CN102364266A - 一种双温位的蒸汽压缩冷变换器 - Google Patents

Abstract

本发明公开了一种双温位的蒸汽压缩冷变换器，包括高温间室循环和低温间室循环，通过中间换热器将高温间室循环和低温间室循环连成一个系统，利用高温间室循环蒸发后饱和气态制冷剂的冷量，使得低温间室循环冷凝过后的饱和液态制冷剂过冷，从而获得额外的制冷量，提升冷量的品位。高温间室循环和低温间室循环中各有一个蒸发器，使本发明具有双温位制冷的功能，本发明的高温间室循环和低温间室循环可采用不同的制冷剂，应用范围广。

Description

一种双温位的蒸汽压缩冷变换器

技术领域

本发明涉及一种冷变换器，具体是一种可以用作冷藏冷冻制冷装置的双温位的蒸汽压缩冷变换器。

背景技术

能源是人类赖以生存的基础，是整个世界发展的最基本的驱动力。例如煤炭、石油、天然气这些化石能源为钢铁、纺织、化工、医疗等行业提供了生产物质来源和生产动力。世界经济的快速发展消耗了大量的能源，使得能源供应日益紧张，环境问题日益加剧。因此，节能减排成为当今时代的主题。在冷藏冷冻领域，如何提高冷藏冷冻设备的制冷能效引起了人们足够的重视。传统的双温冰箱一般采用普通串联单循环制冷系统提供冷量，存在一些不足，即能量利用的不合理和同时控制两室温度的困难。虽然可以通过温度单控及热补偿相结合的办法来解决同时控制两室温度的问题，但增加了热补偿的能耗。如果冰箱制冷系统采用与两室温度相匹配的两种蒸发温度，则可以解决上述问题。常见的方式是采用双回路蒸汽压缩制冷循环，即高温间室(冷藏室)与低温间室(冷冻室)的制冷量由两个独立的蒸汽压缩制冷循环系统提供。但是双回路蒸汽压缩制冷循环低温间室制冷循环的制冷温度较低，压缩机耗功大，不利于节能。

邹云霞撰写的浙江大学硕士论文，“扩散吸收式冷变换器的性能研究”中指出，冷变换器是指一种将低品位冷量转换为高品位冷量的装置。浙江大学陈光明等在公开号为CN 1916530A，“一种冷变换器”的中国发明专利中提出一种由低品位热与高品位电联合驱动的冷变换器，冷变换器利用低品位能通过低品位能驱动式制冷子系统制取低品位冷量，利用高品位机械功通过机械压缩式制冷子系统制取高品位冷量，两种冷量通过能量耦合，实现冷量品位的转换。其本质可表述为：通过提高低品位能驱动子系统的蒸发温度，制取比目标蒸发温度更高的蒸发温度下的制冷量，通过过冷机械压缩式子系统转化为目标蒸发温度下的等量的制冷量，从而达到提高低品位能驱动式子系统制冷效率的目的，因此冷变换器可以达到节能效果。

中国发明专利公开号CN 101526279A，“冷量回收式双运行模式复叠低温制冷机”公开了一种低温间室循环中带回热器的两级复叠制冷循环，可以实现高、低温间室循环的复叠运行；制冷循环在高温间室循环辅助启动后，低温间室循环便可通过自身回热而独立运行，该制冷循环高温间室循环的蒸发器充当低温间室循环的过冷器，可以达到较低的制冷温度，但是只能提供单温位的制冷量。

发明内容

本发明提出一种双温位的蒸汽压缩冷变换器，将低品位冷量转换为高品位冷量的同时实现双温位的制冷。

一种双温位的蒸汽压缩冷变换器，包括高温间室循环和低温间室循环，所述高温间室循环包括高温间室压缩机、高温间室冷凝器、第一高温间室节流阀、高温间室蒸发器和中间换热器，所述低温间室循环包括所述中间换热器、低温间室压缩机、低温间室冷凝器、低温间室节流阀和低温间室蒸发器；所述高温间室压缩机的制冷剂出口与高温间室冷凝器的制冷剂进口相连，高温间室冷凝器的制冷剂出口与第一高温间室节流阀的制冷剂进口相连，第一高温间室节流阀的制冷剂出口与高温间室蒸发器的制冷剂进口相连，高温间室蒸发器的制冷剂出口与中间换热器的制冷剂第一进口相连，中间换热器的制冷剂第一出口与高温间室压缩机的制冷剂进口相连；低温间室压缩机的制冷剂出口与低温间室冷凝器的制冷剂进口相连，低温间室冷凝器的制冷剂出口与中间换热器的制冷剂第二进口相连，中间换热器的制冷剂第二出口与低温间室节流阀的制冷剂进口相连，低温间室节流阀的制冷剂出口与低温间室蒸发器的制冷剂进口相连，低温间室蒸发器的制冷剂出口与低温间室压缩机的制冷剂进口相连。

