专利名称：用于交通工具的供热和制冷的蒸汽压缩系统的制作方法
技术领域：
本发明涉及一种用于交通工具客舱或客室的供暖及适度制冷的可逆蒸汽压缩系统，该系统包括至少一压缩机，一流动换向装置、一内部热交换器、一多功能膨胀装置，一内在热交换器、一外部热交换器，另一多功能膨胀装置，一辅助热交换器(冷却剂通过该辅助热交换器循环)以及一蓄能器，它们以可操作的关系连接，形成一闭合主回路。系统使用任意的制冷剂，特别是二氧化碳，在超临界或亚临界条件下运转。更具体地说，所述系统涉及通过电动、内燃或混合动力驱动系统开动的交通工具的可逆制冷/热泵系统。
背景技术：
在汽车应用的可逆蒸汽压缩系统中，当系统以热泵模式运转时，我们希望利用来自车辆驱动系统和/或周围空气的废热作为蒸汽压缩系统的热源。车辆驱动系统可以具有一个或多个发动机、电动机、燃料电池、大功率电子设备和/或电池，它们全部都可以释放出废热量。
专利DE19813674C1公开了一种用于汽车的可逆热泵系统，系统中把从内燃机中排出的气体用作热源。该系统的缺点是当排出的气体的温度相对较高时，在回收排出气体的热量的热交换器中(当未工作时)存在油分解的可能性。另一缺点是在回收热量的热交换器的排气侧上可能出现腐蚀的问题。第三个缺点是排气/制冷热交换器的尺寸相当大，而且其位于车辆下方易损坏的位置。该系统的第四个缺点是当回路以热泵模式运转时，不能控制回路的高侧压力。这就会带来诸如容积不够和效率低下的运转问题。最后，该系统的第五个缺点是在回路中缺少内在热交换器。没有该热交换器，当环境温度高，以制冷模式运转时，系统将不能达到容积和效率的最大限度。
另一专利申请DE19806654描述了一种用于由内燃机动力驱动的机动车辆的可逆热泵系统，其中，发动机冷却剂系统用作热源。该系统的缺点是它只能吸收发动机冷却剂回路中的热量，而且当起动时，这可能延迟了发动机冷却剂和发动机本身升温的时间。因此，发动机需要更长的时间来达到正常温度，可能的结果是增加了污染物的排放及燃料的消耗。此外，该系统起动时，只能在极低的蒸发温度下运转。该系统的另一缺点是相对于带有除湿选项的系统来说，在热泵模式中，不能对客室的空气除湿，这可能降低了挡风玻璃的除雾或除霜的效果。
发明内容
本发明介绍了一种新式的改进的蒸汽压缩系统，用于交通工具的适度冷却和供暖，在供暖模式中，所述系统可以利用来自交通工具驱动系统和周围空气的废热作为热源，而在制冷模式中，把该废热作为冷源。本发明以所附的独立权利要求1所限定的特征为其特征。在从属权利要求2-18所限定的本发明的一些实施例中，在热泵模式中，所述系统可以提供除湿作用。主要(但不限于)把所述系统用在具有冷却剂流体回路的交通工具中，所述回路与一内燃机、一电动发动机、一混合驱动系统交换热量。
当系统以制冷模式运转时，所述系统可以通过用于较快使发动机发热的辅助热交换器给发动机冷却剂回路供热，从而减少外部热交换器的热负荷。当以热泵模式运转时，所述系统可以全部或部分地使用冷却剂系统作为热源。从热泵模式到制冷模式运转的转换过程可以通过一流动换向装置和两个多功能膨胀装置来完成，反之亦然。
参考下列附图，通过例举的方式对本发明进行更为详细的说明，其中图1为以热泵模式运转的第一实施例的示意图。
图2为以制冷模式运转的第一实施例的示意图。
图3为以热泵模式运转的第二实施例的示意图。
图4为以制冷模式运转的第二实施例的示意图。
图5为以热泵模式运转的第三实施例的示意图。
图6为以制冷模式运转的第三实施例的示意图。
图7为以热泵模式运转的第四实施例的示意图。
图8为以制冷模式运转的第四实施例的示意图。
图9为以热泵模式运转的第五实施例的示意图。
图10为以制冷模式运转的第五实施例的示意图。
图11为以热泵模式运转的第六实施例的示意图。
图12为以制冷模式运转的第六实施例的示意图。
图13为以热泵模式运转的第七实施例的示意图。
图14为以制冷模式运转的第七实施例的示意图。
图15为以热泵模式运转的第八实施例的示意图。
图16为以制冷模式运转的第八实施例的示意图。
图17为以热泵模式运转的第九实施例的示意图。
