CN1343296A - 蒸汽压缩系统及其方法 - Google Patents

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Abstract

一种蒸汽压缩系统(10),它包括一个蒸发器(16),一个压缩机(12)和一个冷凝器(14),它们彼此相连形成一个闭路系统。在一个实施例中,多功能阀(18)可以接收来自冷凝器(14)的液化的传热流体和压缩机(12)的热蒸汽。一个饱和蒸汽管线将多功能阀(18)的出口与蒸发器(16)的入口相连,确定饱和蒸汽管线的尺寸,以便在传热流体进入蒸发器(16)以前将离开多功能阀(18)的传热流体基本上转变成饱和蒸汽。通过控制经抽吸管线(30)返回压缩机(12)的传热流体的温度,多功能阀(18)就可计量通过其的传热流体的流量,抽吸管线将蒸发器(16)的出口与压缩机(12)的入口连接。多功能阀(18)中的各独立控制通路可以使制冷系统进行除霜运行,除霜时以正流方法让热蒸汽流过饱和蒸汽管线(28)和蒸发器(16)即可,这样就减少了系统除霜所需要的时间,改进了整个系统的性能。

Description

蒸汽压缩系统及其方法
相关申请的相互参考
相关主题在本人的共同未决的专利申请中进行了描述：申请日为1999年1月12日，申请号为09/228696，发明名称为：“VAPORCOMPRESSION SYSTEM AND METHOD”；申请日为1999年11月2日，申请号为09/431830，发明名称为：“VAPOR COMPRESSION SYSTEM ANDMETHOD”；以及申请日为1999年11月18日，申请号为09/443071，发明名称为：“VAPOR COMPRESSION SYSTEM AND METHOD”。
本发明的领域
本发明总的来讲涉及蒸汽压缩系统，具体地说涉及用正流除霜循环进行机械控制的制冷系统。
本发明的背景
在闭合环路的蒸汽压缩循环中，传热流体在冷凝器中从气态变成液态，同时释放出热，而在蒸发器中从液态变成气态，在蒸发过程中吸热。通常蒸汽压缩制冷系统包括一个压缩机，该压缩机将氟利昂一类的传热流体泵送到冷凝器中，在冷凝器中由于蒸汽冷凝成液态，所以放热。液体通过一个液体管路流到热力膨胀阀，传热流体的体积在该膨胀阀中体积膨胀。离开热力膨胀阀的传热流体是低品位液体蒸汽混合物。这里所用的“低品位液体蒸汽混合物”指的是低压液态传热流体，其中有少量闪蒸气体，当传热流体继续处于亚冷状态时，闪蒸气体冷却剩余的传热流体。然后膨胀过的传热流体流入蒸发器，低压液体制冷剂在蒸发器中蒸发并吸热，同时发生状态转换，从液态转变成气态。此时处于气态的传热流体经过进气管线流回到压缩机。有时离开蒸发器的传热流体不是处于气态，而是处于过热蒸汽态。
一方面，蒸汽压缩循环的效率取决于传热流体离开冷凝器时系统将传热流体保持在高压液体的能力。在冷凝器和热力膨胀阀之间延伸的整个长制冷剂管路中应当将冷高压液体保持在液态。热力膨胀阀的正常操作取决于通过该阀的传热流体的实际体积。当高压液体通过热力膨胀阀中的孔时，由于通过阀后该流体膨胀，所以流体的压力下降。在低压下，由于形成少量闪蒸气体，所以流体过度冷却，并使大量液态传热流体冷却。这里所用的“闪蒸气体”用来描述通过阀的部分液体很快变成气体，并将剩余的液态传热流体冷却到相应温度时膨胀装置，例如热力膨胀阀中的压降。
该低品位液体蒸汽混合物流入蒸发器内的冷却盘管的起始部分中。当流体通过盘管时，该流体起初吸收少量热，同时温度升高，直至该流体变成高品位液体蒸汽混合物的程度。这里所用的“高品位液体蒸汽混合物”指的是焓相配的液态和气态都存在的传热流体，表示传热流体的温度和压力彼此相关。由于高品位液体蒸汽混合物的状态条件在变化，所以它能够很有效的吸收热量。然后传热流体吸收周围环境的热量，并开始沸腾。在蒸发器盘管中的沸腾过程使盘管中产生继续吸收周围环境热量的饱和蒸汽。一旦流体全部沸腾，它就作为冷蒸汽流出末级冷却盘管。一旦流体全部变成冷蒸汽，它吸收的热量就很少。在冷却盘管的末级时，传热流体进入过热蒸汽状态，变成过热蒸汽。正如这里所限定的那样，当极少的热量增加到蒸发状态的传热流体上时，传热流体变成“过热蒸汽”，因而传热流体的温度上升，直至高于其变成气态时的温度，此时该流体仍保持同样的压力。然后过热蒸汽经抽吸管线返回到压缩机，继续进行蒸汽-压缩循环。
为了高效运行，在蒸发器中的大部分冷却盘管内，传热流体应从液态变成气态。由于传热流体从液态变成气态，所以当分子从液体变成气体，吸收蒸发的潜热时，传热流体吸收大量的能量。相反，当流体是液态或当流体是气态时，吸收的热量较少。因此，最佳冷却效果取决于用热力膨胀阀对传热流体的精确控制，以便在尽可能长的冷却盘管中确保流体进行状态变化。当冷液态的传热流体进入蒸发器，而蒸汽或过热蒸汽态的传热流体离开冷凝器时，由于蒸发器的大部分所含的流体为吸收极少热量的状态，所以蒸发器的冷却效率降低。为了有最佳的冷却效果，蒸发器的大部分或整个蒸发器应当使流体保持液态和蒸汽状态。为了确保最佳冷却效果，进出蒸发器的传热流体应当是高品位液体蒸汽混合物。
热力膨胀阀起到很重要的作用，且调节通过闭合-环路系统的传热流体的流量。在蒸发器中可以产生所有冷却效果以前，必须通过压力降低将传热流体从离开冷凝器时的高温液体温度冷却到合适的蒸发温度范围。用热力膨胀阀计量蒸发器的低压流体流量，以便在蒸发器中保持最佳的冷却效果。通常，一旦运行稳定，通过监测蒸发器的出口附近的抽吸管线中的传热流体的温度，机械式热力膨胀阀就调节传热流体的流量。刚离开热力膨胀阀的传热流体为具有少量闪蒸气体的低压液体。只要液态传热流体达到平衡，闪蒸汽体的存在就产生了冷却效果，因而也就产生了低品位液体蒸汽混合物。在抽吸管线上安装温度传感器，当传热流体离开蒸发器时，该传感器测量传热流体得到的过热量。所谓过热，就是传热流体全部沸腾而且在抽吸管线中不再有液体以后附加到蒸汽上的热量。当过热蒸汽吸收的热量极少时，热力膨胀阀就计量传热流体的流量，以便使蒸发器中形成的过热蒸汽量最少。因此，通过监测离开蒸发器的蒸汽的过热度，热力膨胀阀也就限定了流入蒸发器的低压流体量。
除了需要调节流过闭合-环路系统的传热流体的流量以外，制冷系统的最佳运行效率还取决于对蒸发器的定时除霜。为了将运行时蒸发器盘管上结的冰除去，就需要对蒸发器进行定时除霜。当蒸发器上结冰或霜时，对流过蒸发器盘管上方的空气产生影响，使得传热效率降低。在商用系统中，例如冷冻陈列柜，结霜会使空气流速减小到不能在陈列柜中形成气幕的程度。在商用系统中，例如食品冷却器等中，常常需要每隔几个小时为蒸发器除霜一次。已有不同的除霜方法，例如中止循环除霜方法，在这种方法中制冷循环停止，用环境温度的空气对蒸发器进行除霜。另外，还使用电除霜中止循环方法，在这种方法中，将电加热元件布置在蒸发器周围，电流流过加热线圈，使霜溶化。
除了中止循环除霜系统之外，还开发了利用离开压缩机的较高温度的传热流体来对蒸发器除霜的制冷系统。在这些技术中，使高温蒸汽直接从压缩机流到蒸发器。在一种技术中，将高温蒸汽流泵送到抽吸管线中，系统基本为逆向循环。在另一些技术中，将高温蒸汽泵送到专用管线中，该管线从压缩机直接通到蒸发器，以便传送高温蒸汽，定期对蒸发器除霜。另外，还开发了其它一些复杂方法，这些方法依靠制冷系统中的多个装置，例如旁通阀，旁通管线，热交换器等。
为了用传统蒸汽-压缩制冷系统得到较好的运行效果，制冷行业正在开发建造复杂的系统。为了对流过蒸发器的传热流体进行理想控制，已经开发出先进的用计算机控制的热力膨胀阀。另外，还开发出了一些能更快地对蒸发器进行除霜的复杂的阀及管道系统，以便保持高传热率。虽然这些系统有不同程度的成功之处，但由于系统的复杂性增加，所以系统成本也大大增高。因此，迫切需要一种装配成本低，运行效率高的有效制冷系统。
本发明的概述
本发明提供的制冷系统通过将饱和蒸汽送入蒸发器的入口就可保持高效运行。这里所用的词“饱和蒸汽”指的是焓相配的液态和气态都存在的传热流体，表示传热流体的温度和压力彼此相关。饱和蒸汽是高品位液体蒸汽混合物。通过将饱和蒸汽送入蒸发器，处于液态和气态的传热流体就进入蒸发器盘管。所以，将处于流体可以吸收的热量最多的物理状态的传热流体输入蒸发器。除了蒸发器进行高效运行外，在本发明的一个优选实施例中，制冷系统还有一个简单的蒸发器除霜装置。采用一个多功能阀，该多功能阀具有多个通向一个公共腔的独立的通路。在运行中，该多功能阀或传送饱和蒸汽以进行冷却，或传送高温蒸汽对蒸发器进行除霜。
在一种形式中，蒸汽压缩系统包括一个用于使传热流体蒸发的蒸发器，一台用于将传热流体压缩到高温高压的压缩机，以及一个对传热流体进行冷凝的冷凝器。饱和蒸汽管线将膨胀阀与蒸发器相连。在本发明的一个优选实施例中，饱和蒸汽管线的直径和长度足以在流体输送到蒸发器以前保证大部分传热流体转变成饱和蒸汽。在本发明的一个优选实施例中，将热源施加到饱和蒸汽管线中的传热流体上，该热源足以在传热流体进入蒸发器以前使部分传热流体蒸发。在本发明的一个优选实施例中，在传热流体通过膨胀阀以后以及在传热流体进入蒸发器以前，将热源施加到传热流体上。该热源使传热流体从低品位液体蒸汽混合物变成高品位液体蒸汽混合物或饱和蒸汽。通常，至少约5％的传热流体在进入蒸发器以前蒸发。在本发明的一个实施例中，膨胀阀位于多功能阀中，该多功能阀包括一个用于接收液态传热流体的第一入口以及一个用于接收气态传热流体的第二入口。该多功能阀还包括将第一入口和第二入口连接到一个公共腔的通路。位于通路中的闸阀可以将每一个通路中的传热流体单独切断停止其流动。单独控制通过制冷系统的饱和蒸汽和高温蒸汽的流量的能力所得到的高效运行是因蒸发器中的传热速率提高和对蒸发器的快速除霜引起的。运行效率的提高可以使制冷系统充装少量的传热流体，而且制冷系统可以承受比较大的热负荷。
附图说明
图1是根据本发明一个实施例设置的蒸汽压缩系统的示意图；
图2是本发明一个实施例中的多功能阀的第一侧的局剖侧视图；
图3是图2中的多功能阀的第二侧的局剖侧视图；
图4是本发明一个实施例的多功能阀的分解图；
图5是本发明另一个实施例的蒸汽压缩系统的示意图；
图6是本发明另一个实施例的多功能阀的分解图；
图7是本发明又一个实施例的蒸汽压缩系统的示意图；
图8是图7所示蒸汽压缩系统的局部放大剖视图；
图9是本发明一个实施例的回复阀(recovery valve)的局剖示意图；
图10是本发明又一个实施例的回复阀的局剖示意图；
图11是本发明另一个实施例的多功能阀或装置上的阀体的局部剖视平面图；
图12是图11所示的多功能阀的阀体的侧面正视图；
图13是图11和12所示的多功能阀的局剖分解图；
图14是图12所示的多功能阀的部分放大视图；
图15是本发明另一个实施例的多功能阀或装置上的阀体的局部剖视平面图；和
图16是根据本发明再一个实施例设置的蒸汽压缩系统的示意图。
优选实施例的详细描述
根据本发明一个实施例设置的蒸汽压缩系统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18。压缩机12通过一个排放管线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。用一个饱和蒸汽管线28将多功能阀18与蒸发器16相连，并用一个抽吸管线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，该传感器与多功能阀18运行连接。根据本发明，压缩机12，冷凝器14，多功能阀18和温度传感器32装在一个控制单元34中。因此将蒸发器16装在一个制冷室36中。在本发明的一个优选实施例中，将压缩机12，冷凝器14，多功能阀18，温度传感器32和蒸发器16全部装在制冷室36中。在本发明的另一个优选实施例中，蒸汽压缩系统包括控制单元34和制冷室36，其中压缩机12和冷凝器14位于控制单元34中，蒸发器16，多功能阀18和温度传感器32位于制冷室36中。
本发明的蒸汽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，例如象R-12之类的含氯氟烃，R-12是二氯二氟甲烷，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。本发明的蒸汽压缩系统也可以用下面的制冷剂，但又不限于这些制冷剂：R-13，R-113，141b，123a，123，R-114和R-11。另外，本发明的蒸汽压缩系统例如可以用下面的制冷剂：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HFCs，例如AZ-20和AZ-50(公知的为R-507)。也可将混合制冷剂，例如MP-39，HP-80，FC-14，R-717和HP-62(公知的为R-404a)用作本发明蒸汽压缩系统中的制冷剂。因此，应指出的是，用在本发明中的具体制冷剂或制冷剂的组合对于本发明的运行来讲不是关键性的，其原因在于，实际上只要求本发明用所有制冷剂运行时的系统效率都高于以前公知蒸汽压缩系统用相同制冷剂时达到的效率。
在运行中，压缩机12将传热流体压缩到高温高压。传热流体被压缩机12压缩到的温度和压力取决于制冷系统10的具体尺寸和冷却该系统需要的负荷。压缩机12将传热流体泵送到排放管线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、水或辅助制冷剂一类的介质送过冷凝器中的盘管，该冷凝器使高压传热流体变成液态。根据特定的传热流体或乙醇等将传热流体的温度降到10-40°F(5.6-22.2℃)，在冷凝过程中同时放出流体中的潜热。冷凝器14将变成液化的传热流体排放到液体管线22中。如图1所示，液体管线22直接将液体排到多功能阀18中。因为液体管线22较短，所以液体管线22所携带的压力液体从冷凝器14到多功能阀18时其温度基本上不升高。通过配备液体管线短的制冷系统10，该制冷系统10就可比较理想地将大部分低温高压的传热流体传送到多功能阀18。由于流体通过的距离不长，所以该流体一旦变成高压液体，则在其进入多功能阀18以前几乎不会因不注意而使流体加温造成吸热能力下降，也不会因液体压力的损失而造成吸热能力下降。尽管在本发明上述实施例中，制冷系统用的是较短的液体管线22，但如下面所述的那样，在使用较长液体管线22的制冷系统中也可以实现本发明的优点。冷凝器14排出的传热流体以一定的速率在第一入口22进入多功能阀18并进行体积膨胀，该速率由温度传感器32测得的抽吸管线30的温度限定。多功能阀18将处于饱和蒸汽的传热流体排放到饱和蒸汽管线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。
