蒸气压缩制冷系统中的液体冷却换热器

相关申请的交叉引用

本申请要求2009年9月28日提交的、名称为“Liquid-Cooled Heat Exchanger in a Vapor Compression Refrigeration System”的美国临时申请61/246239的优先权。该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制冷系统，并且更具体地涉及用于对蒸气压缩制冷系统中的制冷剂进行液体冷却的方法和设备。

背景技术

用于控制封闭区域（例如卡车、拖车、集装箱或类似联运单元上使用的绝缘箱）的运输制冷系统的作用是从封闭区域吸收热量并且将热量释放到箱外进入环境中。运输制冷系统通常包括用于对制冷剂蒸气进行加压的压缩机以及空气冷却的冷凝器，该冷凝器用于降低离开压缩机的经加压蒸气的温度，由此将制冷剂的状态从蒸气改变到液体。外界空气被吹过冷凝器中的制冷剂盘管以实现换热。该系统还包括蒸发器，用于通过抽取或推送返回空气流过蒸发器中的容纳制冷剂的盘管而将热量抽出所述箱。流过蒸发器中的盘管的任何剩余液体制冷剂被气化，然后被抽回压缩机中以完成该回路。

一些运输制冷系统需要在不利条件下操作，例如在热带气候中或者在海中的集装箱船上。这些条件下可能出现的一个问题是被吹过冷凝器中的制冷剂盘管的外界空气可能处于相对高的温度，由此降低了冷凝器中的换热的有效性。在一些情况中，例如在集装箱船的货舱中，可能根本没有外界空气。制冷系统中的不充分换热导致货物集装箱中的不充分冷却，这可进而导致货物集装箱中的货物变坏。

发明内容

根据本公开的一个方面，提供了一种系统和方法用于冷却制冷剂蒸气压缩系统中的制冷剂蒸气。所述系统包括：压缩机，所述压缩机具有抽吸端口和排放端口；操作性耦接到所述压缩机的排放端口的空气冷却换热器；操作性耦接到所述空气冷却换热器的液体冷却换热器；操作性耦接到所述液体冷却换热器的液体冷却剂进入导管的冷却剂泵；操作性耦接到所述液体冷却换热器和所述压缩机的抽吸端口的蒸发器换热器单元；以及与所述冷却剂泵操作性关联的控制器，用于控制液体冷却剂进入所述液体冷却换热器的流动。

在一个实施例中，液体冷却换热器包括限定了内体积的低断面外壳。所述外壳具有流体地耦接到所述内体积的液体冷却剂排放端口和液体冷却剂进入端口，以及密封地布置在所述外壳中的连续制冷剂管道。所述制冷剂管道从所述内体积流体地隔离并且与所述内体积成换热关系，所述液体冷却剂在所述内体积中流动。

在另一个实施例中，所述液体冷却换热器还包括布置在所述外壳中的隔板。所述隔板限定了所述第一内体积中的第二内体积，并且包括至少一个孔口，其将所述第二内体积流体地耦接到所述第一内体积的剩余部分。所述连续制冷剂管道在所述第一和第二内体积中螺旋地卷绕。

在本公开的另一个方面中，公开了一种用于对制冷剂蒸气压缩系统中的蒸气制冷剂进行液体冷却的方法。所述方法包括步骤：提供空气冷却换热器、耦接到所述空气冷却换热器的液体冷却换热器、以及延伸通过所述液体冷却换热器的所述第一体积的连续制冷剂管道。蒸气制冷剂流动通过所述空气冷却换热器，并且如果所述制冷剂未被充分地冷却，所述制冷剂同时流动通过所述液体冷却换热器，液体冷却剂流动通过所述液体冷却换热器的所述第一内体积。

