双压缩机式热泵的制作方法

对相关申请的交叉引用

要求保护提交于2018年4月16日并且标题为“双压缩机式热泵”的美国专利申请no.62/658493的权益，该申请的公开如详细地阐明那样通过引用而以其整体并入本文中。

本公开涉及热泵。更特别地，本公开涉及用于与低压制冷剂一起使用的热泵。

背景技术：

一些蒸汽压缩系统构造成备选地在加热模式和冷却模式下操作。例如，在住宅热泵情形下，冷却模式涉及从室内热交换器接收制冷剂并且使该制冷剂压缩的压缩机。经压缩制冷剂通过室外热交换器传递，在室外热交换器中，该制冷剂排热并且冷凝。经冷凝制冷剂通过膨胀装置传递并且进一步冷却。经膨胀/冷却制冷剂在室内热交换器中吸收热。

在加热模式下，压缩机接收来自室外热交换器的制冷剂并且使该制冷剂压缩。经压缩制冷剂在通过膨胀装置和室外热交换器传递之前在室内热交换器中排热。

商用冷冻机单元具有类似模式切换，但具有作为制冷剂-水热交换器的热交换器中的一个或两者。

为了促进在冷却模式与加热模式之间的转换，系统将典型地包括四通切换阀/换向阀或二通阀和/或三通阀的备选组合。

已努力开发使用低全球变暖潜势(gwp)制冷剂的系统。低gwp制冷剂的一个示例是r1233zd(e)(在下文中，简称为“r1233zd”)。然而，r410a具有2088的直接gwp，r1233zd具有小于1.0的直接gwp。由于较低的排出温度和较低的膨胀损失，r1233zd还具有比r410a更高(例如，高大约10%至15%)的循环效率。然而，r1233zd受害于属于低压制冷剂。低压制冷剂由美国环境保护署(epa)限定为在104℉(40℃)下具有小于45磅/平方英寸(310kpa)的饱和压力(r1233zd具有31磅/平方英寸(214kpa)的饱和压力)。低压制冷系统典型地在比由于天气、海拔等而可能与1atm略有不同的大气压或环境压力更小的蒸发器压力(因而，压缩机吸入压力)下操作。

r410a(在104℉(40℃)下，饱和压力为352磅/平方英寸(2.43mpa))是高压制冷剂(在104℉(40℃)下，饱和压力为170磅/平方英寸(1.17mpa)至355磅/平方英寸(2.45mpa))。r134a(在104℉(40℃)下，饱和压力为147磅/平方英寸(1.01mpa))是中压制冷剂(在104℉(40℃)下，饱和压力为45磅/平方英寸(310kpa)至170磅/平方英寸(1.17mpa))。

r1233zd还具有不可燃并且无毒的益处(根据ashrae标准34-2007评定为a1；其中，“a”指示无毒，并且，“1”指示不燃性)。

技术实现要素：

本公开的一个方面涉及一种蒸汽压缩系统，该蒸汽压缩系统包括：第一压缩机；第二压缩机；第一热交换器；第二热交换器；以及一个或多个膨胀装置。提供了用于将系统在第一模式下的操作与第二模式下的操作之间切换的装置。在第一模式下：第一压缩机使制冷剂压缩；经压缩制冷剂在第一热交换器中冷却；经冷却制冷剂在一个或多个膨胀装置中的至少一个中膨胀；经膨胀制冷剂在第二热交换器中吸收热，并且返回到第一压缩机；并且，第二压缩机离线。在第二模式下：第二压缩机使制冷剂压缩；经压缩制冷剂在第二热交换器中冷却；经冷却制冷剂在一个或多个膨胀装置中的至少一个中膨胀；经膨胀制冷剂在第一热交换器中吸收热，并且返回到第二压缩机；并且，第一压缩机离线。

