JP2766356B2 - Refrigeration system with double evaporator for home refrigerator - Google Patents
Refrigeration system with double evaporator for home refrigeratorInfo
- Publication number
- JP2766356B2 JP2766356B2 JP1320753A JP32075389A JP2766356B2 JP 2766356 B2 JP2766356 B2 JP 2766356B2 JP 1320753 A JP1320753 A JP 1320753A JP 32075389 A JP32075389 A JP 32075389A JP 2766356 B2 JP2766356 B2 JP 2766356B2
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- compressor
- evaporator
- refrigerant
- phase
- expansion valve
- 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.)
- Expired - Lifetime
Links
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
- F25B1/00—Compression machines, plants or systems with non-reversible cycle
- F25B1/10—Compression machines, plants or systems with non-reversible cycle with multi-stage compression
-
- 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
- F25B5/00—Compression machines, plants or systems, with several evaporator circuits, e.g. for varying refrigerating capacity
- F25B5/04—Compression machines, plants or systems, with several evaporator circuits, e.g. for varying refrigerating capacity arranged in series
-
- 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
- F25B2400/13—Economisers
-
- 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
- F25B2400/23—Separators
Description
【発明の詳細な説明】 発明の背景 本発明は、蒸気圧縮サイクルによって作動する家庭用
冷蔵庫に関し、より詳細には、二段圧縮機を有する冷蔵
庫に関する。Description: BACKGROUND OF THE INVENTION The present invention relates to domestic refrigerators operated by a vapor compression cycle, and more particularly to a refrigerator having a two-stage compressor.
現在生産されている冷蔵庫は単純な蒸気圧縮サイクル
で動作する。このサイクルには、圧縮機、凝縮器、膨張
弁、蒸発器及び二相冷媒を含む。第１図に示す先行技術
による冷凍サイクルにおいては毛細管が膨張弁として作
用する。毛細管は、毛細管を冷却するために圧縮機の吸
込側管路のごく近くに配置される。毛細管内で冷媒に生
じる過冷却（subcooling）によってシステム内の単位質
量流量当たりの冷却容量が増加し、これによりシステム
効率が増加するので、圧縮機に供給される気相冷媒の温
度が増加するという不利益点は十分補われる。第１図の
蒸発器は約−23.3℃（約−10゜F）の温度で動作する。
冷蔵庫の空気は蒸発器を横切って送られ、空気の流れの
一部が冷凍室に行き、残りは生鮮食品冷蔵室に行くよう
に制御される。したがって、冷凍サイクルは、冷凍室に
は適当であるが生鮮食品冷蔵室が必要とする温度よりは
低い温度で、冷凍効果を発生する。低温に冷却するのに
要する機械的エネルギーはそれより高い温度に冷却する
場合よりも大きいので、単純な蒸気圧縮機サイクルで
は、二つの温度レベルにおいて冷却を行なうサイクルの
場合よりも大きい機械的エネルギーを使用する。Currently produced refrigerators operate on a simple vapor compression cycle. This cycle includes a compressor, a condenser, an expansion valve, an evaporator, and a two-phase refrigerant. In the prior art refrigeration cycle shown in FIG. 1, the capillary acts as an expansion valve. The capillary is located in close proximity to the suction line of the compressor to cool the capillary. The subcooling of the refrigerant in the capillary increases the cooling capacity per unit mass flow rate in the system, thereby increasing the system efficiency and thus increasing the temperature of the gas-phase refrigerant supplied to the compressor. The disadvantages are fully compensated. The evaporator of FIG. 1 operates at a temperature of about -10.degree.
Refrigerator air is sent across the evaporator and is controlled so that a portion of the air flow goes to the freezer compartment and the rest goes to the fresh food refrigerator compartment. Thus, the refrigeration cycle produces a refrigeration effect at a temperature that is appropriate for the freezer compartment but lower than the temperature required by the fresh food refrigeration compartment. Since the mechanical energy required to cool to a lower temperature is greater than to cool to a higher temperature, a simple vapor compressor cycle will generate more mechanical energy than a cycle that cools at two temperature levels. use.
機械的エネルギー使用量の削減用としてよく知られた
手段は、冷凍室用に低温で動作するサイクルと生鮮食品
冷蔵室用に中間温度で動作するサイクルとの、二つの独
立した冷凍サイクルを用いることである。しかし、この
ようなシステムは極めてコスト高となる。A well-known means of reducing mechanical energy use is to use two independent refrigeration cycles, one operating at low temperature for the freezer compartment and one operating at an intermediate temperature for the fresh food refrigerator compartment. It is. However, such systems are extremely costly.
単純な蒸気圧縮サイクルにおける冷凍動作のための冷
却に際して発生するもう一つの問題は、圧縮機の入口と
出口の温度差が大きいことである。圧縮機を出た気相冷
媒は加熱されている。これは熱力学的非可逆性を表し、
その結果として熱力学的効率は比較的低くなる。過熱量
を下げれば機械的エネルギーの使用量が減少し、したが
って効率は増大する。Another problem that occurs during cooling for refrigeration in a simple vapor compression cycle is the large temperature difference between the inlet and outlet of the compressor. The gas-phase refrigerant leaving the compressor is heated. This represents thermodynamic irreversibility,
As a result, the thermodynamic efficiency is relatively low. Reducing the amount of superheat reduces the use of mechanical energy and therefore increases efficiency.
本発明の目的の一つは、熱力学的効率の改善された、
家庭用冷蔵庫用の冷凍システムを提供することにある。One of the objects of the present invention is to improve thermodynamic efficiency,
An object of the present invention is to provide a refrigeration system for a home refrigerator.
本発明の更に一つの目的は、圧縮機吐出口の気相冷媒
温度を下げた、家庭用冷蔵庫に適した冷凍システムを提
供することにある。Still another object of the present invention is to provide a refrigeration system in which the temperature of the gas-phase refrigerant at the compressor outlet is reduced and which is suitable for home refrigerators.