附图说明

将参照本公开的以下详细描述以便进一步理解本公开，应当结合附图来阅读所述详细描述，附图中：

图1是根据本公开的制冷系统的示意图，该制冷系统包括液体冷却换热器；

图2是图1的液体冷却换热器的一个实施例的透视图；

图3是图2的液体冷却换热器的顶平面剖视图；

图4是图2的液体冷却换热器的侧平面剖视图；

图5是图1的液体冷却换热器的另一个实施例的侧平面剖视图；并且

图6A和图6B是图1的液体冷却换热器的另一个实施例的剖视图。

具体实施方式

已经被用于解决制冷系统中的不充分换热问题的一个方案是给典型的空气冷却冷凝器增加在空气冷却冷凝器下游的在线液体冷却换热器。在一个示例的运输制冷系统中，制冷剂蒸气流过换热器并且冲击在其内布置的冷却剂管道上。冷却剂管道中流过通常为水的液体冷却剂。热的制冷剂蒸气在其接触冷的冷却剂管道时冷凝。为了确保尽可能多的蒸气冲击在管道上，管道被设计成通常通过采用小直径管道或者将管道盘绕在换热器中或者采用这两种方式来使表面积最大化。经冷凝的制冷剂被重力运送到壳的底部中的收集点。位于收集点附近的排出端口允许经冷凝的液体制冷剂聚集并且输送到系统中的下一个部件。

该方案中出现的一个问题是液体冷却换热器必须由高强度材料构造，因为换热器外壳是压力容器。布置在外壳中的冷却剂管道占据大的体积，从而最大化与制冷剂蒸气的接触。在换热器外壳中流动的制冷剂的蒸气压力可以是74巴或更大（1000磅每平方英寸）。因此，高压下的大表面积需要厚壁的压力容器、高强度材料或者二者。高强度材料导致冷凝器制造起来昂贵。

这种布置中出现的另一个问题是进入外壳的制冷剂蒸气的温度很高，约为140 ℃。因此，外壳必须被设计成在不牺牲强度的情况下承受高温。

另外，当前制冷系统所遇到的单独问题是常用制冷剂的环境影响已经被严格监控。直到最近，制冷系统中常用的制冷剂包括含氯氟烃（CFC），例如三氯氟甲烷（R-11）和二氯二氟甲烷（R-12）。然而，这些制冷剂由于它们对于臭氧层的有害影响而正在被淘汰。诸如氯二氟甲烷（R-22）之类的氢氯氟烃（HCFC）制冷剂已经取代了它们，因为氢氯氟烃是能量高效的、低毒的、成本高效的并且可以被安全地使用。然而，尽管以小得多的速率，但HCFC仍然对臭氧耗尽起作用。最近的趋势已经变成用诸如四氟乙烷（R-134a）之类的氢氟烃（HFC）来取代HCFC，氢氟烃不含有氯并且对于臭氧层不存在已知的影响。然而，尽管不会造成臭氧耗尽，但越来越担心HFC有助于形成温室气体，这可能导致全球变暖。最近，二氧化碳作为商用制冷剂重新得到了重视，这是因为其具有高体积冷却容量并且不存在有害的环境影响。

二氧化碳制冷系统的设计要求与诸如R-134a的其它制冷剂系统非常不同。可归因于作为制冷剂的二氧化碳的一个主要区别在于其在大约6000千帕斯卡（870磅每平方英寸）的压力下经历了从气体到液体的室温相变。作为对比，R-134a在大约700千帕斯卡（100磅每平方英寸）下经历室温相变。因此，被设计成将二氧化碳冷凝成液体的蒸气压缩制冷系统的部件必须被设计成承受大约八倍于采用R-134a的系统的压力，由此使得设计作为压力容器的部件时的问题更加严重。

为了使问题进一步复杂，设计者通常将制冷剂系统设计成以跨临界循环操作，通常在7500-12500千帕斯卡（1100-1800磅每平方英寸）的压力下。将制冷系统设计成安全地在该较高压力下操作是成问题的且成本高的。

二氧化碳制冷剂系统中遇到的另一个问题在于现有技术的液体冷却换热器不充分地工作，因为超临界二氧化碳蒸气不冷凝为液体。也就是说，制冷剂作为热蒸气进入换热器，并且作为冷蒸气而不是冷液体离开换热器。因此，该现有技术的液体冷却换热器中采用的重力输送机构和冷凝物收集装置用处很小。

本发明人已经通过设计一种液体冷却换热器而解决了这些问题，该液体冷却换热器使制冷剂蒸气流过单个连续管道，并且同时使冷却液体在管道周围流动。具体地，冷凝器很好地适于用在运输制冷系统中。