所述的中间换热器为套管式换热器、板式换热器、壳管式换热器、夹套式换热器。实际使用时，根据需求选择相应的换热效果佳的换热器。

优选的，所述的高温间室循环与低温间室循环以逆流方式布置，使高温间室循环蒸发后的饱和气态制冷剂更易于使低温间室循环冷凝过后的饱和液态制冷剂过冷，从而获得更大的制冷量。

本发明使用的制冷剂为一元或多元制冷剂，所述高温间室循环与所述低温间室循环采用相同或不同的制冷剂。按照标准沸点可以将制冷剂分成高温、中温、低温制冷剂。高温制冷剂标准沸点大于0℃，如R114、R11、R123等，中温制冷剂标准沸点为-60～0℃，如R125、R404A、R22、R134a、R600a等，低温制冷剂标准沸点小于-60℃，如R23、R13等。优选的，高温间室循环采用较高沸点制冷剂，如高温、中温制冷剂；低温间室循环采用较低沸点制冷剂，如低温制冷剂。

优选的，所述低温间室冷凝器的制冷剂出口与低温间室压缩机的制冷剂进口间连接低温间室回热器，低温间室冷凝器的制冷剂出口连接低温间室回热器的第一进口，低温间室回热器的第一出口连接中间换热器的制冷剂第二进口，中间换热器的制冷剂第二出口连接低温间室节流阀的制冷剂进口，低温间室节流阀的制冷剂出口连接低温蒸发器的制冷剂进口，低温蒸发器的制冷剂出口连接低温间室回热器的第二进口，低温间室回热器的第二出口连接低温间室压缩机的制冷剂进口。低温间室回热器用来回收低温间室蒸发器出口制冷剂的冷量，对于采用特定制冷剂的系统，可以提高系统性能，如R134a、R404A等。

优选的，所述高温间室冷凝器的制冷剂出口分别与第一高温间室节流阀和第二高温间室节流阀的制冷剂进口相连，第一高温间室节流阀的制冷剂出口与高压间室蒸发器的制冷剂进口相连，第二高温间室节流阀的制冷剂出口与中间换热器的制冷剂第一进口相连，高压间室蒸发器的制冷剂出口与中间换热器的制冷剂第一出口汇合后与高温间室压缩机的制冷剂进口相连。

本发明的有益效果如下：

1、低温间室循环与高温间室循环通过中间换热器进行能量耦合，采用中间换热器来充分利用高温间室循环蒸发后饱和气态制冷剂的冷量，使得低温间室循环冷凝过后的饱和液态制冷剂过冷，从而获得额外的制冷量，提升了冷量的品位，从而提高了整个系统的制冷效率。对于蒸汽压缩循环，蒸发温度越高，性能系数(COP)越大；当制取等量制冷量时，蒸发温度较高时，压缩机耗功较少。中间换热器即为能量耦合设备，通过中间换热器，高温间室循环制得的较高温度的冷量可以等量转变成输出的较低温度的冷量，提升了冷量的品位，使得压缩机耗功减小，COP增大，从而当制冷负荷一定时，整个系统的压缩机总耗功减少，提高了整个系统的制冷效率，达到节能目的。

2、由于本发明采用高温间室循环和低温间室循环两个制冷循环而分别提供两种蒸发温度下的制冷量，故可以实现双温位的制冷。当其应用于冰箱制冷系统时，高、低温间室的温度控制更容易实现，系统运行更加稳定。而传统的冰箱制冷系统利用单一制冷系统提供双温位制冷量，系统的性能和稳定性更容易受到冷凝温度等外界条件的影响，本发明采用高、低温间室两个制冷循环，分别对高、低温间室进行供冷，控制更加合理，系统更加稳定，而且效率更高，优势明显。