图18为以制冷模式运转的第九实施例的示意图。
图19为以热泵模式运转的第十实施例的示意图。
图20为以制冷模式运转的第十实施例的示意图。
图21为以热泵模式运转的第十一实施例的示意图。
图22为以制冷模式运转的第十一实施例的示意图。
图23为以热泵模式运转的第十二实施例的示意图。
图24为以制冷模式运转的第十二实施例的示意图。
图25为以热泵模式运转的第十三实施例的示意图。
图26为以制冷模式运转的第十三实施例的示意图。
图27为以热泵模式运转的第十四实施例的示意图。
图28为以制冷模式运转的第十四实施例的示意图。
图29为以热泵模式运转的第十五实施例的示意图。
图30为以制冷模式运转的第十五实施例的示意图。
图31为以热泵模式运转的第十六实施例的示意图。
图32为以制冷模式运转的第十六实施例的示意图。
图33为以热泵模式运转的第十七实施例的示意图。
图34为以制冷模式运转的第十七实施例的示意图。
具体实施例方式
所公开的蒸汽压缩系统用于(但不限于)交通工具(即诸如汽车、火车、卡车、公共汽车和飞机之类的运输装置)，在交通工具中，需要为了舒适性而制冷和供暖，当所述蒸汽压缩系统在热泵模式下运转时，来自驱动系统的一些废热可以用作热源。所述交通工具驱动系统可以包括下列部件中的一个或多个内燃机、其它类型的发动机、电动发动机、燃料电池、电池和大功率电子系统，所有这些部件在运转过程中都会排出废热。在所公开的系统中，假定所述驱动系统部件排出热量，该热量通过一冷却剂回路，冷却剂回路中冷却剂流体循环穿过所述驱动系统。所述冷却剂回路可以采用一单相流体(液体或气体)或者可以采用一双相流体。通常，所述冷却剂系统还可以包括一散热器，散热器中热量可以排到周围空气中。所公开的蒸汽压缩系统由一制冷回路组成，所述制冷回路包含一内部热交换器、一外部热交换器、一辅助热交换器(冷却剂流体通过该辅助热交换器循环)、一在制冷回路中交换热量的内在热交换器、一蓄能器、一压缩机和流量控制装置。在适度制冷模式中，所述内部热交换器吸收来自客室或客舱的热量，而在供暖模式中，所述内部热交换器传送热量到客室或客舱。热量可以直接传送给通过内部热交换器而循环的客室/舱的空气或者直接从所述空气进行传送，或者，热量可以通过一第二流体而被间接传送。在热泵模式中，外部热交换器吸收来自周围空气的热量，而在适度制冷模式中，外部热交换器则向周围空气排出热量。热量可以直接传送给通过外部热交换器而循环的周围空气或者直接从所述空气进行传送，或者，热量可以通过一第二流体而被间接传送。
在低的环境温度下，当交通工具从低温状况起动，我们希望客室/舱迅速升温，并且驱动系统部件也应当尽快达到正常运转温度。为了实现上述目的，热泵运转模式中，在起动之后运转的初始阶段，所述的公开的系统通过外部热交换器吸收周围空气的热量。因为没有从冷却剂回路带走热量，从而所述驱动系统部件很快就达到正常温度。实际上，由于热泵压缩机的动力要求而在驱动系统上增加的负载使得驱动系统的部件和冷却剂流体的温度更快地升高。热泵通过内部热交换器为客室/舱供暖。当驱动系统的部件和冷却剂回路的温度已经升到一个合适的温度水平时，热泵的运转就变为利用冷却剂作为热源，通过辅助热交换器从冷却剂回路中吸收热量。最终可以关掉热泵，冷却剂回路通过一独立的热交换器(加热器芯子)直接给客室/舱供暖。还可以由周围空气和冷却剂一起作为热源来使热泵系统运转，然后通过内部热交换器和加热器芯子一起使客室/舱变暖。在所述系统的一些实施例中，热泵模式中，内部热交换器可以具有双功能性，用热交换器的部分来冷却周围空气进行除湿，而内部热交换器的其余部分用作一暖风器。
当交通工具在高的环境温度下起动时，我们希望尽快降低客室/舱的气温，然后蒸汽压缩系统在适度冷却模式下运转。此时，通过内部热交换器从客室/舱中的空气中吸收热量。如果冷却剂流体和驱动系统的温度低于起动所希望的水平，来自蒸汽压缩系统的废热可以通过辅助热交换器释放到冷却剂回路中。供给冷却剂回路的热量可以使驱动系统部件较快地达到最佳的工作温度。当驱动系统部件处于正常的温度水平时，热量还可以从蒸汽压缩系统排放到冷却剂回路中。通过这种方式来降低外部热交换器的热负荷，可以提高蒸汽压缩系统的容量和效率。这种运转模式当然依赖于冷却剂回路散热器中足够的排热量。供给辅助热交换器和外部热交换器之间的热量的分配可以通过旁路装置和流量控制装置来控制。