発明の要約 本発明の一態様において、冷凍室と生鮮食品冷蔵室と
を有する家庭用冷蔵庫に使用するのに適した冷凍システ
ムが提供される。この冷凍システムは、第一膨張弁と、
冷凍室を冷却するための第一蒸発器と、第一圧縮機と第
二圧縮機と、凝縮器と、第二膨張弁と、生鮮食品冷蔵室
を冷却するための第二蒸発器とを含む。蒸気のすべての
構成要素は、上記の順に直列に、冷媒流関係に接続され
る。更に、一個の相分離器が、上記第二蒸発器を上記第
一膨張弁に冷媒流関係に接続すると共に上記第一圧縮機
と上記第二圧縮機との間に中間冷却を与える。SUMMARY OF THE INVENTION In one aspect of the invention, there is provided a refrigeration system suitable for use in a home refrigerator having a freezer compartment and a fresh food refrigeration compartment. The refrigeration system includes a first expansion valve,
Including a first evaporator for cooling the freezer, a first compressor and a second compressor, a condenser, a second expansion valve, and a second evaporator for cooling the fresh food refrigerator. . All components of the vapor are connected in a refrigerant flow relationship in series in the above order. Further, a phase separator connects the second evaporator to the first expansion valve in a refrigerant flow relationship and provides intermediate cooling between the first and second compressors.
発明の詳しい説明 本発明の要旨は、特許請求の範囲に記述してあるが、
本発明の構成及び実施方法、並びに本発明のその他の目
的及び利点については、添付図面を参照した以下の説明
から最もよく理解されよう。DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION The gist of the present invention is described in the claims.
The structure and implementation of the invention, as well as other objects and advantages of the invention, will be best understood from the following description with reference to the accompanying drawings.
添付図面、特にその第２図に、二重蒸発器二段システ
ムの一実施例を示す。このシステムは、第一膨張弁11
と、第一蒸発器13と、第一圧縮機15と、第二圧縮機17
と、凝縮器21と、第二膨張弁23と、第二蒸発器25とから
なり、これらの構成要素は上記の順に直列に管路26によ
って冷媒流関係に接続されている。更に、相分離器27が
設けられ、これは、第３図にその断面図を示すように、
密閉された容器31を有し、この容器31にはその上部部分
に液相及び気相冷媒の取り込み用入口33が設けられてい
ると共に、別に第一出口35及び第二出口37が設けられて
いる。この容器31の上部部分内には、冷媒と共に運ばれ
てくる何らかの固形物が入口33から入ったときにこれを
除去するためのスクリーン41が設置されている。第一出
口35は、容器31の底部に設けられ、液相冷媒39を送り出
す。第二出口37は、容器の上部部分の内側から外側へ伸
びる管路によって構成される。この管路37は容器の上部
部分と流通しているが、入口33を経て容器の上部部分に
入る液相冷媒が管路の開端から入ることができないよう
に配置されている。第二蒸発器25の出口から出た二相冷
媒は、相分離器27の入口33に接続されている。相分離器
27は液相冷媒を第一膨張弁11に供給する。相分離器はま
た、飽和気相冷媒を供給し、この気相冷媒は第一圧縮機
15から吐出された気相冷媒と合体して共に第二圧縮機17
の入口に接続される。The accompanying drawings, and in particular FIG. 2 thereof, show one embodiment of a dual evaporator two stage system. This system uses the first expansion valve 11
And the first evaporator 13, the first compressor 15, and the second compressor 17
, A condenser 21, a second expansion valve 23, and a second evaporator 25, and these components are connected in series in the above order in a refrigerant flow relationship by a pipe 26. In addition, a phase separator 27 is provided, which is shown in FIG.
It has a closed container 31, and this container 31 is provided with an inlet 33 for taking in a liquid phase and a gaseous phase refrigerant in an upper part thereof, and a first outlet 35 and a second outlet 37 are separately provided. I have. In the upper part of the container 31, a screen 41 is installed for removing any solids carried along with the refrigerant when they enter through the inlet 33. The first outlet 35 is provided at the bottom of the container 31, and sends out the liquid-phase refrigerant 39. The second outlet 37 is constituted by a conduit extending from the inside to the outside of the upper part of the container. This conduit 37 communicates with the upper part of the vessel, but is arranged such that liquid refrigerant entering the upper part of the vessel via the inlet 33 cannot enter from the open end of the conduit. The two-phase refrigerant flowing out of the outlet of the second evaporator 25 is connected to the inlet 33 of the phase separator 27. Phase separator
27 supplies the liquid-phase refrigerant to the first expansion valve 11. The phase separator also supplies a saturated gaseous refrigerant, which is supplied to the first compressor.
Combined with the gas-phase refrigerant discharged from 15, the second compressor 17
Connected to the entrance.
運転中、第一蒸発器13中の冷媒の温度は冷凍室の冷却
用に約−23.3℃（約−10゜F）である。又、第二蒸発器2
5中の冷媒の温度は生鮮食品冷蔵室の冷却用に約−3.9℃
（約25゜F）である。During operation, the temperature of the refrigerant in the first evaporator 13 is about −23.3 ° C. (about −10 ° F.) for cooling the freezing compartment. Also, the second evaporator 2
The temperature of the refrigerant in 5 is about -3.9 ° C for cooling the fresh food refrigerator.
(About 25 ° F).
