[go: up one dir, main page]
More Web Proxy on the site http://driver.im/

CN101405547A - 用于热泵的闪蒸罐设计和控制 - Google Patents

用于热泵的闪蒸罐设计和控制 Download PDF

Info

Publication number
CN101405547A
CN101405547A CN200780010112.3A CN200780010112A CN101405547A CN 101405547 A CN101405547 A CN 101405547A CN 200780010112 A CN200780010112 A CN 200780010112A CN 101405547 A CN101405547 A CN 101405547A
Authority
CN
China
Prior art keywords
heat exchanger
heat pump
fluid
compressor
control device
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Granted
Application number
CN200780010112.3A
Other languages
English (en)
Other versions
CN101405547B (zh
Inventor
亨格·M·范
让-吕克·M·卡伊拉特
罗纳德·L·万·胡斯
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Copeland LP
Original Assignee
Emerson Climate Technologies Inc
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Emerson Climate Technologies Inc filed Critical Emerson Climate Technologies Inc
Publication of CN101405547A publication Critical patent/CN101405547A/zh
Application granted granted Critical
Publication of CN101405547B publication Critical patent/CN101405547B/zh
Active legal-status Critical Current
Anticipated expiration legal-status Critical

Links

Images

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C29/00—Component parts, details or accessories of pumps or pumping installations, not provided for in groups F04C18/00 - F04C28/00
    • F04C29/04—Heating; Cooling; Heat insulation
    • F04C29/042—Heating; Cooling; Heat insulation by injecting a fluid
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B13/00—Compression machines, plants or systems, with reversible cycle
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B43/00—Arrangements for separating or purifying gases or liquids; Arrangements for vaporising the residuum of liquid refrigerant, e.g. by heat
    • F25B43/006—Accumulators
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B47/00—Arrangements for preventing or removing deposits or corrosion, not provided for in another subclass
    • F25B47/02—Defrosting cycles
    • F25B47/022—Defrosting cycles hot gas defrosting
    • F25B47/025—Defrosting cycles hot gas defrosting by reversing the cycle
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B1/00—Compression machines, plants or systems with non-reversible cycle
    • F25B1/10—Compression machines, plants or systems with non-reversible cycle with multi-stage compression
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2313/00—Compression machines, plants or systems with reversible cycle not otherwise provided for
    • F25B2313/027—Compression machines, plants or systems with reversible cycle not otherwise provided for characterised by the reversing means
    • F25B2313/02741—Compression machines, plants or systems with reversible cycle not otherwise provided for characterised by the reversing means using one four-way valve
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2400/00—General features or devices for refrigeration machines, plants or systems, combined heating and refrigeration systems or heat-pump systems, i.e. not limited to a particular subgroup of F25B
    • F25B2400/02—Centrifugal separation of gas, liquid or oil
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2400/00—General features or devices for refrigeration machines, plants or systems, combined heating and refrigeration systems or heat-pump systems, i.e. not limited to a particular subgroup of F25B
    • F25B2400/13—Economisers
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2400/00—General features or devices for refrigeration machines, plants or systems, combined heating and refrigeration systems or heat-pump systems, i.e. not limited to a particular subgroup of F25B
    • F25B2400/16—Receivers
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2400/00—General features or devices for refrigeration machines, plants or systems, combined heating and refrigeration systems or heat-pump systems, i.e. not limited to a particular subgroup of F25B
    • F25B2400/23—Separators
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2500/00—Problems to be solved
    • F25B2500/01—Geometry problems, e.g. for reducing size
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2600/00—Control issues
    • F25B2600/25—Control of valves
    • F25B2600/2519—On-off valves

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Thermal Sciences (AREA)
  • Physics & Mathematics (AREA)
  • Power Engineering (AREA)
  • Chemical & Material Sciences (AREA)
  • Analytical Chemistry (AREA)
  • Air-Conditioning For Vehicles (AREA)
  • Jet Pumps And Other Pumps (AREA)
  • Other Air-Conditioning Systems (AREA)
  • Devices That Are Associated With Refrigeration Equipment (AREA)
  • Details Of Reciprocating Pumps (AREA)

Abstract

一种用于能够在加热模式和冷却模式下运行的热泵的闪蒸罐，该闪蒸罐包括外壳，该外壳具有位于顶部和底部之间的中部，所述顶部、底部和中部共同限定出外壳的内部容积。第一口与内部容积流体连通，该第一口在加热模式下用作入口并且在冷却模式下用作出口。第二口与内部容积流体连通，该第二口在冷却模式下用作入口并且在加热模式下用作出口。流动控制装置和止回阀流体连接，以控制该罐在加热模式下用作闪蒸罐并在冷却模式下用作接收器。