蒸汽压缩回路通过使用流动换向装置、分流装置和多功能膨胀装置在热泵模式和适度制冷模式之间和在吸热和散热的不同模式之间转换。所述流动换向装置可以是四通阀、三通阀组合或者是其它的使回路中的流动方向换向的流动装置。所述分流装置可以是三通阀、普通阀组合或其它使流动回路中两分支之间分流的流动装置。所述多功能膨胀装置在一个方向提供制冷剂膨胀，并在一个或两个方向提供无限制流动，这取决于运转模式。所述多功能膨胀装置可以包括节流装置、膨胀机或具有/没有回复功的涡轮机和流动控制装置的任意组合。
1.第一实施例本发明的可逆蒸汽压缩循环的热泵运转模式下的第一实施例如图1所示，适度冷却运转的第一实施例如图2所示。根据本发明，所述装置包括一压缩机1、一流动换向装置6、一内部热交换器2、一多功能膨胀装置9、一内在热交换器4、一外部热交换器3、另一多功能膨胀装置8、一辅助热交换器7和一蓄能器5。参照图1和图2对所述系统在热泵模式和制冷模式下的运转分别进行说明。
热泵模式运转(图1)当所述系统作为热泵运转时，经过压缩机压缩之后的制冷剂首先流经一流动换向装置6，该流动换向装置处于供暖模式。然后，所述的制冷剂在经过打开的多功能膨胀装置9之前(即前后压力基本上相同)进入内部热交换器2，释放出热量给冷源(客舱/客室气体或第二流体)。然后，高压制冷剂经过内在热交换器4，在该内在热交换器中，制冷剂温度(热含量)通过与低压制冷剂进行热交换而降低。然后，经过冷却的高压制冷剂在其压力由多功能膨胀装置8减小到蒸发压力前进入外部热交换器3。低压制冷剂进入辅助热交换器7，在辅助热交换器中，制冷剂通过吸热而蒸发。辅助热交换器7和外部热交换器3中吸收的热量可以分别通过控制冷却剂流体和/或空气的流速来控制。然后，制冷剂在进入压缩机之前，分别经过流动换向装置6、低压蓄能器5和内在热交换器4，完成循环。
制冷模式运转(图2)流动换向装置6下面将以制冷模式运转，以便内部热交换器2充当蒸发器，而外部热交换器3充当散热器(冷凝器/气体冷却器)。在这种模式下，经过压缩机1压缩之后的气体在其进入辅助热交换器7之前，经过流动换向装置6。根据辅助热交换器7是否在运转(例如，在起动过程中，为了使发动机的温度上升到正常温度，这能够减少我们所不希望的气体的排放，特别是对于内燃机来说更是如此)，高压制冷剂可以在其经过多功能膨胀装置8之前被冷却下来而基本上压力没有减小(前后压力基本上保持恒定)。然后，高压制冷剂进入外部热交换器3，在外部热交换器中，制冷剂通过排出热量给冷源而逐渐冷却。制冷剂在其压力由多功能膨胀装置9降低到蒸发压力之前在内在热交换器4中进一步被冷却。低压制冷剂通过在内部热交换器2中吸收热量而蒸发。然后，制冷剂在其进入压缩机1之前，分别经过流动换向装置6、蓄能器5和内在热交换器4，完成循环。
2.第二实施例图3和图4中分别示出了热泵模式和制冷模式的第二实施例。该实施例与第一实施例之间的主要区别是具有一旁通管路24，旁通管路24具有一阀12，增加了给外部热交换器3设分路的选择(如果需要的话)。
3.第三实施例图5和图6分别示出了热泵模式和制冷模式运转的本实施例。与第一实施例相比较，本实施例具有一附加管道和流动换向装置19，用于给内在热交换器4设分路。还可以与第二实施例一样，提供一旁通管路25，以便给外部热交换器3设分路。在非常低的环境(热源)温度(低蒸发温度)下，我们所希望的是避免太高的排出温度。在这种情况下，经过多功能膨胀装置9之后的制冷剂全部地或部分地由分流装置19分流，以便绕过内在热交换器4。通过采用两个多功能膨胀装置8和9完成从供暖模式转换到制冷模式运转的转换，多功能膨胀装置8和9在第一实施例中进行了说明。
4.第四实施例图7和图8中分别示出了热泵模式和制冷模式运转的第四实施例。本实施例与第一实施例的主要区别是具有一旁通管路28，旁通管路28具有一阀12，增加了给辅助热交换器7设分路的选择(如果需要的话)。