第一膨張弁11は、ほとんど乾燥分のない気相冷媒流が
得られるように調節される。この調節はたとえば第一蒸
発器13と第一圧縮機15との間の管路26中に設けた観察ガ
ラスを観察することにより達成できる。気相冷媒は第一
圧縮機15に入り圧縮される。第一圧縮機から出た気相冷
媒は相分離器27からの飽和温度の気相冷媒と混合され、
これら二つの気相冷媒は更に第二圧縮機17によって圧縮
される。第二圧縮機から出た高温高圧の気相冷媒は、凝
縮器21内で凝縮される。第二膨張弁23は、凝縮器から出
た液相冷媒がいくらか過冷されるように調節される。こ
の調節は、たとえば凝縮器21と第二膨張弁23との間に設
けた観察ガラスを観察することにより達成できる。凝縮
器21内で凝縮された液相冷媒は、第二膨張弁を通過し、
その際に凝縮器21内の高圧から第二蒸発器25内のより低
い中間圧まで膨張する。この膨張により液相冷媒の一部
が蒸発して残りの部分を第二蒸発器の温度まで冷却す
る。この液相と気相の冷媒は相分離器27に入る。液相冷
媒は容器の下部部分に蓄積され、気相冷媒は上部部分に
蓄積される。相分離器から冷媒の気相部分を、第一圧縮
機15から出た気相冷媒に供給し混合させる。相分離器か
らの気相冷媒は温度が約−3.9℃（約25゜F）なので、第
一圧縮機から出た気相冷媒が冷却され（中間冷却）、こ
れにより第二圧縮機の入口の気体冷媒温度はこの中間冷
却がない場合よりも低くなる。一方、第二蒸発器25から
の二相混合冷媒中の液相部分は相分離器27から第一膨張
弁11を通過して流れ、これにより冷媒の圧力が更に下が
る。この残りの液相冷媒は第一蒸発器13内で蒸発し、第
一蒸発器を約−23.3℃（約−10゜F）に冷却する。シス
テムには十分な冷媒量を供給して、相分離器内の冷媒の
液面を望ましい位置に維持できるようにする。The first expansion valve 11 is adjusted so as to obtain a vapor phase refrigerant stream having almost no dry matter. This adjustment can be achieved, for example, by observing an observation glass provided in a conduit 26 between the first evaporator 13 and the first compressor 15. The gas-phase refrigerant enters the first compressor 15 and is compressed. The gas-phase refrigerant discharged from the first compressor is mixed with the gas-phase refrigerant at the saturation temperature from the phase separator 27,
These two gas-phase refrigerants are further compressed by the second compressor 17. The high-temperature and high-pressure gas-phase refrigerant discharged from the second compressor is condensed in the condenser 21. The second expansion valve 23 is adjusted so that the liquid refrigerant leaving the condenser is somewhat subcooled. This adjustment can be achieved, for example, by observing the observation glass provided between the condenser 21 and the second expansion valve 23. The liquid-phase refrigerant condensed in the condenser 21 passes through the second expansion valve,
At that time, the pressure expands from the high pressure in the condenser 21 to the lower intermediate pressure in the second evaporator 25. Due to this expansion, a part of the liquid-phase refrigerant evaporates and the remaining part is cooled to the temperature of the second evaporator. The liquid-phase and gas-phase refrigerant enter the phase separator 27. Liquid-phase refrigerant is stored in the lower part of the container, and gas-phase refrigerant is stored in the upper part. The gas phase portion of the refrigerant from the phase separator is supplied to and mixed with the gas phase refrigerant discharged from the first compressor 15. Since the temperature of the gaseous phase refrigerant from the phase separator is about -3.9 ° C (about 25 ° F), the gaseous phase refrigerant discharged from the first compressor is cooled (intermediate cooling), whereby the gas at the inlet of the second compressor is cooled. The gas refrigerant temperature is lower than without this intercooling. On the other hand, the liquid phase portion in the two-phase mixed refrigerant from the second evaporator 25 flows from the phase separator 27 through the first expansion valve 11, whereby the pressure of the refrigerant further decreases. The remaining liquid-phase refrigerant evaporates in the first evaporator 13 and cools the first evaporator to about −23.3 ° C. (about −10 ° F.). The system is supplied with a sufficient amount of refrigerant so that the level of the refrigerant in the phase separator can be maintained at a desired position.
第一と第二の圧縮機の圧力比は、使用する冷媒と、蒸
発器の動作温度とによって決まる。第一圧縮機15の入口
圧力は、冷媒が約−23.3℃（−10゜F）において二相平
衡状態にある圧力によって決まる。第一圧縮機の出口圧
力は、約−3.9℃（25゜F）における冷媒の飽和圧力によ
って決まる。凝縮器21の温度は、広範囲の動作条件下で
熱交換器として機能するためには周囲温度より高くなけ
ればならない。たとえば、もし凝縮器が約40.6℃（105
゜F）で動作する場合、それで飽和状態の冷媒圧力が決
められる。圧縮機の容積排気能力は、二つの温度レベル
のそれぞれにおいてシステムが必要とする冷却容量によ
って決まり、これによって圧縮機を通過する冷媒の質量
流量が決まる。The pressure ratio between the first and second compressors depends on the refrigerant used and the operating temperature of the evaporator. The inlet pressure of the first compressor 15 is determined by the pressure at which the refrigerant is in a two-phase equilibrium at about −23.3 ° C. (−10 ° F.). The outlet pressure of the first compressor is determined by the refrigerant saturation pressure at about -3.9 ° C (25 ° F). The temperature of the condenser 21 must be above ambient to function as a heat exchanger under a wide range of operating conditions. For example, if the condenser is about 40.6 ° C (105
When operating at ゜ F), it determines the saturated refrigerant pressure. The volume displacement capacity of the compressor is determined by the cooling capacity required by the system at each of the two temperature levels, which in turn determines the mass flow of refrigerant through the compressor.
二重蒸発器二段サイクルは、同一冷却容量を有する単
一蒸発器単一圧縮機サイクルに比較して、必要とする機
械的エネルギー量が少なくてすむ。冷媒の圧縮において
は、より低い温度の蒸発器から出てきた気相冷媒をより
低い圧力から圧縮する場合よりもむしろ、より高い温度
の蒸発器から出てきた気相冷媒を中間圧から圧縮するほ
うが、効率の面で有利となる。又、相分離器から取り出
した、飽和温度まで冷却された気相冷媒を、第一圧縮機
から出た気相冷媒に加えてこれを冷却することも、効率
改善に貢献している。第二圧縮機に入る気相冷媒を冷却
すると第二圧縮機の必要とする機械的エネルギー量が減
少する。The double evaporator two-stage cycle requires less mechanical energy compared to a single evaporator single compressor cycle having the same cooling capacity. In compressing the refrigerant, rather than compressing the gaseous refrigerant coming from the lower temperature evaporator from a lower pressure, the gaseous refrigerant coming from the higher temperature evaporator is compressed from the intermediate pressure. This is advantageous in terms of efficiency. Further, adding the gas-phase refrigerant taken out of the phase separator and cooled to the saturation temperature to the gas-phase refrigerant discharged from the first compressor and cooling it also contributes to the improvement of efficiency. Cooling the gas-phase refrigerant entering the second compressor reduces the amount of mechanical energy required by the second compressor.
