专利名称：蒸气压缩系统及其方法
相关申请的相互参考本申请为本人的正在审查过程中的申请日为1999年1月12日，申请号为09/228696的部分继续申请。
本发明的领域本发明总的来讲涉及蒸气压缩系统，具体地说涉及蒸气压缩制冷系统，冷冻机系统以及空调系统。本发明有关这方面的重要内容在于对特别适用于商业介质和低温制冷/冷冻机的应用领域的蒸气压缩制冷系统的效率的改进。
本发明的背景技术蒸气压缩制冷系统通常使用经过不同的相或状态相继实现热交换功能的流体制冷剂介质。这些系统通常使用一台压缩机来接收气态制冷剂(一般是过热蒸气形式)，压缩机将蒸气压缩到高压后将其送到其中一个冷凝器，在该冷凝器中冷介质与进入的高压蒸气直接接触，移出制冷剂中的潜热，使液体制冷剂处于与冷凝压力相应的沸点或沸点以下温度。然后将制冷剂送到膨胀装置，例如送到膨胀阀或毛细管，该膨胀装置使制冷剂压力和温度得到有控制的降低，而且该膨胀装置还向蒸发器输入计量的液体量，使液体量与能够提供预期的制冷效果所需要的液体量相等。如现有技术，例如美国专利US4888957号所介绍的那样，可能会有少量液体制冷剂闪蒸成蒸气，然而在这种情况下，从该阀排出的低温液体形式的制冷剂中带有少量蒸气馏份。在蒸发器中，由于从需要得到冷却的周围环境空气将热量传递到低温液体制冷剂中，所以该低温液体制冷剂蒸发。然后从压缩机排出的制冷剂蒸气返回到压缩机继续进行上述循环。
为了高效运行，希望在蒸发器中尽可能地使用更多的冷却盘管。这种高效运行要求沿尽可能多的冷却盘管最大限度地利用蒸发器的潜热。
现有的一般系统，特别是商用制冷系统/冷冻机系统中通常用比较长的制冷管线使冷凝器与膨胀装置(例如热力膨胀阀)连通，而且将膨胀装置置于离蒸发器很近的地方。因此，供应到蒸发器的制冷剂为液体形式或大部分为液体形式，只有少量蒸气馏份。这种制冷剂送料以及本身伴随的低流速使得冷却效率较低，特别是沿冷却盘管起始部位的冷却效果较低，这是因为在这些部位结霜或结冰造成的，于是进一步降低了其传热效率。在商用系统中，例如开式制冷陈列柜，结霜会使空气流速减少到气幕变少的程度，使得陈列柜中的负荷增加。另外，结霜或结冰需要经常为蒸发器盘管除霜，这样也就减少了制冷柜/冷冻机柜中的食品的存储寿命，增加了电力消耗和运行成本。
本发明的概述本发明克服了传统蒸气压缩制冷系统存在的上述问题和缺陷，在提供的蒸气压缩制冷系统中，将制冷剂液体和蒸气混合物提供给蒸发器的入口，其中混合物在入口(和整个制冷剂流路)处的蒸气量和流速匹配，以便基本沿蒸发器冷却盘管的整个长度实现和保持最佳传热。
所以，本发明的一个目的在于提供一种蒸气压缩制冷方法和设备，以便基本沿蒸发器冷却盘管的整个长度具有最佳传热效率。
本发明的再一个目的在于提供一种蒸气压缩制冷方法和设备，其中大大减少冷却盘管表面上结的冰或霜，特别是离蒸发器入口最近的冷却盘管表面上结的冰或霜，从而使除霜需求降至最小。
本发明的又一个目的在于提供一种蒸气压缩制冷方法和设备，其中大大减少了制冷室及其与之相关的冷冻中保存的食品表面上结的水份或霜，实际上即使不能将水分或霜完全消除掉也可显著减少水分或霜。
本发明的还一个目的在于提供一种蒸气压缩制冷方法和设备，其特征在于改进了沿其冷却盘管整个长度的温度一致性。
本发明的另一个目的在于提供一种蒸气压缩制冷方法和设备，其特征在于减少了电力消耗和运行费用。
本发明的又一个目的在于提供一种蒸气压缩制冷方法和设备，其传热效率得到提高，需要的制冷剂充注量减少，在许多应用中可以不用传统元件，例如不用制冷回路中的贮槽。
本发明的又一个目的在于提供一种蒸气压缩制冷方法和设备，其中冷却盘管和与之相关的热交换器中流动的空气之间的温差最小，由此大大降低了空气中提取的水量，使制冷室和与之相连的冷冻机隔间中的湿度更加均匀。
本发明的又一个目的在于提供一种商用制冷系统，其中压缩机，膨胀装置和冷凝器均可以离制冷室或与之相连的冷冻机隔间比较远，这样就可以方便地使用这些元件，而不会影响顾客的通行等。
本发明的又一个目的在于提供一种蒸气压缩制冷系统，其中将压缩机，膨胀装置和冷凝器及其与它们连接的控制设备一起作为一组件装在一个紧凑的壳体中，并可以将该壳体方便地装在一个制冷回路中。
本领域的技术人员根据下面结合附图和曲线的描述将会理解本发明的这些目的和其它目的，其中相同的参考标记表示相同的部件，其中
图1是本发明一个实施例的蒸气压缩系统的示意图；图2是本发明一个实施例的多功能阀或装置的第一侧的局剖侧视图；图3是图2所示多功能阀或装置的第二侧的局剖侧视图；图4是图2和3所示的多功能阀或装置的分解图；图5是数据曲线图，表示在本发明的中等温度蒸气压缩制冷系统中两个运行循环期间蒸发器入口处供应的制冷剂压力和温度以及送风温度和回风温度与时间之间的关系；图6是数据曲线图，表示在图5所示的相同的两个运行循环期间蒸发器入口处供应的制冷剂体积流速与时间的关系；图7是数据曲线图，表示在图5所示的相同的两个运行循环期间蒸发器入口处供应的制冷剂的密度与时间的关系；图8是数据曲线图，表示在图5所示的相同的两个运行循环期间蒸发器入口处供应的制冷剂质量流速与时间的关系；图9是数据曲线图，表示在传统中等温度蒸气压缩制冷系统的两个运行循环期间蒸发器入口处供应的制冷剂压力和温度以及送风温度和回风温度与时间之间的关系；图10是数据曲线图，表示在图9所示的相同的两个运行循环期间蒸发器入口处供应的制冷剂体积流速与时间的关系；图11是数据曲线图，表示在图9所示的相同的两个运行循环期间蒸发器入口处供应的制冷剂的密度与时间的关系；图12是数据曲线图，表示在图9所示的相同的两个运行循环期间蒸发器入口处的制冷剂的质量流速与时间的关系；
图13是数据曲线图，表示在本发明的低温蒸气压缩制冷系统的两个运行循环期间沿蒸发器的冷却盘管的不同部位处的制冷剂压力和温度以及送风温度和回风温度与时间之间的关系；图14是数据曲线图，表示在本发明的低温蒸气压缩制冷系统的单一运行循环期间沿蒸发器中的冷却盘管的制冷剂压力和温度以及送风温度和回风温度与时间之间的关系；图15是数据曲线图，表示在传统低温蒸气压缩制冷系统的两个运行循环期间沿蒸发器的冷却盘管的不同部位处的制冷剂压力和温度以及送风温度和回风温度与时间之间的关系；图16是数据曲线图，表示在传统低温蒸气压缩制冷系统的单一运行循环期间沿蒸发器的冷却盘管的不同部位处的制冷剂压力和温度以及送风温度和回风温度与时间之间的关系；图17是数据曲线图，表示在本发明另一实施例的低温蒸气压缩制冷系统的两个运行循环期间在蒸发器中的冷却盘管入口、中心和出口处的制冷剂压力和温度以及送风温度和回风温度与时间之间的关系；图18是数据曲线图，表示在图17所示的相同的两个运行循环期间蒸发器入口处供应的制冷剂温度与压力；图19是数据曲线图，表示在图17所示的蒸发器的冷却盘管中心处的制冷剂压力与温度；图20是数据曲线图，表示在图17所示的相同的两个运行循环期间蒸发器中的冷却盘管出口处的制冷剂压力与温度；图21是本发明另一实施例的多功能阀或装置上的阀体的局部平面图；图22是图21所示的多功能阀的阀体的侧视图；和图23是图21和22的多功能阀或装置的局部分解图。
优选实施例的详细描述根据本发明一个实施例设置的蒸气压缩系统10示于图1中。制冷系统10包括一个压缩机12，一个冷凝器14，一个蒸发器16和一个多功能阀或装置18。但是在这方面应当注意的是，虽然图1中示出的多功能阀或装置18详细描述的优选形式为膨胀装置，但根据本发明的构思也可用其它膨胀装置，而且这些装置均在本发明的范围内。这些装置例如包括热力膨胀阀，毛细管，自动膨胀阀，电动膨胀阀，以及其它能够降低或控制液体制冷剂的压力和/或温度的装置。