参见图1，示意性地示出了根据本公开的制冷剂蒸气压缩系统10的示例性实施例。系统10包括压缩机12，例如往复式活塞压缩机，以将制冷剂压缩到较高温度和压力。在所示实施例中，制冷剂是二氧化碳（CO₂）。该系统还包括第一换热器14，其使超临界制冷剂与冷却介质（例如外界空气）成换热关系地通过。在所示实施例中，外界空气被风扇16驱动。在许多制冷系统中，第一换热器14是冷凝器，其适于将过热制冷剂中的至少一些冷凝为液体。然而，由于本实施例的工作流体是以跨临界循环操作的CO₂，所以其不冷凝为液体。相反，可观的热量被从超临界制冷剂移除并且现在较冷的制冷剂气体通过导管15离开第一换热器14。

在一些制冷系统中，例如海中的船上的运输制冷系统，外界空气对于第一换热器14而言可能是有限的或者不可用。或者，通行的外界条件可能指示尽管外界空气可用，但温度过高以致影响与制冷剂的充分换热。因此，系统10还包括与第一换热器14成串联关系的第二换热器18。第二换热器18适于在第一换热器14不能将制冷剂冷却到适当温度的情况下将制冷剂冷却到该适当温度。在所示的示例中，如下面将要详细讨论的，第二换热器18是液体冷却管壳式换热器。泵20适于泵送液体冷却剂21（未示出）通过第二换热器18。通过导管60从第二换热器18排出的液体冷却剂21可被再循环通过辅助换热器（未示出）或者被丢弃。在所示示例中，制冷剂蒸气压缩系统10适于采用水作为液体冷却剂21。在一个实施例中，运输货物（例如被存储在本文所公开的制冷剂蒸气压缩系统10中的货物）的集装箱船泵送水通过管道网络，以用于船上的多种功能。有时称为“灰水”的水连续地流过或循环通过管道网络并且可被用于满足冷却剂要求。可用的灰水使得其成为液体冷却剂21的理想选择。在所示示例中，从第二换热器18排放的灰水被送回管道网络。

在一个示例中，经冷却的制冷剂蒸气从第二换热器18流动通过第一膨胀装置22和闪蒸罐接收器24。当CO₂制冷剂离开第二换热器18时，其通过第一膨胀装置22，在那里，其膨胀到较低压力并且进入闪蒸罐接收器24，作为液体制冷剂和蒸气的混合物。闪蒸罐接收器24作为充料（charge）控制罐来工作。液体制冷剂沉降在闪蒸罐接收器24的下部中，并且制冷剂蒸气聚集在闪蒸罐接收器24的上部中。

液体制冷剂从闪蒸罐接收器24流向第二膨胀装置26，在那里，其膨胀到较低压力和温度，然后进入蒸发器28。蒸发器28通常包括管道或盘管（未示出），制冷剂与热介质成换热关系地流过所述管道或盘管，从而使剩余液体制冷剂气化。热介质通常是来自经制冷的货箱30的返回空气。优选地，返回空气被至少一个蒸发器风扇32抽取或推送经过管道或盘管。低压制冷剂蒸气离开蒸发器28并且然后返回到压缩机12的抽吸端口33。

系统10还包括控制器950，以监视和控制制冷系统10中的许多位置。控制器950包括微处理器板952，其包含微处理器954及其相关联的存储器956。控制器950的存储器956可包含系统10中的各种操作参数的操作者或所有者预选的期望值，所述操作参数包括但不限于系统10或货箱30中的各种位置的温度设定点、压力极限、电流极限、发动机速度极限、以及系统10中的任何多种其它的期望操作参数或极限。在所示示例中，控制器950包括输入/输出（I/O）板958，输入/输出（I/O）板958包含模数转换器960，模数转换器960接收来自系统中的各种位置温度输入和压力输入、AC电流输入、DC电流输入、电压输入和湿度水平输入。另外，I/O板958包括驱动电路或场效应晶体管（“FET”）和继电器，其接收来自控制器950的信号或电流并且进而控制系统10中的各种外部或外围设备，例如泵20。