本発明の別の実施例を第４図に示す。このシステム
は、第一膨張弁51と、第一蒸発器53と、第一圧縮機55と
を含み、これらは上記の順に直列に管路57によって冷媒
流関係に接続されている。システムはさらに、第二圧縮
機61と、凝縮器63と、第二膨張弁65と、第二蒸発器67と
を含み、これらは上記の順に直列に管路69によって冷媒
流関係に接続されている。更に、第５図にその断面図を
示す相分離器71が設けられ、これは密閉容器73を有し、
この容器73にはその上部部分に液相及び気相冷媒の取り
込み用の第一入口75が、またその下部部分には液面81よ
り下方に気相冷媒の導入用の第二入口77が、さらに別に
第一出口83及び第二出口（管路）85が、それぞれ設けら
れている。この容器の上部部分には、冷媒と共に運ばれ
てくる固形物が第一入口75から入ったときにこれを除去
するためのスクリーン87が設置されている。第一出口83
は、容器の底部に設けられ、液相冷媒を送り出す。第二
出口85は、容器の上部部分の内側から外側へ伸びる管路
によって構成される。この管路は容器の上部部分と流通
しているが、第一入口75から入った液相冷媒が第二出口
（管路）85の中に入ることができないように配置されて
いる。第二蒸発器67の出口から出た二相冷媒は、相分離
器71の第一入口75に入る。相分離器は、液相冷媒を相分
離器の第一出口83から第一膨張弁52に供給する。第一圧
縮機55から吐出された気相冷媒は、第二入口77を経て容
器75内に導入され、そこで液相冷媒と混合される。容器
の第二出口85からは、液相冷媒の飽和温度にある気体冷
媒が第二圧縮機61に送られる。Another embodiment of the present invention is shown in FIG. The system includes a first expansion valve 51, a first evaporator 53, and a first compressor 55, which are connected in a refrigerant flow relationship by a line 57 in series in the above order. The system further includes a second compressor 61, a condenser 63, a second expansion valve 65, and a second evaporator 67, which are connected in series in the above order by a line 69 in a refrigerant flow relationship. I have. Further, a phase separator 71 whose cross section is shown in FIG. 5 is provided, which has a closed container 73,
The upper portion of the container 73 has a first inlet 75 for taking in the liquid and gaseous refrigerant, and the lower portion has a second inlet 77 for introducing the gaseous refrigerant below the liquid surface 81, Further, a first outlet 83 and a second outlet (pipe) 85 are provided, respectively. In the upper part of the container, a screen 87 is installed for removing solids carried along with the refrigerant when they enter through the first inlet 75. Exit 1 83
Is provided at the bottom of the container and sends out the liquid-phase refrigerant. The second outlet 85 is constituted by a conduit extending from the inside to the outside of the upper part of the container. This conduit is in communication with the upper part of the container, but is arranged such that liquid refrigerant entering from the first inlet 75 cannot enter the second outlet (the conduit) 85. The two-phase refrigerant flowing out of the outlet of the second evaporator 67 enters the first inlet 75 of the phase separator 71. The phase separator supplies a liquid phase refrigerant to the first expansion valve 52 from a first outlet 83 of the phase separator. The gas-phase refrigerant discharged from the first compressor 55 is introduced into the container 75 through the second inlet 77, where it is mixed with the liquid-phase refrigerant. From the second outlet 85 of the container, the gas refrigerant at the saturation temperature of the liquid-phase refrigerant is sent to the second compressor 61.
運転中、第一蒸発器53中の冷媒の温度は冷凍室の冷却
用の約−23.3℃（約−10゜F）である。又、第二蒸発器6
7中の冷媒の温度は生鮮食品冷蔵室の冷却用の約−3.9℃
（約25゜F）である。第一膨張弁51は、ほとんど乾燥分
のない気相冷媒流が得られるように調節される。この調
節はたとえば第一蒸発器53と第一圧縮機55との間の管路
57中に設けた観察ガラスを観察することにより達成でき
る。気相冷媒は第一圧縮機55に入り圧縮される。第一圧
縮機から出た気相冷媒は相分離器71内の液相冷媒と混合
され且つこれと直接接触し、気相冷媒温度が飽和温度ま
で下げられる。液相冷媒の幾分かは、相分離器の第二入
口77から入る気相冷媒によって蒸発する。この液相冷媒
の蒸発によって、第一圧縮機55から入ってくる気相冷媒
が飽和気相温度まで冷却される。相分離器の上部部分か
ら出た飽和気相冷媒は、第二圧縮機61の吸込口に流入す
る。第二圧縮機61から出た高温高圧の気相冷媒は、凝縮
器63内で凝縮される。第二膨張弁65は、凝縮器から出た
液相冷媒がいくらか過冷されるように絞りが調節され
る。この調節は、たとえば凝縮器63と第二膨張弁65との
間に設けた観察ガラスを観察することにより達成でき
る。凝縮器内で凝縮された液相冷媒は、第二膨張弁65を
通過し、その際に凝縮器内の高圧から第二蒸発器67内の
より低い中間圧まで膨張する。液相冷媒の膨張により液
体の一部が蒸発して残りの部分を第二蒸発器の温度まで
冷却する。この液相と気相の冷媒は相分離器71に入る。
液相冷媒は容器の下部部分に蓄積され、気相冷媒は上部
部分に蓄積される。相分離器から出た液相冷媒は第一膨
張弁51を通過して流れ、これにより冷媒が膨張して圧力
が更に下がる。この残りの液相冷媒は第一蒸発器内で蒸
発し、第一蒸発器を約−23.3℃（約10゜F）に冷却す
る。システムには十分な冷媒量を供給して、相分離器内
の冷媒の液面を望ましい位置に維持できるようにする。During operation, the temperature of the refrigerant in the first evaporator 53 is about −23.3 ° C. (about −10 ° F.) for cooling the freezing compartment. Also, the second evaporator 6
The temperature of the refrigerant in 7 is about -3.9 ° C for cooling the fresh food refrigerator.
(About 25 ° F). The first expansion valve 51 is adjusted so as to obtain a vapor phase refrigerant stream having almost no dry matter. This adjustment is made, for example, by a line between the first evaporator 53 and the first compressor 55.