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，以便控制某一空间例如里面存储有易变质食品的制冷室的温度。例如，在将制冷系统10用于控制冷却负荷约为12000Btu/hr(84gcal/s)的制冷室中的温度时，压缩机12将温度约为110°F(43.3℃)-120°F(48.9℃)、压力约为150磅/英寸2(1.03E5 N/m2)-180磅/英寸2(1.25E5 N/m2)的R-12以约3-5磅/分钟(1.36-2.27kg/min)的流量排出。
根据本发明的一个优选实施例，确定饱和蒸汽管线28的尺寸，以便在低压流体通过饱和蒸汽管线28时，使排放到饱和蒸汽管线28中的低压流体大部分转变成饱和蒸汽。在一个实施例中，确定饱和蒸汽管线28的尺寸应能将传热流体，例如R-12等的流量控制在约2500英尺/分钟(76m/min)-3700英尺/分钟(1128m/min)上，该饱和蒸汽管线的直径约为0.5-1.0英寸(1.27-2.54cm)，长度约为90-100英尺(27-30.5m)。正如下面将要详细描述的那样，多功能阀18在紧邻其出口之前有一个公共腔。当传热流体进入该公共腔中时，其体积再一次得到膨胀。传热流体在多功能阀18的公共腔中得到的这种附加膨胀也就相当于饱和蒸汽管线28的管线尺寸实际约增加了225％。
本领域的普通技术人员还可理解到，使传热流体的体积进行膨胀的阀设置在离冷凝器很近的位置处，以及使体积膨胀处的位置和蒸发器之间留有比较长的流体管线均与现有的系统大不相同。在现有的一般系统中，膨胀阀紧靠蒸发器的入口，如果使用温度传感装置，则将该装置装在离蒸发器出口很近的位置。如上所述，因为蒸发器的大部分携带的是液体而不是饱和蒸汽，所以这种系统的效率较低。高侧压力、液体温度、热负荷或其它条件的波动均会对蒸发器效率产生不利影响。
与现有技术相反，这里描述的本发明的制冷系统将饱和蒸汽管线设置在体积膨胀部位和蒸发器的入口之间，从而在传热流体进入蒸发器以前部分传热流体转变成饱和蒸汽。由于为蒸发器16充装了饱和蒸汽，所以冷却效率得到很大提高。因为增加了蒸发器，例如蒸发器16的冷却效率，因而制冷系统的好处很多。例如，只需要少量的传热流体将制冷室36的气体温度控制在所要求的水平上。另外，只需要用少量的电能供给压缩机12运转，所以运行成本较低。此外，压缩机12的尺寸确定为比现有的运行处理类似冷却负荷的系统尺寸要小。再者，在本发明的一个优选实施例中，制冷系统避免将许多元件设置在蒸发器附近。由于将设置在制冷室36中的元件数限制到了最小数目，所以制冷室36的热负荷也就减到了最小。
尽管在本发明上述实施例中，将多功能阀18设置在离冷凝器14很近的地方，因而使液体管线22较短，饱和蒸汽管线28较长，但即使将多功能阀18设置在紧靠蒸发器16的入口的地方，使得液体管线22较长，饱和蒸汽管线28较短，仍然也可以实现本发明的优点。例如，如图7所示，在本发明的一个优选实施例中，将多功能阀18紧靠蒸发器16的入口，因而使液体管线22较长，饱和蒸汽管线28较短。为了确保进入蒸发器16的传热流体是饱和蒸汽，如图7-8所示，将一个热源25施于饱和蒸汽管线28上。将温度传感器32装到抽吸管线30上，使其与多功能阀18运行连接，其中热源25有足够的强度，使传热流体进入蒸发器16以前有一部分传热流体蒸发。如图8所示，将进入蒸发器16的传热流体转变成饱和蒸汽，其中一部分传热流体为液态29，而另一部分传热流体为蒸汽状态31。
用于使部分传热流体蒸发的热源25最好包括从冷凝器14传送到周围环境的热量，当然，热源25可以是本领域技术人员公知的外部热源或内部热源，例如从排放管线20传送到周围环境的热，从压缩机传送到周围环境的热，压缩机产生的热，电热源产生的热，使用燃料产生的热，使用太阳能产生的热，或其它任何热源。热源25也可以是主动热源，也就是所有特意用到制冷系统10一部分上的热源，例如用到饱和蒸汽管线28上的热源。主动热源包括下面列举的热源，但不限于这些热源：电热源产生的热，使用燃料产生的热，使用太阳能产生的热，或其它所有有意主动用到制冷系统10的任何部位上的热源。热源还包括不注意漏到制冷系统10的任何部位上的热，也可以是被制冷系统10的任何部位无意或不知不觉吸收的热，这些都是因为安装不当或其它原因造成的，均不属于主动热源。
在本发明的一个优选实施例中，为了确保部分传热流体刚离开蒸发器16时为液态29，如图8所示，用温度传感器32检测离开蒸发器16的传热流体。在本发明的一个优选实施例中，在传热流体进入蒸发器以前，至少约有5％的传热流体蒸发，一旦离开蒸发器，则至少约有1％的传热流体是液态。由于确保了传热流体在进出蒸发器时有一部分传热流体是液态29和蒸汽状态31，所以本发明的蒸汽压缩系统使蒸发器16的运行效率最大。在本发明的一个优选实施例中，传热流体在刚离开蒸发器16时该传热流体的至少1％左右为过热状态。在本发明的一个优选实施例中，传热流体在刚离开蒸发器16时该传热流体的1％左右为液态，1％左右为过热状态。
尽管上述实施例要根据热源25或饱和蒸汽管线28的尺寸和长度来确保进入蒸发器16的传热流体是饱和蒸汽，但也可以用本领域技术人员公知的在传热流体刚进入蒸发器16时能将传热流体转变成饱和蒸汽的装置。另外，尽管上述实施例用温度传感器32检测离开蒸发器的传热流体的状态，但也可以用本领域技术人员公知的在传热流体刚离开蒸发器16时就确定传热流体状态的所有检测装置，例如压力传感器，或检测流体密度的传感器。此外，在上述实施例中，检测装置检测的是离开蒸发器16的传热流体的状态，但也可以将检测装置设置在任何部位或蒸发器16的周围，以便检测传热流体在任何部位或蒸发器16的周围状态。
图2所示的是多功能阀18的第一实施例的局部剖视侧视图。传热流体进入第一入口24，经过第一通路38到达公共腔40。膨胀阀42位于第一入口22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。膨胀阀42可以是本领域技术人员公知的能够用于计量传热流体流量的所有装置，例如热力膨胀阀，毛细管或压力控制器。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52(如图4所示)的传热流体的数量。将一个闸阀46设置在公共腔40附近的第一通路38内。在本发明的一个优选实施例中，闸阀46是能够根据电信号终止通过第一通路38的传热流体流过的电磁阀。
图3是多功能阀18的第二侧的局部剖视侧视图。有一个第二通路48将第二入口26与公共室40相连。将一个闸阀50设置在靠近公共室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终止通过第二通路48的传热流体流过的电磁阀。公共室40通过出口41将传热流体从多功能阀18中排出。
图4示出的是多功能阀18的分解透视图。所看到的膨胀阀42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58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，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。高温蒸汽经出口41排出，通过饱和蒸汽管线28后到达蒸发器16。高温蒸汽的温度足以使蒸发器16的温度升高到约50-120°F(27.8-66.7℃)。这种温度的升高足以将蒸发器16上的霜除去，并将传热速率保持在所要求的运行水平。
尽管上述实施例使用多功能阀18来对进入蒸发器16之前的传热流体进行膨胀，但也可以使用所有热力膨胀阀或节流阀，例如膨胀阀42或甚至回复阀19来对进入蒸发器16之前的传热流体进行膨胀。
在本发明的一个优选实施例中，在传热流体通过膨胀阀42以后以及在传热流体进入蒸发器16的进口以前将热源25施加到传热流体上，以便使传热流体从低品位液体蒸汽混合物转变成高品位液体蒸汽混合物或饱和蒸汽。在本发明的一个优选实施例中，将热源25施加到多功能阀18上。在本发明的另一个优选实施例中，如图9所示，将热源25施于一个回复阀19上。回复阀19包括一个与液体管线22相连的第一入口124和一个与饱和蒸汽管线28相连的第一出口159。传热流体进入回复阀19的第一入口124后到达公共腔140。将一个膨胀阀142设置在第一入口124的附近，以便使进入第一入口124的传热流体从液体状态膨胀成低品位液体蒸汽混合物。第二入口127与排放管线20相连，并接收离开压缩机12的高温传热流体。离开压缩机12的高温传热流体进入第二入口127，且通过第二通路123。第二通路123与第二入口127及第二出口130相连。第二通路123的一部分靠近一个公共腔140。
由于高温传热流体靠近公共腔140，所以高温传热流体的热量以热源125的形式从第二通路123传到公共腔140。由于将热源125的热施加到传热流体上，所以当传热流体流过公共腔140时，公共腔140中的传热流体从低品位液体蒸汽混合物转变成高品位液体蒸汽混合物或饱和蒸汽。另外，当高温传热流体在公共腔140附近通过时，第二通路123中的高温传热流体得到冷却。一旦通过第二通路123，上述被冷却的高温传热流体就离开第二出口130，而进入冷凝器14。公共腔140中的传热流体作为高品位液体蒸汽混合物或饱和蒸汽在第一出口159离开回复阀19，进入饱和蒸汽管线28。
在上述优选实施例中，虽然热源125包括从压缩机传送到周围环境的热量，但是对于本领域的技术人员来讲，热源125也可以包括所有公知的外部热源和内部热源，例如电热源产生的热，使用燃料产生的热，使用太阳能产生的热，或其它任何热源。热源125也可以包括任何热源25和上面限定的所有主动热源。
在本发明的一个优选实施例中，回复阀19包括一个第三通路148和一个第三入口126。第三入口126与排放管线20相连，接收离开压缩机12的高温传热流体。能够终止通过公共腔140的传热流体流动的第一闸阀(未示出)靠近公共腔140的第一入口124。第三通路148将第三入口126与公共腔140连接。第二闸阀(未示出)设置在公共腔140附近的第三通路148中。在本发明的一个优选实施例中，第二闸阀是能够在一接收到电信号后就终止通过第三通路148的传热流体流动的电磁阀。
根据本发明，通过将公共腔140的第一入口124附近的第一闸阀关闭以及将公共腔140附近的第三通路148中的第二闸阀打开，制冷系统10就可以按除霜模式运行。在除霜模式中，来自压缩机12的高温传热流体进入第三入口126，且通过第三通路148进入公共腔140。经回复阀19的第一出口159排出高温传热流体，高温传热流体通过饱和蒸汽管线28进入蒸发器16。高温传热流体的温度足以使蒸发器16的温度升高到约50-120°F(27.8-66.7℃)。这种温度的升高足以将蒸发器16上的霜除去，并将传热速率保持在所要求的运行水平上。
在除霜循环中，系统中的所有集油箱(pockets of oiltrapped)均被加热，油就会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，由此改进了除霜效率。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，逆流除霜方法要将系统中被收集的油压回到膨胀阀中。因为膨胀时油太多会引起胶凝，这将限制了阀的运行，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。
显然，对于本领域的技术人员来讲，按本发明布置的蒸汽压缩系统运行时传热流体的损失比现有技术的相应尺寸的系统要小。由于在冷凝器附近而不是在蒸发器附近设置了多功能阀，所以饱和蒸汽管线中充填有低密度较小的蒸汽，而不是密度较高的液体。另外，由于将热源施加到饱和蒸汽管线上，所以饱和蒸汽管线也充填密度较低的蒸汽，而不是密度较高的液体。再者，现有的系统通过将蒸发器充满来弥补在低温环境(例如冬季)下的运行，以便提高膨胀阀特定的排放压力。在本发明的一个优选实施例中，由于多功能阀设置在离冷凝器很近的地方，所以冷天更容易保持蒸汽压缩系统的排出压力。
本发明的正流除霜能力还因除霜效率的提高而对运行很有帮助。例如，由于迫使收集的油返回到压缩机中，所以就避免了液滞，这种液滞对增加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到正常冷却运行。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，闸阀50和多功能阀18关闭。一旦通过第一通路38的传热流体重新开始流动，则冷饱和蒸汽迅速返回到蒸发器16，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可由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，可以用多个压缩机来增加制冷系统的冷却能力。
图5示出的是本发明另一个实施例的具有多个蒸发器和多个压缩机的蒸汽压缩系统64。为了兼顾本发明的运行效率和低成本的优点，将多个压缩机，冷凝器和多个多功能阀装在一个控制单元66中。饱和蒸汽管线68和70分别将控制单元66中的饱和蒸汽给送到蒸发器72和74中。蒸发器72装在第一制冷室76中，蒸发器74装在第二制冷室78中。第一和第二制冷室76和78可以彼此相邻，也可以彼此离开比较远的距离。精确位置取决于特定应用。例如在零售食品点，各制冷室沿岛状(isle)路径彼此相邻。重要的是，本发明的制冷系统适用于差别很大的运行环境。这种优点部分是因为设置在各个制冷室中的元件数很少所致。在本发明的一个优选实施例中，不需要将系统的多个元件设置在蒸发器附近，制冷系统就可以用在空间很小的场所。这特别有利于占地面积通常有限的零售店的运行。
在运行中，多个压缩机80将传热流体传送到与排放管线84相连的输出歧管82中。排放管线84与冷凝器86连接，排放管线的第一分支管线88接到第一多功能阀90，而其第二分支管线92接到第二多功能阀94。分成两部分的液体管线96将传热流体从冷凝器86传送到第一和第二多功能阀90和94。饱和蒸汽管线68将第一多功能阀90与蒸发器72连接，饱和蒸汽管线70将第二多功能阀94与蒸发器74连接。分成两部分的抽吸管线98将蒸发器72和74与收集器歧管100相连，该歧管接到多个压缩机80上。将温度传感器102设置在分成两部分的抽吸管线98的第一部分104上，该传感器将信号传送给第一多功能阀90。将一个温度传感器106设置在分成两部分的抽吸管线98的第二部分108上，该传感器将信号传送给第二多功能阀94。在本发明的一个优选实施例中，可以将一个热源，例如热源25用到饱和蒸汽管线68和70上，以便确保进入蒸发器72和74中的传热流体是饱和蒸汽。
本领域的技术人员应当清楚，蒸汽压缩系统64可以进行各种改变和变换，以满足不同的制冷用途。例如，可以根据图5所示的一般方法在系统中增加两个以上的蒸发器。另外，在该制冷系统中可以有多个冷凝器和多个压缩机，以便进一步提高冷却能力。
