Appareillage réfrigérateur
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Jusqu'à présent, diverses solutions ont été proposées, et certaines ont été mises en pratique, dans la technique des appareillages réfrigérateurs pour obtenir un dispositif de réglage
du réfrigérant qui permette de régler le débit de fluide réfrigérant mis en circulation en fonction des variations de la charge. Dans un dispositif caractéristique connu de ce genre, le degré de surchauffe de réfrigérant à l'état gazeux et sous faible pression est détecté à la sortie de l'évaporateur et le degré d'ouverture
de la soupape de détente est réglé en conséquence. Dans ce dispositif, le degré d'ouverture de la soupape de détente est augmenté lorsque la charge est élevée et que le degré de surchauffe est également élevé, de sorte que le débit de réfrigérant en circulation peut être accru pour faire face à l'augmentation de la charge et le degré de surchauffe peut être abaissé à un niveau prédéterminé.
La raison pour laquelle le réfrigérant sous faible pression est surchauffé dans ce dispositif à la sortie de l'évaporateur est que le compresseur serait endommagé si du réfrigérant à l'état liquide était entraîné par aspiration dans le compresseur sans être complètement amené à l'état gazeux dans l'évaporateur
par échange thermique à la suite d'une variation de la charge. Ainsi dans le dispositif connu de la technique antérieure, la totalité du réfrigérant sous faible pression qui est amené à l'état gazeux absolu traverse le tube de refroidissement à la sortie de l'évaporateur pour être surchauffé, de manière que le réfrigérant à l'état gazeux puisse être renvoyé au compresseur. La section du tube de refroidissement présente une transmittance ther- mique très basse et n'a aucune action de vaporisation, de sorte
que ce tube ne fonctionne pas comme échangeur de chaleur. L'utilisation complète de la surface de transfert calorifique de l'é- vaporateur pour assurer une action de vaporisation a été empêchée par la présence du tube de refroidissement qui assure la seule fonction de surchauffe du réfrigérant sans vaporiser celui-ci, L'utilisation du tube de refroidissement entraine une augmentation de dimensions de l'évaporateur. Dans le cas d'une machine frigorifique qui assure à la fois les fonctions de refroidissement et de chauffage, l'élément.qui agit comme condenseur, lorsqu'une opération de refroidissement est effectuée, est utilisé comme évaporateur, lorsqu'une opération de chauffage est effectuée.
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<EMI ID=3.1> <EMI ID=4.1>
de l'appareillage.-
Lorsque le réfrigérant entraîné par aspiration à l'intérieur du compresseur est à l'état gazeux surchauffé, l'huile de la machine frigorifique contenue dans le réfrigérant tend à se séparer du réfrigérant et à stagner dans l'évaporateur, de sorte que cette huile n'est pas facile à renvoyer au compresseur et celui-ci peut en être perturbé. Pour cette raison il a été nécessaire jusqu'à présent de prévoir des moyens de retour d'huile de construction spéciale..De plus, du fait que le réfrigérant entraîné par évaporation à l'intérieur du compresseur se trouve à l'état gazeux surchauffé, le réfrigérant à l'état gazeux renvoyé au compresseur présente une faible concentration, ce qui a posé un certain nombre de problèmes.
En premier lieu, ceci non seulement abaisse le rendement global de l'appareillage, mais oblige encore à augmenter les-dimensions de l'évaporateur du fait que
ce dernier présente un coefficient de transmission calorifique faible, ainsi qu'on l'a mentionné. Lorsque la machine effectue une opération de chauffage, du givre tend à se former du fait que le réfrigérant entraîné par aspiration à l'intérieur du compresseur a. sa pression réduite. Enfin et ce n'est pas l'inconvénient le moins important, la gamme de température dans laquelle travaille la machine est réduite lorsqu'il se produit des variations de charge.
Dans un autre genre de dispositif de réglage connu, dans la technique, le degré de sur-refroidissement du réfrigérant est réglé à la sortie du condenseur de manière à régler la capacité
de l'évaporateur de telle sorte qu'on empêche l'introduction de réfrigérant à l'état liquide.dans, le compresseur. Le réfrigérant
à la sortie de l'évaporateur est à l'état gazeux surchauffé lorsque la charge est élevée et à l'état de mélange de gaz et de liquide lorsque cette charge est faible. Le degré de sur-refroidissement du réfrigérant à la sortie du condenseur varie lorsqu'il
se produit des variations de la charge. Ainsi ce dispositif de réglage est incapable d'effectuer le réglage du débit du réfrigérant d'une manière stable, du fait que ce réglage n'est effectué qu'indirectement par rapport aux variations de la charge appliquée à l'évaporateur. De même pour sur-refroidir le réfrigérant à la sortie du condenseur, il faut accumuler le réfrigérant
à la sortie du condenseur, ce qui accroît la charge du réfrigé- <EMI ID=5.1>
L' invention due à Takeo Ueno a pour but de fournir un nouvel appareillage réfrigérateur qui puisse faire face de manière optimale aux difficultés exposées ci-dessus et éliminer tous les inconvénients des appareillages réfrigérateurs du type décrit ci-dessus de la technique antérieure.
Dans ces conditions, un premier but de l'invention est de fournir un appareillage réfrigérateur dans lequel le débit de réfrigérant en circulation puisse être réglé en fonction des variations de charge et l'évaporateur puisse être réalisé de manière à travailler à tout moment dans une ambiance humide, de manière que la totalité de la surface d'échange calorifique de l'évaporateur puisse être utilisée pour vaporiser le réfrigérant à l'état liquide et que les dimensions de l'évaporateur puissent être réduites afin de réduire ainsi le prix total de l'appareillage, et dans lequel le réfrigérant humide sous faible pression puisse être chauffé et vaporisé complètement par le réfrigérant sous haute pression contenu dans l'accumulateur de manière que le réfrigérant puisse être amené à l'état gazeux;
dans ces conditions le compresseur n'aspirera pas de réfrigérant à l'état liquide.
Un second but de l'invention est de fournir un appareillage réfrigérateur dans lequel un échangeur thermique pilote, servant de détecteur, est prévu à la sortie de l'évaporateur et est disposé en parallèle avec l'accumulateur de manière à fonctionner comme moyen de réglage pour permettre à l'évaporateur de fonctionner à chaque instant dans une ambiance humide, indépendamment des variations de la charge frigorifique, et'dans lequel une partie du réfrigérant sous faible pression est introduite, en contournant l'accumulateur, de la sortie de l'évaporateur dans l'échangeur thermique pilote où cette partie du réfrigérant est.
mise en relation d'échange thermique avec une autre source de chaleur et est transformée en un gaz surchauffé dont le degré de surchauffe est détecté en vue de régler le degré d'ouverture de la soupape de détente en fonction du degré de surchauffe détecté; dans ces conditions le débit de réfrigérant en circulation peut être réglé pour permettre à l'évaporateur de fonctionner à tout moment dans une ambiance humide.
Un troisième but de l'invention est de fournir un appareillage réfrigérateur du genre décrit ci-dessus, dans lequel la <EMI ID=6.1> geur thermique pilote en contournant l'accumulateur peut être maintenue dans un rapport de débit prédéterminé par rapport à la totalité du réfrigérant sous faible pression indépendamment de toute variation de la charge : dans ces conditions le degré de précision du réglage peut être augmenté et la machine peut fonctionner d'une manière stable du fait.que la soupape de détente est dénuée de "pompage".
Un quatrième but de l'invention est de fournir un appareillage réfrigérant qui soit muni de moyens pour régler le niveau de réfrigérant liquide à l'intérieur de l'accumulateur, afin de maintenir constant le taux de transfert calorifique du dispositif de chauffage prévu dans l'accumulateur et pour utiliser le réfrigérant sous haute pression de telle manière que le réfrigérant à l'état liquide ne puisse être entraîné par aspiration à l'intérieur du compresseur, du fait que l'évaporateur fonctionne à chaque instant dans une ambiance humide indépendamment des variations de la charge.
Un cinquième but de l'invention est de fournir un appareillage réfrigérateur dans lequel, bien que l'appareil réfrigérateur fonctionne suivant un cycle réversible, le réglage du réfrigérant puisse être effectué par une seule soupape de détente grâce à la mise en oeuvre de moyens d'aiguillage à quatre voies.
Enfin il y a lieu de préciser que l'expression "fonctionnement de l'évaporateur en ambiance humide", utilisée ici, désigne un état de fonctionnement de l'évaporateur dans lequel le réfrigérant, à la sortie de l'évaporateur, se trouve à l'état gazeux non saturé, c'est-à-dire est constitué par un mélange de gaz et de liquide.
Un appareil réfrigérateur, selon l'invention, est caractérisé en ce qu'il comprend, en combinaison un circuit de réfri-
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térieur, un récepteur, une soupape de détente automatique sensible à la température, un échangeur de chaleur intérieur et un accumulateur sont reliés l'un à l'autre dans l'ordre indiqué, le récepteur et l'accumulateur étant capables d'effectuer un échange
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l'accumulateur et relié au circuit de réfrigération de telle-manière qu'une partie d'un réfrigérant sous faible pression se trouvant à une sortie de 1* échangeur de chaleur intérieur fonction- <EMI ID=9.1>
changeur thermique pilote où cette partie du réfrigérant sous faible pression est soumise à un échange thermique avec une autre source de chaleur et est ensuite ramenée au compresseur après avoir été combinée avec le réfrigérant sous faible pression à une sortie de l'accumulateur, des moyens détecteurs montés à une sortie de l'échangeur thermique pilote pour détecter la température de la partie précitée du réfrigérant sous faible pression à la sortie de l'échangeur thermique pilote avant qu'elle soit combinée avec le réfrigérant sous faible pression à la sortie de l'accumulateur, le degré d'ouverture de la soupape de détente étant réglé en fonction du degré de surchauffe du réfrigérant de manière à régler le débit du réfrigérant circulant dans le circuit de réfrigération,
l'échangeur de chaleur intérieur pouvant alors être réalisé de manière à fonctionner en ambiance humide, à tout moment, indépendamment des variations de la charge et le réfrigérant humide pouvant être soumis à un échange thermique avec un réfrigérant sous haute pression à l'intérieur de l'accumulateur de manière à revenir au compresseur de réfrigérant à l'état gazeux saturé.
L'invention est expliquée plus en détail ci-après à l'aide de certains de ses modes de réalisation, pris à titre illustratif et nullement limitatif, en se référant aux dessins anne-
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- la figure 1 est un schéma des canalisations d'un appareillage réfrigérateur selon un mode de réalisation de l'invention,
- la figure 2 est une vue schématique détaillée des parties essentielles de l'appareillage réfrigérateur représenté sur la fi- <EMI ID=11.1>
- la figure 3 est un diagramme de Mollier destiné à expliquer le fonctionnement de l'appareillage réfrigérateur représenté sur la figure 1 ,
- la figure 4 est une vue schématique détaillée des parties essentielles de l'appareil réfrigérateur selon un autre mode de réalisation de l'invention,
- la figure 5 est un diagramme de Mollier destiné à expliquer le fonctionnement de l'appareillage réfrigérateur représenté sur la figure 4,.
la figure 6 est un schéma des canalisations d'un appareillage réfrigérateur selon un autre mode de réalisation de l'invention, <EMI ID=12.1> région de branchement de la canalisation d'entrée de l'échangeur thermique pilote représenté sur la figure 6,
- la figure 8 est une vue en coupe, à grande échelle, de la région de branchement de la canalisation de sortie de l'échangeur thermique pilote représenté sur la figure 6,
- les figures 9(a) et 9(b) sont des vues, destinées à l'explication, des parties essentielles de la figure 7,
- la figure 10 est une vue schématique, à grande échelle, de l'accumulateur de l'appareillage réfrigérateur représenté sur la figure 6-,
- la figure 11 enfin, est une vue schématique d'un autre mode de réalisation de la canalisation de sortie représentée sur la figure 10.
La figure 1 représente un système de refroidissement et de chauffage dû-type réfrigération à compression, qui comporte un compresseur 1, une soupape d'aiguillage à quatre voies 2, un échangeur de chaleur 5 disposé à l'extérieur (appelé ci-après ser-
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détente 4 du type sensible à la température (appelée ci-après soupape de détente), un échangeur de chaleur d'ambiance intérieur à l'enceinte réfrigérée 3 (appelée ci-après serpentin intérieur) et un accumulateur du type à échange thermique 6 (appelé ci-après accumulateur). Ces différents organes sont reliés à la suite l'un de l'autre, dans l'ordre indiqué, pour constituer un circuit de réfrigération connu. Un échangeur thermique pilote 7 et des moyens d'aiguillage à quatre voies 9, qui sont des éléments caractéristiques de l'invention, sont intercalés dans le circuit
de réfrigération connu pour former-- le- circuit de réfrigération
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Lorsqu'on actionne la soupape d'aiguillage à quatre.voies 2, le compresseur 1 est relié, du côté de sa sortie, soit au serpentin extérieur 5 (notamment situé à l'extérieur d'un local) soit au serpentin intérieur 3 (notamment situé à l'intérieur d' un local), agissant comme condenseurs, et l'accumulateur 6 est relié, du côté de son entrée, soit au serpentin intérieur 3 soit au serpentin extérieur 5, agissant comme évaporateurs.
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tre soupapes de surpression 8, 8, 8, 8 montées en pont. Les extrémités A et D de deux canalisations de raccordement opposées <EMI ID=16.1>
t� de celui-ci qui est également opposé à la soupape d'aiguillage
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tions de raccordement opposées sont reliées respectivement à une sor-
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qui sert de passage pour le réfrigérant, du côté à haute pression, dans 1* "changeur thermique pilote 7. Dans ces conditions, un écoulement de réfrigérant à travers la soupape de détente 4 , l' échangeur thermique pilote 7 et l'accumulateur 6 s'effectuera dans un sens prédéterminé une fois pour toutes, même si le sens de l'écoulement du réfrigérant à travers le serpentin intérieur 3 et le serpentin extérieur 5,lors d'une opération de refroidissement.,est inversé pour effectuer une opération de chauffage.