Description

用于热泵的闪蒸罐设计和控制
技术领域
本公开涉及一种蒸汽喷射系统，更具体地说，涉及一种用于蒸汽喷射系统的改进的闪蒸罐和控制方案。
背景技术
涡旋机械包括与非绕动涡卷构件相互啮合的绕动涡卷构件，以便限定出一系列压缩室。绕动涡卷构件相对于非绕动涡卷构件的旋转导致压缩室尺寸逐渐减小，并导致位于各室内的流体被压缩。
在运行过程中，绕动涡卷构件通过驱动轴的旋转而相对于非绕动涡卷构件绕动，所述驱动轴通常由电机驱动。由于驱动轴由电机驱动，所以能量通过绕动涡卷构件的旋转而消耗掉。能量消耗随着排放压力的升高而增加，因为需要涡旋机械做更多的功来获得更高的压力。因此，如果输入蒸汽(即从涡旋机械的吸入侧引入的蒸汽)处于升高的压力，则将蒸汽完全压缩到期望的排放压力所需的能量较少。
可对涡旋机械使用蒸汽喷射系统以通过向涡旋机械供应中压蒸汽来提高效率。因为中压蒸汽比吸入压力稍高且比排放压力稍低，所以减少了涡旋机械产生处于排放压力的蒸汽所需的功。
蒸汽喷射系统通常从一般称为节热器的外部设备中抽出中压蒸汽，用于将其喷射到涡旋机械的压缩室中，所述节热器例如为闪蒸罐或板式换热器。闪蒸罐或板式换热器通常与涡旋机械和一对用于提高系统容量和效率的换热器相连。这对换热器根据模式(即冷却或加热)分别用作系统的冷凝器和蒸发器。
在运行中，闪蒸罐从冷凝器接收液体制冷剂，用于转变成中压蒸汽和过冷液体制冷剂。因为闪蒸罐保持在相对于入口液体制冷剂而言较低的压力下，所以一些液体制冷剂蒸发，从而提高罐内的汽化制冷剂的压力。闪蒸罐中剩余的液体制冷剂放热并变得过冷，以用于蒸发器。因此，常规的闪蒸罐既含有汽化制冷剂，也含有过冷的液体制冷剂。
来自闪蒸罐的汽化制冷剂被分配到涡旋机械的中压输入口，由此，汽化制冷剂处于基本高于离开蒸发器的汽化制冷剂但低于离开涡旋机械的制冷剂排出流的压力。来自闪蒸罐的加压制冷剂使得涡旋机械能够将该加压制冷剂在仅仅经过涡旋机械的一部分之后即可压缩到它的正常输出压力。
过冷液体从闪蒸罐中排出并根据期望的模式(即加热或冷却)输送到所述换热器中的一个。因为该液体处于过冷状态，所以能够由换热器从周围环境吸收更多的热，从而改善系统的总体加热或冷却性能。
对加压制冷剂从闪蒸罐向涡旋机械的流动进行调节，以确保仅有汽化的制冷剂或最少量的液体进入涡旋机械中。同样，对过冷液体制冷剂从闪蒸罐向换热器的流动进行调节，以阻止汽化制冷剂从闪蒸罐流向蒸发器。常规闪蒸罐在闪蒸罐的入口处调节液体制冷剂向罐内的流动，以控制在冷却模式和/或加热模式过程中供应到涡旋机械的汽化制冷剂的量和供应到蒸发器的过冷液体制冷剂的量。
发明内容
本发明提供一种用于可在加热模式和冷却模式下工作的热泵的闪蒸罐，该闪蒸罐包括外壳，该外壳具有位于顶部和底部之间的中部，顶部、底部与中部一起限定出该外壳的内部容积。第一口与内部容积处于流体连通，并加热模式下用作入口，在冷却模式下用作出口。第二口与内部容积处于流体连通，并在冷却模式下用作入口，在加热模式下用作出口。
在一个方面，该闪蒸罐并入在这样一种类型的热泵系统中：该系统使制冷剂再循环通过第一换热器和第二换热器之间的流体回路进行，所述第一换热器用作冷凝器，所述第二换热器用作蒸发器，并且所述蒸发器包括连接于该流体回路的压缩机。该闪蒸罐与第一和第二换热器以及压缩机的蒸汽喷射口流体连接。闪蒸罐在热泵系统的冷却模式下用作接收器，在热泵系统的加热模式下用作闪蒸罐。
通过本文的说明，其它应用领域将会显而易见。应当理解的是说明和具体实例仅用于示例的目的，并不意在限制本公开的范围。
附图说明
本说明书中描述的附图仅用于示例的目的，并不意在以任何方式限制本公开的范围。
图1是根据本教导原理的闪蒸罐的透视图；
图2是根据本教导原理的包含隔板装置的闪蒸罐的剖视图；
图3是根据本教导原理的包含隔板装置的闪蒸罐的剖视图；
图4是沿4-4线截取的图3的闪蒸罐剖视图；
图5是根据本教导原理的包含内壳的闪蒸罐的剖视图，该内壳具有顶盘，所述顶盘具有贯穿其中形成的孔，以实现闪蒸罐的顶部和闪蒸罐的底部之间的流体连通；
图6是根据本教导原理的包含内壳的闪蒸罐的剖视图，该内壳具有顶盘，所述顶盘具有形成于其上的管，以实现闪蒸罐的顶部和闪蒸罐的底部之间的流体连通；
图7是根据本教导原理的包含内壳的闪蒸罐的剖视图，该内壳具有顶盘部分，所述顶盘部分具有贯穿其中形成的孔和与闪蒸罐的顶部流体连通的回流管，以将闪蒸罐中的液面保持在预定的高度；
图8是根据本教导原理的包含内壳的闪蒸罐的剖视图，该内壳具有顶盘，所述顶盘具有形成于其上的管，以实现闪蒸罐的顶部和闪蒸罐的底部之间的流体连通；
图9是包括与压缩机流体连接的闪蒸罐的冷却或制冷系统的示意图；
图10是具有闪蒸罐的热泵系统的示意图；
图11是具有闪蒸罐的热泵系统的示意图；
图12是具有板式换热器的热泵系统的示意图；
图13是说明蒸汽喷射系统的控制方案的示意图；
图14是图13的控制方案的变化所获得的室内温度变化的图示；
图15是说明解冻控制方案的示意图；
图16是利用图13的控制方案所获得的流过换热器的流速的图示；
图17是供应空气温度与室外环境温度的关系的图示；
图18是室内空气流百分比与室外环境温度的关系的图示
具体实施方式
以下说明本质上仅仅是示例性的，并不意在限制本公开、应用或用途。
蒸汽喷射可用于空调、冷却器、冰箱和热泵系统中以提高系统容量和效率。这样的蒸汽喷射系统可包括容纳液体制冷剂并将液体制冷剂转变成中压蒸汽和过冷液体制冷剂的闪蒸罐。中压蒸汽被供应到压缩机，而过冷液体制冷剂被供应到换热器。将中压蒸汽供应到压缩机以及将过冷液体制冷剂供应到换热器提高了空调、冷却器、冰箱和/或热泵系统的系统总容量和效率。
蒸汽喷射可用于能够向商业和居民建筑提供加热和冷却的热泵系统中，以提高加热容量和效率和/或冷却容量和效率。因为同样的原因，闪蒸罐可用于冷却器应用中以提供对水的冷却效应，并可用于制冷系统中以冷却展示柜或冰箱的内部空间，以及用于空调系统中以影响房间或建筑的温度。虽然热泵系统可以包括冷却循环和加热循环，但是冷却器、冰箱和空调系统通常仅包括冷却循环，而在世界上一些地方，提供加热和冷却循环的热泵冷却器才是标准的。每种系统都可以在整个制冷循环中使用制冷剂来产生期望的冷却或加热效应。
对于空调应用，使用制冷循环来降低通常为房间或建筑的待冷却空间的温度。对于该应用，通常使用风扇或鼓风机来强制环境空气与蒸发器更快地接触，从而强化传热并将周围环境冷却。
对于冷却器应用，制冷循环将水蒸气冷却。当在加热模式下运行时，热泵冷却器使用制冷循环来加热水蒸气。与使用风扇或鼓风机不同，制冷剂停留在换热器的一侧，而循环水或盐水提供用于蒸发的热源。在加热模式过程中，热泵冷却器通常使用环境空气作为用于蒸发的热源，但是也可以使用其它热源，例如地下水或从土地吸热的换热器。这样，换热器将通过其中的水冷却或加热，因为在冷却模式下热从水传递到制冷剂，在加热模式下热从制冷剂传递到水。
在制冷系统中，例如冰箱或制冷的展示柜中，换热器将该设备的内部空间冷却，并且冷凝器将所吸收的热排出。通常使用风扇或鼓风机来强制设备内部空间中的空气与蒸发器更快地接触，以强化传热并将内部空间冷却。
在热泵系统中，制冷循环既用于加热也用于冷却。热泵系统可包括室内单元和室外单元，室内单元能够将商业或居民建筑的房间或内部空间加热或冷却。热泵系统也可以是“室外”和“室内”部分合并在一个框架中的整体构造。
尽管上述系统各自具有独特的特征，但均可使用蒸汽喷射来提高系统容量和效率。具体地说，在各个系统中，从换热器接收液体制冷剂流并将一部分液体制冷剂转变成蒸汽的闪蒸罐可用于降低压缩机产生处于期望的排放压力下的蒸汽所需的功的大小。
由于压缩机从闪蒸罐接收的蒸汽为略高于吸入压力且略低于排放压力的中等压力，所以压缩机将该中等压力蒸汽压缩到期望的排放压力所需的功的大小得以降低，这是因为该中等压力蒸汽仅需通过压缩机的一部分。
作为中等压力蒸汽的副产物形成的过冷液体制冷剂通过提高与系统相关联的蒸发器和冷凝器的效率和容量而提高了系统的总容量和效率。因为从闪蒸罐排出的液体是过冷的，所以当该液体供应到蒸发器时，能够从环境吸收更多的热，从而提高了加热或冷却模式中所述一对换热器(即冷凝器和蒸发器)的总体性能。
参照图1至图8，提供了用于供上述任何系统使用的闪蒸罐10。闪蒸罐10包括外壳12，该外壳具有顶部14、底部16和大体上在顶部14和底部16之间延伸的中部18。顶部14、底部16和中部18共同限定出外壳12的内部容积20。外壳优选具有约4至6的高度与直径比，以加强通过重力进行的液体分离。在一个示例性实施方式中，外壳12的高度为12英寸，直径为2.5英寸，从而得到大约为5的高度与直径比。这样的构造产生约50立方英寸的内部容积20，该尺寸对于基于约20％蒸汽喷射的三吨热泵是有效的。
外壳12包括第一口22，该第一口穿过中部18中形成，并且设置成距外壳12的底部16约等于外壳12总高度的三分之一的距离。第一口22与内部容积20处于流体连通，并且与中部18的内表面24相切地定位，使得从第一口22进入的流体与内表面24接触并绕着内表面24流动，这在图4中显示得最清楚。
L形弯管26连接于中部18的外表面28，并与第一口22流体连接。L形弯管26包括连接到中部18的外表面28上并与第一口22相邻的第一部分30。该第一部分30从外表面28延伸成使得第一部分30与中部18基本垂直。L形弯管26的第二部分32与第一部分30流体连接，并从第一部分30开始以大约90度角延伸，使得第二部分32与第一部分30基本垂直。因为第二部分32与第一部分30基本垂直，因此第二部分与中部18隔开并基本平行。第二部分32包括设于第二部分32的与第一部分30和第二部分32之间的连接处相反的端部处的接头34。
第一部分30、第二部分32和接头34之间的配合提供了通过第一口22与外壳12的内部容积20相连通的流体通道36。流体通道36包括与接头34流体连接并与第一部分30的第二室40流体连接的第一室38。第二室40与外壳12的第一口22流体连接，并且具有比第一室38大的容积。第二室40的较大容积使得第二室40能够用作膨胀室，以在高速的膨胀制冷剂输入流体到达外壳12的内部容积20之前减少与其相关的湍流。可替代地，第二室40也可以具有比第一室38小的容积，但是可以具有比第一室38大的直径，以在输入流体到达外壳12的内部容积20之前降低其速度。
闪蒸罐10还包括大体上位于外壳12的底部16的第二口42。第二口42与外壳12的内部容积20以及接头44流体连接。尽管接头44示出为与底部16的外表面46基本垂直，但是可替代地，接头44也可以从底部16的底表面48延伸出。将接头44定位在底部16的侧表面46上还是底表面48上在很大程度上取决于闪蒸罐10以及闪蒸罐10所连接的系统的构造。
闪蒸罐10还包括大体上位于外壳12的顶部14内的蒸汽喷射装置50。蒸汽喷射装置50包括压力计接头52和出口54。压力计接头52使闪蒸罐10具有测量闪蒸罐的压力(即喷射压力)的能力，以达到控制闪蒸罐内液体高度的目的。出口54与外壳12的内部容积20流体连接，以便排出储存于内部容积20上部内的中压蒸汽。
在运行中，液体通常从L形弯管26处进入，沿着流体通道36行进，然后到达第一口22。输入流体的速度因为流体和L形接头26的第二室40之间的相互作用而降低。具体地说，当输入流体穿过L形弯管26的第一室38时，流体发生大致90度的转弯，并遇到第二室40。因为第二室40的容积和/或直径比第一室38大，所以输入流体在第二室40内降低速度，从而降低与流体流动相关的湍流。
流体从L形弯管26的第二室40出来后遇到第一口22。因为第一口22相对于中部18的内表面24相切地设置，所以使得流体沿着内表面24流动，从而减少与输入流体流动相关的任何剩余湍流。一旦流体进入外壳12的内部容积20，由于闪蒸罐10保持在比入口液体低的压力下，所以流体在重力作用下分离成过冷流体和中压蒸汽。过冷液体通常集中在外壳12的底部16，而中压蒸汽集中在外壳12的顶部14附近。
在一个示例性实施方式中，位于外壳12的内部容积20内的过冷液体的液面高度保持在基本等于罐总高度的三分之二的高度处，使得外壳12的上三分之一部分容纳中压蒸汽。保持外壳12的内部容积20内过冷液体的液面高度可以通过视镜56或液面高度传感器58来实现，或通过利用诸如喷射压力或压缩机排放温度的参数调节闪蒸罐流量控制来实现。如果使用视镜56来监测外壳12内过冷液体的液面高度，则优选将视镜56设于液体在外壳12中的期望高度附近。如上所述，一个这样的优选液面高度大约等于外壳12总高度的三分之二。因此，将视镜56设在外壳12总高度的约三分之二处将能够测定位于内部容积20中的过冷液体的液面高度。
如果使用液面高度传感器58代替视镜56或两者结合使用，则可将液面高度传感器58设于液体在外壳12的内部容积20中的期望液面高度处，从而能够测定内部容积20内的液面高度。如果内部容积20内的液面高度超过期望的液面高度或落到下限阈值以下，那么还可以在外壳12的内部容积20内使用附加的液面高度传感器58来测定内部容积内过冷液体确切的液面高度，从而提供具体的液面高度数据。
如上所述，进入闪蒸罐10中的输入流体通常为湍流。与输入流体相关的湍流降低了闪蒸罐10充分分离成过冷液体和中压蒸汽的能力。因此，减少输入流体的湍流提高了闪蒸罐10将流体分离成过冷流体和中压蒸汽的能力。尽管第二室40的膨胀容积和第一口22相对于中部18的内表面24的定位(即与内表面24相切)降低了与输入流体相关的湍流，但是也可以采取附加措施进一步控制输入流体。
具体参照图2，示出的闪蒸罐10包括上隔板60和下隔板62。上隔板60大体上位于第一口22之上，包括一系列孔64，使得外壳12的底部16与外壳12的顶部14之间能够流体连通。下隔板62大体上位于外壳12的底部16附近，同样包括一系列孔64。
下隔板62的孔64使得第一口22和第二口42能够流体连通，使任何大体位于下隔板62上方的过冷液体可以穿过下隔板62的各孔64并从第二口42排出外壳12。上隔板60和下隔板62一起将输入流体基本上限定在上隔板60和下隔板62之间。因此，任何与输入液体相关的湍流都基本上受到限定，并且不干扰外壳12的顶部14附近的蒸汽。
例如，如果外壳12的顶部14包括中压蒸汽，则上隔板60防止从第一口22进入外壳12的流体将过冷流体溅到上隔板60以上，从而防止过冷流体与中压蒸汽混合。如果没有上隔板60，则输入流体可能导致外壳12的内部容积20中的过冷液体与中压蒸汽混合，并从而可能导致蒸汽喷射装置50在其出口54处提供混合有过冷液体和输入液体的中压蒸汽。希望这样的混合物处于最少的量(即约5％的液体和95％的蒸汽)，过量会对与蒸汽喷射装置50相连的压缩机的耐久性产生不利影响。因此，通过使闪蒸罐10更有效果并更有效率地将输入流体分离成过冷液体和中压蒸汽，上隔板60和下隔板62联合起来改善了闪蒸罐10的总体功能。
具体参照图3，所示的闪蒸罐10具有上隔板66和一系列倾斜隔板68。上隔板66位于外壳12的内部容积20内，使得上隔板66与中部18的内表面24基本垂直。上隔板66可包括中心孔70和/或一系列小孔72，使得外壳12的底部16与外壳12的顶部14之间能够流体连通。倾斜隔板68从上隔板66向下延伸，相对于上隔板66成角度地定位。每个倾斜隔板68都具有延伸穿过其中的中心孔70和/或具有一系列小孔72。与上隔板66一样，这些中心孔70和/或小孔72提供穿过倾斜隔板68的流体连通，从而实现外壳12的底部16与外壳12的顶部14之间的流体连通。
如上所述，与输入流体相关的湍流能够对闪蒸罐10将输入流体分离成过冷流体和中压蒸汽的性能产生不利影响。上隔板66和倾斜隔板68共同减少了与输入流体相关的湍流。具体地说，当流体从外壳12的第一口22引入时，如上所述，由于第一口22与内表面24之间的相切关系，流体与中部18的内表面24接合。第一口22与内表面24之间的相切关系导致输入流体与内表面24接合并绕着内表面24流动，这在图4中表示得最清楚。上隔板66和倾斜隔板68之间的配合进一步加强了输入流体绕着中部18的内表面24并远离上隔板66的流动。
具体地说，当输入流体排出第一口22并与中部18的内表面24接合时，流体被上隔板66限制不能在外壳12的内部容积20内大体向上流动。因此，由于倾斜隔板68的位置，使得流体继续沿中部18的内表面24流动并实际上在外壳12的内部容积20内向下流动。通过这种方式，上隔板66与倾斜隔板68联合起来降低了与输入流体相关的湍流，并将输入流体导向外壳12的底部16，远离储存于外壳12顶部14中的中压蒸汽。因此，上隔板66和倾斜隔板68联合起来提高了闪蒸罐10将输入流体分离成过冷液体和中压蒸汽的能力，并因此改善了闪蒸罐10的总体性能。
具体参照图5至图7，示出的闪蒸罐10包括内壳74。如以上针对隔板60、62、66和68所述，降低与输入流体相关的湍流以及改善闪蒸罐10将输入流体分离成过冷液体和中压蒸汽的能力，将会改善闪蒸罐10的总体效率和性能。内壳74与L形弯管26的第二室40以及第一口22和中部18的内表面24之间的相切关系联合起来，进一步改善闪蒸罐10防止过冷液体和输入液体与中压蒸汽混合的能力。
具体参照图5，示出的内壳74包括基本垂直于中部18形成的顶盘76，和从顶盘78的底部向外壳12的底部16延伸的圆筒体78。顶盘76可与中部18的内表面24接触，使得在顶盘76和中部18的内表面24之间的结合处不允许外壳12的底部16与外壳12的顶部14之间流体连通。而是通过形成在顶盘76中的孔80来控制底部16与顶部14之间的流体连通。孔80使得由从第一口22进入的流体产生的蒸汽能够从大体位于顶盘76之下的区域向外壳12的顶部14逸出。尽管孔80使得中压蒸汽能够穿过顶盘76向外壳12的顶部14逸出，但是顶盘76阻止来自第一口22的输入流体以及位于底部16内的过冷液体与储存于外壳12的顶部14中的中压蒸汽接触。
如上所述，从第一口22输入的流体通常包括至少一些湍流。因为输入流体的速度和湍流没有被L形弯管26的第二室40以及第一口22与中部18的内表面24之间的相切关系所完全消除，所以输入流体可能与过冷液体混合并可导致输入流体在外壳12的内部容积20内发生搅动，从而导致已经位于内部容积20中的流体和/或过冷液体在内部容积20中搅动并大体上向外壳12的顶部14移动。因为顶盘76仅包括孔80，所以大部分流体和/或过冷液体被限制进入外壳12的顶部14中以及与中压蒸汽混合。因此，顶盘76有效地实现了外壳12的底部16与外壳12的顶部14之间的流体连通，同时改善了闪蒸罐10保持中压蒸汽与过冷液体和从第一口22输入的流体相分离的能力。因此，顶盘76改善了闪蒸盘10在将输入流体分离成中压蒸汽和过冷液体并维持这种分离状态方面的总体性能和效率。
尽管顶盘76描述为具有单个孔80，但是顶盘76也可以具有穿过其中形成的多个孔，以修整外壳12的底部16与外壳12的顶部14之间的流体流动。顶盘76可以定位在外壳12的内部容积20中的任何高度处，但是优选将顶盘76定位在期望的闪蒸罐液面高度处。在一个示例性实施方式中，位于外壳12的内部容积20中的过冷液体的期望液面高度基本等于外壳12总高度的三分之二。因此，可以将内壳74相对于外壳12定位成使得顶盘76位于外壳12的总高度的约三分之二处。
具体参照图6，示出的闪蒸罐10包括内壳74，该内壳具有从顶盘76延伸的管82。管82实现外壳12的底部16与外壳12的顶部14之间的流体连通。管82包括沿着管82的长度延伸的中心孔84。管82防止输入流体和/或过冷液体进入外壳12的顶部14以及与储存于顶部14中的中压蒸汽混合。
因为输入流体进入外壳12的底部16中的运动通常为湍流，使得输入流体和/或过冷液体在底部16内搅动，因此输入流体和/或过冷液体通常在内部容积20中上升并下降。因此，输入流体和/或过冷液体可上升到形成于顶盘76中的局部(localized)孔80处并实际上到达外壳12的顶部14。
管82使得输入流体和/或过冷液体能够上升并进入管82的孔84中，但实际上不与中压蒸汽接触和混合。因此，通过提供具有管82的顶盘76，从第一口22输入的流体和/或过冷液体与外壳12顶部14中的中压蒸汽的混合被限制到所希望的“湿”喷射混合(即如上所述的液体占5％)。
