JP2002535590A - ベーパ圧縮装置及び方法 - Google Patents
ベーパ圧縮装置及び方法Info
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- 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
- F25B41/00—Fluid-circulation arrangements
- F25B41/20—Disposition of valves, e.g. of on-off valves or flow control valves
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- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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- 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
Abstract
(57)【要約】
ベーパ圧縮冷凍及び冷凍機装置１０は、コンプレッサ１２と、凝縮器１４と、膨張装置と、入口及び出口を有する蒸発器コイルを備える蒸発器１６とを備え、該コイルは、コイルの実質的に全長に沿って空気媒質と熱交換関係にある。蒸発器コイルへの入口は、蒸発器供給管２８を介して膨張装置の出口と流れ連通状態にある。膨張装置は多機能弁１８を備えることができ、該多機能弁は、蒸発器供給管２８と協働し、蒸発器コイルの入口に対し、コイルの実質的に全長に沿って効率的な熱伝達を提供するのに十分な線形速度及び相対的なベーパ及び液体の量にて冷媒ベーパ及び液体の混合体を供給し、蒸発器コイルにおける氷の蓄積を実質的に減少させ且つ同一の冷却負荷及び蒸発温度の状態にて作動する従来の冷凍及び冷凍機装置と比較して実質的に多数回の作動サイクルに亙って霜取りサイクルを必要とせずに、装置が作動することを可能にする。
Description
【０００１】
本出願は、１９９９年１月１２日付けで出願された、当該出願人による同時出
願係属中の特許出願第０９／２２８，６９６号の一部継続出願である。
願係属中の特許出願第０９／２２８，６９６号の一部継続出願である。
【０００２】
本発明は、全体として、ベーパ圧縮装置、より具体的には、ベーパ圧縮冷凍、
冷凍機及び空気調和装置に関する。この点に関して、本発明の１つの重要な面は
、商業的な中程度及び低温冷凍／冷凍機の用途にて使用するのに好都合に適した
ベーパ圧縮冷凍装置の効率の改良に関する。
冷凍機及び空気調和装置に関する。この点に関して、本発明の１つの重要な面は
、商業的な中程度及び低温冷凍／冷凍機の用途にて使用するのに好都合に適した
ベーパ圧縮冷凍装置の効率の改良に関する。
【０００３】
ベーパ圧縮冷凍装置は、典型的に、熱交換機能を成功裏に実現するため色々な
相又は状況を通じて供給される流体冷凍媒質を採用する。これらの装置は、全体
として、冷媒をベーパ状態（典型的に、過熱されたベーパの形態にある）にて受
け取るコンプレッサを採用し、このコンプレッサは、そのベーパをより高温度に
圧縮し、その後、そのベーパは凝縮器に供給され、この凝縮器内にて、冷却媒質
は流入する高圧のベーパと間接的に接触し、冷媒から潜熱を除去し、その凝縮圧
力に相応するその沸点以下の液体冷媒を排出する。次に、この冷媒液体は、例え
ば、膨張弁又は毛管のような、膨張装置に供給される。この膨張装置は、冷媒の
圧力及び温度の制御された還元を行い、また、所期の冷却効果を提供するのに必
要とされる量に等しい量にて液体を蒸発器内に計測量供給する働きもする。例え
ば、米国特許第４，８８８，９５７号のような従来の技術にて提案されたように
、液体冷媒の僅かな部分のベーパ内へのフラッシングが行われるが、かかる場合
、弁からの排出分は、少量のベーパ分を有する低温度の液体冷媒の形態をしてい
る。この低温度の液体冷媒は、蒸発器内にて冷却すべき雰囲気から伝達された熱
によって蒸発される。次に、コンプレッサから排出された冷媒のベーパは、上述
したように連続的な循環のためコンプレッサに戻される。
相又は状況を通じて供給される流体冷凍媒質を採用する。これらの装置は、全体
として、冷媒をベーパ状態（典型的に、過熱されたベーパの形態にある）にて受
け取るコンプレッサを採用し、このコンプレッサは、そのベーパをより高温度に
圧縮し、その後、そのベーパは凝縮器に供給され、この凝縮器内にて、冷却媒質
は流入する高圧のベーパと間接的に接触し、冷媒から潜熱を除去し、その凝縮圧
力に相応するその沸点以下の液体冷媒を排出する。次に、この冷媒液体は、例え
ば、膨張弁又は毛管のような、膨張装置に供給される。この膨張装置は、冷媒の
圧力及び温度の制御された還元を行い、また、所期の冷却効果を提供するのに必
要とされる量に等しい量にて液体を蒸発器内に計測量供給する働きもする。例え
ば、米国特許第４，８８８，９５７号のような従来の技術にて提案されたように
、液体冷媒の僅かな部分のベーパ内へのフラッシングが行われるが、かかる場合
、弁からの排出分は、少量のベーパ分を有する低温度の液体冷媒の形態をしてい
る。この低温度の液体冷媒は、蒸発器内にて冷却すべき雰囲気から伝達された熱
によって蒸発される。次に、コンプレッサから排出された冷媒のベーパは、上述
したように連続的な循環のためコンプレッサに戻される。
【０００４】 高効率の作動のためには、蒸発器内の冷却コイルを可能な限り多く効率的に利
用することが望まれる。かかる高効率の作動は、可能な限り多くの冷却コイルと
共に、蒸発潜熱を最大限利用することを伴う。
用することが望まれる。かかる高効率の作動は、可能な限り多くの冷却コイルと
共に、蒸発潜熱を最大限利用することを伴う。
【０００５】 しかし、典型的な従来技術の装置、特に、商業的な冷凍／冷凍機装置にて採用
されている装置は、一般に、比較的長い冷却管を介して膨張装置（例えば、サー
モスタット式膨張弁）と連通し、更に、膨張装置を蒸発器と近接して配置する凝
縮器を利用する。その結果、冷媒は、僅かなベーパ分のみを含む液体の形態又は
実質的に液体の形態にて蒸発器に供給される。この冷媒の供給及び性質的にそれ
に伴う低流量は、特に冷却コイルの最初の部分に沿った冷却効果が比較的低く、
その結果、かかる位置にて霜又は氷が蓄積し、このことは、その熱伝達効率を更
に低下させることになる。開放冷凍型ディスプレイキャビネットのような、商業
的な装置において、霜の蓄積は、エアカーテンが弱くなり、その結果、ケースに
おける負荷が増大するという程度まで空気流の量を減少させる可能性がある。更
に、蒸発器の冷却コイル上に霜又は氷が蓄積することは、頻繁に霜取りを行うこ
とを必要とし、これにより、冷凍／冷凍機のキャビネット内に保持された製品の
保存寿命を短くし、電力の消費量及び運転コストを増すことになる。
されている装置は、一般に、比較的長い冷却管を介して膨張装置（例えば、サー
モスタット式膨張弁）と連通し、更に、膨張装置を蒸発器と近接して配置する凝
縮器を利用する。その結果、冷媒は、僅かなベーパ分のみを含む液体の形態又は
実質的に液体の形態にて蒸発器に供給される。この冷媒の供給及び性質的にそれ
に伴う低流量は、特に冷却コイルの最初の部分に沿った冷却効果が比較的低く、
その結果、かかる位置にて霜又は氷が蓄積し、このことは、その熱伝達効率を更
に低下させることになる。開放冷凍型ディスプレイキャビネットのような、商業
的な装置において、霜の蓄積は、エアカーテンが弱くなり、その結果、ケースに
おける負荷が増大するという程度まで空気流の量を減少させる可能性がある。更
に、蒸発器の冷却コイル上に霜又は氷が蓄積することは、頻繁に霜取りを行うこ
とを必要とし、これにより、冷凍／冷凍機のキャビネット内に保持された製品の
保存寿命を短くし、電力の消費量及び運転コストを増すことになる。
【０００６】
本発明は、蒸発器への入口には、冷媒液体及びベーパの混合体が供給され、そ
の入口に（及び冷媒経路の全体に亙って）おける混合体内のベーパの量、及び混
合体の流量は、蒸発器内の冷却コイルの実質的に全長に沿って改良された熱伝達
を実現し且つ維持し得るように協働する、ベーパ圧縮冷凍装置を提供することに
より、従来のベーパ圧縮冷凍装置の上述した問題点及び不利益な点を解決するも
のである。
の入口に（及び冷媒経路の全体に亙って）おける混合体内のベーパの量、及び混
合体の流量は、蒸発器内の冷却コイルの実質的に全長に沿って改良された熱伝達
を実現し且つ維持し得るように協働する、ベーパ圧縮冷凍装置を提供することに
より、従来のベーパ圧縮冷凍装置の上述した問題点及び不利益な点を解決するも
のである。
【０００７】 このため、本発明の１つの目的は、蒸発器内にて冷却コイルの実質的に全長に
沿って改良された熱伝達効率を有する、ベーパ圧縮冷凍方法及びその装置を提供
することである。
沿って改良された熱伝達効率を有する、ベーパ圧縮冷凍方法及びその装置を提供
することである。
【０００８】 本発明の別の目的は、冷却コイルの表面、特に、蒸発器の入口に最も近い冷却
コイルの表面における氷又は霜の蓄積が実質的に減少して、これにより、その霜
取りの必要性を実質的に最小にする、ベーパ圧縮冷凍方法及びその装置を提供す
ることである。
コイルの表面における氷又は霜の蓄積が実質的に減少して、これにより、その霜
取りの必要性を実質的に最小にする、ベーパ圧縮冷凍方法及びその装置を提供す
ることである。
【０００９】 本発明の別の目的は、冷凍ケース及び該ケースと関係した冷凍機内に保持され
た製品の表面における水分又は霜の蓄積が、実際には解消されなくても、実質的
に減少するようにするベーパ圧縮冷凍方法及びその装置を提供することである。
た製品の表面における水分又は霜の蓄積が、実際には解消されなくても、実質的
に減少するようにするベーパ圧縮冷凍方法及びその装置を提供することである。
【００１０】 本発明の別の目的は、その冷却コイルの全長に沿って改良された温度の均一さ
を特徴とするベーパ圧縮冷凍方法及びその装置を提供することである。 本発明の別の目的は、電力の消費量及び運転コストが軽減されることを特徴と
するベーパ圧縮冷凍方法及びその装置を提供することである。
を特徴とするベーパ圧縮冷凍方法及びその装置を提供することである。 本発明の別の目的は、電力の消費量及び運転コストが軽減されることを特徴と
するベーパ圧縮冷凍方法及びその装置を提供することである。
【００１１】 本発明の別の目的は、改良された熱伝達効率を有し且つ冷媒の必要充填量が軽
減され、多くの用途において、例えば、冷媒回路中のレシーバのような、従来の
構成要素を不要にすることを可能にする、ベーパ圧縮冷凍方法及びその装置を提
供することである。
減され、多くの用途において、例えば、冷媒回路中のレシーバのような、従来の
構成要素を不要にすることを可能にする、ベーパ圧縮冷凍方法及びその装置を提
供することである。
【００１２】 本発明の別の目的は、冷却コイルと該冷却コイルと熱交換関係にて循環する空
気との間の温度差が最小とされ、該空気中の水分の抽出量が実質的に減少し、ま
た、冷凍ケース内の及び該冷凍ケースと関係した冷凍機構成要素内の水分量をよ
り均一に保つ、ベーパ圧縮冷凍方法及びその装置を提供することである。
気との間の温度差が最小とされ、該空気中の水分の抽出量が実質的に減少し、ま
た、冷凍ケース内の及び該冷凍ケースと関係した冷凍機構成要素内の水分量をよ
り均一に保つ、ベーパ圧縮冷凍方法及びその装置を提供することである。
【００１３】 本発明の別の目的は、コンプレッサ、膨張装置及び凝縮器を冷凍装置又は該冷
凍装置と関係した冷凍機の構成要素から遠方の位置に配置し、これにより、顧客
の通行等を妨害することなく、これら構成要素のサービスを行い易くする商業的
な冷凍装置を提供することである。
凍装置と関係した冷凍機の構成要素から遠方の位置に配置し、これにより、顧客
の通行等を妨害することなく、これら構成要素のサービスを行い易くする商業的
な冷凍装置を提供することである。
【００１４】 本発明の別の目的は、コンプレッサ、膨張装置及び凝縮器が、その関係した制
御装置と共に、冷凍回路内に容易に組み込むことのできるコンパクトなハウジン
グ内で１つの群としてまとめられる、ベーパ圧縮冷凍装置を提供することである
。
御装置と共に、冷凍回路内に容易に組み込むことのできるコンパクトなハウジン
グ内で１つの群としてまとめられる、ベーパ圧縮冷凍装置を提供することである
。
【００１５】 本発明の上記及びその他の目的は、相応する部品を同様の参照番号で表示する
添付図面及びチャートの以下の詳細な説明から当業者に明らかになるであろう。
添付図面及びチャートの以下の詳細な説明から当業者に明らかになるであろう。
【００１６】
本発明の実施の形態に従って配置されたベーパ圧縮装置１０は、図１に図示さ
れている。冷凍装置１０は、コンプレッサ１２と、凝縮器１４と、蒸発器１６と
、多機能弁又は装置１８とを備えている。しかし、この点に関して、図１に図示
した多機能弁又は装置１８は膨張装置の１つの好ましい形態として詳細に説明す
るが、本発明に従ってその他の膨張装置も使用可能であり、これらは本発明の範
囲に包含されるものであることを理解すべきである。これらは、例えば、サーモ
スタット式膨張弁、毛管、自動膨張弁、電子的膨張弁、及び液体冷媒の圧力及び
／又は温度を降下させ且つ又は制御するその他の装置を含む。
れている。冷凍装置１０は、コンプレッサ１２と、凝縮器１４と、蒸発器１６と
、多機能弁又は装置１８とを備えている。しかし、この点に関して、図１に図示
した多機能弁又は装置１８は膨張装置の１つの好ましい形態として詳細に説明す
るが、本発明に従ってその他の膨張装置も使用可能であり、これらは本発明の範
囲に包含されるものであることを理解すべきである。これらは、例えば、サーモ
スタット式膨張弁、毛管、自動膨張弁、電子的膨張弁、及び液体冷媒の圧力及び
／又は温度を降下させ且つ又は制御するその他の装置を含む。
【００１７】 図１に図示するように、コンプレッサ１２は、排出管２０により凝縮器１４に
接続されている。多機能弁又は装置１８は、多機能弁１８の第一の入口２４に接
続された液体供給管２２により凝縮器１４に接続されている。更に、多機能弁１
８は第二の入口２６にて排出管２０に接続されている。蒸発器の供給管２８は多
機能弁又は装置１８を蒸発器１６に接続し、吸引管３０は蒸発器１６の出口をコ
ンプレッサ１２の入口に接続する。温度センサ３２が吸引管３０に取り付けられ
且つ制御管３３を通じて多機能弁１８に作用可能に接続されている。本発明の１
つの重要な局面によれば、コンプレッサ１２、凝縮器１４、多機能弁又は装置１
８（又はその他の適当な膨張装置）及び温度センサ３２は、蒸発器１６が配置さ
れる冷凍ケース３６から遠方に配置することができる制御装置３４内に配置され
ている。
接続されている。多機能弁又は装置１８は、多機能弁１８の第一の入口２４に接
続された液体供給管２２により凝縮器１４に接続されている。更に、多機能弁１
８は第二の入口２６にて排出管２０に接続されている。蒸発器の供給管２８は多
機能弁又は装置１８を蒸発器１６に接続し、吸引管３０は蒸発器１６の出口をコ
ンプレッサ１２の入口に接続する。温度センサ３２が吸引管３０に取り付けられ
且つ制御管３３を通じて多機能弁１８に作用可能に接続されている。本発明の１
つの重要な局面によれば、コンプレッサ１２、凝縮器１４、多機能弁又は装置１
８（又はその他の適当な膨張装置）及び温度センサ３２は、蒸発器１６が配置さ
れる冷凍ケース３６から遠方に配置することができる制御装置３４内に配置され
ている。
【００１８】 本発明のベーパ圧縮冷凍装置は、例えば、ジクロロフルオロメタンであるＲ−
１２、モノクロロフルオロメタンであるＲ−２２、Ｒ−１２、Ｒ−１５２ａから
成る共沸冷媒であるＲ−５００、Ｒ−２３及びＲ−１３から成る共沸冷媒である
Ｒ−５０３、Ｒ−２２及びＲ−１１５から成る共沸冷媒であるＲ−５０２のよう
なクロロフルオロカーボンのごとき冷媒を含む、商業的に入手可能な任意の熱伝
達媒体を基本的に利用することができる。その他の一例としての冷媒は、非限定
的に、Ｒ−１３、Ｒ−１１３、１４１ｂ、１２３ａ、１２３、Ｒ−１１４、Ｒ−
１１を含む。更に、本発明は、例えば、１４１ｂ、１２３ａ、１２３、１２４の
ようなヒドロフルオロカーボンのごとき及びＲ１３４ａ、１３４、１５２、１４
３ａ、１２５、３２、２３のようなヒドロフルオロカーボン、共沸ＨＦＣｓ Ａ
Ｚ−２０、ＡＺ−５０（一般にＲ−５０７として既知）のようなその他の型式の
冷媒と共に使用することもできる。ＭＰ−３９、ＨＰ−８０、ＦＣ−１４、Ｒ−
７１７、ＨＰ６２（一般に、Ｒ−４０４ａとして既知）のような混合冷媒は追加
的な冷媒である。従って、本発明にて利用される特定の冷媒又は冷媒の組み合わ
せ体は本発明の作用にとって重要であるとは思われず、それは、本発明は、同一
の冷媒を利用する従来から既知の任意のベーパ圧縮冷凍装置により実現可能であ
る実質的に全ての冷媒と共により優れた装置の効率にて作動すると考えられるか
らであることを理解すべきである。
１２、モノクロロフルオロメタンであるＲ−２２、Ｒ−１２、Ｒ−１５２ａから