5.第五实施例图9和图10中分别示出了热泵模式和制冷模式运转的本实施例。与第一实施例相比，具有一附加的多功能膨胀装置9′，其设置在外部热交换器3和内在热交换器4之间。本实施例相当于是第一实施例的改进方案，因为其具有在外部热交换器3和内在热交换器4之间的多功能膨胀装置9′，增加了系统的新的适应性。在热泵模式下，可以选择经过多功能膨胀装置9′之后使制冷剂膨胀，这就使外部热交换器3起吸热器(蒸发器)的作用或者选择在不同的蒸发温度下运行所述热交换器和辅助热交换器7。这可以由以下来完成首先在外部热交换器3中通过多功能膨胀装置9′使制冷剂的压力降低到(第一)蒸发温度，然后在辅助热交换器7中，通过多功能膨胀装置8使制冷剂的压力降低到(第二或较低的)蒸发温度。制冷剂还可以流经所述膨胀装置9′，压力基本没有降低，这样制冷剂在其压力由多功能膨胀装置8降低之前，可以释放热量给外部热交换器3。然后低压制冷剂进入辅助热交换器7，辅助热交换器7起吸热器(蒸发器)的作用。
6.第六实施例图11和图12中分别示出了热泵模式和制冷模式运转的本实施例。与第一实施例相比，多功能膨胀阀8移向外部热交换器3相对侧。结果是，在供暖模式中，外部热交换器3起蒸发器的作用。这对于下述情况可能是有益的在发动机起动直到其温度达到正常工作温度期间，所述系统可以用周围空气作为热源，之后可以将来自发动机冷却系统的多余热量作为热源。通过采用两个多功能膨胀装置8和9完成从供暖模式转换到制冷模式运转的转换，多功能膨胀装置8和9在第一实施例中进行了说明。在制冷模式运转时，通过第一实施例所述的多功能膨胀装置9来降低压力。
7.第七实施例图13和图14中分别示出了热泵模式和制冷模式运转的本实施例。与第六实施例相比，辅助热交换器7在一独立的管路分支26中，管路分支26通过采用一旁通管路中的附加的多功能膨胀装置20与外部热交换器3并联联接。参照图13和图14分别对所述系统的热泵模式运转和制冷模式运转进行说明。
热泵模式运转(图13)当所述系统作为一热泵运转时，经过压缩机压缩过的制冷剂首先流经一流动换向装置6，该流动换向装置处于供暖模式。然后，制冷剂进入内部热交换器2，在其经过打开的多功能膨胀装置9(即前后压力基本上相同)之前释放热量给冷源。然后，高压制冷剂经过内在热交换器4，在内在热交换器4中，高压制冷剂的温度(热含量)通过与低压制冷剂进行热交换而降低。然后，经过内在热交换器之后的冷却的高压制冷剂可以被分为两支流。如果需要，一些制冷剂转向与外部热交换器并联的辅助热交换器7。然后，所述制冷剂的压力在经过所述辅助热交换器7之前由附加的多功能膨胀装置20降低到蒸发压力。然后，从辅助热交换器7出来的制冷剂直接进入蓄能器5的入口。其余的冷却的高压制冷剂流经多功能膨胀装置8，通过该多功能膨胀装置，制冷剂的压力降低到蒸发压力。然后，低压制冷剂进入外部热交换器3，在外部热交换器中，制冷剂通过吸热而蒸发。然后制冷剂在与来自辅助热交换器7的制冷剂混合之前或之后经过流动换向装置6，并进入蓄能器5。然后，制冷剂在其进入压缩机1之前流过内在热交换器4，完成循环。
制冷模式运转(图14)此时，流动换向装置6将以制冷模式运转，这样内部热交换器2起蒸发器的作用，而外部热交换器3起散热器(冷凝器/空气冷却器)的作用。在此种模式下，经过压缩机1压缩过的气体在其进入外部热交换器之前，经过流动换向装置6，在外部热交换器3中，气体在经过多功能膨胀装置8之前通过释放热量而逐渐冷却，且没有节流(前后压力基本上保持恒定)。还可以通过经过多功能膨胀装置20分流一些制冷剂在辅助热交换器7中释放一些热量。高压制冷剂在其压力由多功能膨胀装置9降低到蒸发压力之前进一步在内在热交换器4中逐渐冷却。在内部热交换器2中，低压制冷剂通过吸收热量而蒸发。然后，制冷剂在进入蓄能器5之前与从辅助热交换器7中出来的制冷剂混合之前经过流动换向装置6。然后，制冷剂在其进入压缩机1之前经过内在热交换器4，完成循环。
