跨临界热激活的冷却、加热和制冷系统.pdf

摘要
申请专利号：	CN201080018924.4	申请日：	2010.04.28
公开号：	CN102414522A	公开日：	2012.04.11
当前法律状态：	终止	有效性：	无权
法律详情：	未缴年费专利权终止IPC(主分类):F25B 27/00申请日:20100428授权公告日:20140305终止日期:20150428\|\|\|授权\|\|\|实质审查的生效IPC(主分类):F25B 27/00申请日:20100428\|\|\|公开
IPC分类号：	F25B27/00; F25B29/00; F02C7/143	主分类号：	F25B27/00
申请人：	开利公司
发明人：	I. B. 维斯曼; T. C. 瓦纳; J. J. 桑焦文尼; C. R. 沃克
地址：	美国康涅狄格州
优先权：	2009.04.29 US 61/173776
专利代理机构：	中国专利代理(香港)有限公司 72001	代理人：	原绍辉;傅永霄
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内容摘要

一种组合的蒸气压力和蒸气膨胀系统使用公共的制冷剂，其使能蒸气膨胀回路的超临界高压部分和亚临界低压部分。提供措施以组合来自蒸气膨胀器和来自压缩机排放口的制冷剂流。室外换热器的尺寸被设置成且被设计成使得从其排放的工作流体总是处于液体形式，从而提供液体进入泵入口。泵和膨胀器的尺寸被设置成并被设计成使得蒸气膨胀回路的高压部分总是超临界的。提供了顶部换热器、液体至抽吸换热器和各种其它设计特征，以进一步提高系统的热力学效率。

权利要求书

1：一种热激活冷却系统，包括：蒸气压缩回路，其以串行流关系包括压缩机、第一换热器、膨胀装置和第二换热器；蒸气膨胀回路，其以串行流关系包括液体制冷剂泵、加热器、膨胀器和所述第一换热器；所述蒸气压缩回路和所述蒸气膨胀回路各自具有公共的制冷剂从中循环通过作为工作流体，其中，所述制冷剂使能所述蒸气压缩回路的超临界高压部分和亚临界低压部分；所述压缩机具有抽吸入口和排放出口，并且所述膨胀器具有入口和出口，并且进一步其中，所述膨胀器出口流体连接到所述压缩机出口以提供组合流，用于使所述工作流体的一部分循环通过所述第一换热器并流向所述泵，其中，所述第一换热器的尺寸被设置成并被设计成使得从其排放的工作流体总是处于液体形式；并且所述泵和所述膨胀器的尺寸被设置成并被设计成使得所述蒸气膨胀回路的高压部分总是超临界的。
2：如权利要求 1 所述的热激活冷却系统，其中，所述公共的制冷剂是 CO2。
3：如权利要求 1 所述的热激活冷却系统，其中，所述公共的制冷剂是 CO2 和丙烷的混合物。
4：如权利要求 1 所述的热激活冷却系统，并且包括顶部换热器，用于导致热从膨胀器排放流流向流向加热器的流。
5：如权利要求 1 所述的热激活冷却系统，并且包括液体至抽吸换热器，用于导致热从冷凝器排放流流向蒸发器排放流。
6：如权利要求 1 所述的热激活冷却系统，其中，所述膨胀器是两级膨胀器，并且进一步其中，第二加热器被设置在两级之间。
7：如权利要求 1 所述的热激活冷却系统，并且包括与所述第一蒸气压缩回路并行的第二蒸气压缩回路，所述第二蒸气压缩回路具有其自身的流体互连的膨胀装置、蒸发器和压缩机，以与所述第一换热器一起发挥作用。
8：如权利要求 1 所述的热激活冷却系统，并且包括多个阀，用于选择性地导致所述蒸气压缩系统用作为热泵。
9：如权利要求 8 所述的热激活冷却系统，其中，所述多个阀包括两个膨胀装置，一个用于所述第一换热器，并且另一个用于所述第二换热器。
10：如权利要求 8 所述的热激活冷却系统，其中，所述多个阀包括单个双向膨胀装置，其选择性地操作以将制冷剂流传导到所述第一或第二换热器。
11：如权利要求 8 所述的热激活冷却系统，其中，所述多个阀包括多个止回阀，其选择性地操作以将制冷剂流传导到所述第一或第二换热器。
12：如权利要求 1 所述的热激活冷却系统，并且包括第二加热器，其与所述加热器以串行流关系连接。
13：如权利要求 1 所述的热激活冷却系统，其中，所述压缩机包括多级压缩机，并且进一步包括可操作地连接在所述多级之间的气体冷却器。
14：如权利要求 1 所述的热激活冷却系统，其中，所述压缩回路包括排出器，用于推进所述制冷剂流至所述压缩机。
15：如权利要求 14 所述的热激活冷却系统，其中，用于冷却效能的制冷剂流被分裂成 2 两个部分，所述排出器被所述制冷剂流的一个部分提供功率并且排出所述制冷剂流的另一部分，其在所述蒸发器并然后在所述液体至抽吸换热器中被处理。
16：如权利要求 14 所述的热激活冷却系统，其中，所述压缩回路包括抽吸积蓄器，用于冷却效能的制冷剂流为所述排出器提供功率，排出所述流的液体部分，其被收集在所述抽吸积蓄器中并在所述蒸发器中被处理。
17：如权利要求 1 所述的热激活冷却系统，其中，所述蒸气压缩回路包括与其可操作地连接的节约器。
18：如权利要求 1 所述的热激活冷却系统，并且包括两相膨胀器，其流体地互连在所述冷凝器和所述蒸发器之间。
19：如权利要求 1 所述的热激活冷却系统，其中，所述膨胀器、所述泵和所述压缩机具有公共的轴。
20：如权利要求 1 所述的热激活冷却系统，其中，功率发生器和所述膨胀器具有公共的轴，并且所述功率发生器为所述泵和所述压缩机提供功率。
21：如权利要求 1 所述的热激活冷却系统，其中，功率发生器、所述膨胀器和所述泵具有公共的轴，并且所述功率发生器为所述压缩机提供功率。
22：如权利要求 1 所述的热激活冷却系统，其中，功率发生器、所述膨胀器和所述压缩机具有公共的轴，并且所述功率发生器供给所述泵。
23：如权利要求 18 所述的热激活冷却系统，其中，所述膨胀器、所述泵和所述压缩机具有公共的气密壳体。
24：一种功率发生蒸气膨胀回路，其包括功率发生器以及处于串行流关系的液体制冷剂泵、加热器、膨胀器和换热器；制冷剂从中循环通过作为工作流体，其中，所述制冷剂使能所述蒸气膨胀回路的超临界高压部分和亚临界低压部分；所述第一换热器的尺寸被设置成并被设计成使得从其排放的工作流体总是处于液体形式；并且所述泵和所述膨胀器的尺寸被设置成并被设计成使得所述蒸气膨胀回路的高压部分总是超临界的。
25：如权利要求 24 所述的功率发生蒸气膨胀回路，其中，所述制冷剂是 CO2。
26：如权利要求 24 所述的热激活冷却系统，其中，所述公共的制冷剂是 CO2 和丙烷的混合物。
27：如权利要求 24 所述的功率发生蒸气膨胀回路，并且包括顶部换热器，用于导致热从膨胀器排放流流向流向加热器的流。
28：如权利要求 24 所述的功率发生蒸气膨胀回路，其中，所述膨胀器是两级膨胀器，并且进一步其中，第二加热器被设置在两级之间。
29：如权利要求 24 所述的功率发生蒸气膨胀回路，并且包括第二加热器，其与所述加热器以串行流关系连接。
30：如权利要求 24 所述的功率发生蒸气膨胀回路，其中，所述功率发生器、所述膨胀器和所述泵具有公共的轴。
31：如权利要求 24 所述的功率发生蒸气膨胀回路，其中，所述功率发生器、所述膨胀器 3 和所述泵具有公共的气密壳体。
32：如权利要求 24 所述的功率发生蒸气膨胀回路，其中，所述功率发生器为制冷系统提供功率。