La fig. 2 montre, à plus grande échelle, l'accumulateur 6 et l'échangeur thermique pilote 7. L'accumulateur 6 comporte une en-
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sion et inséré d'en dessus, d'une manière étanche à l'air, dans l'enveloppe principale 6a de manière à être disposé au-dessus du serpen-
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canalisation de sortie 14 qui part de la partie supérieure de sa paroi latérale et une canalisation de retour d'huile 6e qui part de sa partie inférieure, la canalisation de retour d'huile étant reliée à la canalisation de sortie 14 à l'extérieur de l'enveloppe principale 6a.
En outre, une canalisation d'entrée 13 traverse le récepteur 6c et comporte à son extrémité inférieure une ouverture qui est disposée
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relié à sa partie inférieure au serpentin d'échange thermique 6b à la partie supérieure de celui-ci. Le serpentin d'échange thermique 6b est relié à son extrémité inférieure à la soupape de détente 4, à l'entrée de celle-ci, et la canalisation d'entrée 13 est reliée à la soupape d'aiguillage à quatre voies 2. La canalisation de sortie 14 est reliée directement au côté d'aspiration du compresseur 1 et à la soupape de détente 4, par l'intermédiaire d'une canalisation d'équilibrage 10 (voir figure 1).
L'échangeur thermique pilote 7, qui constitue l'un des élé- ments caractéristiques de l'invention, comporte une enveloppe <EMI ID=23.1>
diaire d'une canalisation d'entrée 11 de très petit diamètre et
à la canalisation de sortie 14 par.l'intermédiaire d'une canalisation de sortie de très petit diamètre 12, de sorte que l'échangeur thermique pilote 7 constitue une dérivation en parallèle sur l'accumulateur 6. L'échangeur thermique pilote 7 comporte en. outre .
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et est interposé entre l'extrémité B de la canalisation de rac-
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échange thermique peut se produire entre le réfrigérant sous fai-
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La soupape de détente 4 comporte un élément capteur de
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tie de très petit diamètre 12 et qui sert d'élément de commande, détecteur de température. L'élément 4a détecte la température du réfrigérant à l'état gazeux et sous faible pression qui a été soumis à un échange thermique avec le réfrigérant sous haute pression dans l'échangeur thermique pilote 7 et permet le réglage automatique, en fonction de cette température, de l'ouverture de
la soupape de détente 4.
Le fonctionnement du système de refroidissement et de chauffage, construit de la manière décrite ci-dessus est le suivant.
Au cours du cycle de refroidissement, indiqué par des floches en trait interrompu, un-réfrigérant approprié, à l'état gazeux et sous haute pression, est refoulé par le compresseur 1
et traverse la soupape d'aiguillage à quatre voies 2 pour parvenir au serpentin extérieur 5 qui fonctionne comme condenseur. Dans le serpentin extérieur-5, la majeure partie du réfrigérant est transformée en liquide, de sorte que le réfrigérant peut présenter une siccité X de l'ordre de 0,05 par exemple. Lorsque X = 1, le réfrigérant est à l'état gazeux saturé sec et lorsque X
0 le réfrigérant est à l'état liquide saturé..-
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trémités D et B des tubes de raccordement et pénètre-dans le tu-
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froidi par l'échange thermique qui se produit avec une partie du réfrigérant circulant, à la manière d'un courant dérivé, à tra- vers l'enveloppe principale ^* après avoir traverse'le serpentin intérieur 3 fonctionnant comme ..évaporateur.' Le réfrigérant refroi-
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Le réfrigérant refroidi est ensuite soumis à un autre échange thermique à l'intérieur du serpentin d'échange thermique 6b dans lequel diffuse le réfrigérant humide qui se trouve à la sortie du serpentin intérieur 3 fonctionnant comme évaporateur, de sorte qu'il est transformé en un réfrigérant sur-refroidi à
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verse la soupape de détente 4 et les extrémités C et A de la canalisation de raccordement, pour pénétrer dans le serpentin intérieur 3.
Dans le serpentin intérieur 3, le réfrigérant sur-refroidi, à l'état liquide est soumis à un échange thermique avec l'air ambiant, de sorte qu'il se vaporise et devient un réfrigérant sa-
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réfrigérant saturé traverse la soupape d'aiguillage à quatre voies 2 et la majeure partie de celui-ci est introduite dans l'envelop-
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d'entrée 13. En même temps une très petite partie du réfrigérant saturé traverse la canalisation d'entrée de très petit diamètre
11 et pénètre dans l'enveloppe principale 7a de l'échangeur thermique pilote 7. La majeure partie du réfrigérant saturé qui traverse la canalisation d'entrée 13, servant de canalisation d'é- ' change thermique, est soumise à un échange thermique avec le réfrigérant sur-refroidi à l'état liquide et sous haute pression qui se trouve dans le récepteur 6c et diffuse au contact du serpentin d'échange thermique 6b-le long duquel elle est soumise à
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turé sec d'une siccité X = 1.
Par ailleurs, la partie du réfrigérant sous faible pression qui traverse la.canalisation d'entrée de très petit diamècre
11 et pénètre dans l'échangeur thermique pilote 7 est surchauffée
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tie du condenseur (serpentin extérieur 5) et traverse le tube à ailettes 7b.
Le gaz saturé sortant de l'accumulateur 6 est mélangé avec de l'huile provenant de la canalisation de retour d'huile 6e et est combiné dans la canalisation de sortie avec le gaz surchauffé <EMI ID=39.1>
le gaz est ramené au côté d'aspiration du compresseur 1 et le cycle de refroidissement se trouve ainsi achevé.
Le cycle décrit ci-dessus se répète. Selon une caractéristique supplémentaire de l'invention,le degré selon lequel une partie du réfrigérant qui se trouve à la sortie de l'évaporateur est surchauffée dans l'échangeur thermique pilote 7 est détecté
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signal de commande qui règle le degré d'ouverture de la soupape de détente 4, de sorte que le serpentin intérieur 3, qui fonctionne comme évaporateur, peut fonctionner à tout moment dans une ambiance humide et le rendement du système peut être amélioré. La manière selon laquelle est effectuéela commande de la soupape de détente est décrite en détail ci-dessous.
On va décrire maintenant un cycle de chauffage. En faisant passer la soupape d'aiguillage à quatre voies 2 de la position correspondant au cycle de refroidissement à celle correspondant au cycle de chauffage, le réfrigérant se déplace suivant un trajet indiqué par des flèches en trait plein. Il y a lieu de noter qu'au cours du cycle de chauffage, le réfrigérant traverse la soupape de détente 4, l'accumulateur 6 et l'échangeur thermique pilote 7 dans le même sens qu'au cours du cycle de refroidissement et que le réfrigérant est commandé et l'échange thermique effectué de la .�ême manière que précédemment, à l'exception suivant laquelle le réfrigérant traverse le serpentin extérieur 5 et le serpentin intérieur 3 en sens contraire, de sorte que le premier fonctionne comme évaporateur et le dernier comme condenseur.
L'écoulement et l'action du réfrigérant au cours du cycle de refroidissement et au cours du cycle de chauffage a été décrit ci-dessus. En prenant pour exemple le cycle de refroidissement, le procédé pour commander la siccité X du réfrigérant qui se trouve à la sortie du serpentin intérieur 3 fonctionnant comme évaporateur et maintenant celle-ci à une valeur prédéter-
o
minée, par exemple X 0,85, quelles que soient les variations de la charge, va être décrit en détail en se référant au diagramme de Mollier représenté sur la figure 3. Le débit volumique total G de réfrigérant en circulation dans un circuit de réfrigération peut être exprimé par la formule :
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dans laquelle G.. est le débit de réfrigérant sois faible pression
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frigérant sous faible pression introduit dais l'accumulateur. Le rapport de G.. à G2 est pris de manière à erra compris à peu près entre 1/10 et 1/20.
Un échange thermique se produit danois serpentin d'échan-
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o
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par la formule :
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<EMI ID=50.1>
<EMI ID=51.1>
<EMI ID=52.1>
échangée dans l'accumulateur 6, il est possible t'amener le ré-
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de chaleur par le réfrigérant à l'intérieur ie _'\échangeur thermique pilote 7. Lorsqu'un échange thermique se produit entre une
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peut s'exprimer par la formule :
<EMI ID=56.1>
dans laquelle i3 est l'enthalpie du réfrig�t qui se trouve à
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la canalisation de sortie de petit diamètre 1*2.
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geur thermique pilote 7, fondé sur cet équilibre thermique, le <EMI ID=60.1>
nalisation de sortie de petit diamètre 12 de l'échangeur thermi-
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la température du réfrigérant à l'intérieur de la canalisation de sortie de petit diamètre 12 de l'échangeur thermique pilote 7
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de sortie 14 de l'accumulateur 6.
On va considérer maintenant le gaz entraîné pas aspiration à l'intérieur du compresseur 1. Le gaz G.ig entraîné par aspiration à l'intérieur du compresseur est un mélange de réfrigé-
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tie de petit diamètre 12 de l'échangeur thermique pilote 7 et
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tie 14 de l'accumulateur 6. Du fait que G1/G�� 1/10 à 1/20 et
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ci-dessus, le gaz entrainé par aspiration à l'intérieur du compresseur 1 peut tout aussi bien être considéré comme étant pratiquement à l'état gazeux saturé.
Comme on l'a mentionné ci-dessus, la soupape de détente 4 destinée à régler le débit du réfrigérant circulant dans le circuit de réfrigération est commandée par l'élément capteur de
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réfrigérant sous faible pression 18 qui se trouve à la sortie de l'échangeur thermique pilote 7. '
Si la charge appliquée au serpentin intérieur 3 augmente
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intérieur 3 augmente, l'enthalpie du réfrigérant io qui se trouve à la sortie de l'échangeur thermique pilote 7 augmente alors également. Par conséquent le degré de surchauffe du réfrigérant
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te ce phénomène et produit un signal pour augmenter le degréd'ouverture de la soupape de détente 4 de manière à augmenter le débit d'écoulement du réfrigérant. Ceci réduit l'enthalpie du réfrigérant à la sortie du serpentin intérieur 3, ce qui entraine la diminution de l'enthalpie du réfrigérant à la sortie de l'échangeur thermique pilote 7 et rétablit le degré de surchaffe du réfrigérant en le ramenant à la valeur prédéterminée (5*C). Inversement, si la charge appliquée au serpentin intérieur 3:... diminue, 1'enthalpie du réfrigérant ig à la sortie _du serpentin 3 diminue et de ce fait l'enthalpie du réfrigérant à la sor- <EMI ID=69.1>
le degré de surchauffe du réfrigérant à la sortie de l'échangeur thermique pilote 7 diminue, de sorte que le degré d'ouverture de la soupape de détente est réduit et que le degré de surchauf-
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Dans le système de réglage décrit ci-dessus, la partie du
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sortie du serpentin intérieur 3 fonctionnant comme évaporateur
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change calorifique avec le réfrigérant qui se trouve à la sortie du serpentin extérieur 5 fonctionnant comme condenseur, et la soupape de détente 4 peut être commandée en utilisant la température du.réfrigérant surchauffé sous faible pression comme grandeur de mesure, ce qui permet de régler le débit du réfrigérant circulant à travers la soupape de détecte. Ce système de réglage a pour effet de maintenir la siccité du réfrigérant qui se trouve à la sortie du serpentin intérieur 3 fonctionnant com-
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tat gazeux saturé et présente à tout moment une humidité appropriée, indépendamment des variations de la charge appliquée à l'évaporateur. Ceci permet d'utiliser la totalité de la surface d'échange thermique du serpentin intérieur fonctionnant comme évaporateur du fait que la vaporisation du réfrigérant se produit sur toute la surface du serpentin.
Dans ce système de réglage, le réfrigérant qui se trouve
à la sortie du serpentin extérieur 5 fonctionnant comme condenseur peut aussi être amené à l'état gazeux. Dans ces conditions on peut utiliser toute la surface d'échange thermique du serpentin extérieur 5.
�ans la description ci-dessus le serpentin extérieur 5 fonctio.nne comme condenseur et le serpentin intérieur 3 fonctionné comme évaporateur. Il va de soi que le système de réglage peut fournir les mêmes effets.lorsque la soupape d'aiguillage à quatre voies 2 est actionnée de telle manière que le serpentin intérieur 3 fonctionne comme condenseur et le serpentin extérieur 5 fonctionne comme évaporateur. La mise en oeuvre de moyens d'aiguillage à quatre voies 9 conformément à l'invention offre l'avantage que la commande peut être effectuée en n'utilisant qu'une soupape de détente dans un appareillage réfrigérateur du type à cycle de réfrigération réversible.
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de température entre le réfrigérant qui se trouve à l'entrée de l'échangeur thermique pilote 7 et le réfrigérant qui se trouve
à la sortie de cet échangeur peut être détectée sous forme de variation d'une grandeur électrique qui peut être convertie en
un déplacement mécanique, de manière à pouvoir commander le débit d'écoulement du réfrigérant.
Dans le mode de réalisation décrit ci-dessus, le réfrigérant sous haute pression qui se trouve entre les moyens d'aiguillage à quatre voies 9 et le récepteur 6 est utilisé comme source de chaleur pour effectuer l'échange thermique avec une partie du réfrigérant sous faible pression. Il va de soi que l'invention n'est pas limitée à l'utilisation de ce réfrigéra nt sous haute pression comme source de chaleur et que tout réfrigérant sous haute pression se trouvant entre l'échangeur thermique fonctionnant comme condenseur et la soupape de détente 4 peut être utilisé comme source de chaleur.