如图1所示，压缩机12通过一根排放管线20与冷凝器14相连。通过一个连接到多功能阀18的第一入口24的液体管线22将该多功能阀或装置18与冷凝器14相连。另外，多功能阀18在第二入口26处与排放管线20连接。用一根蒸发器给送管线28将多功能阀或装置18与蒸发器16相连，并用一根抽吸管线30将蒸发器16的出口与压缩机12的入口相连。将一个温度传感器32安装在抽吸管线30上，该传感器通过一个控制管线33与多功能阀18运行连接。根据本发明的一个重要方面，压缩机12，冷凝器14，多功能阀或装置18(或其它合适的膨胀装置)和温度传感器32装在一个控制单元34中。该控制单元可以离放有蒸发器16的制冷室36较远。
本发明的蒸气压缩系统可以利用市场上能够得到的任何包括制冷剂的传热流体，如含氯氟烃，例如，二氯二氟甲烷的R-12，一氯二氟甲烷的R-22，含有R-12和R-152a的共沸制冷剂的R-500，含有R-23和R-13的共沸制冷剂的R-503，以及含有R-22和R-115的共沸制冷剂的R-502。其它列举的制冷剂包括R-13，R-113，141b，123a，123，R-114和R-11，但又不限于这些制冷剂。另外，本发明例如也可以用其它制冷剂如氢氯氟烃，例如141b，123a，123和124；氢氟烃，例如R134a，134，152，143a，125，32，23，以及共沸HFCsAZ-20和AZ-50(公知的为R-507)。混合制冷剂，例如MP-39，HP-80，FC-14，R-717和HP-62(公知的为R-404a)是附加制冷剂。因此应指出的是，用在本发明中的具体制冷剂或混合制冷剂对于本发明的运行来讲不是关键性的，其原因在于，实际上只期望本发明用所有制冷剂运行时的系统效率都高于公知蒸气压缩制冷系统用相同制冷剂时达到的效率。
在运行中，压缩机12将制冷剂流体(从蒸发器16排出的蒸气)压缩到高温高压。该制冷剂被压缩机12压缩到的温度和压力取决于制冷系统10的具体尺寸和需要的冷却负荷。压缩机12将高压蒸气泵送到排放管线20和冷凝器14中。正如下面将要详细描述的那样，在冷却期间，第二入口26关闭，压缩机12的所有输出泵送至冷凝器14。
在冷凝器14中，将空气和水一类的介质送过冷凝器中的盘管，该冷凝器使高压的传热流体变成液态。根据所用的具体制冷剂，在冷凝过程中，当制冷剂中放出潜热时，液体制冷剂的温度下降约10-40°F。冷凝器14将液体制冷剂排放到液体管线22中。如图1所示，液体管线22直接排放其进入多功能阀或装置18。因为液体管线22较短，所以液体管线22所携带的液体从冷凝器14到多功能阀或装置18时其温度或压力基本上不上升或下降。
由于制冷系统10安装的液体管线短，所以该制冷系统10就可比较理想地将大部分低温高压液体制冷剂传送到多功能阀或装置18，此时因液体进入多功能阀或装置18之前液体加热非常少使液体制冷剂的吸热能力损失很少，或因液体压力损失所造成的液态制冷剂的吸热能力损失很小。
冷凝器14排出的传热流体在第一入口24进入多功能阀或装置18，并按照温度传感器32测得的抽吸管线30的温度限定的速率使传热流体的体积膨胀。多功能阀或装置18将作为制冷剂液体和蒸气混合物的传热流体排放到蒸发器给送管线28中。温度传感器32将温度信息通过控制管线33传送给多功能阀18。显然本领域普通技术人员明白，制冷系统10可以有很广泛的用途，以便控制某一壳体例如里面存储有易变质食品的制冷室的温度。
本领域的技术人员还应理解到，将对制冷剂流体进行体积膨胀的阀设置在离冷凝器很近的位置，膨胀装置18和蒸发器16之间的蒸发器给送管线28的长度较长，这些均与现有的系统很不相同。例如，在典型的现有技术系统中，膨胀装置紧靠蒸发器的入口，如果使用温度传感装置，则通常将该温度传感装置设置在紧靠蒸发器的出口的地方。如上所述，这种系统因为向蒸发器提供的是液体形式或大部分为液体形式而只有少量蒸气馏份的制冷剂，所以效率不高，特别是在冷却盘管的起始部分，蒸气馏份伴随与其自身相关的低流量，这就使得冷却效果更差。
与现有技术相反，本发明的蒸气压缩系统使用的蒸发器给送管线在制冷剂从膨胀装置(例如多功能阀或装置18)到达蒸发器时，该管线利用其直径和长度方便地将液体转变成液体和蒸气混合物。因此，制冷剂的大量液体组分转变成蒸气，使得制冷剂到达蒸发器16的入口时蒸发器中有大量蒸气，其流速也相当高，这就极大地改进了沿冷却盘管整个长度的传热。这种传热效率的改进还伴随有其它好处和优点。例如，大大减少了冷却盘管的表面上结的冰或霜，特别是减少了离蒸发器入口最近的冷却盘管表面上结的冰或霜，由此大大减少了对盘管的除霜需求。另外，冷却盘管和与其呈热交换关系的循环空气之间的温差减至最小，这样，制冷室以及与其相连的冷冻机隔间中的湿度也就更加均匀，有效地避免了存储在这些制冷室和冷冻机中的食品表面出现水分或霜。此外，本发明系统的特征在于，由于压缩机运转期间的运行循环部分比相同负荷的传统制冷/冷冻系统运行少很多，所以减少了电力消耗和运行费用。
现在参见图2，传热流体(高压制冷剂蒸气)进入第一入口24，经过第一通路38到达一个公共腔40。膨胀阀42位于第一入口24附近的第一通路38内。膨胀阀42利用封装在上阀壳44中的膜片(未示出)计量流过第一通路38的传热流体的流量。在所示的实施例中，制冷剂给料经受连续两级串联膨胀，在膨胀阀42中，例如当膨胀阀42是热力膨胀阀时，出现的第一膨胀是调幅膨胀(modulated expansion)，第二膨胀在公共腔40中进行，这是连续或非调幅膨胀。
将控制管线33与上阀壳44上的入口62相连。经控制管线33传送的信号致动上阀壳44内的膜片。膜片致动阀组件54(如图4所示)，以便控制从第一入口24进入膨胀室(如图4所示)的传热流体的数量。将闸阀46设置在公共腔40附近的第一通路48内。在本发明的一个优选实施例中，闸阀46是能够根据电信号使传热流体停止通过第一通路38的电磁阀。
如图3所示，多功能阀或装置18的第二通路48将第二入口26与公共腔40相连。制冷剂流体进入公共腔40时经受体积膨胀。将一个闸阀50设置在靠近公共腔40的第二通路48中。在本发明的一个优选实施例中，闸阀50是能够在一接收到电信号后就可使传热流体停止流过第二通路48的电磁阀。公共腔40通过出口41将传热流体从多功能阀或装置18中排出。
如图4所示，多功能阀18包括一个靠近第一入口22的膨胀室52，一个阀组件54和一个上阀壳44。阀组件54由一个装在上阀壳44中的膜片(未示出)致动。第一和第二管道56和57位于膨胀室52和阀体60之间。将闸阀46和50装在阀体60上。
根据本发明的另一方面，通过关闭闸阀46和打开闸阀50就可以使制冷系统10进行除霜运行。在除霜模式中，高温传热流体进入第二入口26，经过第二通路48后进入公共腔40。高温蒸气经出口41排出，通过蒸发器给送管线28后直接排放到蒸发器16的冷却盘管的入口。
在除霜循环中，系统中的所有焦油箱(pockets of oil trapped)均被加温，油沿与传热流体流动方向相同的方向传递。由于强迫热气体按正流的方向通过系统，所以被收集的油全部返回到压缩机。热气体以较高的流速通过系统，冷却气体所花的时间较短，由此改善了除霜效率。本发明的正流除霜方法比逆流除霜方法的好处更多。
例如，逆流除霜系统在蒸发器的入口附近使用一个直径小的截止阀，该截止阀限制热气体沿反向流动，使得热气体的流速减小，从而降低了除霜效率。另外，本发明的正流除霜方法避免了系统在除霜过程中的压力增大。此外，逆向除霜方法要将系统中被收集的油压回到膨胀阀中。因为膨胀阀中油太多会析出胶质，这就限制了阀的运行，所以这是不希望出现的现象。另外，利用正流除霜方法，除了除霜回路以外的正在运行的所有附加的制冷回路中，液体管线的压力均不会减小。
本发明的正流除霜能力也因除霜效率的提高而对运行很有帮助。例如，由于迫使收集到的油返回到压缩机中，所以就避免了液滞，这种液滞对提高装置的使用寿命不利。另外，因为系统需要的除霜时间减少，所以使运行成本降低。由于可以很快使热气停止流动，因而系统可以快速返回正常冷却运行。当对蒸发器16进行除霜时，温度传感器32检测抽吸管线30中的传热流体的温升。当温度上升到某一给定值时，多功能阀18中的闸阀50关闭，系统重新开始制冷运行。