图6示出的是根据本发明另一个实施例安装的多功能阀110。与上述多功能阀实施例相同，离开冷凝器的液态传热流体进入第一入口122，并在膨胀室152中膨胀。阀组件154计量传热流体的流动。在该实施例中，电磁阀122的电枢114伸进一个公共基座区116中。在制冷模式中，电枢114伸到公共底座区116的下部，冷的制冷剂流过通路118到达公共腔140，然后到达出口120。在除霜模式中，热蒸汽进入第二入口126，通过公共底座区116到达公共腔140，然后到达出口120。多功能阀110的元件数减少，这是因为设计时是用单个闸阀来控制通过该阀的热蒸汽流量和冷的蒸汽流量的。
在本发明的再一个实施例中，经多功能阀从液体管线出来的液化的传热流体的流量可以用一个安装在第一通路中的截止阀控制，以便控制该液化的传热流体进入饱和蒸汽管线中的流量。用一个设置在压缩机的入口附近的抽吸管线中的压力阀控制通过制冷系统的传热流体的流量。因此，本发明的多功能阀的各种功能可以由设置在制冷系统中的不同位置的各独立元件实现。本发明已经考虑了这些变化和变换。
本领域的技术人员应当清楚，这里所述的蒸汽压缩系统及其方法可以进行不同的配置。例如，可以将压缩机，冷凝器，多功能阀和蒸发器装在一个单独的单元中，并使其位于一个小型冷却器中。在这种应用中，冷凝器经小型冷却器的壁凸出，将冷却器外的环境空气用于对传热流体进行冷凝。
在另一种应用中，可以将本发明的蒸汽压缩系统及其方法用于房间或办公室的空调。在该应用中，由于蒸发器上的结冰通常不是问题，所有不需要进行除霜。
在再一种应用中，可以将本发明的蒸汽压缩系统及其方法用来对水进行冷却。在这种应用中，将蒸发器浸入需冷却的水中。另外，可以用管道泵送水，所述管道与蒸发器盘管紧配合。
在又一种应用中，可以将本发明的蒸汽压缩系统及其方法与另一个可以获得极低制冷温度的系统串联在一起。例如，可以将两个使用不同传热流体的系统连接在一起，使第一系统的蒸发器提供低温环境。第二系统的冷凝器处于低温环境中，用该冷凝器对第二系统中的传热流体进行冷凝。
图11-14示出的是多功能阀或装置225的另一个实施例，该多功能阀用标记225表示。该实施例的运行与图2-4以及图6所示的相同，在图2-4以及图6中是用标记18表示该多功能阀的。如图所示，该实施例包括一个主体或壳体226，该壳体最好做成单件结构，它包括一对带螺纹的突台227，228，这两个突台接收一对闸阀和轴环组合件，在图13中示出其中的一个，并用标记229表示。该组件包括一个带螺纹的轴环230、垫片231和电磁阀致动的闸阀接收件232，该接收件有一个中心孔233，中心孔接收作往复运动的阀销234，阀销包括一个弹簧235和装在阀座件238的孔237中的针阀件236，阀座件有一个弹性封件239，选择该封件的尺寸，使其密封地装在壳体226的槽240中。将阀座件241合适地装在阀座件238的凹槽242中。阀座件241包括一个与针阀件236配合的孔243，以便调节通过该孔的制冷剂流量。
在除霜循环时，第一入口244(对应于上述实施例的第一入口24)接收来自膨胀阀42的液体给料制冷剂，第二入口245(对应于上述实施例的第二入口26)接收来自压缩机12的热气体。在一个优选实施例中，如图16所示，多功能阀225包括一个第一入口244，出口248，公共腔246，膨胀阀42。在一个优选实施例中，膨胀阀42与第一入口244相连。阀体226包括一个公共腔246(对应于上述实施例的公共腔40)。膨胀阀42接收来自冷凝器14的制冷剂，然后制冷剂经入口244进入一个半圆形的槽247中，当打开闸阀229时，制冷剂进入公共腔246，并通过出口248(对应于上述实施例的出口41)离开多功能阀225。
如图11清楚地看到的那样，阀体226包括使第一入口244与公共腔246连通的第一通路249(对应于上述实施例的第一通路38)。同样，第二通路250(对应于上述实施例的第二通路48)使第二入口245与公共腔246连通。
就多功能阀或装置225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，多功能阀各元件的功能和运行方式相同。在一个优选实施例中，离开冷凝器14的液态传热流体通过膨胀阀42。当传热流体通过膨胀阀42时，传热流体从液体变成液体蒸汽混合物。作为液体蒸汽混合物的传热流体进入第一入口244，并在公共腔246中膨胀。在一个优选实施例中，传热流体朝离开传热流体流动的方向膨胀。当传热流体在公共腔246中膨胀时，传热流体中的液体与蒸气分离。然后传热流体离开公共腔246，离开公共腔246的传热流体最好是液体和蒸汽，其中大部分液体和大部分蒸汽分得很远。然后传热流体通过出口248，经过饱和蒸汽管线28后到达蒸发器16。在一个优选实施例中，如下详细所述，传热流体通过出口248，经第一蒸发管线328进入蒸发器16。从出口248流到蒸发器16的入口的传热流体最好是液体和蒸汽，其中大部分液体和大部分蒸汽分离。
在一个优选实施例中，可以用一对闸阀229来控制进入公共腔246的传热流体或热蒸汽的流量。在制冷模式中，将第一闸阀229打开，使制冷剂流过第一入口244，进入公共腔246后到达出口248。在除霜模式中，将第二闸阀229打开，使热蒸汽流过第二入口245，进入公共腔246后到达出口248。尽管在上述实施例中所描述的多功能阀225有多个闸阀229，但也可以将多功能阀225设计成只有一个闸阀。另外，所描述的多功能阀225有一个在除霜模式期间让热蒸汽流过的第二入口245，但也可以将多功能阀225设计成只有第一入口244。
在一个优选实施例中，如图15所示，多功能阀包括一个泄放管线251。泄放管线251与公共腔246相连，该管线使公共腔246中的传热流体运行到饱和蒸汽管线28或第一蒸汽管线328。在一个优选实施例中，泄放管线251使已经从液体蒸汽混合物中分离出的液体进入公共腔246，以运行到通过饱和蒸汽管线28或第一蒸汽管线328。泄放管线251最好连接到公共腔246的底面252，其中底面252是公共腔246离地最近的面。
在一个优选实施例中，在表A中规定了多功能阀225的尺寸，并且在图11-14示出了该多功能阀。将公共腔246的长度定义为从出口248到后壁253之间的距离。如图11所示，公共腔246的长度用字母G表示。如图11所示，公共腔246的第一部分与第二部分相邻，其中第一部分在出口248开始，第二部分结束于后壁253。第一入口244和出口248均与第一部分相连。传热流体通过第一入口244进入公共腔246，并到达公共腔246的第一部分内。在一个优选实施例中，第一部分的长度等于或不大于公共腔246长度的75％。第一部分的长度最好等于或不大于公共腔246长度的35％。
                   表A
             多功能阀的尺寸
尺寸             英寸             毫米
            (没有说明的所有  (没有说明的所有
            尺寸为+/-0.015)  尺寸为+/-0.381)
A                2.500               63.5
B                2.125              53.975
C                1.718              43.637
D1(直径)         0.812              20.625
D2(直径)         0.609              15.469
D3(直径)         1.688              42.875
D4(直径)    1.312(+/-0.002)    33.325(+/-0.051)
D5(直径)         0.531              13.487
E                0.406              10.312
F                1.062              26.975
G                4.500              114.3
H                5.000               127
I                0.781              19.837
J                2.500               63.5
K                1.250               31.75
L                0.466              11.836
M            0.812(+/-0.005)    20.6248(+/-0.127)
R1(半径)         0.125               3.175
在一个优选实施例中，如图16所示，传热流体通过膨胀阀42后进入蒸发器16的入口。在该实施例中，蒸发器16包括第一蒸发管线328，蒸发器盘管21和第二蒸发管线330。如图16所示，第一蒸发管线328位于出口248和蒸发器盘管21之间。第二蒸发管线330位于蒸发器盘管21和温度传感器32之间。蒸发器盘管21是所有能够吸热的常规盘管或装置。多功能阀18最好与蒸发器16相连，并且与之相邻。在一个优选实施例中，如图16所示，蒸发器16包括多功能阀18的一部分，例如包括第一入口244，出口248和公共腔246。膨胀阀42最好与蒸发器16相邻设置。离开膨胀阀42的传热流体在入口244处直接进入蒸发器16。当离开膨胀阀42的传热流体在入口244处进入蒸发器16时，传热流体的温度为蒸发温度，也就是说，传热流体一通过膨胀阀42就开始吸热。
传热流体一通过入口244，公共腔246和出口248时，该传热流体就进入第一蒸发管线328。第一蒸发管线328最好绝热。然后传热流体离开第一蒸发管线328，进入蒸发盘管21。传热流体一离开蒸发盘管21就进入第二蒸发管线330。传热流体在温度传感器32处离开第二蒸发管线330和蒸发器16。
蒸发器16中的每一个元件，例如饱和蒸汽管线28，多功能阀18，蒸发器盘管21最好吸热。在一个优选实施例中，当传热流体通过膨胀阀42时，该传热流体的温度处在蒸发器盘管21内的传热流体的20°F温度内。在另一个优选实施例中，蒸发器16中的每一个元件，例如饱和蒸汽管线28，多功能阀18和蒸发器盘管21内的传热流体的温度处在蒸发器16中的其它任何元件内的传热流体的20°F温度内。
正如本领域技术人员所知道的那样，上述制冷系统10的每一个元件，例如蒸发器16，液体管线22和抽吸管线30均可以按比例改变尺寸，以满足不同的负荷要求。
在一个优选实施例中，制冷系统10中的传热流体的制冷剂充注量等于或大于传统系统的制冷剂充注量。
虽然没有更详尽的细节，但可以相信，本领域的技术人员可以根据上面的描述，用本发明来达到其最完美的程度。下面的例子仅是对本发明进行描述，而不是对本发明构思的任何限制。
实例1
5英尺(1.52米)的Tyler家用箱式冷柜(Tyler ChestFreezer)的制冷回路中装有一个多功能阀，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。上述制冷回路装备有外管直径约为0.375英寸(0.953cm)、有效管长约为10英尺(3.048米)的饱和蒸汽管线。用一个制冷能力约为1/3吨(338kg)的Copeland气密封压缩机供能该制冷回路。将一个感温包固定在离压缩机约18英寸的抽吸管线上。回路中充装约28盎司(792g)的从DuPont公司购买的R-12制冷剂。制冷回路中还装备有从压缩机排放管线延伸到饱和蒸汽管线的旁路管线，以便进行正向除霜(见图1)。用装在制冷室中心的CPS温度传感器，地面以上约4英寸(10cm)根据“CPS DateLogger”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(21g cal/s)。多功能阀计量进入饱和蒸汽管线中的制冷剂温度约为20°F(-6.7℃)。设定感温包将抽吸管线中流动的蒸汽过热温度维持在约25°F(13.9℃)。压缩机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(118560N/m2)。
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(21g cal/s)。多功能阀计量进入饱和蒸汽管线中的流量约为2975英尺/分钟(907km/min)的制冷剂温度约为-5°F(-20.5℃)。设定感温包将抽吸管线中流动的蒸汽过热温度维持在约20°F(11.1℃)。压缩机将压力增高的制冷剂以流速为2299英尺/分钟(701m/min)排放到排放管线中，其冷凝温度约为115°F(46.1℃)，压力约为161磅/英寸2(110 977N/m2)。除了Tyler Chest冷冻机在除霜以后延迟4分钟为蒸发器盘管散热并将盘管上的水份排出外，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，约每分钟测量一次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I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备有用于除霜的旁路管线。旁路管线中装备有调节管线中的高温制冷剂流量的电磁阀。在该试验阶段，给电热元件通电，而不是给电磁阀通电。紧靠蒸发器入口安装一个标准膨胀阀，感温包固定到紧邻蒸发器出口的抽吸管线上。设定感温包以将抽吸管线中流动的蒸汽过热温度维持在约6°F(3.33℃)。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小时的试验期间，约每分钟测量一次Tyler Chest冷冻机中的环境空气温度。在试验阶段连续测量空气温度，而制冷系统按制冷模式和逆流除霜模式运行。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℃)。温度测量值示于下面的表I中。
传统系统-带有空气除霜的中温运行
上述Tyler家用箱式冷柜中装备有一个用于为膨胀阀提供适量液体的储器，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逆流除霜系统中的一样。设定感温包以将抽吸管线中流动的蒸汽过热温度维持在约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，约每分钟测量一次Tyler Chest冷冻机中的环境空气温度。在试验期间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I中。