La figure 4 montre un autre mode de réalisation de l'invention dans lequel la source thermique constituée par le réfrigérant sous haute pression est remplacée par un dispositif de chauffage électrique 7c qui est hermétiquement inséré dans l'échangeur thermique pilote 7, pour servir de source de chaleur destinée à assurer l'échange thermique avec une partie du réfrigérant sous faible pression se trouvant à la sortie du serpentin intérieur 3. Dans ce mode de réalisation, l'échange thermique se produit entre le réfrigérant sous faible pression qui traverse <EMI ID=75.1>
tif de chauffage électrique 7c. Ce mode de réalisation ne sera pas décrit en détail du fait qu'il ne diffère de celui représen-
<EMI ID=76.1>
Plus particulièrement, dans le mode de réalisation repré:tenté sur la figure 4, l'échange thermique se produit entre la
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dégagée par le dispositif de chauffage électrique 7c. La capa-
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par la relation :
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la canalisation de petit diamètre 12 de l'échangeur thermique pilote 7.
<EMI ID=81.1> La figure 6 montre encore un autre mode de réalisation de <EMI ID=82.1>
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la soupape de détente 4, le serpentin intérieur 3 et l'accumula-
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tuer un circuit de réfrigération. De même que le mode de réalisation représenté sur la figure 1, celui représenté sur la figure 6 comporte, en plus, par rapport aux éléments composants connus du circuit de réfrigération, l'échangeur thermique pilote 7 et les moyens d'aiguillage à quatre voies 9 qui constituent des éléments caractéristiques de l'invention. Les deux modes de réalisation diffèrent l'un de l'autre par les détails de construction des moyens d'aiguillage à quatre voies 9, de l'échangeur thermique pilote 7, du récepteur 6[pound]..et. de l'accumulateur 6. Ces différences vont être décrites en détail ci-après.
Les moyens d'aiguillage à quatre voies 9 comportent deux orifices d'aiguillage A et D, un orifice d'entrée C et un orifi-
ce de sortie B et constituent une soupape d'aiguillage qui raccorde automatiquement les orifices A et D sous pression élevée à l'orifice B et l'orifice D ou A sous faible pression à l'orifice d'entrée C. L'orifice d'aiguillage A est relié au côté de la canalisation du serpentin intérieur 3 où se trouve le liquide.; l'orifice d'aiguillage D est relié au côté de la canalisation du serpentin extérieur 5 où se trouve le liquide ; l'orifice de sortie B est relié, par l'intermédiaire du côté à haute pression de l'échangeur thermique pilote 7, à la couche supérieure de
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relié à la sortie de la soupape de détente. Grâce à cet agencement, il est possible de faire circuler le réfrigérant, dans un sens d'écoulement constant, à travers l'échangeur thermique pi-
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6, même si le sens d'écoulement du courant principal de réfrigérant dans le circuit de réfrigération est commuté entre le cycle de refroidissement indiqué par les flèches en trait interrompu et le cycle de chauffage indiqué par les flèches en trait plein.
L'accumulateur 6 fait, par construction, partie intégrante du récepteur 6c, l'accumulateur 6 étant logé hermétiquement dans le récepteur 6c et leurs parois supérieures étant disposées au <EMI ID=87.1>
trée 13 reliée à la soupape d'aiguillage à quatre'voies 2 traverse-la paroi supérieure de l'accumulateur 6 et débouche dans une partie supérieure de l'accumulateur 6, et la canalisation de sortie 14 reliée au côté d'aspiration du compresseur 1 traverse aussi la paroi supérieure de l'accumulateur 6 pour pénétrer dans cet accumulateur à l'intérieur duquel elle est repliée essentiellement en\ U, la partie inférieure de cette canalisation 14 en forme de U se trouvant immergée dans le réfrigérant, à l'état "liquide, qui se trouve à la partie inférieure de l'accumulateur et l'extrémité supérieure ouverte d'une branche du U débouchant dans le réfrigérant, à l'état gazeux, qui se trouve à la partie supérieure de l'accumulateur 6.
<EMI ID=88.1>
trée 6g est reliée au côté à haute pression de l'échangeur thermique pilote 7, ainsi qu'on l'a déjà mentionné et une canalisation de sortie débouche à une extrémité dans une partie inférieu-
<EMI ID=89.1>
serpentin d'échange thermique 15 situé à l'intérieur de l'accumulateur 6. Le serpentin d'échange thermique 15 est relié à l'entrée de la soupape de détente 4 par l'intermédiaire d'une canalisation ascendante disposée le long de la paroi latérale
de l'accumulateur 6..
L'échangeur thermique pilote 7, qui est de dimensions ramassées, peut être construit sous la forme d'un ensemble tubu-
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le passage de tout'le réfrigérant sous pres-sion élevée qui se
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mités opposées à la canalisation d'entrée de petit diamètre 11 et à la canalisation de sortie de petit diamètre 12, lesquelles canalisations vont respectivement à la canalisation d'entrée 13 et à la canalisation de sortie 14 de l'accumulateur 6, de sorte que les canalisations de petits diamètres sont disposées en parallèle sur l'accumulateur- Grâce à cet agencement, un échange thermique peut se produire à l'intérieur de l'échangeur thermique pilote 7 entre tout le réfrigérant sous pression élevée qui <EMI ID=94.1>
pe de détente.4 est monté sur la canalisation de sortie de petit diamètre 12 reliée à la canalisation de sortie 14 et détecte le degré de surchauffe du réfrigérant gazeux sous faible pression qui a été soumis à un échange thermique avec le réfrigérant sous pression élevée à l'intérieur de l'échangeur thermique pilote 7, de manière à régler en conséquence le degré d'ouverture de la soupape de détente 4.
Une partie d'entrée a et une partie de sortie-b par lesquelles la canalisation d'entrée de petit diamètre 11 et la canalisation de sortie de petit diamètre 12 sont respectivement raccordées à la canalisation d'entrée 13 et à la canalisation de sortie 14 de l'accumulateur 6, sont représentés à plus grande échelle sur les figures 7 et 8. Comme on le voit, ces'parties sont construites d'une manière nouvelle qui est caractéristique de l'invention. En particulier, la partie d'entrée a constitue une caractéristique importante de l'invention.
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lisation d'entrée 13 est.disposée verticalement et la canalisation d'entrée de petit diamètre 11, disposée normalement à l'axe longitudinal de la canalisation d'entrée 13, est insérée à une de ses extrémités dans la canalisation d'entrée 13 à angle droit et d'une manière étanche à l'air, d'une façon telle que, ainsi qu'on le voit sur la figure 9(b), la ligne centrale XX d'une section transversale plane de la canalisation d'entrée 13 coïncide avec la ligne centrale YY d'une section transversale plane verticale de la partie d'extrémité de la canalisation d'entrée de petit diamètre 11.
La canalisation d'entrée de petit diamètre 11 est fermée à son extrémité antérieure et est munie d'au moins deux orifices 16, 16 ménagés dans une partie de la paroi de la canalisation 11, qui est disposée dans le courant de réfrigérant traversant la.canalisation d'entrée 13, de sorte qu'une partie du réfrigérant sous faible pression qui traverse la canalisation d'entrée 13 peut être introduite, à travers les orifices 16, 16, dans la canalisation d'entrée de petit diamètre 11 à un débit constant par rapport à la totalité du réfrigérant en circulation.
Conformément à l'invention, les positions des orifices 16,16 <EMI ID=96.1>
est que, lorsque les orifices 16, 16 sont au nombre de deux, ils soient formés en des emplacements où la circonférence d'un cer-
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sation d'entrée-de petit diamètre 11. Dans ce cas ce cercle
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valeur totale du débit de réfrigérant à travers le cercle imaginaire D1 et U2 est la valeur totale du débit de réfrigérant
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Cette condition relative à l'emplacement des orifices 16,
16 doit être satisfaite non seulement lorsque les orifices sont
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encore lorsqu'ils sont plus nombreux Il va de soi que,lorsque les orifices formés sont à la condition ci-dessus, ils sont disposés sur la circonférence ou sur des circonférences d'un cercle ou d'un nombre impair de cercles imaginaires.
D'une manière générale, la susdite condition peut s'exprimer comme suit : les orifices sont disposés sur la circonférence ou sur les circonférences d'un cercle ou d'un nombre impair de cercles imaginaires centrés au milieu de la section plane transversale de la canalisation d'entrée et de diamètres croissants, ce cercle ou ces cercles imaginaires étant tracés de telle manière que le produit de la valeur totale du débit d'écoulement du réfrigérant, à travers un premier cercle imaginaire, par la surface de la section de ce premier cercle imaginaire, le produit de la valeur totale du débit d'écoulement du réfrigérant à travers la surface située entre le premier et le second cercle imaginaire par la surface de la section située entre le premier et le second cercle imaginaire,
et le produit de la valeur totale du débit d'écoulement du réfrigérant à travers la surface située entre deux cercles successifs de diamètres croissants et et la surface de la section située entre ces deux cercles soient égaux l'un à l'autre.
En prévoyant, selon le principe ci-dessus, au moins deux orifices dans la paroi de la canalisation d'entrée de petit dia-
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que pilote 7 un réfrigérant qui est dans un rapport de débit constant par rapport à la totalité du réfrigérant qui traverse <EMI ID=103.1>
des variations de la charge. Il est essentiel que la surface de section totale des orifices 16, 16 soit inférieure à la surface de section totale de la canalisation d'entrée de petit diamètre
11 ou de la canalisation de sortie de petit diamètre 12.
Comme on le voit sur la figure 8, dans la partie de sortie
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la même manière que la canalisation d'entrée 13, et la canalisation de sortie 12 de petit diamètre, disposée normalement à l'axe longitudinal de la canalisation de sortie 14, est hermétiquement insérée, par une de ses extrémités, dans la canalisation 14, comme dans le cas de la canalisation 11. La partie d'extrémité de la canalisation 12, insérée dans la canalisation 14, est sec-
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manière à augmenter la surface d'ouverture de la canalisation 12' à l'intérieur de la canalisation 14. La canalisation 12 est dis-
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soit disposée du côté aval du courant de réfrigérant qui traverse la canalisation.de sortie 14.
Lorsque la partie d'entrée a et la partie de sortie b de l'échangeur thermique pilote 7 sont construites de la manière qui vient d'être décrite, il est possible de négliger les variations de débit d'écoulement du réfrigérant provenant de variations de longueur de la canalisation d'entrée de petit diamètre et de la canalisation de sortie de petit diamètre. Dans ces
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thermique piloté 7'peut être détecté avec une grande précision et l'appareillage réfrigérateur peut être commandé de la manière décrite ci-après
Le mode de construction de l'accumulateur 6 est représenté à grande échelle sur la figure 10. La partie inférieure de la canalisation de sortie 14 en forme de U est disposée en dessous du serpentin d'échange thermique 15 et une ouverture de retour d'huile 17 est prévue à la partie inférieure de la canalisation de sortie-14 en forme de U. En outre, un orifice 18 est prévu dans la branche de la canalisation de sortie 14 en forme de U, qui est disposée du côté de sortie du réfrigérant par rapport à
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est disposé en un emplacement tel qu'il se trouve au niveau maximal du réfrigérant à l'état liquide.
L'orifice 18 peut avoir là forme d'un trou, comme on l'a représenté sur la figure 10, mais la canalisation de sortie 14
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l'a représenté sur la figure 11. L'orifice 18 aussi bien que les orifices 18' sont formés dans une partie de la paroi de la canalisation 14 qui est disposée du côté aval de l'ouverture de retour d'huile 17. Il y a lieu de noter toutefois que les orifices 18 ou 18' peuvent être prévus du côté amont de l'ouverture de retour d'huile 17. D'autres variantes sont possibles, comme tout spécialiste s'en rendra compte, sans sortir pour autant
du cadre de l'invention.
Le fonctionnement du système de réfrigération et de chauffage,construit de la -matière décrite ci-dessus à propos des fig. 6 à 11, est décrit maintenant. La description de ce fonctionnement qui est semblable à celui des autres modes de réalisation (fig. 1 à 5) ne sera pas répétée ; la description ci-après sera donc limitée aux caractéristiques propres au mode de réalisation représenté par les figures 6 à 11.
Dans l'échangeur thermique pilote de ce mode de réalisation, l'échange de chaleur se produit entre le réfrigérant sous haute
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frigérant sous faible pression qui traverse le tube intérieur 7e
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l'intérieur de l'accumulateur 6. Ainsi qu'on l'a précisé dans la description du mode de réalisation de l'appareillage, la canalisation d'entrée 13'et. la canalisation de sortie 14 de l'accumulateur 6 sont disposées verticalement ou perpendiculairement, et les orifices,prévus dans la canalisation d'entrée de petit diamètre 11 pour l'introduction du réfrigérant dans l'échangeur
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de sortie de petit diamètre 12 à travers laquelle le réfrigérant
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d'une manière particulière. En raison de ces caractéristiques, le réfrigérant introduit dans le tube intérieur 7e présente une section d'écoulement uniforme lorsqu'il franchit- la canalisation
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ration dans la canalisation d'entrée de petit diamètre 11, déri- <EMI ID=118.1>
thermique pilote 7,.présente un rapport de débit constant par rapport à la totalité du réfrigérant en circulation. Le réfrigérant sort par la canalisation de sortie 12 sans rencontrer de résistance. Dans ces conditions, le réglage du réfrigérant peut être effectué avec une grande précision en détectant le degré de surchauffe du réfrigérant sous faible pression, indépendamment des variations de la charge.
On va décrire maintenant le fonctionnement de l'accumulateur 6. Si le niveau de liquide à l'intérieur de l'accumulateur s'élève au-dessus de l'orifice 18, sous l'action d'une variation de la charge, le réfrigérant est entraîné alors par aspiration selon des débits relativement grands à travers l'ouverture de retour d'huile 17 et l'ouverture 18 qui est de plus grandes dimensions que l'ouverture 17. Si le niveau de liquide à l'inté-
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réfrigérant est alors entraîné par aspiration selon des débits relativement faibles uniquement à travers l'ouverture de retour d'huile 17.