成る共沸冷媒であるＲ−５００、Ｒ−２３及びＲ−１３から成る共沸冷媒である
Ｒ−５０３、Ｒ−２２及びＲ−１１５から成る共沸冷媒であるＲ−５０２のよう
なクロロフルオロカーボンのごとき冷媒を含む、商業的に入手可能な任意の熱伝
達媒体を基本的に利用することができる。その他の一例としての冷媒は、非限定
的に、Ｒ−１３、Ｒ−１１３、１４１ｂ、１２３ａ、１２３、Ｒ−１１４、Ｒ−
１１を含む。更に、本発明は、例えば、１４１ｂ、１２３ａ、１２３、１２４の
ようなヒドロフルオロカーボンのごとき及びＲ１３４ａ、１３４、１５２、１４
３ａ、１２５、３２、２３のようなヒドロフルオロカーボン、共沸ＨＦＣｓ Ａ
Ｚ−２０、ＡＺ−５０（一般にＲ−５０７として既知）のようなその他の型式の
冷媒と共に使用することもできる。ＭＰ−３９、ＨＰ−８０、ＦＣ−１４、Ｒ−
７１７、ＨＰ６２（一般に、Ｒ−４０４ａとして既知）のような混合冷媒は追加
的な冷媒である。従って、本発明にて利用される特定の冷媒又は冷媒の組み合わ
せ体は本発明の作用にとって重要であるとは思われず、それは、本発明は、同一
の冷媒を利用する従来から既知の任意のベーパ圧縮冷凍装置により実現可能であ
る実質的に全ての冷媒と共により優れた装置の効率にて作動すると考えられるか
らであることを理解すべきである。
【００１９】 作動時、コンプレッサ１２は、冷媒の流体（蒸発器１６からのベーパ排出分）
を比較的高い圧力及び温度まで圧縮する。この冷媒がコンプレッサ１２により圧
縮される温度及び圧力は、冷媒装置１０の特定の寸法及び冷却負荷条件に依存す
る。コンプレッサ１２は、高圧のベーパを排出管２０内に且つ凝縮器１４内に圧
送する。以下により詳細に説明するように、冷却作動中、第二の入口２６は閉じ
られ、コンプレッサ１２の出力分の全体は凝縮器１４を通じて圧送される。
を比較的高い圧力及び温度まで圧縮する。この冷媒がコンプレッサ１２により圧
縮される温度及び圧力は、冷媒装置１０の特定の寸法及び冷却負荷条件に依存す
る。コンプレッサ１２は、高圧のベーパを排出管２０内に且つ凝縮器１４内に圧
送する。以下により詳細に説明するように、冷却作動中、第二の入口２６は閉じ
られ、コンプレッサ１２の出力分の全体は凝縮器１４を通じて圧送される。
【００２０】 凝縮器１４内にて、空気及び水のような媒質は、凝縮器内でコイルを経て吹き
飛ばされ、加圧された熱伝達流体を液体状態に変化させる。液体冷媒の温度は、
凝縮過程中に予想される冷媒流体内の潜熱として採用される特定の冷媒に依存し
て、約１０Ｅだけ４．４４℃（４０°Ｆ）まで降下する。凝縮器１４はその液化
した冷媒を液体供給管２２に排出する。図１に図示するように、液体供給管２２
は直ちに、多機能弁又は装置１８内に排出する。液体供給管２２は比較的短いた
め、供給管２２により運ばれた液体は凝縮器１４から多機能弁又は装置１８に進
むとき温度又は圧力を実質的に上昇又は降下させることはない。
飛ばされ、加圧された熱伝達流体を液体状態に変化させる。液体冷媒の温度は、
凝縮過程中に予想される冷媒流体内の潜熱として採用される特定の冷媒に依存し
て、約１０Ｅだけ４．４４℃（４０°Ｆ）まで降下する。凝縮器１４はその液化
した冷媒を液体供給管２２に排出する。図１に図示するように、液体供給管２２
は直ちに、多機能弁又は装置１８内に排出する。液体供給管２２は比較的短いた
め、供給管２２により運ばれた液体は凝縮器１４から多機能弁又は装置１８に進
むとき温度又は圧力を実質的に上昇又は降下させることはない。
【００２１】 冷凍装置１０を短い液体供給管を有するような形態とすることにより、冷凍装
置１０は、低温度及び高圧にて相当な量の液体冷媒を多機能弁又は装置１８に供
給し、多機能弁又は装置１８に入る前に、液体の加熱が最小であり、また液体圧
力の損失により、液体冷媒の熱吸収能力は殆ど失われない。
置１０は、低温度及び高圧にて相当な量の液体冷媒を多機能弁又は装置１８に供
給し、多機能弁又は装置１８に入る前に、液体の加熱が最小であり、また液体圧
力の損失により、液体冷媒の熱吸収能力は殆ど失われない。
【００２２】 凝縮器１４により排出された熱伝達流体は、第一の入口２４にて多機能弁又は
装置１８内に入り且つ温度センサ３２における吸引管３０の温度により決定され
る率にて体積膨張する。多機能弁又は装置１８は、蒸発器の供給管２８内へ冷媒
液体及びベーパの混合体として熱伝達流体を排出する。温度センサ３２は制御線
３３を通じて温度情報を多機能弁１８に伝達する。冷凍装置１０は、腐敗し易い
食品が貯蔵される冷却ケースのような包囲体の温度を制御する多岐に亙る用途に
て使用可能であることは当業者に理解されよう。
装置１８内に入り且つ温度センサ３２における吸引管３０の温度により決定され
る率にて体積膨張する。多機能弁又は装置１８は、蒸発器の供給管２８内へ冷媒
液体及びベーパの混合体として熱伝達流体を排出する。温度センサ３２は制御線
３３を通じて温度情報を多機能弁１８に伝達する。冷凍装置１０は、腐敗し易い
食品が貯蔵される冷却ケースのような包囲体の温度を制御する多岐に亙る用途に
て使用可能であることは当業者に理解されよう。
【００２３】 当業者は、凝縮器に対して近接して冷媒流体を体積的に膨張させ得るよう弁を
位置決めすること、及び膨張装置１８と蒸発器１６との間の蒸発器供給管２８の
相対的な長い長さは、従来技術の装置と大幅に相違することが更に認識されよう
。例えば、典型的な従来技術の装置において、膨張装置は蒸発器の入口に直ぐ隣
接する位置に配置され、温度感知装置が使用されるならば、該温度感知装置は、
典型的に、蒸発器の出口に近接する位置に取り付けられる。上述したように、か
かる装置は、効率が不良であるという欠点があり、それは、蒸発器には通常、液
体形態の冷媒又は極く少量のベーパ部分の実質的に液体の形態にて供給され、こ
のことは、関係する性質的な低流量と相俟って、特に、冷却コイルの開始部分に
て比較的非効率的な冷却効果を生じさせる。
位置決めすること、及び膨張装置１８と蒸発器１６との間の蒸発器供給管２８の
相対的な長い長さは、従来技術の装置と大幅に相違することが更に認識されよう
。例えば、典型的な従来技術の装置において、膨張装置は蒸発器の入口に直ぐ隣
接する位置に配置され、温度感知装置が使用されるならば、該温度感知装置は、
典型的に、蒸発器の出口に近接する位置に取り付けられる。上述したように、か
かる装置は、効率が不良であるという欠点があり、それは、蒸発器には通常、液
体形態の冷媒又は極く少量のベーパ部分の実質的に液体の形態にて供給され、こ
のことは、関係する性質的な低流量と相俟って、特に、冷却コイルの開始部分に
て比較的非効率的な冷却効果を生じさせる。
【００２４】 従来の技術と相違して、本発明のベーパ圧縮冷凍装置は、その直径及び長さの
ため、液体が膨張装置（例えば、多機能弁又は装置１８）から蒸発器まで移動す
る間、液体が液体及びベーパの混合体に変換することを容易にする。その結果、
その相当な量の液体成分はベーパに変換され、蒸発器１６の入口への冷媒の供給
分は実質的にベーパ含有分を有し、従って、高流量であり、その結果、冷却コイ
ルの実質的に全長に沿って実質的に改良された熱伝達状態を提供する。この改良
された熱伝達効率は、その他の利点及び有利な点により実現することもできる。
例えば、冷却コイルの表面、特に、蒸発器の入口に最も近い冷却コイルの表面に
おける氷又は霜の蓄積は、実質的に減少し、これにより、霜取りの必要性が実質
的に最小となる。更に、冷却コイルと該冷却コイルと熱交換関係で循環する空気
との間の温度差は最小となり、これにより、冷凍ケース及び該ケースと関係した
冷凍機室内の湿度レベルをより均一にし且つこれら冷凍ケース及び冷凍機内に保
持された製品の表面における水分又は霜の蓄積を実質的に解消する。更に、本発
明の装置は、電力消費量及び運転コストが削減され、それは、コンプレッサが作
動する間の作動サイクルの部分は、同一の負荷の下で作動する従来の冷凍／冷凍
機装置の場合よりも実質的に少ないからである。
ため、液体が膨張装置（例えば、多機能弁又は装置１８）から蒸発器まで移動す
る間、液体が液体及びベーパの混合体に変換することを容易にする。その結果、
その相当な量の液体成分はベーパに変換され、蒸発器１６の入口への冷媒の供給
分は実質的にベーパ含有分を有し、従って、高流量であり、その結果、冷却コイ
ルの実質的に全長に沿って実質的に改良された熱伝達状態を提供する。この改良
された熱伝達効率は、その他の利点及び有利な点により実現することもできる。
例えば、冷却コイルの表面、特に、蒸発器の入口に最も近い冷却コイルの表面に
おける氷又は霜の蓄積は、実質的に減少し、これにより、霜取りの必要性が実質
的に最小となる。更に、冷却コイルと該冷却コイルと熱交換関係で循環する空気
との間の温度差は最小となり、これにより、冷凍ケース及び該ケースと関係した
冷凍機室内の湿度レベルをより均一にし且つこれら冷凍ケース及び冷凍機内に保
持された製品の表面における水分又は霜の蓄積を実質的に解消する。更に、本発
明の装置は、電力消費量及び運転コストが削減され、それは、コンプレッサが作
動する間の作動サイクルの部分は、同一の負荷の下で作動する従来の冷凍／冷凍
機装置の場合よりも実質的に少ないからである。
【００２５】 図２を参照すると、熱伝達流体（高圧の冷媒ベーパ）は、最初に、入口２４に
入り且つ第一の通路３８を横断して共通のチャンバ４０に入る。膨張弁４２は第
一の入口２４付近にて第一の通路３８に隣接する位置に配置される。膨張弁４２
は上方弁ハウジング４４内に収容されたダイヤフラム（図示せず）により第一の
通路３８を通じて熱伝達流体の流れを計測量供給する。図示した実施の形態にお
いて、冷媒供給分は二段階の一連の膨張を行い、例えば、膨張弁４２がサーモス
タット式膨張弁であるとき、膨張弁４２内で調節された膨張である第一の膨張が
行われ、共通のチャンバ４０内で連続的又は非調節膨張である第二の膨張が行わ
れる。
入り且つ第一の通路３８を横断して共通のチャンバ４０に入る。膨張弁４２は第
一の入口２４付近にて第一の通路３８に隣接する位置に配置される。膨張弁４２
は上方弁ハウジング４４内に収容されたダイヤフラム（図示せず）により第一の
通路３８を通じて熱伝達流体の流れを計測量供給する。図示した実施の形態にお
いて、冷媒供給分は二段階の一連の膨張を行い、例えば、膨張弁４２がサーモス
タット式膨張弁であるとき、膨張弁４２内で調節された膨張である第一の膨張が
行われ、共通のチャンバ４０内で連続的又は非調節膨張である第二の膨張が行わ
れる。
【００２６】 制御線３３は、上方弁ハウジング４４の上に配置された入力６２に接続されて
いる。制御線３３を通じて伝達された信号は上方弁ハウジング４４内のダイヤフ
ラムを作動させる。該ダイヤフラムは、弁アセンブリ５４（図４に図示）を作動
させ第一の入口２４から膨張チャンバ（図４に図示）に入る熱伝達流体の量を制
御する。仕切弁４６は、共通のチャンバ４０付近で第一の通路４８内に配置され
ている。本発明の１つの好ましい実施の形態において、仕切弁４６は、電気信号
に応答して第一の通路３８を通る熱伝達流体の流れを停止させることのできるソ
レノイド弁である。
いる。制御線３３を通じて伝達された信号は上方弁ハウジング４４内のダイヤフ
ラムを作動させる。該ダイヤフラムは、弁アセンブリ５４（図４に図示）を作動
させ第一の入口２４から膨張チャンバ（図４に図示）に入る熱伝達流体の量を制
御する。仕切弁４６は、共通のチャンバ４０付近で第一の通路４８内に配置され
ている。本発明の１つの好ましい実施の形態において、仕切弁４６は、電気信号
に応答して第一の通路３８を通る熱伝達流体の流れを停止させることのできるソ
レノイド弁である。
【００２７】 図３に図示するように、多機能弁又は装置１８の第二の通路４８は第二の入口
２６を共通のチャンバ４０に接続する。冷媒流体は共通チャンバ４０に入るとき
に体積膨張する。仕切弁５０は共通チャンバ４０付近にて第二の通路４８内に配
置されている。本発明の１つの好ましい実施の形態において、仕切弁５０は、電
気信号を受け取ったとき、第二の通路４８を通る熱伝達流体の流れを停止させる
ことができるソレノイド弁である。共通チャンバ４０は、多機能弁又は装置１８
から出口４１を介して熱伝達流体を排出する。
２６を共通のチャンバ４０に接続する。冷媒流体は共通チャンバ４０に入るとき
に体積膨張する。仕切弁５０は共通チャンバ４０付近にて第二の通路４８内に配
置されている。本発明の１つの好ましい実施の形態において、仕切弁５０は、電
気信号を受け取ったとき、第二の通路４８を通る熱伝達流体の流れを停止させる
ことができるソレノイド弁である。共通チャンバ４０は、多機能弁又は装置１８
から出口４１を介して熱伝達流体を排出する。
【００２８】 図４に図示するように、多機能弁１８は、第一の入口２２に隣接する膨張チャ
ンバ５２と、弁アセンブリ５４と、上方弁ハウジング４４とを備えている。弁ア
センブリ５４は、上方弁ハウジング４４内に保持されたダイヤフラム（図示せず
）により作動される。第一の管５６及び第二の管５７は膨張チャンバ４０と弁体
６０との中間に配置されている。仕切弁４６、５０は弁体６０に取り付けられて
いる。
ンバ５２と、弁アセンブリ５４と、上方弁ハウジング４４とを備えている。弁ア
センブリ５４は、上方弁ハウジング４４内に保持されたダイヤフラム（図示せず
）により作動される。第一の管５６及び第二の管５７は膨張チャンバ４０と弁体
６０との中間に配置されている。仕切弁４６、５０は弁体６０に取り付けられて
いる。
【００２９】 本発明の別の局面によれば、冷凍装置１０は、仕切弁４６を閉じ且つ仕切弁５
０を開くことにより霜取りモードにて作動可能である。霜取りモードにおいて、
高温度の熱伝達流体は第二の入口２６に入り且つ第二の通路４８を横断して、共
通チャンバ４０に入る。高温のベーパは出口４１から排出され且つ蒸発器の供給
管２８を横断し、該供給管は蒸発器１６の冷却コイルの入口内に直接、排出され
る。
０を開くことにより霜取りモードにて作動可能である。霜取りモードにおいて、
高温度の熱伝達流体は第二の入口２６に入り且つ第二の通路４８を横断して、共
通チャンバ４０に入る。高温のベーパは出口４１から排出され且つ蒸発器の供給
管２８を横断し、該供給管は蒸発器１６の冷却コイルの入口内に直接、排出され
る。
【００３０】 霜取りサイクル中、装置内に取り込まれた全ての油ポケットは加熱され且つ熱
伝達流体と同一の流れ方向に運ばれる。高温のガスを装置を通じて前方向に付勢
することにより、取り込まれた油は、最終的に、コンプレッサに戻される。高温
のガスは装置を通って比較的高速度で流れ、ガスが冷却する時間を少なくし、こ
れにより、霜取り効率を向上させる。本発明の前方流れ霜取り方法は、逆流れ霜
取り方法に対して多数の利点を提供する。
伝達流体と同一の流れ方向に運ばれる。高温のガスを装置を通じて前方向に付勢
することにより、取り込まれた油は、最終的に、コンプレッサに戻される。高温
のガスは装置を通って比較的高速度で流れ、ガスが冷却する時間を少なくし、こ
れにより、霜取り効率を向上させる。本発明の前方流れ霜取り方法は、逆流れ霜
取り方法に対して多数の利点を提供する。
【００３１】 例えば、逆流れ霜取り装置は、蒸発器の入口付近に小径の遮断弁を採用する。
該遮断弁は、逆方向への高温のガスの流れを制限し、その速度を遅くし、従って
、その霜取り効率を低下させる。更に、本発明の前方流れ霜取り方法は、霜取り
作業中、装置内での圧力の蓄積を防止する。更に、逆流れ方法は装置内に取り込
まれた油を膨張弁内に押し出しがちである。膨張弁内の余剰な油は弁の作動を制
限する固着作用を生じさせる可能性がある点で望ましくない。また、前方霜取り
の場合、液体供給管の圧力は、霜取り回路に加えて作動する任意の追加的な冷媒
回路内で低下しない。
該遮断弁は、逆方向への高温のガスの流れを制限し、その速度を遅くし、従って
、その霜取り効率を低下させる。更に、本発明の前方流れ霜取り方法は、霜取り
作業中、装置内での圧力の蓄積を防止する。更に、逆流れ方法は装置内に取り込
まれた油を膨張弁内に押し出しがちである。膨張弁内の余剰な油は弁の作動を制
限する固着作用を生じさせる可能性がある点で望ましくない。また、前方霜取り
の場合、液体供給管の圧力は、霜取り回路に加えて作動する任意の追加的な冷媒
回路内で低下しない。
【００３２】 本発明の前方流れ霜取り能力は、また改良された霜取り効率の結果として、多
数の運転上の利点をもたらす。例えば、取り込まれた油をコンプレッサ内に付勢
して戻すことにより、液体の滞流が防止され、このことは、装置の有効寿命を延
ばす効果がある。更に、装置の霜取りに要する時間が短いため、運転コストが削
減される。高温のガスの流れは迅速に停止させることができるため、装置は通常
の冷却作業に迅速に戻ることができる。蒸発器１６から霜を除去したとき、温度
センサ３２は、温度上昇及び吸引管３０内の熱伝達流体を検出する。温度が上昇
し所定の設定温度に達すると、多機能弁１８内の仕切弁５０が閉じられ、装置は
冷凍サイクルを再開する準備が整う。
数の運転上の利点をもたらす。例えば、取り込まれた油をコンプレッサ内に付勢
して戻すことにより、液体の滞流が防止され、このことは、装置の有効寿命を延
ばす効果がある。更に、装置の霜取りに要する時間が短いため、運転コストが削