说明书

跨临界热激活的冷却、加热和制冷系统
    相关申请的交叉引用本公开涉及待审的美国申请 07/18958，其转让给本公开的受让人。
     参照 2009 年 4 月 29 日提交的、名称为 “TRANSCRITICAL THERMALLY ACTIVATED COOLING, HEATING AND REFRIGERATING SYSTEM” 的美国临时申请 61/173776，本申请要求该美国临时申请的优先权和权益，该美国临时申请的全部内容通过引用并入本文中。
     技术领域
     本公开一般地涉及蒸气压缩系统，并且更具体地涉及组合的蒸气压缩和蒸气膨胀系统。背景技术将蒸气压缩系统与蒸气膨胀（即兰金循环）系统进行组合是已知的。例如参见美国专利 6962056（其被转让给本发明的受让人）和美国专利 5761921。
     美国专利 5761921 在兰金循环中产生功率，该功率然后被应用以驱动蒸气压缩循环的压缩机，并且组合系统在三个压力水平上操作，即沸腾器、冷凝器和蒸发器压力水平。公共的制冷剂 R-134 被用于蒸气压缩和兰金循环系统中。这种组合系统通常不允许使用跨临界制冷剂，因为跨临界系统通常不具有冷凝器（而仅具有气体冷却器），从而在气体冷却器的下游没有可用的液体制冷剂用于泵送通过兰金回路。膨胀器需要高的进入压力，但是高的入口压力使得沸腾温度以及携带热功率的加热流体的离开温度升高。升高的离开温度使得废热利用的程度降低。出于这些原因，所述系统没有充分地利用可用的热能，从而具有低水平的热力学效率。此外，它们在可用热源低于 180 ℉时无法提供足够的性能。
     美国专利申请 07/18958 提供了分别来自压缩机和膨胀器的排出口处的两个系统的制冷剂的组合流。此外，提供了抽吸积蓄器，使得液体制冷剂总是对于兰金循环系统的泵可用，使得可以进行跨临界操作。然而，这种抽吸积蓄器的使用可能是不期望的，因为需要更大的泵，并且需要更高的功率。泵功率由泵两端的压力差和泵入口处的制冷剂流的比容积的乘积确定。尽管抽吸积蓄器中的液体具有低的比容积，但是泵仍可能需要在高压力差下工作。当压力差增大带来的缺点超过了液体比容积减小带来的优点时，用来自冷凝器的液体制冷剂来供给泵被认为是比使用抽吸积蓄器更有利的。
     发明内容
     简要地，根据本公开的一个方面，一种组合的蒸气压力和蒸气膨胀系统使用公共的制冷剂，其使能蒸气膨胀回路的超临界高压部分和亚临界低压部分，并且在室外换热器的入口处组合来自膨胀器排放口和来自压缩机排放口的制冷剂。室外换热器的尺寸被设置成且被设计成使得从其排放的制冷剂总是处于液体形式，从而其能够直接流到蒸气膨胀回路的泵。泵和膨胀器的尺寸被设置成并被设计成使得蒸气膨胀回路的高压部分总是超临界的。根据本公开的另一个方面，室外换热器包括冷却塔，以确保制冷剂在换热器中被转换成液体。
     根据本公开的另一个方面，在室外换热器和泵之间提供液体至抽吸换热器，以便在制冷剂液体流向泵之前提高过冷和制冷剂密度。
     根据本公开的又一个方面，在膨胀器出口的下游提供顶部换热器，以便再生该热流的焓。
     根据本公开的又一个方面，功率发生蒸气膨胀回路被用作独立的系统并产生电能，其可用作电源以用于不同目的，包括驱动制冷系统。附图说明
     将参照本发明的以下详细描述并结合附图进行阅读，以便进一步理解本发明的这些和目的，附图中：图 1 是仅用于冷却或加热的热激活制冷剂系统的示意图。
     图 2 是仅用于冷却或加热的热激活制冷剂系统的过程的温熵（T-S）图的示意图。
     图 3A-3C 是一些示意图，分别比较超临界和亚临界应用中的滑移（glide）。
     图 4 是具有多级膨胀的热激活蒸气膨胀系统的示意图。图 5 是具有多级膨胀的热激活蒸气膨胀系统的过程的温熵（T-S）图的示意图。图 6 是提供空调和制冷的热激活制冷剂系统的示意图。图 7 是具有两个膨胀装置的热激活热泵的示意图。图 8 是具有一个双向膨胀装置的热激活热泵的示意图。图 9A 和图 9B 分别是换向阀和止回阀布置的示意图。图 10 是具有两个不同热源的热激活热泵的示意图。图 11 是具有多级压缩的热激活热泵的示意图。图 12 是具有蒸气至蒸气排出器的热激活热泵的示意图。图 13 是具有两相排出器的热激活热泵的示意图。图 14 是具有节约循环的热激活热泵的示意图。图 15 是具有两相膨胀器的热激活热泵的示意图。具体实施方式
     虽然已经参照附图中所示的优选模式具体示出和描述了本公开，本领域技术人员将会明白，在不偏离由权利要求限定的本公开精神和范围的情况下，可在本公开内实现细节上的各种变化。
     根据图 1，热激活制冷剂系统包括示作为实线的蒸气压缩回路 21 和示作为虚线的蒸气膨胀回路 22。蒸气压缩回路 21 包括压缩机 23、冷凝器 24、液体至抽吸换热器 26、膨胀装置 27 和蒸发器 28。蒸气膨胀回路 22 由泵 29、顶部换热器 31、加热器 32、膨胀器 33 和冷凝器 24。在来自压缩机的出口处的制冷剂蒸气流以及在来自膨胀器的出口处的蒸气制冷剂流在冷凝器入口处被连接，以提供组合流通过冷凝器 24。如图所示，冷凝器出口处的或者液体至抽吸换热器 26 的出口处的制冷剂液体流分裂成两个流：一个供给到泵，另一个循环通过蒸气压缩回路的部件。热激活制冷剂系统具有三个压力水平：加热压力、排热压力水平、以及蒸发压力。加热压力是泵排放压力，排热压力是压缩机或膨胀器排放，并且蒸发压力是压缩机抽吸压力。加热和排热压力是蒸气膨胀回路的高压力和低压力。排热和蒸发压力是蒸气压缩回路的高压力和低压力。
