(57)【要約】      （修正有）【課題】蒸発器への入口における混合体内のベーパの量、及び混合体の流量は、蒸発器内の冷却コイルの実質的に全長に沿って改良された熱伝達を実現し且つ維持し得るように協働する、ベーパ圧縮冷凍装置を提供する。【解決手段】ベーパ圧縮冷凍機装置１０は、コンプレッサ１２と、凝縮器１４と、膨張装置と、入口及び出口を有する蒸発器コイルを備える蒸発器１６とを備え、蒸発器コイルへの入口は、蒸発器供給管２８を介して膨張装置の出口と流れ連通状態にある。膨張装置は多機能弁１８を備えることができ、該多機能弁は、蒸発器供給管２８と協働し、蒸発器コイルの入口に対し、コイルの実質的に全長に沿って効率的な熱伝達を提供するのに十分な線形速度及び相対的なベーパ及び液体の量にて冷媒ベーパ及び液体の混合体を供給し、蒸発器コイルにおける氷の蓄積を実質的に減少させ且つ同一の冷却負荷及び蒸発温度の状態にて作動する。【選択図】図１
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【特許請求の範囲】
【請求項１】
蒸発器（１６）が蒸発器内の蒸発器コイルと熱交換関係にて前記蒸発器（１６）を通じて循環する媒質から熱を除去し、
前記蒸発器コイルが、膨張装置（１８）と流れ連通状態にある入口と、コンプレッサ（１２）と流れ連通状態にある出口とを有する、ベーパ圧縮冷凍システム（１０）の作動方法において、
冷媒流体を前記コンプレッサ内にて圧縮するステップと、
前記冷媒流体を凝縮器（１４）内にて凝縮して凝縮した冷媒流体を形成するステップと、
前記凝縮した冷媒流体を前記膨張装置（１８）内にて膨張させ、膨張した冷媒流体を形成し、前記膨張した冷媒流体は液体の形態、又は僅かなベーパ成分を有する実質的に前記液体の形態にあるようにするステップと、
前記膨張装置（１８）を前記蒸発器コイルの入口と接続する蒸発器（１６）の供給管（２８）に前記膨張した冷媒を供給するステップと、
冷媒が前記膨張装置（１８）から蒸発器コイルの入口へ移動する間に、前記液体形態のかなりの量を前記蒸発器の供給管（２８）内にて液体及びベーパの混合体に変換するステップと、
実質的にベーパ部分を含む、冷媒ベーパと液体との前記混合体を前記蒸発器のコイル入口に供給するステップと、
前記混合体が前記蒸発器のコイルを通るとき、前記液体の実質的に全てをベーパに変換し、これにより、前記コイルの実質的に全長に沿って前記混合体と前記媒質との間に効率的な熱伝導が提供され、これにより前記蒸発器コイル上の霜の堆積が実質的に減少するようにするステップとを備える、方法。
【請求項２】
請求項１の方法において、
前記蒸発器コイル上の霜の堆積が実質的に減少し、第二の蒸発器の第二の蒸発器入口に近接して配置された第二の膨張装置（１８）を有する第二のベーパ圧縮冷凍システムと比較して、霜取りサイクルを必要とせずに、実質的に増大した冷凍サイクル数に渡って前記ベーパ圧縮冷凍システムが作動可能であり、前記第二の蒸発器コイルは、前記蒸発器と同一の冷却負荷及び蒸発温度状態を有するようにした、方法。
【請求項３】
請求項１に記載の方法において、
前記コイルの実質的に全長に沿って前記混合体と前記媒質との間に効率的な熱伝導を提供するのに十分な所定の質量流量及び所定の体積流速にて冷媒ベーパと液体との混合体を供給するステップを備える、方法。
【請求項４】
請求項１に記載の方法において、
前記膨張装置（１８）が前記冷媒ベーパと液体との前記混合体を前記蒸発器コイルの入口に能動的に供給するとき、各冷凍サイクルの部分の間、冷媒液体及びベーパの混合体の質量の約２％が前記蒸発器コイルの前記出口にて液体状態にある、方法。
【請求項５】
請求項１に記載の方法において、