                         表I
                     制冷温度°F(℃)
                XDX1)      XDX1)      传统2)     传统2)
                中温        低温        电除霜      空气除霜
平均            38.7/3.7    4.7/-15.2   39.7/4.3    39.6/4.2
标准偏差        0.8         0.8         4.1         4.5
漂移            0.7         0.6         16.9        20.4
范围            7.1         7.1         22.9        26.0
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。试验期间的标准偏差、变化和给出的温度测量范围比传统系统的小许多。该结果适合于XDX系统在中温和低温时的运行。
在除霜循环期间，对家用箱式冷柜中的温升进行监测，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II中。
                        表II
                 最高除霜温度°F(℃)
    XDX           传统        传统
    中温         电除霜       空气除霜
    44.6/6.9     55.0/12.8    58.4/14.7
实例II
如上所述配置的Tyler家用箱式冷柜，该冷柜中装备有电除霜电路。如上所述进行低温运行试验，测量制冷单元返回到制冷运行温度所需要的时间。然后使用蒸发器除霜用的电除霜电路单独进行试验。XDX系统和电除霜系统完成除霜和返回5°F(-15℃)运行设定温度所需要的时间列在下面的表III中。
                       表III
返回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
恢复时间(分钟)    24                  144
如上所述，用通过多功能阀进行正流除霜的XDX系统只要很少的时间就完全对蒸发器除霜，而且用很少的时间就可以到返回到制冷温度。
因而很清楚，本发明提供的蒸汽压缩系统充分显示了上述优点，尽管本发明是结合具体实施例进行描述的，但本发明并不限于这些实施例。本领域技术人员应当明白，在不超出本发明精神的前提下，可以进行各种变化和改进。例如，可以使用非卤化制冷剂，例如氨等，因此，所有这些变化和改进都包括在本发明中，这些变化和改进均在后附的权利要求书及其等同物的范围内。

Claims (76)

1.一种蒸汽压缩系统，它包括：
用于使传热流体的压力和温度升高的压缩机；
使传热流体液化的冷凝器；
将周围环境热量传递给传热流体的蒸发器；
具有第一入口和第二入口以及一个出口的多功能阀；
将多功能阀的出口连接到蒸发器的入口的饱和蒸汽管线；
将冷凝器连接到多功能阀的第一入口的液体管线；
将压缩机连接到多功能阀的第二入口的排放管线；
将蒸发器连接到压缩机的抽吸管线；和
安装在抽吸管线上且与多功能阀运行连接的温度传感器，
其中饱和蒸汽管线的长度足以在传热流体进入蒸发器之前使传热流体的大部分蒸发。
2.根据权利要求1所述的蒸汽压缩系统，其中，上述多功能阀包括：
一个与第一入口相连的第一通路，第一通路由第一电磁阀控制；
一个与第二入口相连的第二通路，第二通路由第二电磁阀控制；和
一个位于第一通路中并由温度传感器致动的机械计量阀。
3.根据权利要求1所述的蒸汽压缩系统，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，多功能阀和温度传感器装在该单元壳体中，其中将蒸发器装在制冷室中。
4.根据权利要求1所述的蒸汽压缩系统，其中，上述压缩机包括多个压缩机，每个压缩机通过一个入口歧管与抽吸管线相连，而且每个压缩机通到一个总歧管上，该总歧管与排放管线相连。
5.根据权利要求1所述的蒸汽压缩系统，其还包括：
多个蒸发器；
多个多功能阀；
多个饱和蒸汽管线，其中每个饱和蒸汽管线将多个多功能阀中的一个与多个蒸发器中的一个相连；
多个抽吸管线，其中每个抽吸管线将多个蒸发器中的一个蒸发器与压缩机相连；
其中多个抽吸管线的每一个具有安装在其上的温度传感器，传感器将信号传送给多个多功能阀中的一个选定的多功能阀。
6.一种蒸汽压缩系统，它包括：
蒸发器；
构成用于接收来自蒸发器的传热流体并将高温高压传热流体排出的压缩机；
构成用于在入口接收来自压缩机的传热流体的冷凝器，该冷凝器排出液态的传热流体；
构成用于接收在第一入口为液态，在第二入口为蒸汽的传热流体的多功能阀；
其中上述多功能阀包括：一个与第一入口相连的由一第一阀控制的第一通路，第一通路中设置一个计量阀，一个与第二入口连接的由第二阀控制的第二通路，以及一个公共腔；和
其中第一和第二通路终止在公共腔；
与冷凝器及多功能阀的第一入口相连的液体管线；和
分成两部分的排放管线，该管线与压缩机相连，它的第一部分与冷凝器相连，而其第二部分与多功能阀的第二入口相连。
7.根据权利要求6所述的蒸汽压缩系统，其中，上述第一和第二阀包括电磁阀。
8.根据权利要求6所述的蒸汽压缩系统，其还包括一个将蒸发器与压缩机相连的抽吸管线，和一个位于抽吸管线中的压力调节阀，其中多功能阀中的第一阀包括一个截止阀。
9.根据权利要求6所述的蒸汽压缩系统，其还包括一个将蒸发器与压缩机相连的抽吸管线，和一个装在抽吸管线中并与多功能阀运行相连的温度传感器。
10.根据权利要求6所述的蒸汽压缩系统，其还包括：
多个蒸发器；
多个多功能阀；
多个饱和蒸汽管线，其中每个饱和蒸汽管线将多个多功能阀中的一个多功能阀与多个蒸发器中的一个蒸发器相连；
多个抽吸管线，其中每个抽吸管线将多个蒸发器中的一个蒸发器与压缩机相连；
其中多个吸收管线的每一个具有安装在其上的温度传感器，传感器将信号传送给多个多功能阀中的一个选定的多功能阀。
11.一种蒸汽压缩系统的运行方法，该方法包括：
提供多功能阀，该多功能阀具有用于接收液态传热流体的第一入口，用于接收气态传热流体的第二入口，一个将第一入口与一个公共腔相连并由一第一阀控制的第一通路，第一通路中有一个计量阀，和一个将第二入口与公共腔相连的第二通路，该第二通路由第二阀控制；
将传热流体压缩到高温高压，使传热流体经第一排放管线流到冷凝器，而经第二排放管线流到多功能阀的第二入口，并流过多功能阀的第一通路；
使传热流体通过一个液体管线从冷凝器流到多功能阀的第一入口，
其中使传热流体在计量阀中经受体积膨胀；
将传热流体收集在公共腔中，并使传热流体经一个饱和蒸汽管线流到一个蒸发器，
其中传热流体在饱和蒸汽管线中的流速以及饱和蒸汽管线在多功能阀和蒸发器之间的长度足以使传热流体在进入蒸发器以前将大部分传热流体蒸发，以形成饱和蒸汽，
其中蒸发器中基本为饱和蒸汽，和
其中将周围环境的热量传递给饱和蒸汽；以及
使饱和蒸汽经一个抽吸管线返回到压缩机。
12.根据权利要求11的方法，其中，给蒸发器除霜的过程包括将多功能阀中的第一阀关闭，而将其第二阀打开，从而停止传热流体在第一通路中流动，以开始传热流体从压缩机经第二通路到公共腔的流动。
13.根据权利要求11的方法，其中，使热量传递到饱和蒸汽管线的过程包括：
测量紧靠压缩机的某一部位处的抽吸管线中的传热流体温度；和
向多功能阀发送信号，以便致动计量阀。
14.根据权利要求11的方法，其还包括使传热流体的流量约为3-5磅/分钟(1.36-2.27kg/min)，其中传热流体包括从R-12和R-22构成的组中选择出的一种流体。
15.根据权利要求14的方法，其中，确定蒸发器的尺寸，以便得到约12000Btu/小时(84g cal/s)的冷却负荷。
16.根据权利要求14的方法，其中，传热流体流过饱和蒸汽管线的流速约为2500(76m/min)-3700英尺/分钟(1128m/min)。
17.一种通过使传热流体流动对周围环境散热的蒸汽压缩系统，该蒸汽压缩系统包括：
压缩机；
冷凝器；
使压缩机和冷凝器相连的排放管线；
蒸发器；
将蒸发器连接到冷凝器的抽吸管线；
膨胀阀；
将冷凝器连接到膨胀阀的液体管线；和
使膨胀阀和蒸发器相连的饱和蒸汽管线，其中饱和蒸汽管线的特征在于其直径和长度，其中饱和蒸汽管线的直径和长度足以在传热流体输送到蒸发器之前使其基本全部转变成为饱和蒸汽。
18.根据权利要求17所述的蒸汽压缩系统，其中，膨胀阀包括一个多功能阀，该多功能阀有一第一膨胀室和一第二膨胀室，该多功能阀还包括一个使第一膨胀室和第二膨胀室相连的通路，从而使液化的传热流体在第一膨胀室中经受第一次体积膨胀，并在第二膨胀室中经受第二次体积膨胀。
19.根据权利要求18所述的蒸汽压缩系统，其中，饱和蒸汽管线的直径和长度足以使大部分R-12以3-5磅/分钟(1.36-2.27kg/min)的速率转变成饱和蒸汽。
20.根据权利要求18所述的蒸汽压缩系统，其中，多功能阀还包括一第二通路，该第二通路使排放管线从压缩机连接到饱和蒸汽管线，该多功能阀的第二通路中还包括一个闸阀，以便在闸阀打开时离开压缩机的热蒸汽可以流到饱和蒸汽管线中。
21.一种用于产生基本饱和的蒸汽的多功能阀，该多功能阀包括：
使流体进入第一膨胀室的入口；
使流体从第二膨胀室排出的出口；
使第一膨胀室和第二膨胀室相互连通的通路；
设置在通路中的闸阀，该闸阀位于第一膨胀室和第二膨胀室之间；和
设置在上述第一膨胀室中并与相邻入口相通的膨胀阀。
22.根据权利要求21所述的多功能阀，其中，上述膨胀阀还包括一个阀组件，该组件有一部分突入到通路中，用以调节进入第一膨胀室中的流体量。
23.根据权利要求21所述的多功能阀，其中，闸阀包括一个电磁阀。
24.根据权利要求21所述的多功能阀，其中，将第一膨胀室和第二膨胀室以及使第一膨胀室和第二膨胀室相连的通路的布置成，使进入第一膨胀室中的液化的传热流体在该第一膨胀室中经受第一次体积膨胀，并在第二膨胀室中经受第二次体积膨胀，而离开第二膨胀室的传热流体为基本饱和的蒸汽。
25.根据权利要求21所述的多功能阀，其还包括：
一第二入口；
一个使第二入口与第二膨胀室相连的第二通路；和
一个设置在第二通路中的第二闸阀。
26.一种用于产生基本饱和的蒸汽的多功能阀，该多功能阀包括：
阀体，阀体中有一个公共腔和一个与公共腔相连的通路，公共腔有一个将基本饱和的蒸汽排出的出口；
一个与阀体相连的膨胀室，膨胀室的第一端有一个接收液化的传热流体的第一入口，而其第二端有一个与通路相连的出口；和
一个位于膨胀室中与入口相邻的膨胀阀，该膨胀阀有一个突伸入通路中的阀组件，用以调节进入膨胀室中的液化的传热流体的流量。
27.根据权利要求26所述的多功能阀，其还包括一个管道，管道的入口端与膨胀室的第二端相连，其出口端部分地伸入阀体中的通路内。
28.根据权利要求26所述的多功能阀，其还包括一个闸阀，该闸阀位于处在膨胀室和公共腔之间的通路中。
29.根据权利要求28所述的多功能阀，其还包括：
一个在阀体中的第二入口；
一个在阀体中的使第二入口与公共腔相连的第二通路；和
一个位于第二通路中的第二闸阀。
30.根据权利要求29所述的多功能阀，其中，将第二入口和第二通路布置成能接收高压蒸汽和将高压蒸汽传送到公共腔。
31.在一种蒸汽压缩系统中，该蒸汽压缩系统包括一个压缩机，该压缩机通过一个抽吸管线接收传热流体，该压缩机与一个冷凝器相连，冷凝器通过一个液体管线排出传热流体，一种产生基本饱和的蒸汽的系统包括：
用于接收压力明显增高的液体的传热流体的第一装置；
用于使至少部分高压液体蒸发形成饱和蒸汽的装置；
用于调节通过蒸发装置的传热流体流量的装置；
用于收集传热流体的装置；
一个使流体从蒸发装置流到收集装置的第一通路；
在第一通路中的用于使传热流体停止从中流过的装置；
用于接收作为高压蒸汽的传热流体的第二装置；
一个使流体从第二装置流到收集装置的第二通路；
在第二通路中的用于使传热流体停止从中流过的装置；
其中将收集装置做成能将收集到的基本为饱和蒸汽的传热流体通过第一通路排出，并将其做成能将收集到的作为高压蒸汽的传热流体通过第二通路排出。
32.根据权利要求31所述的装置，其中，在第一通路中的装置和在第二通路中的用于使传热流体停止流动的装置包括电磁阀。
33.根据权利要求31所述的装置，其中，在第一通路中的用于使传热流体停止流动的装置包括一个位于液体管线中的截止阀。
34.根据权利要求31所述的装置，其中，调节装置包括一个设置在蒸发装置中的热敏元件。
35.根据权利要求31所述的装置，其中，调节装置包括一个设置在抽吸管线中的压力阀。
36.一种通过液体管线或压缩机旁路管线接收传热流体以及用于将基本饱和的蒸汽或高压蒸汽的传热流体排出的系统，该系统包括：
一第一室，该第一室有一个用于接收液化的传热流体的第一入口；
一第二室；
一个将第一室和第二室相互连通的第一通路；
一个连接到第二室的第二通路，以便使高压传热流体流到第二室；
一个构成用于调节通过第一室的传热流体流量的热敏元件；
一个可运行的使通过第一通路的传热流体停止流动的第一闸阀；
一个可运行的使通过第二通路的传热流体停止流动的第二闸阀；和
一个在第二室中的出口，该出口用于将从第一室接收的为基本饱和的蒸汽的传热流体排出，该出口还将通过第二通路接收的为高压蒸汽的传热流体排出。
37.根据权利要求36所述的系统，其中，热敏元件包括位于液体管线中的压力阀。
38.根据权利要求36所述的系统，其中，热敏元件包括位于第一室中的膨胀阀。
39.根据权利要求36所述的系统，其中，第一闸阀包括一个位于第一通路中的截止阀。
40.根据权利要求36所述的系统，其中，第一闸阀包括一个位于第一通路中的电磁阀。
41.一种蒸汽压缩系统，它包括：
一个用于使传热流体的压力和温度升高的压缩机；
一个使传热流体液化的冷凝器；
一个将周围环境热量传递给传热流体的蒸发器；
一个具有一个入口和一个出口使传热流体膨胀的膨胀阀；
一个将压缩机连接到冷凝器的排放管线；；
一个将冷凝器连接到膨胀阀的入口的液体管线；
一个将膨胀阀的出口连接到蒸发器的饱和蒸汽管线；
一个施加到饱和蒸汽管线上的热源，其中热源在传热流体进入蒸发器以前足以使该传热流体的一部分蒸发；和
一个将蒸发器连接到压缩机的抽吸管线。
42.根据权利要求41所述的蒸汽压缩系统，其中，热源是一个主动热源。
43.根据权利要求41所述的蒸汽压缩系统，其还包括一个安装在抽吸管线上的且与膨胀阀运行连接的计量装置。
44.根据权利要求41所述的蒸汽压缩系统，其中，冷凝器将热传给周围环境，其中热源包括从冷凝器传到周围环境的热。