具体参照图7，所示的闪蒸罐10包括内壳74，该内壳具有孔80和溢流回流管86。如前面参照图5所述，孔80实现了外壳12的底部16与外壳12的顶部14之间的流体连通，同时降低了输入流体和/或过冷液体与储存于顶部14中的中压蒸汽发生混合的可能性。然而，如果第一口22处的输入流体速度过大，或液体制冷剂加料过多，导致在外壳12的内部容积20中形成湍流，或输入流体和/或过冷液体的体积超过预定体积，则位于内部容积20内的输入流体和/或过冷液体可能在内部容积20中上升并遇到孔80，使得输入流体和/或过冷液体穿过孔80并进入到外壳12的顶部14中。
如果输入液体和/或过冷液体穿过孔80并进入外壳12的顶部14，则输入液体和/或过冷液体可能与中压蒸汽混合并被蒸汽喷射装置50从外壳12的内部容积20中在出口54处抽出，这可能对与闪蒸罐10相连的压缩机造成损害。
溢流回流管86穿过外壳12的中部18，并大体定位在顶盘76的孔80以上。溢流回流管86包括与外壳12的第二部分42流体连接的流体通道88。如果输入流体和/或过冷流体流过孔80，穿过内壳74的顶盘76，那么输入流体和/或过冷液体将被溢流回流管86收集，并通过流体通道88与第二口42处的排出的过冷液体混合，以防止输入流体和/或过冷液体与中压蒸汽混合。溢流回流管86与孔80的联合作用将可能通过顶盘76溢出的任何流体和/或过冷液体收集起来，并将输入流体和/或过冷液体重新导离外壳12的顶部14，并因此导离蒸汽喷射装置50。
尽管已将内壳74描述成防止输入流体和/或过冷液体从外壳12的底部16溅到外壳12的顶部14中，但是内壳74也可以通过将外壳12中的过冷液体维持在约等于外壳12总高度的三分之二的高度处来改善闪蒸罐将输入流体分离成中压蒸汽和过冷液体的能力。这是通过将顶盘76在内部容积20中定位在约等于外壳12总高度的三分之二的高度处而实现的。
具体参照图8，示出的闪蒸罐10包括内壳74，该内壳具有从顶盘76大体向外壳12的底部16延伸的管83。管83实现外壳12的底部16和外壳12的顶部14之间的流体连通。管83包括喇叭口87和沿着管83的长度延伸的中心孔85。管83防止输入流体和/或过冷液体进入外壳12的顶部14以及与存储于顶部14中的中压蒸汽混合。
由于第一口22和外壳18之间的相切关系，输入流体进入外壳12的底部16的运动通常沿着外壳18的内表面进行。输入流体与内表面24之间的相互作用导致输入流体在外壳18内形成涡流(如图8中89示意性所示)。管83大体位于涡流89内，使得输入流体围绕喇叭口87打旋并且不进入中心孔85中。
如上所述，输入流体被分离成过冷液体和中压蒸汽。管83的定位结合喇叭口87以及位于管83的与喇叭口87相反的一端上的扩散器91一起将中压蒸汽从外壳12的底部16转移到外壳12的顶部14(即穿过顶盘76)而不引起压降。因此，管83、喇叭口87和扩散器91提供了这样一个低压降通道：它实现外壳12的底部16与外壳12的顶部14之间的流体连通，并且当中压蒸汽从外壳12的底部16向外壳12的顶部14移动时不降低中压蒸汽的压力。
通过提供具有管83的顶盘76，第一口22处的输入流体和/或过冷液体与外壳12顶部14中的中压蒸汽的混合被限制到所希望的“湿”喷射混合(即如上所述的液体占5％)。
具体参照图9，所示的闪蒸罐10包含在制冷或冷却系统90中，所述制冷或冷却系统包括蒸发器92、第一膨胀装置94、冷凝器96和第二膨胀装置98。制冷回路90的每个组件都与压缩机100流体连接，所述压缩机使流体在各组件之间循环。
在运行时，由压缩机100产生处于排放压力的蒸汽，所述蒸汽通常从排放接头102处排出压缩机100。处于排放压力的蒸汽沿着管道104行进并进入冷凝器96。一旦处于冷凝器96中，则排放压力下的蒸汽通过放热由高压蒸汽相变成液相。一旦高压蒸汽已转变成液体，该液体则从冷凝器96排出并沿着管道106向第二膨胀装置98行进。第二膨胀装置在制冷剂到达闪蒸罐10的接头34之前使所述液体膨胀。膨胀的液体大体在接头34处进入闪蒸罐10，并且遇到L形弯管26和第一口22。
如上所述，输入流体首先遇到L形弯管26的第一室38，然后遇到L形弯管26的第二室40，从而在到达第一口22之前降低其速度。一旦输入流体从L形弯管26的第二室40排出，该流体则穿过第一口22，并由于第一口22与中部18的内表面24之间的相切关系而与中部18的内表面24接合。输入流体沿着中部18的内表面24行进，并被上隔板60阻止而不能在外壳12内上升。
一旦流体处于外壳12的底部16中，该流体则被分离成过冷液体和中压蒸汽。过冷液体通常集中于外壳12的底部16，而中压蒸汽则在内部容积20中向上行进，穿过上隔板60的孔64并进入到外壳12的顶部14中。
位于外壳12的底部16中的过冷液体通过第二口42从内部容积20中排出。排出的过冷液体通过接头44排出第二口42，并沿着管道108行进，所述管道108大体上在闪蒸罐10的第二口42和位于蒸发器92上游的膨胀装置94之间延伸。过冷液体沿着管道108行进并经过膨胀装置94。过冷液体被膨胀装置94膨胀并在膨胀后进入蒸发器92。一旦处于蒸发器92中，则过冷液体从液相变成蒸汽相，从而产生冷却效应。
一旦过冷液体从液相变成蒸汽相，则该蒸汽排出蒸发器92并沿着管道110行进，所述管道110大体上在蒸发器92和压缩机100的吸入口112之间延伸。蒸汽被从管道110中吸出，并从吸入口112进入压缩机100。一旦蒸汽到达压缩机100，则开始新的循环，且压缩机将进入的蒸汽加压到排放压力，然后将处于排放压力的蒸汽从排放接头102分配。
位于外壳12的顶部14中的中压蒸汽通过蒸汽喷射装置50供应到压缩机100。具体地说，中压蒸汽从蒸汽喷射装置50的出口54供应到压缩机100的喷射口114。如上所述，中压蒸汽的压力比排放压力低，但是比从压缩机100的吸入口112处接收的蒸汽的压力(即吸入压力)高。中压蒸汽在喷射口114被射入，并且由于其相对于吸入压力的高压，仅需要穿过压缩机100的一部分就能达到排放压力。因此，减少了压缩机100产生处于排放压力的蒸汽所需要做的功。通过减少压缩机100产生处于排放压力的蒸汽所需做功的量，减少了与压缩机100的运行相关的能量，并提高了系统90的总体效率。可以在喷射口114附近设置并流体连接电磁阀117，以便根据容量控制的需要选择性地关闭或开启喷射流。
具体参照图9，所示的闪蒸罐10包含在能够以加热和冷却模式运行的热泵系统116中。热泵系统116包括与室内换热器120和室外换热器122流体连接的压缩机118。四路换向阀124大体安装于压缩机118和室内、室外换热器120、122之间，以引导系统116内的流体流动。具体地说，当四路换向阀124将流体从压缩机118导向室内换热器120时，热泵系统116以加热模式运行，当四路换向阀124将流体从压缩机118导向室外换热器122时，热泵系统116以冷却模式运行。
止回阀126和控制装置128与室内换热器120相关联。控制装置128可以是热膨胀阀、电子膨胀阀或固定节流孔。如果控制装置128是热膨胀阀，可将压力计接头130和灯泡132流体连接在室内换热器120的与热膨胀阀128相反的一侧，用于控制热膨胀阀128。尽管示出的止回阀126和控制装置128为独立的、分离的元件，但是止回阀126和控制装置128也可以是市售的、与室内换热器120流体连通的单个整体单元。
室外换热器122同样也包括止回阀134和控制装置136。控制装置136可以是热膨胀阀、电子膨胀阀或固定节流孔。如果控制装置136是热膨胀阀，可将压力计接头138和灯泡140设置在室外换热器122的与热膨胀阀136相反的一侧，用于控制热膨胀阀136。尽管示出的止回阀134和控制装置136为独立的元件，但是止回阀134和控制装置136也可以合并成流体连接到室外换热器122的市售的单个整体单元。
如果分别与室内换热器120和室外换热器122相关的控制装置128和136中任一个为固定节流孔或毛细管，则应当设置蓄集器142。因为固定节流孔和毛细管不能进行调节以适于加热或冷却载荷的变化，所以需要蓄集器142来保持与压缩机118和换热器120、122流体连通的制冷剂储备，以防载荷导致过量的制冷剂返回压缩机的吸入侧。因此，如果对与室内换热器120或室外换热器122相关的控制装置128、136中任一个使用固定节流孔或毛细管，则可能需要蓄集器142。
所示的闪蒸罐10与压缩机118、室内换热器120和室外换热器122流体连接。止回阀144和控制装置146大体上设于闪蒸罐10和室内换热器120的止回阀126和控制装置128之间。控制装置146可以是热膨胀阀、电子膨胀阀或固定节流孔。如果控制装置146是热膨胀阀，可在闪蒸罐10的第二口44之后将压力计接头147和灯泡149流体连接到管道156上。同样，尽管示出的止回阀144和控制装置146为独立元件，但是止回阀144和控制装置146也可以设置成流体连接在与室内换热器120相关的止回阀126、控制装置128和闪蒸罐10之间的单个单元。
闪蒸罐10的蒸汽喷射装置50与压缩机118的蒸汽喷射口148流体连接，以在热泵系统116运行期间选择性地向压缩机118供应中压蒸汽。电磁阀150大体设于蒸汽喷射装置50的出口54与压缩机118的蒸汽喷射口148之间。电磁阀150可以是电磁阀，或任何用于控制向压缩机118的喷射流的适当装置，以便根据需要控制容量。电磁阀150优选离压缩机118的喷射口148尽可能地近，以将压缩气体再膨胀损失最小化。
尽管将固定节流孔说明为控制装置128、146的一个选择，但是可替代地，该固定节流孔也可以是毛细管。此外，尽管已将控制阀128、146一般性地说明为电子膨胀阀，但该电子膨胀阀可包括步进电机驱动的电磁阀或脉冲宽度调制的电磁阀。
参照图10，将详细说明热泵系统116的运行。如上所述，热泵系统116能够以加热模式和冷却模式运行。在加热模式下，闪蒸罐10通过打开电磁阀150选择性地向压缩机118的蒸汽喷射口148提供中压蒸汽。在冷却模式下，闪蒸罐10通过关闭电磁阀150用作接收器，从而防止中压蒸汽到达压缩机118的蒸汽喷射口148。液体制冷剂被接收器(即闪蒸罐10)轻微过冷，从而降低冷凝器(即室外换热器122)所需的过冷量，因而轻微降低冷凝器负荷和冷却模式下所需的压力。
在冷却模式下，压缩机118通过管道152向四路换向阀124提供处于排放压力的汽化制冷剂。如果室内换热器120和室外换热器122中的一个或两者都使用固定节流孔或毛细管作为控制装置128、136，则所需的蓄集器142可以沿着管道174流体连接在压缩机118和四路换向阀124之间。处于排放压力的蒸汽制冷剂沿着管道152行进并遇到四路换向阀124，阀124将处于排放压力的汽化制冷剂沿着管道154向室外换热器122引导。
处于排放压力的汽化制冷剂进入室外换热器122并放热，其状态从而从高压蒸汽变成液态。以这种方式，室外换热器122在冷却模式中用作冷凝器。
一旦汽化的制冷剂充分地由蒸汽变为液态，液体制冷剂则从室外换热器122中排出并流过止回阀134，绕过控制装置136。液体制冷剂通过管道156穿过止回阀134到达闪蒸罐10的第二口44。液体制冷剂从第二口44进入闪蒸罐10并大体上容纳在外壳12的底部16内。
位于闪蒸罐10的内部容积20中的液体制冷剂仅被允许到达约等于外壳12总高度三分之一的液面高度处，因为在冷却模式中用作出口的第一口22位于约等于外壳12总高度三分之一的高度处。因此，当从冷却模式下用作入口的第二口44进入的液体到达约等于外壳12总高度三分之一的高度时，液体遇到第一口22并通过L形弯管26从闪蒸罐10的内部容积20中排出。
从第二口44进入的液体不分离为过冷液体和中压蒸汽，因为沿着大体上在蒸汽喷射装置50的出口54和压缩机118的蒸汽喷射口148之间延伸的管道158设置的电磁阀150保持关闭。因为电磁阀150保持关闭，所以不允许中压蒸汽从闪蒸罐10的内部容积20中逸出以及沿着管道158流向压缩机118。因为不允许中压蒸汽沿着管道158行进以及进入压缩机118，所以进入闪蒸罐10的液体制冷剂不能膨胀成中压蒸汽和过冷液体制冷剂。由于进入闪蒸罐10的液体制冷剂不能分离成中压蒸汽和过冷液体，所以进入的流体仅停留在外壳12的底部16内，从而使得闪蒸罐10在冷却模式下用作接收器。
当处于外壳12底部16中的液体制冷剂到达第一口22时，液体制冷剂进入第一口22并通过L形弯管26排出外壳12。液体制冷剂首先遇到L形弯管26的第二室40，并穿过第二室40直到通过第一室38和接头34从L形弯管26排出。一旦液体制冷剂从接头34排出闪蒸罐10，液体制冷剂则沿着大体位于接头34和止回阀144之间的管道160行进。液体制冷剂遇到止回阀144并从中穿过，从而绕过控制装置146。
一旦液体制冷剂通过止回阀144绕过控制装置146，液体制冷剂将沿着大体上在止回阀144和止回阀126之间延伸的管道162行进。液体制冷剂沿着管道162行进并与和室内换热器120相关的止回阀126接合。
止回阀126使得液体制冷剂沿着管道164行进并与控制装置128接合。控制装置在液体制冷剂到达室内换热器120之前使液体制冷剂膨胀。如果控制装置128是固定节流孔，那么液体制冷剂在到达室内换热器120之前的膨胀程度是固定的。然而，如果控制装置128是热膨胀装置或电子膨胀装置中的一种，则控制装置128将根据冷却需要来调节液体制冷剂的膨胀量。
膨胀后的制冷剂离开控制装置128并通过管道166和168进入室内换热器120。一旦制冷剂进入室内换热器120中，制冷剂将从周围环境吸热并从液态变为气态。以这种方式，室内换热器120在冷却模式下用作蒸发器。
一旦制冷剂已充分地从液态变为气态，制冷剂将离开室内换热器120并通过管道170返回到四路换向阀124。四路换向阀124通过管道174将汽化的制冷剂引至压缩机118的吸入口172。
在加热模式中，四路换向阀使制冷剂在热泵系统116内反向流动，使得室内换热器120用作冷凝器而室外换热器122用作蒸发器。在运行中，压缩机118通过管道152向四路换向阀124供应处于排放压力的汽化制冷剂。四路换向阀通过管道170将处于排放压力的汽化制冷剂导向室内换热器120。处于排放压力的汽化制冷剂进入室内换热器120并放热，从而从蒸汽态变为液态。
一旦制冷剂已充分地从高压蒸汽态变为液态，液体制冷剂将通过管道168离开室内换热器120并与止回阀126接合。止回阀让液体制冷剂从中通过并大体上沿着管道162向止回阀144行进，从而绕过控制装置128。液体制冷剂遇到止回阀144，并且被迫必须首先经过控制装置146才能进入闪蒸罐10的接头34。液体与止回阀144接合并被沿着管道176导向控制装置146。液体制冷剂在控制装置146作用下膨胀，然后通过管道160和178被导向闪蒸罐10的接头34。膨胀后的制冷剂通过接头34、L形弯管26和第一口22进入闪蒸罐10的内部容积20。如上所述，由于L形弯管26的第二室40的关系以及第一口22与外壳12的内表面24之间的相切关系，输入的制冷剂的速度和湍流得以降低。
一旦液体制冷剂进入闪蒸罐10的内部容积20中，液体制冷剂则被膨胀成高压汽化制冷剂和过冷液体制冷剂。
过冷液体制冷剂大体上集中于外壳12的底部16，而中压蒸汽大体上集中于外壳12的顶部14附近。
中压蒸汽通过管道158被供应到压缩机118的蒸汽喷射口148。蒸汽喷射装置50通过出口54、管道158和电磁阀150将中压蒸汽提供到压缩机118的蒸汽喷射口148。也可以根据加热需要对控制装置进行控制。如果室外环境温度较低，优选在25华氏度以下，则需要使电磁阀150更充分地开启并使更多的中压蒸汽通过蒸汽喷射口148进入压缩机118中。相反，如果室外环境温度较高，优选在45华氏度以上，则电磁阀150将限制通过管道158的流动，从而限制压缩机118在蒸汽喷射口148处接收的中压蒸汽的量。
电磁阀150也可以根据室外温度而进行脉冲宽度调制。例如，在较低的室外温度下(即室外环境温度低于25华氏度)，可以将电磁阀150完全打开，以使热泵的容量最大化，从而减少辅助加热器(即电阻式电加热器)的使用。相反，在较高的室外温度下(即室外环境温度在45华氏度以上)，可以将电磁阀150关闭，以使热泵的容量最小化，从而降低开/关循环损失。当室外环境温度在25华氏度至45华氏度之间时，可以对电磁阀150进行脉冲宽度调制。
在蒸汽喷射口118处为压缩机118提供中压蒸汽降低了压缩机产生处于排放压力的汽化制冷剂所需的做功量。具体地说，因为中压蒸汽的压力比排放压力低但是比吸入压力高，因此，与将蒸汽从吸入压力压缩到排放压力所需做的功相比，压缩机将中压蒸汽压缩到排放压力所需做的功较少。
位于外壳12底部16中的过冷液体制冷剂从第二口44离开闪蒸罐10，并大体上沿着管道156向止回阀134行进。当过冷液体制冷剂遇到止回阀134时，该止回阀使得过冷液体制冷剂沿着管道180行进并遇到控制装置136。控制装置136在过冷液体制冷剂进入室外换热器122之前使制冷剂膨胀。一旦制冷剂在控制装置136作用下膨胀，膨胀后的制冷剂将沿着一对管道182、184行进并被室外换热器122接收。膨胀后的换热器放热并因此从液态变为蒸汽态。一旦制冷剂已充分地从液态变为蒸汽态，蒸汽将离开室外换热器122并通过管道154到达四路换向阀124。在到达四路换向阀124后，蒸汽通过管道174返回到压缩机118的吸入口172，从而开始新的循环。
L形弯管26相对于闪蒸罐10底部16的定位使得闪蒸罐10在加热模式中用作闪蒸罐，而在冷却模式中用作接收器。在冷却模式中，闪蒸罐10作为接收器来运行，因此基本上使接收的制冷剂通过闪蒸罐10而不发生膨胀。因此，L形弯管26距外壳12的底部16越近，系统116中所需的制冷剂(即加料)就越少。然而，对于加热模式，闪蒸罐10用作闪蒸罐并将接收的制冷剂分离成中压蒸汽和过冷液体制冷剂。因此，闪蒸罐10接收的制冷剂越多，能够产生的中压蒸汽和过冷液体制冷剂也就越多。
如果闪蒸罐10仅用于具有加热模式的系统中，那么L形弯管26可以位于外壳12的大致中部处，与底部16和顶部14基本上等距，从而使外壳内的过冷液体和中压蒸汽的量最大化。
然而，对于以加热和冷却两种模式工作的热泵系统，例如热泵116，将L形弯管26定位在外壳12的中部处要求向热泵116提供更多的制冷剂(即加料)，使得在冷却模式下从第二口44进入的制冷剂能够充分填充内部容积20、到达L形弯管26并离开外壳12。
考虑到以上所述，将L形弯管26定位在与闪蒸罐10的底部相距约外壳12总高度三分之一的位置处。该位置使得热泵系统116在冷却模式下具有比否则L形弯管26沿着外壳12定位在更高点(即，例如外壳12的中点)时所需的加料量少的加料量，并使得闪蒸罐10在加热模式过程中产生足量的中压蒸汽供蒸汽喷射装置50使用。
高效热泵系统倾向于要求室外换热器122的内部容积比室内换热器120的内部容积大。因此，减小了所需的最小加料量，并且在无需“加料回采”(charge robbing)装置的情况下使冷却模式和加热模式的加料需求平衡，所述加料回采装置为例如使得过量加料能够被移除的空容积体或罐。
对于热泵系统116，控制装置146和128连通其止回阀144和126可以用单个的双向电子膨胀阀替代，该阀优选位于室内单元120的与控制装置128相同的位置处。通过这样的设置，流体管道162将在冷却模式中含有液体制冷剂，而在加热模式中含有膨胀后的制冷剂。
对于热泵系统116，电磁阀150可以在冷却模式下开启，以便以比加热模式高得多的喷射压力将大量液体而不是蒸汽引入到压缩机118中，因为当液体进入接收器(即闪蒸罐10)时不膨胀成低压。这通常称为“液体喷射”系统而不是蒸汽喷射系统。液体喷射可在室外温度高的情况下使用，以根据需要对压缩机118的提供内部冷却。
具体参照图11，提供了另一种热泵系统116a。鉴于与热泵系统116相关的部件在结构和功能方面与热泵系统116a基本相似，所以在下文中在图中用相似的附图标记表示相似的部件，其中相似的附图标记含有字母扩展部，以区分经过修改的部件。
热泵系统116a类似于热泵系统116，不同在于蒸汽喷射装置50在加热模式和冷却模式中都使用。在这种设置中，可以去除电磁阀150，并且向口148进行的喷射取决于压缩机118是否在运行。为此，将止回阀186和控制装置188流体大体上沿着管道156连接在闪蒸罐10的第二口44和室外换热器122的止回阀134和控制装置136之间。