本领域的技术人员应当理解，可以进行各种改变，使本发明的制冷系统满足不同的用途。例如，在食品零售点运行的制冷系统主要包括多个与一个公共压缩系统配合的制冷室。另外，在要求高热负荷的制冷运行的用途中，可以使用多个压缩机来增加制冷系统的冷却能力。在上述正在审查过程中的申请09/228696中已经描述了这些配置的实例，该申请所公开的内容与另一些系统的结合作为本发明的参考。
为了显示出本发明的蒸气压缩制冷系统相对于传统制冷系统所具有的性能和优点，下面给出一些实例。
实例1在5英尺(1.52米)的Tyler家用箱式冷柜(Tyler Chest Freezer)的制冷回路中装有一个上述形式的多功能装置，在本制冷回路中是多功能阀，将一个标准膨胀阀垂直安装到一个旁路管线中，使制冷回路象传统制冷系统和根据本发明设置的XDX制冷系统一样运行。上述制冷回路装有外部管直径约为0.375英寸(.953cm)、有效管长约为10英尺(3.048米)的蒸发器给送管线。用一个Copeland气密封压缩机驱动该制冷系统。在XDX模式中，将一个感温包固定在离压缩机约18英寸的抽吸管线上，而在传统模式中，该感温包靠近蒸发器的出口。回路中充装约28盎司(792g)的从DuPont公司购买的R-12制冷剂。制冷回路中还装有从压缩机排放管线延伸到蒸发器给送管线的旁路管线，以便进行正向流除霜(见图1)。用装在制冷室中心的具有温度传感器，地面以上约4英寸(10cm)的“ACPS Date Logger@(型号为DL300)”检测所有冷却过的环境空气温度。
XDX系统-中温运行蒸发器的正常运行温度为20°F(-6.7℃)，冷凝器的正常运行温度为120°F(48.9℃)。将蒸发器的冷却负荷控制在约3000Btu/hr(21gcal/s)。多功能阀或装置检测蒸发器给送管线中的制冷剂液体/蒸气混合物的温度约为20°F(-6.7℃)。设定的感温包将抽吸管线中流动的蒸气过热温度维持在约25°F(13.9℃)。压缩机以2199英尺/分钟(670m/min)的速度将压力增高的制冷剂排放到排放管线中，其冷凝温度约为120°F(48.9℃)，压力约为172磅/英寸2。
XDX系统-低温运行蒸发器的正常运行温度为-5°F(-20.5℃)，冷凝器的正常运行温度为115°F(46.1℃)。将蒸发器的冷却负荷控制在约3000Btu/hr(21gcal/s)。多功能阀或装置检测进入蒸发器给送管线中的温度约为-5°F(-20.5℃)的制冷剂。设定感温包将流入抽吸管线中的蒸气过热温度维持在约20°F(11.1℃)。压缩机将压力增高的冷凝温度为115°F(46.1℃)的制冷剂排放到排放管线中。除了Tyler家用箱式冷柜的风机在5分钟以后进行除霜以使蒸发器盘管散热并将盘管上的水份排出以外，XDX系统的低温运行与其中温运行基本相同。
XDX系统在中温运行时的一个周期的运行时间约为24小时，而其低温运行时的周期运行时间约为18小时。在23小时的试验期间，约每分钟检测一次Tyler家用箱式冷柜中的环境空气温度。在试验阶段连续测量上述空气温度，而制冷系统按制冷模式和除霜模式运行。在除霜循环中，制冷回路按除霜模式运行到感温包温度达到约50°F(10℃)为止。温度测量值示于下面的表A中。
传统系统-带有电除霜的中温运行上述Tyler家用箱式冷柜中在压缩机排放管线和抽吸管线之间装有旁路管线，用于逆流除霜。旁路管线中装有用于调节该管线中的高温制冷剂流量的电磁阀。给电除霜元件通电，以加热盘管。紧靠蒸发器入口安装一个标准膨胀阀，感温包固定到紧靠蒸发器出口的抽吸管线上。设定感温包将抽吸管线中流动的蒸气过热温度维持在约6°F(3.3℃)。在运行前，给系统充装约48盎司(1.36kg)R-12制冷剂。
传统制冷系统在中温运行时的一个周期的运行时间约为24小时。在24小时的试验阶段，约每分钟检测一次Tyler家用箱式冷柜中的环境空气温度。在试验阶段连续测量上述空气温度，而制冷系统按制冷模式和电除霜模式运行。在除霜循环中，制冷回路按除霜模式运行直到感温包温度达到约50°F(10℃)为止。温度测量值示于下面的表A中。
传统系统-带有空气除霜的中温运行上述Tyler家用箱式冷柜中装有一个用于为膨胀阀提供适量液体的储槽，并安装一个便于存储附加制冷剂的液体管线干燥器。膨胀阀和感温包所处的位置与上述电除霜系统中的一样。设定感温包将抽吸管线中流动的蒸气过热温度维持在约8°F(4.4℃)。在运行前，给系统充装约34盎司(0.966kg)R-12制冷剂。
上述传统制冷系统在中温运行时的一个周期的运行时间约为241/2小时。在24 1/2小时的试验期间，约每分钟检测一次Tyler家用箱式冷柜中的环境空气温度。在试验阶段连续测量上述空气温度，而制冷系统按制冷模式和空气除霜模式运行。根据传统做法，编好四次除霜循环程序，每次稳定约36-40分钟。温度测量值示于下面的表A中。
表A制冷温度(°F/℃)
1)23小时试验期间的一个除霜循环2)24小时试验期间的三个除霜循环如上所述，根据本发明设置的XDX制冷系统将家用箱式冷柜中的温度保持在所需的温度，其中的温度变化小于传统系统中的温度变化。XDX的中温数据的标准偏差，漂移和温度测量范围均比传统系统的小许多。因此，XDX的低温数据同样表示其与XDX的中温数据不相上下。
在除霜循环期间，对这种家用箱式冷柜的温升进行监测，以便确定冷柜中的最高温度。该温度要尽可能接近运行的制冷温度，以避免冷柜中存储的食品变质。XDX系统和传统系统的最高除霜温度列在下面的表B和C中。
表B最高除霜温度(°F/℃)XDX 传统 传统中温 电除霜 空气除霜44.6/6.955.0/12.8 58.4/14.7实例II在装有电除霜电路的Tyler家用箱式冷柜中，用对蒸发器进行除霜的电除霜电路进行低温运行试验。XDX系统和电除霜系统完成除霜和回复到5°F(-14.4℃)设定运行温度所需要的时间列于下面的表C中。
表C回复到5°F(-15℃)以下的制冷温度所需要的时间XDX 具有电除霜的传统系统除霜时间(分钟) 10 36回复时间(分钟) 24 144如上所述，用经多功能阀进行正流除霜的XDX系统只要少量的时间对蒸发器完全除霜，而且用很少的时间返回到制冷温度。
实例III该实例将中温范围运行的本发明蒸气压缩制冷系统(XDX系统)的性能与传统系统的性能进行比较。
在8英尺(2.43m)的IFI肉库(型号为EM5G-8)的制冷回路中装有一个上述多功能装置(包括一个Sporlan Q-体热力膨胀阀)。将一个同样的热力膨胀阀装到旁路管线中，使制冷回路要么以XDX制冷系统运行，要么以传统制冷系统运行。
该制冷回路包括一个蒸发器给送管线(在XDX模式中)，该管线的外管直径为0.5英寸(1.27cm)，流路长度(压缩机到蒸发器)约为35英尺(10.67m)。液体给送管线(在传统模式中)的外管直径为0.375英寸(0.95cm)，流路长度基本相同。两种运行模式使用相同的冷凝器，蒸发器和外径为0.875英寸(2.22cm)的抽吸管线。在这两种运行模式中，制冷回路由Bitzer Model 2CL-3.2Y压缩机提供动力。
在XDX模式中，将一个感温包固定到离压缩机约2英尺(0.61m)的抽吸管线上，并使该感温包连接到根据上面图1所述的多功能装置上。将多功能装置的热力膨胀阀部件的过热温度设定为20°F(11.1℃)。
在传统模式中，使热力膨胀阀靠近蒸发器的入口，使传感器靠近蒸发器的出口。当传感器测定的过热温度超过8°F(4.4℃)时，该阀设定为打开。
在两种运行模式中，回路充装相同量的AZ-50制冷剂，在肉库中的运行温度从32°F(0℃)到36°F(2.2℃)。用Sponsler公司(Westminster，S.C)的流量计(Model IT-300N)和合适的蒸气流量计(Model SP1-CB-PH7-A-4X)以及Logic Beach，Inc.(La Mesa，CA )的低温记录仪(Hyperlogger recorder)(Model HLI)进行数据测量。