3、本发明可以采用不同的制冷剂，拓宽了制冷剂的应用范围。传统的冰箱制冷系统大多只能采用单一制冷剂，当蒸发温度很低时，压缩机吸气压力过低，将会影响压缩机的稳定运行。本发明的双温位的蒸汽压缩冷变换器有高、低温间室循环两个制冷循环，两个循环除了在中间换热器处存在能量耦合外，其他部件相互独立，因此可以采用不同的制冷剂，而且所采用的制冷剂可以是一元制冷剂，也可以是多元制冷剂，故本发明不受制冷剂的限制，应用范围更广。

附图说明

图1是本发明的一种实施方式的流程示意图；

图2是一种双回路蒸汽压缩制冷系统的流程示意图；

图3是图2所示双回路蒸汽压缩制冷系统的压焓图；

图4是图1所示双温位的蒸汽压缩冷变换器的压焓图；

图5是本发明的另一种实施方式的流程示意图；

图6是本发明的又一种实施方式的流程示意图。

具体实施方式

下面结合附图和具体实施方式对本发明作进一步详细描述。

实施例1

参见图1，图1是本发明的一种实施方式的流程示意图。图1中所示的双温位的蒸汽压缩冷变换器包括高温间室循环11和低温间室循环12，高温间室循环11包括高温间室压缩机1、高温间室冷凝器2、第一高温间室节流阀3、高温间室蒸发器4和中间换热器5，低温间室循环12包括该中间换热器5、低温间室压缩机6、低温间室冷凝器7、低温间室节流阀8和低温间室蒸发器9，高温间室压缩机1的制冷剂出口与高温间室冷凝器2的制冷剂进口相连，高温间室冷凝器2的制冷剂出口与第一高温间室节流阀3的制冷剂进口相连，第一高温间室节流阀3的制冷剂出口与高温间室蒸发器4的制冷剂进口相连，高温间室蒸发器4的制冷剂出口与中间换热器5的制冷剂第一进口相连，中间换热器5的制冷剂第一出口与高温间室压缩机1的制冷剂进口相连，低温间室压缩机6的制冷剂出口与低温间室冷凝器7的制冷剂进口相连，低温间室冷凝器7的制冷剂出口与中间换热器5的制冷剂第二进口相连，中间换热器5的制冷剂第二出口与低温间室节流阀8的制冷剂进口相连，低温间室节流阀8的制冷剂出口与低温间室蒸发器9的制冷剂进口相连，低温间室蒸发器9的制冷剂出口与低温间室压缩机6的制冷剂进口相连。

在本实施例中，高温间室循环11的制冷剂采用R134a，低温间室循环12的制冷剂采用R143a，高温间室压缩机1出口的高温高压制冷剂在高温间室冷凝器2中冷凝放热，温度降低，以饱和液体状态进入第一高温间室节流阀3，压力和温度降低，以两相状态进入高温间室蒸发器4，蒸发吸热，产生制冷效果，然后以饱和气体状态进入中间换热器5，与低温间室冷凝器7出口的饱和液态制冷剂换热，变成过热蒸汽进入高温间室压缩机1完成高温间室循环11。低温间室压缩机6出口的高温高压制冷剂在低温间室冷凝器7中冷凝放热，温度降低，以饱和液体状态进入中间换热器5过冷，然后进入低温间室节流阀8，压力和温度降低，以两相状态进入低温间室蒸发器9，蒸发吸热，产生制冷效果，变成饱和气体状态进入低温间室压缩机6完成低温间室循环12。

图2所示为一种双回路蒸汽压缩制冷系统，即为两个相互独立的蒸汽压缩制冷循环，分别为高温间室循环13和低温间室循环14，该高温间室循环13包括高温间室压缩机1、高温间室冷凝器2、第一高温间室节流阀3、高温间室蒸发器4；该低温间室循环14包括低温间室压缩机6、低温间室冷凝器7、低温间室节流阀8、低温间室蒸发器9；高温间室压缩机1的出口连接高温间室冷凝器2的制冷剂进口，高温间室冷凝器2的制冷剂出口连接第一高温间室节流阀3的进口，第一高温间室节流阀3的出口连接高温间室蒸发器4的制冷剂进口，高温间室蒸发器4的制冷剂出口连接高温间室压缩机1的进口；低温间室压缩机6的出口连接低温间室冷凝器7的制冷剂进口，低温间室冷凝器7的制冷剂出口连接低温间室节流阀8的进口，低温间室节流阀8的出口连接低温间室蒸发器9的制冷剂进口，低温间室蒸发器9的制冷剂出口连接低温间室压缩机6的进口。