Cependant, le réfrigérant à l'état liquide,entraîné par aspiration à travers l'ouverture de retour d'huile 17 et l'orifice 18, est d'un débit très faible par rapport au réfrigérant à l'état gazeux entraîné par aspiration à travers la canalisation de sortie en forme de U, de sorte que le réfrigérant à l'état liquide est immédiatement transformé en gaz par la chaleur du gaz contenu dans l'accumulateur 6, dès qu'il est entraîné par aspiration à travers la canalisation de sortie en forme de U.Ceci élimine absolument tout risque de voir la réfrigérant à l'état liquide entraîné par._aspiration à l'intérieur du compresseur 1.
De plus, du fait que l'orifice 18 présente des dimensions supérieures à celles de l'ouverture de retour d'huile 17, ainsi qu'on l'a mentionné, le niveau de liquide à l'intérieur de l'accumulateur 6 peut être commandé d'une manière sûre, sans qu'il soit affecté par l'entraînement d'un mélange d'huile et de réfrigérant, par aspiration, à travers l'ouverture de retour d'huile 17 et l'huile peut être ramenée d'une manière satisfai-
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du fait que l'huile qui se trouve à la surface du liquide peut être entraînée* Il-va de soi que la source de chaleur de l'accumulateur 6, dans ce mode de réalisation, n'est pas limitée au <EMI ID=121.1>
ge thermique 15 et qu'on peut tout aussi bien utiliser un dispositif électrique de chauffage ou toute autre source de chaleur, comme dans le cas des modes de réalisation décrits précédemment.
L'élément capteur de température 4a est monté sur la canalisation de sortie de petit diamètre 12 de manière à produire
un signal destiné à régler le degré d'ouverture de la soupape
de détente 4, afin que le degré de surchauffe d'une partie du réfrigérant contenue dans le serpentin intérieur 3 puisse être fixé à une valeur prédéterminée en utilisant l'échangeur thermique pilote de la même manière que dans le mode de réalisation de la figure 1.
Les caractéristiques propres à l'invention sont telles qu'on les a exposées ci-dessus. Selon le premier aspect de l'invention, l'échangeur thermique pilote 7 est monté de telle ma-
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lateur de manière qu'un échange thermique puisse se produire entre une partie du réfrigérant qui se trouve à la sortie de l'échangeur thermique fonctionnant comme évaporateur et le réfrigérant qui se trouve à la sortie de l'échangeur thermique fonctionnant comme condenseur. Le degré d'ouverture de la soupape de détente 4 est réglé en fonction du degré de surchauffe du réfrigérant sous faible pression qui se trouve à la sortie de l'échangeur thermique pilote 7, ce qui fait que l'évaporateur peut être réalisé de manière à fonctionner à tout moment en ambiance humide indépendamment des variations de charge. Grâce à cet agencement, la siccité du réfrigérant à la sortie de l'évaporateur peut être fixée à une valeur prédéterminée à laquelle environ 85 % du réfrigérant est transformé en gaz et environ 15
de celui-ci demeure à l'état liquide. Le réfrigérant à l'état humide est mis en relation d'échange thermique avec le réfrigérant sous haute pression à l'intérieur de l'accumulateur 6, de sorte que le réfrigérant entraîné par aspiration à l'intérieur du compresseur 1 peut être transformé en gaz _saturé.
Dans le système de commande décrit ci-dessus de la technique antérieure, la totalité du réfrigérant sous faible pression est surchauffée dans le tube de refroidissement du côté de sortie de l'évaporateur. Le tube de refroidissement ne participe pas à la vaporisation du réfrigérant et par conséquent présente un très faible coefficient de transmission thermique. Ceci rend im- <EMI ID=123.1>
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ces conditions, les dimensions de l'évaporateur sont augmentées" ce qui augmente aussi le coût de l'appareillage.
Conformément à l'invention toutefois, l'évaporateur fonctionne en ambiance humide, à tout moment, indépendamment des variations de la charge frigorifique. Ceci permet d'utiliser la totalité de la surface de transfert calorifique de l'évaporateur pour vaporiser le réfrigérant à l'état liquide, avec pourconséquence que le coefficient de transmission thermique de l'évaporateur se trouve augmenté. Dans ces conditions l'invention entraine une amélioration des capacités de l'appareillage, lorsque la surface d'échange thermique demeure la même, et une diminution de la surface d'échange thermique lorsque les capacités de l'appareillage demeurent les mêmes, ce qui permet d'en réduire
le coût.
Le système décrit ci-dessus de la technique antérieure, dans lequel le réfrigérant est surchauffé dans le tube de refroidissement du côté de sortie de l'évaporateur, présente un inconvénient supplémentaire. Dans ce système la partie de réfrigérant surchauffé augmente ou diminue de volume avec les variations de la charge. Il en résulte que le coefficient de transmission calorifique de l'évaporateur subit des variations. Dans ces conditions, dans ce système une commande doit être mise en oeuvre pour faire face aux variations de la charge et aux variations du coefficient de transmission thermique de l'évaporateur, de sorte qu'on éprouve des difficultés pour régler le degré d'ouverture de la soupape de détente.
Dans le système conforme à l'invention, la commandeest effectuée de telle manière que l'évaporateur fonctionne dans une ambiance humide, à tout moment, indépendamment des variations de la charge,et il:ne se produit presque aucune variation de la surface de transfert calorifique de l'évaporateur, même si une variation se produit dans la charge. Dans ces conditions, le degré d'ouverture de la soupape de détente n'a besoin d'être réglé qu' en fonction d'une variation de la charge, du fait qu'il n'y a presque pas de variation du coefficient de transmission calorifique. Le degré d'ouverture de la soupape de détente 4 se trouve stabilisé et la soupape ne présente aucun phénomène de pompage.
Dans le système de commande selon la technique antérieure, <EMI ID=125.1>
l'action de manque d'huile. Ceci provient de ce que l'huile de l'appareillage réfrigérateur,contenue dans le réfrigérant, tend à se séparer du réfrigérant et à demeurer dans l'évaporateur sans retourner au compresseur du fait que le réfrigérant entrainé par aspiration dans le compresseur 1 se trouve à l'état gazeux surchauffé. Pour surmonter cette difficulté, il a été nécessaire jusqu'à présent d'utiliser des moyens supplémentaires, tels que par exemple des moyens de retour .d'huile, de construction spéciale. Conformément à l'invention, l'évaporateur est réalisé, ainsi qu'on l'a exposé ci-dessus, de manière à fonctionner en ambiance humide à tout moment, indépendamment des variations de la charge, de sorte que la séparation de l'huile du réfrigérant et la stagnation de cette huile dans l'évaporateur peuvent être empêchées.
Selon une autre caractéristique de l'invention, l'ouverture-de retour d'huile 17 et l'orifice 18 sont pratiqués dans la canalisation de sortie 14 de l'accumulateur 6, de manière à faciliter le retour d'huile au compresseur 1, ce qui élimine la nécessité de prévoir des moyens de retour d'huile de construction spéciale .
Conformément à l'invention, le réfrigérant à l'état humide qui se trouve à l'intérieur de l'évaporateur est chauffé et complètement vaporisé à l'intérieur de l'accumulateur 6 et transformé en un gaz saturé sec qui est mélangé à la sortie de l'accumulateur 6 avec le réfrigérant à l'état gazeux qui a été surchauffé dans l'échangeur thermique pilote 7, de manière que le mélange soit entraîné par aspiration à l'intérieur du compresseur. Du fait que le réfrigérant surchauffé à l'état gazeux présente un volume très- faible-par rapport à la totalité du réfrigérant qui est en circulation, le réfrigérant à l'état gazeux entraîné dans le compresseur 1 n'est pas surchauffé et est essentiellement à l'état gazeux saturé.
Lorsque le système classique d'aspiration de gaz surchauffé est incorporé à un appareillage réfrigérateur, il est presque impossible de faire fonctionner l'appareillage en surcharge du fait que le compresseur 1 risque d'être détérioré par suréchauffement du compresseur et.de son moteur électrique. Dans l'appareillage réfrigérateur conforme à l'invention, il y a peu de possibilités de suréchauffement du moteur électrique, du fait que le gaz saturé sec est entraîné à l'intérieur du compresseur 1, de <EMI ID=126.1>
surcharge pendant un certain temps. Du fait que le réfrigérant
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il a une densité supérieure à celle du réfrigérant à l'état gazeux surchauffé qui est utilisé dans des appareillages réfrigérateurs de la technique antérieure. Dans ces conditions, le gaz réfrigérant entraîné à l'intérieur du compresseur 1, dans l'appareillage conforme à l'invention, présente un taux de compression supérieur et par conséquent le compresseur a un rendement supérieur à celui des appareils classiques. Ceci entraine une augmentation du rendement de l'ensemble de l'appareillage.
.Conformément à l'invention, la commande de l'évaporateur est effectuée par la soupape de détente 4 disposée immédiatement en amont de l'évaporateur. Ceci permet d'effectuer cette commande d'une manière stable tout en fournissant une réponse rapide <EMI ID=128.1>
Le système classique de réglage du degré de surchauffe du réfrigérant à la sortie du condenseur, en détectant l'état du réfrigérant à la sortie de 1 * évaporateur produit par une variation de la charge,peut être qualifié de commande indirecte, en comparaison du système conforme à l'invention dans lequel l'évaporateur est commandé directement pour faire face aux variations de la charge appliquée à l'évaporateur. Le système classique répond lentement à une variation de la charge. De plus, il présente la difficulté inhérente à l'état du réfrigérant à la sortie de l'évaporateur en cas de variation de la charge, même si le degré de surrefroidissement du réfrigérant à la sortie du condenseur est réglé. Dans ces conditions, le système de surrefroidissement classique, ne peut -assurer une commande stable.
Dans le système de surrefroidissement classique, la sortie du condenseur et l'entrée de la soupape de détente sont bouchées par le réfrigérant à l'état liquide surrefroidi. Il est donc nécessaire d'accumuler le réfrigérant à l'état liquide à l'intérieur du condenseur, ce qui entraine une diminution des capacités et une augmentation des dimensions du condenseur et la charge du réfrigérant se trouve par conséquent augmentée.
Dans un appareillage réfrigérateur équipé du système de commande conforme à l'invention, le réfrigérant, à la sortie du condenseur, peut être commandé de telle manière qu'il soit maintenu à l'état purement gazeux, du fait que le réfrigérant peut <EMI ID=129.1>
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la totalité de la surface de transfert thermique du condenseur aussi bien que la surface d'échange thermique de l'évaporateur, de sorte qu'il est possible de réduire les dimensions du condenseur. Du fait qu'il n'y a pas d'accumulation de réfrigérant à l'état liquide à l'intérieur du condenseur, la quantité de réfrigérant contenue dans l'appareillage peut être fortement réduite, ce qui réduit par conséquent le coût de l'appareillage réfrigérateur.
Du fait qu'il n'y a pas de réfrigérant à l'état liquide accumulé à l'intérieur du condenseur, la pression nécessaire pour la condensation de la vapeur est moindre que-dans un appareillage réfrigérateur utilisant le système de commande classique précité, de sorte que le condenseur peut tolérer l'appli-
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la sortie de l'évaporateur, à une pression plus grande, lorsqu' on utilise le système de commande conforme à l'invention, qu'a- vec le système classique à surchauffe du gaz, de sorte que la formation de givre se trouve évitée. Du fait de ces deux caractéristiques, l'appareillage réfrigérateur conforme à l'invention peut fonctionner dans une gamme de températures plus large qu'il n'était possible jusqu'à présent.
L'échangeur thermique pilote 7 utilisé dans le système de commande capable de fournir les résultats particuliers spécifiés
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de pour surchauffer une partie du réfrigérant sous faible pression. Par conséquent il est possible d'utiliser un échangeur thermique pilote de .très, .faibles dimensions et de construction très simple, d'une structure bitubulaire par exemple, indépendamment de la capacité de l'appareillage réfrigérateur, ce qui réduit le coût de cet appareillage.
Selon le second aspect de l'invention, le réfrigérant sous haute pression, interposé entre l'échangeur thermique fonctionnant comme condenseur et la soupape de détente 4, peut être utilisé comme source de chaleur à l'aide de laquelle une partie du réfrigérant sous faible pression est amenée en relation d'échange thermique à l'intérieur de l'échangeur thermique pilote 7 et un tel réfrigérant sous haute pression peut être introduit dans l'échangeur thermique 7, à volonté, à partir de n'importe quelle <EMI ID=133.1>
formé en liquide saturé s'il est à l'état purement gazeux et en un liquide surrefroidi s'il est à l'état liquide, par l'échange thermique qui se produit à l'intérieur de l'échangeur thermique pilote. En combinaison avec l'échange thermique qui se produit entre le réfrigérant sous haute pression et le réfrigérant sous faible pression à l'intérieur de l'accumulateur 6 , ceci permet d'appliquer le réfrigérant sous haute pression à l'évaporateur après avoir amené le réfrigérant à l'état liquide pur ou à l'état liquide surrefroidi. Ceci entraine une augmentation de rendement de l'appareillage réfrigérateur.
Selon le troisième aspect de l'invention, un élément générateur de chaleur autre que le réfrigérant sous haute pression peut être utilisé comme source de chaleur pour l'échangeur ther-
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que pilote n'a besoin que de présenter une capacité suffisamment grande pour chauffer une partie du réfrigérant qui se trouve à la sortie de l'évaporateur. Ceci signifie qu'une telle source de chaleur présente une faible capacité et que la quantité de chaleur engendrée par celle-ci peut être réglée facilement. Ceci permet d'effectuer la commande avec une grande précision.