     一种公共的工作流体被用于蒸气压缩以及蒸气膨胀回路。该工作流体具有以下特征：其为蒸气膨胀回路的高压部分提供超临界操作，并且为蒸气膨胀回路的低压部分提供亚临界操作。因此，高压下的蒸气膨胀回路中的工作流体保持为气态，但是冷凝器中的工作流体出现在蒸气穹顶左侧的区域中并且被液化。这种工作流体的例子是 CO2 或基于 CO2 的混合物，例如 CO2 和丙烷，等等。
     加热器 32 提供加热介质和被泵送的制冷剂流之间的热接触。通常，热源是废热，例如可来自燃料电池、太阳能装置、微型涡轮、往复式发动机等。加热器中的压力是超临界的，也就是说，高于制冷剂的临界压力。这提供与图 2 所示的加热介质的温度滑移相兼容的有利的温度滑移。加热器 32 应当被设计成提供两个流的相等的热容比，并且使得在每个流上出现最高的温度差。滑移和相等的热容比提供了更高程度的废热利用以及高的进入膨胀器温度，从而导致膨胀器性能的改善。如果热源不是废热，则不需要热容比相等，温度滑移提供膨胀器入口处的更高的制冷剂温度，这改善了膨胀器的性能特性。冷凝器 24 提供冷却介质以及从压缩机 23 和膨胀器 33 出来的组合制冷剂流之间的热接触。冷凝器 24 中的冷却介质的温度总是维持成低于制冷剂临界点，以使得能够在排热压力处实现制冷剂冷凝，液体制冷剂供给到泵 29。
     在更高环境温度下的操作期间，冷凝器 24 可由冷却塔 34 供给，以确保制冷剂蒸气的冷凝。另一种可选方式是使用 CO2 和丙烷等，以便将流体的临界点升高得充分高于环境温度的水平，以使得能够在排热压力下实现冷凝过程。
     加热器 32 中的加热压力由膨胀器至泵的容量比来控制，该容量比由膨胀器至泵的转速比、泵入口处的液体制冷剂温度和膨胀器入口处的蒸气制冷剂状态确定。
     液体至抽吸换热器 26 是任选的。其使得从冷凝器 24 出来的液体流略微过冷并且使得从蒸发器 28 流出的蒸气流实质地过热。过冷降低了泵功率，这是由于泵入口处的制冷剂密度降低。而且，其增大了蒸发器 28 上的焓差并且增强了蒸发器效果。过热减小了压缩机入口处的制冷剂密度并且降低了压缩机质量流率和蒸发器容量。过热效应通常更强，从而总效果通常是不利的。因此，液体至抽吸换热器 26 仅在压缩机入口处需要一定过热时使用。
     当热源温度高时，顶部换热器 31 实质地改善了系统的热力学效率。当热源温度低时，不需要顶部换热器。
     膨胀器 33 中产生的功率可驱动压缩机 23 和泵 29。所有三个机器可放置在同一个轴上。可选的方式是将该轴与功率发生器 36 联接以不仅提供冷却或加热能效，而且提供电能。膨胀器 33 可仅与功率发生器联接，在该情况中，功率发生器 36 为压缩机 23 和泵 29 提供功率。另外，任选地，其可产生补充的电能。
     蒸气膨胀回路可被实施为分离的功率发生系统。功率发生系统中产生的功率可被用于为热泵、空调器、制冷器或任何其它电力装置提供功率。
     位于同一个轴上的所有部件可被半气密或气密的壳体覆盖，以降低泄漏的风险。
     泵 29 可以是可变速装置或多速装置，或者是恒速装置。速度的变化有助于满足制冷、空调或加热的变化的需求。
     现在参见图 2，示出了图 1 的蒸气压缩回路 21 和蒸气膨胀回路 22 的 T-S 图，在两幅图中，感兴趣的各点用数字 1-12 表示。如将看到的，线 9-10 代表当工作流体经过加热器 32 时发生的温度增加和焓增加。而且，应当意识到，交替点划线 37 表示经过加热器 32 的被冷却的加热流体的 T-S 图。这样，所期望的是不仅使用温度在 180 ℉或更高的热源流体（如在常规系统中使用的那样），而且使得能够使用温度低于该水平的热源流体。这通过从使用 CO2 作为工作流体而得到的线 37 的 “滑移” 或斜率而成为可能。这将通过参照图 3A-3C 而被更清楚地理解。
     图 3A 中示出了蒸气膨胀回路，其以串行流的关系包括泵 38、顶部换热器 39、加热器 41、膨胀器 42 和冷凝器 43。
     图 3B 示出了图 3A 回路当操作在超临界模式（例如以 CO2 为制冷剂）时的 T-S 图。图 3B 中的数字 1-8 对应于图 3A 的图中的位置 1-8。如将看到的，图 3B 中的线 3-4 代表当 CO2 经过加热器 41 时的温度增加和焓增加，并且交替点划线 44 表示被冷却的加热流体的 T-S 图。将会意识到，该线的 “滑移” 或斜率是很可观的。相反，图 3C 示出图 3A 回路当操作在亚临界模式（例如使用不同于 CO2 的制冷剂）时的 T-S 图。这里，将意识到，线 46 的滑移 / 斜率显著小于图 3B 中的线 44 的滑移 / 斜率。两条线 44 和 46 的竖直分量（如箭头线 47 和 48 所示）分别示出了图 3B 和图 3C 的两种替代方式的废热利用程度。如将看到的，线 47 比线 48 向下延伸得更远，这进而表示较低温度下的热源（状态 7）可被采用，只要状态 8 中的温度低于状态 7 中的温度。因此，低于 180 ℉的温度，例如 150 ℉的温度，可能是合适的。