图3为图2所示双回路蒸汽压缩制冷系统的压焓图，图中高温间室循环13、低温间室循环14采用相同制冷剂，高温间室循环13流程为1-2-3-4-1，低温间室循环14流程为6-7-3-9-6。图4是图1所示双温位的蒸汽压缩冷变换器的压焓图，图中高温间室循环11、低温间室循环12也采用相同制冷剂，高温间室循环11流程为1-2-3-4-5-1，低温间室循环12流程为6-7-3-8-9-6，相比于图2所示的双回路蒸汽压缩制冷系统高温间室循环13、低温间室循环14相互独立，图1所示的冷变换器利用中间换热器5进行换热，高温间室循环11的制冷剂从饱和气态点5过热到点1，使得低温间室循环12的制冷剂从饱和液态点3过冷到点8，这部分过冷量经等焓节流后等量地转变成低温间室循环12的制冷量，使冷量品位得到提升，最终使整个系统的效率得到提高。

图2所示双回路蒸汽压缩制冷系统的高温间室循环13采用R134a制冷剂，低温间室循环14采用R143a制冷剂。通过对本实施例所示的双温位的蒸汽压缩冷变换器与图2所示系统进行模拟计算，得到表1。

表1本实施例冷变换器与图2所示双回路蒸汽压缩制冷系统的性能对比

其中，高温间室循环11、13的蒸发温度均为0℃，低温间室循环12、14的蒸发温度均为-25℃，中间换热器5的换热效率为90％，高温间室循环11、13分别与低温间室循环12、14的制冷剂质量流量之比为2，高温间室循环11、13的制冷量均为350W，低温间室循环12、14的制冷量均为350W。从表1可以看出，在不同冷凝温度下，增加中间换热器5后，高温间室压缩机1耗功增加，但是低温间室压缩机6耗功减小，而且减小的耗功量要大于增加的耗功量，即中间换热器5的增加使得系统在制取相同冷量时耗功减小。因为制冷量相同，本实施例冷变换器总耗功小于双回路蒸汽压缩制冷系统，所以总COP大于双回路蒸汽压缩制冷系统，由此可见，中间换热器5的增加改善了系统性能。中间换热器5之所以能改善系统性能是因为，高温间室循环11制取的较低品位的冷量与低温间室循环12制取的较高品位的冷量通过中间换热器5的能量耦合，实现冷量品位的转换，将低品位的冷量转换成高品位的冷量，提高了制冷效率。在中间换热器5中，低温间室制冷剂过冷，使得进入低温间室节流阀8前的制冷剂焓值降低，低温间室的单位制冷量增大。这部分增加的制冷量是由中间换热器5中高温间室制冷剂的过热换来的，即由高温间室循环11制取，相当于在0℃的蒸发温度下，制取了蒸发温度为-25℃的制冷量。因为蒸发温度越高，单位压缩机耗功越小，COP越大，因此对于整个系统而言，中间换热器5使得部分-25℃下的冷量在0℃下制取，降低了系统的总耗功，系统的总COP提高，达到节能目的。

实施例2

参见图5，图5是本发明的另一种实施方式的流程示意图。图5中所示的双温位的蒸汽压缩冷变换器包括高温间室循环11和低温间室循环12，高温间室循环11包括高温间室压缩机1、高温间室冷凝器2、第一高温间室节流阀3、高温间室蒸发器4和中间换热器5，低温间室循环12包括该中间换热器5、低温间室压缩机6、低温间室冷凝器7、低温间室节流阀8、低温间室蒸发器9和低温间室回热器10，高温间室压缩机1的制冷剂出口与高温间室冷凝器2的制冷剂进口相连，高温间室冷凝器2的制冷剂出口与第一高温间室节流阀3的制冷剂进口相连，第一高温间室节流阀3的制冷剂出口与高温间室蒸发器4的制冷剂进口相连，高温间室蒸发器4的制冷剂出口与中间换热器5的制冷剂第一进口相连，中间换热器5的制冷剂第一出口与高温间室压缩机1的制冷剂进口相连，低温间室压缩机6的制冷剂出口与低温间室冷凝器7的制冷剂进口相连，低温间室冷凝器7的制冷剂出口与低温间室回热器10的制冷剂第一进口相连，低温间室回热器10的制冷剂第一出口与中间换热器5的制冷剂第二进口相连，中间换热器5的制冷剂第二出口与低温间室节流阀8的制冷剂进口相连，低温间室节流阀8的制冷剂出口与低温间室蒸发器9的制冷剂进口相连，低温间室蒸发器9的制冷剂出口与低温间室回热器10的制冷剂第二进口相连，低温间室回热器10的制冷剂第二出口与低温间室压缩机6的制冷剂进口相连。