在前述实施例中的任何实施例的一个或多个实施例中，第一压缩机和第二压缩机共用逆变器。

在前述实施例中的任何实施例的一个或多个实施例中，第一压缩机和第二压缩机共用马达。

在前述实施例中的任何实施例的一个或多个实施例中，第一压缩机和第二压缩机分别通过第一离合器和第二离合器而联接到马达。

在前述实施例中的任何实施例的一个或多个实施例中，第一热交换器是室外热交换器，并且，第二热交换器是室内热交换器。

在前述实施例中的任何实施例的一个或多个实施例中，第一热交换器是制冷剂-空气热交换器。

在前述实施例中的任何实施例的一个或多个实施例中，第二热交换器是制冷剂-液体热交换器。

在前述实施例中的任何实施例的一个或多个实施例中，第二热交换器是制冷剂-空气热交换器。

在前述实施例中的任何实施例的一个或多个实施例中，第二压缩机具有第一压缩机的压力比率的至少1.25倍的压力比率。

在前述实施例中的任何实施例的一个或多个实施例中，第一压缩机是涡旋压缩机；并且，第二压缩机是螺旋压缩机或离心压缩机。

在前述实施例中的任何实施例的一个或多个实施例中，第一压缩机和第二压缩机两者都是螺旋压缩机；或者，第一压缩机和第二压缩机两者都是离心压缩机。

在前述实施例中的任何实施例的一个或多个实施例中，一个或多个膨胀装置包括：第一膨胀装置，其在第二模式下不传递制冷剂；和第二膨胀装置，其在第一模式下不传递制冷剂。

在前述实施例中的任何实施例的一个或多个实施例中，系统包含低压制冷剂。

在前述实施例中的任何实施例的一个或多个实施例中，系统是冷冻机。

在前述实施例中的任何实施例的一个或多个实施例中，一种用于使用系统的方法包括：使系统在第一模式下运行；和使系统在第二模式下运行。

在前述实施例中的任何实施例的一个或多个实施例中，第一模式是冷却模式，并且，第二模式是加热模式。

在前述实施例中的任何实施例的一个或多个实施例中，在第一模式和第二模式中的至少一种模式下，压缩机吸入压力小于环境压力。

本公开的另一方面涉及一种用于操作蒸汽压缩系统的方法。蒸汽压缩系统包括：第一压缩机；第二压缩机；第一热交换器；第二热交换器；以及一个或多个膨胀装置。该方法包括：使系统在第一模式下运行；和使系统在第二模式下运行。在第一模式下：第一压缩机使制冷剂压缩；经压缩制冷剂在第一热交换器中冷却；经冷却制冷剂在一个或多个膨胀装置中的至少一个中膨胀；经膨胀制冷剂在第二热交换器中吸收热，并且返回到第一压缩机；并且，第二压缩机离线。在第二模式下：第二压缩机使制冷剂压缩；经压缩制冷剂在第二热交换器中冷却；经冷却制冷剂在一个或多个膨胀装置中的至少一个中膨胀；经膨胀制冷剂在第一热交换器中吸收热，并且返回到第二压缩机；并且，第一压缩机离线。

在前述实施例中的任何实施例的一个或多个实施例中，第一模式是冷却模式，并且，第二模式是加热模式。

在前述实施例中的任何实施例的一个或多个实施例中，在第一模式和第二模式中的至少一种模式下，压缩机吸入压力小于环境压力。

在前述实施例中的任何实施例的一个或多个实施例中，在第一模式与第二模式之间的切换包括将单个逆变器在为第一压缩机提供功率与为第二压缩机提供功率之间切换；并且，在第一模式与第二模式之间的所述切换不涉及四通换向阀的使用。