減される。高温のガスの流れは迅速に停止させることができるため、装置は通常
の冷却作業に迅速に戻ることができる。蒸発器１６から霜を除去したとき、温度
センサ３２は、温度上昇及び吸引管３０内の熱伝達流体を検出する。温度が上昇
し所定の設定温度に達すると、多機能弁１８内の仕切弁５０が閉じられ、装置は
冷凍サイクルを再開する準備が整う。
【００３３】 この技術分野の当業者は、本発明の冷却装置が多岐に亙る適用例に対処し得る
ようにするため多数の改変を為すことが可能であることが理解されよう。例えば
、食品小売店で作動する冷凍装置は、典型的に、共通のコンプレッサ装置により
作動させることができる多数の冷凍ケースを含んでいる。また、大きい熱負荷の
冷却を必要とする適用例において、冷凍装置の冷却能力を増すため多数のコンプ
レッサを使用することができる。かかる装置の例は、その代替的な装置に関する
、その開示内容を参考として引用し本明細書に含めた上述した同時出願係属中の
特許出願第０９／２２８，６９６号に図示され且つ記載されている。
ようにするため多数の改変を為すことが可能であることが理解されよう。例えば
、食品小売店で作動する冷凍装置は、典型的に、共通のコンプレッサ装置により
作動させることができる多数の冷凍ケースを含んでいる。また、大きい熱負荷の
冷却を必要とする適用例において、冷凍装置の冷却能力を増すため多数のコンプ
レッサを使用することができる。かかる装置の例は、その代替的な装置に関する
、その開示内容を参考として引用し本明細書に含めた上述した同時出願係属中の
特許出願第０９／２２８，６９６号に図示され且つ記載されている。
【００３４】 以下の例は、従来の冷却装置と比較して本発明のベーパ圧縮冷凍装置の性能及
び有利な点を示す目的にて掲げたものである。
び有利な点を示す目的にて掲げたものである。
【００３５】
１．５２ｍ（５フィート）タイラーチェストフリーザー（Ｔｙｌｅｒ Ｃｈｅ
ｓｔ Ｆｒｅｅｚｅｒ）の冷凍回路には、本明細書に記載した型式の多機能装置
と、冷凍回路内の弁と、冷凍回路が従来の冷凍装置として作動し、ＸＤＸ冷凍装
置が本発明に従って配置されるようにバイパス管に配管した標準的な膨張弁とを
設けた。上述した冷凍回路には、管の外径が約０．９５３ｃｍ（０．３７５イン
チ）及び管の有効長さが約３．０４８ｍ（１０フィート）の蒸発器供給管を設け
た。冷凍回路はコープランド（Ｃｏｐｅｌａｎｄ）密閉的コンプレッサで作動さ
せた。ＸＤＸモードにおいて、コンプレッサから約４５．７２ｃｍ（１８インチ
）の位置にて感知バルブを吸引管に取り付ける一方、従来のモードのとき、感知
バルブは蒸発器の出口付近に取り付けた。回路には、デュポンカンパニー（Ｄｕ
Ｐｏｎｔ Ｃｏｍｐａｎｙ）から入手可能なＲ−１２冷媒を約７９２ｇ（２８
オンス）を充填した。冷凍回路には、また、前方流れ霜取りのためコンプレッサ
の排出管から蒸発器の供給管まで伸びるバイパス管を設けた（図１参照）。全て
の冷凍した周囲空気温度の測定は、床の上から約１０ｃｍ（４インチ）にて冷凍
ケースの中央部に設けた温度センサにてＡＣＰＳデータロガー（ＡＣＰＳ Ｄａ
ｔａ Ｌｏｇｇｅｒ）＠（モデルＤＬ３００）を使用して行った。
ｓｔ Ｆｒｅｅｚｅｒ）の冷凍回路には、本明細書に記載した型式の多機能装置
と、冷凍回路内の弁と、冷凍回路が従来の冷凍装置として作動し、ＸＤＸ冷凍装
置が本発明に従って配置されるようにバイパス管に配管した標準的な膨張弁とを
設けた。上述した冷凍回路には、管の外径が約０．９５３ｃｍ（０．３７５イン
チ）及び管の有効長さが約３．０４８ｍ（１０フィート）の蒸発器供給管を設け
た。冷凍回路はコープランド（Ｃｏｐｅｌａｎｄ）密閉的コンプレッサで作動さ
せた。ＸＤＸモードにおいて、コンプレッサから約４５．７２ｃｍ（１８インチ
）の位置にて感知バルブを吸引管に取り付ける一方、従来のモードのとき、感知
バルブは蒸発器の出口付近に取り付けた。回路には、デュポンカンパニー（Ｄｕ
Ｐｏｎｔ Ｃｏｍｐａｎｙ）から入手可能なＲ−１２冷媒を約７９２ｇ（２８
オンス）を充填した。冷凍回路には、また、前方流れ霜取りのためコンプレッサ
の排出管から蒸発器の供給管まで伸びるバイパス管を設けた（図１参照）。全て
の冷凍した周囲空気温度の測定は、床の上から約１０ｃｍ（４インチ）にて冷凍
ケースの中央部に設けた温度センサにてＡＣＰＳデータロガー（ＡＣＰＳ Ｄａ
ｔａ Ｌｏｇｇｅｒ）＠（モデルＤＬ３００）を使用して行った。
【００３６】 ＸＤＸ装置−中程度温度の運転 蒸発器の通常の作動温度は−６．７℃（２０°Ｆ）とし、凝縮器の通常の作動
温度は４８．９℃（１２０ＢＦ）とした。蒸発器は、約２１ｇｃａｌ／秒（３０
００ｂｔｕ／時）の冷却負荷を取り扱うものとした。多機能弁又は装置は、約−
６．７℃（２０°Ｆ）の温度にて冷媒液体／ベーパの混合体を蒸発器供給管内に
計測量を供給した。感知バルブは吸引管から流れるベーパを過熱する約−３．９
℃（２５ＢＦ）を維持するように設定した。コンプレッサは、約６７０ｍ／分（
２１９９フィート／分）の加圧した冷媒を約４８．９℃（１２０°Ｆ）の凝縮温
度及び約１７２ｌｂｓ／インチ５の圧力にて排出管内に排出した。
温度は４８．９℃（１２０ＢＦ）とした。蒸発器は、約２１ｇｃａｌ／秒（３０
００ｂｔｕ／時）の冷却負荷を取り扱うものとした。多機能弁又は装置は、約−
６．７℃（２０°Ｆ）の温度にて冷媒液体／ベーパの混合体を蒸発器供給管内に
計測量を供給した。感知バルブは吸引管から流れるベーパを過熱する約−３．９
℃（２５ＢＦ）を維持するように設定した。コンプレッサは、約６７０ｍ／分（
２１９９フィート／分）の加圧した冷媒を約４８．９℃（１２０°Ｆ）の凝縮温
度及び約１７２ｌｂｓ／インチ５の圧力にて排出管内に排出した。
【００３７】 ＸＤＸ装置−低温度の運転 蒸発器の通常の作動温度は−２０．５℃（−５°Ｆ）とし、凝縮器の通常の作
動温度は４６．１℃（１１５ＢＦ）とした。蒸発器は約２１ｇｃａｌ／秒（３０
００Ｂｔｕ／時）の冷却負荷を取り扱うものとした。多機能弁又は、装置は約−
２０．５℃（−５°Ｆ）の温度の冷媒を蒸発器供給管内に計測量を供給した。感
知バルブは吸引管内に流れる蒸気を過熱する約１１．１℃（２０°Ｆ）を維持す
るように設定した。コンプレッサは加圧された冷媒ベーパを約４６．１℃（１１
５ＢＦ）の凝縮温度にて排出管内に排出した。ＸＤＸ装置は、タイラーチェスト
フリーザーのファンを霜取り後、５分間遅らせて、蒸発器コイルから熱を除去し
且つコイルからの水の排出を許容する点を除いて、中程度温度の運転の場合と同
一の低温の運転状態で実質的に作動させた。
動温度は４６．１℃（１１５ＢＦ）とした。蒸発器は約２１ｇｃａｌ／秒（３０
００Ｂｔｕ／時）の冷却負荷を取り扱うものとした。多機能弁又は、装置は約−
２０．５℃（−５°Ｆ）の温度の冷媒を蒸発器供給管内に計測量を供給した。感
知バルブは吸引管内に流れる蒸気を過熱する約１１．１℃（２０°Ｆ）を維持す
るように設定した。コンプレッサは加圧された冷媒ベーパを約４６．１℃（１１
５ＢＦ）の凝縮温度にて排出管内に排出した。ＸＤＸ装置は、タイラーチェスト
フリーザーのファンを霜取り後、５分間遅らせて、蒸発器コイルから熱を除去し
且つコイルからの水の排出を許容する点を除いて、中程度温度の運転の場合と同
一の低温の運転状態で実質的に作動させた。
【００３８】 ＸＤＸ冷却装置は、中程度温度の運転状態で約２４時間の期間、作動させ且つ
低温度の運転状態で約１８時間、作動させた。タイラーチェストフリーザー内の
周囲空気の温度は、２３時間の試験時間の間、約３分毎に測定した。試験期間中
、空気温度を連続的に測定する一方、冷凍装置は冷凍モード及び霜取りモードの
双方にて作動させた。霜取りサイクル中、感知バルブの温度が約１０℃（５０°
Ｆ）に達する迄、冷凍コイルは霜取りモードにて作動させた。温度測定の統計値
は、以下の表Ａに掲げてある。
低温度の運転状態で約１８時間、作動させた。タイラーチェストフリーザー内の
周囲空気の温度は、２３時間の試験時間の間、約３分毎に測定した。試験期間中
、空気温度を連続的に測定する一方、冷凍装置は冷凍モード及び霜取りモードの
双方にて作動させた。霜取りサイクル中、感知バルブの温度が約１０℃（５０°
Ｆ）に達する迄、冷凍コイルは霜取りモードにて作動させた。温度測定の統計値
は、以下の表Ａに掲げてある。
【００３９】 従来の装置−電気による中程度温度の運転 上述したタイラーチェストフリーザーには、逆流れ霜取りのためコンプレッサ
の排出管と吸引管との間を伸びるバイパス管を設けた。該バイパス管には、管内
の高温度冷媒の流れを仕切り得るようにソレノイド弁を設けた。コイルを加熱し
得るよう電動霜取り要素を励起させた。標準的な圧縮弁を蒸発器の入口に極く近
接して取り付け、温度感知バルブを蒸発器の出口に極く近接して吸引管に取り付
けた。感知バルブは、吸引管内を流れるベーパを過熱する約３．３℃（６°Ｆ）
を維持し得るよう設定した。作動前、装置は、約１．３６ｋｇ（４８オンス）の
Ｒ−１２冷媒を充填した。
の排出管と吸引管との間を伸びるバイパス管を設けた。該バイパス管には、管内
の高温度冷媒の流れを仕切り得るようにソレノイド弁を設けた。コイルを加熱し
得るよう電動霜取り要素を励起させた。標準的な圧縮弁を蒸発器の入口に極く近
接して取り付け、温度感知バルブを蒸発器の出口に極く近接して吸引管に取り付
けた。感知バルブは、吸引管内を流れるベーパを過熱する約３．３℃（６°Ｆ）
を維持し得るよう設定した。作動前、装置は、約１．３６ｋｇ（４８オンス）の
Ｒ−１２冷媒を充填した。
【００４０】 従来の冷凍装置は、中程度温度の運転状態で約２４時間の期間、作動させた。
タイラーチェストフリーザー内の周囲空気の温度は、２４時間の試験時間中、約
３分毎に測定した。空気の温度を試験期間中、連続的に測定する一方、冷凍装置
は、冷凍モード及び電気霜取りモードの双方にて作動させた。霜取りサイクル中
、冷凍回路は、感知バルブの温度が約１０℃（５０°Ｆ）に達する迄、霜取りモ
ードにて作動させた。温度測定の統計値は以下の表Ａに掲げてある。
タイラーチェストフリーザー内の周囲空気の温度は、２４時間の試験時間中、約
３分毎に測定した。空気の温度を試験期間中、連続的に測定する一方、冷凍装置
は、冷凍モード及び電気霜取りモードの双方にて作動させた。霜取りサイクル中
、冷凍回路は、感知バルブの温度が約１０℃（５０°Ｆ）に達する迄、霜取りモ
ードにて作動させた。温度測定の統計値は以下の表Ａに掲げてある。
【００４１】 従来の装置−空気霜取りによる中程度温度の運転 上述したタイラーチェストフリーザーには、膨張弁に対し適正な液体供給分を
提供すべくレシーバを設け、液体供給管の乾燥機を更なる冷却リザーバ分を許容
し得るように取り付けた。膨張弁及び感知弁は、上述した電気霜取り装置におけ
ると同一の位置に配置した。感知バルブは、吸引管内を流れるベーパを過熱する
約４．４℃（８°Ｆ）を維持し得るように設定した。作動前、装置は、０．９６
６ｋｇ（３４オンス）のＲ−１２冷媒を装填した。
提供すべくレシーバを設け、液体供給管の乾燥機を更なる冷却リザーバ分を許容
し得るように取り付けた。膨張弁及び感知弁は、上述した電気霜取り装置におけ
ると同一の位置に配置した。感知バルブは、吸引管内を流れるベーパを過熱する
約４．４℃（８°Ｆ）を維持し得るように設定した。作動前、装置は、０．９６
６ｋｇ（３４オンス）のＲ−１２冷媒を装填した。
【００４２】 従来の冷凍装置は、中程度温度の運転状態で約２４．２時間、作動させた。タ
イラーチェストフリーザー内の周囲空気の温度を２４．２時間の試験時間中、約
１分毎に測定した。空気の温度を試験期間中、連続的に測定する一方、冷凍装置
を冷凍モード及び空気霜取りモードの双方にて作動させた。従来の方法に従い、
各々が約３６乃至４０分間、続行するように４つの霜取りサイクルをプログラム
化した。温度測定データは以下の表Ａに掲げてある。
イラーチェストフリーザー内の周囲空気の温度を２４．２時間の試験時間中、約
１分毎に測定した。空気の温度を試験期間中、連続的に測定する一方、冷凍装置
を冷凍モード及び空気霜取りモードの双方にて作動させた。従来の方法に従い、
各々が約３６乃至４０分間、続行するように４つの霜取りサイクルをプログラム
化した。温度測定データは以下の表Ａに掲げてある。
【００４３】 表Ａ 冷凍温度（ＢＦ／ＢＣ） 平均値 標準 偏差 変化 範囲 ＸＤＸ1 中程度温度 ３８．７／３．７ ０．８ ０．７ ７．１ ＸＤＸ1 低温度 ４．７／−１５．２ ０．８ ０．６ ７．１ 従来2 中程度 電気霜取り ３９．７／４．３ ４．１ １６．９ ２２．９ 従来2 中程度 空気霜取り ３９．６／４．２ ４．５ ２０．４ ２６．０ １）２３時間の試験期間中１回の霜取りサイクル ２）２４時間の試験期間中３回の霜取りサイクル 上述したように、本発明に従って配置したＸＤＸ冷凍装置は、従来の装置の場
合よりも小さい温度変化にてチェストフリーザー内に所望の温度を維持する。中
程度温度データに対する温度測定値の標準偏差、変化及び範囲は、ＸＤＸの場合
、従来の装置よりも実質的に小さい。従って、ＸＤＸに対する低温度データは、
ＸＤＸの中程度温度データと有利に比較可能であることを示す。
合よりも小さい温度変化にてチェストフリーザー内に所望の温度を維持する。中
程度温度データに対する温度測定値の標準偏差、変化及び範囲は、ＸＤＸの場合
、従来の装置よりも実質的に小さい。従って、ＸＤＸに対する低温度データは、
ＸＤＸの中程度温度データと有利に比較可能であることを示す。
【００４４】 霜取りサイクル中、チェストフリーザー内の温度上昇を監視し、フリーザー内
の最高温度を決定した。この温度は、フリーザー内の貯蔵した食品製品の劣化を
防止するため可能な限り作動冷凍温度に近くなければならない。ＸＤＸ装置及び
従来の装置に対する最高霜取り温度は、表Ｂ及び表Ｃに掲げてある。
の最高温度を決定した。この温度は、フリーザー内の貯蔵した食品製品の劣化を
防止するため可能な限り作動冷凍温度に近くなければならない。ＸＤＸ装置及び
従来の装置に対する最高霜取り温度は、表Ｂ及び表Ｃに掲げてある。
【００４５】 表Ｂ 最高霜取り温度（°Ｆ／°Ｃ） ＸＤＸ中程度温度 従来の電気霜取り 従来の空気霜取り ４４．４／６．９ ５５．０／１２．８ ５８．４／１４．７
【００４６】
電気霜取り回路を備えるタイラーチェストフリーザーにおいて、蒸発器の霜取
りを行うため、電気霜取り回路を使用して低温度の作動試験を行った。ＸＤＸ装
置及び電気霜取り装置が霜取りを完了し且つ−１４．４℃（５°Ｆ）の設定作動
温度に達するのに必要な時間は、以下の表Ｃに掲げてある。
りを行うため、電気霜取り回路を使用して低温度の作動試験を行った。ＸＤＸ装
置及び電気霜取り装置が霜取りを完了し且つ−１４．４℃（５°Ｆ）の設定作動
温度に達するのに必要な時間は、以下の表Ｃに掲げてある。
【００４７】 表Ｃ −１５℃（５°Ｆ）の冷凍温度に戻るのに必要な時間 ＸＤＸ 電気霜取りによる従来の装置 霜取り時間（分） １０ ３６ 回復時間（分） ２４ １４４ 上述したように、多機能弁を通じて前方流れ霜取りを利用するＸＤＸ装置は、
蒸発器から完全に霜取るのに必要な時間が短く、また、冷凍温度に戻る温度も実
質的に短い。
蒸発器から完全に霜取るのに必要な時間が短く、また、冷凍温度に戻る温度も実
質的に短い。
【００４８】
この実施例は、本発明（ＸＤＸ装置）のベーパ圧縮冷凍装置の性能を中程度温
度範囲で作動する従来の装置の性能と比較する。
度範囲で作動する従来の装置の性能と比較する。
【００４９】 ２．４３ｍ（８フィート）ＩＦＩ金属ケース（モデルＥＭ５Ｇ−８）の冷凍回
路には、本明細書に記載したように多機能装置（スポアランＱ本体サーモスタッ
ト式膨張弁を含む）を設けた。同様のサーモスタット式膨張弁をバイパス管内に
配管し冷凍回路がＸＤＸ冷凍装置又は従来の冷凍装置の何れかとして作動するよ
うにした。
路には、本明細書に記載したように多機能装置（スポアランＱ本体サーモスタッ
ト式膨張弁を含む）を設けた。同様のサーモスタット式膨張弁をバイパス管内に
配管し冷凍回路がＸＤＸ冷凍装置又は従来の冷凍装置の何れかとして作動するよ
うにした。
【００５０】 管の外径が１．２７ｃｍ（０．５インチ）及び全長（コンプレッサから蒸発器
まで）が約１０．６７ｍ（３５フィート）の蒸発器供給管内にこの冷凍回路を含
めた（ＸＤＸモードにて）。液体供給管（従来のモードにて）の管外径は０．９
５ｃｍ（０．３７５インチ）及び全長は略等しくした。双方の作動モードは、外
径２．２２ｃｍ（０．８７５インチ）の同一の凝縮器、蒸発器及吸引管を使用し
た。双方の作動モードにおいて、冷凍回路はビッツァー（Ｂｉｔｚｅｒ）モデル
２ＣＬ−３．２Ｙで作動させた。
まで）が約１０．６７ｍ（３５フィート）の蒸発器供給管内にこの冷凍回路を含
めた（ＸＤＸモードにて）。液体供給管（従来のモードにて）の管外径は０．９
５ｃｍ（０．３７５インチ）及び全長は略等しくした。双方の作動モードは、外
径２．２２ｃｍ（０．８７５インチ）の同一の凝縮器、蒸発器及吸引管を使用し
た。双方の作動モードにおいて、冷凍回路はビッツァー（Ｂｉｔｚｅｒ）モデル
２ＣＬ−３．２Ｙで作動させた。
【００５１】 感知バルブをＸＤＸモードにてコンプレッサから約０．６１ｍ（２フィート）