     现在参见图 4，示出了另一个实施例，其中，不同于图 1 所示的单级膨胀器 33，提供了两级膨胀器 49 以及第二加热器 51。第二加热器 51 沿着线路 52 接收加热流体，并通过线路 53 将其返回至加热器 32 的点。加热器 51 中的加热流体的温度应当等于加热器 32 中的线路 53 所附接的点的温度。在操作中，制冷剂从加热器 32 流向两级膨胀器 49 的第一级，然后经过第二加热器 51，这之后其经过两级膨胀器 49 的第二级，并且然后流向顶部换热器 31。回路中的其它部分如上面描述的那样。图 5 的 T-S 图示出了使用两级膨胀器 49 和第二加热器 51 的效果，在图 5 中，数字（1-14）表示图 4 中指示的位置。已知，具有再加热的多级膨胀的方法改善了膨胀器效率，并且降低了所需要的泵功率，从而使得能够使用更小的泵并且减少泵功率的使用，从而改善系统的总体效率。
     图 6 示出了另一个实施例，其中，与蒸气压缩回路 21 并行地提供了第二蒸气压缩回路 54。这使得系统能够提供空调（例如通过第二蒸气压缩回路 54）和制冷（例如通过蒸气压缩回路 21）。
     第二蒸气压缩回路 54 包括第二膨胀装置 56、第二蒸发器或室内单元 57 以及第二压缩机 58。用于该回路的制冷剂流源自膨胀装置 27 的上游，并且来自第二压缩机 58 的排放流与来自顶部换热器 31 的制冷剂流组合，然后该组合物与来自压缩机 23 的排放口的流相组合。因此，每个蒸气压缩回路 21 和 54 具有其自身的压缩机和蒸发器单元，并且所有其它部件在两个回路之间共享。如将看到的，两个压缩机均由膨胀器 33 提供功率。
     如果冷凝器 24 是室外单元并且蒸发器 28 是室内单元，则热激活制冷剂系统产生
     冷却。如果冷凝器是室内单元并且蒸发器是室外单元，则热激活制冷剂系统产生加热。为了在两种操作模式之间切换，可如图 7-15 所示提供一个或多个换向阀或止回阀。
     为了允许系统操作成热泵，如图 7 所示提供了一对换向阀 59 和 61。进一步，除了可操作成用于冷却模式的膨胀装置 27 之外，还提供了第二膨胀装置 62 用于加热模式。每个膨胀装置 27 和 62 分别包括旁通阀，即阀 63 和 64，以允许分别在冷却和加热模式中操作。膨胀装置 27 和 62 是单向膨胀装置。为了在冷却和加热模式之间切换，换向阀 59 和 61 以及旁通阀 63 和 64 均被同时操作。
     可提供抽吸积蓄器 66，以便满足冷却和加热操作的制冷剂充填要求。而且，抽吸积蓄器 66 提供充填管理和容量控制，积蓄液体制冷剂的冗余量。
     此外，可如所指示的提供液体至抽吸换热器 67。
     图 7 系统的变体在图 8 中示出，其中，两个膨胀装置被单个膨胀装置 68 取代，该单个膨胀装置 68 被设计成用于双向使用。因此，当在冷却和加热模式之间切换时，单个膨胀装置以及换向阀 59 和 61 均被同时切换。
     在图 9A 中，示出了提供冷却或加热操作的换向阀 59 的各自位置。因此，在冷却时，制冷剂从换向阀 59 经过换热器 67、膨胀装置 27，然后流向室内单元。在加热时，制冷剂从换向阀 59 经过换热器 67、膨胀装置 27，然后流向室外单元。
     如将在图 9B 中看到的，不同于使用上文所述的换向阀，可代之以使用止回阀来实现同样的功能。因此，不同于换向阀，提供了四个止回阀 71、 72、 73 和 74。在冷却模式中，制冷剂经过止回阀 71、换热器 67、膨胀装置 27 和止回阀 73，从而来到室内单元，止回阀 72 和 74 关闭。在加热模式的操作中，止回阀 71 和 73 关闭，并且制冷剂经过止回阀 74、换热器 67、膨胀装置 27 以及止回阀 72，然后流向室外单元。
     图 10 代表当两个热源（高温和低温源）可用时的情况。第二加热器 74 采用高温源。加热器 32 采用低温源。
     图 11 示出了进一步的实施例，其中，提供了多级压缩机 76。在经过第一级后，制冷剂经过气体冷却器 77，然后经过两级压缩机 76 的第二级，然后流向换向阀 61 和冷凝器 24。这样，降低了总的压缩机功率，由此改善了压缩回路的热力学效率，并因此改善了总体系统的热力学效率。
     图 12 的实施例提供了排出器 78，用于推进制冷剂蒸气流至抽吸积蓄器 66，由此改善了蒸气压缩回路的热力学效率，并因此改善了总体系统的热力学效率。排出器 78 被沿着线路 79 或者替代性地来自线路 81 或 82 的高压流驱动。在该具体实施例中，液体至抽吸换热器 67 是主要部件。换热器 67 使得从排出器 78 出来的制冷剂流的液体部分完成蒸发。
     图 13 的实施例示出了具有排出器 83 的热泵，排出器 83 被来自线路 84 或替代性地来自线路 86 的高压制冷剂驱动。双向膨胀装置 87 可被两个单向膨胀装置替代，即一个用于室内单元且另一个用于室外单元，如上面图 7 所示。
     已知，排出器改善了蒸气压缩循环的性能特性。组合的蒸气压缩和蒸气膨胀循环在更好的蒸气压缩循环的情况下获得改善。
     图 14 示出了替代实施例，其包括节约器循环，该节约器循环包括节约换热器 88、节约器膨胀装置 89 以及通向压缩机 23 的中间级的节约器端口 91。进一步的替代方式可以是具有中间蒸气冷却的多级压缩机。已知，节约循环改善了蒸气压缩循环的性能特性。组合的蒸气压缩和蒸气膨胀循环在更好的蒸气压缩循环的情况下获得改善。
     图 15 的实施例提供了两相膨胀器 92，其流体地互连在泵 29 的入口和换向阀 59 之间，如图所示。其使用趋向于增加冷却效果，而同时恢复另外的功率以驱动该循环。这进而降低了所需的泵尺寸和泵功率。
     虽然已经参照附图中所示的优选实施例具体示出和描述了本公开，本领域技术人员将会明白，在不偏离由权利要求限定的本公开精神和范围的情况下，可对本公开进行实现细节上的各种变化。