在运行中，压缩机118通过管道152向四路换向阀124供应处于排放压力的蒸汽。如果室内换热器120或室外换热器122中任一个含有用作控制装置128、136的固定节流孔，则可能需要蓄集器142。在这种情况下，压缩机118通过管道152向四路换向阀124提供处于排放压力的蒸汽。
在冷却模式下，四路换向阀124在接收到处于排放压力的汽化制冷剂后，将该处于排放压力的汽化制冷剂导向室外换热器122。汽化制冷剂进入室外换热器122并在其中由蒸汽转变成液体。
一旦汽化制冷剂已充分地由蒸汽转变成液体，该液体制冷剂将沿着管道184离开室外换热器122，穿过止回阀134并被通过管道156导向闪蒸罐10。液体制冷剂沿着管道156行进并遇到止回阀186。止回阀186使得液体制冷剂沿着管道190行进并遇到控制装置188。控制装置188可以是热膨胀阀、电子膨胀阀或固定节流孔，用于在液体制冷剂进入闪蒸罐10之前使液体制冷剂膨胀。
在经过控制装置188膨胀后，液体制冷剂沿着管道192、194行进，然后被闪蒸罐10接收。膨胀后的液体制冷剂从第二口44进入闪蒸罐10并在外壳12的内部容积20中膨胀成中压蒸汽和过冷液体制冷剂。中压蒸汽被蒸汽喷射装置50导向压缩机118的蒸汽喷射口148。
蒸汽喷射装置50通过出口54、管道158和电磁阀150(如果使用了电磁阀150)将中压蒸汽导向压缩机118的蒸汽喷射口148。电磁阀150可以基于冷却需要进行控制，并且可以根据室外环境温度进行控制。例如，电磁阀150可以在最大室外温度(125华氏度)下关闭以降低电网的峰值负荷，或开启以使压缩机118高效地提供更大的冷却效应。同样，可以在额定的全负荷室外环境温度(即95华氏度)下将电磁阀150打开以提高系统的额定标称容量(即全负荷下容量)，并在较低的室外温度(即82华氏度)下关闭以降低部分负荷(即较低负荷)下的容量，从而通过降低换热器负荷而提高系统效率。
位于外壳12底部16内的过冷液体制冷剂通过第一口22和L形弯管26离开内部容积20。过冷液体制冷剂大体上通过管道160向止回阀144行进穿过L形弯管26和接头34。过冷液体制冷剂穿过止回阀144，绕过控制装置146，并继续沿着管道162大体上向止回阀126行进。止回阀126使得液体制冷剂沿着管道164进行并遇到控制装置128。控制装置128使过冷液体制冷剂膨胀并将膨胀的过冷液体制冷剂通过管道166和168导向室内换热器120。
一旦膨胀后的制冷剂处于室内换热器120中，膨胀后的制冷剂将吸热并因此从液态变为蒸汽态。一旦制冷剂已充分地由液态变为蒸汽态，汽化的制冷剂则离开室内换热器120并沿着管道170大体上向四路换向阀124行进。四路换向阀124接收汽化的制冷剂并将其通过管道174导向压缩机118的吸入口172，从而开始新的过程。
在加热模式下，压缩机118通过管道152向四路换向阀124提供处于排放压力的蒸汽。同样，室内换热器120或室外换热器122包括作为控制装置128、136的固定节流孔，并且可能需要蓄集器142。在这种情况下，压缩机118通过管道152向四路换向阀124提供处于排放压力的蒸汽。
在加热模式下，四路换向阀124将处于排放压力的蒸汽导向室内换热器120。汽化的制冷剂进入室内换热器120中并放热，从而由高压蒸汽相变为液相。一旦制冷剂已充分地由蒸汽相变为液相，液体制冷剂将通过管道168离开室内换热器120。
离开的制冷剂沿着管道168行进并遇到止回阀126。止回阀126使液体制冷剂绕过控制装置128并沿着管道162大体上向止回阀144行进。止回阀144将液体制冷剂通过管道176导向控制装置146。控制装置146使液体制冷剂膨胀，然后将液体制冷剂导向闪蒸罐10。
膨胀后的液体制冷剂离开控制装置146并通过管道178和160行进到L形弯管26的接头34。膨胀后的制冷剂通过接头34、L形弯管26和第一口22进入闪蒸罐10。
一旦膨胀后的制冷剂进入闪蒸罐10的内部容积20中，制冷剂便膨胀成中压蒸汽和过冷液体制冷剂。中压蒸汽被蒸汽喷射装置50供应到压缩机118的喷射口148。具体地说，蒸汽喷射装置50将中压蒸汽通过出口54、管道158和电磁阀150导向压缩机118的喷射口148。如上所述，可以根据室外环境温度对电磁阀150进行控制。
大体上处于外壳12的底部116中的过冷液体制冷剂通过第二口44离开闪蒸罐10。离开的过冷液体制冷剂通过管道194向止回阀186行进并绕过控制装置188。一旦过冷液体制冷剂已通过止回阀186，过冷液体制冷剂则沿着管道156大体上向止回阀134行进。
止回阀134使得过冷液体制冷剂沿着管道180大体上向控制装置136行进。控制装置136使过冷液体制冷剂膨胀，然后将过冷液体制冷剂导向室外换热器122。一旦制冷剂已充分膨胀，制冷剂将通过管道182和184被导入室外换热器122。一旦处于室外换热器122中，液体制冷剂便吸热并从液态变为蒸汽态。一旦制冷剂已充分地由液态变为蒸汽态，汽化的制冷剂便通过管道154被导向四路换向阀124。四路换向阀124通过管道174将汽化的制冷剂导向压缩机118的吸入口172，从而开始新的循环。
具体参照图12，提供了另一种热泵系统116b。鉴于与热泵系统116相关的部件在结构和功能方面与热泵系统116b基本相似，所以在下文中在图中用相似的附图标记表示相似的部件，其中相似的附图标记含有字母扩展部，以区分经过修改的部件。
热泵系统116b类似于热泵系统116和116a，但是闪蒸罐10被板式换热器196替代，该换热器用于向压缩机118的蒸汽喷射口148供应蒸汽。该换热器可以是管壳式或微通道式，但是板式换热器设计是最常见的并且它使加料需求最小化。板式换热器196包括蒸汽侧198和过冷液体侧200，并且流体连接在室内换热器120和室外换热器122之间。控制装置202设置在蒸汽侧198的入口204处，以使液体制冷剂在进入蒸汽侧198之间使其膨胀。控制装置202与蒸汽侧198一起产生供蒸汽喷射装置50b使用的中压蒸汽流。蒸汽喷射装置50b向压缩机118的蒸汽喷射口148提供中压蒸汽，以改善压缩机118的总体效率和性能。
继续参照图12，将说明热泵系统116b的运行。在冷却模式下，压缩机118通过管道152向四路换向阀124供应处于排放压力的蒸汽。如果室内换热器120或室外换热器122含有用作控制装置128、136的固定节流孔，则可能需要蓄集器142。在这种情况下，压缩机118通过管道152和蓄集器142向四路换向阀124提供处于排放压力的蒸汽。
四路换向阀124将处于排放压力的蒸汽导向室外换热器122。室外换热器122从四路换向阀124接收高压蒸汽并使该高压蒸汽放热，从而使其从蒸汽相变为液相。一旦制冷剂已充分地由蒸汽相变成液相，液体制冷剂便沿着管道184离开室外换热器122。液体制冷剂沿着管道184行进并遇到止回阀134，从而绕过控制装置136。液体制冷剂继续在管道184中行进，穿过止回阀134，继续通过止回阀134并进入管道156。
液体制冷剂通过管道156大体上向板式换热器196行进，并流入管道206和管道208，所述管道206将液体制冷剂导向板式换热器196的蒸汽侧198，所述管道208将液体制冷剂导向板式换热器196的过冷液体侧200。
位于管道206中的液体制冷剂遇到位于蒸汽侧198的入口204的上游的控制装置202。控制装置202可以是热膨胀阀、电子膨胀阀或固定节流孔。如果控制装置202是热膨胀阀，则可将压力计接头210和灯泡大致定位在蒸汽侧198的出口214的下游，大体上位于出口214和压缩机118的蒸汽喷射口148之间。压力计接头210和灯泡212用于控制位于蒸汽侧198的入口204上游的热膨胀装置202。
位于管道206中的液体制冷剂被控制装置202接收，在到达蒸汽侧198的入口204前先发生膨胀。一旦液体制冷剂已充分地被控制装置202膨胀，那么膨胀后的制冷剂从入口204进入板式换热器196的蒸汽侧198。一旦处于蒸汽侧198，液体制冷剂便从在板式换热器196的液体侧200中的管道208中流动的液体制冷剂中吸热。
以这种方式，当液体制冷剂流过板式换热器196的液体侧200中的管道208时，热量损失给板式换热器196的蒸汽侧198，从而将进入板式换热器196的液体侧200中的液体制冷剂转变为过冷液体制冷剂。从通过板式换热器196的液体侧200的液体制冷剂中吸收的热被进入板式换热器196的蒸汽侧198中的液体制冷剂吸收，从而导致蒸汽侧198中的液体膨胀并形成中压蒸汽流。
中压蒸汽从出口214离开板式换热器196的蒸汽侧198，并沿着管道158行进到压缩机118的蒸汽喷射口148。如以上针对热泵系统116和116a所述，从蒸汽喷射口148进入压缩机118的中压蒸汽提高压缩机118产生处于排放压力的蒸汽的能力。因此，通过在板式换热器196中产生中压蒸汽并将该中压蒸汽供应到压缩机118，改善了压缩机118和系统116b的总体效率。
电磁阀150大体上设置在蒸汽侧198的出口214和压缩机118的蒸汽喷射口148之间，如上所述，它控制蒸汽喷射口148接收的中压蒸汽的量。
由板式换热器196的液体侧200产生的过冷液体离开板式换热器并沿着管道162大体上向止回阀126行进。止回阀126迫使过冷液体制冷剂沿着管道164进行并遇到控制装置128。控制装置128在液体制冷剂进入室内换热器120之前使其膨胀。一旦制冷剂已充分地在控制装置128作用下膨胀，制冷剂便通过管道166和168进入室内换热器120。进入室内换热器120的过冷液体制冷剂放热，从而由液相变成蒸汽相。一旦制冷剂已充分地由液体转变为蒸汽，汽化的制冷剂便离开室内换热器120并通过管道170向四路换向阀124行进。四路换向阀120通过管道174将汽化的制冷剂导向压缩机118的吸入口172，从而开始新的循环。
在加热模式下，压缩机118产生处于排放压力的蒸汽并将该蒸汽通过管道152导向四路换向阀124。同样，如果室内换热器120或室外换热器122包括作为控制装置128、136的固定节流孔，则可能需要蓄集器142。在这种情况下，压缩机118通过管道152向四路换向阀提供处于排放压力的蒸汽。
四路换向阀124通过管道170将处于排放压力的蒸汽导向室内换热器120。室内换热器120从四路换向阀124接收高压蒸汽，并使高压蒸汽放热，从而使制冷剂由蒸汽相变成液相。一旦制冷剂已充分地由蒸汽相变为液相，液体制冷剂便离开室内换热器120并通过管道168向止回阀126行进。
止回阀使液体制冷剂绕过控制装置128并通过管道162继续向板式换热器196行进。液体制冷剂沿管道162行进并被板式换热器196的液体侧200接收。液体制冷剂通过管道208穿过板式换热器196的液体侧200。一旦液体制冷剂遇到管道208，制冷剂便穿过管道208并进入到管道206中。
进入管道206的液体制冷剂遇到控制装置202，一旦进入控制装置202中则在其作用下被膨胀。膨胀后的液体制冷剂离开控制装置202并从入口204进入板式换热器196的蒸汽侧198。
板式换热器196的蒸汽侧198使得其中的膨胀的液体制冷剂从穿过板式换热器196的液体侧200的制冷剂中吸热。这样，穿过蒸汽侧198的制冷剂转变成中压蒸汽，穿过液体侧200的制冷剂转变成过冷液体制冷剂。在这种设置中，蒸汽侧198和液体侧200在加热模式中具有对流构造，而在冷却模式中则具有平行流构造。
中压蒸汽从出口214离开板式换热器196的蒸汽侧198，并被蒸汽喷射装置50b导向压缩机118的蒸汽喷射口148。中压蒸汽沿着管道158行进，穿过电磁阀150，然后达到压缩机118的蒸汽喷射口148。
在加热模式下，当室外环境温度降低时，电磁阀150使更多的中压蒸汽进入压缩机118的蒸汽喷射口148。使更多的中压蒸汽进到达压缩机118改善了压缩机118产生处于排放压力的蒸汽的能力。使压缩机118产生更多的处于排放压力的蒸汽改善了热泵系统116b产热的能力，并因此改善了系统116b的总体性能和效率。
由板式换热器196的液体侧200产生的过冷液体制冷剂沿着管道208和管道156大体上向止回阀134行进。止回阀134使得过冷液体制冷剂沿着管道180行进并遇到控制装置136。控制装置136在过冷液体制冷剂进入室外换热器122之前使其膨胀。一旦过冷液体制冷剂已在控制装置136作用下充分膨胀，膨胀后的制冷剂便通过管道182和184进入室外换热器122。
室外换热器122接收膨胀的制冷剂，并使制冷剂吸热而从液相变成蒸汽相。一旦制冷剂已充分地由液体转变成蒸汽，汽化的制冷剂便离开室外换热器122并大体上沿着管道154向四路换向阀124行进。四路换向阀124通过管道174将汽化的制冷剂导向压缩机118的吸入口172，从而开始新的过程。
具体参照图13和图14，在上述热泵系统116、116a、116b的任何一个中，将各系统116、116a、116b停止可能导致制冷剂在系统116、116a、116b内的瞬态流动。例如，对于热泵系统116，当压缩机118的运行停止并且控制阀150保持开启时，制冷剂发生大体从闪蒸罐10到压缩机118的迁移，这一直持续到系统116中的制冷剂达到稳定状态。类似地，如果与室外换热器122相关的控制装置136保持开启，那么大体上位于闪蒸罐10和室外换热器122之间的制冷剂也处于瞬态并可迁移到压缩机118的吸入口172，直到系统内的制冷剂达到稳定状态(即平衡)。
虽然以下技术可用于防止上述热泵系统116、116a或116b的任何一个中制冷剂的迁移，但将针对热泵系统116a说明下述步骤，因为热泵系统116a包括加热和冷却两种模式下的蒸汽喷射。当由于达到了期望的室内温度(即加热或冷却)而即将将压缩机118关闭时，可将控制装置136、150中的一个或两者都关闭，以防止制冷剂在热泵系统116a内迁移。
控制装置136、150可在压缩机118关闭前的预定量时间时关闭，以防止制冷剂迁移。通过在压缩机118关闭前的预定量时间时关闭电磁阀150，防止了制冷剂从闪蒸罐10的上部14向压缩机118的蒸汽喷射口148迁移。同样，通过在压缩机118关闭前的预定量时间时关闭控制装置136，防止了制冷剂从室外换热器122向压缩机118的吸入口172迁移。
防止制冷剂通过控制装置136和150迁移到压缩机118中避免压缩机118处于溢流启动状态。具体地说，如果控制装置136和150在压缩机118关闭时保持开启，那么系统116a中的制冷剂能够在系统116a内迁移并可进入压缩机118。当压缩机118再次启动时，位于压缩机118内的过量制冷剂可能包括液体制冷剂，这会对压缩机118造成损害。
当控制装置136和150处于关闭位置时，可以安全地启动压缩机118，因为防止了制冷剂迁移到压缩机118中。在压缩机118启动后，可以将控制装置136和150保持在关闭位置一段预定量的时间，从而让制冷剂填充到闪蒸罐10和室外换热器122中并在相应的控制装置136和150开启之前稳定下来。
如上所述，控制装置136和150关闭一段预定量的时间直到系统关闭，并且在系统116a启动之后保持关闭一段预定的时间。在一个示例性实施方式中，所述预定时期可以基本等于0至60秒，使得控制装置136和150在系统116a关闭前大约0至60秒时关闭，并在系统116a开启后0到60秒时开启。尽管说明了一段固定的或规定的时间(即0至60秒)，但是该预定时期可以基于系统116a和/或压缩机118的性能来设定。具体地说，所述预定时期可以基于指示压缩机和系统性能的压缩机118的排放线路温度或液面高度来设定。
一旦电磁阀150打开，中压蒸汽便从蒸汽喷射口148供应到压缩机118。如上所述，该蒸汽喷射改善了压缩机118提供处于排放压力的蒸汽的能力。电磁阀150可以无限期地保持在开启状态，以便持续地对压缩机18提供改进的性能，或者，一旦系统116a达到稳定状态，便可以将电磁阀150选择性地关闭。在一个示例性实施方式中，系统116a在电磁阀150开启后约10分钟时达到稳定状态，并将中压蒸汽供应到压缩机118。
可以基于室外环境条件确定将电磁阀150保持在开启状态、从而向压缩机118提供中压蒸汽的时长。例如，如果系统116a在冷却模式下运行，那么在较高的室外环境温度下，将向压缩机118提供中压蒸汽较长的时期。相反，当室外环境温度低并且系统116a在冷却模式下运行时，可向压缩机118提供较少的中压蒸汽。通过控制电磁阀150保持开启的时间，可以控制供应到压缩机118的中压蒸汽的量。控制对压缩机118的中压蒸汽供应能够有效地使压缩机118的输出与需求相匹配，这可以如上所述基于室外环境温度来设定。
具体参照图15和图16，调节电磁阀150的运行还可以改善系统116、116a、116b中任何一个的解冻循环的性能。尽管以下解冻控制方案可用于上述系统116、116a和116b中的任何一个，但是将针对控制系统116a来说明解冻控制方案。
在运行时，蒸汽喷射装置50提供容量增大的解冻循环，以使系统116a将在冻结温度以下在加热模式下用作蒸发器的室外换热器122解冻。在运行时，当确定了解冻条件时，将信号发送给四路换向阀124，以使流动逆转，并将处于排放压力的蒸汽导向经历冰冻状态的换热器122。处于排放压力的蒸汽一旦进入经历冰冻状态的换热器122中便从蒸汽相变为液相，并由此放热。释放的热使换热器122中的冰冻融化并使换热器122回到基本不冻状态。
在解冻循环中，蒸汽喷射装置50可用于向压缩机118提供中压蒸汽，以改善压缩机118提供处于排放压力的蒸汽的能力。压缩机118提供处于排放压力的蒸汽的能力的改善本质上增大了释放到经历冰冻状态的换热器122中的热容量，并因而改善了系统116a更快地消除相应的换热器122上的冰冻的能力。
在向压缩机118提供中压蒸汽改善了系统116a对换热器122的的除冻能力的同时，对电磁阀150的控制有助于防止四路换向阀124换向过程中液体迁移到压缩机118中。具体地说，在将四路换向阀124切换成将处于排放压力的蒸汽导向经历冰冻状态的换热器122之前，将电磁阀150关闭，从而防止中压蒸汽在换向期间到达压缩机118的蒸汽喷射口148。四路换向阀124可以关闭一段预定量的时间，直至四路换向阀124换向。因此，由于换热器120、122之间的流动被反向，所以防止了闪蒸罐10内任何与过冷液体制冷剂或输入的液体制冷剂混合的中压蒸汽到达压缩机118的蒸汽喷射口148。如上所述，防止进入压缩机118中的这种液体喷射保护了压缩机118，并因而改善了系统116a的总体性能。
电磁阀150保持关闭一段预定时间，使得制冷剂在系统116a内在各换热器120、122之间改变流动方向。在一个示例性实施方式中，该预定时期可以约等于0至60秒。尽管0至60秒为一个示例性实施方式，但是可基于处于系统116a内的制冷剂的体积和/或各换热器120、122的尺寸(即螺旋管尺寸等)来设定该预定时期。
在该预定时期之后，电磁阀50再次开启，使中压蒸汽能够到达压缩机118的蒸汽喷射口148。如上所述，向压缩机118提供中压蒸汽本质上增大了在经历冰冻状态的换热器122中释放的热容量，并因而减少了使经历冰冻状态的换热器122完全解冻所需要的时间量。
为终止解冻循环，系统116a使流动反向，使得处于排放压力的蒸汽被导离已解冻的换热器122，并被导向室内换热器120。在四路换向阀124改变制冷剂在系统116a中的流动方向之前，将电磁阀150再次关闭。将电磁阀150关闭一段预定时期直到解冻周期终止，以防止液体制冷剂到达压缩机118。如以上针对解冻循环的启动所述，当四路换向阀124改变制冷剂在系统116a中的流动方向时，进入闪蒸罐10中的液体制冷剂可能与位于闪蒸罐10内部容积20中的过冷液体制冷剂和中压蒸汽混合，并因而从蒸汽喷射口148被吸入压缩机118中，导致对压缩机118的损害。因此，在四路换向阀124改变制冷剂在系统116a中的流动方向之前将电磁阀150关闭，以防止任何液体制冷剂到达压缩机118的蒸汽喷射口148。
电磁阀150在解冻循环结束后保持关闭一段预定时期。在一个示例性实施方式中，该预定时期约等于0至60秒，使得系统116a内的制冷剂达到稳定流动状态。可以基于处于系统116a内的制冷剂的体积和/或各换热器120、122的尺寸来设定该预定时期。
蒸汽喷射系统50也可以结合用于室内换热器120的可变速鼓风机进行优化，以在加热模式下增加较热空气的供应并在冷却模式下强化除湿(图17和图18)。鼓风机速度可以根据电磁阀150的开启或关闭而改变。