在控制器950所控制的特定部件中包括第一膨胀装置22和用于风扇16的马达17。在控制器950所监视的特定传感器和换能器中包括：返回空气温度（RAT）传感器，其根据蒸发器返回空气温度向微处理器954输入可变电阻值；外界空气温度（AAT）传感器，其根据冷凝器16前面的外界空气温度读数向微处理器954输入可变电阻值；压缩机抽吸温度（CST）传感器，其根据压缩机抽吸温度向微处理器输入可变电阻值；压缩机排放温度（CDT）传感器，其根据压缩机12的穹顶（dome）内侧的压缩机排放温度向微处理器954输入可变电阻值；蒸发器出口温度（EVOT）传感器，其根据蒸发器28的出口温度向微处理器954输入可变电阻值；压缩机抽吸压力（CSP）换能器，其根据压缩机12的压缩机抽吸值向微处理器954输入可变电压；压缩机排放压力（CDP）换能器，其根据压缩机12的压缩机排放值向微处理器954输入可变电压；以及蒸发器出口压力（EVOP）换能器，其根据蒸发器28的蒸发器出口压力向微处理器954输入可变电压。

系统10任选地包括节约器单元。在所示示例中，闪蒸罐接收器24不仅作为充料控制罐工作，而且作为闪蒸罐节约器工作。闪蒸罐接收器24的高于液面的上部中收集的蒸气制冷剂从接收器24沿导管34通过螺线管阀36流向蒸气注射端口38。螺线管阀36被控制器950控制，以便打开和关闭节约器操作。在不偏离本公开范围的情况下，其它节约器回路也是可能的。在另一个实施例中，系统中包括铜焊板换热器（未示出），而不是闪蒸罐。

在压缩机12趋向于在升高的温度下操作的情况中，希望将液体注射到蒸气注射端口38或替代的液体端口中。因此，导管40和相关联的螺线管阀42是为此目的而设置的。

参照图2，更详细地示出了第二换热器18的一种可能的结构。在所公开的实施例中，第二换热器18是液体冷却的管壳式结构，其包括外壳44。外壳44包括第一制冷剂管道开口46、第二制冷剂管道开口48（从视图中隐去）、第一冷却剂端口50以及第二冷却剂端口52。在所示实施例中，第一冷却剂端口50是液体冷却剂进入端口，并且第二冷却剂端口52是冷却剂排放端口。离开第二冷却剂端口52的流体可包括液体、蒸气或二者。第一冷却剂端口50可适于具有配件54以将冷却剂进入导管56密封地固定到外壳44。第二冷却剂端口52可以类似地适于具有配件58以密封地固定冷却剂排放导管60。

外壳44具有低断面（low profile）以便获得空间效率。“低断面”的意思是指在穿过厚度T截取的截面处，该截面的长度至少是厚度的五倍。以比率来表述的话，低断面外壳具有至少5：1的尺寸比。这样，在外壳44不必占据大的体积的情况下，装在外壳44内的制冷剂管道将会充分暴露于冷却剂流体以便于换热。在所示实施例中，外壳44的平面部分是矩形的，具有约5.5英寸的宽度和4.0英寸的长度。外壳44为0.5英寸厚。因此，外壳44在5.5英寸宽的截面上具有约11：1的尺寸比，并且在4.0英寸长的截面上具有约8：1的尺寸比。两个尺寸比均大于5：1，因此，外壳44是低断面外壳。

参照附图的图3，外壳44还包括第一内表面62，其限定了第一内体积64。连续的制冷剂管道66布置在第一内体积64中。“连续的”指的是在线路中没有中断或间隙，制冷剂连续地从入口部分流到出口部分。在所示实施例中，制冷剂管道66是单件构造，以使得泄漏的可能性最小化。制冷剂管道66的第一端部68穿过第一制冷剂管道开口46，并且被诸如橡胶套管70的常规装置密封。制冷剂管道66的第二端部72穿过第二制冷剂管道开口48，并且类似地被另一个橡胶套管70密封。制冷剂管道66可以是蛇形弯曲的，以最大化地暴露于流过第一内体积64的液体冷却剂。如本文所使用的，“蛇形弯曲”总的来看指的是蜿蜒或转向。