8.第八实施例图15示出热泵模式运转的第八实施例，而图16示出制冷模式运转的第八实施例。与第七实施例相比，本实施例为一两级压缩系统，该系统中，从辅助热交换器7中出来的制冷剂在其由第二级压缩机1″压缩之前，由一环路22导向第一级压缩机1的排出端。结果是，辅助热交换器7中的蒸发压力是独立的，并且与中间压力(经过第一级压缩机1之后的压力)相应。从供暖模式向制冷模式转换的实现在第七
9.第九实施例图17示出热泵模式运转的第九实施例，而图18示出制冷模式运转的第九实施例。与第八实施例相比，本实施例具有一附加的中间冷却热交换器19，其设置在一附加环路23中，该环路的一端在辅助热交换器7之前与环路22相连，而另一端在辅助热交换器7之后与环路22相连，且一阀21设置在环路22中并在膨胀装置20和辅助热交换器7之间。在供暖模式中，阀21会打开且一些经过膨胀装置20之后的制冷剂流向中间冷却热交换器19，在中间冷却热交换器19中，所述的制冷剂在与经过内在热交换器4的高压制冷剂的热交换中蒸发。在制冷模式中，阀21会闭合且一些经过膨胀装置19之后的冷却剂流经中间冷却热交换器19，在中间冷却热交换器19中，所述的制冷剂在与经过多功能膨胀装置8后的高压制冷剂热交换中蒸发。在这两种模式中，导致第一级压缩机1之后的排出气体的降温，从而形成相对较低的压缩功和较好的系统性能。从供暖模式向制冷模式转换的实现在第八实施例中进行了说明。
10.第十实施例图19示出热泵模式运转的第十实施例，而图20示出制冷模式运转的第十实施例。与第一实施例相比，唯一的区别是多功能膨胀阀9的位置，本实施例中，其位于外部热交换器3和内在热交换器4之间。另外还可以提供一旁通管路，以便与第二实施例一样，为外部热交换器3设分路。在热泵模式中，可以在多功能膨胀装置9中发生膨胀，以吸收外部热交换器3中的热量，或者在多功能膨胀装置8中发生膨胀以吸收辅助热交换器7中的热量。在后一情形中，可以利用与第二实施例中一样的一旁通管路(未图示)为外部热交换器3设分路。这样，在所述系统起动时，热源可以是周围空气，然后当冷却剂温度已经升到一个可接受的水平时，热源变为发动机冷却剂。在制冷模式运转过程中，内在热交换器4的两端压力基本相同，没有温度推动力推动热交换。结果是，内在热交换器4只有在一种运转模式中起作用，在制冷模式运转中或者在热泵模式运转中。转换过程的实现如第一实施例中所述。
11.第十一实施例图21和图22中分别示出了热泵模式和制冷模式运转的本实施例。与第一实施例相比，其结合了一个附加的除湿热交换器2′，该除湿热交换器设置在一第三环路25中，环路25的一端连接在主回路上并在流动换向装置6和辅助热交换器7之间，而另一端连接在内在热交换器4和内部热交换器2之间，两个止回阀11和11′设置在一第四环路24中并在主回路和第三环路25之间，和一阀10(例如电磁阀)设置在第三环路25中。参照图21和图22分别对所述系统的热泵模式运转和制冷模式运转进行说明。
热泵模式运转(图21)在热泵模式运转中，经压缩机压缩后的制冷剂首先流过处于供暖模式的流动换向装置6。然后制冷剂进入内部热交换器2，释放热量给冷源。高压制冷剂经过止回阀11，然后经过内在热交换器4，在内在热交换器中，制冷剂的温度(含热量)通过与低压制冷剂的热交换而降低。然后，经过冷却的高压制冷剂在其压力由多功能膨胀装置8降低至蒸发压力之前进入外部热交换器3。还可以采用一如第二实施例中的旁通管路(未图示)来为外部热交换器3设分路。低压制冷剂进入辅助热交换器7，通过吸热而蒸发。当除湿热交换器2′打开时，一些经过止回阀11之后的高压制冷剂由多功能膨胀装置9排出进入除湿热交换器2′，并在其中蒸发，从而将内部空气除湿。低压制冷剂穿过打开的阀10并与来自辅助热交换器7的制冷剂混合。然后，制冷剂在其进入压缩机之前，分别经过流动换向装置6、蓄能器5和内在热交换器4，完成循环。