在本实施例中，高温间室循环11的制冷剂采用R134a，低温间室循环12的制冷剂采用R143a，高温间室压缩机1出口的高温高压制冷剂在高温间室冷凝器2中冷凝放热，温度降低，以饱和液体状态进入第一高温间室节流阀3，压力和温度降低，以两相状态进入高温间室蒸发器4，蒸发吸热，产生制冷效果，然后以饱和气体状态进入中间换热器5与低温间室回热器10出口的过冷状态制冷剂换热，变成过热蒸汽进入高温间室压缩机1完成高温间室循环11。低温间室压缩机6出口的高温高压制冷剂在低温间室冷凝器7中冷凝放热，温度降低，以饱和液体状态进入低温间室回热器10回收低温间室蒸发器9出口制冷剂的冷量，温度降低，变成过冷状态，然后进入中间换热器5进一步过冷，过冷状态的制冷剂进入低温间室节流阀8，压力和温度降低，以两相状态进入低温间室蒸发器9，蒸发吸热，产生制冷效果，变成饱和气体状态进入低温间室回热器10，经过热交换后，以过热蒸汽状态进入低温间室压缩机6完成低温间室循环12。

当实施例1的冷变换器的高温间室循环11及图2所示双回路蒸汽压缩制冷系统的高温间室循环13均采用R134a制冷剂，实施例1的低温间室循环12和图2所示系统的低温间室循环14均采用R143a制冷剂时，对这三者进行模拟计算，得到表2。

表2本实施例冷变换器与实施例1的冷变换器及图2所示系统的性能对比

其中，三者的高温间室循环11、13的蒸发温度皆为0℃，三者的低温间室循环12、14的蒸发温度皆为-25℃，中间换热器5的换热效率为90％，低温间室回热器10的换热效率为90％，三者的高温间室循环11、13分别与三者各自的低温间室循环12、14的制冷剂质量流量之比为1，三者的高温间室循环11、13的制冷量皆为500W，三者的低温间室循环12、14的制冷量皆为200W。

从表2可以看出，本实施例冷变换器与双回路蒸汽压缩制冷系统相比，在不同冷凝温度下，增加中间换热器5后，高温间室压缩机1耗功增加，但是低温间室压缩机6耗功减小，而且减小的耗功量要大于增加的耗功量，即中间换热器5的增加使得系统在制取相同冷量时耗功减小。因为制冷量相同，本实施例冷变换器总耗功小于双回路蒸汽压缩制冷系统，所以总COP大于双回路蒸汽压缩制冷系统，由此可见，中间换热器5的增加改善了系统性能。

从表2也可以看出，本实施例冷变换器与实施例1的冷变换器相比，在不同冷凝温度下，增加低温间室回热器10后，高温间室压缩机1耗功减小，低温间室压缩机6耗功增大，而且减小的耗功量要大于增加的耗功量，即低温间室回热器10的增加使得系统在制取相同冷量时耗功减小。因为制冷量相同，本实施例冷变换器总耗功小于实施例1的冷变换器，所以总COP大于实施例1的冷变换器，由此可见，低温间室回热器10的增加改善了系统性能。低温间室回热器10之所以能改善系统性能是因为，低温间室回热器10回收了低温间室蒸发器9出口处的冷量，使得低温间室冷凝器7出口处的饱和液体制冷剂过冷，从而可以获得更多的制冷量。与此同时，压缩机耗功增加，COP可能增大也可能减小，这取决于制冷剂的物性及系统运行工况。对于本实施例来说，低温间室循环12采用的制冷剂为R143a，低温间室回热器10的引入可以改善系统性能。