の位置にて吸引管に取り付け且つ図１に関して上述したように多機能装置に接続
した。多機能装置のサーモスタット式膨張弁の構成要素は１１．１℃（２０°Ｆ
）過熱状態に設定した。
の位置にて吸引管に取り付け且つ図１に関して上述したように多機能装置に接続
した。多機能装置のサーモスタット式膨張弁の構成要素は１１．１℃（２０°Ｆ
）過熱状態に設定した。
【００５２】 従来のモードにおいて、サーモスタット式膨張弁は、蒸発器の入口に隣接する
位置に配置し、センサは蒸発器の出口に隣接する位置に配置した。センサにより
測定した過熱温度が、４．４℃（８°Ｆ）であるときに、弁が開くように設定し
た。
位置に配置し、センサは蒸発器の出口に隣接する位置に配置した。センサにより
測定した過熱温度が、４．４℃（８°Ｆ）であるときに、弁が開くように設定し
た。
【００５３】 双方の作動モードにおいて、回路には同様の量のＡＺ−５０冷媒を充填し、肉
ケース内の運転温度範囲は、０℃（３２°Ｆ）乃至２．２℃（３６°Ｆ）とした
。スポンスラーカンパニー（Ｓｐｏｎｓｌｅｒ Ｃｏｍｐａｎｙ）（サウスカロ
ライナ州、ウェストミンスター）の流量計（モデルＩＴ−３００Ｎ）及び順応型
ベーパ流量計（モデルＳＰ１−ＣＢ−ＰＨ７−Ａ−４Ｘ）並びにロジックビーチ
インコーポレーテッド（Ｌｏｇｉｃ Ｂｅａｃｈ，Ｉｎｃ．）（カリフォルニア
州、ラメサ）のハイパーロガーレコーダ（Ｈｙｐｅｒｌｏｇｇｅｒ ｒｅｃｏｒ
ｄｅｒ）（モデルＨＬＩ）にてデータの測定を行った。
ケース内の運転温度範囲は、０℃（３２°Ｆ）乃至２．２℃（３６°Ｆ）とした
。スポンスラーカンパニー（Ｓｐｏｎｓｌｅｒ Ｃｏｍｐａｎｙ）（サウスカロ
ライナ州、ウェストミンスター）の流量計（モデルＩＴ−３００Ｎ）及び順応型
ベーパ流量計（モデルＳＰ１−ＣＢ−ＰＨ７−Ａ−４Ｘ）並びにロジックビーチ
インコーポレーテッド（Ｌｏｇｉｃ Ｂｅａｃｈ，Ｉｎｃ．）（カリフォルニア
州、ラメサ）のハイパーロガーレコーダ（Ｈｙｐｅｒｌｏｇｇｅｒ ｒｅｃｏｒ
ｄｅｒ）（モデルＨＬＩ）にてデータの測定を行った。
【００５４】 図５乃至図８には、この実施例のＸＤＸ装置に対する２回の連続的な蓄熱作動
サイクルの間、蒸発器の入口にて集めた冷媒データが示してある。図５において
、冷凍圧力（ｐｓｉ）及び温度（°Ｆ）は、それぞれ参照番号１０１、１０２で
示してある。相応する供給空気の温度（°Ｆ）及び戻り空気の温度（°Ｆ）は、
それぞれ同様に参照番号１０３、１０４で示してある。体積流量（ｃｆｍ）は図
６に、密度（ｌｂｓ／ｆｔ2）は図７に、容積流量（ｌｂｓ／分）は図８にそれ
ぞれ図示され、これらは全て同一の２つの作動サイクルに対するものである。
サイクルの間、蒸発器の入口にて集めた冷媒データが示してある。図５において
、冷凍圧力（ｐｓｉ）及び温度（°Ｆ）は、それぞれ参照番号１０１、１０２で
示してある。相応する供給空気の温度（°Ｆ）及び戻り空気の温度（°Ｆ）は、
それぞれ同様に参照番号１０３、１０４で示してある。体積流量（ｃｆｍ）は図
６に、密度（ｌｂｓ／ｆｔ2）は図７に、容積流量（ｌｂｓ／分）は図８にそれ
ぞれ図示され、これらは全て同一の２つの作動サイクルに対するものである。
【００５５】 従来の装置の連続的な２回の蓄熱サイクルにて蒸発器の入口に集められた相応
する冷媒のデータは、図９乃至図１２に示してある。特に、図９は図５と同様で
あり、それぞれ参照番号１０５、１０６で入口圧力（ｐｓｉ）及び温度（°Ｆ）
が示してあり、相応する供給空気の温度（°Ｆ）及び戻り空気の温度（°Ｆ）は
それぞれ参照番号１０７、１０８で示してある。図１０に図示したような体積流
量（ｃｆｍ）、密度（ｌｂｓ／ｆｔ2）及び容積流量（ｌｂｓ／分）は同様に、
従来の冷凍装置に対し図１１及び図１２に図示されている。
する冷媒のデータは、図９乃至図１２に示してある。特に、図９は図５と同様で
あり、それぞれ参照番号１０５、１０６で入口圧力（ｐｓｉ）及び温度（°Ｆ）
が示してあり、相応する供給空気の温度（°Ｆ）及び戻り空気の温度（°Ｆ）は
それぞれ参照番号１０７、１０８で示してある。図１０に図示したような体積流
量（ｃｆｍ）、密度（ｌｂｓ／ｆｔ2）及び容積流量（ｌｂｓ／分）は同様に、
従来の冷凍装置に対し図１１及び図１２に図示されている。
【００５６】 図５及び図９の比較から理解し得るように、ＸＤＸ装置内の供給空気と戻り空
気との温度差は、従来の装置における供給空気と戻り空気との温度差よりも実質
的に小さい。また、コンプレッサが圧送するときの各作動サイクルの部分は、従
来の装置の場合よりもＸＤＸ装置のほうがより短い。
気との温度差は、従来の装置における供給空気と戻り空気との温度差よりも実質
的に小さい。また、コンプレッサが圧送するときの各作動サイクルの部分は、従
来の装置の場合よりもＸＤＸ装置のほうがより短い。
【００５７】 以下に掲げた表Ｄ及び表Ｅは、コンプレッサが作動しているとき各冷凍サイク
ルの部分の間の図６乃至図８（ＸＤＸ）及び図１０乃至図１２（従来）に示した
冷媒の流量のデータの表である。これらのデータは、ベーパ測定計を使用して集
めたものであり、この測定計は、冷媒供給分のベーパ／液体が蓄積するため、量
的に正確ではなく、従って、算術的平均値は、実際のＣＦＭ又はｌｂｓ／分を反
映するものと解釈すべきではない。しかし、これらの値は、これら表の直ぐ後の
結論に記載した比較の為に信頼し得ると考えられる。
ルの部分の間の図６乃至図８（ＸＤＸ）及び図１０乃至図１２（従来）に示した
冷媒の流量のデータの表である。これらのデータは、ベーパ測定計を使用して集
めたものであり、この測定計は、冷媒供給分のベーパ／液体が蓄積するため、量
的に正確ではなく、従って、算術的平均値は、実際のＣＦＭ又はｌｂｓ／分を反
映するものと解釈すべきではない。しかし、これらの値は、これら表の直ぐ後の
結論に記載した比較の為に信頼し得ると考えられる。
【００５８】 表Ｄ 中程度温度装置−ＸＤＸ−蒸発器の入口の冷媒流量 時間 体積 密度 容積 （秒） （ｃｆｍ） （ｌｂｓ．／ｆｔ3） （ｌｂｓ．／分） ０ ４．２０ ０．９６ ４．０４ ５ ３．６８ ０．９２ ３．３８ １０ １．８１ １．１６ ２．１０ １５ １．０９ １．３０ １．４１ ２０ ２．５９ １．３９ ３．５９ ２５ １．０７ １．４３ １．５２ ３０ １．０７ １．４７ １．５６ ３５ ２．１８ １．５１ ３．２９ ４０ １．０３ １．５５ １．６０ ４５ １．０１ １．６１ １．６１ ５０ １．０３ １．６５ １．７０ ５５ １．０１ １．６８ １．６９ ６０ １．０３ １．６８ １．７３ ６５ １．０７ １．６９ １．８０ ７０ １．０５ １．６９ １．７７ ７５ １．０３ １．６９ １．７４ ８０ １．０３ １．７０ １．７５ ８５ ２．２０ １．７０ ３．７５ ９０ １．１９ １．７０ ２．０３ ９５ １．０６ １．７１ １．８０ １００ １．１２ １．７１ １．９１ １０５ １．０４ １．７０ １．７６ １１０ １．０６ １．７０ １．８０ １１５ １．０８ １．６９ １．８２ １２０ ２．４２ １．６７ ４．０３ １２５ １．０６ １．６２ １．７１ １３０ １．０４ １．５５ １．６１ １３５ １．１０ １．４６ １．６０ １４０ １．０８ １．３９ １．４９ １４５ ０．９７ １．２９ １．２５ 算数計算 １．４５ １．５４ ２．１０ 平均 標準偏差 ０．８２ ０．２２ ０．８３ 算術的平均値 １．４５ １．５３ ２．０９ 中央値 １．０７ １．６４ １．７５ 表Ｅ 中程度温度装置−従来−蒸発器の入口の冷媒流量 時間 体積 密度 容積 （秒） （ｃｆｍ） （ｌｂｓ．／ｆｔ3） （ｌｂｓ．／分） ０ １．４６ １．４６ ２．１３ ５ １．４４ １．５４ ２．２１ １ １．４０ １．４８ ２．０６ １５ １．４６ １．５６ ２．２８ ２０ １．８９ １．６５ ３．１１ ２５ １．４４ １．６９ ２．４３ ３０ １．６６ １．６２ ２．７０ ３５ １．７０ １．５６ ２．６６ ４０ １．００ １．５１ １．５２ ４５ １．０９ １．５０ １．６３ ５０ １．０４ １．４９ １．５６ ５５ １．５４ １．５１ ２．３３ ６０ １．６４ １．５５ ２．５５ ６５ １．２１ １．５７ １．９０ ７０ １．１９ １．５９ １．８９ ７５ １．１９ １．６０ １．９０ ８０ １．１８ １．５９ １．８９ ８５ １．０８ １．５７ １．６９ ９０ １．０６ １．５４ １．６２ ９５ ０．９７ １．４８ １．４４ １００ ０．８９ １．４５ １．２９ １０５ ０．８１ １．４３ １．１６ １１０ １．０６ １．４２ １．５０ １１５ ０．８５ １．４１ １．２０ １２０ ０．９５ １．４５ １．３８ １２５ １．０８ １．５１ １．６３ １３０ １．２８ １．５５ １．９９ １３５ １．２２ １．５７ １．９２ １４０ １．２６ １．５８ １．９９ １４５ １．２５ １．５７ １．９６ １５０ ２．０３ １．５２ ３．１０ １５５ １．１４ １．４６ １．６７ １６０ ０．９６ １．４２ １．３７ １６５ ０．８２ １．３２ １．０８ １７０ ０．４３ １．１９ ０．５１ 算数計算 １．２３ １．５２ １．８８ 平均 標準偏差 ０．３３ ０．０９ ０．５６ 算術的平均値 １．２２ １．５１ １．８６ 中央値 １．１９ １．５２ １．８９ これらデータは、所定の冷凍サイクルにおいて、本発明のＸＤＸ装置のコンプ
レッサは約１４５秒圧送する一方、従来の装置において、該装置は１７０秒（約
１７．２％だけ長い）圧送することを示す。従って、所定の冷凍サイクル中にお
けるＸＤＸの所要電力は、同一の冷却負荷を取り扱う従来のベーパ圧縮冷凍装置
に対する所要電力よりも大幅に少ない。
レッサは約１４５秒圧送する一方、従来の装置において、該装置は１７０秒（約
１７．２％だけ長い）圧送することを示す。従って、所定の冷凍サイクル中にお
けるＸＤＸの所要電力は、同一の冷却負荷を取り扱う従来のベーパ圧縮冷凍装置
に対する所要電力よりも大幅に少ない。
【００５９】 これに相応して、ＸＤＸ及び従来の装置に対する入口体積流量の比較から実証
されるように、ＸＤＸの蒸発器の入口における体積流量は、約１８％及びＸＤＸ
の容積流量は、約１１％それぞれ従来の装置を上回る。更に、ＸＤＸ装置と比較
して、従来の装置の体積、密度及び容積のデータがより均一であればある程（下
方標準偏差計算により実証）は、従来の装置においては、ＸＤＸ装置よりも、冷
媒供給分の補充がより均一であり且つ供給分に対する液体含有分がより高いこと
を示唆する。従って、これらデータは、ＸＤＸ装置において、蒸発器入口に対す
る冷媒の供給分は、同一の冷却負荷条件の下で作動し、同一の凝縮器、蒸発器及
びコンプレッサの構成要素を備える従来のベーパ圧縮冷凍装置における蒸発器へ
の入口冷媒供給量よりもベーパ対液体の比が大きいことを特徴とすることを確認
する。
されるように、ＸＤＸの蒸発器の入口における体積流量は、約１８％及びＸＤＸ
の容積流量は、約１１％それぞれ従来の装置を上回る。更に、ＸＤＸ装置と比較
して、従来の装置の体積、密度及び容積のデータがより均一であればある程（下
方標準偏差計算により実証）は、従来の装置においては、ＸＤＸ装置よりも、冷
媒供給分の補充がより均一であり且つ供給分に対する液体含有分がより高いこと
を示唆する。従って、これらデータは、ＸＤＸ装置において、蒸発器入口に対す
る冷媒の供給分は、同一の冷却負荷条件の下で作動し、同一の凝縮器、蒸発器及
びコンプレッサの構成要素を備える従来のベーパ圧縮冷凍装置における蒸発器へ
の入口冷媒供給量よりもベーパ対液体の比が大きいことを特徴とすることを確認
する。
【００６０】 更に、実施例ＩＩＩにて蒸発器の出口にて集められたデータは、入口における
体積流量及び容積流量と一致しており（すなわち、ＸＤＸ装置の体積流量及び容
積流量は、それぞれ従来の装置の体積流量及び容積流量を約１８％及び１１％上
回っていた）、このことは、ＸＤＸモードにて蒸発器から排出される冷媒は、多
少の液体を含む一方、従来モードにて蒸発器から排出される冷媒は完全にベーパ
であることを確認した。しかし、ＸＤＸモードにて蒸発器が排出する液体の量は
十分に少量であり、このため、コンプレッサへの供給分は完全にベーパであった
。従って、ＸＤＸモードにおいて、蒸発の潜熱がコイルの全体に沿って利用され
る一方、従来のモードにおいて蒸発器コイルの相当な部分は冷媒の蒸発潜熱を利
用しなかった。これらのデータが示すように、ＸＤＸ装置内の蒸発器コイルは、
蒸発器内の冷媒の全経路に沿ってより効率的である一方、比較可能な従来の装置
において、蒸発器の入口及び出口に隣接する少なくともコイルの部分にてより非
効率的である。
体積流量及び容積流量と一致しており（すなわち、ＸＤＸ装置の体積流量及び容
積流量は、それぞれ従来の装置の体積流量及び容積流量を約１８％及び１１％上
回っていた）、このことは、ＸＤＸモードにて蒸発器から排出される冷媒は、多
少の液体を含む一方、従来モードにて蒸発器から排出される冷媒は完全にベーパ
であることを確認した。しかし、ＸＤＸモードにて蒸発器が排出する液体の量は
十分に少量であり、このため、コンプレッサへの供給分は完全にベーパであった
。従って、ＸＤＸモードにおいて、蒸発の潜熱がコイルの全体に沿って利用され
る一方、従来のモードにおいて蒸発器コイルの相当な部分は冷媒の蒸発潜熱を利
用しなかった。これらのデータが示すように、ＸＤＸ装置内の蒸発器コイルは、
蒸発器内の冷媒の全経路に沿ってより効率的である一方、比較可能な従来の装置
において、蒸発器の入口及び出口に隣接する少なくともコイルの部分にてより非
効率的である。
【００６１】
この実施例は、本発明のベーパ圧縮冷凍装置（ＸＤＸ装置）の性能を低温範囲
で作動する従来の装置の性能と比較するものである。
で作動する従来の装置の性能と比較するものである。
【００６２】 ４つのドア付きのＩＦＩ冷凍機（モデルＥＰＧ−４）の冷凍回路には、本明細
書に記載したように多機能装置（スプーランＱ−本体サーモスタット式膨張弁を
含む）を設けた。同様のサーモスタット式膨張弁はバイパス管内に配管し、冷凍
回路がＸＤＸ冷凍装置又は従来の冷凍装置の何れかとして作動するようにした。
書に記載したように多機能装置（スプーランＱ−本体サーモスタット式膨張弁を
含む）を設けた。同様のサーモスタット式膨張弁はバイパス管内に配管し、冷凍
回路がＸＤＸ冷凍装置又は従来の冷凍装置の何れかとして作動するようにした。
【００６３】 この冷凍回路は、管の外径が１．２７ｃｍ（０．５インチ）及び圧縮装置（コ
ンプレッサ、凝縮器及びレシーバのアセンブリ）から蒸発器までの長さはＸＤ及
び従来のモデルの双方にて等しく約６．１０ｍ（約２０フィート）とした蒸発器
の供給管を含むものとした（ＸＤＸモードにて）。液体供給管（従来のモードに
おいて）の管の外径は０．９５ｃｍ（０．３７５インチ）とし、長さは略等しく
した。その双方の作動モードは、同一の凝縮器、蒸発器及び外径２．２２ｃｍ（
０．８７５インチ）の吸引管を使用した。その双方の作動モードにおいて、冷凍
回路は、ビッツァーモデル２ＣＬ−４．２Ｙコンプレッサにより作動させた。
ンプレッサ、凝縮器及びレシーバのアセンブリ）から蒸発器までの長さはＸＤ及
び従来のモデルの双方にて等しく約６．１０ｍ（約２０フィート）とした蒸発器
の供給管を含むものとした（ＸＤＸモードにて）。液体供給管（従来のモードに
おいて）の管の外径は０．９５ｃｍ（０．３７５インチ）とし、長さは略等しく
した。その双方の作動モードは、同一の凝縮器、蒸発器及び外径２．２２ｃｍ（
０．８７５インチ）の吸引管を使用した。その双方の作動モードにおいて、冷凍
回路は、ビッツァーモデル２ＣＬ−４．２Ｙコンプレッサにより作動させた。
【００６４】 感知バルブをＸＤＸモードにてコンプレッサから約０．６１ｍ（約２フィート
）の距離にて吸引管に取り付け且つ図１に関して上述したように多機能装置に接
続した。多機能装置のサーモスタット式膨張弁構成要素は８．３℃（１５°Ｆ）
の過熱状態に設定した。
）の距離にて吸引管に取り付け且つ図１に関して上述したように多機能装置に接
続した。多機能装置のサーモスタット式膨張弁構成要素は８．３℃（１５°Ｆ）
の過熱状態に設定した。
【００６５】 従来のモードにおいて、サーモスタット式膨張弁は、蒸発器の入口に隣接する
位置に配置し、センサは蒸発器の出口に隣接して配置した。この弁は、センサに
より測定した過熱温度が１．１℃（２°Ｆ）以上であるときに開くように設定し
た。
位置に配置し、センサは蒸発器の出口に隣接して配置した。この弁は、センサに
より測定した過熱温度が１．１℃（２°Ｆ）以上であるときに開くように設定し
た。
【００６６】 その双方の作動モードにおいて、回路には、同様の量のＡＺ−５０冷媒を充填
し、冷凍機内の作動温度範囲を−２６．１℃（−１５°Ｆ）乃至−２８．９℃（
−２０°Ｆ）の範囲とした。スポンサ・カンパニー（サウスカロライナ州、ウェ
ストミンスター）の流量計（モデルＩＴ−３００Ｎ）及び順応型流量計（モデル
ＳＰ１−ＣＢ−ＰＨ７−Ａ−４Ｘ）及びロジック・ビーチ・インコーポレーテッ
ド（カリフォルニア州、ラメサ）のハイパーロガーレコーダ（モデルＨＬ１）を
使用してデータの測定を行った。
し、冷凍機内の作動温度範囲を−２６．１℃（−１５°Ｆ）乃至−２８．９℃（