尽管附图中未示出，但连续的制冷剂管道66可以是叉状的、分开的、分支的或以其它方式在外壳44中分裂成一个或多个通道。分支的通道在一点会聚以提供连续的制冷剂流。

制冷剂管道66可被紧固件等（未示出）支撑在第一内体积64中，或者可被第一内表面62捕获或保持就位。如图3和图4所示，外壳44可具有肋74，其在第一内表面62中被周期性地间隔开。肋74可包括在其内形成的半圆形切口或沟槽，以捕获和固定制冷剂管道66。肋74被不受限制地间隔开，从而使对于流过第一内体积64的液体冷却剂21的阻碍最小化，但是也可有利地定位成引导（channel）内表面内的冷却剂流。

现在转到附图的图5，其中相似的附图标记表示来自图2-4的相似元件，第二换热器118的第二实施例包括制冷剂管道166，其具有多个盘管以增加与液体冷却剂的接触面积。第二换热器118包括圆形外壳144，其具有顶面144a、侧面144b和地面144c。外壳144的第一内表面162限定了第一内体积164。第一内表面162是圆形的，以顺应外壳144的形状。这样，外壳144可以是方形的（或矩形的），并且第一内表面162可包括四个侧面。外壳144的其它形状也是可能的。外壳的顶面144a可被设计为带有铰链、搭扣等（未示出）的可移除盖，从而内部的部件可被去除以便进行清洁。

第二换热器118还包括布置在外壳144内的隔板176。隔板176从第一内体积164的剩余部分中分隔出第二内体积178。隔板176包括至少一个孔口180，其将第二内体积178流体地耦接到第一内体积164的剩余部分。隔板176被构造成防止一个体积到另一个体积的泄漏或流体通过，由此将两个体积之间的流体连通仅限于孔口180。在所示示例中，隔板176是圆柱形的并且同心地布置在外壳144中。圆柱形隔板176密封地邻接外壳顶面144a，并且在朝向外壳底面144c的相对端部是打开的。在该实施例中，开口形成了孔口180。

第二换热器118还包括第一冷却剂端口150，其在所示实施例中是液体冷却剂进入端口。第一冷却剂端口150可适于具有配件154以将冷却剂进入导管156密封地固定到外壳顶面144a。第二冷却剂端口152提供用于冷却剂离开第二换热器118的排放装置。诸如配件154的配件固定到外壳顶面144a并且提供用于冷却剂排放导管160的匹配连接。在所公开的示例中，所示的配件154是用于第一冷却剂端口150和第二冷却剂端口152二者的公共配件。然而，也可使用单独的配件。排放口的冷却剂可以是液体、蒸气或二者的混合物。

前述的连续冷却剂管道166布置在外壳144中，从而增加制冷剂管道的表面和外壳内流动的冷却剂之间的传热。在所示的实施例中，管道166的第一端部168穿过第一制冷剂管道开口146进入第一内体积164。第一内体积164是未被第二内体积178的体积部分取代的体积部分。管道166以向下螺旋的方式盘绕在隔板176的外壁周围。在外壳底面144c处，管道166被成形为产生更紧密或更小直径的盘管。然后，管道166以向上螺旋的方式在第二内体积178中盘绕。在外壳顶面144a处，管道166通过第二制冷剂管道开口148离开外壳144。

用于增加制冷剂和冷却剂之间的传热的其它措施也是可能的。例如，泵20（图1）可增加流过外壳144的液体冷却剂流（例如，灰水）的速度。而且，至少一个流动湍流器184可位于冷却剂流动路径中。流动湍流器增加了液体冷却剂的湍流，以增加冷却剂和制冷剂管道之间的传热。