制冷模式运转(图22)流动换向装置6现在以制冷模式运转，以便内部热交换器2和除湿热交换器2′一起作为蒸发器，而外部热交换器3作为散热器(冷凝器/气体冷却器)。在此种模式中，经过压缩机1压缩后的气体在其进入辅助热交换器7之前经过流动换向装置6。根据辅助热交换器7是否工作，高压制冷剂可以在其经过多功能膨胀装置8之前逐渐冷却，而不节流(前后压力基本上保持恒定)。然后，高压制冷剂进入外部热交换器3，在外部热交换器中，制冷剂通过释放热量而逐步冷却。制冷剂在其压力由多功能膨胀装置9降低至蒸发压力之前在内在热交换器4中进一步逐渐冷却。在除湿热交换器2′中，低压制冷剂先通过吸热而蒸发。然后，制冷剂在其在内部热交换器2中进一步蒸发前经过止回阀11′(阀10闭合)。然后，制冷剂在其进入压缩机之前，分别经过流动换向装置6、蓄能器5和内在热交换器4，完成循环。
12.第十二实施例图23和图24中分别示出了热泵模式和制冷模式运转的第十二实施例。与第六实施例相比，包含一如同用在第十实施例中的附加的除湿热交换器2′，但是此处的内部热交换器的一端通过一管路27与主回路相连，所述管路27在外部热交换器3和内在热交换器4之间，且除湿热交换器2′与内在热交换器4相连。除了将止回阀11′设置在第四环路24中外，还在管路27中设置一止回阀11″。
就运转来说，与第十一实施例相比，唯一的区别是多功能膨胀阀9的位置，在本实施例中，其设置在外部热交换器3和内在热交换器4之间。在热泵模式中，可以在多功能膨胀装置9中发生膨胀，以吸收外部热交换器3中的热量，或者在多功能膨胀装置8中发生膨胀以吸收辅助热交换器7中的热量。在后一情形中，可以利用与第一实施例中一样的一旁通管路(未图示)为外部热交换器3设分路。这样，在所述系统起动时，热源可以是周围空气，然后当冷却剂温度已经升到一个可接受的水平时，热源变为发动机冷却剂。在制冷模式运转过程中，内在热交换器4的两端压力基本相同，没有温度推动力推动热交换。结果是，内在热交换器4只有在一种运转模式中起作用，在制冷模式运转中或者在热泵模式运转中。从热泵模式到制冷模式的转换过程的实现如第十一实施例中所述。
13.第十三实施例图25和图26中分别示出了热泵模式和制冷模式运转的本实施例。与第十一实施例相比，唯一的区别是附加的一旁通阀12，如果需要的话，其使得制冷剂绕过辅助热交换器7。
14.第十四实施例图27示意性地示出了热泵模式运转的第十四实施例，图28示出了制冷模式运转的第十四实施例。除了止回阀11的位置，本实施例基本上与第十二实施例相同，止回阀11由另一止回阀11″代替，位于除湿热交换器2′的出口和内部热交换器2的入口之间。所述系统从制冷模式到热泵模式的运转的实现与第十二实施例中的一样。
15.第十五实施例图29和图30中分别示出了热泵模式和制冷模式运转的第十五实施例。与前面的实施例相比，主要的不同点在于实现换向的方式不同。在本实施例中，流动换向装置6由两个分流装置13和14替换。参照图29和图30分别对所述系统的热泵模式运转和制冷模式运转进行说明。
热泵模式运转(图29)在热泵模式运转中，分流装置13和14处于供暖模式。经过压缩机压缩后的制冷剂在其进入内部热交换器2，释放热量给冷源之前，首先流过分流装置13。高压制冷剂经过止回阀11′，然后经过内在热交换器4，在内在热交换器4中，制冷剂温度(热含量)通过与低压制冷剂的热交换而降低。制冷剂的压力在其进入外部热交换器3之前由多功能膨胀装置8降低到蒸发压力。当除湿热交换器2′打开时，经过止回阀11′之后的一些高压制冷剂由多功能膨胀装置9排出进入除湿热交换器2′，在此处制冷剂蒸发，将内部空气除湿。低压制冷剂在其与外部热交换器3排出的制冷剂混合之前经过打开的阀10。然后，制冷剂在其进入压缩机之前分别经过分流装置6、蓄能器5和内在热交换器4，完成循环。
制冷模式运转(图30)在热泵模式运转中，分流装置13和14处于制冷模式，以便内部热交换器2和除湿热交换器2起蒸发器的作用，而外部热交换器3起散热器(冷凝器/空气冷却器)的作用。在此种模式中，经过压缩机1压缩后的气体在其进入外部热交换器3之前经过分流装置13。然后，高压制冷剂经过多功能膨胀装置8，没有节流(前后压力基本上保持恒定)。然后，制冷剂进入内在热交换器4，在此制冷剂通过释放热量给热交换器另一侧的低压制冷剂而逐渐冷却。然后，制冷剂的压力由多功能膨胀装置9降低到蒸发压力。低压制冷剂通过吸收除湿热交换器2′中的热量而蒸发。然后，制冷剂在其在内部热交换器2中进一步蒸发前，经过止回阀11″(阀10闭合)。然后，制冷剂在其进入压缩机之前分别经过分流装置6、蓄能器5和内在热交换器4，完成循环。