This can be achieved by observing the observation glass provided in 57. The gas-phase refrigerant enters the first compressor 55 and is compressed. The gas-phase refrigerant discharged from the first compressor is mixed with the liquid-phase refrigerant in the phase separator 71 and comes into direct contact therewith, and the temperature of the gas-phase refrigerant is reduced to the saturation temperature. Some of the liquid-phase refrigerant is evaporated by the gas-phase refrigerant entering through the second inlet 77 of the phase separator. By the evaporation of the liquid-phase refrigerant, the gas-phase refrigerant entering from the first compressor 55 is cooled to the saturated gas-phase temperature. The saturated gas-phase refrigerant flowing out of the upper part of the phase separator flows into the suction port of the second compressor 61. The high-temperature and high-pressure gas-phase refrigerant discharged from the second compressor 61 is condensed in the condenser 63. The throttle of the second expansion valve 65 is adjusted so that the liquid refrigerant leaving the condenser is somewhat subcooled. This adjustment can be achieved, for example, by observing the observation glass provided between the condenser 63 and the second expansion valve 65. The liquid refrigerant condensed in the condenser passes through a second expansion valve 65, where it expands from a high pressure in the condenser to a lower intermediate pressure in the second evaporator 67. A part of the liquid evaporates due to the expansion of the liquid-phase refrigerant, and the remaining part is cooled to the temperature of the second evaporator. The liquid-phase and gas-phase refrigerant enter the phase separator 71.
Liquid-phase refrigerant is stored in the lower part of the container, and gas-phase refrigerant is stored in the upper part. The liquid-phase refrigerant flowing out of the phase separator flows through the first expansion valve 51, whereby the refrigerant expands and the pressure further decreases. This remaining liquid phase refrigerant evaporates in the first evaporator, cooling the first evaporator to about -23.3 ° C (about 10 ° F). The system is supplied with a sufficient amount of refrigerant so that the level of the refrigerant in the phase separator can be maintained at a desired position.
二重蒸発器二段サイクルは、同一冷却容量を有する単
一蒸発器単一圧縮機サイクルと比較して、必要とする機
械的エネルギー量が29％少なくてすむ。より低い温度の
蒸発器53から気相冷媒をより低い圧力から圧縮する場合
よりもむしろ、より高い温度の蒸発器（第二蒸発器）か
ら出た気相冷媒を中間圧から圧縮するほうが効率の面で
有利となる。又、第一圧縮機55から出た気相冷媒を、第
二圧縮機61においてシステムの高圧側の圧力まで圧縮す
る前に、飽和温度まで冷却することも、効率改善に貢献
している。第２図に示すサイクルは、計算によれは第４
図のサイクルよりも約２％効率がよい。第２図の構成で
は、第二圧縮機61の気相冷媒入口温度がより高くなるの
で、より大きな圧縮仕事量を必要とするが、第２図のサ
イクルは低温蒸発器（第一蒸発器）への膨張のために中
間圧力の液相冷媒がより多くの量利用できるので、サイ
クルの効率が増加する。第２図のものでは、第４図のサ
イクルにおけるように第二圧縮機に供給される気相冷媒
のすべてが飽和温度まで冷却されるわけではないので、
第二圧縮機の入口温度はより高くなる。A double evaporator two-stage cycle requires 29% less mechanical energy than a single evaporator single compressor cycle having the same cooling capacity. Rather than compressing the gaseous refrigerant from the lower temperature evaporator 53 from a lower pressure, it is more efficient to compress the gaseous refrigerant discharged from the higher temperature evaporator (second evaporator) from the intermediate pressure. In terms of advantages. Further, cooling the gas-phase refrigerant discharged from the first compressor 55 to the saturation temperature before compressing the gas-phase refrigerant to the pressure on the high pressure side of the system in the second compressor 61 also contributes to the improvement of efficiency. The cycle shown in FIG.
It is about 2% more efficient than the cycle shown. In the configuration of FIG. 2, the temperature of the gas-phase refrigerant inlet of the second compressor 61 becomes higher, so that a larger compression work is required. However, the cycle of FIG. The efficiency of the cycle is increased because more medium-pressure liquid-phase refrigerant is available for expansion into. In the case of FIG. 2, not all of the gas-phase refrigerant supplied to the second compressor is cooled to the saturation temperature as in the cycle of FIG.
The inlet temperature of the second compressor is higher.
冷媒Ｒ−12を用いる場合、第２図及び第４図の二重蒸
発器２段サイクルにおける第一圧縮機及び第二圧縮機の
相対的サイズ（容積排気量）は、同一の全冷凍容量を有
する単純な蒸気圧縮サイクルの圧縮機サイズを１とした
場合にそれぞれ0.27及び0.45である。When the refrigerant R-12 is used, the relative sizes (volume displacements) of the first compressor and the second compressor in the two-stage cycle of the double evaporator in FIGS. 2 and 4 are the same total refrigerating capacity. It is 0.27 and 0.45, respectively, assuming that the compressor size of the simple vapor compression cycle has unity.
第２図及び第４図の実施例において、圧縮機は気密封
止した電動機付き往復圧縮機、気密封止した電動機付き
回転式圧縮機、又は気密封止した電動機付き容積式圧縮
機でよい。冷媒Ｒ−12を用いる場合、第一圧縮機は非常
に小さくてよく、僅か２の圧力比で作動する。このた
め、たとえば、安い、ダイアフラム式圧縮機も使える。
又、同一動力を得るのに小型電動機二台よりも大型電動
機一台を使用するほうが効率がよいので、両方の圧縮機
を一台の電動機で駆動することによって効率を改善でき
る。In the embodiment of FIGS. 2 and 4, the compressor may be a hermetically sealed reciprocating compressor with a motor, a hermetically sealed rotary compressor with a motor, or a hermetically sealed positive displacement compressor with a motor. With refrigerant R-12, the first compressor may be very small and operates at a pressure ratio of only two. Thus, for example, a cheap diaphragm compressor can be used.
Further, since it is more efficient to use one large motor than two small motors to obtain the same power, the efficiency can be improved by driving both compressors with one motor.