图5-8示出了该实例的XDX系统在先后两个有代表性的运行循环时于蒸发器入口处收集到的制冷剂数据。在图5中，制冷剂压力(磅/平方英寸)和温度(°F)分别用标号101和102表示。另外相应的送风温度(°F)和回风温度(°F)分别用标号103和104表示。图6示出的是体积流速(cfm)，图7示出的是密度(磅/平方英尺)，图8示出的是质量流速(磅/分钟)，这些全都是在两个相同运行循环时的数据。
图9-12示出了传统系统在先后两个有代表性的运行循环时于蒸发器入口处采集到的相应的制冷剂数据。实际上，图9与图5类似，即该图中入口压力(磅/平方英寸)和温度(°F)分别用标记105和106表示，其中相应的送风温度(°F)和回风温度(°F)分别用标记107和108表示。图10示出的是传统制冷系统的体积流速(cfm)，图11和12示出的是传统制冷系统的密度(磅/平方英尺)，和质量流速(磅/分钟)。
根据图5和9个比较可以发现，XDX系统中的送风和回风之间的温差与传统系统中的送风和回风之间的温差非常接近。另外，当压缩机正在泵送时，XDX系统的各个运行循环的部分循环所花的时间比传统系统的要短。
下面所示的表D和E是压缩机运转时各个制冷循环的部分循环期间图6-8(XDX)和图10-12(传统)所示的制冷剂流速数据的表格。用一个蒸气阅读记录仪收集这些数据，由于制冷剂给料是蒸气/液体组成的制冷剂，所以该记录仪的计量不太精确，因而其计算平均值不会构成对实际的CFM或磅/分钟构成影响。
然而，应当相信这些数值用于对下表的数据得到的结论进行比较还是可靠的。
表D中温系统-XDX-蒸发器入口的制冷剂流速时间体积 密度质量(秒)(cfm) (磅/英尺3) (磅/分钟)0 4.20 0.96 4.045 3.68 0.92 3.38101.81 1.16 2.10151.09 1.30 1.41202.59 1.39 3.59251.07 1.43 1.52301.07 1.47 1.56352.18 1.51 3.29401.03 1.55 1.60451.01 1.61 1.61501.03 1.65 1.70551.01 1.68 1.69601.03 1.68 1.73651.07 1.69 1.80701.05 1.69 1.77751.03 1.69 1.74801.03 1.70 1.75852.20 1.70 3.75901.19 1.70 2.03951.06 1.71 1.80100 1.12 1.71 1.91105 1.04 1.70 1.76110 1.06 1.70 1.80115 1.08 1.69 1.82120 2.42 1.67 4.03125 1.06 1.62 1.71
130 1.041.551.61135 1.101.461.60140 1.081.391.49145 0.971.291.25计算平均值1.451.542.10标准偏差 0.820.220.83算术平均值1.451.532.09中值 1.071.641.75表E中温系统-传统蒸发器入口的制冷剂流速时间体积密度 质量(秒)(cfm) (磅/英尺3) (磅/分钟)0 1.461.46 2.135 1.441.54 2.2110 1.401.48 2.0615 1.461.56 2.2820 1.891.65 3.1125 1.441.69 2.4330 1.661.62 2.7035 1.701.56 2.6640 1.001.51 1.5245 1.091.50 1.6350 1.041.49 1.5655 1.541.51 2.3360 1.641.55 2.5565 1.211.57 1.9070 1.191.59 1.8975 1.191.60 1.9080 1.181.59 1.8985 1.081.57 1.69
90 1.061.541.6295 0.971.481.44100 0.891.451.29105 0.811.431.16110 1.061.421.50115 0.851.411.20120 0.951.451.38125 1.081.511.63130 1.281.551.99135 1.221.571.92140 1.261.581.99145 1.251.571.96150 2.031.523.10155 1.141.461.67160 0.961.421.37165 0.821.321.08170 0.431.190.51计算平均值1.231.521.88标准偏差 0.330.090.56算术平均值1.221.511.86中值 1.191.521.89这些数据显示，在给定的制冷循环中，本发明的XDX系统中的压缩机约泵送145秒，而在传统系统中约泵送170秒(约多17.2％)。因此，在给定制冷循环中，XDX系统需要的功率明显比冷却相同负荷的传统蒸气压缩制冷系统需要的功率少。
与此相应，通过将XDX和传统系统的入口体积流速比较看出，在蒸发器入口处，XDX的体积流速约比传统系统大18％，而XDX的质量流速约比传统系统大11％。另外，与XDX系统相比，传统系统的体积、密度和质量数据越一致(由小的标准偏差计算证明)，则显示出制冷剂给料的组分就越一致，而且传统系统中给料的液体量就比XDX系统的大。因此，这些数据表明，在XDX系统中，蒸发器入口的制冷剂给料的特征在于在冷却负荷需求相同的运行条件下，而且在冷凝器、蒸发器和压缩机构件均相同的条件下，其蒸气与液体之比要比传统蒸气压缩制冷系统中的蒸发器入口制冷剂给料的大，此外，实例III中的蒸发器出口采集到的数据与入口的体积流速和质量流速(也就是XDX系统的体积流速和质量流速分别约比传统系统的体积流速和质量流速大18％和大11％)一致，这就表明在XDX模式中蒸发器排出的制冷剂含有一些液体，而在传统模式中蒸发器排出的制冷剂几乎全是蒸气。但是，在XDX模式中，蒸发器排出的液体量非常少，使得传送到压缩机的给料全部是蒸气。因此，在XDX模式中，沿整个盘管使用蒸发潜热，但在传统模式中大部分蒸发器盘管没有使用制冷剂的蒸发潜热。根据这些所示的数据，XDX系统中的蒸发器盘管沿该蒸发器的整个制冷剂流路具有较高的效率，而在进行比较的传统系统中，至少在靠近蒸发器入口和出口的盘管的这些部位效率不高。
实例IV本实例将低温范围运行的本发明蒸气压缩制冷系统(XDX系统)的性能与传统系统的性能进行比较。
在四门IFI冷柜(Model EPG-4)的制冷回路中装有一个本申请所述的多功能装置(它包括一个Sporlan Q-体热力膨胀阀)。将一个同样的热力膨胀阀装到旁路管线中，使制冷回路要么以XDX制冷系统运行，要么以传统制冷系统运行。
该制冷回路包括一个蒸发器给料管线(在XDX模式中)，该管线的外管直径为0.5英寸(1.27cm)，从压缩单元(压缩机，冷凝器和储槽的组合件)到蒸发器的流路长度约为20英尺(6.10m)，这一点XDX模式及传统模式两者相同。液体给料管线(传统模式中)的外管直径为0.375英寸(0.95cm)，流路长度基本相同。两种运行模式使用相同的冷凝器，蒸发器和外径为0.875英寸(2.22cm)的抽吸管线。在这两种运行模式中，制冷回路由Bitzer Model 2CL-4.2Y压缩机提供动力。
在XDX模式中，将一个感温包固定到离压缩机约2英尺(0.61m)的抽吸管线上，并使该感温包连接到根据上面图1所述的多功能装置上。将多功能装置的热力膨胀阀部件的过热温度设定为15°F(8.3℃)。
在传统模式中，使热力膨胀阀靠近蒸发器的入口，而传感器靠近蒸发器的出口。当传感器测定的过热温度超过2°F(1.1℃)时，该阀设定为打开。