实施例3

参见图6，图6是本发明的又一种实施方式的流程示意图。图6中所示的双温位的蒸汽压缩冷变换器包括高温间室循环11和低温间室循环12，高温间室循环11包括高温间室压缩机1、高温间室冷凝器2、第一高温间室节流阀3、第二高温间室节流阀3’、高温间室蒸发器4和中间换热器5；低温间室循环12包括该中间换热器5、低温间室压缩机6、低温间室冷凝器7、低温间室节流阀8和低温间室蒸发器9。高温间室压缩机1的制冷剂出口与高温间室冷凝器2的制冷剂进口相连，高温间室冷凝器2的制冷剂出口分成两路，分别与第一高温间室节流阀3和第二高温间室节流阀3’的制冷剂进口相连，第一高温间室节流阀3的制冷剂出口与高温间室蒸发器4的制冷剂进口相连，第二高温间室节流阀3’的制冷剂出口与中间换热器5的制冷剂第一进口相连，中间换热器5的制冷剂第一出口与高温间室蒸发器4的制冷剂出口汇合后与高温间室压缩机1的制冷剂进口相连，低温间室压缩机6的制冷剂出口与低温间室冷凝器7的制冷剂进口相连，低温间室冷凝器7的制冷剂出口与中间换热器5的制冷剂第二进口相连，中间换热器5的制冷剂第二出口与低温间室节流阀8的制冷剂进口相连，低温间室节流阀8的制冷剂出口与低温间室蒸发器9的制冷剂进口相连，低温间室蒸发器9的制冷剂出口与低温间室压缩机6的制冷剂进口相连。

在本实施例中，高温间室循环11采用R134a制冷剂，低温间室循环12采用R143a制冷剂时，高温间室压缩机1出口的高温高压制冷剂在高温间室冷凝器2中冷凝放热，温度降低，变成饱和液体状态，并分成两路，一路进入第一高温间室节流阀3，压力和温度降低，以两相状态进入高温间室蒸发器4，蒸发吸热，产生制冷效果，另一路进入第二高温间室节流阀3’，压力和温度降低，以两相状态进入中间换热器5，与低温间室冷凝器7出口的饱和液态制冷剂换热，变成饱和气态后与高温间室蒸发器4出口的饱和气态制冷剂混合，进入高温间室压缩机1完成高温间室循环11。低温间室压缩机6出口的高温高压制冷剂在低温间室冷凝器7中冷凝放热，温度降低，以饱和液体状态进入中间换热器5过冷，然后进入低温间室节流阀8，压力和温度降低，以两相状态进入低温间室蒸发器9，蒸发吸热，产生制冷效果，变成饱和气体状态进入低温间室压缩机6完成低温间室循环12。

当图2所示双回路蒸汽压缩制冷系统的高温间室循环13采用R134a制冷剂，低温间室循环14采用R143a制冷剂时，通过对本实施例所示的双温位的蒸汽压缩冷变换器与图2所示系统进行模拟计算，得到表3。

表3本实施例冷变换器与双回路蒸汽压缩制冷系统的性能对比

其中，高温间室循环11、13的蒸发温度均为0℃，低温间室循环12、14的蒸发温度均为-25℃，换热器的换热效率为90％，高温间室循环11、13分别与低温间室循环12、14的制冷剂质量流量之比为0.3，高温间室蒸发器4与中间换热器5的制冷剂质量流量之比为3，高温间室循环11、13的制冷量均为350W，低温间室循环12、14的制冷量均为350W。从表3可以看出，在不同冷凝温度下，增加中间换热器5后，高温间室压缩机1耗功增加，但是低温间室压缩机6耗功减小显著，减小的耗功量要大于增加的耗功量，即中间换热器5的增加使得系统在制取相同冷量时耗功减小。因为制冷量相同，本实施例冷变换器总耗功小于双回路蒸汽压缩制冷系统，所以总COP大于双回路蒸汽压缩制冷系统，由此可见，中间换热器5的增加改善了系统性能。中间换热器5之所以能改善系统性能是因为高温间室循环11制取的较低品位的冷量与低温间室循环12制取的较高品位的冷量通过中间换热器5的能量耦合，实现冷量品位的转换，将低品位的冷量转换成高品位的冷量，提高了制冷效率。在中间换热器5中，低温间室制冷剂过冷，使得进入低温间室节流阀8前的制冷剂焓值降低，低温间室的单位制冷量增大。这部分增加的制冷量是由中间换热器5中高温间室制冷剂的蒸发吸热而制取的，即由高温间室循环11制取，相当于在0℃的蒸发温度下，制取了蒸发温度为-25℃的制冷量。因为蒸发温度越高，单位压缩机耗功越小，COP越大，因此对于整个系统而言，中间换热器5使得部分-25℃下的冷量在0℃下制取，降低了系统的总耗功，系统的总COP提高，达到节能目的。