Claims (92)

1.一种闪蒸罐，包括：
外壳，该外壳具有位于顶部和底部之间的中部，所述顶部、底部和中部共同限定出内部容积；
与所述内部容积流体连通的第一口，该第一口能够在加热模式下用作入口并且能够在冷却模式下用作出口；以及
与所述内部容积流体连通的第二口，该第二口能够在冷却模式下用作入口并且能够在加热模式下用作出口。
2.如权利要求1所述的闪蒸罐，其中，所述外壳的高度与直径比为大约4至6。
3.如权利要求1所述的闪蒸罐，其中，所述第一口是穿过所述外壳的所述中部而形成的。
4.如权利要求3所述的闪蒸罐，其中，所述第一口与所述底部隔开一段约等于所述外壳总高度的三分之一或不大于所述外壳总高度的一半的距离。
5.如权利要求3所述的闪蒸罐，其中，所述第一口与所述底部隔开一段约等于不大于所述外壳总高度的一半的距离。
6.如权利要求1所述的闪蒸罐，其中，所述第一口与所述外壳的内表面相切地形成。
7.如权利要求1所述的闪蒸罐，其中，所述第一口包括与所述外壳垂直地形成的第一部分以及与所述外壳基本平行地形成的第二部分，使得所述第一部分和所述第二部分共同限定出大致的L形。
8.如权利要求7所述的闪蒸罐，其中，所述第一部分包括用来降低进入所述外壳的流体的速度的膨胀容积。
9.如权利要求1所述的闪蒸罐，还包括位于所述外壳内的内部隔板。
10.如权利要求9所述的闪蒸罐，其中，所述内部隔板与所述外壳的所述中部基本垂直地形成。
11.如权利要求9所述的闪蒸罐，其中，所述内部隔板相对于所述外壳的所述中部成角度地形成。
12.如权利要求9所述的闪蒸罐，其中，所述内部隔板包括至少一个通孔。
13.如权利要求9所述的闪蒸罐，其中，所述内部隔板相对于所述第一口定位成直接从所述第一口接收流体。
14.如权利要求1所述的闪蒸罐，其中，所述第二口位于所述外壳的所述底部中。
15.如权利要求1所述的闪蒸罐，还包括位于所述外壳内的盘，所述盘用于将所述外壳的液体部分与所述外壳的蒸汽部分分离开。
16.如权利要求15所述的闪蒸罐，其中，所述盘是位于所述外壳内的内壳的顶表面。
17.如权利要求15所述的闪蒸罐，其中，所述盘与所述底部隔开一段约等于所述外壳总高度的三分之二的距离。
18.如权利要求15所述的闪蒸罐，其中，所述盘包括使得所述液体部分与所述蒸汽部分之间能够流体连通的至少一个孔。
19.如权利要求15所述的闪蒸罐，其中，所述盘包括从其顶表面延伸到所述蒸汽部分中的管。
20.如权利要求15所述的闪蒸罐，还包括穿过所述外壳的所述中部形成的回流管，用以在所述液体部分在所述外壳内超过预定液面高度时接收来自所述液体部分的液体。
21.如权利要求20所述的闪蒸罐，其中，所述回流管与所述第二口流体连接。
22.如权利要求1所述的闪蒸罐，还包括穿过所述外壳的所述中部形成的回流管，用以在液体在所述外壳内达到预定液面高度时从所述外壳中除去所述液体。
23.如权利要求22所述的闪蒸罐，其中，所述回流管与所述第二口流体连接。
24.如权利要求1所述的闪蒸罐，还包括穿过所述外壳形成的视镜，用于观察所述外壳内的预定流体液面高度。
25.如权利要求1所述的闪蒸罐，还包括用于测定所述外壳内流体液面高度的液面高度传感器。
26.一种能够在加热模式和冷却模式下运行的热泵系统，包括：
第一换热器；
与所述第一换热器流体连通的第二换热器；
与所述第一换热器和第二换热器中每一个均流体连通的压缩机；以及
与所述第一换热器、第二换热器以及所述压缩机中每一个均流体连通的罐，所述罐包括：
外壳，该外壳具有位于顶部和底部之间的中部，所述顶部、底部和中部共同限定出内部容积；
第一口，该第一口接收来自所述第一换热器的流体并与所述内部容积流体连通，该第一口能够在加热模式下用作入口并且能够在冷却模式下用作出口；以及
第二口，该第二口接收来自所述第二换热器的流体并与所述内部容积流体连通，该第二口能够在冷却模式下用作入口并且能够在加热模式下用作出口。
27.如权利要求26所述的热泵系统，还包括位于所述第一口和所述第一换热器之间的第一控制装置。
28.如权利要求27所述的热泵系统，其中，所述第一控制装置是热膨胀阀、电子膨胀阀、固定节流孔或单个的双向电子膨胀阀中的一种。
29.如权利要求28所述的热泵系统，其中，所述电子膨胀阀是步进电机驱动电磁阀或脉冲宽度调制电磁阀中的一种。
30.如权利要求28所述的热泵系统，其中，所述电子膨胀装置是基于所述罐的液面高度、罐的温度或所述压缩机的排放线路温度中的至少一个来控制的。
31.如权利要求28所述的热泵系统，其中，所述热膨胀阀包括流体连接于所述罐的所述第二口附近的压力计接头和灯泡。
32.如权利要求27所述的热泵系统，还包括位于所述第一口和所述第一换热器之间的止回阀，所述止回阀能够操作成在所述冷却模式下使流体绕过所述第一控制装置，以及在所述加热模式下将所述流体导入所述第一控制装置。
33.如权利要求26所述的热泵系统，还包括位于所述第一口和所述第一换热器之间的第二控制装置。
34.如权利要求33所述的热泵系统，其中，所述第二控制装置是热膨胀阀、电子膨胀阀、固定节流孔或单个的双向电子膨胀阀中的一种。
35.如权利要求34所述的热泵系统，其中，所述电子膨胀阀是步进电机驱动电磁阀或脉冲宽度调制电磁阀中的一种。
36.如权利要求34所述的热泵系统，其中，所述电子膨胀装置是基于所述罐内的液面高度、所述罐内的温度或所述压缩机的排放线路温度中的至少一个来控制的。
37.如权利要求33所述的热泵系统，还包括位于所述第一口和所述第一换热器之间的止回阀，所述止回阀能够操作成在所述加热模式下使流体绕过所述第二控制装置，以及在所述冷却模式下将所述流体导入所述第二控制装置。
38.如权利要求26所述的热泵系统，还包括位于所述第二口和所述第二换热器之间的第三控制装置。
39.如权利要求38所述的热泵系统，其中，所述第三控制装置是热膨胀阀、电子膨胀阀、固定节流孔或单个的双向电子膨胀阀中的一种。
40.如权利要求39所述的热泵系统，其中，所述电子膨胀阀是步进电机驱动电磁阀或脉冲宽度调制电磁阀中的一种。
41.如权利要求39所述的热泵系统，其中，所述电子膨胀装置是基于所述罐内的液面高度、所述罐内的温度和所述压缩机的排放线路温度中的至少一个来控制的。
42.如权利要求38所述的热泵系统，还包括位于所述第二口和所述第二换热器之间的止回阀，所述止回阀能够操作成在所述冷却模式下使流体绕过所述第三控制装置，以及在所述加热模式下将所述流体导入所述第三控制装置。
43.如权利要求26所述的热泵系统，还包括从所述罐延伸到所述压缩机的喷射线路。
44.如权利要求43所述的热泵系统，还包括位于所述喷射线路上的第四控制装置，以控制从所述罐到所述压缩机的流体。
45.如权利要求44所述的热泵系统，其中，所述第四控制装置远离所述压缩机设置、整合在所述压缩机的外壳上或者设置在所述压缩机的所述外壳内。
46.如权利要求44所述的热泵系统，其中，所述第四控制装置为电磁阀。
47.如权利要求44所述的热泵系统，其中，所述第四控制装置是基于室外环境温度、压缩机排放温度、室内换热器风扇速度、恒温器阶段要求以及换向阀信号中的至少一个来控制的。
48.如权利要求44所述的热泵系统，其中，在所述冷却模式下，所述第四控制装置在第一预定室外温度以上时开启，并在第二预定室外温度以下时关闭。
49.如权利要求48所述的热泵系统，其中，所述第一预定室外温度为大约95华氏度，并且所述第二预定室外温度为大约82华氏度。
50.如权利要求44所述的热泵，其中，在所述冷却模式下，所述第四控制装置在第一预定室外温度以上时关闭，并在第二预定室外温度以下时开启。
51.如权利要求50所述的热泵系统，其中，所述第一预定室外温度为大约45华氏度，并且所述第二预定室外温度为大约25华氏度。
52.如权利要求44所述的热泵，其中，在所述冷却模式下，所述第四控制装置在最高室外温度以上关闭，以降低电力消耗峰值。
53.如权利要求44所述的热泵，其中在所述冷却模式下，所述第四控制装置在最高室外温度以上时开启，以便为压缩机提供用于内部冷却的液体或冷蒸汽，并提高系统效率。
54.如权利要求44所述的热泵，其中，所述第四控制装置基于所述第一换热器和所述第二换热器中的一个的风扇速度而开启或关闭。
55.如权利要求54所述的热泵系统，其中，所述第一换热器和所述第二换热器中的一个是室内换热器。
56.如权利要求26所述的热泵系统，还包括位于所述第二口与所述第二换热器之间的第五控制装置。
57.如权利要求56所述的热泵系统，其中，所述第五控制装置是热膨胀阀、电子膨胀阀、固定节流孔或单个的双向电子膨胀阀中的一种。
58.如权利要求57所述的热泵系统，其中，所述电子膨胀阀是步进电机驱动电磁阀或脉冲宽度调制电磁阀中的一种。
59.如权利要求57所述的热泵系统，其中，所述电子膨胀装置是基于所述罐内的液面高度、所述罐内的温度以及所述压缩机的排放线路温度中的至少一个来控制的。
60.如权利要求56所述的热泵系统，还包括位于所述第二口和所述第二换热器之间的止回阀，所述止回阀能够操作成在所述加热模式下使流体绕过所述第五控制装置，以及在所述冷却模式下将所述流体导入所述第五控制装置。
61.如权利要求26所述的热泵系统，还包括蓄集罐。
62.一种位于热泵系统中的蒸汽喷射系统，所述热泵系统使制冷剂在第一换热器和第二换热器之间的流体回路中进行再循环并具有连接于该流体回路的压缩机，所述蒸汽喷射系统包括流体连接于第一和第二换热器以及所述压缩机的蒸汽喷射口的容器，所述容器能够在所述热泵系统的冷却模式下用作接收器，并且能够在所述热泵系统的加热模式下用作闪蒸罐。
63.如权利要求62所述的蒸汽喷射系统，还包括流体连接于所述蒸汽喷射口的控制装置，以控制从所述容器到所述压缩机的蒸汽。
64.如权利要求63所述的蒸汽喷射系统，其中，所述控制装置是一种电磁阀。
65.如权利要求63所述的蒸汽喷射系统，其中，所述控制装置是基于室外环境温度、压缩机排放温度、恒温器阶段要求以及换向阀信号中的至少一个来控制的。
66.如权利要求62所述的蒸汽喷射系统，其中，所述容器包括从所述第一换热器接收流体的第一口，所述第一口能够在所述加热模式下用作入口，并且能够在所述冷却模式下用作出口。
67.如权利要求62所述的蒸汽喷射系统，其中，所述容器包括从所述第二换热器接收流体的第二口，所述第二口能够在所述冷却模式下用作入口，并且能够在所述加热模式下用作出口。
68.一种能够在加热模式和冷却模式下运行的热泵，该热泵包括：
第一换热器；
与所述第一换热器流体连通的第二换热器；
与所述第一换热器和第二换热器中的每一个均流体连通的压缩机，所述压缩机包括蒸汽喷射口；
与所述第一换热器和第二换热器以及所述压缩机中的每一个均流体连通的第三换热器，所述第三换热器包括具有入口和出口的液体侧以及具有入口和出口的蒸汽侧；
与所述蒸汽喷射口以及所述蒸汽侧的所述出口流体连接的蒸汽喷射线路；以及
与所述蒸汽侧的所述入口流体连通的膨胀装置，用以控制进入所述蒸汽侧的液体的体积并使所述液体在进入所述蒸汽侧之前膨胀。
69.如权利要求68所述的热泵，其中，所述膨胀装置为热膨胀装置。
70.如权利要求69所述的热泵，其中，所述热膨胀装置包括与所述蒸汽喷射线路相连的压力计接头和灯泡。
71.如权利要求68所述的热泵，其中，所述膨胀装置为电子膨胀装置。
72.如权利要求71所述的热泵，其中，所述电子膨胀装置基于所述罐内的液面高度、所述罐内的温度或所述压缩机的排放线路温度来控制。
73.如权利要求68所述的热泵，还包括位于所述蒸汽喷射线路上的第一控制装置，以调节从所述蒸汽侧到所述压缩机的蒸汽。
74.如权利要求73所述的热泵，其中，所述第一控制装置与所述蒸汽喷射线路流体连接，以控制从所述蒸汽侧到所述压缩机的蒸汽。
75.如权利要求74所述的热泵，其中，所述第一控制装置是一种电磁阀。
76.如权利要求73所述的热泵，其中，所述第一控制装置是基于室外环境温度、压缩机排放线路温度、室内换热器风扇速度、恒温器阶段要求以及换向阀信号中的至少一个来控制的。
77.如权利要求68所述的热泵，还包括位于所述液体侧的所述出口与所述第一换热器之间的第二控制装置。
78.如权利要求77所述的热泵，其中，所述第二控制装置是热膨胀阀、电子膨胀阀或固定节流孔中的一种。
79.如权利要求77所述的热泵，还包括位于所述液体侧的所述出口与所述第一换热器之间的止回阀，并且该止回阀能够操作成在所述加热模式下使流体绕过所述第二控制装置，以及在所述冷却模式下将所述流体导入所述第二控制装置。
80.如权利要求68所述的热泵，还包括位于所述板式换热器的所述液体入口和蒸汽入口与所述第二换热器之间的第三控制装置。
81.如权利要求80所述的热泵，其中，所述第三控制装置是热膨胀阀、电子膨胀阀或固定节流孔中的一种。
82.如权利要求80所述的热泵，还包括位于所述板式换热器的所述液体入口和蒸汽入口与所述第二换热器之间的止回阀，并且该止回阀能够操作成在所述冷却模式下使所述流体绕过所述第三控制装置，以及在所述加热模式下将所述流体导入所述第三控制装置。
83.一种方法，包括：
运行具有蒸汽喷射系统的压缩机；
在压缩机运行期间，通过启动第一控制阀而选择性地向所述压缩机提供蒸汽；
关闭所述第一控制阀一段第一预定时期直到所述压缩机停止运行，以防止蒸汽进入所述压缩机；
在所述第一控制阀处于所述关闭位置的情况下停止所述压缩机的运行；
在所述第一控制阀处于所述关闭位置的情况下启动所述压缩机；
在所述压缩机启动后，将所述第一控制阀保持在所述关闭位置一段第二预定时期；以及
在所述第二预定时期后，开启所述第一控制阀以向所述压缩机提供蒸汽。
84.如权利要求83所述的方法，还包括一旦所述压缩机达到稳定运行状态便将所述第一控制阀关闭。
85.如权利要求83所述的方法，还包括将用作蒸发器的室外换热器的第二控制阀关闭所述第一预定时期，直到所述压缩机停止运行。
86.如权利要求85所述的方法，还包括在所述压缩机启动后，所述第二预定时期时将所述第二控制阀开启。
87.如权利要求83所述的方法，其中，将所述第一控制阀关闭所述第一预定时期包括在所述压缩机停止运行前大约0至60秒时将所述第一控制阀关闭。
88.如权利要求83所述的方法，其中，将所述第一控制阀在所述第二预定时期后开启包括在所述压缩机启动后大约0至60秒时将所述第一控制阀开启。
89.如权利要求83所述的方法，还包括基于所述压缩机的排放线路温度或闪蒸罐内的液面高度来确定所述第一预定时期和所述第二预定时期中的至少一个。
90.一种方法，包括：
运行热泵系统的压缩机；
通过蒸汽喷射线路和蒸汽喷射阀向所述压缩机的蒸汽喷射口选择性地提供蒸汽；
确定所述热泵系统的第一换热器和第二换热器的冰冻状态；
关闭所述蒸汽喷射阀以防止流体从所述蒸汽喷射口流入所述压缩机中；
使所述热泵系统内制冷剂流的方向逆转，以将汽化制冷剂导入所述第一换热器和第二换热器中经历所述冰冻状态的一个中；
在所述制冷剂流反向后一段第一预定时期时将所述蒸汽喷射阀开启；
确定所述冰冻状态的结束；
关闭所述蒸汽喷射阀；以及
一旦所述蒸汽喷射阀已关闭一段第二预定时期，将所述热泵系统内制冷剂流的方向逆转。
91.如权利要求90所述的方法，其中，在所述第一预定时期后将所述蒸汽喷射阀开启包括在所述制冷剂流反向后约0至60秒时将所述蒸汽喷射阀开启。
92.如权利要求90所述的方法，其中，在所述第二预定时期后使制冷剂流反向包括在所述蒸汽喷射阀关闭后大约0至60秒时使制冷剂流反向。
CN200780010112.3A 2006-03-20 2007-03-20 闪蒸罐、热泵、热泵系统、蒸汽喷射系统以及运行压缩机的方法 Active CN101405547B (zh)