第１図、第２図、及び第４図のサイクルの性能計算に
ついて以下に説明する。どのサイクルもすべて冷媒Ｒ−
12を使用するものとし、全冷却能力はすべて約293.1W
（約1000Btu/h）と仮定した。更に、すべてのサイクル
は圧縮機の吐出圧力を有する冷媒で冷却される気密封止
した電動機付きの回転式圧縮機を使用するものとする。
第１図のサイクルで、蒸発器出口飽和温度を約−23.3℃
（約−10゜F）、圧力降下を約0.07kgf/cm2（1psi）、出
口での過熱を０℃（０゜F）とし、圧縮機断熱効果を0.6
1、電動機効率を0.8、圧縮機胴からの熱交換による吸込
時の気相冷媒の追加過熱を約23.9℃（43゜F）とする。
圧縮機の吸込管路への毛細管熱交換により、吸込部での
気相冷媒過熱は約54.4℃（98゜F）となる。凝縮器は入
口飽和温度を約54.4℃（130゜F）、圧力効果を約0.7kgf
/cm2（10psi）、出口での過冷却を約2.8℃（５゜F）と
する。The performance calculations for the cycles of FIGS. 1, 2 and 4 will be described below. Every cycle is refrigerant R-
12 shall be used, all cooling capacity is about 293.1W
(About 1000 Btu / h). In addition, all cycles shall use a rotary compressor with hermetically sealed motor cooled by a refrigerant having the discharge pressure of the compressor.
In the cycle shown in Fig. 1, the evaporator outlet saturation temperature is set to about -23.3 ° C
(About -10 ° F), pressure drop is about 0.07kgf / cm 2 (1psi), superheat at the outlet is 0 ° C (0 ° F), and the compressor insulation effect is 0.6
1. The motor efficiency is 0.8, and the additional superheat of the gas-phase refrigerant at the time of suction by heat exchange from the compressor body is about 23.9 ° C (43 ° F).
Due to the capillary heat exchange to the suction line of the compressor, the superheat of the gas-phase refrigerant at the suction part becomes about 54.4 ° C (98 ° F). The condenser has an inlet saturation temperature of about 54.4 ° C (130 ° F) and a pressure effect of about 0.7kgf
/ cm 2 (10 psi) and supercooling at the outlet to about 2.8 ° C (5 ° F).
これらの変数値に基づいた計算の結果、電動機吐出し
温度220.6℃（429゜F）、冷媒流量約8.4kg/h（18.6 lbm
/hr）、圧縮機動力270W、性能効率1.09となった。As a result of calculation based on these variables, the motor discharge temperature was 220.6 ° C (429 ° F) and the refrigerant flow rate was about 8.4 kg / h (18.6 lbm
/ hr), the compressor power is 270W, and the performance efficiency is 1.09.
第２図及び第４図のサイクルに対して、第一蒸発器出
口飽和温度を約−23.3℃（−10゜F）、圧力降下を約0.0
7kgf/cm2（1psi）、出口での過熱を０℃（０゜F）と
し、第二蒸発器は出口温度を約−3.9℃（25゜F）圧力降
下を0kgf/cm2（0psi）と仮定した。第一及び第二圧縮機
の断熱効率を0.7、電動機効率を0.8とし、第一圧縮機の
圧縮機胴からの熱交換による吸込み気相冷媒の追加加熱
を約2.8℃（５゜F）とし、第二圧縮機の追加加熱を約5.
6℃（10゜F）とした。凝縮器入口飽和温度を約54.4℃
（130゜F）、圧力降下を約0.7kgf/cm2（10psi）、出口
での過冷却を約2.8℃（５゜F）とする。冷却能力約293.
1（約1000Btu/h）この蒸発器に二等分する。2 and 4, the first evaporator outlet saturation temperature is about -23.3 ° C (-10 ° F) and the pressure drop is about 0.0
7kgf / cm 2 (1psi), overheating at the outlet was 0 ℃ and (0 ° F), the second evaporator outlet temperature of about -3.9 ° C. (25 ° F) pressure drop to 0 kgf / cm 2 and (0 psi) Assumed. The adiabatic efficiency of the first and second compressors is 0.7, the motor efficiency is 0.8, and the additional heating of the suction gas-phase refrigerant by heat exchange from the compressor body of the first compressor is about 2.8 ° C (5 ° F), Additional heating of the second compressor is about 5.
The temperature was 6 ° C (10 ° F). Approximately 54.4 ° C of condenser inlet saturation temperature
(130 ° F), pressure drop about 0.7kgf / cm 2 (10psi), supercooling at outlet at about 2.8 ° C (5 ° F). Cooling capacity about 293.
1 (approximately 1000 Btu / h) bisect into this evaporator.
上記変数値から第２図のサイクルを計算した結果は、
第二圧縮機の吐出気相冷媒温度約97.8℃（208゜F）、第
一圧縮機の吐出気相冷媒温度約18.9℃（66゜F）、第一
及び第二圧縮機の圧縮機流量は、それぞれ約3.6kg/h
（8.0 lbm/hr）及び約11.2kg/h（24.7 lbm/hr）、第一
及び第二圧縮機の動力消費はそれぞれ22.4W及び164W、
性能効率は1.58である。The result of calculating the cycle in FIG. 2 from the above variable values is
The temperature of the gas-phase refrigerant discharged from the second compressor is about 97.8 ° C (208 ° F), the temperature of the gas-phase refrigerant discharged from the first compressor is about 18.9 ° C (66 ° F), and the compressor flow rate of the first and second compressors is , Each about 3.6kg / h
(8.0 lbm / hr) and about 11.2 kg / h (24.7 lbm / hr), the power consumption of the first and second compressors is 22.4W and 164W, respectively.
The performance efficiency is 1.58.
上記変数値から第４図のサイクルを計算した結果は、
第一及び第二圧縮機の吐出気相冷媒温度は、それぞれ約
18.9℃（66゜F）及び約97.8℃（208゜F）、第一及び第
二圧縮機の流量はそれぞれ約10.7kg/h（23.6 lbm/h
r）、及び約3.6kg/h（8.0 lbm/hr）、第一及び第二圧縮
機の動力消費はそれぞれ22.2W及び156.2W、性能効率は
1.64である。The result of calculating the cycle in FIG. 4 from the above variable values is
The discharge gas-phase refrigerant temperatures of the first and second compressors are each about
18.9 ° C (66 ° F) and about 97.8 ° C (208 ° F), the flow rates of the first and second compressors are about 10.7 kg / h (23.6 lbm / h, respectively)
r), and about 3.6 kg / h (8.0 lbm / hr), the power consumption of the first and second compressors is 22.2W and 156.2W, respectively, and the performance efficiency is
1.64.