在两种运行模式中，回路充装相同量的AZ-50制冷剂，在冷柜中的工作温度范围为-15°F(-26.1℃)到-20°F(-28.9℃)。用Sponsler公司(Westminster，S.C)的流量计(Model IT-300N)和合适的流量计(Model SP1-CB-PH7-A-4X)以及Logic Beach，Inc.(La Mesa，CA)的低温记录仪(Model HLI)进行数据测量。
图13示出了该实例的XDX系统在约两个运行循环时采集到的数据。具体地说用华氏温度示出了送风温度110，回风温度111，蒸发器入口的制冷剂温度112，蒸发器中心的制冷剂温度113和蒸发器出口的制冷剂温度114，以及蒸发器入口的制冷剂压力115(psi)和蒸发器中心的制冷剂压力116。
相对应的是，图15示出了该实例的传统蒸气压缩制冷系统在相同运行循环数时采集到的数据。具体地说，用华氏温度示出了送风温度117，回风温度118，蒸发器入口的制冷剂温度119，蒸发器中心的制冷剂温度120和蒸发器出口的制冷剂温度121。还示出了蒸发器入口的制冷剂压力122(psi)和蒸发器中心的制冷剂压力123。
表F-I为在XDX系统和传统系统的各个制冷循环中对图13和15所示的数据进行了比较，它们的制冷循环时间差不多。
表FXDX低温系统和传统低温系统的蒸发器盘管温度和压力与送风/回风温度的比较(进入循环的制冷模式部分后30秒)XDX 传统送风(°F) -19.9668 -19.0645回风(°F) -17.5977 -16.1275蒸发器盘管 -18.6792 -13.4482入口温度(°F)蒸发器盘管 17.9121 24.5381入口压力(psi)蒸发器盘管 -19.9404 -23.2656中心温度(°F)蒸发器盘管 3.51526 6.42481
中心压力(psi )蒸发器盘管 -18.1885 -17.9038出口温度(°F)在表F中所示出的数据为XDX制冷系统和传统制冷系统的各个压缩机开始泵送以后30秒采集到的数据。如上所述，沿传统系统的蒸发器中的制冷剂流路的温差明显大于XDX。具体地说，XDX的温差是+0.49°F，而传统系统是-4.45°F。因此，在这些系统的每次运行循环期间，证明了用XDX得到的温度非常均匀。同样，在XDX系统中，送风和回风之间的温差约为2.37°F，而在传统系统中，送风和回风之间的温差约为2.94°F。相对应的是，XDX系统的冷却盘管与蒸发器内流动的空气之间的温差小于传统系统的温差。例如，XDX系统的回风温度与蒸发器盘管出口之间的温差约为0.59°F，而传统系统的温差约为1.8°F。同样，XDX系统的蒸发器盘管入口与送风之间的温差约为1.29°F，而传统系统的相应温差约为5.6°F。
表GXDX低温系统和传统低温系统的蒸发器盘管温度和压力及送风/回风温度的比较(循环的部分制冷模式结束前30秒)XDX 传统送风(°F) -24.0112 -28.1548回风(°F) -21.6411 -22.4385蒸发器盘管-16.9004 -25.6831入口温度(°F)蒸发器盘管 19.43712.8137入口压力(psi)蒸发器盘管-35.0381 -34.6953中心温度(°F)蒸发器盘管 6.60681 2.92621中心压力(psi)蒸发器盘管-34.0586 -32.9444出口温度(°F)
如上面数据所示，在制冷模式结束前30秒(在压缩机停止泵送前)，XDX系统的送风和回风之间的温差远小于传统系统的温差。具体地说，循环时XDX的送风和回风之间的温差此时约为2.4°F，而传统系统的温差约为5.7°F。另外，由于XDX系统和传统系统所用的蒸发器相同，因此，XDX系统的压降(入口到中心，约13psi)比传统系统的压降(约10psi)大，这就表明，XDX系统的液体/蒸气制冷剂混合物中的蒸气含量比传统系统的大。
表HXDX低温系统和传统低温系统的蒸发器盘管温度和压力及送风/回风温度的比较(循环的制冷模式部分结束)XDX 传统送风(°F) -25.5801 -29.1123回风(°F) -22.4902 -23.0835蒸发器盘管-34.2832 -34.2647入口温度(°F)蒸发器盘管 0.608826 0.062985入口压力(psi)蒸发器盘管-34.6592 -34.6074中心温度(°F)蒸发器盘管-0.947449 -1.5661中心压力(psi)蒸发器盘管-35.2256 -27.6992出口温度(°F)表H中的数据是在XDX系统和传统系统中当满负荷和单元抽空(theunit pumped down)时采集到的数据。如上面数据所示，沿XDX系统的蒸发器中的冷却盘管的温度远比传统系统中的均匀。具体地说，XDX的蒸发器盘管的入口和出口之间的温差是-0.95°F，而传统系统在相应部位的温差是+6.57°F。同样，在XDX系统中，送风和回风之间的温差约为3.1°F，而在传统系统中，送风和回风之间的温差约为6.03°F。
表IXDX低温系统和传统低温系统的蒸发器盘管温度和压力及送风/回风温度的比较(开始循环的制冷模式部分)XDX 传统送风(°F) -20.4819-21.8208回风(°F) -18.0098-18.3189蒸发器盘管-17.7007-22.8506入口温度(°F)蒸发器盘管 10.4963 15.2344入口压力(psi)蒸发器盘管-19.3223-20.353中心温度(°F)蒸发器盘管 9.02857 13.5627中心压力(psi)蒸发器盘管-19.5283-20.0435出口温度(°F)这些数据是在负荷加温到使电磁阀打开，压缩机开始泵送的温度下采集到的数据。
如上面数据所示，XDX系统沿整个冷却盘管的温度比传统系统中的更均匀。具体地说，XDX系统的蒸发器盘管的入口和出口之间的温差是-1.83°F，而传统系统在蒸发器盘管的入口和出口之间的温差是+2.81°F。在XDX系统中，送风和回风之间的温差较小，为2.47°F，而传统系统的温差为3.57°F。另外，传统系统的出口处的制冷剂流体温度显示该出口处的制冷剂流体为过饱和状态，因而该流体全部处于蒸气状态。
此外，例如，XDX蒸发器盘管入口处的温度(-17.7°F)高于回风的温度(-18.0°F)和送风温度(-20.5°F)。因此，冷凝空气的水分不仅不会沉积在此处的蒸发器盘管上(在传统系统中此处常常结霜)，而且之前在运行循环的其它部分循环中可能已经沉积的水分也会蒸发，并返回到被调节的空气中。XDX系统的这种特性可以在很长时间内进行制冷/冷冻运行，大大减少了除霜的需求。
图14示出了该实例在XDX系统单一运行循环期间采集到的数据。与图13中的情况一样，送风温度和回风温度用标记110和111表示，蒸发器的入口、中心和出口处制冷剂温度用标记112，113和114表示，蒸发器入口和中心的制冷剂压力用标记115和116表示。相对应的是，图16示出了该实例在传统蒸气压缩制冷系统单一运行循环期间采集到的数据。送风温度和回风温度测量值用标记117和118表示，蒸发器的入口制冷剂温度用标记119表示，蒸发器中心制冷剂温度用标记120表示，蒸发器出口制冷剂温度用标记121表示。而且还示出了蒸发器入口122的制冷剂压力(psi)和蒸发器出口的压力123。对此应当注意的是，XDX系统的整个运行循环用了11分39秒，而传统系统的整个运行循环用了16分40秒。这种循环时间的明显减少进一步证明了本发明的XDX系统的效率要比传统蒸气压缩制冷系统的高。图14和16的数据比较列于下面的表中。
表JXDX和传统低温系统的整个循环的蒸发器盘管温度和压力的比较传统XDX平均 最小 最大 平均 最小 最大送风(°F) -23.2 -26.1 -20 -25.5-29-21回风(°F) -20.6 -23.3 -17.6-20.8-23.8 -17.6蒸发器盘管-22.6 -35.1 -16.9-23 -35.5 -10.5入口温度(°F)蒸发器盘管+11+0.2+19.7+12.95+0.6 +25.8入口压力(psi)蒸发器盘管-29-35.8 -18.9-30.8-34.9 -20中心温度(°F)蒸发器盘管+5.1 -1.2+13.3+5.5 -1.56 +13.6中心压力(psi)蒸发器盘管-25.8 -35 -17.8-27 -35-18出口温度(°F)如表J中的数据所示，该实例中的XDX系统的蒸发器入口与出口之间的平均温差为-3.2°F，而传统系统的温差为-4°F。相对应的是，XDX系统的送风与回风之间的平均温差为2.6°F，而传统系统的温差为4.7°F。