45.根据权利要求41所述的蒸汽压缩系统，其中，排放管线将热传给周围环境，其中热源包括从排放管线传到周围环境的热。
46.根据权利要求41所述的蒸汽压缩系统，其中，刚离开蒸发器的传热流体的一部分是液态。
47.根据权利要求41所述的蒸汽压缩系统，其中，至少约5％的传热流体在进入蒸发器以前蒸发，其中传热流体在刚离开蒸发器时的至少约1％为液态。
48.根据权利要求41所述的蒸汽压缩系统，其还包括一个控制单元和一个制冷室，其中将压缩机和冷凝器装在控制单元中，其中将蒸发器，膨胀阀和温度传感器装在制冷室中。
49.根据权利要求41所述的蒸汽压缩系统，其中，压缩机包括多个压缩机，每一个压缩机通过一个入口歧管与抽吸管线相连，每一个压缩机通到一个总歧管中，所述总歧管与排放管线相连。
50.根据权利要求41所述的蒸汽压缩系统，其中，膨胀阀包括一个多功能阀，该多功能阀有一第一膨胀室和一第二膨胀室，以及一个将第一膨胀室和第二膨胀室相连的通路，从而使液化的传热流体在第一膨胀室中经受第一次体积膨胀，并在第二膨胀室中经受第二次体积膨胀。
51.一种蒸汽压缩系统，它包括：
一个用于使传热流体的压力和温度升高的压缩机；
一个使传热流体液化的冷凝器；
一个将周围环境热量传递给传热流体的蒸发器；
一个具有第一入口和第二入口及一个出口的多功能阀；
一个将压缩机连接到多功能阀的第二入口的排放管线；；
一个将冷凝器连接到多功能阀的第一入口的液体管线；
一个将多功能阀的出口连接到蒸发器的入口的饱和蒸汽管线，
其中还包括一个施加到饱和蒸汽管线上的热源；
一个将蒸发器连接到压缩机的抽吸管线；和
一个装在抽吸管线上并与多功能阀运行连接的计量装置；
其中热源在传热流体进入蒸发器以前足以使该传热流体的一部分蒸发。
52.根据权利要求51所述的蒸汽压缩系统，其中，多功能阀包括：
一个与第一入口相连的第一通路，第一通路由第一电磁阀控制；
一个与第二入口相连的第二通路，第二通路由第二电磁阀控制；和
一个位于第一通路中并由温度传感器致动的机械计量阀。
53.根据权利要求51所述的蒸汽压缩系统，其还包括一个控制单元和一个制冷室，其中将压缩机和冷凝器装在控制单元中，将蒸发器，多功能阀和温度传感器装在制冷室中。
54.根据权利要求51所述的蒸汽压缩系统，其还包括：
多个蒸发器；
多个多功能阀；
多个饱和蒸汽管线，其中每个饱和蒸汽管线将多个多功能阀中的一个与多个蒸发器中的一个相连，其中将一个热源施加到多个饱和蒸汽管线的每一个上；
多个抽吸管线，其中每个抽吸管线将多个蒸发器中的一个与压缩机相连；
其中多个吸收管线的每一个具有安装在其上的温度传感器，传感器将信号传送给多个多功能阀中的一个选定的多功能阀。
55.一种蒸汽压缩系统的运行方法，该方法包括：
提供一个压缩机，该压缩机将传热流体压缩到高温高压，并使传热流体经过一个排放管线流到一个冷凝器；
使传热流体经一个液体管线从冷凝器流到一个膨胀阀的入口；
在膨胀阀的入口接收液态的传热流体；
在膨胀阀中将传热流体转变成低压状态，其中传热流体在膨胀阀中经受体积膨胀；
使传热流体从膨胀阀的出口通过饱和蒸汽管线流到蒸发器的入口；
将一个热源施加到饱和蒸汽管线上；
在蒸发器的入口接收饱和蒸汽状态的传热流体；
其中传热流体在饱和蒸汽管线中的流速以及施加到饱和蒸汽管线上的热源足以使传热流体在进入蒸发器以前将大部分传热流体蒸发，以形成饱和蒸汽，其中蒸发器中基本为饱和蒸汽，和
其中通过一个抽吸管线将饱和蒸汽返回到压缩机。
56.根据权利要求55所述的方法，其中，使传热流体流到饱和蒸汽管线的过程包括：
测量紧靠压缩机某一部位处的抽吸管线中的传热流体的温度；和
向膨胀阀发送信号。
57.根据权利要求55所述的方法，其中，在传热流体进入蒸发器以前，至少约有5％的传热流体蒸发，一旦离开蒸发器，则传热流体的一部分是液态。
58.一种通过使传热流体流动从周围环境传热的蒸汽压缩系统，该蒸汽压缩系统包括：
一个压缩机；
一个冷凝器；
一个使压缩机和冷凝器相连的排放管线；
一个蒸发器；
一个将蒸发器连接到压缩机的抽吸管线；
一个膨胀阀；
一个将冷凝器连接到膨胀阀的液体管线；和
一个使膨胀阀和蒸发器相连的饱和蒸汽管线；和
一个施加于饱和蒸汽管线上的热源，其中热源足以在传热流体输送到蒸发器之前使其基本上转变成饱和蒸汽。
59.根据权利要求58所述的蒸汽压缩系统，其中，膨胀阀包括一个多功能阀，该多功能阀有一第一膨胀室和一第二膨胀室，该多功能阀还包括一个使第一膨胀室和第二膨胀室相连的通路，从而使液化的传热流体在第一膨胀室中经受第一次体积膨胀，并在第二膨胀室中经受第二次体积膨胀。
60.根据权利要求59所述的蒸汽压缩系统，其中，多功能阀还包括一第二通路，该通路使排放管线从压缩机连接到饱和蒸汽管线，该多功能阀的第二通路中设有一个闸阀，以便在闸阀打开时离开压缩机的热蒸汽可以流到饱和蒸汽管线中。
61.一种用于产生基本饱和的蒸汽的回复阀，该回复阀包括：
一个使传热流体进入到一个公共腔的第一入口；
一个使传热流体从公共腔排出的第一出口；
一个与入口相邻的膨胀阀，该膨胀阀使传热流体的体积膨胀后进入公共腔；和
一个施加到公共腔上的热源，其中热源足以在传热流体进入蒸发器之前使其一部分蒸发。
62.根据权利要求61所述的回复阀，其中，通过增加来自热源的热量，使公共腔中的传热流体从低品位液体蒸汽混合物转变成高品位液体蒸汽混合物。
63.根据权利要求61所述的回复阀，其中，热源是主动热源。
64.根据权利要求63所述的回复阀，其中，上述主动热源包括从压缩机传递给周围环境的热。
65.根据权利要求61所述的回复阀，其还包括：
一第二入口，该第二入口使高温传热流体进入第二通路，第二通路与公共腔相邻；和
一第二出口，该第二出口使高温传热流体离开第二通路。
66.根据权利要求65所述的回复阀，其中，第二入口与压缩机的排放管线相连。
67.根据权利要求65所述的回复阀，其中，第二出口与冷凝器的入口相连。
68.根据权利要求61所述的回复阀，其还包括：
一第三入口，该第三入口使高温传热流体进入公共腔；
一第一闸阀，当其处于关闭位置时，能够使传热流体停止流过公共腔，该第一闸阀位于公共室的第一入口附近；和
一第二闸阀，当其处于打开位置时，能够使高温传热流体流过公共室，该第二闸阀位于公共腔的第三入口附近。
69.根据权利要求68所述的回复阀，其中，通过使第一闸阀处于关闭位置而第二闸阀处于打开位置，该回复阀就能为蒸发器除霜。
70.一种蒸汽压缩系统，它包括：
一个用于使传热流体的压力和温度升高的压缩机；
一个使传热流体液化的冷凝器；
一个将周围环境热量传递给传热流体的蒸发器；
一个具有一个入口和一个出口，使传热流体膨胀的回复阀；
一个将压缩机连接到冷凝器的排放管线；
一个将冷凝器连接到回复阀的入口的液体管线；
一个将回复阀的出口连接到蒸发器的饱和蒸汽管线；
一个施加到回复阀上的热源，其中该热源足以在传热流体进入蒸发器之前使其一部分蒸发；和
一个将蒸发器连接到压缩机的抽吸管线。
71.一种蒸汽压缩系统的运行方法，该方法包括：
提供一个压缩机，该压缩机将传热流体压缩到高温高压，使传热流体经过一个排放管线流到冷凝器；
使传热流体经一个液体管线从冷凝器流到膨胀阀的入口；
在膨胀阀的入口接收液态的传热流体；
在膨胀阀中将传热流体转变成低压状态，其中传热流体在膨胀阀中经受体积膨胀；
使传热流体从膨胀阀的出口通过饱和蒸汽管线流到蒸发器的入口；
在传热流体通过膨胀阀以后以及在传热流体进入蒸发器以前，将一个热源施加到传热流体上；
在蒸发器的入口接收传热流体；
其中施加到传热流体上的热源在该传热流体进入蒸发器以前足以将部分传热流体蒸发，以形成饱和蒸汽，其中蒸发器中基本充满饱和蒸汽；和
通过一个抽吸管线将饱和蒸汽返回到压缩机。
72.一种用于产生传热流体的膨胀阀，其中大部分液体与大部分蒸汽分开，该膨胀阀包括：
一个使传热流体进入到一个对传热流体进行膨胀的公共腔的入口，该公共腔的第一部分与第二部分相邻，其中第一部分包括所述入口和一个出口，而第二部分包括一个与出口相对的后壁；
一个使传热流体从公共腔排出的出口。
73.根据权利要求72所述的膨胀阀，其中，第一部分的长度不大于公共腔的长度的75％左右。
74.一种蒸汽压缩系统，它包括：
一个用于使传热流体的压力和温度升高的压缩机；
一个使传热流体液化的冷凝器；
一个将周围环境热量传递给传热流体的蒸发器，该蒸发器包括一个第一蒸发管线，一个蒸发盘管和一个第二蒸发管线；
一个具有一个入口和一个出口的多功能阀，该多功能阀使传热流体膨胀，多功能阀与蒸发器相连；
一个将压缩机连接到冷凝器的排放管线；
一个将冷凝器连接到回复阀的入口的液体管线；和
一个将蒸发器连接到压缩机的抽吸管线。
75.根据权利要求74所述的蒸汽压缩系统，其中，蒸发器还包括多功能阀的一部分。
76.根据权利要求74所述的蒸汽压缩系统，其中，多功能阀与蒸发器相邻。
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US09/228696 1999-01-12
US09/228,696 US6314747B1 (en) 1999-01-12 1999-01-12 Vapor compression system and method
US09/431,830 US6185958B1 (en) 1999-11-02 1999-11-02 Vapor compression system and method
US09/431830 1999-11-02
US09/443,071 US6644052B1 (en) 1999-01-12 1999-11-18 Vapor compression system and method
US09/443071 1999-11-18

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AU (1) AU759907B2 (zh)
BR (1) BR0007811B1 (zh)
CA (1) CA2358461C (zh)
CZ (1) CZ301186B6 (zh)
DE (1) DE60035409T2 (zh)
IL (1) IL144148A0 (zh)
MX (1) MXPA01007080A (zh)
WO (1) WO2000042363A1 (zh)

Cited By (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN105074359A (zh) * 2013-02-25 2015-11-18 三菱电机株式会社 空气调节装置
CN105980795A (zh) * 2013-10-17 2016-09-28 开利公司 用于制冷系统的电机和驱动器布置

Families Citing this family (21)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
EP1396362A1 (de) * 2002-09-05 2004-03-10 Ford Global Technologies, Inc., A subsidiary of Ford Motor Company Klimaanlage für ein Kraftfahrzeug
US20060225350A1 (en) * 2005-01-28 2006-10-12 John Spallone Systems and methods for controlling hydrogen generation
KR100656083B1 (ko) * 2005-01-31 2006-12-11 엘지전자 주식회사 공조기의 열교환기
AT500939B1 (de) * 2005-06-08 2006-11-15 Aht Cooling Systems Gmbh Kühlgerät
US8157951B2 (en) * 2005-10-11 2012-04-17 Applied Materials, Inc. Capacitively coupled plasma reactor having very agile wafer temperature control
US8034180B2 (en) * 2005-10-11 2011-10-11 Applied Materials, Inc. Method of cooling a wafer support at a uniform temperature in a capacitively coupled plasma reactor
US7988872B2 (en) * 2005-10-11 2011-08-02 Applied Materials, Inc. Method of operating a capacitively coupled plasma reactor with dual temperature control loops
US8092638B2 (en) * 2005-10-11 2012-01-10 Applied Materials Inc. Capacitively coupled plasma reactor having a cooled/heated wafer support with uniform temperature distribution
US20070091540A1 (en) * 2005-10-20 2007-04-26 Applied Materials, Inc. Method of processing a workpiece in a plasma reactor using multiple zone feed forward thermal control
JP2007139209A (ja) * 2005-11-14 2007-06-07 Denso Corp 冷凍サイクル用圧力制御弁
CN101965492B (zh) * 2008-05-15 2015-02-25 Xdx创新制冷有限公司 减少除霜的浪涌式蒸汽压缩传热系统
US20090293523A1 (en) * 2008-06-02 2009-12-03 Dover Systems, Inc. System and method for using a photovoltaic power source with a secondary coolant refrigeration system
US9657973B2 (en) 2008-06-02 2017-05-23 Hill Phoenix, Inc. Refrigeration system with photovoltaic power source