第４図のシステムは第５図の相分離器の動作を変更す
ることによって変えることも可能である。もし第二入口
77を第二出口85の管路に接続すると、第一圧縮機の出口
から出る気相冷媒は液相冷媒に直接接触はしないが、そ
れでも飽和温度までの冷却ではないにしてもなお冷却は
行われよう。気相冷媒が液相冷媒と直接接触する場合ほ
どには冷却されないにしても、相分離器が熱交換器とし
て作動し二つの圧縮機間に中間冷却が与えられよう。The system of FIG. 4 can also be changed by changing the operation of the phase separator of FIG. If the second entrance
When 77 is connected to the line of the second outlet 85, the gas-phase refrigerant coming out of the outlet of the first compressor does not come into direct contact with the liquid-phase refrigerant, but still cools even if it is not cooled to the saturation temperature. Let's go. Even if the gas phase refrigerant is not cooled as much as in direct contact with the liquid phase refrigerant, the phase separator will operate as a heat exchanger and provide intermediate cooling between the two compressors.
以上熱力学的効率を改善した、家庭用冷蔵庫に適する
二重蒸発器付き冷凍システムについて述べた。A refrigeration system with a double evaporator suitable for home refrigerators with improved thermodynamic efficiency has been described above.
このように本発明のいくつかの好ましい実施例を詳細
に図示し説明したが、当業者には、本発明の精神及び範
囲を逸脱することなく構成及び詳細について種々変更が
可能なことが理解されよう。Thus, while several preferred embodiments of the invention have been illustrated and described in detail, those skilled in the art will recognize that changes may be made in configuration and detail without departing from the spirit and scope of the invention. Like.
第１図は、家庭用冷蔵庫に使用される先行技術による上
記圧縮システムの略図である。第２図は、本発明による
二重蒸発器二段システムの一実施例の系統図である。第
３図は、第２図の相分離器の断面図である。第４図は、
本発明による二重蒸発器二段システムの他の一実施例の
系統図である。第５図は、第４図の相分離器の断面図で
ある。 （主な符号の説明） 11……第一膨張弁、13……第一蒸発器、15……第一圧縮
機、17……第二圧縮機、21……凝縮器、23……第二膨張
弁、25……第二蒸発器、27……相分離器、31……容器、
33……入口、35……第一出口、37……第二出口、51……
第一膨張弁、53……第一蒸発器、55……第一圧縮機、61
……第二圧縮機、63……凝縮器、65……第二膨張弁、67
……第二蒸発器、71……相分離器７、73……容器、75…
…第一入口、77……第二入口、83……第一出口、85……
第二出口（管路）。FIG. 1 is a schematic diagram of the prior art compression system used in a home refrigerator. FIG. 2 is a system diagram of one embodiment of a double evaporator two-stage system according to the present invention. FIG. 3 is a sectional view of the phase separator of FIG. FIG.
FIG. 4 is a system diagram of another embodiment of a double evaporator two-stage system according to the present invention. FIG. 5 is a sectional view of the phase separator of FIG. (Explanation of main symbols) 11: First expansion valve, 13: First evaporator, 15: First compressor, 17: Second compressor, 21: Condenser, 23: Second Expansion valve, 25 second evaporator, 27 phase separator, 31 container
33… Inlet, 35… First exit, 37… Second exit, 51 ……
First expansion valve, 53 ... First evaporator, 55 ... First compressor, 61
…… Second compressor, 63 …… Condenser, 65 …… Second expansion valve, 67
... second evaporator, 71 ... phase separator 7, 73 ... container, 75 ...
… First entrance, 77 …… Second entrance, 83 …… First exit, 85 ……
Second outlet (pipe).
Claims (3)
に使用される冷凍システムであって、 第一膨張弁と、上記冷凍室を冷却するための第一蒸発器
と第一圧縮機と、第二圧縮機と、凝縮器と、第二膨張弁
と、上記生鮮食品冷蔵室を冷却するための第二蒸発器
と、相分離器とをそなえ、 上記第一膨張弁から上記第二蒸発器までのすべての構成
要素が、上記の順に直列に、冷媒流関係に接続されてお
り、また上記相分離器が、上記第二蒸発器を上記第一膨
張弁に冷媒流関係に接続すると共に、上記第一圧縮機と
上記第二圧縮機との間に中間冷却を与えること、を特徴
とする冷凍システム。1. A refrigeration system used for a refrigerator having a freezer compartment and a fresh food refrigerator compartment, comprising: a first expansion valve; a first evaporator and a first compressor for cooling the freezer compartment. , A second compressor, a condenser, a second expansion valve, a second evaporator for cooling the fresh food refrigerator, and a phase separator, the second evaporation from the first expansion valve All components up to the vessel are connected in series in the above order in a refrigerant flow relationship, and the phase separator connects the second evaporator to the first expansion valve in a refrigerant flow relationship. Refrigeration system, wherein intermediate cooling is provided between the first compressor and the second compressor.
に使用される冷凍システムであって、 第一膨張弁と、上記冷凍室を冷却するための第一蒸発器
と、第一圧縮機と、第二圧縮機と、凝縮器と、第二膨張
弁と、上記生鮮食品冷蔵室を冷却するための第二蒸発器
と、相分離装置とをそなえ、上記第一膨張弁から上記第
二蒸発器までのすべての構成要素が、上記の順に直列
に、冷媒流関係に接続されており、また上記相分離装置
は、上記第二蒸発器から液相及び気相冷媒を受けて、液
相冷媒を上記第一膨張弁に供給すると共に飽和気相冷媒
を上記第二圧縮機に供給する手段を有し、これにより上
記第一圧縮機からの気相冷媒と上記気相分離装置からの
気相冷媒とが上記第二圧縮機へ供給されること、を特徴
とする冷凍システム。2. A refrigeration system for use in a refrigerator having a freezer compartment and a fresh food refrigerator compartment, comprising: a first expansion valve; a first evaporator for cooling the freezer compartment; and a first compressor. A second compressor, a condenser, a second expansion valve, a second evaporator for cooling the fresh food refrigerator, and a phase separator, and the second expansion valve All components up to the evaporator are connected in series in the above order in a refrigerant flow relationship, and the phase separation device receives a liquid phase and a gas phase refrigerant from the second evaporator, and Means for supplying a refrigerant to the first expansion valve and supplying a saturated gas-phase refrigerant to the second compressor, whereby the gas-phase refrigerant from the first compressor and the gas from the gas-phase separation device are provided. A refrigeration system, wherein a phase refrigerant is supplied to the second compressor.