16.第十六实施例(图31和图32)本实施例包括一压缩机1、一流动换向装置6、一内部热交换器2、一多功能膨胀装置17、一中压蓄能器15、一内在热交换器4、一外部热交换器3、两个多功能膨胀装置8和9和一辅助热交换器7。参照图31和32分别对所述系统的热泵模式运转和制冷模式运转进行说明。
热泵模式运转(图31)经过压缩机压缩后的制冷剂首先流经一处于供暖模式的流动换向装置6。然后，制冷剂在其经过膨胀装置9并通过膨胀装置9将其压力降到中间压力之前，进入内部热交换器2，释放热量给冷源。所述膨胀装置可以打开，在这种状态中，通过所述膨胀装置不会降低压力，从而内在热交换器4和外部热交换器3中的压力基本上与中间压力相等。然后制冷剂压力在进入辅助热交换器7前由多功能膨胀装置8降到蒸发压力。然后，低压蒸汽在其进入内在热交换器4并最后进入压缩机1之前，流过流动换向装置6。假如在多功能膨胀装置17中有压降，内在热交换器4和外部热交换器3中的压力将在中间蓄能器15中的压力和辅助热交换器7中的蒸发压力之间。在这两种情况中，可以采用一旁通管路(未图示)来绕过内在热交换器4和外部热交换器3。
制冷模式运转(图32)当前，流动换向装置6将处于制冷模式运转，以便内部热交换器2起蒸发器的作用而外部热交换器3起散热器(冷凝器/空气冷却器)的作用。在此种模式中，经过压缩机1压缩后的气体在其进入辅助热交换器7之前，经过流动换向装置6。根据辅助热交换器7是否在运转，高压制冷剂在其经过多功能膨胀装置8之前可以逐渐冷却下来，没有节流(前后压力基本上保持恒定)。然后，高压制冷剂进入外部热交换器3，此处制冷剂通过释放热量而逐渐冷却。然后，制冷剂在其压力由多功能膨胀装置17降到蓄能器压力之前，流过内在热交换器4，此处制冷剂进一步被冷却。经过蓄能器后，制冷剂压力由膨胀装置9降到内部热交换器2中的蒸发压力。低压制冷剂通过吸收所述热交换器中的热量而蒸发。之后，制冷剂在其进入压缩机之前分别经过流动换向装置6和内在热交换器4，完成循环。
17.第十七实施例图33和图34中分别示出了热泵模式和制冷模式运转的第十七实施例。本实施例与第十六实施例的主要区别是压缩过程由两个压缩机1和1′分两个阶段完成。从第一级压缩机1中排出的制冷剂气体直接进入中压蓄能器，结果是使所述制冷剂降温。结果，第二级压缩机1′的吸入气体相对于第一压缩阶段(第十六实施例)可以是饱和或者接近饱和，形成相对较低的压缩功。所述系统供暖模式运转和制冷模式运转在其它方面与第十六实施例相同。
还可以理解的是，在不同附图中画出的蓄能器是一种示意图，实际的方案可以区别于这些图中示出的方案。
权利要求
1.一种用于交通工具客舱或客室的供暖和适度制冷的可逆蒸汽压缩系统，包括至少一压缩机(1)、一流动换向装置(6)、一内部热交换器(2)、一多功能膨胀装置(9)、一内在热交换器(4)、一外部热交换器(3)、另一多功能膨胀装置(8)、一辅助热交换器(7)，冷却剂通过该辅助热交换器(7)而循环、一蓄能器(5)，它们通过管路以运转关系连接形成一闭合主回路，其特征在于提供所述系统的部件(1、2、3、4、5、6、7、8、9)的相互连接，以便周围空气和从所述交通工具驱动系统循环的冷却剂可以部分地或者全部地分别用作热泵模式中和适度制冷模式中的热源和冷源。
2.如权利要求1所述的系统，其特征在于从热泵模式转换到适度制冷模式运转的转换过程通过一流动换向装置(6)和两个多功能膨胀装置(8)和(9)而实现，反之亦然，所述流动换向装置(6)与所述压缩机(1)的高压侧和所述蓄能器(5)的入口相连，两个多功能膨胀装置(8)和(9)分别在所述辅助热交换器(7)和所述外部热交换器(3)之间及所述内部热交换器(2)和所述内在热交换器(4)之间的管路上。