Applications Claiming Priority (5)

Application Number Priority Date Filing Date Title
US78414506P 2006-03-20 2006-03-20
US60/784,145 2006-03-20
US11/725,557 2007-03-19
US11/725,557 US20070251256A1 (en) 2006-03-20 2007-03-19 Flash tank design and control for heat pumps
PCT/US2007/006872 WO2007109250A2 (en) 2006-03-20 2007-03-20 Flash tank design and control for heat pumps

Related Child Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
CN201110130853.3A Division CN102269489B (zh) 2006-03-20 2007-03-20 用于热泵的闪蒸罐设计和控制

Publications (2)

Publication Number Publication Date
CN101405547A true CN101405547A (zh) 2009-04-08
CN101405547B CN101405547B (zh) 2011-07-06

Family

ID=38523042

Family Applications (2)

Application Number Title Priority Date Filing Date
CN200780010112.3A Active CN101405547B (zh) 2006-03-20 2007-03-20 闪蒸罐、热泵、热泵系统、蒸汽喷射系统以及运行压缩机的方法
CN201110130853.3A Expired - Fee Related CN102269489B (zh) 2006-03-20 2007-03-20 用于热泵的闪蒸罐设计和控制

Family Applications After (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
CN201110130853.3A Expired - Fee Related CN102269489B (zh) 2006-03-20 2007-03-20 用于热泵的闪蒸罐设计和控制

Country Status (4)

Country Link
US (6) US20070251256A1 (zh)
EP (1) EP1996876A4 (zh)
CN (2) CN101405547B (zh)
WO (1) WO2007109250A2 (zh)

Cited By (13)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN103363707A (zh) * 2012-04-09 2013-10-23 珠海格力电器股份有限公司 热泵式空气调节装置
CN103363708A (zh) * 2012-04-09 2013-10-23 珠海格力电器股份有限公司 热泵式空气调节装置
CN103363709A (zh) * 2012-04-09 2013-10-23 珠海格力电器股份有限公司 热泵式空气调节装置
CN103423919A (zh) * 2012-05-23 2013-12-04 约克广州空调冷冻设备有限公司 空气源热泵系统和用于该空气源热泵系统的化霜排液方法
CN104501474A (zh) * 2014-12-16 2015-04-08 麦克维尔空调制冷(武汉)有限公司 一种闪蒸式经济器及采用其的布料方法
CN105571215A (zh) * 2015-12-21 2016-05-11 重庆美的通用制冷设备有限公司 用于热泵机组的经济器及具有其的热泵机组
CN105783348A (zh) * 2010-05-27 2016-07-20 Xdx创新制冷有限公司 对至少一个相分离器设置旁路以进行制热操作的方法
CN106762630A (zh) * 2017-02-23 2017-05-31 珠海格力节能环保制冷技术研究中心有限公司 涡旋压缩机、空调系统及新能源汽车
CN107535074A (zh) * 2015-04-29 2018-01-02 施耐德电气It公司 用于计算机房间空调单元的翼面框架
CN108249493A (zh) * 2016-12-28 2018-07-06 宝钢工程技术集团有限公司 节能型减压蒸氨装置及其使用方法
CN109405375A (zh) * 2018-12-18 2019-03-01 珠海格力电器股份有限公司 闪发器壳体组件、闪发器和空调系统
CN111425975A (zh) * 2020-04-07 2020-07-17 刘新建 一种机械闪蒸式的空调制冷设备
US11130389B2 (en) 2016-10-26 2021-09-28 Gree Green Refrigeration Technology Center Co., Ltd. Of Zhuhai Compressor, air conditioning system and vehicle

