入端口与所述排出端口之间的制冷剂通路，以及第二压缩机提供位于所述吸入端口与所述排出端口之间的制冷剂通路；各所述压缩机均包括至少一个压缩级。
16.根据权利要求15所述的增强式制冷系统，其特征在于，所述第一压缩机包括多个并行的压缩机。
17.根据权利要求15所述的增强式制冷系统，其特征在于，所述第二压缩机包括多个并行的压缩机。
18.根据权利要求15所述的增强式制冷系统，其特征在于，所述第一压缩机和所述第二压缩机为单独的压缩机单元。
19.根据权利要求1所述的增强式制冷系统，其特征在于，所述节约装置热交换器在主工作模式中为逆流式热交换器。
20.根据权利要求1所述的增强式制冷系统，其特征在于，所述节约装置热交换器在主工作模式中为并流式热交换器。
21.根据权利要求1所述的增强式制冷系统，其特征在于，所述节约装置热交换器为交叉流式热交换器。
22.根据权利要求1所述的增强式制冷系统，其特征在于，所述节约装置热交换器为闪蒸罐，所述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，以及在所述制冷剂闭环回路中的制冷剂流与所述节约装置支路中的制冷剂流之间提供直接的热接触。
23.根据权利要求22所述的增强式制冷系统，其特征在于，两个所述液体端口中的至少一者在所述闪蒸罐的上游具有用于所述制冷剂闭环回路的膨胀装置。
24.根据权利要求23所述的增强式制冷系统，其特征在于，两个所述液体端口中的至少一者和所述闪蒸罐结合成单个的单元。
25.根据权利要求1所述的增强式制冷系统，其特征在于，所述增强式制冷系统以跨临界循环进行工作，以及所述压缩机单元的所述节约装置进入端口与所述压缩机单元的所述排出端口相结合。
26.根据权利要求1所述的增强式制冷系统，其特征在于，所述增强式制冷系统以跨临界状态进行工作，以及所述压缩机单元的所述节约装置进入端口为定位在所述排热单元下游和所述节约装置热交换器上游的单独的装置。
27.根据权利要求1所述的增强式制冷系统，其特征在于，所述压缩机为变速压缩机。
28.根据权利要求1所述的增强式制冷系统，其特征在于，所述压缩机为多速压缩机。
29.根据权利要求1所述的增强式制冷系统，其特征在于，所述液体制冷剂泵为变速泵。
30.根据权利要求1所述的增强式制冷系统，其特征在于，所述液体制冷剂泵为多速泵。
31.根据权利要求2所述的增强式制冷系统，其特征在于，在所述排热单元下游的位置处安装有液体制冷剂接收器。
32.根据权利要求11所述的增强式制冷系统，其特征在于，所述液体制冷剂泵定位在所述吸入蓄积器下方。
33.根据权利要求11所述的增强式制冷系统，其特征在于，所述液体制冷剂泵定位在所述吸入蓄积器上方。
34.根据权利要求11所述的增强式制冷系统，其特征在于，所述液体制冷剂泵定位在所述吸入蓄积器内。
35.根据权利要求8所述的增强式制冷系统，其特征在于，所述压缩机单元、所述四通换向阀以及所述排热单元结合成单个单元。
36.根据权利要求1所述的增强式制冷系统，其特征在于，所述压缩机单元配备有油分离器，使油返回所述压缩机中。
37.根据权利要求1所述的增强式制冷系统，其特征在于，所述排热单元为小型通道热交换器。
38.根据权利要求1所述的增强式制冷系统，其特征在于，所述蒸发器单元为小型通道热交换器。
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