在附图和下文中的描述中阐明了一个或多个实施例的细节。根据描述和附图并且根据权利要求，其它特征、目标以及优点将是显而易见的。

附图说明

图1是处于冷却模式的第一蒸汽压缩系统的示意图。

图2是处于加热模式的第一蒸汽压缩系统的示意图。

图3是处于冷却模式的第二蒸汽压缩系统的示意图。

图4是处于加热模式的第二蒸汽压缩系统的示意图。

图5是处于冷却模式的第三蒸汽压缩系统的示意图。

图6是处于加热模式的第三蒸汽压缩系统的示意图。

图7是处于冷却模式的第四蒸汽压缩系统的示意图。

图8是处于加热模式的第四蒸汽压缩系统的示意图。

多种附图中的相同的参考标号和标志指示相同的元件。

具体实施方式

由于大的阀尺寸及相关联的损失，低压制冷剂造成针对具有四通换向阀的系统中的使用的问题。如下文中所讨论的，成组的压缩机和阀用于实现传统的四通换向阀的功能，并且促进热泵操作。在典型的现有技术的可换向式热泵中，多个压缩机已经用于满足容量和/或操作范围。在低压制冷剂的情况下，当前技术将需要多个压缩机(并联或串联)，以便满足与热力性质的显著改变相关联的设计范围。低压制冷剂需要以比高压制冷剂更高的压力比率压缩。较低压力的制冷剂可能需要比高压制冷剂更大程度的在最低冷却模式压力比率与最高加热模式压力比率之间的分布。

图1利用示出在冷却模式下的操作的流动箭头来示出蒸汽压缩系统20。图2利用加热模式的流动箭头来示出系统20。蒸汽压缩系统具有成对的压缩机22a、22b。在示例性系统中，仅压缩机22a在冷却模式下运行，并且，仅压缩机22b在加热模式下运行。每个示例性压缩机包括相应的吸入端口或入口24a、24b和排出端口或出口26a、26b。相应的吸入线路或管道28a、28b对吸入端口进行供给，并且，排出线路或管道30a、30b从排出端口传递制冷剂。相应的控制阀32a、32b沿着相关联的排出管道定位，以在相关联的压缩机不处于操作中时选择性地阻塞排出管道。因而，在示例性冷却模式下，阀32a打开，并且，阀32b关闭(以使得压缩机22b离线)；然而，在示例性加热模式下，阀32a关闭(以使得压缩机22a离线)，并且，阀32b打开。示例性第一压缩机吸入线路28a和第二压缩机排出线路30b(及相关联的流动路径节段)合并于联结部34处。类似地，示例性第一压缩机排出线路30a和第二压缩机吸入线路28b合并于联结部36处。

图1进一步示出：第一热交换器40，其具有第一制冷剂端口42和第二制冷剂端口44；和第二热交换器46，其具有第一制冷剂端口48和第二制冷剂端口50。在冷却模式下，端口42和端口48是沿着制冷剂流动路径的相应的制冷剂入口，并且，相应的端口44和端口50是沿着流动路径的制冷剂出口。膨胀装置52位于端口44与端口48之间。示例性膨胀装置是电子膨胀阀(eev)。

示例性热交换器40和热交换器46是制冷剂-水热交换器，其中，制冷剂利用液体(诸如，水、盐水或乙二醇)来传热。通常，当传热流体是除了纯水之外的液体时，在本领域中使用用语“制冷剂-水热交换器”。因而，第一热交换器40具有成对的液体端口56、58，并且，第二热交换器46具有成对的液体端口60、62，以用于分别传递液体流。端口将流64和流66分别沿着传热支柱68、70通过两个热交换器传递，传热支柱68、70与通过相应的热交换器的制冷剂流成热交换关系。

在冷却模式下，制冷剂由第一压缩机22a压缩，并且沿着排出线路30从排出端口26a传递出，从而通过联结部36传递到端口42。在热交换器40内，制冷剂排热到液体流64，并且离开端口44。典型地，制冷剂将在热交换器40中冷凝。因而，热交换器40用作冷凝器，使得蒸汽制冷剂进入端口42，但液体制冷剂离开端口44。