Families Citing this family (63)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US8136364B2 (en) * 2006-09-18 2012-03-20 Carrier Corporation Refrigerant system with expansion device bypass
JP5055965B2 (ja) * 2006-11-13 2012-10-24 ダイキン工業株式会社 空気調和装置
JP4258553B2 (ja) * 2007-01-31 2009-04-30 ダイキン工業株式会社 熱源ユニット及び冷凍装置
US8651171B2 (en) * 2008-11-17 2014-02-18 Tai-Her Yang Single flow circuit heat exchange device for periodic positive and reverse directional pumping
EP2329206B1 (en) * 2008-09-29 2016-10-19 Carrier Corporation Flash tank economizer cycle control
EP2340406B1 (en) * 2008-10-01 2018-10-31 Carrier Corporation Liquid vapor separation in transcritical refrigerant cycle
EP2347196A1 (en) * 2008-11-11 2011-07-27 Carrier Corporation Heat pump system and method of operating
US8607854B2 (en) * 2008-11-19 2013-12-17 Tai-Her Yang Fluid heat transfer device having plural counter flow circuits with periodic flow direction change therethrough
US8540207B2 (en) 2008-12-06 2013-09-24 Dunan Microstaq, Inc. Fluid flow control assembly
CN101504222B (zh) * 2009-02-19 2011-07-27 艾默生网络能源有限公司 一种空调
US8578724B2 (en) 2009-03-13 2013-11-12 Carrier Corporation Heat pump and method of operation
US9702602B2 (en) * 2009-04-23 2017-07-11 Gary E Phillippe Method and apparatus for improving refrigeration and air conditioning efficiency
WO2011022267A2 (en) 2009-08-17 2011-02-24 Microstaq, Inc. Micromachined device and control method
US8011191B2 (en) 2009-09-30 2011-09-06 Thermo Fisher Scientific (Asheville) Llc Refrigeration system having a variable speed compressor
WO2011044711A1 (en) * 2009-10-14 2011-04-21 Carrier Corporation Receiver with flow metering device
CN102345945A (zh) * 2010-08-04 2012-02-08 珠海格力节能环保制冷技术研究中心有限公司 闪蒸器及采用该闪蒸器的热泵系统
US9163862B2 (en) * 2010-09-16 2015-10-20 Trane International Inc. Receiver fill valve and control method
US8578731B2 (en) * 2011-01-04 2013-11-12 Advanced Distributor Products Llc Refrigerant compensator
US9415335B2 (en) 2011-02-14 2016-08-16 Carrier Corporation Liquid vapor phase separation apparatus
JP5786709B2 (ja) * 2011-12-28 2015-09-30 ダイキン工業株式会社 気液分離器及び冷凍装置
US9103070B2 (en) * 2012-02-13 2015-08-11 Andritz Inc. Flash tank with adjustable inlet
CN103363738B (zh) * 2012-03-31 2016-08-31 珠海格力电器股份有限公司 闪发器和具有该闪发器的空调系统
CN103388940B (zh) * 2012-05-08 2015-05-20 珠海格力电器股份有限公司 双向闪蒸器及包括该闪蒸器的空调
JP5888114B2 (ja) * 2012-05-23 2016-03-16 ダイキン工業株式会社 冷凍装置
US8685205B2 (en) * 2012-07-31 2014-04-01 Andritz Inc. Flash tank with compact steam discharge assembly
US9316522B2 (en) * 2012-08-08 2016-04-19 Eaton Corporation Visual indicator with sensor
US9316524B2 (en) 2012-08-08 2016-04-19 Eaton Corporation Visual indicator with sensor
WO2014106252A1 (en) 2012-12-31 2014-07-03 Trane International Inc. Economizer injection assembly and method
US9353980B2 (en) * 2013-05-02 2016-05-31 Emerson Climate Technologies, Inc. Climate-control system having multiple compressors
US9127403B2 (en) * 2013-05-28 2015-09-08 Andritz Inc. Flash tank with flared inlet insert and method for introducing flow into a flash tank
JP5991675B2 (ja) * 2013-08-28 2016-09-14 三菱重工オートモーティブサーマルシステムズ株式会社 オイルセパレータおよびそれを備えた圧縮機
US9890977B2 (en) 2013-10-03 2018-02-13 Carrier Corporation Flash tank economizer for two stage centrifugal water chillers
CN103604256A (zh) * 2013-11-15 2014-02-26 广东美芝精密制造有限公司 闪蒸器和应用该闪蒸器的制冷系统
US9188375B2 (en) 2013-12-04 2015-11-17 Zhejiang Dunan Hetian Metal Co., Ltd. Control element and check valve assembly
CN104848612B (zh) * 2014-02-18 2017-06-06 美的集团股份有限公司 闪蒸器及空调
CN104154687B (zh) * 2014-08-22 2016-08-24 珠海格力电器股份有限公司 闪发器和具有该闪发器的空调
US10119738B2 (en) * 2014-09-26 2018-11-06 Waterfurnace International Inc. Air conditioning system with vapor injection compressor
KR101640414B1 (ko) * 2014-12-24 2016-07-18 엘지전자 주식회사 흡수식 냉동기
JP5999171B2 (ja) * 2014-12-26 2016-09-28 ダイキン工業株式会社 空気調和装置
US20160209100A1 (en) * 2015-01-20 2016-07-21 Heatcraft Refrigeration Products Llc Refrigeration System with Hot Gas Defrost Mode
CN117366922A (zh) * 2015-12-10 2024-01-09 开利公司 一种经济器及具有其的制冷系统
US10539350B2 (en) * 2016-02-26 2020-01-21 Daikin Applied Americas Inc. Economizer used in chiller system
US10871314B2 (en) 2016-07-08 2020-12-22 Climate Master, Inc. Heat pump and water heater
CN106352613A (zh) * 2016-09-26 2017-01-25 珠海格力电器股份有限公司 一种空调器及其化霜系统
US10724772B2 (en) * 2016-09-30 2020-07-28 Bergstrom, Inc. Refrigerant liquid-gas separator having an integrated check valve
US10866002B2 (en) 2016-11-09 2020-12-15 Climate Master, Inc. Hybrid heat pump with improved dehumidification
CN106989027B (zh) * 2017-06-05 2019-05-24 珠海格力电器股份有限公司 多级压缩机
US11448441B2 (en) 2017-07-27 2022-09-20 Bergstrom, Inc. Refrigerant system for cooling electronics
US10935260B2 (en) 2017-12-12 2021-03-02 Climate Master, Inc. Heat pump with dehumidification
US10697681B2 (en) * 2018-01-23 2020-06-30 Ford Global Technologies, Llc Heat pump system with multi-way-position valve
US11585608B2 (en) 2018-02-05 2023-02-21 Emerson Climate Technologies, Inc. Climate-control system having thermal storage tank
US11149971B2 (en) 2018-02-23 2021-10-19 Emerson Climate Technologies, Inc. Climate-control system with thermal storage device
US11420496B2 (en) 2018-04-02 2022-08-23 Bergstrom, Inc. Integrated vehicular system for conditioning air and heating water
CN108426392A (zh) * 2018-05-05 2018-08-21 珠海格力电器股份有限公司 冷媒提纯装置
CN112236629B (zh) 2018-05-15 2022-03-01 艾默生环境优化技术有限公司 具有接地环路的气温控制系统及方法
US11346583B2 (en) 2018-06-27 2022-05-31 Emerson Climate Technologies, Inc. Climate-control system having vapor-injection compressors
US11592215B2 (en) 2018-08-29 2023-02-28 Waterfurnace International, Inc. Integrated demand water heating using a capacity modulated heat pump with desuperheater
JP7193706B2 (ja) * 2018-10-02 2022-12-21 ダイキン工業株式会社 冷凍サイクル装置
CA3081986A1 (en) 2019-07-15 2021-01-15 Climate Master, Inc. Air conditioning system with capacity control and controlled hot water generation
JP7512650B2 (ja) * 2020-03-31 2024-07-09 株式会社富士通ゼネラル 空気調和機
CN115218559A (zh) * 2021-04-20 2022-10-21 开利公司 经济器及空气调节系统
US11965507B1 (en) 2022-12-15 2024-04-23 Copeland Lp Compressor and valve assembly
DE102023106299A1 (de) 2023-03-14 2024-09-19 Schaeffler Technologies AG & Co. KG Kältemittelkreislauf mit Separator zur Umschaltung zwischen Betriebsmodi

Family Cites Families (162)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US1253895A (en) * 1917-05-03 1918-01-15 Thomas Shipley Refrigerating or ice-making apparatus.
US1958087A (en) * 1930-04-05 1934-05-08 Baker Ice Machine Company Inc Automatic control for refrigeration systems
US1871546A (en) * 1931-10-13 1932-08-16 Edward R Mcclafferty Automatic oil separator
US2123021A (en) * 1935-12-23 1938-07-05 Harry A Phillips Refrigeration system
US2100867A (en) 1936-07-31 1937-11-30 Gen Electric Air conditioning system
US2499404A (en) * 1946-06-08 1950-03-07 Specialties Dev Corp Liquefied gas storage and supply
US2570962A (en) * 1947-12-06 1951-10-09 Annandale Cuthill Means for intercepting liquid refrigerant
US2897659A (en) * 1954-08-09 1959-08-04 Ckd Stalingrad Narodni Podnik Apparatus for gas and liquid cooling in compressor plants with two- or multistage cooling circuit
US2811787A (en) 1955-01-06 1957-11-05 St Regis Paper Co Removal of condensate from dryer rolls
US2859596A (en) 1955-06-01 1958-11-11 Girton Mfg Company Inc Refrigeration system
US3013404A (en) 1960-01-04 1961-12-19 Carrier Corp Purge mechanism for refrigeration system
US3106096A (en) * 1960-11-21 1963-10-08 Phillips Petroleum Co Fluid sampling system and process
US3232074A (en) * 1963-11-04 1966-02-01 American Radiator & Standard Cooling means for dynamoelectric machines
GB1054222A (zh) * 1964-01-15
US3264839A (en) * 1964-05-12 1966-08-09 Westinghouse Electric Corp Heat pumps for simultaneous cooling and heating
US3447335A (en) * 1967-09-22 1969-06-03 John D Ruff Variable capacity centrifugal heat pump
US3553974A (en) * 1968-11-29 1971-01-12 Carrier Corp Refrigeration system
US3611718A (en) * 1970-05-05 1971-10-12 Treadwell Corp Waste heat steam generating cycle
US3710554A (en) * 1971-03-15 1973-01-16 Dustex Corp Wet collector
BE788564A (fr) * 1971-11-05 1973-01-02 Gardner Denver Co Compresseur a vis
US3795117A (en) * 1972-09-01 1974-03-05 Dunham Bush Inc Injection cooling of screw compressors
US3885402A (en) * 1974-01-14 1975-05-27 Dunham Bush Inc Optimized point of injection of liquid refrigerant in a helical screw rotary compressor for refrigeration use
US3913346A (en) * 1974-05-30 1975-10-21 Dunham Bush Inc Liquid refrigerant injection system for hermetic electric motor driven helical screw compressor
US4059968A (en) 1974-06-28 1977-11-29 H. A. Phillips & Co. Refrigeration system
US4005959A (en) * 1974-06-28 1977-02-01 H. H. Robertson Company Apparatus for producing shaped glass fiber reinforced gypsum articles
US4005949A (en) * 1974-10-10 1977-02-01 Vilter Manufacturing Corporation Variable capacity rotary screw compressor
US4139418A (en) * 1975-04-21 1979-02-13 Sech Charles E Method and apparatus for the distillation purification of organic heat transfer fluids
GB1548663A (en) 1975-06-24 1979-07-18 Maekawa Seisakusho Kk Refrigerating apparatus
DE2709343C2 (de) * 1976-03-05 1983-07-28 Hitachi, Ltd., Tokyo Wärmepumpenanlage
JPS5325616U (zh) * 1976-08-10 1978-03-04
US4270937A (en) * 1976-12-01 1981-06-02 Cng Research Company Gas separation process
DE2757748A1 (de) * 1977-12-23 1979-06-28 Wiegand Karlsruhe Gmbh Dampfstrahl-kuehlanlage
US4187695A (en) * 1978-11-07 1980-02-12 Virginia Chemicals Inc. Air-conditioning system having recirculating and flow-control means
US4230536A (en) * 1979-02-05 1980-10-28 Sech Charles E Method for the distillation purification of organic heat transfer fluids
US4609388A (en) * 1979-04-18 1986-09-02 Cng Research Company Gas separation process
US4232533A (en) 1979-06-29 1980-11-11 The Trane Company Multi-stage economizer
US4511376A (en) * 1980-04-07 1985-04-16 Coury Glenn E Method of separating a noncondensable gas from a condensable vapor
US4330307A (en) * 1980-04-07 1982-05-18 Coury Glenn E Method of separating a noncondensable gas from a condensable vapor
US4316366A (en) * 1980-04-21 1982-02-23 Carrier Corporation Method and apparatus for integrating components of a refrigeration system
US4303594A (en) 1980-04-25 1981-12-01 Ashland Oil, Inc. Process for the production of isobutyric acid anhydride
JPS57198968A (en) * 1981-05-29 1982-12-06 Hitachi Ltd Heat pump type refrigerator
US4428328A (en) * 1981-11-18 1984-01-31 Don Lee Supply, Inc. Steam boiler heat recovery apparatus
JPS58148290A (ja) * 1982-02-26 1983-09-03 Hitachi Ltd スクロ−ル圧縮機を用いた冷凍装置
FR2541437B1 (fr) * 1982-05-13 1985-08-23 Zimmern Bernard Economiseur centrifuge pour refrigeration
US4545742A (en) * 1982-09-30 1985-10-08 Dunham-Bush, Inc. Vertical axis hermetic helical screw rotary compressor with discharge gas oil mist eliminator and dual transfer tube manifold for supplying liquid refrigerant and refrigerant vapor to the compression area
JPS5984050A (ja) * 1982-11-06 1984-05-15 株式会社日立製作所 冷凍装置
US4478050A (en) * 1982-11-19 1984-10-23 Hussmann Corporation Oil separation for refrigeration system
US4466253A (en) * 1982-12-23 1984-08-21 General Electric Company Flow control at flash tank of open cycle vapor compression heat pumps
US4474030A (en) * 1983-08-25 1984-10-02 General Electric Company Reversible refrigerant heat pump system
US4523435A (en) * 1983-12-19 1985-06-18 Carrier Corporation Method and apparatus for controlling a refrigerant expansion valve in a refrigeration system
US4474035A (en) * 1983-12-23 1984-10-02 Ford Motor Company Domed accumulator for automotive air conditioning system
US4947655A (en) * 1984-01-11 1990-08-14 Copeland Corporation Refrigeration system
FR2588066B1 (fr) * 1985-09-27 1988-01-08 Zimmern Bernard Systeme frigorifique a economiseur centrifuge
US4622048A (en) 1985-01-17 1986-11-11 American Standard Inc. Liquid-gas separator
JPS61265381A (ja) * 1985-05-20 1986-11-25 Hitachi Ltd スクリユ−圧縮機のガス噴射装置
SE8502807D0 (sv) * 1985-06-06 1985-06-06 Ahlstroem Foeretagen Sett och apparatur for att deaktivera avlutar
KR900003052B1 (ko) 1986-03-14 1990-05-04 가부시기가이샤 히다찌 세이사꾸쇼 냉동장치의 냉매유량 제어장치
FR2620205A1 (fr) * 1987-09-04 1989-03-10 Zimmern Bernard Compresseur hermetique pour refrigeration avec moteur refroidi par gaz d'economiseur
US4861246A (en) * 1988-01-07 1989-08-29 Bernard Zimmern Injected compressor with liquid switch
JPH0213765A (ja) * 1988-06-30 1990-01-18 Toshiba Corp 冷凍サイクル装置
US4850197A (en) * 1988-10-21 1989-07-25 Thermo King Corporation Method and apparatus for operating a refrigeration system
US4919826A (en) * 1988-12-20 1990-04-24 Air Techniques, Incorporated Process and apparatus for separating solids and liquids from an effluent stream
US4899555A (en) * 1989-05-19 1990-02-13 Carrier Corporation Evaporator feed system with flash cooled motor
US5135368A (en) * 1989-06-06 1992-08-04 Ford Motor Company Multiple stage orbiting ring rotary compressor
US4908132A (en) * 1989-07-26 1990-03-13 Parker Hannifin Corporation Shock resistant receiver dehydrator
US4974427A (en) * 1989-10-17 1990-12-04 Copeland Corporation Compressor system with demand cooling
JP2997487B2 (ja) * 1989-12-13 2000-01-11 株式会社日立製作所 冷凍装置及び冷凍装置における冷媒量表示方法
US5076067A (en) 1990-07-31 1991-12-31 Copeland Corporation Compressor with liquid injection
US5092911A (en) * 1990-09-20 1992-03-03 Sri International Method and apparatus for separation of oil from refrigerants
US5150576A (en) * 1990-11-16 1992-09-29 Liquid Carbonic Corporation Vapor collecting apparatus
US5079930A (en) * 1990-12-03 1992-01-14 Atron, Inc. Apparatus and method for monitoring refrigeration system
US5095712A (en) * 1991-05-03 1992-03-17 Carrier Corporation Economizer control with variable capacity
US5197297A (en) * 1991-07-29 1993-03-30 Carrier Corporation Transport refrigeration system having compressor over-temperature protection in all operating modes
US5174123A (en) * 1991-08-23 1992-12-29 Thermo King Corporation Methods and apparatus for operating a refrigeration system
JPH05106922A (ja) * 1991-10-18 1993-04-27 Hitachi Ltd 冷凍装置の制御方式
US5189885A (en) * 1991-11-08 1993-03-02 H. A. Phillips & Co. Recirculating refrigeration system
US5329788A (en) * 1992-07-13 1994-07-19 Copeland Corporation Scroll compressor with liquid injection
US5228301A (en) * 1992-07-27 1993-07-20 Thermo King Corporation Methods and apparatus for operating a refrigeration system
US5426956A (en) * 1993-11-04 1995-06-27 Phillippe; Gary E. Refrigerant system efficiency amplifying apparatus
EP0658730B1 (en) 1993-12-14 1998-10-21 Carrier Corporation Economizer control for two-stage compressor systems
US5475985A (en) 1993-12-14 1995-12-19 Carrier Corporation Electronic control of liquid cooled compressor motors
KR0118810Y1 (ko) * 1993-12-22 1998-07-15 윤종용 공기조화기용 오일분리기
US5440895A (en) * 1994-01-24 1995-08-15 Copeland Corporation Heat pump motor optimization and sensor fault detection
JPH0828969A (ja) * 1994-07-15 1996-02-02 Sanyo Electric Co Ltd 冷却装置
US5551255A (en) * 1994-09-27 1996-09-03 The United States Of America As Represented By The Secretary Of Commerce Accumulator distillation insert for zeotropic refrigerant mixtures
US5640854A (en) * 1995-06-07 1997-06-24 Copeland Corporation Scroll machine having liquid injection controlled by internal valve
US5596878A (en) * 1995-06-26 1997-01-28 Thermo King Corporation Methods and apparatus for operating a refrigeration unit
US5724830A (en) * 1995-07-19 1998-03-10 Otis; Michael Tracy Fluid induction and heat exchange device
US6105378A (en) * 1995-10-30 2000-08-22 Shaw; David N. Variable capacity vapor compression cooling system
US6032472A (en) * 1995-12-06 2000-03-07 Carrier Corporation Motor cooling in a refrigeration system
US5692389A (en) * 1996-06-28 1997-12-02 Carrier Corporation Flash tank economizer
US5910165A (en) * 1996-07-31 1999-06-08 Parker-Hannifin Corporation Receiver/dryer and method of assembly
US6128907A (en) * 1996-09-16 2000-10-10 Mori; Hiroki Cooling and heating device by using gas and heat pipe
JPH1114199A (ja) 1997-06-24 1999-01-22 Mitsubishi Electric Corp アキュムレータ
US5848537A (en) * 1997-08-22 1998-12-15 Carrier Corporation Variable refrigerant, intrastage compression heat pump
US5873255A (en) * 1997-09-15 1999-02-23 Mad Tech, L.L.C. Digital control valve for refrigeration system
US6185949B1 (en) * 1997-09-15 2001-02-13 Mad Tech, L.L.C. Digital control valve for refrigeration system
US6047556A (en) * 1997-12-08 2000-04-11 Carrier Corporation Pulsed flow for capacity control
JP4200532B2 (ja) * 1997-12-25 2008-12-24 三菱電機株式会社 冷凍装置
US5934102A (en) * 1998-02-06 1999-08-10 Modine Manufacturing Company Integral receiver/condenser for a refrigerant
JPH11248264A (ja) * 1998-03-04 1999-09-14 Hitachi Ltd 冷凍装置
RU2142074C1 (ru) * 1998-04-17 1999-11-27 Попов Сергей Анатольевич Насосно-эжекторная компрессорная установка (варианты)
US5996364A (en) 1998-07-13 1999-12-07 Carrier Corporation Scroll compressor with unloader valve between economizer and suction
JP2000046420A (ja) * 1998-07-31 2000-02-18 Zexel Corp 冷凍サイクル
JP2991338B1 (ja) * 1998-11-13 1999-12-20 住友電気工業株式会社 光ファイバ線引き方法および線引き炉
US6279593B1 (en) * 1999-01-15 2001-08-28 Hie Sheppard Electric steam trap system and method of draining condensate
EP1218676B1 (en) * 1999-09-08 2004-07-07 Gram Equipment A/S A refrigerator with cyclone liquid gas separator
ES2216449T3 (es) * 1999-09-22 2004-10-16 Carrier Corporation Bomba de calor reversible con receptor de sub-enfriamiento.
BR0108185A (pt) 2000-02-09 2003-01-21 Parker Hannifin Corp Secador de receptor com entrada de fundo
US6276148B1 (en) * 2000-02-16 2001-08-21 David N. Shaw Boosted air source heat pump
US6430937B2 (en) * 2000-03-03 2002-08-13 Vai Holdings, Llc Vortex generator to recover performance loss of a refrigeration system
US6973794B2 (en) 2000-03-14 2005-12-13 Hussmann Corporation Refrigeration system and method of operating the same
US6428284B1 (en) * 2000-03-16 2002-08-06 Mobile Climate Control Inc. Rotary vane compressor with economizer port for capacity control
IT1317633B1 (it) * 2000-03-16 2003-07-15 Rc Group Spa Gruppo refrigeratore con free-cooling, atto a funzionare anche conportaata variabile, impianto e procedimento.
US6374631B1 (en) * 2000-03-27 2002-04-23 Carrier Corporation Economizer circuit enhancement
FR2807504B1 (fr) * 2000-04-07 2002-06-14 Air Liquide Colonne pour separation cryogenique de melanges gazeux et procede de separation cryogenique d'un melange contenant de l'hydrogene et du co utilisant cette colonne
EP1287298B1 (en) * 2000-06-07 2006-11-15 Samsung Electronics Co., Ltd. Control system of degree of superheat of air conditioner and control method thereof
US6293108B1 (en) * 2000-06-30 2001-09-25 Vortex Aircon Regenerative refrigeration system with mixed refrigerants
US6350111B1 (en) * 2000-08-15 2002-02-26 Copeland Corporation Scroll machine with ported orbiting scroll member
DE10056015A1 (de) * 2000-11-11 2002-05-16 Bosch Gmbh Robert Verfahren und Vorrichtung zur Steuerung eines Abgasnachbehandlungssystems
US6385980B1 (en) * 2000-11-15 2002-05-14 Carrier Corporation High pressure regulation in economized vapor compression cycles
US6601397B2 (en) * 2001-03-16 2003-08-05 Copeland Corporation Digital scroll condensing unit controller
EP1266679B1 (en) * 2001-06-14 2009-08-05 Rohm And Haas Company Improved sulfur-bearing residue treatment system
US6718781B2 (en) * 2001-07-11 2004-04-13 Thermo King Corporation Refrigeration unit apparatus and method
US6708510B2 (en) * 2001-08-10 2004-03-23 Thermo King Corporation Advanced refrigeration system
JP3945252B2 (ja) * 2002-01-10 2007-07-18 株式会社デンソー エジェクタサイクル用の気液分離器
US6655172B2 (en) 2002-01-24 2003-12-02 Copeland Corporation Scroll compressor with vapor injection
US6571576B1 (en) * 2002-04-04 2003-06-03 Carrier Corporation Injection of liquid and vapor refrigerant through economizer ports
US6598422B1 (en) * 2002-06-04 2003-07-29 Echelon International, Inc. Energy conserving refrigerant flow processor
US6837061B2 (en) * 2002-07-02 2005-01-04 Delphi Technologies, Inc. HVAC system shutdown sequence
DE10350192A1 (de) * 2002-10-30 2004-05-19 Denso Corp., Kariya Kühlkreissystem
CN2582713Y (zh) 2002-10-31 2003-10-29 山东大学 新型液体闪蒸罐
US6955059B2 (en) 2003-03-14 2005-10-18 Carrier Corporation Vapor compression system
US6938438B2 (en) * 2003-04-21 2005-09-06 Carrier Corporation Vapor compression system with bypass/economizer circuits
US7201008B2 (en) * 2003-05-05 2007-04-10 Carrier Corporation Vapor compression system performance enhancement and discharge temperature reduction in the unloaded mode of operation
US7424807B2 (en) * 2003-06-11 2008-09-16 Carrier Corporation Supercritical pressure regulation of economized refrigeration system by use of an interstage accumulator
US6820434B1 (en) 2003-07-14 2004-11-23 Carrier Corporation Refrigerant compression system with selective subcooling
JP3757967B2 (ja) * 2003-08-25 2006-03-22 ダイキン工業株式会社 冷凍装置
US6851277B1 (en) * 2003-08-27 2005-02-08 Carrier Corporation Economizer chamber for minimizing pressure pulsations
US6931871B2 (en) * 2003-08-27 2005-08-23 Shaw Engineering Associates, Llc Boosted air source heat pump
US6883341B1 (en) * 2003-11-10 2005-04-26 Carrier Corporation Compressor with unloader valve between economizer line and evaporator inlet
US7299649B2 (en) * 2003-12-09 2007-11-27 Emerson Climate Technologies, Inc. Vapor injection system
US7096679B2 (en) * 2003-12-23 2006-08-29 Tecumseh Products Company Transcritical vapor compression system and method of operating including refrigerant storage tank and non-variable expansion device
US6941769B1 (en) * 2004-04-08 2005-09-13 York International Corporation Flash tank economizer refrigeration systems
US20050229612A1 (en) 2004-04-19 2005-10-20 Hrejsa Peter B Compression cooling system and method for evaluating operation thereof
US6973797B2 (en) 2004-05-10 2005-12-13 York International Corporation Capacity control for economizer refrigeration systems
WO2005119141A1 (en) * 2004-05-28 2005-12-15 York International Corporation System and method for controlling an economizer circuit
US7137270B2 (en) * 2004-07-14 2006-11-21 Carrier Corporation Flash tank for heat pump in heating and cooling modes of operation
US6986264B1 (en) * 2004-07-15 2006-01-17 Carrier Corporation Economized dehumidification system
WO2006013834A1 (ja) * 2004-08-02 2006-02-09 Daikin Industries, Ltd. 冷凍装置
KR100795291B1 (ko) * 2004-08-02 2008-01-15 다이킨 고교 가부시키가이샤 냉동장치
US7325411B2 (en) * 2004-08-20 2008-02-05 Carrier Corporation Compressor loading control
US7143594B2 (en) * 2004-08-26 2006-12-05 Thermo King Corporation Control method for operating a refrigeration system
US7272948B2 (en) * 2004-09-16 2007-09-25 Carrier Corporation Heat pump with reheat and economizer functions
US7131285B2 (en) * 2004-10-12 2006-11-07 Carrier Corporation Refrigerant cycle with plural condensers receiving refrigerant at different pressure
JP4459776B2 (ja) * 2004-10-18 2010-04-28 三菱電機株式会社 ヒートポンプ装置及びヒートポンプ装置の室外機
US7114349B2 (en) 2004-12-10 2006-10-03 Carrier Corporation Refrigerant system with common economizer and liquid-suction heat exchanger
US7380404B2 (en) * 2005-01-05 2008-06-03 Carrier Corporation Method and control for determining low refrigerant charge
US7204099B2 (en) * 2005-06-13 2007-04-17 Carrier Corporation Refrigerant system with vapor injection and liquid injection through separate passages
US7275385B2 (en) * 2005-08-22 2007-10-02 Emerson Climate Technologies, Inc. Compressor with vapor injection system
US7386985B2 (en) * 2005-12-05 2008-06-17 Carrier Corporation Detection of refrigerant charge adequacy based on multiple temperature measurements
US20070175229A1 (en) * 2006-02-01 2007-08-02 Redlich Robert W Method for controlling a pulsed expansion valve