−２０°Ｆ）の範囲とした。スポンサ・カンパニー（サウスカロライナ州、ウェ
ストミンスター）の流量計（モデルＩＴ−３００Ｎ）及び順応型流量計（モデル
ＳＰ１−ＣＢ−ＰＨ７−Ａ−４Ｘ）及びロジック・ビーチ・インコーポレーテッ
ド（カリフォルニア州、ラメサ）のハイパーロガーレコーダ（モデルＨＬ１）を
使用してデータの測定を行った。
【００６７】 図１３には、この実施例のＸＤＸ装置に対する約２回の作動サイクルにて集め
たデータが示してある。特に、この図は、蒸発器の入口（１１２）、蒸発器の中
央（１１３）及び蒸発器の出口（１１４）における供給空気の温度（１１０）、
戻り空気の温度（１１１）、冷媒の温度を°Ｆの単位で示し、また、蒸発器の入
口（１１５）及び蒸発器の中央（１１６）における冷媒の圧力（ｐｓｉ）を示す
。
たデータが示してある。特に、この図は、蒸発器の入口（１１２）、蒸発器の中
央（１１３）及び蒸発器の出口（１１４）における供給空気の温度（１１０）、
戻り空気の温度（１１１）、冷媒の温度を°Ｆの単位で示し、また、蒸発器の入
口（１１５）及び蒸発器の中央（１１６）における冷媒の圧力（ｐｓｉ）を示す
。
【００６８】 これに相応して、図１５には、この実施例の従来のベーパ圧力冷凍装置に対す
る同様の回数の作動サイクルに亙って集めたデータが示してある。特に、図１５
には、蒸発器の中央（１２０）及び蒸発器の出口（１２１）における供給空気の
温度（１１７）、戻り空気の温度（１１８）及び冷媒の温度を°Ｆが示してある
。蒸発器の入口（１２２）及び蒸発器の中央（１２３）における冷媒圧力（ｐｓ
ｉ）も示してある。
る同様の回数の作動サイクルに亙って集めたデータが示してある。特に、図１５
には、蒸発器の中央（１２０）及び蒸発器の出口（１２１）における供給空気の
温度（１１７）、戻り空気の温度（１１８）及び冷媒の温度を°Ｆが示してある
。蒸発器の入口（１２２）及び蒸発器の中央（１２３）における冷媒圧力（ｐｓ
ｉ）も示してある。
【００６９】 表Ｆ乃至表Ｉには、ＸＤＸ装置及び従来の装置の各々の比較可能な時点におけ
る冷凍サイクル中の図１３及び図１５に図示したデータの比較が為されている。 表Ｆ ＸＤＸ及び従来の低温度装置に対する蒸発器のコイル温度及び圧力並びに供給／
戻り空気の温度の比較（冷凍モードサイクル部分内へ３０秒） ＸＤＸ 従来 供給空気（°Ｆ） −１９．９６６８ −１９．０６４５ 戻り空気（°Ｆ） −１７．５９７７ −１６．１２７５ 蒸発器コイル入口温度 −１８．６７９２ −１３．４４８２ （°Ｆ） 蒸発器コイル入口圧力 １７．９１２１ ２４．５３８１ （ｐｓｉ） 蒸発器コイル中央部温度 −１９．９４０４ −２３．２６５６ （°Ｆ） 蒸発器コイル中央部圧力 ３．５１５２６ ６．４２４８１ （ｐｓｉ） 蒸発器コイル出口温度 −１８．１８８５ −１７．９０３８ （°Ｆ） 表Ｆに示したデータは、ＸＤＸ及び従来の冷凍装置のそれぞれのコンプレッサ
が圧送を開始した後、３０秒にて測定したものである。図示するように、蒸発器
内の冷媒経路に沿った温度差は、ＸＤＸの場合よりも従来の装置の方が実質的に
大きい。特に、ＸＤＸに対するこの温度差は、−１７．５１℃（＋０．４９°Ｆ
）である一方、従来の装置の場合、−２０．２５℃（−４．４５°Ｆ）であった
。従って、これら装置の各々のこの作動サイクルの時点にて、ＸＤＸにより実現
可能な温度の有利な均一さは容易に実証される。同様に、ＸＤＸ装置において、
供給空気と戻り空気との間の温度差は、約−１６．４６℃（約２．３７°Ｆ）で
ある一方、従来の装置における供給空気と戻り空気との間の温度差は約−１６．
１４℃（約２．９４°Ｆ）である。これに相応して、冷却コイルと蒸発器内を循
環する空気との間の温度差は、従来の装置よりもＸＤＸ装置の方が実質的に小さ
い。例えば、戻り空気の温度と蒸発器コイルの出口との間の温度差はＸＤＸ装置
の場合、約−１７．４５℃（約０．５９°Ｆ）であり、従来の装置の場合、約−
１６．７８℃（約１．８°Ｆ）である。同様に、ＸＤＸ装置に対する蒸発器コイ
ルの入口と供給空気との間の温度差は約−１７．０６℃（約１．２９°Ｆ）であ
る一方、従来の装置に対する相応する温度差は約−１４．６７℃（約５．６°Ｆ
）である。
る冷凍サイクル中の図１３及び図１５に図示したデータの比較が為されている。 表Ｆ ＸＤＸ及び従来の低温度装置に対する蒸発器のコイル温度及び圧力並びに供給／
戻り空気の温度の比較（冷凍モードサイクル部分内へ３０秒） ＸＤＸ 従来 供給空気（°Ｆ） −１９．９６６８ −１９．０６４５ 戻り空気（°Ｆ） −１７．５９７７ −１６．１２７５ 蒸発器コイル入口温度 −１８．６７９２ −１３．４４８２ （°Ｆ） 蒸発器コイル入口圧力 １７．９１２１ ２４．５３８１ （ｐｓｉ） 蒸発器コイル中央部温度 −１９．９４０４ −２３．２６５６ （°Ｆ） 蒸発器コイル中央部圧力 ３．５１５２６ ６．４２４８１ （ｐｓｉ） 蒸発器コイル出口温度 −１８．１８８５ −１７．９０３８ （°Ｆ） 表Ｆに示したデータは、ＸＤＸ及び従来の冷凍装置のそれぞれのコンプレッサ
が圧送を開始した後、３０秒にて測定したものである。図示するように、蒸発器
内の冷媒経路に沿った温度差は、ＸＤＸの場合よりも従来の装置の方が実質的に
大きい。特に、ＸＤＸに対するこの温度差は、−１７．５１℃（＋０．４９°Ｆ
）である一方、従来の装置の場合、−２０．２５℃（−４．４５°Ｆ）であった
。従って、これら装置の各々のこの作動サイクルの時点にて、ＸＤＸにより実現
可能な温度の有利な均一さは容易に実証される。同様に、ＸＤＸ装置において、
供給空気と戻り空気との間の温度差は、約−１６．４６℃（約２．３７°Ｆ）で
ある一方、従来の装置における供給空気と戻り空気との間の温度差は約−１６．
１４℃（約２．９４°Ｆ）である。これに相応して、冷却コイルと蒸発器内を循
環する空気との間の温度差は、従来の装置よりもＸＤＸ装置の方が実質的に小さ
い。例えば、戻り空気の温度と蒸発器コイルの出口との間の温度差はＸＤＸ装置
の場合、約−１７．４５℃（約０．５９°Ｆ）であり、従来の装置の場合、約−
１６．７８℃（約１．８°Ｆ）である。同様に、ＸＤＸ装置に対する蒸発器コイ
ルの入口と供給空気との間の温度差は約−１７．０６℃（約１．２９°Ｆ）であ
る一方、従来の装置に対する相応する温度差は約−１４．６７℃（約５．６°Ｆ
）である。
【００７０】 表Ｇ ＸＤＸ及び従来の低温度装置に対する蒸発器のコイル温度及び圧力並びに供給／
戻り空気の温度の比較（冷凍モードサイクル部分の終了前、３０秒） ＸＤＸ 従来 供給空気（°Ｆ） −２４．０１１２ −２８．１５４８ 戻り空気（°Ｆ） −２１．６４１１ −２２．４３８５ 蒸発器コイル入口温度 −１６．９００４ −２５．６８３１ （°Ｆ） 蒸発器コイル入口圧力 １９．４３７ １２．８１３７ （ｐｓｉ） 蒸発器コイル中央部温度 −３５．０３８１ −３４．６９５３ （°Ｆ） 蒸発器コイル中央部圧力 ６．６０６８１ ２．９２６２１ （ｐｓｉ） 蒸発器コイル出口温度 −３４．０５８６ −３２．９４４４ （°Ｆ） 上記のデータが示すように、冷凍モードの終了前、３０秒にて（コンプレッサ
が圧送を停止する前）、供給空気と戻り空気との間の温度差は、ＸＤＸ装置の場
合、従来の装置の場合よりも小さい。特に、このサイクル時点におけるＸＤＸの
場合の供給空気と戻り空気との間の温度差は、約−１６．４４℃（２．４°Ｆ）
である一方、従来の装置の場合、この温度差は約−１４．６１℃（５．７°Ｆ）
である。更に、ＸＤＸ及び従来の装置の双方に同一の蒸発器を利用したため、従
来の装置（約１０ｐｓｉ）と比較したときのＸＤＸ装置の圧力降下（約１３ｐｓ
ｉ）（入口から中央部）がより大きいことは、ＸＤＸ装置の場合、液体／ベーパ
冷媒混合体中のベーパの量は、従来の装置よりも多量であることを示す。
戻り空気の温度の比較（冷凍モードサイクル部分の終了前、３０秒） ＸＤＸ 従来 供給空気（°Ｆ） −２４．０１１２ −２８．１５４８ 戻り空気（°Ｆ） −２１．６４１１ −２２．４３８５ 蒸発器コイル入口温度 −１６．９００４ −２５．６８３１ （°Ｆ） 蒸発器コイル入口圧力 １９．４３７ １２．８１３７ （ｐｓｉ） 蒸発器コイル中央部温度 −３５．０３８１ −３４．６９５３ （°Ｆ） 蒸発器コイル中央部圧力 ６．６０６８１ ２．９２６２１ （ｐｓｉ） 蒸発器コイル出口温度 −３４．０５８６ −３２．９４４４ （°Ｆ） 上記のデータが示すように、冷凍モードの終了前、３０秒にて（コンプレッサ
が圧送を停止する前）、供給空気と戻り空気との間の温度差は、ＸＤＸ装置の場
合、従来の装置の場合よりも小さい。特に、このサイクル時点におけるＸＤＸの
場合の供給空気と戻り空気との間の温度差は、約−１６．４４℃（２．４°Ｆ）
である一方、従来の装置の場合、この温度差は約−１４．６１℃（５．７°Ｆ）
である。更に、ＸＤＸ及び従来の装置の双方に同一の蒸発器を利用したため、従
来の装置（約１０ｐｓｉ）と比較したときのＸＤＸ装置の圧力降下（約１３ｐｓ
ｉ）（入口から中央部）がより大きいことは、ＸＤＸ装置の場合、液体／ベーパ
冷媒混合体中のベーパの量は、従来の装置よりも多量であることを示す。
【００７１】 表Ｈ ＸＤＸ及び従来の低温度装置の場合の蒸発器コイルの温度及び圧力並びに供給
／戻り空気の温度の比較 ＸＤＸ 従来 供給空気（°Ｆ） −２５．５８０１ −２９．１１２３ 戻り空気（°Ｆ） −２２．４９０２ −２３．０８３５ 蒸発器コイル入口温度 −３４．２８３２ −３４．２６４７ （°Ｆ） 蒸発器コイル入口圧力 ０．６０８８２６ ０．０６２９８５ （ｐｓｉ） 蒸発器コイル中央部温度 −３４．６５９２ −３４．６０７４ （°Ｆ） 蒸発器コイル中央部圧力 −０．９４７４４９ −１．５６６１ （ｐｓｉ） 蒸発器コイル出口温度 −３５．２２５６ −２７．６９９２ （°Ｆ） 表Ｈに掲げたデータは、負荷が満足され且つ装置が圧送するときの温度が降下
した時点にてＸＤＸ及び従来の装置の各々について測定したものである。これら
のデータが示すように、ＸＤＸ装置内の蒸発器において、従来の装置よりも冷却
コイルに沿った温度は実質的により均一であることを示す。特に、ＸＤＸの場合
の蒸発器コイルの入口及び出口との間の温度差は−２３．０６℃（−０．９５°
Ｆ）である一方、従来の装置の相応する位置における温度差は−１４．１２８℃
（＋６．５７°Ｆ）であった。同様に、ＸＤＸ装置における供給空気と戻り空気
との間の温度差は、約−１６．０６℃（３．１°Ｆ）である一方、従来の装置に
おける供給空気と戻り空気の温度差は、約−１４．４２８℃（６．０３°Ｆ）で
あった。
／戻り空気の温度の比較 ＸＤＸ 従来 供給空気（°Ｆ） −２５．５８０１ −２９．１１２３ 戻り空気（°Ｆ） −２２．４９０２ −２３．０８３５ 蒸発器コイル入口温度 −３４．２８３２ −３４．２６４７ （°Ｆ） 蒸発器コイル入口圧力 ０．６０８８２６ ０．０６２９８５ （ｐｓｉ） 蒸発器コイル中央部温度 −３４．６５９２ −３４．６０７４ （°Ｆ） 蒸発器コイル中央部圧力 −０．９４７４４９ −１．５６６１ （ｐｓｉ） 蒸発器コイル出口温度 −３５．２２５６ −２７．６９９２ （°Ｆ） 表Ｈに掲げたデータは、負荷が満足され且つ装置が圧送するときの温度が降下
した時点にてＸＤＸ及び従来の装置の各々について測定したものである。これら
のデータが示すように、ＸＤＸ装置内の蒸発器において、従来の装置よりも冷却
コイルに沿った温度は実質的により均一であることを示す。特に、ＸＤＸの場合
の蒸発器コイルの入口及び出口との間の温度差は−２３．０６℃（−０．９５°
Ｆ）である一方、従来の装置の相応する位置における温度差は−１４．１２８℃
（＋６．５７°Ｆ）であった。同様に、ＸＤＸ装置における供給空気と戻り空気
との間の温度差は、約−１６．０６℃（３．１°Ｆ）である一方、従来の装置に
おける供給空気と戻り空気の温度差は、約−１４．４２８℃（６．０３°Ｆ）で
あった。
【００７２】 表Ｉ ＸＤＸ及び従来の低温度装置に対する蒸発器コイルの温度及び圧力並びに供給
／戻り空気の温度の比較 ＸＤＸ 従来 供給空気（°Ｆ） −２０．４８１９ −２１．８２０８ 戻り空気（°Ｆ） −１８．００９８ −１８．３１８９ 蒸発器コイル入口温度 −１７．７００７ −２２．８５０６ （°Ｆ） 蒸発器コイル入口圧力 １０．４９６３ １５．２３４４ （ｐｓｉ） 蒸発器コイル中央部温度 −１９．３２２３ −２０．３５３ （°Ｆ） 蒸発器コイル中央部圧力 ９．０２８５７ １３．５６２７ （ｐｓｉ） 蒸発器コイル出口温度 −１９．５２８３ −２０．０４３５ （°Ｆ） これらデータは、コンプレッサが圧送を開始するようにソレノイドが開く温度
まで負荷時の温度が加熱された時点で測定したものである。
／戻り空気の温度の比較 ＸＤＸ 従来 供給空気（°Ｆ） −２０．４８１９ −２１．８２０８ 戻り空気（°Ｆ） −１８．００９８ −１８．３１８９ 蒸発器コイル入口温度 −１７．７００７ −２２．８５０６ （°Ｆ） 蒸発器コイル入口圧力 １０．４９６３ １５．２３４４ （ｐｓｉ） 蒸発器コイル中央部温度 −１９．３２２３ −２０．３５３ （°Ｆ） 蒸発器コイル中央部圧力 ９．０２８５７ １３．５６２７ （ｐｓｉ） 蒸発器コイル出口温度 −１９．５２８３ −２０．０４３５ （°Ｆ） これらデータは、コンプレッサが圧送を開始するようにソレノイドが開く温度
まで負荷時の温度が加熱された時点で測定したものである。
【００７３】 上記に示すように、ＸＤＸ装置は、従来の装置よりも、冷却コイルの全体に沿
って温度がより均一であることを示す。特に、ＸＤＸ装置は、温度差−１８．７
９℃（−１．８３°Ｆ）である一方、従来の装置の場合、蒸発器コイルの入口と
出口との間の温度差は約−１６．７１７℃（＋２．８１°Ｆ）であった。ＸＤＸ
装置は、また、ＸＤＸの場合、戻り空気と供給空気との間の温度差がより小さい
ことをも示し、この温度差は−１６．４０６℃（２．４７°Ｆ）である一方、従
来の装置の場合、−１５．７９４℃（３．５７°Ｆ）であった。また、従来の装
置の出口における冷媒流体の温度もこの出口にて冷媒流体の過飽和状態を示し、
従って、この流体は全ベーパの状態であった。
って温度がより均一であることを示す。特に、ＸＤＸ装置は、温度差−１８．７
９℃（−１．８３°Ｆ）である一方、従来の装置の場合、蒸発器コイルの入口と
出口との間の温度差は約−１６．７１７℃（＋２．８１°Ｆ）であった。ＸＤＸ
装置は、また、ＸＤＸの場合、戻り空気と供給空気との間の温度差がより小さい
ことをも示し、この温度差は−１６．４０６℃（２．４７°Ｆ）である一方、従
来の装置の場合、−１５．７９４℃（３．５７°Ｆ）であった。また、従来の装
置の出口における冷媒流体の温度もこの出口にて冷媒流体の過飽和状態を示し、
従って、この流体は全ベーパの状態であった。
【００７４】 更に、例えば、ＸＤＸ蒸発器コイルの入口の温度は、戻り空気の温度−２７．
７８℃（−１８．０°Ｆ）及び供給空気の温度−２９．１７℃（−２０．５°Ｆ
）よりも高い、−２７．６１℃（−１７．７°Ｆ）である。従って、調和された
空気からの水分はこの位置（一般に従来の装置で霜の蓄積が生じる箇所）にて蒸
発器コイルに堆積しないのみならず、作動サイクルの他の部分の間に以前に堆積
したすべての水分は蒸発し且つ調和した空気に戻されよう。このＸＤＸ装置の特
徴は、霜取りの必要性を実質的に軽減して、冷凍／冷凍機が長期間に亙って作動
することを可能にする。
７８℃（−１８．０°Ｆ）及び供給空気の温度−２９．１７℃（−２０．５°Ｆ
）よりも高い、−２７．６１℃（−１７．７°Ｆ）である。従って、調和された
空気からの水分はこの位置（一般に従来の装置で霜の蓄積が生じる箇所）にて蒸
発器コイルに堆積しないのみならず、作動サイクルの他の部分の間に以前に堆積
したすべての水分は蒸発し且つ調和した空気に戻されよう。このＸＤＸ装置の特
徴は、霜取りの必要性を実質的に軽減して、冷凍／冷凍機が長期間に亙って作動
することを可能にする。
【００７５】 図１４には、この実施例のＸＤＸ装置に対する単一の作動サイクルに亙って集
めたデータが示してある。図１３の場合のように、供給空気及び戻り空気の温度
は参照番号１１０、１１１で示し、蒸発器の入口、中央部及び出口における冷媒
の温度は参照番号１１２、１１３、１１４で示し、蒸発器の入口及び中央部にお
ける冷媒の圧力は参照番号１１５、１１６で示してある。これに相応して、図１
６には、この実施例の従来のベーパ圧力冷凍装置に対する単一の作動サイクルに
亙って集めたデータが示してある。供給空気及び戻り空気の温度測定値は、参照
番号１１７、１１８で示し、蒸発器の入口における冷媒の温度は参照番号１１９
、蒸発器の中央部の温度は参照番号１２０及び蒸発器の出口の温度は参照番号１
２１で示してある。蒸発器の入口（１２２）及び蒸発器（１２３）における冷媒
の圧力（ｐｓｉ）も示してある。この点に関して、ＸＤＸ装置に対する完全な作
動サイクルは１１分３９秒である一方、従来の装置の完全な作動サイクルは１６
分４０秒かかったことが分かるであろう。この著しく短縮したサイクル時間は、
従来のベーパ圧縮冷凍装置と比較したとき、本発明のＸＤＸ装置の改良された効
率を更に確認するものである。図１４及び図１６に示したデータの比較が以下の
表Ｊに掲げてある。