制冷剂从端口44通过制冷剂线路传递到膨胀装置52，在膨胀装置52中，制冷剂膨胀，并且，制冷剂的温度下降。然后，制冷剂经由端口48来传递到第二热交换器46中。在第二热交换器中，制冷剂从液体流66吸收热，并且离开端口50。在第二热交换器46中，制冷剂蒸发，使得第二热交换器充当蒸发器。然后，制冷剂通过联结部34传递到吸入线路28a，从而返回到第一压缩机22a，以完成压缩循环。

在示例性冷却模式下，液体流66可沿着冷却环路传递到遍及建筑物的液体-空气热交换器。液体64可传递到外部的液体-空气热交换器，以排热到外部环境。

在备选实施例中，第一热交换器40可为在冷却模式下直接地将热排出到外部空气(例如，由电风扇(未示出)驱动的风扇强制式室外空气流)的制冷剂-空气热交换器。第二热交换器46仍可为如冷冻机(例如，热泵冷冻机)中那样的制冷剂-液体热交换器。或者，第二热交换器也可为诸如强制空气式住宅或商用热泵中的制冷剂-空气热交换器。示例性的这样的商用热泵是具有用以驱动室外/外部空气流的贯穿拉动式(pull-through)风扇或贯穿推动式(push-through)风扇的屋顶单元。

类似地，在另外的变型中，液体流66可不直接地从建筑物内的空气吸收热，而是转而可用作用于利用制冷剂-液体冷凝器和制冷剂-空气蒸发器来操作的单独的另外的蒸汽压缩系统的热吸收流体。

然而，在加热模式下，第一压缩机关断，并且，第二压缩机开启，并且，该流通过膨胀装置52和两个热交换器的端口沿反向前进。因而，热交换器46用作排热到液体66的排热热交换器，液体66转而在位于建筑物内的液体-空气热交换器中排热。类似地，热交换器40用作吸收热的蒸发器。

控制器100可从输入装置(例如，开关、键盘等)和传感器(未示出，例如，位于多种系统位置处的压力传感器和温度传感器)接收用户输入。控制器可经由控制线路(例如，硬连线通信路径或无线通信路径)来联接到传感器和可控系统构件(例如，阀、轴承、压缩机马达、导叶致动器等)。控制器可包括一个或多个：处理器；存储器(例如，用于存储用于由处理器执行以实施操作方法的程序信息，并且用于存储由(一个或多个)程序使用或生成的数据)；以及硬件接口装置(例如，端口)，其用于与输入/输出装置和可控系统构件对接。

该系统可使用另外的常规或仍在开发的材料和技术来制作。

两个压缩机可针对相应的冷却模式操作和加热模式操作而优化。在使用低压制冷剂(例如，r1233zd或其它低压制冷剂)的情况下，压缩机中的不对称性是特别相关的。针对加热模式的期望的压力比率将显著地高于针对冷却模式的期望的压力比率。因而，例如，第二压缩机22b的压力比率可为第一压缩机22a的压力比率的示例性1.25至10.0倍、更特别地2.0至10.0倍(或至少1.25倍或至少2.0倍)。

示例性压缩机各自是容量可变式压缩机。对于这样的容量可变式压缩机，相对压力比率可以以每个压缩机的最大压力比率测量。每个压缩机可具有其自身的电动马达和联接到外部功率的逆变器(未示出)。压缩机可由控制器100控制。尽管压缩机可属于彼此相同的一般类型(例如，离心式)，但可使用两种不同类型。冷却模式压缩机22a可为涡旋或螺旋或低升程或中等升程式离心压缩机。加热模式压缩机22b可为螺旋或离心压缩机，但不太可能是涡旋压缩机，因为鉴于低压制冷剂所需的大的涡旋尺寸，在极端加热条件下所需的高压力比率可能需要过大的涡旋速度。