Selon le- quatrième aspect de l'invention, la canalisation d'entrée 13,reliée à l'échangeur thermique pilote 7 et dérivée de la canalisation d'entrée 13 à l'entrée de l'accumulateur 6, est munie, à l'intérieur de celui-ci, de deux orifices ou de plus de deux orifices, en nombre pair, qui sont disposés en des emplacements tels qu'une partie de réfrigérant qui est dans un rapport constant en débit par rapport au réfrigérant traversant la canalisation d'entrée 13 peut être dérivée de son parcours et introduite dans l'échangeur thermique pilote 7. Grâce à cet
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frigérant sous faible pression, qui est dans un rapport constant en débit avec le courant principal de réfrigérant sous faible pression, à traverser l'échangeur thermique pilote 7, indépendamment des variations de charge ou des variations de longueur de la canalisation allant à l'échangeur thermique pilote 7. Dans ces conditions, la commande des capacités de l'appareillage peut être effectuée d'une manière stable sans que la soupape de détente 4 présente de pompage.
Selon le cinquième aspect de l'invention, la canalisation <EMI ID=136.1>
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changeur thermique pilote 7, est disposée verticalement ou perpendiculairement dans l'appareillage réfrigérateur. Grâce à cet agencement, il est possible de prélever le réfrigérant dans un état qui demeure constant, même si le réfrigérant est à l'état de méiange de gaz et de liquide (si la canalisation d'entrée
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quide se déplacerait à travers la partie inférieure de la canalisation et le réfrigérant se trouvant dàns la canalisation d'entrée de petit diamètre 11 changerait d'état par rapport à celui du réfrigérant se trouvant dans la canalisation d'entrée
13). La canalisation de sortie de petit diamètre 12 présente
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aval du réfrigérant traversant la canalisation de sortie 14. Ceci permet au réfrigérant de se déplacer , $ de la canalisation de sortie de petit diamètre 12 à la canalisation de sortie 14, avec plus de facilité. Dans ces conditions, la commande des capacités de l'appareillage peut être effectuée d'une manière stable.
Selon le sixième aspect de l'invention, la canalisation de sortie 14 reliant l'accumulateur 6 au compresseur 1 est réalisée en forme de U, dont l'extrémité ouverte d'une branche du U est disposée dans le réfrigérant à l'état gazeux contenu dans l'accumulateur 6 et dont la partie inférieure du U est disposée à
la partie inférieure de l'accumulateur 6. L'orifice de retour d'huile 17 est ménagé dans la partie courbée inférieure de la canalisation en forme de U, tandis que l'orifice 18 est ménagé dans l'autre branche du U en un emplacement qui est disposé audessus du serpentin d'échange thermique 15. Cet agencement permet à l'évaporateur disposé en amont de l'accumulateur 6 de fonctionner de telle manière que le réfrigérant à la sortie de l'évaporateur soit à l'état de gaz saturé humide, de sorte que la totalité de la surface d'échange thermique dé l'évaporateur peut être utilisée pour assurer la vaporisation. En même temps, ceci permet au réfrigérant à l'état gazeux sec d'être ramené au compresseur 1. Dans ces conditions, les capacités de l'appareillage réfrigérateur peuvent être réglées au maximum.
A l'intérieur de l'accumulateur 6, dans lequel le débit
de réfrigérant est réglé et le réfrigérant entraîné par aspi-...
<EMI ID=140.1>
tion de sortie 14 en forme de U, en un emplacement qui est disposé au-dessus du serpentin d'échange thermique 15. Grâce à cet agencement, il est possible de maintenir le niveau de liquide à l'intérieur de l'accumulateur 6 à un niveau optimal pour lequel ce niveau est suffisamment élevé pour permettre au serpentin d'échange thermique 15 d'être immergé dans le réfrigérant à l'état liquide. Dans ces conditions, la conductibilité thermique du serpentin d'échange thermique 15 peut être améliorée et maintenue constante et l'appareillage réfrigérateur peut fonctionner d'une manière stable et avec un rendement élevé.
Selon les septième à douzième aspects de l'invention,- l'appareillage réfrigérateur peut être utilisé comme appareillage réversible du type pompe à chaleur en montant la soupape
<EMI ID=141.1>
<EMI ID=142.1>
courant de réfrigérant,qui traverse l'échangeur thermique pilote
<EMI ID=143.1>
peut être commandé de telle manière que le réfrigérant s'écoule dans le même sens, même si le réfrigérant s'écoule dans un premier sens, à travers le serpentin intérieur et le serpentin extérieur du circuit de réfrigération, lorsque l'appareillage effectue une opération de refroidissement, et s'écoule dans le sens contraire lorsqu'il effectue une opération de chauffage. Ceci élimine la nécessité d'utiliser une soupape de détente supplémentaire et on peut se contenter d'une seule soupape de détente 4, ce qui réduit le coût de l'appareillage. Le serpentin extérieur 5, fonctionnant comme condenseur lorsque l'appareillage. effectue une opération de- refroidissement, fonctionne en évaporateur lorsque l'appareillage effectue une opération de chauffage.
Ceci permet de réduire les dimensions du serpentin extérieur sans réduire ses performances comme condenseur, du fait que la commande est effectuée de telle manière qu'il n'y ait pas d'accumulation de réfrigérant liquide à l'intérieur de l'accumulateur lorsqu'il fonctionne comme condenseur au cours de l'opération de refroidissement..
<EMI ID=144.1>
1. Appareillage réfrigérateur caractérisé en ce qu'il comprend en combinaison un circuit de réfrigération dans lequel un compresseur, un échangeur de chaleur extérieur, un récepteur, une soupape de détente automatique sensible à la température, un é-
<EMI ID=145.1>
un à l'autre dans l'ordre indiqué, le récepteur et l'accumulateur étant capables d'effectuer un échange thermique, un échangeur thermique pilote disposé en parallèle avec l'accumulateur et relié au circuit de réfrigération de telle manière qu'une partie d'un réfrigérant sous faible pression se trouvant à une sortie de l'échangeur de chaleur intérieur fonctionnant comme évaporateur contourne l'accumulateur et traverse l'échangeur thermique pilote où cette partie du réfrigérant sous faible pression est soumise à un échange thermique avec une autre source de chaleur et est ensuite'ramenée au compresseur après avoir été combinée avec le réfrigérant sous faible pression à une sortis de l'accumulateur,
des moyens détecteurs montés à une sortie de l'échangeur thermique pilote pour détecter la température de la partie précitée du réfrigérant sous faible pression à la sortie de l'échangeur thermique pilote avant qu'elle soit combinée avec le réfrigérant sous faible pression à la sortie de l'accumulateur, le degré d'ouverture de la soupape de détente étant réglé en fonction du degré de surchauffe du réfrigérant de manière à régler le débit du réfrigérant circulant dans le circuit de réfrigération, l'échangeur de chaleur intérieur pouvant alors être réalisé de manière à fonctionner en ambiance humide, à tout moment, indépendamment des variations de la charge et le réfrigérant humide pouvant être soumis à un échange thermique avec un réfrigérant sous haute pression à l'intérieur de l'accumulateur de manière à revenir :
au compresseur de réfrigérant à l'état ga-
<EMI ID=146.1>
Refrigerator equipment
<EMI ID = 1.1>
Up to now, various solutions have been proposed, and some have been put into practice, in the art of refrigeration equipment in order to obtain an adjustment device.
refrigerant which makes it possible to adjust the flow of refrigerant fluid circulated as a function of variations in the load. In a known characteristic device of this kind, the degree of superheating of refrigerant in the gaseous state and under low pressure is detected at the outlet of the evaporator and the degree of opening.
of the expansion valve is adjusted accordingly. In this device, the opening degree of the expansion valve is increased when the load is high and the degree of superheating is also high, so that the flow rate of circulating refrigerant can be increased to cope with the increase. load and the degree of superheating can be lowered to a predetermined level.
The reason why the low pressure refrigerant is overheated in this device at the outlet of the evaporator is that the compressor will be damaged if liquid state refrigerant is sucked into the compressor without being fully brought to the state. gas in the evaporator
by heat exchange following a variation of the load. Thus in the device known from the prior art, all of the refrigerant under low pressure which is brought to the absolute gaseous state passes through the cooling tube at the outlet of the evaporator in order to be superheated, so that the refrigerant at the gaseous state can be returned to the compressor. The section of the cooling tube has a very low thermal transmittance and has no vaporizing action, so
that this tube does not function as a heat exchanger. The complete use of the heat transfer surface of the evaporator to ensure a vaporizing action has been prevented by the presence of the cooling tube which performs the sole function of superheating the refrigerant without vaporizing it. of the cooling tube leads to an increase in the dimensions of the evaporator. In the case of a refrigeration machine which performs both cooling and heating functions, the element which acts as a condenser, when a cooling operation is performed, is used as an evaporator, when a heating operation is done.
<EMI ID = 2.1>
<EMI ID = 3.1> <EMI ID = 4.1>
of the apparatus.
When the refrigerant driven by suction inside the compressor is in the superheated gaseous state, the refrigerating machine oil contained in the refrigerant tends to separate from the refrigerant and stagnate in the evaporator, so that this oil is not easily returned to the compressor and the compressor can be disturbed. For this reason it has so far been necessary to provide oil return means of special construction. In addition, since the refrigerant entrained by evaporation inside the compressor is in a superheated gaseous state. , the refrigerant in the gaseous state returned to the compressor has a low concentration, which has posed a number of problems.
In the first place, this not only lowers the overall efficiency of the apparatus, but also makes it necessary to increase the dimensions of the evaporator because
the latter has a low heat transmission coefficient, as has been mentioned. When the machine is performing a heating operation, frost tends to form because the refrigerant entrained by suction inside the compressor a. its reduced pressure. Finally and this is not the least important drawback, the temperature range in which the machine works is reduced when there are load variations.
In another kind of control device known in the art, the degree of supercooling of the refrigerant is regulated at the outlet of the condenser so as to adjust the capacity.
of the evaporator so that the introduction of refrigerant in the liquid state into the compressor is prevented. Refrigerant
at the outlet of the evaporator is in the superheated gaseous state when the load is high and in the state of a mixture of gas and liquid when this load is low. The degree of supercooling of the refrigerant at the condenser outlet varies when
load variations occur. Thus this adjustment device is incapable of effecting the adjustment of the flow rate of the refrigerant in a stable manner, since this adjustment is only effected indirectly with respect to the variations in the load applied to the evaporator. Likewise, to supercool the refrigerant at the condenser outlet, the refrigerant must be accumulated.
at the outlet of the condenser, which increases the refrigeration charge - <EMI ID = 5.1>
The aim of the invention due to Takeo Ueno is to provide a new refrigerator apparatus which can optimally cope with the difficulties set out above and eliminate all the drawbacks of the prior art refrigerator apparatus of the type described above.
Under these conditions, a first object of the invention is to provide a refrigerator apparatus in which the flow rate of circulating refrigerant can be adjusted as a function of load variations and the evaporator can be produced so as to work at any time in a humid environment, so that the entire heat exchange surface of the evaporator can be used to vaporize the refrigerant in the liquid state and the dimensions of the evaporator can be reduced, thereby reducing the total cost of the apparatus, and in which the low pressure wet refrigerant can be heated and vaporized completely by the high pressure refrigerant contained in the accumulator so that the refrigerant can be brought to the gaseous state;
under these conditions the compressor will not suck in liquid refrigerant.
A second object of the invention is to provide a refrigerator apparatus in which a pilot heat exchanger, serving as a detector, is provided at the outlet of the evaporator and is arranged in parallel with the accumulator so as to function as adjustment means. to allow the evaporator to operate at all times in a humid environment, regardless of variations in the refrigeration load, and into which a portion of the refrigerant under low pressure is introduced, bypassing the accumulator, from the outlet of the evaporator in the pilot heat exchanger where this part of the refrigerant is.
heat exchange relationship with another heat source and is transformed into a superheated gas whose degree of superheating is detected in order to adjust the degree of opening of the expansion valve according to the degree of superheat detected; under these conditions the flow rate of circulating refrigerant can be adjusted to allow the evaporator to operate at all times in a humid environment.
A third object of the invention is to provide a refrigerator apparatus of the type described above, in which the <EMI ID = 6.1> pilot thermal manager by bypassing the accumulator can be maintained in a predetermined flow rate ratio with respect to the all the refrigerant under low pressure regardless of any variation in charge: under these conditions the degree of precision of the adjustment can be increased and the machine can operate in a stable manner since the expansion valve is devoid of "pumping" .
A fourth object of the invention is to provide a refrigerating apparatus which is provided with means for adjusting the level of liquid refrigerant inside the accumulator, in order to maintain constant the rate of heat transfer of the heating device provided in the accumulator. accumulator and to use the refrigerant under high pressure in such a way that the refrigerant in the liquid state cannot be sucked into the interior of the compressor, since the evaporator operates at all times in a humid environment regardless of load variations.
A fifth object of the invention is to provide a refrigerator apparatus in which, although the refrigerator apparatus operates according to a reversible cycle, the regulation of the refrigerant can be carried out by a single expansion valve thanks to the use of means of 'four-way switch.
Finally, it should be noted that the expression "operation of the evaporator in a humid environment", used here, designates an operating state of the evaporator in which the refrigerant, at the outlet of the evaporator, is at the unsaturated gaseous state, that is to say consists of a mixture of gas and liquid.
A refrigerator appliance, according to the invention, is characterized in that it comprises, in combination, a cooling circuit.