Cited By (22)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN105783348A (zh) * 2010-05-27 2016-07-20 Xdx创新制冷有限公司 对至少一个相分离器设置旁路以进行制热操作的方法
CN105783348B (zh) * 2010-05-27 2019-05-17 Xdx全球有限公司 对至少一个相分离器设置旁路以进行制热操作的方法
CN103363708B (zh) * 2012-04-09 2015-10-07 珠海格力电器股份有限公司 热泵式空气调节装置
CN103363708A (zh) * 2012-04-09 2013-10-23 珠海格力电器股份有限公司 热泵式空气调节装置
CN103363709A (zh) * 2012-04-09 2013-10-23 珠海格力电器股份有限公司 热泵式空气调节装置
CN103363707A (zh) * 2012-04-09 2013-10-23 珠海格力电器股份有限公司 热泵式空气调节装置
CN103363709B (zh) * 2012-04-09 2015-12-02 珠海格力电器股份有限公司 热泵式空气调节装置
CN103363707B (zh) * 2012-04-09 2016-03-23 珠海格力电器股份有限公司 热泵式空气调节装置
CN103423919B (zh) * 2012-05-23 2016-06-29 约克广州空调冷冻设备有限公司 空气源热泵系统和用于该空气源热泵系统的化霜排液方法
CN103423919A (zh) * 2012-05-23 2013-12-04 约克广州空调冷冻设备有限公司 空气源热泵系统和用于该空气源热泵系统的化霜排液方法
CN104501474A (zh) * 2014-12-16 2015-04-08 麦克维尔空调制冷(武汉)有限公司 一种闪蒸式经济器及采用其的布料方法
CN107535074A (zh) * 2015-04-29 2018-01-02 施耐德电气It公司 用于计算机房间空调单元的翼面框架
CN107535074B (zh) * 2015-04-29 2020-08-11 施耐德电气It公司 用于计算机房间空调单元的翼面框架
CN105571215A (zh) * 2015-12-21 2016-05-11 重庆美的通用制冷设备有限公司 用于热泵机组的经济器及具有其的热泵机组
CN105571215B (zh) * 2015-12-21 2018-05-01 重庆美的通用制冷设备有限公司 用于热泵机组的经济器及具有其的热泵机组
US11130389B2 (en) 2016-10-26 2021-09-28 Gree Green Refrigeration Technology Center Co., Ltd. Of Zhuhai Compressor, air conditioning system and vehicle
CN108249493A (zh) * 2016-12-28 2018-07-06 宝钢工程技术集团有限公司 节能型减压蒸氨装置及其使用方法
CN106762630A (zh) * 2017-02-23 2017-05-31 珠海格力节能环保制冷技术研究中心有限公司 涡旋压缩机、空调系统及新能源汽车
CN106762630B (zh) * 2017-02-23 2018-10-19 珠海格力节能环保制冷技术研究中心有限公司 涡旋压缩机、空调系统及新能源汽车
CN109405375A (zh) * 2018-12-18 2019-03-01 珠海格力电器股份有限公司 闪发器壳体组件、闪发器和空调系统
CN109405375B (zh) * 2018-12-18 2024-05-10 珠海格力电器股份有限公司 闪发器壳体组件、闪发器和空调系统
CN111425975A (zh) * 2020-04-07 2020-07-17 刘新建 一种机械闪蒸式的空调制冷设备

Also Published As

Publication number Publication date
WO2007109250A3 (en) 2007-12-13
US7827809B2 (en) 2010-11-09
CN102269489A (zh) 2011-12-07
US7484374B2 (en) 2009-02-03
US20080047292A1 (en) 2008-02-28
CN102269489B (zh) 2014-03-26
EP1996876A4 (en) 2014-04-23
US20110139794A1 (en) 2011-06-16
US20080047284A1 (en) 2008-02-28
US8505331B2 (en) 2013-08-13
US20080053136A1 (en) 2008-03-06
US20080047283A1 (en) 2008-02-28
WO2007109250A2 (en) 2007-09-27
US8020402B2 (en) 2011-09-20
US20070251256A1 (en) 2007-11-01
CN101405547B (zh) 2011-07-06
EP1996876A2 (en) 2008-12-03

Similar Documents

Publication Publication Date Title
CN101405547B (zh) 闪蒸罐、热泵、热泵系统、蒸汽喷射系统以及运行压缩机的方法
CN102365510B (zh) 空调热水供给复合系统
JP5203702B2 (ja) 熱交換機能を強化した冷媒式蓄熱冷却システム
EP1563229B1 (en) Air conditioning system and methods
CN201844484U (zh) 一种直接式地源热泵空调系统
US20090211283A1 (en) Heat storage air conditioner
KR20070119839A (ko) 지열공조 시스템
CN101765749A (zh) 制冷循环装置
CN102985768A (zh) 热泵系统
CN105444476A (zh) 换热系统
CN105509354B (zh) 冷水机组和热泵机组
CN104864621A (zh) 一种四管制双蒸发器制冷系统
CN105444483B (zh) 一种满液式螺杆机制冰机组
CN203550275U (zh) 一种无泵喷射式制冷系统
CN101936613B (zh) 集成式热交换系统
CN105299944B (zh) 一种满液式中央空调系统
CN200996697Y (zh) 蓄热空调器
CN201753994U (zh) 集成式热交换系统
ES2230266T3 (es) Dispositivo para producir agua fria para la refrigeracion de un espacio.
CN205119542U (zh) 一种满液式螺杆机速冻冷库机组
CN2562109Y (zh) 直接蒸发闭式外融冰热泵空调装置
KR101198561B1 (ko) 지열을 이용한 공기조화기
CN205192015U (zh) 一种满液式螺杆机制冰机组
CN108151362B (zh) 一种制冷系统
CN204757428U (zh) 四管制双蒸发器制冷系统

Legal Events

Date Code Title Description
C06 Publication
PB01 Publication
C10 Entry into substantive examination
SE01 Entry into force of request for substantive examination
C14 Grant of patent or utility model
GR01 Patent grant