US8156750B2 (en) * 2008-07-29 2012-04-17 Agri Control Technologies, Inc. Dynamic superheat control for high efficiency refrigeration system
AU2011258052B2 (en) 2010-05-27 2016-06-16 XDX Global, LLC Surged heat pump systems
US9657977B2 (en) 2010-11-17 2017-05-23 Hill Phoenix, Inc. Cascade refrigeration system with modular ammonia chiller units
US9664424B2 (en) 2010-11-17 2017-05-30 Hill Phoenix, Inc. Cascade refrigeration system with modular ammonia chiller units
US9541311B2 (en) * 2010-11-17 2017-01-10 Hill Phoenix, Inc. Cascade refrigeration system with modular ammonia chiller units
US9234685B2 (en) 2012-08-01 2016-01-12 Thermo King Corporation Methods and systems to increase evaporator capacity
US10215465B2 (en) * 2015-10-30 2019-02-26 Heatcraft Refrigeration Products Llc Systems and methods for low load compressor operations
US10955164B2 (en) 2016-07-14 2021-03-23 Ademco Inc. Dehumidification control system

Family Cites Families (181)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US1907885A (en) 1927-06-07 1933-05-09 John J Shively Refrigeration system and method
US2084755A (en) * 1935-05-03 1937-06-22 Carrier Corp Refrigerant distributor
US2164761A (en) * 1935-07-30 1939-07-04 Carrier Corp Refrigerating apparatus and method
US2323408A (en) * 1935-11-18 1943-07-06 Honeywell Regulator Co Air conditioning system
US2112039A (en) 1936-05-05 1938-03-22 Gen Electric Air conditioning system
US2200118A (en) * 1936-10-15 1940-05-07 Honeywell Regulator Co Air conditioning system
US2126364A (en) * 1937-07-14 1938-08-09 Young Radiator Co Evaporator distributor head
US2229940A (en) * 1939-12-28 1941-01-28 Gen Electric Refrigerant distributor for cooling units
US2471448A (en) 1941-03-18 1949-05-31 Int Standard Electric Corp Built-in heat exchanger in expansion valve structure
US2571625A (en) 1943-12-14 1951-10-16 George E Seldon Thermal and auxiliary valve combination
US2520191A (en) * 1944-06-16 1950-08-29 Automatic Products Co Refrigerant expansion valve
US2467519A (en) * 1945-01-05 1949-04-19 Borghesan Henri Heating and cooling plant
US2539062A (en) 1945-04-05 1951-01-23 Dctroit Lubricator Company Thermostatic expansion valve
US2596036A (en) 1945-05-12 1952-05-06 Alco Valve Co Hot-gas valve
US2547070A (en) 1947-03-26 1951-04-03 A P Controls Corp Thermostatic expansion valve
US2511565A (en) * 1948-03-03 1950-06-13 Detroit Lubricator Co Refrigeration expansion valve
US2707868A (en) * 1951-06-29 1955-05-10 Goodman William Refrigerating system, including a mixing valve
US2755025A (en) 1952-04-18 1956-07-17 Gen Motors Corp Refrigeration expansion valve apparatus
US2771092A (en) 1953-01-23 1956-11-20 Alco Valve Co Multi-outlet expansion valve
US2944411A (en) * 1955-06-10 1960-07-12 Carrier Corp Refrigeration system control
US2856759A (en) 1955-09-26 1958-10-21 Gen Motors Corp Refrigerating evaporative apparatus
US2922292A (en) 1956-05-03 1960-01-26 Sporlan Valve Co Valve assembly for a refrigeration system
US3007681A (en) 1957-10-04 1961-11-07 John D Keller Recuperators
US2960845A (en) 1958-01-31 1960-11-22 Sporlan Valve Co Refrigerant control for systems with variable head pressure
US3060699A (en) 1959-10-01 1962-10-30 Alco Valve Co Condenser pressure regulating system
US3014351A (en) 1960-03-16 1961-12-26 Sporlan Valve Co Refrigeration system and control
US3150498A (en) 1962-03-08 1964-09-29 Ray Winther Company Method and apparatus for defrosting refrigeration systems
US3194499A (en) 1962-08-23 1965-07-13 American Radiator & Standard Thermostatic refrigerant expansion valve
US3138007A (en) 1962-09-10 1964-06-23 Hussmann Refrigerator Co Hot gas defrosting system
US3257822A (en) 1964-09-04 1966-06-28 Gen Electric Air conditioning apparatus for cooling or dehumidifying operation
US3316731A (en) 1965-03-01 1967-05-02 Lester K Quick Temperature responsive modulating control valve for a refrigeration system
US3343375A (en) 1965-06-23 1967-09-26 Lester K Quick Latent heat refrigeration defrosting system
US3402566A (en) 1966-04-04 1968-09-24 Sporlan Valve Co Regulating valve for refrigeration systems
US3392542A (en) 1966-10-14 1968-07-16 Larkin Coils Inc Hot gas defrostable refrigeration system
US3427819A (en) 1966-12-22 1969-02-18 Pet Inc High side defrost and head pressure controls for refrigeration systems
US3464226A (en) 1968-02-05 1969-09-02 Kramer Trenton Co Regenerative refrigeration system with means for controlling compressor discharge
US3967782A (en) 1968-06-03 1976-07-06 Gulf & Western Metals Forming Company Refrigeration expansion valve
US3520147A (en) 1968-07-10 1970-07-14 Whirlpool Co Control circuit
US3638447A (en) 1968-09-27 1972-02-01 Hitachi Ltd Refrigerator with capillary control means
US3792594A (en) 1969-09-17 1974-02-19 Kramer Trenton Co Suction line accumulator
US3683637A (en) 1969-10-06 1972-08-15 Hitachi Ltd Flow control valve
US3727423A (en) 1969-12-29 1973-04-17 Evans Mfg Co Jackes Temperature responsive capacity control device
US3638444A (en) 1970-02-12 1972-02-01 Gulf & Western Metals Forming Hot gas refrigeration defrost structure and method
US3633378A (en) 1970-07-15 1972-01-11 Streater Ind Inc Hot gas defrosting system
US3631686A (en) 1970-07-23 1972-01-04 Itt Multizone air-conditioning system with reheat
US4398396A (en) 1970-07-29 1983-08-16 Schmerzler Lawrence J Motor-driven, expander-compressor transducer
US3822562A (en) 1971-04-28 1974-07-09 M Crosby Refrigeration apparatus, including defrosting means
US3708998A (en) 1971-08-05 1973-01-09 Gen Motors Corp Automatic expansion valve, in line, non-piloted
US3785163A (en) 1971-09-13 1974-01-15 Watsco Inc Refrigerant charging means and method
US3948060A (en) 1972-05-24 1976-04-06 Andre Jean Gaspard Air conditioning system particularly for producing refrigerated air
US3798920A (en) 1972-11-02 1974-03-26 Carrier Corp Air conditioning system with provision for reheating
US3866427A (en) 1973-06-28 1975-02-18 Allied Chem Refrigeration system
DE2333158A1 (de) 1973-06-29 1975-01-16 Bosch Siemens Hausgeraete Kuehlgeraet, insbesondere konvektiv durch luftumwaelzung gekuehlter no-frostkuehlschrank
DK141670C (da) 1973-08-13 1980-10-20 Danfoss As Termostatisk ekspansionsventil til koeleanlaeg
SE416347B (sv) 1973-12-04 1980-12-15 Knut Bergdahl Sett och anordning for avfrostning av vermevexlare
US3934424A (en) 1973-12-07 1976-01-27 Enserch Corporation Refrigerant expander compressor