实例V该实例描述的是低温范围运行的本发明蒸气压缩制冷系统(XDX系统)的性能，而且还描述了在两个完整运行循环中的蒸发器入口、中心和出口处测量到的制冷剂温度和压力。
在五门IFI冷柜(Model°F G-5)的制冷回路装有一个本申请所述的多功能装置(它包括一个Sporlan Q-体热力膨胀阀)。该制冷回路包括一个蒸发器给料管线和一个抽吸管线，该给料管线的外管直径为0.5英寸(1.27cm)，其流路长度(从压缩机到蒸发器)约为20英尺(6.10m)，抽吸管线外径为0.875英寸(2.22cm)。制冷回路由BitzerModel 2Q-4.2Y压缩机提供动力。
在XDX模式中，将一个感温包固定到离压缩机约2英尺(0.61m)的抽吸管线上，并使该感温包连接到根据上面图1所示的多功能装置上。将多功能装置的热力膨胀阀的过热温度设定在15°F(8.3℃)。回路充装AZ-50制冷剂，冷柜中的运行温度为-15°F(-26.1℃)到-20°F(-28.9℃)。
图17-19示出了在先后两个有代表性的运行循环期间采集到的蒸发器入口、中心和出口处的制冷剂数据。图17中分别用标记128和127表示蒸发器入口处的制冷剂压力(psi)和温度(°F)。同样，分别用标记125和126表示相应的送风温度(°F)和回风温度(°F)。在图18，19和20中，示出了在相同的两个运行循环期间的蒸发器入口、中心和出口处的制冷剂温度和压力。
在所有给定点，及时将压力和温度读数与该制冷剂的相位图数据进行比较后就可表明该制冷剂或处于液态，或为蒸气，或是液体/蒸气混合物。这种比较说明，当用XDX系统时，如果压缩机正在运转，则运行循环的绝大部分有效阶段中，整个冷却盘管中的制冷剂为液体和蒸气混合物形式。反之，在传统系统中，当压缩机正在运转时，没有运行循环阶段会在冷却盘管的入口、中心和出口处同时出现制冷剂液体和蒸气混合物。所以这些数据表明，当压缩机正在运转时，蒸发潜热有效地用于蒸发器整个制冷剂流路中。
实例VI该实例表示本发明(XDX系统)的不需要进行除霜循环的长期无霜运行蒸气压缩制冷系统(中温和低温)。
低温系统在低温系统中，在五门IFI冷柜(Model°F G-5)的制冷回路中设有一个本申请所述的多功能装置(它包括一个Sporlan Q-体热力膨胀阀)。蒸发器给料管线的外管直径为0.5英寸(1.27cm)，其流路长度(从压缩机到蒸发器)约为20英尺(6.10m)，抽吸管线外径为0.875英寸(2.22cm)，流路长度基本相同。制冷回路由Bitzer Model 2Q-4.2Y压缩机提供动力。
将一个感温包固定到离压缩机约2英尺(0.61m)的抽吸管线上，并使该感温包连接到根据上面图1所述的多功能装置上。将多功能装置的热力膨胀阀的过热温度设定在15°F(8.3℃)。
回路充装AZ-50制冷剂，在冷柜中的运行温度为-15°F(-26.1℃)到-20°F(-28.9℃)。
中温系统在一个Russell小型11门冷却器(eleven door Russell walk-incooler)的制冷回路中配置一个本申请所述的多功能装置(它包括一个Sporlan Q-体热力膨胀阀)。
该制冷回路包括一个蒸发器给料管线，该管线的外管直径为0.5英寸(1.27cm)，其流路长度(压缩机到蒸发器)约为20英尺(6.10m)，抽吸管线的外径为0.625英寸(1.59cm)，流路长度基本相同。制冷回路由Bitzer Model 2V-3.2Y压缩机提供动力，所用制冷剂为R-404A。
将一个感温包固定到离压缩机约2英尺(0.61m)的抽吸管线上，并使该感温包连接到根据上面图1所述的多功能装置上。将多功能装置的热力膨胀阀的过热温度设定为20°F(11.1℃)。冷却器的运行温度范围为32°F(0℃)到36°F(2.2℃)现场试验估算一个独立的试验/鉴定机构对冷冻机进行了检定，并注意到箱内温度为18°F(-7.7℃)。然后通过热气除霜循环对该单元进行手工操作试验，用约45分钟的时间将抽吸温度升到55°F(12.8℃)，由此证明蒸发器盘管完全无霜。而后再通过手工操作将冷冻机恢复到正常制冷模式，抽出除霜定时器上的销，确保不进行除霜循环。通过对冷柜蒸发器盘管的直观检查看到的是清洁无霜的盘管。
同时，该独立试验/鉴定机构对该小型冷却器进行了直观检查，并注意到箱内温度保持在31°F(-0.6℃)。观察到的盘管上无霜，将除霜定时器上的所有销全部拉出，以确保不进行除霜循环。
上述工作35天以后，进一步进行检验，并注意到冷柜仍为-18°F(-7.8℃)。经对冷柜蒸发器盘管的直观检查，发现它们与35天前的几乎相同。冷柜的屋顶式冷凝器the roof top condenser没有出现多余结冰的迹象。虽然不需要除霜，但仍通过热气除霜运行对该冷柜装置进行手工操作试验，在除霜结束时用少于1小时的时间将抽吸温度升到55°F(12.8℃)。然后冷柜重新开始运行，使冷柜中的温度降到其正常运行温度。经对冷却器的直观检查表明，该冷却器保持在31°F(-0.6℃)。
独立试验/鉴定机构提供的书面结论为冷柜箱内的温度约保持在-18°F(-27.8℃)，而且不需要进行除霜运行，其盘管没有受到结霜或结冰的影响。对装在冷冻机中的物品的检验表明，物品上没有结水或结霜的迹象。对于小型冷却器来讲，该机构也证实了35天以后其箱内的温度约保持在31°F(-0.6℃)，在35天的运行周期内，不进行任何除霜循环也可以使盘管上不结霜。以后的观察表明用XDX小型冷却器在200天的时间内得到的结果相同，用XDX的冷柜在65天内得到的结果相同。
实例VII在上述实例中，在本发明的每个蒸气压缩制冷系统(XDX系统)中，将多功能装置(包括膨胀阀)设置在离压缩机和冷凝器单元非常近的部位。但通常最好将压缩机，膨胀装置和冷凝器设置在离与其相关的冷藏室或冷冻机隔间较远的地方，特别是对于商用制冷系统更是如此，在所做的试验中，将多功能装置装在离冷凝器和蒸发器较远的地方。
在该实例中，使小型11门冷却器(约30英尺X8英尺)配置两个Warren Scherer Model SPA3-139蒸发器。用一个流路约长30英尺的液体管线将一个压缩单元(包括一个Copeland Model ZF13-K4E涡旋压缩机，一个冷凝器和一个储槽)与本申请所述的两个串接的多功能装置(每一个均包括一个Sporlan Q-体热力膨胀阀)连接。每一个多功能装置均通过一个蒸发器给料管线与一个蒸发器相连。在一种情况下，蒸发器给料管线外径约为3/8英寸(0.95cm)，长约为20英尺(6.10m)，在另一种情况下，蒸发器给料管线外径约为0.5英寸(1.27cm)，流路长约为30英尺(9.14m)。
用一个外径为0.625英寸(1.59cm)的公共抽吸管线将各个蒸发器与压缩机相连。冷却器的运行温度范围为32°F(0℃)到36°F(2.2℃)。制冷回路充装R-22制冷剂。将一个感温包固定到离压缩机约30英尺(9.14m)的抽吸管线上，该感温包与各个多功能装置运行连接，每一个多功能装置均装有一个Sporlan Q-体热力膨胀阀，将该阀的过热温度设定在30°F(16.7℃)。
该中温系统一个周期连续运行65天以上，这表明每个蒸发器中的盘管的特征在于具有上述蒸发器盘管的高传热效率，其表面没有结冰或结霜，而且还有本发明的其它优点。因此，该实例表明，在合适的条件下，用离压缩单元不很近的多功能装置就可以得到本发明的好处，而且表明一个压缩单元用一个以上的多功能装置。