めたデータが示してある。図１３の場合のように、供給空気及び戻り空気の温度
は参照番号１１０、１１１で示し、蒸発器の入口、中央部及び出口における冷媒
の温度は参照番号１１２、１１３、１１４で示し、蒸発器の入口及び中央部にお
ける冷媒の圧力は参照番号１１５、１１６で示してある。これに相応して、図１
６には、この実施例の従来のベーパ圧力冷凍装置に対する単一の作動サイクルに
亙って集めたデータが示してある。供給空気及び戻り空気の温度測定値は、参照
番号１１７、１１８で示し、蒸発器の入口における冷媒の温度は参照番号１１９
、蒸発器の中央部の温度は参照番号１２０及び蒸発器の出口の温度は参照番号１
２１で示してある。蒸発器の入口（１２２）及び蒸発器（１２３）における冷媒
の圧力（ｐｓｉ）も示してある。この点に関して、ＸＤＸ装置に対する完全な作
動サイクルは１１分３９秒である一方、従来の装置の完全な作動サイクルは１６
分４０秒かかったことが分かるであろう。この著しく短縮したサイクル時間は、
従来のベーパ圧縮冷凍装置と比較したとき、本発明のＸＤＸ装置の改良された効
率を更に確認するものである。図１４及び図１６に示したデータの比較が以下の
表Ｊに掲げてある。
【００７６】 表Ｊ ＸＤＸ及び従来の低温度装置に対する全体的な全サイクルの蒸発器のコイル温
度及び圧力の比較 従来の場合 平均値 最小値 最大値 供給空気（°Ｆ） −２３．２ −２６．１ −２０ 戻り空気（°Ｆ） −２０．６ −２３．３ −１７．６ 蒸発器コイル入口温度 −２２．６ −３５．１ −１６．９ （°Ｆ） 蒸発器コイル入口圧力 ＋１１ ＋０．２ ＋１９．７ （ｐｓｉ） 蒸発器コイル中央部温度 −２９ −３５．８ −１８．９ （°Ｆ） 蒸発器コイル中央部圧力 ＋５．１ −１．２ ＋１３．３ （ｐｓｉ） 蒸発器コイル出口温度 −２５．８ −３５ −１７．８ （°Ｆ） ＸＤＸの場合 平均値 最小値 最大値 供給空気（°Ｆ） −２５．５ −２９ −２１ 戻り空気（°Ｆ） −２０．８ −２３．８ −１７．６ 蒸発器コイル入口温度 −２３ −３５．５ −１０．５ （°Ｆ） 蒸発器コイル入口圧力 ＋１２．９５ ＋０．６ ＋２５．８ （ｐｓｉ） 蒸発器コイル中央部温度 −３０．８ −３４．９ −２０ （°Ｆ） 蒸発器コイル中央部圧力 ＋５．５ −１．５６ ＋１３．６ （ｐｓｉ） 蒸発器コイル出口温度 −２７ −３５ −１８ （°Ｆ） 表Ｊのデータが示すように、この実施例におけるＸＤＸ装置の蒸発器の入口と
出口との間の平均温度差は−１９．５６℃（−３．２°Ｆ）である一方、従来の
装置の場合の温度差は−２０．０℃（−４°Ｆ）であった。これに相応して、Ｘ
ＤＸ装置における供給空気と戻り空気との間の平均温度差は−１６．３３℃（２
．６°Ｆ）である一方、従来の装置の場合、−１５．１７℃（４．７°Ｆ）であ
った。
度及び圧力の比較 従来の場合 平均値 最小値 最大値 供給空気（°Ｆ） −２３．２ −２６．１ −２０ 戻り空気（°Ｆ） −２０．６ −２３．３ −１７．６ 蒸発器コイル入口温度 −２２．６ −３５．１ −１６．９ （°Ｆ） 蒸発器コイル入口圧力 ＋１１ ＋０．２ ＋１９．７ （ｐｓｉ） 蒸発器コイル中央部温度 −２９ −３５．８ −１８．９ （°Ｆ） 蒸発器コイル中央部圧力 ＋５．１ −１．２ ＋１３．３ （ｐｓｉ） 蒸発器コイル出口温度 −２５．８ −３５ −１７．８ （°Ｆ） ＸＤＸの場合 平均値 最小値 最大値 供給空気（°Ｆ） −２５．５ −２９ −２１ 戻り空気（°Ｆ） −２０．８ −２３．８ −１７．６ 蒸発器コイル入口温度 −２３ −３５．５ −１０．５ （°Ｆ） 蒸発器コイル入口圧力 ＋１２．９５ ＋０．６ ＋２５．８ （ｐｓｉ） 蒸発器コイル中央部温度 −３０．８ −３４．９ −２０ （°Ｆ） 蒸発器コイル中央部圧力 ＋５．５ −１．５６ ＋１３．６ （ｐｓｉ） 蒸発器コイル出口温度 −２７ −３５ −１８ （°Ｆ） 表Ｊのデータが示すように、この実施例におけるＸＤＸ装置の蒸発器の入口と
出口との間の平均温度差は−１９．５６℃（−３．２°Ｆ）である一方、従来の
装置の場合の温度差は−２０．０℃（−４°Ｆ）であった。これに相応して、Ｘ
ＤＸ装置における供給空気と戻り空気との間の平均温度差は−１６．３３℃（２
．６°Ｆ）である一方、従来の装置の場合、−１５．１７℃（４．７°Ｆ）であ
った。
【００７７】
この実施例は、低温度範囲内で作動する本発明のベーパ圧縮冷凍装置（ＸＤＸ
装置）の性能を示し、特に、２回の完全な作動サイクルに亙る蒸発器の入口、中
央及び出口における冷媒の温度及び圧力の測定値を示すものである。
装置）の性能を示し、特に、２回の完全な作動サイクルに亙る蒸発器の入口、中
央及び出口における冷媒の温度及び圧力の測定値を示すものである。
【００７８】 ５つのドア付きＩＦＩ冷凍機（モデル°ＦＧ−５）の冷凍回路には、本明細書
にて説明したように多機能装置（スポアランＱ本体サーモスタット式膨張弁を含
む）を設けた。この冷凍回路は、管の直径が１．２７ｃｍ（０．５インチ）及び
全長（コンプレッサから蒸発器まで）が約６．１０ｍ（２０フィート）の蒸発器
供給管と、外径２．２２ｃｍ（０．８７５インチ）の吸引管とを含むものとした
。ビッツァーモデル２Ｑ−４．２Ｙコンプレッサにてこの冷凍回路を作動させた
。
にて説明したように多機能装置（スポアランＱ本体サーモスタット式膨張弁を含
む）を設けた。この冷凍回路は、管の直径が１．２７ｃｍ（０．５インチ）及び
全長（コンプレッサから蒸発器まで）が約６．１０ｍ（２０フィート）の蒸発器
供給管と、外径２．２２ｃｍ（０．８７５インチ）の吸引管とを含むものとした
。ビッツァーモデル２Ｑ−４．２Ｙコンプレッサにてこの冷凍回路を作動させた
。
【００７９】 感知バルブをＸＤＸモードにてコンプレッサから約０．６１ｍ（２フィート）
の距離に吸引管に取り付け且つ図１に関して上述したように多機能装置に接続し
た。多機能装置のサーモスタット式膨張弁の構成要素は８．３℃（１５°Ｆ）の
過熱状態に設定した。この回路にはＡＺ−５０冷媒を充填し、冷凍機内の運転温
度は−２６．１℃（−１５°Ｆ）乃至−２８．９℃（−２０°Ｆ）の範囲とした
。
の距離に吸引管に取り付け且つ図１に関して上述したように多機能装置に接続し
た。多機能装置のサーモスタット式膨張弁の構成要素は８．３℃（１５°Ｆ）の
過熱状態に設定した。この回路にはＡＺ−５０冷媒を充填し、冷凍機内の運転温
度は−２６．１℃（−１５°Ｆ）乃至−２８．９℃（−２０°Ｆ）の範囲とした
。
【００８０】 図１７乃至図１９には、２つの代表的な連続的な作動サイクルに亙る蒸発器の
入口、中央部及び出口にて集めた冷媒のデータが示してある。図１７において、
蒸発器への入口における冷媒の圧力（ｐｓｉ）及び温度（°Ｆ）は、それぞれ参
照番号１２８、１２７で示してある。相応する供給空気の温度（°Ｆ）及び戻り
空気の温度（°Ｆ）は、同様にそれぞれ参照番号１２５、１２６で示してある。
図１８、図１９、図２０において、蒸発器の入口、中央部及び出口における冷媒
の温度及び圧力は、同一の２回の作動サイクルに亙って示してある。
入口、中央部及び出口にて集めた冷媒のデータが示してある。図１７において、
蒸発器への入口における冷媒の圧力（ｐｓｉ）及び温度（°Ｆ）は、それぞれ参
照番号１２８、１２７で示してある。相応する供給空気の温度（°Ｆ）及び戻り
空気の温度（°Ｆ）は、同様にそれぞれ参照番号１２５、１２６で示してある。
図１８、図１９、図２０において、蒸発器の入口、中央部及び出口における冷媒
の温度及び圧力は、同一の２回の作動サイクルに亙って示してある。
【００８１】 この冷媒に対する位相ダイヤフラムデータの任意の所定の時点における圧力及
び温度の測定値を比較すると、冷媒が液体、ベーパ又は液体／ベーパの混合状態
にあるかどうかが分かる。かかる比較から、ＸＤＸ装置の場合、冷却コイル全体
の冷媒は、コンプレッサが作動する作動サイクルの顕著で且つ効果的な部分に対
し液体及びベーパの混合体の形態をしていることを示す。これに反して、従来の
装置において、コンプレッサが作動しているとき、冷媒液体とベーパの混合体が
冷却コイルの入口、中央部及び出口に同時に存在する作動サイクルの部分は存在
しない。このため、これらのデータは、コンプレッサが作動しているとき、蒸発
器内の冷媒の全経路に沿って蒸発の潜熱が効果的に利用されることを確認する。
び温度の測定値を比較すると、冷媒が液体、ベーパ又は液体／ベーパの混合状態
にあるかどうかが分かる。かかる比較から、ＸＤＸ装置の場合、冷却コイル全体
の冷媒は、コンプレッサが作動する作動サイクルの顕著で且つ効果的な部分に対
し液体及びベーパの混合体の形態をしていることを示す。これに反して、従来の
装置において、コンプレッサが作動しているとき、冷媒液体とベーパの混合体が
冷却コイルの入口、中央部及び出口に同時に存在する作動サイクルの部分は存在
しない。このため、これらのデータは、コンプレッサが作動しているとき、蒸発
器内の冷媒の全経路に沿って蒸発の潜熱が効果的に利用されることを確認する。
【００８２】
この実施例は、霜取りサイクルを必要とせずに、本発明のベーパ圧縮冷凍装置
（中程度及び低温度）（ＸＤＸ装置）が長時間に亙って霜取り無しで作動するこ
とを示す。
（中程度及び低温度）（ＸＤＸ装置）が長時間に亙って霜取り無しで作動するこ
とを示す。
【００８３】 低温度装置 低温度装置において、５つのドア付きＩＦＩ冷凍機（モデル°ＦＧ−５）の冷
凍回路には、本明細書にて説明したように多機能装置（スポアランＱ本体サーモ
スタット式膨張弁を含む）を設けた。蒸発器の供給管は、管の外径が１．２７ｃ
ｍ（０．５インチ）及び全長（コンプレッサから蒸発器まで）が約６．１０ｍ（
２０フィート）であるようにした。吸引管は略同一の全長とし、外径２．２２ｃ
ｍ（０．８７５インチ）とした。この冷凍回路は、ビッツァーモデル２Ｑ−４．
２Ｙコンプレッサで作動させた。
凍回路には、本明細書にて説明したように多機能装置（スポアランＱ本体サーモ
スタット式膨張弁を含む）を設けた。蒸発器の供給管は、管の外径が１．２７ｃ
ｍ（０．５インチ）及び全長（コンプレッサから蒸発器まで）が約６．１０ｍ（
２０フィート）であるようにした。吸引管は略同一の全長とし、外径２．２２ｃ
ｍ（０．８７５インチ）とした。この冷凍回路は、ビッツァーモデル２Ｑ−４．
２Ｙコンプレッサで作動させた。
【００８４】 感知バルブをコンプレッサから約０．６１ｍ（２フィート）の距離にて吸引管
に取り付け且つ図１に関して上述したように、多機能装置に接続した。多機能装
置のサーモスタット式膨張弁の構成要素は、８．３℃（１５°Ｆ）の過熱状態と
なるように設定した。
に取り付け且つ図１に関して上述したように、多機能装置に接続した。多機能装
置のサーモスタット式膨張弁の構成要素は、８．３℃（１５°Ｆ）の過熱状態と
なるように設定した。
【００８５】 回路にはＡＺ−５０冷媒を充填し、冷凍機内の作動温度は−２６．１℃（−１
５°Ｆ）乃至−２８．９℃（−２０°Ｆ）の範囲とした。 中程度温度装置 １１ドア付きラッセル（Ｒｕｓｓｅｌｌ）ウォークイン型冷却器の冷凍回路に
は、本明細書に記載したように多機能装置（スポアランＱ本体サーモスタット式
膨張弁を含む）を設けた。
５°Ｆ）乃至−２８．９℃（−２０°Ｆ）の範囲とした。 中程度温度装置 １１ドア付きラッセル（Ｒｕｓｓｅｌｌ）ウォークイン型冷却器の冷凍回路に
は、本明細書に記載したように多機能装置（スポアランＱ本体サーモスタット式
膨張弁を含む）を設けた。
【００８６】 この冷凍回路は、管の外径が１．２７ｃｍ（０．５インチ）及び全長（コンプ
レッサから蒸発器まで）が約６．１０ｍ（２０フィート）である蒸発器供給管を
含むものとした。吸引管は、略同一の全長を有し且つ外径が１．５９ｃｍ（０．
６２５インチ）であるようにした。この装置は、ビッツァーモデル２Ｖ−３．２
Ｙコンプレッサで作動させ且つＲ−４０４Ａ冷媒を使用した。
レッサから蒸発器まで）が約６．１０ｍ（２０フィート）である蒸発器供給管を
含むものとした。吸引管は、略同一の全長を有し且つ外径が１．５９ｃｍ（０．
６２５インチ）であるようにした。この装置は、ビッツァーモデル２Ｖ−３．２
Ｙコンプレッサで作動させ且つＲ−４０４Ａ冷媒を使用した。
【００８７】 感知バルブをコンプレッサから約０．６１ｍ（２フィート）の距離にて吸引管
に取り付け且つ図１に関して上述したように多機能装置に接続した。多機能装置
のサーモスタット式膨張弁の構成要素は１１．１℃（２０°Ｆ）の過熱状態とな
るように設定した。冷却器内の作動温度は０℃（−３２°Ｆ）乃至２．２℃（３
６°Ｆ）の範囲とした。
に取り付け且つ図１に関して上述したように多機能装置に接続した。多機能装置
のサーモスタット式膨張弁の構成要素は１１．１℃（２０°Ｆ）の過熱状態とな
るように設定した。冷却器内の作動温度は０℃（−３２°Ｆ）乃至２．２℃（３
６°Ｆ）の範囲とした。
【００８８】 現場試験の評価 独立的な試験／認定機関は、最初に冷凍機を検査し且つボックス温度が−７．
７℃（１８°Ｆ）であることを確認した。次に、この装置は、約４５分、高温ガ
スの霜取りサイクルを手操作で行い、吸気温度を１２．８℃（５５°Ｆ）にし、
これにより、完全に霜無しの蒸発器コイルであることを確認した。次に、冷凍機
は通常の冷却モードに手操作で戻し、霜取りサイクルを行わないようにすること
を確実にするため、ピンを霜取りクロックから除去した。冷凍機蒸発器のコイル
を視覚的に点検すると、清浄で且つ霜無しのコイルであることが分かった。
７℃（１８°Ｆ）であることを確認した。次に、この装置は、約４５分、高温ガ
スの霜取りサイクルを手操作で行い、吸気温度を１２．８℃（５５°Ｆ）にし、
これにより、完全に霜無しの蒸発器コイルであることを確認した。次に、冷凍機
は通常の冷却モードに手操作で戻し、霜取りサイクルを行わないようにすること
を確実にするため、ピンを霜取りクロックから除去した。冷凍機蒸発器のコイル
を視覚的に点検すると、清浄で且つ霜無しのコイルであることが分かった。
【００８９】 これと同時に、この独立的な試験／認定機関は、ウォークイン冷却器の視覚的
な検査を行い、ボックス温度が−０．６℃（３１°Ｆ）を保つことを確認した。
コイルは霜無しであることを確認し且つ霜取りサイクルを行わないことを確実に
するため全てのピンを霜取りクロックから引抜いた。
な検査を行い、ボックス温度が−０．６℃（３１°Ｆ）を保つことを確認した。
コイルは霜無しであることを確認し且つ霜取りサイクルを行わないことを確実に
するため全てのピンを霜取りクロックから引抜いた。
【００９０】 上記の操作後３５日で、更なる検査を行い、冷凍機が依然として−２７．８℃
（−１８°Ｆ）であることを確認した。冷凍機蒸発器コイルを視覚的に点検する
と、３５日以前と実質的に同一であることが分かった。冷凍機のルーフトップ凝
縮器は過剰な着氷を何ら示さなかった。霜取りは不要である一方、冷凍機装置は
、１時間以下の時間をかけて高温ガスの霜取りサイクルを手操作で行い、霜取り
の終了時に吸気温度が１２．８℃（５５°Ｆ）となるようにした。次に、冷凍機
を再始動させ、その内部の温度をその通常の運転レベルまで降下させた。冷却器
を視覚的に検査すると、その温度は−０．６℃（３１°Ｆ）に保たれたことを確
認した。
（−１８°Ｆ）であることを確認した。冷凍機蒸発器コイルを視覚的に点検する
と、３５日以前と実質的に同一であることが分かった。冷凍機のルーフトップ凝
縮器は過剰な着氷を何ら示さなかった。霜取りは不要である一方、冷凍機装置は
、１時間以下の時間をかけて高温ガスの霜取りサイクルを手操作で行い、霜取り
の終了時に吸気温度が１２．８℃（５５°Ｆ）となるようにした。次に、冷凍機
を再始動させ、その内部の温度をその通常の運転レベルまで降下させた。冷却器
を視覚的に検査すると、その温度は−０．６℃（３１°Ｆ）に保たれたことを確
認した。
【００９１】 独立的な試験／認定機関が確認した文書による結論の結果、冷凍機は、霜取り
サイクルを必要とせずに約−２７．８℃（−１８°Ｆ）のボックス温度を維持し
、そのコイルは霜又は氷の蓄積の影響を受けないことが確認された。従って、冷
凍機内に保持された製品を検査すると、その上に水分又は霜の蓄積は何ら観察さ
れなかった。ウォークイン冷却器に関して、この機関は、同様に、３５日の期間
後、装置が−０．６℃（３１°Ｆ）の温度を保ち、その３５日の期間中、何ら霜
取りサイクルを行うことなく、コイルの上に霜が蓄積しなかったという結論を下
した。その後の検査の結果、２００日に亙ってＸＤＸウォークイン冷却器、及び
６５日に亙ってＸＤＸ冷凍機について、これらと同一の結果が得られることが分
かった。
サイクルを必要とせずに約−２７．８℃（−１８°Ｆ）のボックス温度を維持し
、そのコイルは霜又は氷の蓄積の影響を受けないことが確認された。従って、冷
凍機内に保持された製品を検査すると、その上に水分又は霜の蓄積は何ら観察さ
れなかった。ウォークイン冷却器に関して、この機関は、同様に、３５日の期間
後、装置が−０．６℃（３１°Ｆ）の温度を保ち、その３５日の期間中、何ら霜
取りサイクルを行うことなく、コイルの上に霜が蓄積しなかったという結論を下
した。その後の検査の結果、２００日に亙ってＸＤＸウォークイン冷却器、及び
６５日に亙ってＸＤＸ冷凍機について、これらと同一の結果が得られることが分