US3967466A (en) 1974-05-01 1976-07-06 The Rovac Corporation Air conditioning system having super-saturation for reduced driving requirement
US3927829A (en) * 1974-07-05 1975-12-23 Emerson Electric Co Thermostatic expansion valve
US3921413A (en) 1974-11-13 1975-11-25 American Air Filter Co Air conditioning unit with reheat
DE2458981C2 (de) 1974-12-13 1985-04-18 Bosch-Siemens Hausgeräte GmbH, 7000 Stuttgart Kühlmöbel, insbesondere No-Frost Kühlschrank
US3965693A (en) 1975-05-02 1976-06-29 General Motors Corporation Modulated throttling valve
US4003798A (en) 1975-06-13 1977-01-18 Mccord James W Vapor generating and recovering apparatus
US4151722A (en) 1975-08-04 1979-05-01 Emhart Industries, Inc. Automatic defrost control for refrigeration systems
US4003729A (en) 1975-11-17 1977-01-18 Carrier Corporation Air conditioning system having improved dehumidification capabilities
US4167102A (en) 1975-12-24 1979-09-11 Emhart Industries, Inc. Refrigeration system utilizing saturated gaseous refrigerant for defrost purposes
DE2603682C3 (de) 1976-01-31 1978-07-13 Danfoss A/S, Nordborg (Daenemark) Ventilanordnung für Kälteanlagen
US4122688A (en) 1976-07-30 1978-10-31 Hitachi, Ltd. Refrigerating system
US4136528A (en) 1977-01-13 1979-01-30 Mcquay-Perfex Inc. Refrigeration system subcooling control
GB1595616A (en) 1977-01-21 1981-08-12 Hitachi Ltd Air conditioning system
US4103508A (en) 1977-02-04 1978-08-01 Apple Hugh C Method and apparatus for conditioning air
NL7701242A (nl) 1977-02-07 1978-08-09 Philips Nv Inrichting voor het verwijderen van vocht uit een ruimte.
US4270362A (en) 1977-04-29 1981-06-02 Liebert Corporation Control system for an air conditioning system having supplementary, ambient derived cooling
US4122686A (en) 1977-06-03 1978-10-31 Gulf & Western Manufacturing Company Method and apparatus for defrosting a refrigeration system
US4207749A (en) 1977-08-29 1980-06-17 Carrier Corporation Thermal economized refrigeration system
US4176525A (en) 1977-12-21 1979-12-04 Wylain, Inc. Combined environmental and refrigeration system
US4193270A (en) 1978-02-27 1980-03-18 Scott Jack D Refrigeration system with compressor load transfer means
US4184341A (en) 1978-04-03 1980-01-22 Pet Incorporated Suction pressure control system
US4182133A (en) 1978-08-02 1980-01-08 Carrier Corporation Humidity control for a refrigeration system
US4235079A (en) 1978-12-29 1980-11-25 Masser Paul S Vapor compression refrigeration and heat pump apparatus
US4290480A (en) 1979-03-08 1981-09-22 Alfred Sulkowski Environmental control system
US4302945A (en) 1979-09-13 1981-12-01 Carrier Corporation Method for defrosting a refrigeration system
SE418829B (sv) 1979-11-12 1981-06-29 Volvo Ab Anordning vid luftkonditioneringsaggregat for motorfordon
US4285205A (en) 1979-12-20 1981-08-25 Martin Leonard I Refrigerant sub-cooling
US4328682A (en) 1980-05-19 1982-05-11 Emhart Industries, Inc. Head pressure control including means for sensing condition of refrigerant
US4451273A (en) 1981-08-25 1984-05-29 Cheng Chen Yen Distillative freezing process for separating volatile mixtures and apparatuses for use therein
US4660385A (en) 1981-11-30 1987-04-28 Institute Of Gas Technology Frost control for space conditioning
US4493364A (en) 1981-11-30 1985-01-15 Institute Of Gas Technology Frost control for space conditioning
JPS58146778A (ja) * 1982-02-23 1983-09-01 Matsushita Refrig Co 熱応動弁
US4596123A (en) 1982-02-25 1986-06-24 Cooperman Curtis L Frost-resistant year-round heat pump
US4583582A (en) 1982-04-09 1986-04-22 The Charles Stark Draper Laboratory, Inc. Heat exchanger system
US4430866A (en) 1982-09-07 1984-02-14 Emhart Industries, Inc. Pressure control means for refrigeration systems of the energy conservation type
DE3327179A1 (de) 1983-07-28 1985-02-07 Süddeutsche Kühlerfabrik Julius Fr. Behr GmbH & Co KG, 7000 Stuttgart Verdampfer
US4485642A (en) 1983-10-03 1984-12-04 Carrier Corporation Adjustable heat exchanger air bypass for humidity control
US4947655A (en) 1984-01-11 1990-08-14 Copeland Corporation Refrigeration system
JPS61134545A (ja) 1984-12-01 1986-06-21 株式会社東芝 冷凍サイクル装置
US4606198A (en) 1985-02-22 1986-08-19 Liebert Corporation Parallel expansion valve system for energy efficient air conditioning system
US4621505A (en) 1985-08-01 1986-11-11 Hussmann Corporation Flow-through surge receiver
US4633681A (en) 1985-08-19 1987-01-06 Webber Robert C Refrigerant expansion device
US4888957A (en) 1985-09-18 1989-12-26 Rheem Manufacturing Company System and method for refrigeration and heating
US4779425A (en) 1986-05-14 1988-10-25 Sanden Corporation Refrigerating apparatus
US4724679A (en) * 1986-07-02 1988-02-16 Reinhard Radermacher Advanced vapor compression heat pump cycle utilizing non-azeotropic working fluid mixtures
US4938032A (en) 1986-07-16 1990-07-03 Mudford Graeme C Air-conditioning system
JPS6380169A (ja) * 1986-09-24 1988-04-11 カルソニックカンセイ株式会社 膨張弁付積層型エバポレ−タ
AU597757B2 (en) 1986-11-24 1990-06-07 Luminis Pty Limited Air conditioner and method of dehumidifier control
JPH0762550B2 (ja) 1986-12-26 1995-07-05 株式会社東芝 空気調和機
US4848100A (en) 1987-01-27 1989-07-18 Eaton Corporation Controlling refrigeration
US4742694A (en) 1987-04-17 1988-05-10 Nippondenso Co., Ltd. Refrigerant apparatus
US5168715A (en) 1987-07-20 1992-12-08 Nippon Telegraph And Telephone Corp. Cooling apparatus and control method thereof
US4854130A (en) 1987-09-03 1989-08-08 Hoshizaki Electric Co., Ltd. Refrigerating apparatus
US4852364A (en) 1987-10-23 1989-08-01 Sporlan Valve Company Expansion and check valve combination
JPH01230966A (ja) 1988-03-10 1989-09-14 Fuji Koki Seisakusho:Kk 冷凍システムの制御方法及び温度膨脹弁
CA1322858C (en) * 1988-08-17 1993-10-12 Masaki Nakao Cooling apparatus and control method therefor
US5195331A (en) 1988-12-09 1993-03-23 Bernard Zimmern Method of using a thermal expansion valve device, evaporator and flow control means assembly and refrigerating machine
US4955205A (en) 1989-01-27 1990-09-11 Gas Research Institute Method of conditioning building air
GB8908338D0 (en) 1989-04-13 1989-06-01 Motor Panels Coventry Ltd Control systems for automotive air conditioning systems
JP2865707B2 (ja) 1989-06-14 1999-03-08 株式会社日立製作所 冷凍装置
DE58903363D1 (de) 1989-07-31 1993-03-04 Kulmbacher Klimageraete Kuehleinrichtung fuer mehrere kuehlmittelkreislaeufe.