<EMI ID = 7.1>
interior, a receiver, a temperature-sensitive automatic expansion valve, an indoor heat exchanger and an accumulator are connected to each other in the order shown, the receiver and the accumulator being able to perform a exchange
<EMI ID = 8.1>
the accumulator and connected to the refrigeration circuit in such a way that a part of a low pressure refrigerant located at an outlet of the 1 * indoor heat exchanger is functioning- <EMI ID = 9.1>
pilot heat changer where that part of the low pressure refrigerant is subjected to heat exchange with another heat source and is then returned to the compressor after being combined with the low pressure refrigerant at an outlet of the accumulator, sensing means mounted at an outlet of the pilot heat exchanger to sense the temperature of the aforementioned portion of the low pressure refrigerant at the outlet of the pilot heat exchanger before it is combined with the low pressure refrigerant at the outlet of the accumulator, the degree of opening of the expansion valve being adjusted as a function of the degree of superheating of the refrigerant so as to adjust the flow rate of the refrigerant circulating in the refrigeration circuit,
the indoor heat exchanger can then be designed to operate in a humid environment, at any time, regardless of load variations and the wet refrigerant can be subjected to heat exchange with a high pressure refrigerant inside the accumulator so as to return the refrigerant compressor to the saturated gaseous state.
The invention is explained in more detail below with the aid of some of its embodiments, taken by way of illustration and in no way limiting, with reference to the drawings anne-
<EMI ID = 10.1>
- Figure 1 is a diagram of the pipes of a refrigerator apparatus according to one embodiment of the invention,
- Figure 2 is a detailed schematic view of the essential parts of the refrigerator equipment shown in fi- <EMI ID = 11.1>
- Figure 3 is a Mollier diagram intended to explain the operation of the refrigerator equipment shown in Figure 1,
- Figure 4 is a detailed schematic view of the essential parts of the refrigerator apparatus according to another embodiment of the invention,
- Figure 5 is a Mollier diagram intended to explain the operation of the refrigerator equipment shown in Figure 4 ,.
FIG. 6 is a diagram of the pipes of a refrigerator apparatus according to another embodiment of the invention, <EMI ID = 12.1> region of connection of the inlet pipe of the pilot heat exchanger shown in FIG. 6 ,
- Figure 8 is a sectional view, on a large scale, of the connection region of the outlet pipe of the pilot heat exchanger shown in Figure 6,
- Figures 9 (a) and 9 (b) are views, intended for explanation, of the essential parts of Figure 7,
- Figure 10 is a schematic view, on a large scale, of the accumulator of the refrigerator equipment shown in Figure 6-,
- Figure 11 finally, is a schematic view of another embodiment of the outlet pipe shown in Figure 10.
Figure 1 shows a cooling and heating system of the compression refrigeration type, which comprises a compressor 1, a four-way diverter valve 2, a heat exchanger 5 arranged outside (hereinafter called ser -
<EMI ID = 13.1>
expansion 4 of the temperature-sensitive type (hereinafter referred to as an expansion valve), a room heat exchanger inside the refrigerated chamber 3 (hereinafter referred to as an indoor coil) and an accumulator of the heat exchange type 6 ( hereinafter referred to as an accumulator). These different components are connected one after the other, in the order indicated, to form a known refrigeration circuit. A pilot heat exchanger 7 and four-way switching means 9, which are characteristic elements of the invention, are interposed in the circuit.
known to form the refrigeration circuit
<EMI ID = 14.1>
When the four-way diverter valve 2 is actuated, the compressor 1 is connected, on its outlet side, either to the outdoor coil 5 (in particular located outside a room) or to the indoor coil 3 ( in particular located inside a room), acting as condensers, and the accumulator 6 is connected, on the side of its inlet, either to the indoor coil 3 or to the outdoor coil 5, acting as evaporators.
<EMI ID = 15.1>
Tre overpressure valves 8, 8, 8, 8 mounted in bridge. Ends A and D of two opposite connecting pipes <EMI ID = 16.1>
t � of it which is also opposite the diverter valve
<EMI ID = 17.1>
opposite connection points are respectively connected to an outlet
<EMI ID = 18.1>
which serves as a passage for the refrigerant, on the high pressure side, in 1 * "pilot heat exchanger 7. Under these conditions, a flow of refrigerant through the expansion valve 4, the pilot heat exchanger 7 and the accumulator 6 will be performed in a predetermined direction once and for all, even if the direction of flow of refrigerant through the indoor coil 3 and the outdoor coil 5, during a cooling operation, is reversed to perform a cooling operation. heater.
Fig. 2 shows, on a larger scale, the accumulator 6 and the pilot heat exchanger 7. The accumulator 6 comprises an en-
<EMI ID = 19.1>
<EMI ID = 20.1>
and inserted from above, in an airtight manner, into the main casing 6a so as to be disposed above the serpentine
<EMI ID = 21.1>
outlet pipe 14 which starts from the upper part of its side wall and an oil return pipe 6e which starts from its lower part, the oil return pipe being connected to the outlet pipe 14 outside of the main envelope 6a.
In addition, an inlet pipe 13 passes through the receiver 6c and has at its lower end an opening which is arranged
<EMI ID = 22.1>
connected at its lower part to the heat exchange coil 6b at the upper part thereof. The heat exchange coil 6b is connected at its lower end to the expansion valve 4, at the inlet thereof, and the inlet pipe 13 is connected to the four-way diverter valve 2. The outlet pipe 14 is connected directly to the suction side of the compressor 1 and to the expansion valve 4, via a balancing pipe 10 (see figure 1).
The pilot heat exchanger 7, which constitutes one of the characteristic elements of the invention, comprises an envelope <EMI ID = 23.1>
diary of an inlet pipe 11 of very small diameter and
to the outlet pipe 14 via an outlet pipe of very small diameter 12, so that the pilot heat exchanger 7 constitutes a parallel bypass on the accumulator 6. The pilot heat exchanger 7 comprises in. outraged .
<EMI ID = 24.1>
<EMI ID = 25.1>
and is interposed between the end B of the connection pipe
<EMI ID = 26.1>
heat exchange can occur between the refrigerant under the
<EMI ID = 27.1>
<EMI ID = 28.1>
The expansion valve 4 comprises a sensor element of
<EMI ID = 29.1>
tie of very small diameter 12 and which serves as a control element, temperature detector. Element 4a detects the temperature of the refrigerant in a gaseous state and under low pressure which has been subjected to heat exchange with the refrigerant under high pressure in the pilot heat exchanger 7 and allows automatic adjustment, depending on this temperature , the opening of
the expansion valve 4.
The operation of the cooling and heating system, constructed in the manner described above, is as follows.
During the cooling cycle, indicated by dotted lines, an appropriate refrigerant, in gaseous state and under high pressure, is delivered by compressor 1
and passes through the four-way diverter valve 2 to reach the outer coil 5 which functions as a condenser. In the outer coil-5, most of the refrigerant is transformed into liquid, so that the refrigerant can have a dryness X of the order of 0.05 for example. When X = 1, the refrigerant is in a dry saturated gaseous state and when X
0 the refrigerant is in a saturated liquid state .-
<EMI ID = 30.1>
hoppers D and B of the connecting tubes and enters the tube
<EMI ID = 31.1>
cooled by the heat exchange which occurs with part of the refrigerant flowing, like a bypass stream, through the main casing ^ * after passing through the indoor coil 3 functioning as the evaporator. ' The refrigerant
<EMI ID = 32.1>
The cooled refrigerant is then subjected to another heat exchange inside the heat exchange coil 6b in which diffuses the wet refrigerant which is at the outlet of the indoor coil 3 functioning as an evaporator, so that it is transformed into a refrigerant supercooled to
<EMI ID = 33.1>
Pour the expansion valve 4 and the ends C and A of the connecting pipe, to enter the indoor coil 3.
In the indoor coil 3, the supercooled refrigerant in the liquid state is subjected to heat exchange with the ambient air, so that it vaporizes and becomes a salt refrigerant.
<EMI ID = 34.1>
saturated refrigerant passes through the four-way diverter valve 2 and most of it is introduced into the casing.
<EMI ID = 35.1>
inlet 13. At the same time a very small part of the saturated refrigerant passes through the inlet pipe of very small diameter.
11 and enters the main casing 7a of the pilot heat exchanger 7. Most of the saturated refrigerant which passes through the inlet pipe 13, serving as a heat exchange pipe, is subjected to heat exchange with the supercooled refrigerant in the liquid state and under high pressure which is in the receiver 6c and diffuses in contact with the heat exchange coil 6b - along which it is subjected to
<EMI ID = 36.1>
<EMI ID = 37.1>
Tured dry with a dryness X = 1.
In addition, the part of the refrigerant under low pressure which passes through the inlet pipe of very small diameter
11 and enters the pilot heat exchanger 7 is overheated
<EMI ID = 38.1>
tie of the condenser (external coil 5) and passes through the finned tube 7b.
The saturated gas leaving the accumulator 6 is mixed with oil from the oil return line 6e and is combined in the outlet line with the superheated gas <EMI ID = 39.1>
the gas is returned to the suction side of compressor 1 and the cooling cycle is thus completed.
The cycle described above repeats. According to a further characteristic of the invention, the degree to which a part of the refrigerant which is at the outlet of the evaporator is superheated in the pilot heat exchanger 7 is detected.
<EMI ID = 40.1>
<EMI ID = 41.1>
control signal which regulates the degree of opening of the expansion valve 4, so that the indoor coil 3, which functions as an evaporator, can operate at any time in a humid environment and the efficiency of the system can be improved. The manner in which the control of the expansion valve is effected is described in detail below.
We will now describe a heating cycle. By changing the four-way diverter valve 2 from the position corresponding to the cooling cycle to that corresponding to the heating cycle, the refrigerant moves along a path indicated by solid arrows. It should be noted that during the heating cycle, the refrigerant passes through the expansion valve 4, the accumulator 6 and the pilot heat exchanger 7 in the same direction as during the cooling cycle and that the refrigerant is controlled and heat exchange carried out in the same manner as before, except that the refrigerant passes through outdoor coil 5 and indoor coil 3 in opposite directions, so that the former operates as evaporator and the last as a condenser.
The flow and action of the refrigerant during the cooling cycle and during the heating cycle has been described above. Taking the cooling cycle as an example, the method for controlling the dryness X of the refrigerant which is at the outlet of the indoor coil 3 operating as an evaporator and maintaining this at a predetermined value.
o
mined, for example X 0.85, whatever the variations in the load, will be described in detail with reference to the Mollier diagram shown in FIG. 3. The total volume flow G of refrigerant circulating in a refrigeration circuit can be expressed by the formula:
<EMI ID = 42.1>
where G .. is the refrigerant flow be low pressure
<EMI ID = 43.1>
Low pressure refrigerant introduced into the accumulator. The ratio of G .. to G2 is taken in such a way as to range approximately between 1/10 and 1/20.
A heat exchange occurs Danish exchange coil
<EMI ID = 44.1>
o
<EMI ID = 45.1>
<EMI ID = 46.1>
<EMI ID = 47.1>
by the formula:
<EMI ID = 48.1>
<EMI ID = 49.1>
<EMI ID = 50.1>
<EMI ID = 51.1>
<EMI ID = 52.1>
exchanged in accumulator 6, it is possible to bring
<EMI ID = 53.1>
<EMI ID = 54.1>
of heat by the refrigerant inside ie _ '\ pilot heat exchanger 7. When heat exchange occurs between a
<EMI ID = 55.1>
can be expressed by the formula:
<EMI ID = 56.1>
in which i3 is the enthalpy of the refrigerant which is
<EMI ID = 57.1>
<EMI ID = 58.1>
the outlet pipe of small diameter 1 * 2.
<EMI ID = 59.1>
pilot thermal manager 7, based on this thermal equilibrium, the <EMI ID = 60.1>
small-diameter outlet 12 of the heat exchanger
<EMI ID = 61.1>
the temperature of the refrigerant inside the small diameter outlet pipe 12 of the pilot heat exchanger 7
<EMI ID = 62.1>
outlet 14 of accumulator 6.
We will now consider the gas entrained by suction inside the compressor 1. The gas G.ig entrained by suction inside the compressor is a mixture of refrigerant.
<EMI ID = 63.1>
small diameter tie 12 of the pilot heat exchanger 7 and
<EMI ID = 64.1>
tie 14 of accumulator 6. Due to the fact that G1 / G � � 1/10 to 1/20 and
<EMI ID = 65.1>
above, the gas entrained by suction inside the compressor 1 can just as easily be considered as being practically in the saturated gaseous state.
As mentioned above, the expansion valve 4 intended to regulate the flow rate of the refrigerant circulating in the refrigeration circuit is controlled by the sensor element of
<EMI ID = 66.1>
low pressure refrigerant 18 which is located at the outlet of the pilot heat exchanger 7. '
If the load applied to indoor coil 3 increases
<EMI ID = 67.1>
interior 3 increases, the enthalpy of the refrigerant io which is at the outlet of the pilot heat exchanger 7 then also increases. Consequently the degree of superheating of the refrigerant
<EMI ID = 68.1>
This phenomenon and produces a signal to increase the opening degree of the expansion valve 4 so as to increase the flow rate of the refrigerant. This reduces the enthalpy of the refrigerant at the outlet of the indoor coil 3, which causes the reduction of the enthalpy of the refrigerant at the outlet of the pilot heat exchanger 7 and restores the degree of overheating of the refrigerant by bringing it back to the value predetermined (5 * C). Conversely, if the load applied to indoor coil 3: ... decreases, the enthalpy of refrigerant ig at the outlet of coil 3 decreases and therefore the enthalpy of refrigerant at outlet <EMI ID = 69.1>
the degree of superheating of the refrigerant at the outlet of the pilot heat exchanger 7 decreases, so that the degree of opening of the expansion valve is reduced and the degree of superheating
<EMI ID = 70.1>
In the adjustment system described above, the part of the
<EMI ID = 71.1>
outlet of indoor coil 3 functioning as evaporator
<EMI ID = 72.1>
calorific change with the refrigerant which is at the outlet of the outdoor coil 5 functioning as a condenser, and the expansion valve 4 can be controlled using the temperature of the superheated refrigerant under low pressure as a measured quantity, which allows the adjustment of the temperature. flow of refrigerant flowing through the sensing valve. This adjustment system has the effect of maintaining the dryness of the refrigerant which is at the outlet of the indoor coil 3, which operates at the same time.