3.如权利要求1所述的系统，其特征在于从热泵模式转换到适度制冷模式运转的转换过程通过一流动换向装置(6)和三个多功能膨胀装置(8、9)和(9′)而实现，反之亦然，所述流动换向装置(6)与所述压缩机(1)的高压侧和所述蓄能器(5)的入口相连，在三个多功能膨胀装置(8、9)和(9′)处，在热泵模式中，当把周围空气或周围空气和冷却剂一起用作热源时，膨胀发生在位于所述内在热交换器(4)和所述外部热交换器(3)之间的所述多功能膨胀装置(9′)中，而当把冷却剂用作唯一的热源时，膨胀发生在位于所述辅助热交换器(7)和所述外部热交换器(3)之间的所述多功能膨胀装置(8)中。
4.如权利要求1和2所述的系统，其特征在于一附加的旁通管路(24)与所述外部热交换器(4)并联，所述旁通管路(24)包括一阀(12)。
5.如前述权利要求中的一个或多个所述的系统，其特征在于提供另一旁通管路(25)和分流装置(19)与所述内在热交换器(4)并联，用于为所述内在热交换器(4)设分路。
6.如权利要求1所述的系统，其特征在于所述多功能膨胀装置(8)设置在所述外部热交换器(3)和所述内在热交换器(4)之间。
7.如权利要求6所述的系统，其特征在于通过一与所述外部热交换器(3)并联的管路将所述辅助热交换器(7)和一膨胀装置(20)连接，当所述系统在供暖模式下运转时，所述膨胀装置位于所述辅助热交换器的上游侧上。
8.如权利要求7所述的系统，其特征在于所述压缩通过两个压缩机(1)和(1″)分两阶段完成，并且通过一环路(22)将来自所述辅助热交换器(7)的制冷剂和从所述压缩机(1)排出的制冷剂混合。
9.如权利要求8所述的系统，其特征在于一附加的中间冷却器热交换器(19)设置在一附加的环路(23)中，并在位于所述辅助热交换器(7)和所述膨胀装置(20)之前的所述环路(22)和所述压缩机(1、1″)的互连部分之间，并且在所述环路(23)中设置一阀(21)，以控制经过所述中间冷却器热交换器(7)的流动。
10.如权利要求8-9所述的系统，其特征在于所述两级压缩机(1、1′)为一单个复式压缩机形式。
11.如权利要求1所述的系统，其特征在于所述多功能膨胀装置(9)设置在所述内在热交换器(4)和所述外部热交换器(3)之间。
12.如权利要求1-11所述的系统，其特征在于所述系统包括一附加的除湿热交换器(2′)，其设置在一第三环路(26)中，该环路一端与所述蓄能器(5)和所述辅助热交换器(7)之间的主回路相连，而另一端位于所述内在热交换器(4)和所述内部热交换器(2)之间，两个止回阀(11)和(11′)设置在一第四环路(27)中，所述环路(27)位于所述主回路和第三环路(26)之间，且在所述第三环路(26)中设置一阀(10)，在制冷模式运转中，所述除湿热交换器(2′)和所述内部热交换器(2)串联，而在供暖模式中，所述的同一个除湿热交换器(2′)会在由所述内部热交换器(2)加热之前将空气除去湿气。
13.如权利要求1-12所述的系统，其特征在于在主回路中所述内在热交换器(4)和所述多功能膨胀装置(9)之间设置一中间蓄能器(5)，在所述压力蓄能器(15)和所述外部热交换器(4)之间设置另一多功能膨胀装置(17)。
14.如权利要求13所述的系统，其特征在于所述压缩过程由一第一级压缩机(1)和一第二级压缩机(1″)分两个阶段完成，从第一阶段排出的制冷剂在进入所述第二级压缩机(1″)之前被导入到所述中压蓄能器(15)中。
全文摘要
一种可逆蒸汽压缩系统，包括一压缩机(1)、一内部热交换器(2)、一膨胀装置(6)和一外部热交换器(3)，它们通过回路以运转关系连接，形成一完整的主回路。在主回路中压缩机和内部交换机之间设置一第一装置，在主回路的相对侧，在内部热交换器和外部热交换之间设置一第二装置，使得系统可以从制冷模式转换到热泵模式或者反过来从热泵模式转换到制冷模式。
文档编号F25B1/10GK1606512SQ02825469
公开日2005年4月13日 申请日期2002年11月25日 优先权日2001年12月19日
发明者科勒·阿夫莱克特, 阿明·哈夫纳, 阿恩·杰克欧伯森, 彼得·内克萨, 约斯泰因·彼得森, 霍瓦德·雷克斯塔德, 吉尔·斯凯于根, 戈拉姆·R·扎克里 申请人:辛文特公司