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1、(10)申请公布号 CN 102414522 A(43)申请公布日 2012.04.11CN102414522A*CN102414522A*(21)申请号 201080018924.4(22)申请日 2010.04.2861/173776 2009.04.29 USF25B 27/00(2006.01)F25B 29/00(2006.01)F02C 7/143(2006.01)(71)申请人开利公司地址美国康涅狄格州(72)发明人 I. B. 维斯曼 T. C. 瓦纳J. J. 桑焦文尼 C. R. 沃克(74)专利代理机构中国专利代理(香港)有限公司 72001代理人原绍辉傅永霄(54) 。

2、发明名称跨临界热激活的冷却、加热和制冷系统(57) 摘要一种组合的蒸气压力和蒸气膨胀系统使用公共的制冷剂，其使能蒸气膨胀回路的超临界高压部分和亚临界低压部分。提供措施以组合来自蒸气膨胀器和来自压缩机排放口的制冷剂流。室外换热器的尺寸被设置成且被设计成使得从其排放的工作流体总是处于液体形式，从而提供液体进入泵入口。泵和膨胀器的尺寸被设置成并被设计成使得蒸气膨胀回路的高压部分总是超临界的。提供了顶部换热器、液体至抽吸换热器和各种其它设计特征，以进一步提高系统的热力学效率。(30)优先权数据(85)PCT申请进入国家阶段日2011.10.28(86)PCT申请的申请数据PCT/US2010/0327。

3、26 2010.04.28(87)PCT申请的公布数据WO2010/126980 EN 2010.11.04(51)Int.Cl.(19)中华人民共和国国家知识产权局(12)发明专利申请权利要求书 3 页说明书 6 页附图 18 页CN 102414536 A 1/3页21.一种热激活冷却系统，包括：蒸气压缩回路，其以串行流关系包括压缩机、第一换热器、膨胀装置和第二换热器；蒸气膨胀回路，其以串行流关系包括液体制冷剂泵、加热器、膨胀器和所述第一换热器；所述蒸气压缩回路和所述蒸气膨胀回路各自具有公共的制冷剂从中循环通过作为工作流体，其中，所述制冷剂使能所述蒸气压缩回路的超临界高压部分和亚临界低。

4、压部分；所述压缩机具有抽吸入口和排放出口，并且所述膨胀器具有入口和出口，并且进一步其中，所述膨胀器出口流体连接到所述压缩机出口以提供组合流，用于使所述工作流体的一部分循环通过所述第一换热器并流向所述泵，其中，所述第一换热器的尺寸被设置成并被设计成使得从其排放的工作流体总是处于液体形式；并且所述泵和所述膨胀器的尺寸被设置成并被设计成使得所述蒸气膨胀回路的高压部分总是超临界的。2.如权利要求1所述的热激活冷却系统，其中，所述公共的制冷剂是CO2。3.如权利要求1所述的热激活冷却系统，其中，所述公共的制冷剂是CO2和丙烷的混合物。4.如权利要求1所述的热激活冷却系统，并且包括顶部换热器，用于导致热从。

5、膨胀器排放流流向流向加热器的流。5.如权利要求1所述的热激活冷却系统，并且包括液体至抽吸换热器，用于导致热从冷凝器排放流流向蒸发器排放流。6.如权利要求1所述的热激活冷却系统，其中，所述膨胀器是两级膨胀器，并且进一步其中，第二加热器被设置在两级之间。7.如权利要求1所述的热激活冷却系统，并且包括与所述第一蒸气压缩回路并行的第二蒸气压缩回路，所述第二蒸气压缩回路具有其自身的流体互连的膨胀装置、蒸发器和压缩机，以与所述第一换热器一起发挥作用。8.如权利要求1所述的热激活冷却系统，并且包括多个阀，用于选择性地导致所述蒸气压缩系统用作为热泵。9.如权利要求8所述的热激活冷却系统，其中，所述多个阀包括两。

6、个膨胀装置，一个用于所述第一换热器，并且另一个用于所述第二换热器。10.如权利要求8所述的热激活冷却系统，其中，所述多个阀包括单个双向膨胀装置，其选择性地操作以将制冷剂流传导到所述第一或第二换热器。11.如权利要求8所述的热激活冷却系统，其中，所述多个阀包括多个止回阀，其选择性地操作以将制冷剂流传导到所述第一或第二换热器。12.如权利要求1所述的热激活冷却系统，并且包括第二加热器，其与所述加热器以串行流关系连接。13.如权利要求1所述的热激活冷却系统，其中，所述压缩机包括多级压缩机，并且进一步包括可操作地连接在所述多级之间的气体冷却器。14.如权利要求1所述的热激活冷却系统，其中，所述压缩回路。

7、包括排出器，用于推进所述制冷剂流至所述压缩机。15.如权利要求14所述的热激活冷却系统，其中，用于冷却效能的制冷剂流被分裂成权利要求书CN 102414522 ACN 102414536 A 2/3页3两个部分，所述排出器被所述制冷剂流的一个部分提供功率并且排出所述制冷剂流的另一部分，其在所述蒸发器并然后在所述液体至抽吸换热器中被处理。16.如权利要求14所述的热激活冷却系统，其中，所述压缩回路包括抽吸积蓄器，用于冷却效能的制冷剂流为所述排出器提供功率，排出所述流的液体部分，其被收集在所述抽吸积蓄器中并在所述蒸发器中被处理。17.如权利要求1所述的热激活冷却系统，其中，所述蒸气压缩回路。

8、包括与其可操作地连接的节约器。18.如权利要求1所述的热激活冷却系统，并且包括两相膨胀器，其流体地互连在所述冷凝器和所述蒸发器之间。19.如权利要求1所述的热激活冷却系统，其中，所述膨胀器、所述泵和所述压缩机具有公共的轴。20.如权利要求1所述的热激活冷却系统，其中，功率发生器和所述膨胀器具有公共的轴，并且所述功率发生器为所述泵和所述压缩机提供功率。21.如权利要求1所述的热激活冷却系统，其中，功率发生器、所述膨胀器和所述泵具有公共的轴，并且所述功率发生器为所述压缩机提供功率。22.如权利要求1所述的热激活冷却系统，其中，功率发生器、所述膨胀器和所述压缩机具有公共的轴，并且所述功率发生器供给所。