如上所述，本发明的制冷/冷冻系统的蒸发器入口处的体积流速和质量流速比使用同样的制冷剂、冷却负荷以及蒸发器温度等运行条件均相同的传统制冷/冷冻系统的大。根据迄今为止采集到的数据，确信XDX蒸发器入口处的制冷剂体积流速要比使用相同制冷剂、冷却负荷及蒸发器温度等运行条件均相同的传统制冷系统的制冷剂体积流速至少约大10％，通常要大10-25％或更多。相对应的是，根据迄今为止采集到的数据，确信XDX蒸发器入口处的制冷剂质量流速要比使用相同制冷剂、冷却负荷及蒸发器温度等运行条件均相同的传统制冷系统的制冷剂质量流速至少约大5％，通常要大5-20％或更多。
在XDX中，压缩单元和蒸发器之间的液体/蒸气制冷剂混合物的线性流速同样要比传统制冷系统的液体制冷剂的流速大，传统制冷系统的液体制冷剂的流速通常为每分钟150-350英尺。根据迄今为止的试验所得到的数据，确信压缩单元和蒸发器之间的蒸发器给料管线中的线性流速至少每分钟400英尺，通常每分钟为400-750英尺或更多。
另外，为了充分利用蒸发器中的全部盘管，最好盘管中排出的制冷剂(也就是在蒸发器出口)包括总蒸气/液体量中的少量液体(例如约2％或更少)。
图21-23示出了多功能阀或装置125的另一个实施例，该阀用标记125表示。该实施例的作用与图2-4所示的标记为18的多功能阀的类似。如图所示，该实施例包括一个主体或壳体126，该壳体最好做成单件结构，它包括一对带螺纹的突台127，128，这两个突台接收两个闸阀和轴环组件，在图23中示出其中的一个，并用标记129表示。该组件包括一个带螺纹的轴环130、垫片131和电磁阀致动的闸阀接收件132，该接收件有一个中心孔133，中心孔接收作往复运动的阀销134，阀销包括一个弹簧135和装在阀座件138的孔137中的针阀件136，阀座件有一个弹性密封件139，选择该密封件的尺寸，使其密封地装在壳体126的槽140中。将一个阀座件141合适地装在阀座件138的凹槽142中。阀座件141包括一个与针阀件136配合的孔143，以便调节通过该孔的制冷剂流过量。
在除霜循环时，第一入口144(对应于上述实施例的第一入口24)接收来自膨胀装置(例如热力膨胀阀)的液态给料制冷剂，第二入口145(对应于上述实施例的第二入口26)接收来自压缩机的热气体。阀体126包括一个公共腔146(对应于上述实施例的腔40)。热力膨胀阀(未示出)接收来自冷凝器14的制冷剂，然后制冷剂经入口144进入一个半圆形的槽147中，当打开闸阀129时，制冷剂进入公共腔146，并通过出口148(对应于上述实施例的出口41)离开该装置。
如图21清楚地看到，阀体126包括一个使第一入口144与公共腔146连通的第一通路149(对应于上述实施例的第一通路38)。同样，第二通路150(对应于上述实施例的第二通路48)使第二入口145与公共腔146连通。
就多功能阀或装置125的运行来讲，请参考上述实施例，这是因为在制冷循环和除霜循环期间，多功能阀各元件的运行方式相同。
本领域技术人员很清楚，本发明以及本发明的各个方面可以包括不同形式的蒸气压缩制冷系统，在不超出本发明构思和范围的前提下，可以进行各种变化和改进。因此，本发明只限制在所附权利要求书的范围内。
权利要求
1.一种蒸气压缩制冷系统的运行方法，其中用一个蒸发器将流过所述蒸发器与所述蒸发器中的蒸发器盘管呈热交换关系的介质的热量除去，所述盘管包括一个与膨胀装置流体连通的入口和一个与压缩机流体连通的出口，其改进包括按照给定质量流速和给定体积流速将制冷剂蒸气和液体混合物供应到蒸发器盘管的入口，所述混合物包括大量蒸气，当所述混合物通过蒸发器盘管时，基本所有的所述液体均转变成蒸气，所述给定线性流速以及在所述蒸发器盘管内的所述混合物中的蒸气和液体之间的相对量足以使所述混合物与所述介质之间沿所述盘管的基本整个长度进行有效传热，由此大大减少了蒸发器盘管上的结霜，与相同冷却负荷以及相同蒸发温度条件下运行的传统蒸气压缩制冷系统比较，在大量增加制冷循环次数的前提下，使上述蒸气压缩制冷系统可以在不需要进行除霜循环的情况下运行。
2.根据权利要求1所述的方法，其中，当所述膨胀装置自动将所述制冷剂蒸气和液体的混合物供给所述蒸发器盘管入口时，在各个制冷循环的部分循环期间，所述蒸发器盘管的所述出口处的制冷剂蒸气和液体混合物中约2％为液态。
3.根据权利要求1所述的方法，其中，与冷却负荷相同、所用的蒸发器盘管尺寸相同以及介质流过所述蒸发器的流速相同的传统蒸气压缩制冷系统相比，所述蒸发器盘管入口处的所述制冷剂蒸气和液体混合物的体积流速至少比将膨胀装置设置在离蒸发器入口非常近的传统蒸气压缩制冷系统中供给蒸发器入口的制冷剂流体的体积流速大10％。
4.根据权利要求3所述的方法，其中，所述蒸发器盘管入口处的所述制冷剂蒸气和液体混合物的体积流速比传统蒸气压缩制冷系统中供给蒸发器入口的制冷剂流体的体积流速约大10％-25％。
5.根据权利要求3所述的方法，其中，所述蒸发器盘管入口处的所述制冷剂蒸气和液体混合物的体积流速比传统蒸气压缩制冷系统中供给蒸发器入口的制冷剂流体的体积流速约大18％。
6.根据权利要求1所述的方法，其中，与冷却负荷相同、所用的蒸发器盘管尺寸相同以及介质流过所述蒸发器的流速相同的传统蒸气压缩制冷系统相比，所述蒸发器盘管入口处的所述制冷剂蒸气和液体混合物的质量流速至少比将膨胀装置设置在离蒸发器入口非常近的传统蒸气压缩制冷系统中供给蒸发器的制冷剂流体的质量流速大5％。
7.根据权利要求6所述的方法，其中，所述蒸发器盘管入口处的所述制冷剂蒸气和液体混合物的质量流速至少比传统蒸气压缩制冷系统中供给蒸发器入口的制冷剂流体的质量流速约大5％-20％。
8.根据权利要求6所述的方法，其中，所述蒸发器盘管入口处的所述制冷剂蒸气和液体混合物的质量流速比传统蒸气压缩制冷系统中供给蒸发器入口的制冷剂流体的质量流速约大12％。
9.一种蒸气压缩制冷系统的运行方法，其中，从一个制冷室中抽取出一种相对湿度一定的介质，使上述介质流过一个与蒸发器盘管呈热交换关系的蒸发器，并使该介质返回到所述制冷室，所述蒸发盘管包括一个与制冷剂膨胀装置流体连通的入口和一个与压缩机流体连通的出口，其改进包括将制冷剂蒸气和液体的混合物供应到上述蒸发器盘管的入口，所述混合物包括大量蒸气，当所述混合物通过蒸发器盘管时，基本所有的液体均转变成蒸气，按照给定线性流速将混合物供给蒸发器盘管，在蒸发器入口测量上述流速，在所述蒸发器盘管内的所述混合物中的蒸气和液体之间的相对量足以使所述混合物与所述介质之间沿所述盘管的基本整个长度进行有效传热，在制冷循环的至少部分循环期间，所述盘管与至少蒸发器入口附近的空气介质之间的温差足以使所述介质保持在一定的相对湿度，由此几乎沿蒸发器盘管的整个长度基本消除了结霜。
10.根据权利要求9所述的方法，其中，所述介质是空气。
11.根据权利要求10所述的方法，其中，所述空气介质的流动方向与蒸发盘管中的制冷剂蒸气和液体混合物的流动方向相反，其中在制冷循环的至少部分循环期间，从所述制冷室送到所述蒸发器的空气温度等于或小于蒸发器盘管入口处的温度。
12.根据权利要求10所述的方法，其中，所述给定线性速度至少为每分钟400英尺。
13.根据权利要求10所述的方法，其中，所述给定线性速度至少为每分钟400-750英尺。
14.一种蒸气压缩制冷系统，它包括一个用于使制冷剂蒸气的压力和温度升高的压缩机，该压缩机有一个入口和一个出口；一个具有一个与所述压缩机的出口流体连通的使来自该压缩机的高压制冷剂蒸气液化的冷凝器；一个具有第一入口的膨胀装置，在所述制冷系统进行冷却运行模式时，该第一入口与所述冷凝器的出口流体连通，以便接收来自所述冷凝器的液体制冷剂，并使大部分液体制冷剂蒸发；一个具有蒸发器盘管的蒸发器，蒸发器盘管有一个入口和一个出口，所述蒸发器盘管与空气介质在所述盘管的基本整个长度上呈热交换关系；一个将所述膨胀装置与所述蒸发器盘管入口流体连通的蒸发器给料管线；一个将蒸发器盘管出口与压缩机入口流体连通的抽吸管线；膨胀装置和蒸发器给料管线的尺寸确定为在所述蒸气压缩制冷系统的冷却运行模式期间，为所述蒸发器盘管入口处提供包括大量蒸气的制冷剂液体和蒸气混合物，所述蒸发器盘管的尺寸确定为使制冷剂液体和蒸气混合物具有的线性速度能保证基本沿所述盘管的整个长度有效地进行传热，和一个位于所述抽吸管线中的与所述膨胀装置运行相关联的传感器，该传感器调节制冷剂从所述膨胀装置的入口到所述蒸发室的入口的流量。