<EMI ID = 73.1>
saturated gaseous state and exhibits adequate humidity at all times, regardless of variations in the load applied to the evaporator. This makes it possible to use the entire heat exchange surface of the indoor coil functioning as an evaporator because the vaporization of the refrigerant occurs over the entire surface of the coil.
In this control system, the refrigerant which is
at the outlet of the external coil 5 functioning as a condenser can also be brought to the gaseous state. Under these conditions, the entire heat exchange surface of the outdoor coil 5 can be used.
� In the above description the outdoor coil 5 works as a condenser and the indoor coil 3 works as an evaporator. It goes without saying that the control system can provide the same effects when the four-way diverter valve 2 is operated in such a way that the indoor coil 3 functions as a condenser and the outdoor coil 5 functions as an evaporator. The implementation of four-way switching means 9 according to the invention offers the advantage that the control can be effected by using only one expansion valve in a refrigerator apparatus of the type with a reversible refrigeration cycle.
<EMI ID = 74.1>
temperature between the refrigerant which is located at the inlet of the pilot heat exchanger 7 and the refrigerant which is located
at the outlet of this exchanger can be detected in the form of a variation of an electrical quantity which can be converted into
mechanical displacement, so as to be able to control the flow rate of the refrigerant.
In the embodiment described above, the high pressure refrigerant which is between the four-way diverter means 9 and the receiver 6 is used as the heat source to effect the heat exchange with part of the refrigerant under low pressure. It goes without saying that the invention is not limited to the use of this high pressure refrigeration as a heat source and that any high pressure refrigerant located between the heat exchanger operating as a condenser and the expansion valve 4 can be used as a heat source.
FIG. 4 shows another embodiment of the invention in which the heat source constituted by the refrigerant under high pressure is replaced by an electric heating device 7c which is hermetically inserted in the pilot heat exchanger 7, to serve as a source of heat intended to ensure the heat exchange with a part of the refrigerant under low pressure found at the outlet of the indoor coil 3. In this embodiment, the heat exchange occurs between the refrigerant under low pressure which passes through <EMI ID = 75.1>
electric heating tif 7c. This embodiment will not be described in detail because it does not differ from that shown.
<EMI ID = 76.1>
More particularly, in the embodiment shown: attempted in FIG. 4, the heat exchange occurs between the
<EMI ID = 77.1>
released by the electric heater 7c. The capacity
<EMI ID = 78.1>
by the relation:
<EMI ID = 79.1>
<EMI ID = 80.1>
the small diameter pipe 12 of the pilot heat exchanger 7.
<EMI ID = 81.1> Figure 6 shows yet another embodiment of <EMI ID = 82.1>
<EMI ID = 83.1>
the expansion valve 4, the indoor coil 3 and the accumulator
<EMI ID = 84.1>
kill a refrigeration circuit. Like the embodiment shown in Figure 1, that shown in Figure 6 comprises, in addition, with respect to the known component elements of the refrigeration circuit, the pilot heat exchanger 7 and the four-way switching means 9 which constitute characteristic elements of the invention. The two embodiments differ from each other in the construction details of the four-way routing means 9, of the pilot heat exchanger 7, of the receiver 6 [pound] ... and. of the accumulator 6. These differences will be described in detail below.
The four-way routing means 9 comprise two routing orifices A and D, an inlet orifice C and an orifice.
ce of outlet B and constitute a diverter valve that automatically connects ports A and D under high pressure to port B and port D or A under low pressure to inlet C. Port d the switch A is connected to the side of the pipe of the indoor coil 3 where the liquid is located .; the routing orifice D is connected to the side of the pipe of the external coil 5 where the liquid is located; the outlet port B is connected, via the high pressure side of the pilot heat exchanger 7, to the top layer of
<EMI ID = 85.1>
connected to the outlet of the expansion valve. Thanks to this arrangement, it is possible to circulate the refrigerant, in a constant direction of flow, through the heat exchanger pi-
<EMI ID = 86.1>
6, even if the direction of flow of the main stream of refrigerant in the refrigeration circuit is switched between the cooling cycle indicated by the arrows in broken lines and the heating cycle indicated by the arrows in solid lines.
The accumulator 6 is, by construction, an integral part of the receiver 6c, the accumulator 6 being hermetically housed in the receiver 6c and their upper walls being arranged at <EMI ID = 87.1>
trea 13 connected to the four-way diverter valve 2 passes through the upper wall of the accumulator 6 and opens into an upper part of the accumulator 6, and the outlet pipe 14 connected to the suction side of the compressor 1 also passes through the upper wall of the accumulator 6 to enter this accumulator inside which it is folded essentially in \ U, the lower part of this U-shaped pipe 14 being immersed in the refrigerant, at the "liquid state, which is located at the lower part of the accumulator and the open upper end of a branch of the U opening into the refrigerant, in the gaseous state, which is located at the upper part of the accumulator 6 .
<EMI ID = 88.1>
inlet 6g is connected to the high pressure side of the pilot heat exchanger 7, as already mentioned, and an outlet pipe opens at one end into a lower part.
<EMI ID = 89.1>
heat exchange coil 15 located inside the accumulator 6. The heat exchange coil 15 is connected to the inlet of the expansion valve 4 via an ascending pipe arranged along the side wall
of the accumulator 6 ..
The pilot heat exchanger 7, which is of compact dimensions, can be constructed as a tubular assembly.
<EMI ID = 90.1>
the passage of all the refrigerant under high pressure which
<EMI ID = 91.1>
<EMI ID = 92.1>
<EMI ID = 93.1>
mites opposite the small diameter inlet pipe 11 and the small diameter outlet pipe 12, which pipes go to the inlet pipe 13 and the outlet pipe 14 of the accumulator 6, respectively, so that the pipes of small diameters are arranged in parallel on the accumulator - Thanks to this arrangement, a heat exchange can occur inside the pilot heat exchanger 7 between all the refrigerant under high pressure which <EMI ID = 94.1>
expansion pe. 4 is mounted on the small diameter outlet pipe 12 connected to the outlet pipe 14 and detects the degree of superheat of the low pressure gaseous refrigerant which has been heat exchanged with the high pressure refrigerant at inside the pilot heat exchanger 7, so as to adjust the degree of opening of the expansion valve 4 accordingly.
An inlet part a and an outlet part-b through which the small diameter inlet pipe 11 and the small diameter outlet pipe 12 are respectively connected to the inlet pipe 13 and the outlet pipe 14. of the accumulator 6, are shown on a larger scale in Figures 7 and 8. As can be seen, these parts are constructed in a novel way which is characteristic of the invention. In particular, the inlet part a constitutes an important characteristic of the invention.
<EMI ID = 95.1>
inlet lization 13 is arranged vertically and the small-diameter inlet pipe 11, arranged normally at the longitudinal axis of the inlet pipe 13, is inserted at one of its ends into the inlet pipe 13 to at right angles and in an airtight manner, such that, as seen in Fig. 9 (b), the center line XX of a planar cross section of the inlet pipeline 13 coincides with the center line YY of a vertical planar cross section of the end portion of the small diameter inlet pipeline 11.
The small-diameter inlet pipe 11 is closed at its front end and is provided with at least two orifices 16, 16 formed in a part of the wall of the pipe 11, which is disposed in the flow of refrigerant passing through the. inlet line 13, so that part of the low pressure refrigerant which passes through the inlet line 13 can be introduced, through the ports 16, 16, into the small diameter inlet line 11 at a flow rate constant with respect to the total refrigerant in circulation.
In accordance with the invention, the positions of the orifices 16,16 <EMI ID = 96.1>
is that when the orifices 16, 16 are two in number, they are formed at places where the circumference of a certain
<EMI ID = 97.1>
inlet station - small diameter 11. In this case this circle
<EMI ID = 98.1>
<EMI ID = 99.1>
total value of refrigerant flow through imaginary circle D1 and U2 is the total value of refrigerant flow
<EMI ID = 100.1>
This condition relating to the location of the orifices 16,
16 must be satisfied not only when the orifices are
<EMI ID = 101.1>
again when they are more numerous It goes without saying that, when the orifices formed are at the above condition, they are arranged on the circumference or on the circumferences of a circle or of an odd number of imaginary circles.
In general, the aforesaid condition can be expressed as follows: the orifices are arranged on the circumference or on the circumferences of a circle or an odd number of imaginary circles centered in the middle of the transverse plane section of the inlet pipe and of increasing diameters, this circle or imaginary circles being drawn in such a way that the product of the total value of the flow rate of the refrigerant, through a first imaginary circle, by the area of the section of this first imaginary circle, the product of the total value of the flow rate of the refrigerant through the area between the first and the second imaginary circle times the area of the section between the first and the second imaginary circle,
and the product of the total value of the flow rate of the coolant through the area between two successive circles of increasing diameters and and the area of the section between these two circles are equal to each other.
By providing, according to the above principle, at least two openings in the wall of the inlet pipe of small diameter
<EMI ID = 102.1>
that pilot 7 a refrigerant which is in a constant flow rate ratio with respect to the total refrigerant which passes through <EMI ID = 103.1>
variations in load. It is essential that the total cross-sectional area of the ports 16, 16 is less than the total cross-sectional area of the small diameter inlet pipe.
11 or the small diameter outlet pipe 12.
As seen in Figure 8, in the output part
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the same way as the inlet pipe 13, and the outlet pipe 12 of small diameter, arranged normally at the longitudinal axis of the outlet pipe 14, is hermetically inserted, by one of its ends, in the pipe 14, as in the case of pipe 11. The end part of pipe 12, inserted in pipe 14, is dry.
<EMI ID = 105.1>
<EMI ID = 106.1>
<EMI ID = 107.1>
so as to increase the opening area of the pipe 12 'inside the pipe 14. The pipe 12 is dis-
<EMI ID = 108.1>
is disposed on the downstream side of the stream of refrigerant which passes through the outlet pipe 14.
When the inlet part a and the outlet part b of the pilot heat exchanger 7 are constructed in the manner just described, it is possible to neglect the variations in the flow rate of the refrigerant arising from variations in length of small diameter inlet pipe and small diameter outlet pipe. In these
<EMI ID = 109.1>
controlled thermal 7 'can be detected with great precision and the refrigerator equipment can be controlled as described below
The mode of construction of the accumulator 6 is shown on a large scale in FIG. 10. The lower part of the U-shaped outlet pipe 14 is disposed below the heat exchange coil 15 and a return opening. oil 17 is provided at the lower part of the U-shaped outlet pipe-14. In addition, a port 18 is provided in the branch of the U-shaped outlet pipe 14, which is disposed on the outlet side of the refrigerant compared to
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is arranged in a location such that it is at the maximum level of the refrigerant in the liquid state.
The orifice 18 may have the form of a hole, as shown in Figure 10, but the outlet pipe 14
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This is shown in Figure 11. The orifice 18 as well as the orifices 18 'are formed in a part of the wall of the pipe 14 which is disposed on the downstream side of the oil return opening 17. It However, it should be noted that the orifices 18 or 18 ′ may be provided on the upstream side of the oil return opening 17. Other variations are possible, as any specialist will realize, without going out for all that.
within the scope of the invention.
The operation of the refrigeration and heating system, constructed from the material described above in connection with figs. 6 to 11, is now described. The description of this operation which is similar to that of the other embodiments (fig. 1 to 5) will not be repeated; the description below will therefore be limited to the characteristics specific to the embodiment represented by FIGS. 6 to 11.
In the pilot heat exchanger of this embodiment, the heat exchange occurs between the refrigerant under high
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low pressure refrigerant passing through the inner tube 7th
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the interior of the accumulator 6. As was specified in the description of the embodiment of the apparatus, the inlet pipe 13 ′ and. the outlet pipe 14 of the accumulator 6 are arranged vertically or perpendicularly, and the orifices provided in the small diameter inlet pipe 11 for the introduction of the refrigerant into the exchanger
<EMI ID = 115.1>
outlet of small diameter 12 through which the refrigerant
<EMI ID = 116.1>
in a particular way. Due to these characteristics, the refrigerant introduced into the inner tube 7e has a uniform flow cross-section as it passes through the pipeline.
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ration in the inlet pipe of small diameter 11, derivation <EMI ID = 118.1>
pilot thermal 7,. has a constant flow rate ratio with respect to all of the circulating refrigerant. The refrigerant leaves through the outlet pipe 12 without encountering resistance. Under these conditions, the refrigerant adjustment can be performed with high precision by detecting the degree of superheat of the refrigerant under low pressure, regardless of load variations.
The operation of the accumulator 6 will now be described. If the liquid level inside the accumulator rises above the orifice 18, under the action of a variation in the charge, the refrigerant is then drawn by suction at relatively large flow rates through the oil return opening 17 and the opening 18 which is of larger dimensions than the opening 17. If the liquid level inside
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refrigerant is then drawn by suction at relatively low flow rates only through the oil return opening 17.
However, the liquid state refrigerant, drawn by suction through the oil return opening 17 and the port 18, has a very low flow rate compared to the gaseous state refrigerant drawn by suction through. through the U-shaped outlet pipe, so that the refrigerant in the liquid state is immediately transformed into gas by the heat of the gas contained in the accumulator 6, as soon as it is drawn by suction through the pipe of U-shaped outlet. This absolutely eliminates any risk of the liquid refrigerant being entrained by the suction inside the compressor 1.
In addition, since the orifice 18 has larger dimensions than those of the oil return opening 17, as mentioned, the liquid level inside the accumulator 6 may be operated in a safe manner, without being affected by the entrainment of a mixture of oil and refrigerant, by suction, through the oil return opening 17 and the oil can be returned satisfactorily
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because the oil which is on the surface of the liquid can be entrained * It goes without saying that the heat source of the accumulator 6, in this embodiment, is not limited to <EMI ID = 121.1>
thermal ge 15 and that it is equally possible to use an electric heating device or any other heat source, as in the case of the embodiments described above.