かった。
【００９２】
上記の実施例にて、本発明のベーパ圧縮装置（ＸＤＸ装置）の各々において、
多機能装置（膨張弁を含む）をコンプレッサ及び凝縮器装置に近接する位置に配
置した。全体として、特に、商業的冷凍装置において、コンプレッサ、膨張装置
及び凝縮器を該凝縮器と関係した冷凍又は冷凍機の室から遠方に配置することが
好ましいが、多機能装置が凝縮器及び蒸発器から比較的離れた位置に配置された
状態で試験を行った。
多機能装置（膨張弁を含む）をコンプレッサ及び凝縮器装置に近接する位置に配
置した。全体として、特に、商業的冷凍装置において、コンプレッサ、膨張装置
及び凝縮器を該凝縮器と関係した冷凍又は冷凍機の室から遠方に配置することが
好ましいが、多機能装置が凝縮器及び蒸発器から比較的離れた位置に配置された
状態で試験を行った。
【００９３】 この実施例において、１１個のドア付き冷却器（約９．１４４ｍ（３０フィー
ト）×２．４３８ｍ（８フィート））には、２つのウァーレンシェラーモデル（
Ｗａｒｒｅｎ Ｓｃｈｅｒｅｒ Ｍｏｄｅｌ）ＳＰＡ３−１３９蒸発器を設けた
。圧縮装置（コープランドモデルＺＦ１３−Ｋ４Ｅスクロールコンプレッサ、凝
縮器及びレシーバを含む）を長さ約９．１４４ｍ（３０フィート）の液体供給管
により本明細書に記載した型式のタンデム型の対の多機能装置（その各々がスポ
アランＱ本体サーモスタット式膨張弁を含む）に接続した。これら多機能装置の
各々を蒸発器の供給管により単一の蒸発器に接続した。この場合、蒸発器の供給
管は外径が０．９５ｃｍ（３／８インチ）、長さが約６．１０ｍ（２０フィート
）であり、その他の場合、外径が１．２７ｃｍ（０．５インチ）及び長さが約９
．１４ｍ（３０フィート）の蒸発器供給管とした。
ト）×２．４３８ｍ（８フィート））には、２つのウァーレンシェラーモデル（
Ｗａｒｒｅｎ Ｓｃｈｅｒｅｒ Ｍｏｄｅｌ）ＳＰＡ３−１３９蒸発器を設けた
。圧縮装置（コープランドモデルＺＦ１３−Ｋ４Ｅスクロールコンプレッサ、凝
縮器及びレシーバを含む）を長さ約９．１４４ｍ（３０フィート）の液体供給管
により本明細書に記載した型式のタンデム型の対の多機能装置（その各々がスポ
アランＱ本体サーモスタット式膨張弁を含む）に接続した。これら多機能装置の
各々を蒸発器の供給管により単一の蒸発器に接続した。この場合、蒸発器の供給
管は外径が０．９５ｃｍ（３／８インチ）、長さが約６．１０ｍ（２０フィート
）であり、その他の場合、外径が１．２７ｃｍ（０．５インチ）及び長さが約９
．１４ｍ（３０フィート）の蒸発器供給管とした。
【００９４】 外径が１．５９ｃｍ（０．６２５インチ）の共通の吸引管をコンプレッサに対
し蒸発器の各々に接続した。冷却器内の作動温度は０℃（３２°Ｆ）乃至２．２
℃（３６°Ｆ）とした。冷凍回路はＲ−２２冷媒で充填した。コンプレッサから
約９．１４ｍ（３０フィート）にて吸引管に取り付けた感知バルブを多機能装置
の各々に作用可能に接続し、該多機能装置の各々には、１６．７℃（３０°Ｆ）
過熱状態となるように設定したスポアランＱ本体サーモスタット式膨張弁を設け
た。
し蒸発器の各々に接続した。冷却器内の作動温度は０℃（３２°Ｆ）乃至２．２
℃（３６°Ｆ）とした。冷凍回路はＲ−２２冷媒で充填した。コンプレッサから
約９．１４ｍ（３０フィート）にて吸引管に取り付けた感知バルブを多機能装置
の各々に作用可能に接続し、該多機能装置の各々には、１６．７℃（３０°Ｆ）
過熱状態となるように設定したスポアランＱ本体サーモスタット式膨張弁を設け
た。
【００９５】 ６５日以上の期間に亙ってこの中程度温度装置を連続的に作動させた結果、蒸
発器の各々におけるコイルは、上述した改良された蒸発器コイルの熱伝達効率、
その表面における氷又は霜の蓄積の不存在及び本発明のその他の有利な点を特徴
とするものであることが確認された。従って、この実施例は、本発明の利点は、
適正な状態下にて、コンプレッサ装置に近接していない多機能装置により得られ
ることを実証し、また、単一のコンプレッサ装置を有する１つ以上の多機能装置
を使用することを更に示すものである。
発器の各々におけるコイルは、上述した改良された蒸発器コイルの熱伝達効率、
その表面における氷又は霜の蓄積の不存在及び本発明のその他の有利な点を特徴
とするものであることが確認された。従って、この実施例は、本発明の利点は、
適正な状態下にて、コンプレッサ装置に近接していない多機能装置により得られ
ることを実証し、また、単一のコンプレッサ装置を有する１つ以上の多機能装置
を使用することを更に示すものである。
【００９６】 上述したように、本発明を採用する冷凍／冷凍機の蒸発器入口における体積及
び容積速度は、同一の冷媒を採用し且つ同一のコイル負荷及び蒸発器温度状態に
て作動する従来の冷凍／冷凍機装置におけるよりも速い。今日まで集めたデータ
に基づけば、ＸＤＸに対する冷媒蒸発器の入口の体積速度は同様の冷却負荷及び
蒸発器の温度状態下にて同様の冷媒を採用し且つ作動する冷媒の体積速度よりも
少なくとも約１０％、全体として１０％乃至２５％上回ると考えられる。これに
相応して、今日まで集めたデータに基づけば、ＸＤＸに対する冷媒の蒸発器入口
の容積速度は同一の冷媒を採用し且つ同様の冷却負荷及び蒸発温度状態下にて作
動する冷媒蒸発器の入口の容積速度を少なくとも約５％、全体として５％乃至２
０％上回ると考えられる。
び容積速度は、同一の冷媒を採用し且つ同一のコイル負荷及び蒸発器温度状態に
て作動する従来の冷凍／冷凍機装置におけるよりも速い。今日まで集めたデータ
に基づけば、ＸＤＸに対する冷媒蒸発器の入口の体積速度は同様の冷却負荷及び
蒸発器の温度状態下にて同様の冷媒を採用し且つ作動する冷媒の体積速度よりも
少なくとも約１０％、全体として１０％乃至２５％上回ると考えられる。これに
相応して、今日まで集めたデータに基づけば、ＸＤＸに対する冷媒の蒸発器入口
の容積速度は同一の冷媒を採用し且つ同様の冷却負荷及び蒸発温度状態下にて作
動する冷媒蒸発器の入口の容積速度を少なくとも約５％、全体として５％乃至２
０％上回ると考えられる。
【００９７】 同様に、圧縮装置と蒸発器との間のＸＤＸのおける液体／ベーパ冷媒混合体の
線形流量は、典型的に４５．７２（１５０）乃至１０６．６８ｍ（３５０フィー
ト）／分にて流れる従来の装置における液体冷媒の値を上回るであろう。今日ま
で行った試験に基づけば、圧縮装置と蒸発器との間の蒸発器の供給管内の線形流
量は、全体として少なくとも１２１．９２ｍ（４００フィート）／分、及び全体
として、約１２１．９２ｍ（４００フィート）乃至２２８．６ｍ（７５０フィー
ト）／分以上であると考えられる。
線形流量は、典型的に４５．７２（１５０）乃至１０６．６８ｍ（３５０フィー
ト）／分にて流れる従来の装置における液体冷媒の値を上回るであろう。今日ま
で行った試験に基づけば、圧縮装置と蒸発器との間の蒸発器の供給管内の線形流
量は、全体として少なくとも１２１．９２ｍ（４００フィート）／分、及び全体
として、約１２１．９２ｍ（４００フィート）乃至２２８．６ｍ（７５０フィー
ト）／分以上であると考えられる。
【００９８】 更に、蒸発器内のコイルの全体を完全に活用するため、冷媒の排出分（すなわ
ち蒸発の出口における）は、全体のベーパ／液体質量の僅かな液体部分（例えば
、約２％以下）を含むことが好ましい。
ち蒸発の出口における）は、全体のベーパ／液体質量の僅かな液体部分（例えば
、約２％以下）を含むことが好ましい。
【００９９】 多機能弁又は装置１２５の別の実施の形態が図２１乃至図２３に図示されてお
り、全体として参照番号１２５で示してある。この実施の形態は、全体として参
照番号１８で示した図２乃至図４に図示したものと機能的に同様である。図示す
るように、この実施の形態は、その１つを図２３に図示し且つ参照番号１２９で
示した一対の仕切弁及びカラーアセンブリを受け入れる一対のねじ付きボス１２
７、１２８を有する単一の構造体の構造とされることが好ましい主要本体すなわ
ちハウジング１２６を有している。このアセンブリは、ねじ付きカラー１３０と
、ガスケット１３１と、ばね１３５を含む往復運動可能な弁ピン１３４を受け入
れる中央穴１３３を有するソレノイド作動式仕切弁受け入れ部材１３２と、ハウ
ジング１２６のウェル１４０内に密封可能に受け入れられる寸法とされた弾性的
シール１３９を有する弁座部材１３８の穴１３７内に受け入れられたニードル弁
要素１３６とを含んでいる。弁座部材１４１は、弁座部材１３８のリセス部１４
２内にきちっと受け入れられている。弁座部材１４１は、貫通する冷媒の流れを
調節し得るようにニードル弁要素１３６と協働する穴１４３を有している。
り、全体として参照番号１２５で示してある。この実施の形態は、全体として参
照番号１８で示した図２乃至図４に図示したものと機能的に同様である。図示す
るように、この実施の形態は、その１つを図２３に図示し且つ参照番号１２９で
示した一対の仕切弁及びカラーアセンブリを受け入れる一対のねじ付きボス１２
７、１２８を有する単一の構造体の構造とされることが好ましい主要本体すなわ
ちハウジング１２６を有している。このアセンブリは、ねじ付きカラー１３０と
、ガスケット１３１と、ばね１３５を含む往復運動可能な弁ピン１３４を受け入
れる中央穴１３３を有するソレノイド作動式仕切弁受け入れ部材１３２と、ハウ
ジング１２６のウェル１４０内に密封可能に受け入れられる寸法とされた弾性的
シール１３９を有する弁座部材１３８の穴１３７内に受け入れられたニードル弁
要素１３６とを含んでいる。弁座部材１４１は、弁座部材１３８のリセス部１４
２内にきちっと受け入れられている。弁座部材１４１は、貫通する冷媒の流れを
調節し得るようにニードル弁要素１３６と協働する穴１４３を有している。
【０１００】 第一の入口１４４（先に説明した実施の形態の第一の入口２４に相応する）は
、膨張装置（例えば、サーモスタット式膨張弁）から液体供給冷媒を受け取り、
第二の入口（先に説明した実施の形態の第二の入口２６に相応する）は、霜取り
サイクル中、コンプレッサから高温のガスを受け取る。弁体１２６は、共通のチ
ャンバ１４６（先に説明した実施の形態のチャンバ４０に相応する）を有してい
る。サーモスタット式膨張弁（図示せず）は、半円形ウェル１４７内への入口１
４４を通る凝縮器からの冷媒を受け取り、この冷媒は、仕切弁１２９が開放され
たとき、共通のチャンバ１４６内に進み且つ出口１４８（先に説明した実施の形
態の出口４１に相応する）を通って装置から出る。
、膨張装置（例えば、サーモスタット式膨張弁）から液体供給冷媒を受け取り、
第二の入口（先に説明した実施の形態の第二の入口２６に相応する）は、霜取り
サイクル中、コンプレッサから高温のガスを受け取る。弁体１２６は、共通のチ
ャンバ１４６（先に説明した実施の形態のチャンバ４０に相応する）を有してい
る。サーモスタット式膨張弁（図示せず）は、半円形ウェル１４７内への入口１
４４を通る凝縮器からの冷媒を受け取り、この冷媒は、仕切弁１２９が開放され
たとき、共通のチャンバ１４６内に進み且つ出口１４８（先に説明した実施の形
態の出口４１に相応する）を通って装置から出る。
【０１０１】 図２１に最も良く図示したように、弁体１２６は、第一の入口１４４を共通の
チャンバ１４６と連通させる第一の通路１４９（先に説明した実施の形態の第一
の通路３８に相応する）を有している。同様の仕方にて、第二の通路１５０（先
に説明した実施の形態の第二の通路４８に相応する）は、第二の入口１４５を共
通のチャンバ１４６に連通させる。
チャンバ１４６と連通させる第一の通路１４９（先に説明した実施の形態の第一
の通路３８に相応する）を有している。同様の仕方にて、第二の通路１５０（先
に説明した実施の形態の第二の通路４８に相応する）は、第二の入口１４５を共
通のチャンバ１４６に連通させる。
【０１０２】 多機能弁又は装置１２５の作用に関する限り、その構成要素は冷凍及び霜取り
サイクル中、同一の仕方にて機能するため、先に説明した実施の形態を参照する
。
サイクル中、同一の仕方にて機能するため、先に説明した実施の形態を参照する
。
【０１０３】 本発明及びその色々な局面は、他の形態のベーパ圧縮冷凍装置にて具体化する
ことができ、また、本発明の精神及び範囲から逸脱せずに、その改変例及び変更
例が具体化可能であることはこの技術の当業者に明らかであろう。従って、本発
明は、特許請求の範囲の記載によってのみ限定されるべきものである。
ことができ、また、本発明の精神及び範囲から逸脱せずに、その改変例及び変更
例が具体化可能であることはこの技術の当業者に明らかであろう。従って、本発
明は、特許請求の範囲の記載によってのみ限定されるべきものである。
【図１】 本発明の１つの実施の形態によるベーパ圧縮装置の概略図である。
【図２】 本発明の１つの実施の形態による多機能弁又は装置の正面側部の部分断面図と
した側面図である。
した側面図である。
【図３】 図２に図示した多機能弁又は装置の第二の側部の部分断面図とした側面図であ
る。
る。
【図４】 図２及び図３に図示した多機能弁又は装置の部分断面図とした分解図である。
【図５】 蒸発器への入口における供給冷媒の圧力及び温度を示し、更に、供給空気の温
度及び戻り空気の温度対本発明を具体化する中程度温度ベーパ圧縮冷凍装置の２
つの作動サイクルの時間を示すデータプロットである。
度及び戻り空気の温度対本発明を具体化する中程度温度ベーパ圧縮冷凍装置の２
つの作動サイクルの時間を示すデータプロットである。
【図６】 蒸発器への入口における供給冷媒の体積流量対図５に図示した２つの同一の作
動サイクルの時間を示すデータプロットである。
動サイクルの時間を示すデータプロットである。
【図７】 蒸発器への入口における供給冷媒の密度対図５に図示した同一の２つの作動サ
イクルの時間を示すデータプロットである。
イクルの時間を示すデータプロットである。
【図８】 蒸発器への入口における供給冷媒の体積流量対図５に図示した同一の２つの作
動サイクルの時間を示すデータプロットである。
動サイクルの時間を示すデータプロットである。
【図９】 蒸発器への入口における冷媒の圧力及び温度を示し、更に、供給空気の温度及
び戻り空気の温度対従来の中程度温度ベーパ圧縮冷凍装置の２つの作動サイクル
の時間を示すデータプロットである。
び戻り空気の温度対従来の中程度温度ベーパ圧縮冷凍装置の２つの作動サイクル
の時間を示すデータプロットである。
【図１０】 蒸発器への入口における供給冷媒の体積流量対図９に図示した同一の２つの作
動サイクルの時間を示すデータプロットである。
動サイクルの時間を示すデータプロットである。
【図１１】 蒸発器への入口における供給冷媒の密度対図９に図示した同一の２つの作動サ
イクルの時間を示すデータプロットである。
イクルの時間を示すデータプロットである。
【図１２】 蒸発器への入口における冷媒の容積流量対図９に図示した同一の２つの作動サ
イクルの時間を示すデータプロットである。
イクルの時間を示すデータプロットである。
【図１３】 蒸発器の冷却コイルに沿った色々な位置における冷媒の圧力及び温度を示し、
更に、供給空気の温度及び戻り空気の温度対本発明を具体化する低温度ベーパ圧
縮冷凍装置の２つの作動サイクルの時間を示すデータプロットである。
更に、供給空気の温度及び戻り空気の温度対本発明を具体化する低温度ベーパ圧
縮冷凍装置の２つの作動サイクルの時間を示すデータプロットである。
【図１４】 蒸発器内の冷却コイルに沿った冷媒の圧力及び温度を示し、更に、供給空気の
温度及び戻り空気の温度対本発明を具体化する低温度ベーパ圧縮冷凍装置の１つ
の作動サイクルの時間を示すデータプロットである。
温度及び戻り空気の温度対本発明を具体化する低温度ベーパ圧縮冷凍装置の１つ
の作動サイクルの時間を示すデータプロットである。
【図１５】 蒸発器の冷却コイルに沿った色々な位置における冷媒の圧力及び温度を示し、
更に、供給空気の温度及び戻り空気の温度対従来の低温度ベーパ圧縮冷凍装置の
２つの作動サイクルの時間を示すデータプロットである。
更に、供給空気の温度及び戻り空気の温度対従来の低温度ベーパ圧縮冷凍装置の
２つの作動サイクルの時間を示すデータプロットである。
【図１６】 蒸発器の冷却コイルに沿った色々な位置における冷媒の圧力及び温度を示し、
更に、供給空気の温度及び戻り空気の温度対従来の低温度ベーパ圧縮冷凍装置の
１つの作動サイクルの時間を示すデータプロットである。
更に、供給空気の温度及び戻り空気の温度対従来の低温度ベーパ圧縮冷凍装置の
１つの作動サイクルの時間を示すデータプロットである。
【図１７】 蒸発器内の冷却コイルの入口、中央及び出口における冷媒の圧力及び温度を示
し、更に、供給空気の温度及び戻り空気の温度対本発明の更なる実施の形態によ
る低温度ベーパ圧縮冷凍装置の２つの作動サイクルの時間を示すデータプロット
である。
し、更に、供給空気の温度及び戻り空気の温度対本発明の更なる実施の形態によ
る低温度ベーパ圧縮冷凍装置の２つの作動サイクルの時間を示すデータプロット
である。
【図１８】 図１７に図示したものと同一の２つの作動サイクル中の蒸発器の入口における
供給冷媒の温度及び圧力を示すデータプロットである。
供給冷媒の温度及び圧力を示すデータプロットである。
【図１９】 図１７に図示した蒸発器の冷却コイルの中央における冷媒の圧力及び温度を示