9、述泵。23.如权利要求18所述的热激活冷却系统，其中，所述膨胀器、所述泵和所述压缩机具有公共的气密壳体。24.一种功率发生蒸气膨胀回路，其包括功率发生器以及处于串行流关系的液体制冷剂泵、加热器、膨胀器和换热器；制冷剂从中循环通过作为工作流体，其中，所述制冷剂使能所述蒸气膨胀回路的超临界高压部分和亚临界低压部分；所述第一换热器的尺寸被设置成并被设计成使得从其排放的工作流体总是处于液体形式；并且所述泵和所述膨胀器的尺寸被设置成并被设计成使得所述蒸气膨胀回路的高压部分总是超临界的。25.如权利要求24所述的功率发生蒸气膨胀回路，其中，所述制冷剂是CO2。26.如权利要求24所述的热激活冷却系统，其中。

10、，所述公共的制冷剂是CO2和丙烷的混合物。27.如权利要求24所述的功率发生蒸气膨胀回路，并且包括顶部换热器，用于导致热从膨胀器排放流流向流向加热器的流。28.如权利要求24所述的功率发生蒸气膨胀回路，其中，所述膨胀器是两级膨胀器，并且进一步其中，第二加热器被设置在两级之间。29.如权利要求24所述的功率发生蒸气膨胀回路，并且包括第二加热器，其与所述加热器以串行流关系连接。30.如权利要求24所述的功率发生蒸气膨胀回路，其中，所述功率发生器、所述膨胀器和所述泵具有公共的轴。31.如权利要求24所述的功率发生蒸气膨胀回路，其中，所述功率发生器、所述膨胀器权利要求书CN 102414522。

11、 ACN 102414536 A 3/3页4和所述泵具有公共的气密壳体。32.如权利要求24所述的功率发生蒸气膨胀回路，其中，所述功率发生器为制冷系统提供功率。权利要求书CN 102414522 ACN 102414536 A 1/6页5跨临界热激活的冷却、加热和制冷系统0001 相关申请的交叉引用本公开涉及待审的美国申请07/18958，其转让给本公开的受让人。0002 参照2009年4月29日提交的、名称为“TRANSCRITICAL THERMALLY ACTIVATED COOLING, HEATING AND REFRIGERATING SYSTEM”的美国临时申请61/1。

12、73776，本申请要求该美国临时申请的优先权和权益，该美国临时申请的全部内容通过引用并入本文中。技术领域0003 本公开一般地涉及蒸气压缩系统，并且更具体地涉及组合的蒸气压缩和蒸气膨胀系统。背景技术0004 将蒸气压缩系统与蒸气膨胀（即兰金循环）系统进行组合是已知的。例如参见美国专利6962056（其被转让给本发明的受让人）和美国专利5761921。0005 美国专利5761921在兰金循环中产生功率，该功率然后被应用以驱动蒸气压缩循环的压缩机，并且组合系统在三个压力水平上操作，即沸腾器、冷凝器和蒸发器压力水平。公共的制冷剂R-134被用于蒸气压缩和兰金循环系统中。这种组合系统通常不允许使用跨。

13、临界制冷剂，因为跨临界系统通常不具有冷凝器（而仅具有气体冷却器），从而在气体冷却器的下游没有可用的液体制冷剂用于泵送通过兰金回路。膨胀器需要高的进入压力，但是高的入口压力使得沸腾温度以及携带热功率的加热流体的离开温度升高。升高的离开温度使得废热利用的程度降低。出于这些原因，所述系统没有充分地利用可用的热能，从而具有低水平的热力学效率。此外，它们在可用热源低于180 时无法提供足够的性能。0006 美国专利申请07/18958提供了分别来自压缩机和膨胀器的排出口处的两个系统的制冷剂的组合流。此外，提供了抽吸积蓄器，使得液体制冷剂总是对于兰金循环系统的泵可用，使得可以进行跨临界操作。然而，这种抽吸。

14、积蓄器的使用可能是不期望的，因为需要更大的泵，并且需要更高的功率。泵功率由泵两端的压力差和泵入口处的制冷剂流的比容积的乘积确定。尽管抽吸积蓄器中的液体具有低的比容积，但是泵仍可能需要在高压力差下工作。当压力差增大带来的缺点超过了液体比容积减小带来的优点时，用来自冷凝器的液体制冷剂来供给泵被认为是比使用抽吸积蓄器更有利的。发明内容0007 简要地，根据本公开的一个方面，一种组合的蒸气压力和蒸气膨胀系统使用公共的制冷剂，其使能蒸气膨胀回路的超临界高压部分和亚临界低压部分，并且在室外换热器的入口处组合来自膨胀器排放口和来自压缩机排放口的制冷剂。室外换热器的尺寸被设置成且被设计成使得从其排放的制冷剂总。

15、是处于液体形式，从而其能够直接流到蒸气膨胀回路的泵。泵和膨胀器的尺寸被设置成并被设计成使得蒸气膨胀回路的高压部分总是超临界的。说明书CN 102414522 ACN 102414536 A 2/6页60008 根据本公开的另一个方面，室外换热器包括冷却塔，以确保制冷剂在换热器中被转换成液体。0009 根据本公开的另一个方面，在室外换热器和泵之间提供液体至抽吸换热器，以便在制冷剂液体流向泵之前提高过冷和制冷剂密度。0010 根据本公开的又一个方面，在膨胀器出口的下游提供顶部换热器，以便再生该热流的焓。0011 根据本公开的又一个方面，功率发生蒸气膨胀回路被用作独立的系统并产生电能，其可用作电。

16、源以用于不同目的，包括驱动制冷系统。附图说明0012 将参照本发明的以下详细描述并结合附图进行阅读，以便进一步理解本发明的这些和目的，附图中：图1是仅用于冷却或加热的热激活制冷剂系统的示意图。0013 图2是仅用于冷却或加热的热激活制冷剂系统的过程的温熵（T-S）图的示意图。0014 图3A-3C是一些示意图，分别比较超临界和亚临界应用中的滑移（glide）。0015 图4是具有多级膨胀的热激活蒸气膨胀系统的示意图。0016 图5是具有多级膨胀的热激活蒸气膨胀系统的过程的温熵（T-S）图的示意图。0017 图6是提供空调和制冷的热激活制冷剂系统的示意图。0018 图7是具有两个膨胀装置的热激活。

17、热泵的示意图。0019 图8是具有一个双向膨胀装置的热激活热泵的示意图。0020 图9A和图9B分别是换向阀和止回阀布置的示意图。0021 图10是具有两个不同热源的热激活热泵的示意图。0022 图11是具有多级压缩的热激活热泵的示意图。0023 图12是具有蒸气至蒸气排出器的热激活热泵的示意图。0024 图13是具有两相排出器的热激活热泵的示意图。0025 图14是具有节约循环的热激活热泵的示意图。0026 图15是具有两相膨胀器的热激活热泵的示意图。具体实施方式0027 虽然已经参照附图中所示的优选模式具体示出和描述了本公开，本领域技术人员将会明白，在不偏离由权利要求限定的本公开精神和范围。