现在转到附图的图6A和图6B，其中相似的附图标记表示来自图2-4的相似元件，第二换热器218的第三实施例包括外壳244，其形状是圆形的并且形成管道。第二换热器218还包括制冷剂管道266，其布置在外壳244的内体积264中。外壳244可形成为例如盘管，制冷剂管道266基本同心地布置在其内。一个或多个居中元件288可严重外壳244的长度在内体积264中每隔数英寸间隔开，以提供制冷剂管道266在其内的定位。在图6B所示的实施例中，通过将外壳244压褶成与制冷剂管道266接触来形成居中元件288、288。也构想了其它实施例。例如，多个间隔件（未示出）可定位在内体积264中以支撑制冷剂管道266。尽管未示出，外壳244和制冷剂管道266包括盘管的任一端部上的开口，用于连接冷却剂和制冷剂线路。制冷剂管道266还可包括一个或多个传热元件286以增强管道中的制冷剂和内体积264内流动的冷却剂之间的换热关系。在所示实施例中，传热元件286包括固定在制冷剂管道266中的多个辐条。所述辐条帮助将热量从制冷剂传递到管道266的壁。

现在参照图1、图2和图5，在操作中，当第一换热器14没有从制冷剂蒸气移除足够多的热量时，可激活第二换热器18。在一个实施例中，冷却剂进入导管56和冷却剂排放导管60经由快速连接耦接头耦接到灰水网络。泵20连续地泵送冷却水通过灰水网络，并且可在需要时打开或关闭手动阀（未示出）以使冷却剂流动通过外壳44。在另一个实施例中，泵20可耦接到第二换热器18并且从灰水网络隔离，根据来自控制器950的命令而激活。在一个示例中，如果来自外界空气温度（AAT）传感器的信号升高到高于阈值，则控制器950命令泵20工作。类似地，当来自AAT传感器的信号降低到低于阈值，则控制器950命令泵20停止工作。制冷剂可连续地流动通过制冷剂管道66，或者可在泵20不工作时在第二换热器18周围绕过（未示出）。

在一个示例中，由于运输制冷剂蒸气压缩系统10的货船中的限制，风扇16不可工作。制冷剂蒸气进入第一换热器14并且通过导管15离开。外界空气温度（AAT）的值约为50 ℃。离开第一换热器14的制冷剂蒸气的温度约为55 ℃，这不是足够冷的。因此，船员打开通向制冷剂进入导管56的阀，或者控制器950响应于温度传感器的值而激活泵20。泵20泵送液体冷却剂21通过冷却剂进入导管56，同时冷却剂在第一内体积64中自由地流动，由此实现与制冷剂管道66中流动的蒸气制冷剂的换热。液体冷却剂21以30 ℃的温度和0.25 千克/秒的流率进入第一冷却剂端口50。制冷剂管道66中的CO₂以120 ℃的温度、12400 kPa的压力和0.13 千克/秒的流率进入第一制冷剂管道开口46。CO₂以35 ℃的温度、12000 kPa的压力离开第二制冷剂管道开口48，并且液体冷却剂21的温度升高到约60 ℃（或升高约30 ℃）。

外壳44中的制冷剂管道66的具体布置允许当液体冷却换热器是压力容器时不可用的设计成为可能。本公开的发明人已经意识到通过替代构造可以实现制造成本和操作效率方面的某些优势。例如，流过外壳44的海水不需要被加压超过适当流率所需的泵压头，约10磅每平方英寸。而且，可减轻对于暴露于高温的常见担心，因为外壳44淹没在液体冷却剂21中。这样，外壳44不被作为压力容器看待，并且可由轻质材料构造。在一个示例中，外壳44由刚性塑料或聚碳酸酯构造。塑料等是非腐蚀性的、非常便宜的，并且可被容易地模制以符合设计的具体要求。例如，图2所示的外壳44可形成为两件式蛤壳布置。在独立地形成两个半体后，可将制冷剂管道66安置到一个半体中，将第二半体放置到顶上，并且使用热量和压力将其模制就位。形成了一体性组件，其不需要单独的密封环等。

本公开的另一个优点在于操作泵20所需的寄生功率小于现有技术中的其它泵。这是因为泵不需要在高压下操作：与使冷却剂流动通过小管道的很长长度相比，在液体冷却剂上存在非常小的压降。

还存在其它优点。例如，图2所示的低断面设计允许换热器定位在之前对于容纳现有技术的大块头换热器而言过小的空间中。

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，但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。