すデータプロットである。
すデータプロットである。
【図２０】 図１７に図示したものと同一の２つの作動サイクル中の蒸発器内の冷却コイル
の出口における冷媒の圧力及び温度を示すデータプロットである。
の出口における冷媒の圧力及び温度を示すデータプロットである。
【図２１】 本発明の更なる実施の形態による多機能弁又は装置における弁体の部分断面図
とした平面図である。
とした平面図である。
【図２２】 図２１に図示した多機能弁の弁体の側面図である。
【図２３】 図２１及び図２２に図示した多機能弁又は装置の部分断面図とした分解図であ
る。
る。
【手続補正書】
【提出日】平成１３年７月１３日（２００１．７．１３）
【手続補正１】
【補正対象書類名】明細書
【補正対象項目名】特許請求の範囲
【補正方法】変更
【補正の内容】
【特許請求の範囲】
───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (81)指定国 ＥＰ(ＡＴ，ＢＥ，ＣＨ，ＣＹ， ＤＥ，ＤＫ，ＥＳ，ＦＩ，ＦＲ，ＧＢ，ＧＲ，ＩＥ，Ｉ Ｔ，ＬＵ，ＭＣ，ＮＬ，ＰＴ，ＳＥ)，ＯＡ(ＢＦ，ＢＪ ，ＣＦ，ＣＧ，ＣＩ，ＣＭ，ＧＡ，ＧＮ，ＧＷ，ＭＬ， ＭＲ，ＮＥ，ＳＮ，ＴＤ，ＴＧ)，ＡＰ(ＧＨ，ＧＭ，Ｋ Ｅ，ＬＳ，ＭＷ，ＳＤ，ＳＬ，ＳＺ，ＴＺ，ＵＧ，ＺＷ )，ＥＡ(ＡＭ，ＡＺ，ＢＹ，ＫＧ，ＫＺ，ＭＤ，ＲＵ， ＴＪ，ＴＭ)，ＡＥ，ＡＬ，ＡＭ，ＡＴ，ＡＵ，ＡＺ， ＢＡ，ＢＢ，ＢＧ，ＢＲ，ＢＹ，ＣＡ，ＣＨ，ＣＮ，Ｃ Ｒ，ＣＵ，ＣＺ，ＤＥ，ＤＫ，ＤＭ，ＥＥ，ＥＳ，ＦＩ ，ＧＢ，ＧＤ，ＧＥ，ＧＨ，ＧＭ，ＨＲ，ＨＵ，ＩＤ， ＩＬ，ＩＮ，ＩＳ，ＪＰ，ＫＥ，ＫＧ，ＫＰ，ＫＲ，Ｋ Ｚ，ＬＣ，ＬＫ，ＬＲ，ＬＳ，ＬＴ，ＬＵ，ＬＶ，ＭＡ ，ＭＤ，ＭＧ，ＭＫ，ＭＮ，ＭＷ，ＭＸ，ＮＯ，ＮＺ， ＰＬ，ＰＴ，ＲＯ，ＲＵ，ＳＤ，ＳＥ，ＳＧ，ＳＩ，Ｓ Ｋ，ＳＬ，ＴＪ，ＴＭ，ＴＲ，ＴＴ，ＴＺ，ＵＡ，ＵＧ ，ＵＺ，ＶＮ，ＹＵ，ＺＡ，ＺＷ
Claims (38)
- 【請求項１】 蒸発器内の蒸発器コイルと熱交換関係にて前記蒸発器を通じ
て循環する媒質から蒸発器が熱を除去し、 前記コイルが膨張装置と流れ連通状態にある入口と、コンプレッサと流れ連通
状態にある出口とを有する、ベーパ圧縮冷凍装置の作動方法において、 所定の質量流量及び所定の体積流量速度にて冷媒ベーパ及び液体の混合体を蒸
発器コイルの入口に供給し、 前記混合体が実質的なベーパ部分を含み、 前記液体の実質的に全てが、前記混合体が前記蒸発器コイルを通って進むとき
、ベーパに変換され、 前記蒸発器コイルの入口にて前記混合体中に存在するベーパ及び液体の前記所
定の線形速度及び相対的な量が、前記コイルの実質的に全長に沿って前記混合体
と前記媒質との間にて効率的な熱伝達を行うのに十分であり、これにより、前記
蒸発器コイルにおける霜の蓄積が実質的に減少し、同一の冷却負荷及び作動温度
状態下にて作動する従来のベーパ圧縮冷凍装置と比較して、実質的に増大した回
数の冷凍サイクルに亙って霜取りサイクルを必要とせずに、前記ベーパ圧縮冷凍
装置が作動することを可能にし得るように改良した、方法。 - 【請求項２】 請求項１の方法において、 前記膨張装置が前記冷媒ベーパ及び液体の前記混合体を前記蒸発コイルの入口
に能動的に供給するとき、冷凍サイクルの各々の部分の間にて前記蒸発器コイル
の前記出口にて冷媒液体／ベーパの混合体の容積の約２％が液体状態にある、方
法。 - 【請求項３】 請求項１の方法において、 前記蒸発器コイル入口における前記冷媒ベーパ及び液体の混合体の体積速度が
、膨張装置が同一の冷却負荷にて作動する蒸発器の入口に近接して配置され、該
膨張装置が同一寸法の蒸発器コイルを利用し、前記蒸発器を通じて循環する媒体
に対し等しい流量を有する型式の従来のベーパ圧縮冷凍装置内の蒸発器の入口に
対する冷媒流体供給分の体積速度を少なくとも１０％上回る、方法。 - 【請求項４】 請求項３の方法において、 前記蒸発器コイル入口における前記冷媒ベーパ及び液体の混合体の体積速度が
、前記従来のベーパ圧縮冷凍装置の蒸発器入口に対する冷媒供給分の体積速度を
約１０％乃至２５％上回る、方法。 - 【請求項５】 請求項３の方法において、 前記蒸発器コイル入口における前記冷媒ベーパ及び液体の混合体の体積速度が
、前記従来のベーパ圧縮冷凍装置の蒸発器入口に対する冷媒供給分の体積速度を
約１８％上回る、方法。 - 【請求項６】 請求項１の方法において、 前記蒸発器コイル入口における前記冷媒ベーパ及び液体の混合体の質量流量が
、膨張装置が同一の冷却負荷にて作動する蒸発器の入口に近接して配置され、該
膨張装置が同一寸法の蒸発器コイルを利用し、前記蒸発器を通じて通過する媒体
に対し等しい流量を有する型式の従来のベーパ圧縮冷凍装置内の蒸発器の入口に
対する冷媒流体供給分の質量流量を少なくとも５％上回る、方法。 - 【請求項７】 請求項６の方法において、 前記蒸発器コイル入口における前記冷媒ベーパ及び液体の混合体の質量流量が
、前記従来のベーパ圧縮冷凍装置の蒸発器入口に対する冷媒供給分の質量流量を
約５％乃至２０％上回る、方法。 - 【請求項８】 請求項６の方法において、 前記蒸発器コイル入口における前記冷媒ベーパ及び液体の混合体の質量流量が
、前記従来のベーパ圧縮冷凍装置の蒸発器入口に対する冷媒供給分の質量流量を
約１２％上回る、方法。 - 【請求項９】 所定の相対湿度を有する媒質が、冷凍室から吸引され且つ蒸
発器コイルと熱交換関係にて蒸発器を通じて循環されて、前記室に戻るベーパ圧
縮冷凍装置であって、 前記蒸発器コイルが、冷媒膨張装置と流れ連通状態にある入口と、コンプレッ
サと流れ連通状態にある出口とを有する、前記ベーパ圧縮冷凍装置の作動方法に
おいて、 実質的なベーパ部分を有する冷媒ベーパ及び液体の混合体を蒸発器コイルの入
口に供給し、 前記混合体が前記蒸発器コイルを通って進むとき、前記液体の実質的に全てが
ベーパに変換され、 前記混合体が蒸発器入口にて測定したとき所定の線形速度にて蒸発器コイルに
供給され、 前記蒸発器コイルの入口にて前記混合体中に存在するベーパ及び液体の前記所
定の線形速度及び相対的な量が、前記コイルの実質的に全長に沿って前記混合体
と前記空気媒質との間にて効率的な熱伝達を行うのに十分であり、 冷凍サイクルの少なくとも一部分の間、前記蒸発器の少なくとも入口に隣接す
る前記コイルと前記空気媒質との間の温度差が、前記媒質内の前記所定の相対湿
度を実質的に保ち、これにより、前記蒸発器コイルの実質的に全長に沿って霜の
蓄積を実質的に解消するのに十分であるように改良した、方法。 - 【請求項１０】 請求項９の方法において、 前記媒質が空気である、方法。
- 【請求項１１】 請求項１０の方法において、 前記空気媒質が、前記蒸発器コイル内で冷媒ベーパ及び液体粒子の流れに対し
て向流状態で循環され、 前記冷凍室から前記蒸発器に供給される空気の温度が、冷凍サイクルの少なく
とも一部分の間、蒸発器コイルの入口の温度に等しく又はそれ以下である、方法
。 - 【請求項１２】 請求項１０の方法において、 前記所定の線形速度が少なくとも１２１．９２ｍ（４００フィート）／分であ
る、方法。 - 【請求項１３】 請求項１０の方法において、 前記線形速度が少なくとも１２１．９２ｍ（４００フィート）乃至２２８．６
ｍ（７５０フィート）／分である、方法。 - 【請求項１４】 ベーパ圧縮冷凍装置において、 冷媒ベーパの圧力及び温度を上昇させるコンプレッサであって、入口と、出口
とを有する前記コンプレッサと、 前記コンプレッサから受け取った冷媒ベーパを液化可能に圧縮すべく前記コン
プレッサの出口と流れ連通状態にある入口を有する凝縮器と、 第一の入口を有する膨張装置であって、該第一の入口が前記冷却装置の冷却作
動モード中、前記凝縮器から液体冷媒を受け取り且つ該冷媒の実質的な部分を蒸
発させるべく前記凝縮器の出口と流れ連通する前記膨張装置と、 入口及び出口を有する蒸発器コイルを含む蒸発器であって、前記蒸発器コイル
が前記コイルの実質的に全長に沿って空気媒質と熱交換関係にある前記蒸発器と
、 前記膨張装置を前記蒸発器コイル入口と流れ連通させる蒸発器供給管と、 前記蒸発器コイルの出口を前記コンプレッサの入口と流れ連通させる吸引管と
を備え、 前記膨張装置及び前記蒸発器の供給管が、前記ベーパ圧縮冷凍装置の冷却作動
モード中、実質的なベーパ部分を含む冷媒の液体及びベーパの混合体を前記蒸発
器コイルの入口に提供する寸法とされ、 前記蒸発器コイルが、前記コイルの実質的に全長に沿って効率的な熱伝達を行
うのに十分な線形速度にて前記冷媒液体及びベーパの混合体を提供する寸法とさ
れ、 前記膨張装置の入口から前記蒸発チャンバの入口までの冷媒の流れを調節すべ
く前記膨張装置と作用可能に関係した、前記吸引管内のセンサを備える、ベーパ
圧縮冷凍装置。 - 【請求項１５】 請求項１４のベーパ圧縮冷凍装置において、 前記膨張装置が第二の入口を含む多機能弁であり、 前記コンプレッサ出口から排出された加圧した冷媒ベーパが前記蒸発器供給管
を通じて前記多機能弁に且つ前記蒸発器コイルの入口に供給される霜取り作動モ
ードに前記冷凍装置があるとき、前記第二の入口が前記コンプレッサの出口と流
れ連通する、ベーパ圧縮冷凍装置。 - 【請求項１６】 請求項１５のベーパ圧縮冷凍装置において、 前記多機能弁が、第二の入口と、第一の入口に接続され、第一の弁により仕切
られる第一の通路と、第二の入口に接続され、第二の弁により仕切られる第二の
通路と、前記吸引管内のセンサにより作動される、第一の通路内に配置された計
測量供給弁とを備える、ベーパ圧縮冷凍装置。 - 【請求項１７】 請求項１６のベーパ圧縮冷凍装置において、 前記第一及び第二の弁の各々がソレノイド弁である、ベーパ圧縮冷凍装置。
- 【請求項１８】 請求項１４のベーパ圧縮冷凍装置において、 前記センサが温度により作動される、ベーパ圧縮冷凍装置。
- 【請求項１９】 請求項１４のベーパ圧縮冷凍装置において、 ユニット包囲体と、冷却ケースとを備え、 コンプレッサ、蒸発器及び膨張装置がユニット包囲体内に配置され、 蒸発器が冷凍ケース内に配置される、ベーパ圧縮冷凍装置。
- 【請求項２０】 請求項１４のベーパ圧縮冷凍装置において、 前記膨張装置がサーモスタット式膨張弁を備える、ベーパ圧縮冷凍装置。
- 【請求項２１】 請求項１４のベーパ圧縮冷凍装置において、 前記膨張装置が自動膨張弁を備える、ベーパ圧縮冷凍装置。
- 【請求項２２】 請求項１４のベーパ圧縮冷凍装置において、 前記膨張装置が毛管を備える、ベーパ圧縮冷凍装置。
- 【請求項２３】 請求項１４のベーパ圧縮冷凍装置において、 前記膨張装置が前記膨張コイルの入口よりも前記凝縮器の出口により近い、ベ
ーパ圧縮冷凍装置。 - 【請求項２４】 請求項１４のベーパ圧縮冷凍装置において、 前記膨張装置が前記凝縮器の出口に隣接する、ベーパ圧縮冷凍装置。
- 【請求項２５】 ベーパ圧縮冷凍装置において、 冷媒ベーパの圧力及び温度を上昇させるコンプレッサであって、入口と、出口
とを有する前記コンプレッサと、 前記コンプレッサから受け取った冷媒ベーパを液化可能に圧縮すべく前記コン
プレッサの出口と流れ連通状態にある入口を有する凝縮器と、 前記冷凍装置が冷凍却作動モード中、前記凝縮器から液体冷媒を受け取り且つ
該冷媒の実質的な部分を蒸発させるべく前記凝縮器の出口と流れ連通する膨張装
置であって、入口及び出口を有するサーモスタット式膨張弁を含み、該サーモス
タット式膨張弁の出口が多機能弁への入口と直列的に流れ連通し、該多機能弁が
膨張チャンバを有し、これにより、前記膨張装置に供給された液体冷媒が２段階
の膨張を行うようにした、前記膨張装置と、 入口及び出口を有する蒸発器コイルを含む蒸発器であって、前記蒸発器コイル
が前記コイルの実質的に全長に沿って空気媒質と熱交換関係にある前記蒸発器と
、 前記膨張装置を前記蒸発器コイル入口と流れ連通させる蒸発器供給管と、 前記蒸発器コイルの出口を前記コンプレッサの入口と流れ連通させる吸引管と
を備え、 前記膨張装置及び前記蒸発器の供給管が、前記ベーパ圧縮冷凍装置の冷却作動
モード中、実質的なベーパ部分を含む冷媒液体及びベーパの混合体に対する前記
蒸発器コイルの入口を提供する寸法とされ、 前記蒸発器コイルが、前記コイルの実質的に全長に沿って効率的な熱伝達を行
うのに十分な線形速度にて前記冷媒液体及びベーパの混合体を提供する寸法とさ
れ、 前記膨張装置の入口から前記膨張チャンバの入口までの冷媒の流れを調節すべ
く前記膨張装置と作用可能に関係した、前記吸引管内のセンサを備える、ベーパ
圧縮冷凍装置。 - 【請求項２６】 蒸発器内の蒸発器コイルと熱交換関係にて前記蒸発器を通
過する空気媒質から前記蒸発器が熱を除去し、 前記コイルが、膨張装置と流れ連通状態にある入口と、コンプレッサと流れ連
通状態にある出口とを有する、ベーパ圧縮冷凍装置の作動方法において、 膨張チャンバを含む多機能装置への入口と連通する出口を有する膨張弁を前記
膨張装置に提供するステップと、 液体冷媒を前記膨張装置に供給し、該膨張装置が２段階の一連の膨張を行って
、冷媒ベーパ及び液体の混合体を発生させ、該混合体が、所定の質量流量及び所
定の線形速度にて蒸発器コイルの入口に供給されるようにするステップとを備え
、 前記混合体が実質的なベーパ部分を含み、 前記混合体が前記蒸発器コイルを通って進むとき、前記液体の実質的に全てが
ベーパに変換され、前記蒸発器コイルの入口にて前記混合体中に存在するベーパ
及び液体の前記所定の線形速度及び相対的な量が、前記コイルの実質的に全長に
沿って前記混合体と前記媒質との間にて効率的な熱伝達を行うのに十分であり、
これにより、前記蒸発器コイルにおける霜の蓄積が実質的に減少し、同一の冷凍
負荷及び作動温度状態下にて作動する従来のベーパ圧縮冷凍装置と比較して、実
質的に増大した回数の冷凍サイクルに亙って霜取りサイクルを必要とせずに、前
記ベーパ圧縮冷凍装置が作動することを可能にし得るように改良した、方法。 - 【請求項２７】 請求項２６の方法において、 前記媒質が空気である、方法。
- 【請求項２８】 請求項２７の方法において、 前記蒸発器コイル入口における前記冷媒ベーパ及び液体の混合体の質量流量が
、膨張装置が同一の冷却負荷にて作動する蒸発器の入口に近接して配置され、該
膨張装置が同一寸法の蒸発器コイルを利用し、前記蒸発器を通じて通過する媒体
に対し等しい流量を有する型式の従来のベーパ圧縮冷凍装置内の蒸発器に対する
冷媒流体供給分の質量流量を少なくとも５％上回る、方法。 - 【請求項２９】 請求項２７の方法において、 前記蒸発器コイル入口における前記冷媒ベーパ及び液体の混合体の質量流量が
、前記従来のベーパ圧縮冷凍装置の蒸発器入口に対する冷媒供給分の質量流量を
約５％乃至２０％上回る、方法。 - 【請求項３０】 請求項２７の方法において、 前記蒸発器コイル入口における前記冷媒ベーパ及び液体の混合体の質量流量が
、前記従来のベーパ圧縮冷凍装置の蒸発器入口に対する冷媒供給分の質量流量を
約１２％上回る、方法。 - 【請求項３１】 請求項２７の方法において、 前記所定の線形速度が少なくとも１２１．９２ｍ（４００フィート）／分であ
る、方法。 - 【請求項３２】 請求項３１の方法において、 前記線形速度が少なくとも１２１．９２ｍ（４００フィート）乃至２２８．６
ｍ（７５０フィート）／分である、方法。 - 【請求項３３】 請求項２７の方法において、 前記２段階の一連の膨張における１つの段階が調節される、方法。
- 【請求項３４】 請求項２７の方法において、 前記２段階の一連の膨張における第一の段階が調節される、方法。
- 【請求項３５】 請求項２７の方法において、 前記コンプレッサが作動する前記冷凍サイクルの各々の部分の間、前記蒸発器
コイルの前記出口にて前記混合体中に多少の液体が存在する、方法。 - 【請求項３６】 コンプレッサと、凝縮器と、冷媒回路を介して互いに直列
的に流れ連通する膨張装置とを備え、コンプレッサ及び凝縮器が前記蒸発器から
遠方にあり、前記膨張装置が前記蒸発器よりも前記凝縮器により近く接近し、前
記蒸発器には、冷媒ベーパ及び液体の混合体が供給される、商業的又は工業的ベ
ーパ圧縮冷凍装置の作動方法において、 同一の冷却負荷及び蒸発温度の条件にて作動する従来の商業的又は工業的ベー
パ圧縮冷凍装置内の凝縮器と蒸発器との間にて冷凍回路の実質的な部分内で冷媒
供給分の線形速度よりも少なくとも２０％速い線形速度を有するように、前記凝
縮器と蒸発器との間の冷媒回路の実質的な部分内で前記冷媒ベーパ及び液体の混
合体の流量を制御するステップを備えるように改良した、方法。 - 【請求項３７】 請求項３６の方法において、 前記膨張装置が蒸発器供給管を介して前記蒸発器への入口と流れ連通し、 前記蒸発器供給管の長さの実質的な部分内の前記冷媒ベーパ及び液体の混合体
の線形速度が、少なくとも１２１．９２ｍ（４００フィート）／分である、方法
。 - 【請求項３８】 請求項３７の方法において、 前記蒸発器供給管の実質的な部分内の前記冷媒ベーパ及び液体の混合体の線形
速度が、約１２１．９２ｍ（４００フィート）乃至２２８．６ｍ（７５０フィー
ト）／分の範囲にある、方法。
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