18、的情况下，可在本公开内实现细节上的各种变化。0028 根据图1，热激活制冷剂系统包括示作为实线的蒸气压缩回路21和示作为虚线的蒸气膨胀回路22。蒸气压缩回路21包括压缩机23、冷凝器24、液体至抽吸换热器26、膨胀装置27和蒸发器28。蒸气膨胀回路22由泵29、顶部换热器31、加热器32、膨胀器33和冷凝器24。在来自压缩机的出口处的制冷剂蒸气流以及在来自膨胀器的出口处的蒸气制冷剂流在冷凝器入口处被连接，以提供组合流通过冷凝器24。如图所示，冷凝器出口处的或者液体至抽吸换热器26的出口处的制冷剂液体流分裂成两个流：一个供给到泵，另一个循环通过蒸气压缩回路的部件。说明书CN 10241452。

19、2 ACN 102414536 A 3/6页70029 热激活制冷剂系统具有三个压力水平：加热压力、排热压力水平、以及蒸发压力。加热压力是泵排放压力，排热压力是压缩机或膨胀器排放，并且蒸发压力是压缩机抽吸压力。加热和排热压力是蒸气膨胀回路的高压力和低压力。排热和蒸发压力是蒸气压缩回路的高压力和低压力。0030 一种公共的工作流体被用于蒸气压缩以及蒸气膨胀回路。该工作流体具有以下特征：其为蒸气膨胀回路的高压部分提供超临界操作，并且为蒸气膨胀回路的低压部分提供亚临界操作。因此，高压下的蒸气膨胀回路中的工作流体保持为气态，但是冷凝器中的工作流体出现在蒸气穹顶左侧的区域中并且被液化。这种工作流体的例子。

20、是CO2或基于CO2的混合物，例如CO2和丙烷，等等。0031 加热器32提供加热介质和被泵送的制冷剂流之间的热接触。通常，热源是废热，例如可来自燃料电池、太阳能装置、微型涡轮、往复式发动机等。加热器中的压力是超临界的，也就是说，高于制冷剂的临界压力。这提供与图2所示的加热介质的温度滑移相兼容的有利的温度滑移。加热器32应当被设计成提供两个流的相等的热容比，并且使得在每个流上出现最高的温度差。滑移和相等的热容比提供了更高程度的废热利用以及高的进入膨胀器温度，从而导致膨胀器性能的改善。如果热源不是废热，则不需要热容比相等，温度滑移提供膨胀器入口处的更高的制冷剂温度，这改善了膨胀器的性能特性。00。

21、32 冷凝器24提供冷却介质以及从压缩机23和膨胀器33出来的组合制冷剂流之间的热接触。冷凝器24中的冷却介质的温度总是维持成低于制冷剂临界点，以使得能够在排热压力处实现制冷剂冷凝，液体制冷剂供给到泵29。0033 在更高环境温度下的操作期间，冷凝器24可由冷却塔34供给，以确保制冷剂蒸气的冷凝。另一种可选方式是使用CO2和丙烷等，以便将流体的临界点升高得充分高于环境温度的水平，以使得能够在排热压力下实现冷凝过程。0034 加热器32中的加热压力由膨胀器至泵的容量比来控制，该容量比由膨胀器至泵的转速比、泵入口处的液体制冷剂温度和膨胀器入口处的蒸气制冷剂状态确定。0035 液体至抽吸换热器26是。

22、任选的。其使得从冷凝器24出来的液体流略微过冷并且使得从蒸发器28流出的蒸气流实质地过热。过冷降低了泵功率，这是由于泵入口处的制冷剂密度降低。而且，其增大了蒸发器28上的焓差并且增强了蒸发器效果。过热减小了压缩机入口处的制冷剂密度并且降低了压缩机质量流率和蒸发器容量。过热效应通常更强，从而总效果通常是不利的。因此，液体至抽吸换热器26仅在压缩机入口处需要一定过热时使用。0036 当热源温度高时，顶部换热器31实质地改善了系统的热力学效率。当热源温度低时，不需要顶部换热器。0037 膨胀器33中产生的功率可驱动压缩机23和泵29。所有三个机器可放置在同一个轴上。可选的方式是将该轴与功率发生器36。

23、联接以不仅提供冷却或加热能效，而且提供电能。膨胀器33可仅与功率发生器联接，在该情况中，功率发生器36为压缩机23和泵29提供功率。另外，任选地，其可产生补充的电能。0038 蒸气膨胀回路可被实施为分离的功率发生系统。功率发生系统中产生的功率可被用于为热泵、空调器、制冷器或任何其它电力装置提供功率。0039 位于同一个轴上的所有部件可被半气密或气密的壳体覆盖，以降低泄漏的风险。说明书CN 102414522 ACN 102414536 A 4/6页80040 泵29可以是可变速装置或多速装置，或者是恒速装置。速度的变化有助于满足制冷、空调或加热的变化的需求。0041 现在参见图2，示出了图。

24、1的蒸气压缩回路21和蒸气膨胀回路22的T-S图，在两幅图中，感兴趣的各点用数字1-12表示。如将看到的，线9-10代表当工作流体经过加热器32时发生的温度增加和焓增加。而且，应当意识到，交替点划线37表示经过加热器32的被冷却的加热流体的T-S图。这样，所期望的是不仅使用温度在180 或更高的热源流体（如在常规系统中使用的那样），而且使得能够使用温度低于该水平的热源流体。这通过从使用CO2作为工作流体而得到的线37的“滑移”或斜率而成为可能。这将通过参照图3A-3C而被更清楚地理解。0042 图3A中示出了蒸气膨胀回路，其以串行流的关系包括泵38、顶部换热器39、加热器41、膨胀器42和冷凝。

25、器43。0043 图3B示出了图3A回路当操作在超临界模式（例如以CO2为制冷剂）时的T-S图。图3B中的数字1-8对应于图3A的图中的位置1-8。如将看到的，图3B中的线3-4代表当CO2经过加热器41时的温度增加和焓增加，并且交替点划线44表示被冷却的加热流体的T-S图。将会意识到，该线的“滑移”或斜率是很可观的。0044 相反，图3C示出图3A回路当操作在亚临界模式（例如使用不同于CO2的制冷剂）时的T-S图。这里，将意识到，线46的滑移/斜率显著小于图3B中的线44的滑移/斜率。两条线44和46的竖直分量（如箭头线47和48所示）分别示出了图3B和图3C的两种替代方式的废热利用程度。如。