US5058388A (en) 1989-08-30 1991-10-22 Allan Shaw Method and means of air conditioning
US4955207A (en) 1989-09-26 1990-09-11 Mink Clark B Combination hot water heater-refrigeration assembly
US4984433A (en) 1989-09-26 1991-01-15 Worthington Donald J Air conditioning apparatus having variable sensible heat ratio
US5107906A (en) 1989-10-02 1992-04-28 Swenson Paul F System for fast-filling compressed natural gas powered vehicles
US5070707A (en) 1989-10-06 1991-12-10 H. A. Phillips & Co. Shockless system and hot gas valve for refrigeration and air conditioning
DE4010770C1 (zh) 1990-04-04 1991-11-21 Danfoss A/S, Nordborg, Dk
US5050393A (en) 1990-05-23 1991-09-24 Inter-City Products Corporation (U.S.A.) Refrigeration system with saturation sensor
US5305610A (en) 1990-08-28 1994-04-26 Air Products And Chemicals, Inc. Process and apparatus for producing nitrogen and oxygen
US5062276A (en) 1990-09-20 1991-11-05 Electric Power Research Institute, Inc. Humidity control for variable speed air conditioner
US5129234A (en) 1991-01-14 1992-07-14 Lennox Industries Inc. Humidity control for regulating compressor speed
US5065591A (en) 1991-01-28 1991-11-19 Carrier Corporation Refrigeration temperature control system
KR930003925B1 (ko) 1991-02-25 1993-05-15 삼성전자 주식회사 분리형 에어 컨디셔너의 자동제어방법
US5509272A (en) 1991-03-08 1996-04-23 Hyde; Robert E. Apparatus for dehumidifying air in an air-conditioned environment with climate control system
US5251459A (en) 1991-05-28 1993-10-12 Emerson Electric Co. Thermal expansion valve with internal by-pass and check valve
JP3237187B2 (ja) 1991-06-24 2001-12-10 株式会社デンソー 空調装置
JPH0518630A (ja) 1991-07-10 1993-01-26 Toshiba Corp 空気調和機
WO1993006422A1 (en) * 1991-09-19 1993-04-01 Mayer Holdings S.A. Thermal inter-cooler
US5181552A (en) 1991-11-12 1993-01-26 Eiermann Kenneth L Method and apparatus for latent heat extraction
US5249433A (en) 1992-03-12 1993-10-05 Niagara Blower Company Method and apparatus for providing refrigerated air
US5203175A (en) 1992-04-20 1993-04-20 Rite-Hite Corporation Frost control system
US5253482A (en) 1992-06-26 1993-10-19 Edi Murway Heat pump control system
US5303561A (en) 1992-10-14 1994-04-19 Copeland Corporation Control system for heat pump having humidity responsive variable speed fan
US5231847A (en) 1992-08-14 1993-08-03 Whirlpool Corporation Multi-temperature evaporator refrigerator system with variable speed compressor
US5423480A (en) 1992-12-18 1995-06-13 Sporlan Valve Company Dual capacity thermal expansion valve
US5440894A (en) 1993-05-05 1995-08-15 Hussmann Corporation Strategic modular commercial refrigeration
US5309725A (en) 1993-07-06 1994-05-10 Cayce James L System and method for high-efficiency air cooling and dehumidification
AT403207B (de) * 1993-07-26 1997-12-29 Hiross Int Corp Bv Vorrichtung zum verdampfen mit einem rippen aufweisenden rohraggregat
US5408835A (en) 1993-12-16 1995-04-25 Anderson; J. Hilbert Apparatus and method for preventing ice from forming on a refrigeration system
US5544809A (en) 1993-12-28 1996-08-13 Senercomm, Inc. Hvac control system and method
EP0670460B1 (en) 1994-03-03 1999-06-16 Denso Corporation Refrigerating apparatus
JPH07332806A (ja) 1994-04-12 1995-12-22 Nippondenso Co Ltd 冷凍装置
US5520004A (en) 1994-06-28 1996-05-28 Jones, Iii; Robert H. Apparatus and methods for cryogenic treatment of materials
DE4438917C2 (de) 1994-11-03 1998-01-29 Danfoss As Verfahren zum Abtauen eines Kältesystems und Steuergerät zur Durchführung dieses Verfahrens
JP3209868B2 (ja) 1994-11-17 2001-09-17 株式会社不二工機 膨張弁
US5622055A (en) 1995-03-22 1997-04-22 Martin Marietta Energy Systems, Inc. Liquid over-feeding refrigeration system and method with integrated accumulator-expander-heat exchanger
JP3373326B2 (ja) 1995-04-17 2003-02-04 サンデン株式会社 車両用空気調和装置
US5692387A (en) 1995-04-28 1997-12-02 Altech Controls Corporation Liquid cooling of discharge gas
US5586441A (en) 1995-05-09 1996-12-24 Russell A Division Of Ardco, Inc. Heat pipe defrost of evaporator drain
US5694782A (en) 1995-06-06 1997-12-09 Alsenz; Richard H. Reverse flow defrost apparatus and method
US5598715A (en) 1995-06-07 1997-02-04 Edmisten; John H. Central air handling and conditioning apparatus including by-pass dehumidifier
US5678417A (en) 1995-06-28 1997-10-21 Kabushiki Kaisha Toshiba Air conditioning apparatus having dehumidifying operation function
US5887651A (en) 1995-07-21 1999-03-30 Honeywell Inc. Reheat system for reducing excessive humidity in a controlled space
US5622057A (en) 1995-08-30 1997-04-22 Carrier Corporation High latent refrigerant control circuit for air conditioning system
US5634355A (en) 1995-08-31 1997-06-03 Praxair Technology, Inc. Cryogenic system for recovery of volatile compounds
US5651258A (en) 1995-10-27 1997-07-29 Heat Controller, Inc. Air conditioning apparatus having subcooling and hot vapor reheat and associated methods
KR100393776B1 (ko) 1995-11-14 2003-10-11 엘지전자 주식회사 두개의증발기를가지는냉동사이클장치
US5689962A (en) 1996-05-24 1997-11-25 Store Heat And Produce Energy, Inc. Heat pump systems and methods incorporating subcoolers for conditioning air
US5706665A (en) 1996-06-04 1998-01-13 Super S.E.E.R. Systems Inc. Refrigeration system
JPH1016542A (ja) 1996-06-28 1998-01-20 Pacific Ind Co Ltd 膨張機構付レシーバ
JP3794100B2 (ja) 1996-07-01 2006-07-05 株式会社デンソー 電磁弁一体型膨張弁
GB2314915B (en) 1996-07-05 2000-01-26 Jtl Systems Ltd Defrost control method and apparatus
US5839505A (en) 1996-07-26 1998-11-24 Aaon, Inc. Dimpled heat exchange tube
US5743100A (en) 1996-10-04 1998-04-28 American Standard Inc. Method for controlling an air conditioning system for optimum humidity control
US5752390A (en) 1996-10-25 1998-05-19 Hyde; Robert Improvements in vapor-compression refrigeration
FR2756913B1 (fr) * 1996-12-09 1999-02-12 Valeo Climatisation Circuit de fluide refrigerant comprenant une boucle de climatisation et une boucle de rechauffage, en particulier pour vehicule automobile
US5867998A (en) 1997-02-10 1999-02-09 Eil Instruments Inc. Controlling refrigeration
KR19980068338A (ko) 1997-02-18 1998-10-15 김광호 냉매팽창장치
KR100225636B1 (ko) 1997-05-20 1999-10-15 윤종용 냉난방겸용 공기조화기
US5850968A (en) 1997-07-14 1998-12-22 Jokinen; Teppo K. Air conditioner with selected ranges of relative humidity and temperature
US5842352A (en) 1997-07-25 1998-12-01 Super S.E.E.R. Systems Inc. Refrigeration system with improved liquid sub-cooling
US5987916A (en) 1997-09-19 1999-11-23 Egbert; Mark System for supermarket refrigeration having reduced refrigerant charge
DE19743734C2 (de) 1997-10-02 2000-08-10 Linde Ag Kälteanlage
US6185958B1 (en) 1999-11-02 2001-02-13 Xdx, Llc Vapor compression system and method
US6155075A (en) 1999-03-18 2000-12-05 Lennox Manufacturing Inc. Evaporator with enhanced refrigerant distribution

Cited By (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN105074359A (zh) * 2013-02-25 2015-11-18 三菱电机株式会社 空气调节装置
CN105980795A (zh) * 2013-10-17 2016-09-28 开利公司 用于制冷系统的电机和驱动器布置

Also Published As

Publication number Publication date
CA2358461A1 (en) 2000-07-20
CA2358461C (en) 2008-10-14
DE60035409D1 (de) 2007-08-16
WO2000042363A1 (en) 2000-07-20
US6581398B2 (en) 2003-06-24
DE60035409T2 (de) 2008-03-06
JP4610742B2 (ja) 2011-01-12
US6951117B1 (en) 2005-10-04
JP2002535589A (ja) 2002-10-22
AU2501900A (en) 2000-08-01
CZ20012526A3 (cs) 2002-07-17
AU759907B2 (en) 2003-05-01
BR0007811B1 (pt) 2009-01-13
ATE366397T1 (de) 2007-07-15
MXPA01007080A (es) 2005-07-01
US20020053218A1 (en) 2002-05-09
EP1144922A1 (en) 2001-10-17
IL144148A0 (en) 2002-05-23
EP1144922B1 (en) 2007-07-04
CZ301186B6 (cs) 2009-12-02
BR0007811A (pt) 2002-04-23

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