に使用される、冷凍システムであって、 第一膨張弁と、上記冷凍室を冷却するための第一蒸発器
と、第一圧縮機と、第二圧縮機と、凝縮器と、第二膨張
弁と、上記生鮮食品冷蔵室を冷却するための第二蒸発器
と、相分離装置とをそなえ、上記第一膨張弁と上記第一
蒸発器と上記第一圧縮機とは、この記載の順に直列に、
冷媒流関係に接続されており、また上記第二圧縮機と上
記凝縮器と上記第二膨張弁と上記第二蒸発器とは、この
記載の順に直列に、冷媒流関係に接続されており、上記
相分離装置は、上記第二蒸発器から液相及び気相の冷媒
を受けると共に加熱された気相冷媒を上記第一圧縮機か
ら受け、かつ液相の冷媒を上記第一膨張弁に供給すると
共に飽和気相温度の気相冷媒を上記第二圧縮機に供給す
る手段を有していること、を特徴とする冷凍システム。3. A refrigeration system for use in a refrigerator having a freezer compartment and a fresh food refrigeration compartment, comprising: a first expansion valve; a first evaporator for cooling the freezer compartment; Machine, a second compressor, a condenser, a second expansion valve, a second evaporator for cooling the fresh food refrigerator, and a phase separator, the first expansion valve and the second expansion valve. One evaporator and the first compressor are in series in this order,
The second compressor, the condenser, the second expansion valve, and the second evaporator are connected to the refrigerant flow relation, and are connected in series to the refrigerant flow relation in the order described, The phase separation device receives the liquid-phase and gas-phase refrigerant from the second evaporator, receives the heated gas-phase refrigerant from the first compressor, and supplies the liquid-phase refrigerant to the first expansion valve. And a means for supplying a gaseous refrigerant having a saturated gaseous phase temperature to the second compressor.
Applications Claiming Priority (2)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| US288,848 | 1981-07-31 | ||
| US28884888A | 1988-12-23 | 1988-12-23 |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH02225953A JPH02225953A (en) | 1990-09-07 |
| JP2766356B2 true JP2766356B2 (en) | 1998-06-18 |
Family
ID=23108920
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP1320753A Expired - Lifetime JP2766356B2 (en) | 1988-12-23 | 1989-12-12 | Refrigeration system with double evaporator for home refrigerator |
Country Status (3)
| Country | Link |
|---|---|
| EP (1) | EP0374688B1 (en) |
| JP (1) | JP2766356B2 (en) |
| DE (1) | DE68926533T2 (en) |
Families Citing this family (4)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| KR100609169B1 (en) * | 2004-11-02 | 2006-08-02 | 엘지전자 주식회사 | Cascade refrigerating cycle |
| DE102007003989A1 (en) * | 2007-01-26 | 2008-07-31 | Grasso Gmbh Refrigeration Technology | CO2 refrigeration system with oil-immersed screw compressors in two-stage arrangement |
| CN117516026A (en) * | 2022-07-29 | 2024-02-06 | 山前（珠海）医疗科技有限公司 | Storage device and refrigerating method thereof |
| CN117515949A (en) * | 2022-07-29 | 2024-02-06 | 山前（珠海）医疗科技有限公司 | Refrigerating equipment and refrigerating method thereof |
Family Cites Families (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS5710063A (en) * | 1980-06-20 | 1982-01-19 | Hitachi Ltd | Refrigerating plant |
| JPS62233645A (en) * | 1986-03-31 | 1987-10-14 | 三菱電機株式会社 | Refrigeration cycle |
-
1989
- 1989-12-12 JP JP1320753A patent/JP2766356B2/en not_active Expired - Lifetime
- 1989-12-12 DE DE1989626533 patent/DE68926533T2/en not_active Expired - Fee Related
- 1989-12-12 EP EP19890122896 patent/EP0374688B1/en not_active Expired - Lifetime
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JPH02225953A (en) | 1990-09-07 |
| EP0374688A3 (en) | 1991-05-08 |
| EP0374688B1 (en) | 1996-05-22 |
| DE68926533D1 (en) | 1996-06-27 |
| DE68926533T2 (en) | 1997-01-23 |
| EP0374688A2 (en) | 1990-06-27 |
Similar Documents
| Publication | Publication Date | Title |
|---|---|---|
| US4910972A (en) | Refrigerator system with dual evaporators for household refrigerators | |
| EP0424003B1 (en) | Refrigeration system | |
| US5103650A (en) | Refrigeration systems with multiple evaporators | |
| JP3343142B2 (en) | refrigerator | |
| US5134859A (en) | Excess refrigerant accumulator for multievaporator vapor compression refrigeration cycles | |
| JP3604973B2 (en) | Cascade type refrigeration equipment | |
| KR20010037714A (en) | Refrigeration system of refrigerator with two evaporators | |
| CN111114244A (en) | Device for a climate control system of a motor vehicle and method for operating the device | |
| US4528823A (en) | Heat pump apparatus | |
| JP2003130477A (en) | Refrigeration device | |
| JP2766356B2 (en) | Refrigeration system with double evaporator for home refrigerator | |
| EP3862657A1 (en) | Refrigeration system with multiple heat absorbing heat exchangers | |
| WO2020143787A1 (en) | Compression refrigeration system and cold storage and freezing device | |
| JP3345450B2 (en) | Refrigerant flow switching device and refrigerator | |
| EP0624763A1 (en) | Free-draining evaporator for refrigeration system | |
| JPS6230691Y2 (en) | ||
| JPH04288454A (en) | Refrigerating device using heat transfer of capillary tube and suction line | |
| JPH05223369A (en) | Refrigerator | |
| US20030209031A1 (en) | Vapor compression refrigeration system having ejector | |
| JPH04263746A (en) | Refrigerator | |
| JP2019128069A (en) | Steam compression type refrigerator | |
| JP4798884B2 (en) | Refrigeration system | |
| JP3281973B2 (en) | Frozen car | |
| KR100693188B1 (en) | Ultra-freezing refrigerator | |
| KR100442380B1 (en) | Refrigerator |