Claims (9)

1.一种双温位的蒸汽压缩冷变换器，其特征在于：包括高温间室循环(11)和低温间室循环(12)；所述高温间室循环(11)包括高温间室压缩机(1)、高温间室冷凝器(2)、第一高温间室节流阀(3)、高温间室蒸发器(4)和中间换热器(5)；所述低温间室循环(12)包括所述中间换热器(5)、低温间室压缩机(6)、低温间室冷凝器(7)、低温间室节流阀(8)和低温间室蒸发器(9)；所述高温间室压缩机(1)的制冷剂出口与高温间室冷凝器(2)的制冷剂进口相连，高温间室冷凝器(2)的制冷剂出口与第一高温间室节流阀(3)的制冷剂进口相连，第一高温间室节流阀(3)的制冷剂出口与高温间室蒸发器(4)的制冷剂进口相连，高温间室蒸发器(4)的制冷剂出口与中间换热器(5)的制冷剂第一进口相连，中间换热器(5)的制冷剂第一出口与高温间室压缩机(1)的制冷剂进口相连，低温间室压缩机(6)的制冷剂出口与低温间室冷凝器(7)的制冷剂进口相连，低温间室冷凝器(7)的制冷剂出口与中间换热器(5)的制冷剂第二进口相连，中间换热器(5)的制冷剂第二出口与低温间室节流阀(8)的制冷剂进口相连，低温间室节流阀(8)的制冷剂出口与低温间室蒸发器(9)的制冷剂进口相连，低温间室蒸发器(9)的制冷剂出口与低温间室压缩机(6)的制冷剂进口相连。

2.根据权利要求1所述的双温位的蒸汽压缩冷变换器，其特征在于：所述低温间室冷凝器(7)制冷剂出口与低温间室压缩机(6)的制冷剂进口间连接低温间室回热器(10)，低温间室冷凝器(7)的制冷剂出口连接低温间室回热器(10)的第一进口，低温间室回热器(10)的第一出口连接中间换热器(5)的制冷剂第二进口，中间换热器(5)的制冷剂第二出口连接低温间室节流阀(8)的制冷剂进口，低温间室节流阀(8)的制冷剂出口连接低温蒸发器(9)的制冷剂进口，低温蒸发器(9)的制冷剂出口连接低温间室回热器(10)的第二进口，低温间室回热器(10)的第二出口连接低温间室压缩机(6)的制冷剂进口。

3.根据权利要求1所述的双温位的蒸汽压缩冷变换器，其特征在于：所述高温间室冷凝器(2)的制冷剂出口分别与第一高温间室节流阀(3)和第二高温间室节流阀(3’)的制冷剂进口相连，第一高温间室节流阀(3)的制冷剂出口与高压间室蒸发器(4)的制冷剂进口相连，第二高温间室节流阀(3’)的制冷剂出口与中间换热器(5)的制冷剂第一进口相连，高压间室蒸发器(4)的制冷剂出口与中间换热器(5)的制冷剂第一出口汇合后与高温间室压缩机(1)的制冷剂进口相连。

4.根据权利要求1-3中任一所述的双温位的蒸汽压缩冷变换器，其特征在于：所述的中间换热器(5)为套管式换热器、板式换热器、壳管式换热器、夹套式换热器。

5.根据权利要求1-3中任一所述的双温位的蒸汽压缩冷变换器，其特征在于：所述的高温间室循环(11)和低温间室循环(12)以逆流方式布置。

6.根据权利要求4所述的双温位的蒸汽压缩冷变换器，其特征在于：所述的高温间室循环(11)和低温间室循环(12)以逆流方式布置。

7.根据权利要求1、2、3或6所述的双温位的蒸汽压缩冷变换器，其特征在于：所述高温间室循环(11)与所述低温间室循环(12)采用相同或不同的制冷剂。

8.根据权利要求4所述的双温位的蒸汽压缩冷变换器，其特征在于：所述高温间室循环(11)与所述低温间室循环(12)采用相同或不同的制冷剂。

9.根据权利要求5所述的双温位的蒸汽压缩冷变换器，其特征在于：所述高温间室循环(11)与所述低温间室循环(12)采用相同或不同的制冷剂。

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