The temperature sensing element 4a is mounted on the small diameter outlet pipe 12 so as to produce
a signal intended to regulate the degree of opening of the valve
expansion 4, so that the degree of superheating of a part of the refrigerant contained in the indoor coil 3 can be set to a predetermined value using the pilot heat exchanger in the same manner as in the embodiment of Fig. 1 .
The characteristics specific to the invention are such as they have been explained above. According to the first aspect of the invention, the pilot heat exchanger 7 is mounted in such a manner.
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The cooler so that a heat exchange can take place between a part of the refrigerant which is at the outlet of the heat exchanger operating as an evaporator and the refrigerant which is at the outlet of the heat exchanger operating as a condenser. The opening degree of the expansion valve 4 is set according to the degree of superheating of the low-pressure refrigerant which is at the outlet of the pilot heat exchanger 7, so that the evaporator can be realized in such a way to operate at any time in a humid environment regardless of load variations. With this arrangement, the dryness of the refrigerant at the outlet of the evaporator can be set at a predetermined value at which about 85% of the refrigerant is converted to gas and about 15%.
of it remains in the liquid state. The wet refrigerant is put into a heat exchange relationship with the high pressure refrigerant inside the accumulator 6, so that the suction-driven refrigerant inside the compressor 1 can be transformed into _saturated gas.
In the prior art control system described above, all of the low pressure refrigerant is superheated in the cooling tube on the outlet side of the evaporator. The cooling tube does not participate in the vaporization of the refrigerant and therefore has a very low coefficient of thermal transmission. This makes im- <EMI ID = 123.1>
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under these conditions, the dimensions of the evaporator are increased "which also increases the cost of the apparatus.
According to the invention, however, the evaporator operates in a humid environment, at all times, regardless of variations in the refrigeration load. This makes it possible to use the entire heat transfer surface of the evaporator to vaporize the refrigerant in the liquid state, with the consequence that the heat transfer coefficient of the evaporator is increased. Under these conditions, the invention leads to an improvement in the capacities of the equipment, when the heat exchange surface remains the same, and a reduction in the heat exchange surface when the capacities of the equipment remain the same, which allows to reduce
the cost.
The system described above of the prior art, in which the refrigerant is superheated in the cooling tube on the outlet side of the evaporator, has an additional drawback. In this system the part of superheated refrigerant increases or decreases in volume with variations in the load. As a result, the heat transmission coefficient of the evaporator undergoes variations. Under these conditions, in this system a control must be implemented to cope with the variations in the load and the variations in the heat transfer coefficient of the evaporator, so that it is difficult to adjust the degree of opening. of the expansion valve.
In the system according to the invention, the control is carried out in such a way that the evaporator operates in a humid environment, at all times, regardless of variations in the load, and there is almost no variation in the transfer surface. calorific value of the evaporator, even if a variation occurs in the load. Under these conditions, the degree of opening of the expansion valve only needs to be adjusted as a function of a variation in the load, since there is almost no variation in the coefficient of pressure. heat transmission. The degree of opening of the expansion valve 4 is stabilized and the valve exhibits no pumping phenomenon.
In the prior art control system, <EMI ID = 125.1>
the action of lack of oil. This results from the fact that the oil of the refrigerator equipment, contained in the refrigerant, tends to separate from the refrigerant and to remain in the evaporator without returning to the compressor because the refrigerant entrained by suction in the compressor 1 is found. in the superheated gaseous state. To overcome this difficulty, it has heretofore been necessary to use additional means, such as for example oil return means, of special construction. In accordance with the invention, the evaporator is designed, as explained above, so as to operate in a humid environment at all times, regardless of variations in the load, so that the separation of the refrigerant oil and the stagnation of this oil in the evaporator can be prevented.
According to another characteristic of the invention, the oil return opening 17 and the orifice 18 are made in the outlet pipe 14 of the accumulator 6, so as to facilitate the return of oil to the compressor 1. which eliminates the need for special construction oil return means.
According to the invention, the wet refrigerant which is inside the evaporator is heated and completely vaporized inside the accumulator 6 and transformed into a dry saturated gas which is mixed with the gas. leaving the accumulator 6 with the refrigerant in the gaseous state which has been superheated in the pilot heat exchanger 7, so that the mixture is sucked into the interior of the compressor. Because the superheated refrigerant in the gaseous state has a very small volume relative to the total refrigerant which is circulating, the refrigerant in the gaseous state entrained in the compressor 1 is not superheated and is essentially. in the saturated gaseous state.
When the conventional superheated gas suction system is incorporated into a refrigerator equipment, it is almost impossible to operate the equipment overloaded because the compressor 1 risks being damaged by overheating of the compressor and its electric motor. . In the refrigerator apparatus according to the invention, there is little possibility of overheating the electric motor, because the dry saturated gas is entrained inside the compressor 1, of <EMI ID = 126.1>
overload for a while. Because the refrigerant
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it has a density greater than that of the superheated gaseous refrigerant which is used in prior art refrigeration equipment. Under these conditions, the refrigerant gas entrained inside the compressor 1, in the apparatus according to the invention, has a higher compression ratio and consequently the compressor has a higher efficiency than that of conventional apparatus. This leads to an increase in the efficiency of the entire apparatus.
In accordance with the invention, the evaporator is controlled by the expansion valve 4 disposed immediately upstream of the evaporator. This allows this command to be performed in a stable manner while providing a quick response <EMI ID = 128.1>
The conventional system of regulating the degree of superheating of the refrigerant at the outlet of the condenser, by detecting the state of the refrigerant at the outlet of the evaporator produced by a variation of the load, can be called indirect control, in comparison with the system. according to the invention in which the evaporator is controlled directly to cope with variations in the load applied to the evaporator. The classic system responds slowly to a change in load. In addition, it presents the difficulty inherent in the state of the refrigerant at the outlet of the evaporator in the event of load variation, even if the degree of supercooling of the refrigerant at the outlet of the condenser is set. Under these conditions, the conventional supercooling system cannot ensure stable control.
In the conventional supercooling system, the outlet of the condenser and the inlet of the expansion valve are plugged with refrigerant in the supercooled liquid state. It is therefore necessary to accumulate the refrigerant in the liquid state inside the condenser, which leads to a decrease in the capacities and an increase in the dimensions of the condenser and the charge of the refrigerant is consequently increased.
In a refrigerator apparatus equipped with the control system according to the invention, the refrigerant, at the outlet of the condenser, can be controlled in such a way that it is kept in the purely gaseous state, because the refrigerant can <EMI ID = 129.1>
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the entire heat transfer surface of the condenser as well as the heat exchange surface of the evaporator, so that it is possible to reduce the dimensions of the condenser. Since there is no accumulation of refrigerant in liquid state inside the condenser, the amount of refrigerant contained in the switchgear can be greatly reduced, thereby reducing the cost of operation. refrigerator equipment.
Since there is no liquid refrigerant accumulated inside the condenser, the pressure required for vapor condensation is less than in refrigeration equipment using the above-mentioned conventional control system, so that the condenser can tolerate the appli-
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the outlet of the evaporator, at a greater pressure, when using the control system according to the invention, than with the conventional gas superheating system, so that the formation of frost is avoided . Owing to these two characteristics, the refrigerator apparatus according to the invention can operate in a wider temperature range than was hitherto possible.
The pilot heat exchanger 7 used in the control system capable of delivering the particular results specified
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to superheat part of the refrigerant under low pressure. Consequently it is possible to use a pilot heat exchanger of. Very, small dimensions and of very simple construction, of a two-tube structure for example, independently of the capacity of the refrigerator apparatus, which reduces the cost of this. equipment.
According to the second aspect of the invention, the high pressure refrigerant, interposed between the heat exchanger operating as a condenser and the expansion valve 4, can be used as a heat source with the aid of which a portion of the refrigerant under low pressure is brought into heat exchange relation inside the pilot heat exchanger 7 and such high pressure refrigerant can be introduced into the heat exchanger 7 at will from any <EMI ID = 133.1>
formed into a saturated liquid if it is in the purely gaseous state and in a supercooled liquid if it is in the liquid state, by the heat exchange which takes place inside the pilot heat exchanger. In combination with the heat exchange which takes place between the high pressure refrigerant and the low pressure refrigerant inside the accumulator 6, this allows the high pressure refrigerant to be applied to the evaporator after supplying the condenser. refrigerant in the pure liquid state or in the supercooled liquid state. This leads to an increase in the efficiency of the refrigerator equipment.
According to the third aspect of the invention, a heat generating element other than the high pressure refrigerant can be used as a heat source for the heat exchanger.
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that pilot only needs to have a sufficiently large capacity to heat part of the refrigerant which is at the outlet of the evaporator. This means that such a heat source has a small capacity and that the amount of heat generated by it can be easily regulated. This allows the control to be carried out with great precision.
According to the fourth aspect of the invention, the inlet pipe 13, connected to the pilot heat exchanger 7 and derived from the inlet pipe 13 at the inlet of the accumulator 6, is provided, at the inside thereof, two or more ports, in even number, which are arranged at locations such as a refrigerant portion which is in a constant flow rate relative to the refrigerant passing through the refrigerant line. input 13 can be derived from its path and introduced into the pilot heat exchanger 7. Thanks to this
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low pressure refrigerant, which is in a constant flow ratio with the main stream of low pressure refrigerant, to pass through the pilot heat exchanger 7, regardless of load variations or variations in the length of the pipe going to the exchanger thermal pilot 7. Under these conditions, the control of the capacities of the apparatus can be carried out in a stable manner without the expansion valve 4 having pumping.
According to the fifth aspect of the invention, the pipe <EMI ID = 136.1>
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pilot thermal changer 7, is arranged vertically or perpendicularly in the refrigerator apparatus. Thanks to this arrangement, it is possible to take off the refrigerant in a state which remains constant, even if the refrigerant is in the state of mixing gas and liquid (if the inlet pipe
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which would move through the lower part of the pipe and the refrigerant in the small diameter inlet pipe 11 would change state from that of the refrigerant in the inlet pipe
13). The small diameter outlet pipe 12 has
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downstream of the refrigerant passing through the outlet line 14. This allows the coolant to move, from the small diameter outlet line 12 to the outlet line 14, with greater ease. Under these conditions, the control of the capacities of the apparatus can be carried out in a stable manner.
According to the sixth aspect of the invention, the outlet pipe 14 connecting the accumulator 6 to the compressor 1 is made in the shape of a U, the open end of a branch of the U of which is placed in the refrigerant in the gaseous state. contained in the accumulator 6 and of which the lower part of the U is arranged
the lower part of the accumulator 6. The oil return orifice 17 is made in the lower curved part of the U-shaped pipe, while the orifice 18 is made in the other branch of the U in a location which is arranged above the heat exchange coil 15. This arrangement allows the evaporator arranged upstream of the accumulator 6 to operate in such a way that the refrigerant at the outlet of the evaporator is in the gas state saturated wet, so that the entire heat exchange surface of the evaporator can be used for vaporization. At the same time, this allows the refrigerant in a dry gaseous state to be returned to the compressor 1. Under these conditions, the capacities of the refrigeration apparatus can be set to the maximum.
Inside the accumulator 6, in which the flow
refrigerant is set and the refrigerant driven by aspi -...
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U-shaped outlet 14, at a location which is disposed above the heat exchange coil 15. Thanks to this arrangement, it is possible to maintain the level of liquid inside the accumulator 6 at an optimum level at which this level is sufficiently high to allow the heat exchange coil 15 to be immersed in the refrigerant in the liquid state. Under these conditions, the thermal conductivity of the heat exchange coil 15 can be improved and kept constant, and the refrigerator apparatus can operate stably and with high efficiency.
According to the seventh to twelfth aspects of the invention, the refrigerator apparatus can be used as a reversible apparatus of the heat pump type by mounting the valve
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refrigerant stream, which passes through the pilot heat exchanger
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can be controlled in such a way that the refrigerant flows in the same direction, even if the refrigerant flows in a first direction, through the indoor coil and the outdoor coil of the refrigeration circuit, when the switchgear is performing an operation cooling, and flows in the opposite direction when performing a heating operation. This eliminates the need to use an additional expansion valve and one can be satisfied with a single expansion valve 4, which reduces the cost of the apparatus. The outdoor coil 5, functioning as a condenser when the switchgear. performs a cooling operation, operates as an evaporator when the equipment performs a heating operation.
This makes it possible to reduce the dimensions of the outdoor coil without reducing its performance as a condenser, since the control is carried out in such a way that there is no accumulation of liquid refrigerant inside the accumulator when it functions as a condenser during the cooling operation.
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1. Refrigerator apparatus characterized in that it comprises in combination a refrigeration circuit in which a compressor, an external heat exchanger, a receiver, an automatic expansion valve sensitive to temperature, a
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to each other in the order shown, the receiver and the accumulator being capable of performing a heat exchange, a pilot heat exchanger arranged in parallel with the accumulator and connected to the refrigeration circuit in such a way that a part of a low pressure refrigerant at an outlet of the indoor heat exchanger operating as an evaporator bypasses the accumulator and passes through the pilot heat exchanger where that part of the low pressure refrigerant is subjected to heat exchange with another source of heat and is then returned to the compressor after being combined with the refrigerant under low pressure when exiting the accumulator,
sensing means mounted at an outlet of the pilot heat exchanger for sensing the temperature of the aforesaid portion of the low pressure refrigerant at the outlet of the pilot heat exchanger before it is combined with the low pressure refrigerant at the outlet of the accumulator, the degree of opening of the expansion valve being adjusted according to the degree of superheating of the refrigerant so as to regulate the flow rate of the refrigerant circulating in the refrigeration circuit, the indoor heat exchanger then being able to be produced so as to operate in a humid environment, at all times, regardless of variations in the load and the wet refrigerant being able to be subjected to a heat exchange with a refrigerant under high pressure inside the accumulator in order to return:
to the refrigerant compressor in the ga-
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