用于与中压制冷剂(例如，r134a等)一起使用的组合的特定示例是用于第一压缩机的涡旋压缩机和用于第二压缩机的螺旋压缩机或离心压缩机。在低压制冷剂的情况下，两者很可能是螺旋或离心式的。每种类型可存在一个压缩机，或两者可为同一类型。

图3示出了系统120，系统120在冷却模式下操作，并且，除了压缩机122a、122b共用包括逆变器的变频驱动器124之外，系统120在其它方面类似于系统20。vfd124可经由相应的开关126a、126b来连接到相应的压缩机的马达。示例性开关126a是常闭开关，并且，示例性开关126b是常开开关。开关断开/闭合由控制器100控制。

图5示出了系统220，系统220在其它方面类似于系统20和系统120，但其中，除了vfd124之外，压缩机222a和压缩机222b还共用马达228。在示例性实施例中，马达具有转子，转子具有相应的轴端部分230a、230b，相应的轴端部分230a、230b联接到相应的离合器232a、232b。在冷却模式下，离合器232a闭合，并且，离合器232b断开。在加热模式(图6)下，离合器232a断开，并且，离合器232b闭合。离合器断开/闭合由控制器100控制。

图7示出了系统320，除了压缩机位于热交换器的相反的侧部处之外，系统320在其它方面类似于系统20。因而，第二压缩机22b及其阀与在冷却模式下使用的膨胀装置52a并联，而第一压缩机22a及其阀32a与唯一地在加热模式下使用的第二膨胀装置52b并联。因而，如在系统20中那样，在冷却模式下，第二压缩机22b关断，并且，其阀32b关闭，并且，在加热模式下，第一压缩机22a及其阀32a关闭。在冷却模式下，第二膨胀装置52b也处于关闭状况。如果膨胀装置52b在其正常操作中未关闭或未完全关闭，则额外的可控阀(例如，电磁阀)可与膨胀装置52b串联放置，以阻塞在冷却模式下通过膨胀装置52b的流。类似地，额外的阀可与膨胀装置52a串联放置，以防止在加热模式下的流。相对于系统20，系统320针对两种模式而促进使用不同尺寸的膨胀装置。大体上，膨胀装置尺寸可随着相关联的压缩机的压力比率而增大或减小。因而，第二膨胀装置52b可大于第一膨胀装置52a。相对尺寸(例如，在第一膨胀装置52a和第二膨胀装置52b的最大程度地打开的条件下测量)可如在上文中针对相对压力比率而给出的那样。

可存在如系统120和系统220关于系统20那样的关于系统320的另外的变型。

如上文中所注意到的，尽管典型的现有技术的热泵利用四通切换/换向阀，但所图示的实施例可避免这样的阀。这在与低压制冷剂一起工作时表现出特别显著的优点。当使用这样的低压制冷剂时，四通阀将必须非常大(因而昂贵)，并且将造成显著的能量损失。通过将两个不同的压缩机仅仅与开关阀(可控阀(例如，电磁阀)和/或止回阀)一起使用，可避免该费用和效率损失。

另外，在相对于具有转换阀的压缩机的多种实施方式中，针对每种模式而定制一个压缩机的能力可进一步改进效率。

尽管针对每种模式而示出单个相应的压缩机，但模式中的一个或两者可具有串联、并联或其它情况的多个压缩机。

在描述和以下权利要求中使用“第一”、“第二”等仅为了在权利要求内进行区别，而不一定指示相对或绝对重要性或时间顺序。类似地，在权利要求中将一个元件标示为“第一”(等)不排除这样的“第一”元件在另一权利要求中或在描述中标示被称为“第二”(等)的元件。

在以后接包含si或其它单位的括号的英制单位给出量度的情况下，括号的单位是转换，并且不应当意指未在英制单位中找到的精确度。

已描述一个或多个实施例。然而，将理解，可作出多种修改。例如，当应用于现有的基础系统时，这样的构造或其相关联的使用的细节可对特定实施方式的细节造成影响。因此，其它实施例处于以下权利要求的范围内。