15.根据权利要求14所述的蒸气压缩制冷系统，其中，所述膨胀装置是一个多功能阀，该阀包括一个第二入口，当所述制冷系统处于除霜运行模式时，该第二入口与所述压缩机的出口流体连通，在除霜运行期间，通过所述蒸发器给料管线将压缩机排放出的高压制冷剂蒸气提供给所述多功能阀，然后进入所述蒸发器盘管的入口。
16.根据权利要求15所述的蒸气压缩制冷系统，其中，所述多功能阀包括一个第二入口，一个与所述第一入口相连的第一通路，一个与所述第二入口相连的第二通路，和一个设置在由所述抽吸管线中的传感器致动的在第一通路中调节阀，所述第一通路由第一阀控制，而所述第二通路由第二阀控制。
17.根据权利要求16所述的蒸气压缩制冷系统，其中，所述第一和第二阀均是电磁阀。
18.根据权利要求14所述的蒸气压缩制冷系统，其中，所述传感器受温度致动。
19.根据权利要求14所述的蒸气压缩制冷系统，其中，其还包括一个单元壳体和一个制冷室，其中将压缩机，蒸发器，和膨胀装置装在单元壳体中，其中将蒸发器装在制冷室中。
20.根据权利要求14所述的蒸气压缩制冷系统，其中，所述膨胀装置包括一个热力膨胀阀。
21.根据权利要求14所述的蒸气压缩制冷系统，其中，所述膨胀装置包括一个自动膨胀阀。
22.根据权利要求14所述的蒸气压缩制冷系统，其中，所述膨胀装置包括一个毛细管。
23.根据权利要求14所述的蒸气压缩制冷系统，其中，所述膨胀装置离所述冷凝器的出口比离所述蒸发器盘管的入口近。
24.根据权利要求14所述的蒸气压缩制冷系统，其中，所述膨胀装置靠近所述冷凝器的出口。
25.一种蒸气压缩制冷系统，它包括一个用于使制冷剂蒸气的压力和温度升高的压缩机，该压缩机有一个入口和一个出口；一个具有一个与所述压缩机的出口流体连通的入口，并使来自该压缩机的高压制冷剂蒸气液化的冷凝器；一个膨胀装置，在所述制冷系统进行冷却运行模式时，该膨胀装置与所述冷凝器的出口流体连通，以便接收来自所述冷凝器的液体制冷剂，并使大部分液体制冷剂蒸发；所述膨胀装置包括一个热力膨胀阀，该阀包括一个入口和一个出口，所述热力膨胀阀的出口串联地与一个多功能阀的入口流体连通，所述多功能阀包括一个膨胀室，由此使供应到所述膨胀装置的液体制冷剂经受两级膨胀；一个具有蒸发器盘管的蒸发器，蒸发器盘管有一个入口和一个出口，所述蒸发器盘管与空气介质在所述盘管的基本整个长度上呈热交换关系；一个将所述膨胀装置与所述蒸发器盘管入口流体连通的蒸发器给料管线；一个将蒸发器盘管出口与压缩机入口流体连通的抽吸管线；所述膨胀装置和蒸发器给料管线的尺寸确定为在所述蒸气压缩制冷系统的冷却运行模式期间为所述蒸发器盘管入口处提供包括大量蒸气的制冷剂液体和蒸气混合物，所述蒸发器盘管的尺寸确定为使制冷剂液体和蒸气混合物具有的线性速度能保证基本沿所述盘管的整个长度有效地进行传热，和一个位于所述抽吸管线中的与所述膨胀装置运行相关联的传感器，该传感器调节从所述膨胀装置的入口到所述蒸发室的入口的制冷剂流量。
26.一种蒸气压缩制冷系统的运行方法，其中，用一个蒸发器将通过该蒸发器与所述蒸发器中的蒸发器盘管呈热交换关系的空气介质的热量除去，所述盘管包括一个与膨胀设备装置连通的入口，所述盘管还有一个与压缩机流体连通的出口，其改进在于为所述膨胀装置安装一个膨胀阀，该阀有一个与包括一个膨胀室的多功能阀的入口流体连通的出口；为所述膨胀装置提供液体制冷剂，使制冷剂在该设备中依次经受两级膨胀，以便产生按照给定质量流速和给定线性流速将制冷剂蒸气和液体混合物供应到蒸发器盘管的入口的制冷剂蒸气和液体混合物，所述混合物包括大量蒸气，当所述混合物通过蒸发器盘管时，基本所有的液体均转变成蒸气，所述给定线性流速以及在所述蒸发器盘管入口处的混合物中的蒸气和液体之间的相对量足以使所述混合物与所述介质之间沿所述盘管的基本整个长度进行有效传热，由此大大减少蒸发器盘管上的结霜，与相同冷却负荷以及相同蒸发温度条件下运行的传统蒸气压缩制冷系统比较，在大量增加制冷循环次数的前提下，所述蒸气压缩制冷系统可在不需要进行除霜循环的情况下运行。
27.根据权利要求26所述的方法，其中，所述的介质是空气。
28.根据权利要求27所述的方法，其中，与冷却负荷相同、所用的蒸发器盘管尺寸相同以及介质流过蒸发器的流速相同的传统蒸气压缩制冷系统相比，所述蒸发器盘管入口处的所述制冷剂蒸气和液体混合物的质量流速至少比将膨胀装置设置在离蒸发器入口非常近的传统蒸气压缩制冷系统中供给蒸发器的制冷剂流体的质量流速大5％。
29.根据权利要求27所述的方法，其中，所述蒸发器盘管入口处的所述制冷剂蒸气和液体混合物的质量流速比传统蒸气压缩制冷系统中供给蒸发器入口的制冷剂的质量流速约大5％-20％。
30.根据权利要求27所述的方法，其中，所述蒸发器盘管入口处的所述制冷剂蒸气和液体混合物的质量流速比传统蒸气压缩制冷系统中供给蒸发器入口的制冷剂流体的质量流速约大12％。
31.根据权利要求27所述的方法，其中，所述给定线性速度至少为每分钟400英尺。
32.根据权利要求31所述的方法，其中，所述给定线性速度至少为每分钟400-750英尺。
33.根据权利要求27所述的方法，其中，所述按顺序的两级膨胀中的一级膨胀可以调节。
34.根据权利要求27所述的方法，其中，所述按顺序的两级膨胀中的第一级膨胀可以调节。
35.根据权利要求27所述的方法，其中，当所述压缩机运转时，在任一制冷循环的部分循环期间，所述蒸发器盘管的所述出口处的混合物中有一些液体。
36.一种商用或工业用的蒸气压缩制冷系统的运行方法，该系统包括一个压缩机，一个冷凝器，一个膨胀装置，它们通过制冷剂回路彼此依次流体连通，其中使压缩机和冷凝器离所述蒸发器较远，所述膨胀装置离所述冷凝器比离所述蒸发器近，为所述蒸发器提供制冷剂蒸气和液体的混合物，其改进在于控制在所述冷凝器和所述蒸发器之间的制冷剂回路的大部分中的制冷剂蒸气和液体混合物的流速，以便与相同冷却负荷以及相同蒸发温度条件下运行的传统商用或工业用的蒸气压缩制冷系统比较，使制冷剂的线性速度至少比这些传统系统中的冷凝器和蒸发器之间的大部分制冷回路中制冷剂给料的线性速度快20％。
37.根据权利要求36所述的方法，其中，所述膨胀装置与所述蒸发器入口通过一个蒸发器给料管线流体连通，使所述蒸发器给料管线的大部分长度中的制冷剂蒸气和液体混合物的线性速度至少为每分钟400英尺。
38.根据权利要求37所述的方法，其中，所述蒸发器给料管线的大部分长度中的制冷剂蒸气和液体混合物的线性速度约为每分钟400-750英尺。
全文摘要
一种蒸气压缩制冷和冷冻系统(10),它包括一个压缩机(12),一个冷凝器(14);一个膨胀装置和一个蒸发器(16),该蒸发器包括一个具有一个入口和一个出口的蒸发器盘管,该盘管与空气介质基本沿其整个长度进行热交换。蒸发器盘管入口与膨胀装置出口通过一个蒸发器给料管线(28)流体连通。膨胀装置可以包括一个多功能膨胀阀(18),该阀与蒸发器管线(28)匹配,以便向蒸发器盘管入口提供一定线速度的制冷剂蒸气和液体混合物,蒸气和液体的相对量足以使盘管几乎所有长度上进行有效传热,大大减少了蒸发器盘管上的结霜,与相同冷却负荷以及相同蒸发温度条件下运行的传统蒸气压缩制冷系统比较,可以使系统的运行循环的次数大为增加的情况下不需要进行除霜循环。
文档编号F25B47/02GK1343297SQ00804944
公开日2002年4月3日 申请日期2000年1月10日 优先权日1999年1月12日
发明者D·A·维特曼 申请人:Xdx有限公司