26、将看到的，线47比线48向下延伸得更远，这进而表示较低温度下的热源（状态7）可被采用，只要状态8中的温度低于状态7中的温度。因此，低于180 的温度，例如150 的温度，可能是合适的。0045 现在参见图4，示出了另一个实施例，其中，不同于图1所示的单级膨胀器33，提供了两级膨胀器49以及第二加热器51。第二加热器51沿着线路52接收加热流体，并通过线路53将其返回至加热器32的点。加热器51中的加热流体的温度应当等于加热器32中的线路53所附接的点的温度。在操作中，制冷剂从加热器32流向两级膨胀器49的第一级，然后经过第二加热器51，这之后其经过两级膨胀器49的第二级，并且然后流向顶部换热器。

27、31。回路中的其它部分如上面描述的那样。图5的T-S图示出了使用两级膨胀器49和第二加热器51的效果，在图5中，数字（1-14）表示图4中指示的位置。已知，具有再加热的多级膨胀的方法改善了膨胀器效率，并且降低了所需要的泵功率，从而使得能够使用更小的泵并且减少泵功率的使用，从而改善系统的总体效率。0046 图6示出了另一个实施例，其中，与蒸气压缩回路21并行地提供了第二蒸气压缩回路54。这使得系统能够提供空调（例如通过第二蒸气压缩回路54）和制冷（例如通过蒸气压缩回路21）。0047 第二蒸气压缩回路54包括第二膨胀装置56、第二蒸发器或室内单元57以及第二压缩机58。用于该回路的制冷剂流源自膨。

28、胀装置27的上游，并且来自第二压缩机58的排放流与来自顶部换热器31的制冷剂流组合，然后该组合物与来自压缩机23的排放口的流相组合。因此，每个蒸气压缩回路21和54具有其自身的压缩机和蒸发器单元，并且所有其它部件在两个回路之间共享。如将看到的，两个压缩机均由膨胀器33提供功率。0048 如果冷凝器24是室外单元并且蒸发器28是室内单元，则热激活制冷剂系统产生说明书CN 102414522 ACN 102414536 A 5/6页9冷却。如果冷凝器是室内单元并且蒸发器是室外单元，则热激活制冷剂系统产生加热。为了在两种操作模式之间切换，可如图7-15所示提供一个或多个换向阀或止回阀。0049 。

29、为了允许系统操作成热泵，如图7所示提供了一对换向阀59和61。进一步，除了可操作成用于冷却模式的膨胀装置27之外，还提供了第二膨胀装置62用于加热模式。每个膨胀装置27和62分别包括旁通阀，即阀63和64，以允许分别在冷却和加热模式中操作。膨胀装置27和62是单向膨胀装置。为了在冷却和加热模式之间切换，换向阀59和61以及旁通阀63和64均被同时操作。0050 可提供抽吸积蓄器66，以便满足冷却和加热操作的制冷剂充填要求。而且，抽吸积蓄器66提供充填管理和容量控制，积蓄液体制冷剂的冗余量。0051 此外，可如所指示的提供液体至抽吸换热器67。0052 图7系统的变体在图8中示出，其中，两个膨胀。

30、装置被单个膨胀装置68取代，该单个膨胀装置68被设计成用于双向使用。因此，当在冷却和加热模式之间切换时，单个膨胀装置以及换向阀59和61均被同时切换。0053 在图9A中，示出了提供冷却或加热操作的换向阀59的各自位置。因此，在冷却时，制冷剂从换向阀59经过换热器67、膨胀装置27，然后流向室内单元。在加热时，制冷剂从换向阀59经过换热器67、膨胀装置27，然后流向室外单元。0054 如将在图9B中看到的，不同于使用上文所述的换向阀，可代之以使用止回阀来实现同样的功能。因此，不同于换向阀，提供了四个止回阀71、72、73和74。在冷却模式中，制冷剂经过止回阀71、换热器67、膨胀装置27和止回。

31、阀73，从而来到室内单元，止回阀72和74关闭。在加热模式的操作中，止回阀71和73关闭，并且制冷剂经过止回阀74、换热器67、膨胀装置27以及止回阀72，然后流向室外单元。0055 图10代表当两个热源（高温和低温源）可用时的情况。第二加热器74采用高温源。加热器32采用低温源。0056 图11示出了进一步的实施例，其中，提供了多级压缩机76。在经过第一级后，制冷剂经过气体冷却器77，然后经过两级压缩机76的第二级，然后流向换向阀61和冷凝器24。这样，降低了总的压缩机功率，由此改善了压缩回路的热力学效率，并因此改善了总体系统的热力学效率。0057 图12的实施例提供了排出器78，用于推进制。

32、冷剂蒸气流至抽吸积蓄器66，由此改善了蒸气压缩回路的热力学效率，并因此改善了总体系统的热力学效率。排出器78被沿着线路79或者替代性地来自线路81或82的高压流驱动。在该具体实施例中，液体至抽吸换热器67是主要部件。换热器67使得从排出器78出来的制冷剂流的液体部分完成蒸发。0058 图13的实施例示出了具有排出器83的热泵，排出器83被来自线路84或替代性地来自线路86的高压制冷剂驱动。双向膨胀装置87可被两个单向膨胀装置替代，即一个用于室内单元且另一个用于室外单元，如上面图7所示。0059 已知，排出器改善了蒸气压缩循环的性能特性。组合的蒸气压缩和蒸气膨胀循环在更好的蒸气压缩循环的情况下获。

33、得改善。0060 图14示出了替代实施例，其包括节约器循环，该节约器循环包括节约换热器88、节约器膨胀装置89以及通向压缩机23的中间级的节约器端口91。进一步的替代方式可以是具有中间蒸气冷却的多级压缩机。已知，节约循环改善了蒸气压缩循环的性能特性。组说明书CN 102414522 ACN 102414536 A 6/6页10合的蒸气压缩和蒸气膨胀循环在更好的蒸气压缩循环的情况下获得改善。0061 图15的实施例提供了两相膨胀器92，其流体地互连在泵29的入口和换向阀59之间，如图所示。其使用趋向于增加冷却效果，而同时恢复另外的功率以驱动该循环。这进而降低了所需的泵尺寸和泵功率。0062 虽然已经参照附图中所示的优选实施例具体示出和描述了本公开，本领域技术人员将会明白，在不偏离由权利要求限定的本公开精神和范围的情况下，可对本公开进行实现细节上的各种变化。说明书CN 102414522 A。

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