前記蒸発器コイル入口における前記冷媒ベーパ及び液体の混合体の体積速度は、前記第二の蒸発器入口に近接して配置された第二の膨張装置（１８）を有する第二の冷凍システム内にて第二の蒸発器コイルの第二の蒸発器コイル入口への冷媒流体の供給分の体積速度よりも少なくとも１０％速く、
前記第二の蒸発器コイルは、前記蒸発器コイルと同一の寸法、貫流して循環する前記媒質の流量、及び同一の冷却負荷を有する、方法。
【請求項６】
請求項５に記載の方法において、
前記蒸発器コイル入口における前記冷媒ベーパ及び液体の混合体の体積速度は、前記第二の冷凍システムの蒸発器入口への冷媒供給分の体積速度よりも約１０％ないし２５％速い、方法。
【請求項７】
請求項５に記載の方法において、
前記蒸発器コイル入口における前記冷媒ベーパ及び液体の混合体の体積速度は、前記第二の冷凍システムの蒸発器入口への冷媒の供給分の体積速度よりも約１８％速い、方法。
【請求項８】
請求項１に記載の方法において、
前記蒸発器コイル入口における前記冷媒ベーパ及び液体の混合体の質量流量は、前記第二の蒸発器入口に近接して配置された第二の膨張装置（１８）を有する第二の冷凍システム内にて蒸発器への冷媒流体の供給分の質量流量よりも少なくとも５％多く、
前記第二の蒸発器コイルは、前記蒸発器コイルと同一の寸法、貫流して循環する前記媒質の流量、及び同一の冷却負荷を有する、方法。
【請求項９】
請求項１に記載の方法において、前記冷媒ベーパ及び液体の混合体は、少なくとも１２１．９２ｍ（４００フィート）／分の線速度にて蒸発器コイル入口に供給される、方法。
【請求項１０】
請求項１に記載の方法において、
前記膨張装置（１８）は、膨張弁（４２）と、膨張チャンバ（４０）とを有する多機能弁であり、液体冷媒は、前記膨張装置（１８）に供給され且つ前記膨張チャンバ内にて２段階シリーズの膨張を受けて冷媒ベーパ及び液体の前記混合体を発生させる、方法。
【請求項１１】
請求項１０に記載の方法において、
前記コンプレッサが作動しているとき、前記冷凍サイクルの各々の部分の間、前記蒸発器コイルの前記出口にて前記混合体中に幾分かの液体が存在する、方法。
【請求項１２】
請求項１に記載の方法において、
コンプレッサ及び凝縮器は、前記蒸発器（１６）から遠方にあり、
前記膨張装置（１８）は、前記蒸発器（１６）よりも前記凝縮器により近接しており、
前記凝縮器と蒸発器（１６）との間の冷媒回路の実質的な部分にて前記冷媒ベーパ及び液体の混合体の流量を制御し、冷媒ベーパ及び液体の混合体が、第二の蒸発器の第二の蒸発器入口に近接して配置された第二の膨張装置（１８）を有する第二の冷凍システム内にて第二の凝縮器と第二の蒸発器との間の第二の冷凍回路の実質的な部分内にて冷媒供給分の線速度よりも少なくとも２０％速い線速度を有するようにするステップを更に備え、
前記第二の蒸発器は、前記蒸発器と同一の冷却負荷及び蒸発温度状態を有するようにした、方法。
【請求項１３】
請求項１２に記載の方法において、
前記膨張装置（１８）は、蒸発器供給管（２８）を介して前記蒸発器への入口と流れ連通状態にあり、前記蒸発器の供給管の長さの実質的な部分における前記冷媒ベーパ及び液体の混合体の線速度は少なくとも１２１．９２ｍ（４００フィート）／分である、方法。
【請求項１４】
ベーパ圧縮冷凍システム（１０）において、
入口及び出口を有し、冷媒ベーパの圧力及び温度を増大させるコンプレッサ（１２）と、
前記コンプレッサの出口と流れ連通状態にある入口を有し又は前記コンプレッサから受け取った加圧した冷媒ベーパを液化する凝縮器（１４）と、
第一の入口を有する膨張装置（１８）であって、該第一の入口は、前記冷凍システムの冷却作動モード間、前記凝縮器の出口と流れ連通状態にあり、前記凝縮器から液体冷媒を受け取ると共に、該液体冷媒を膨張させて少量のベーパ部分を含む液体状態又は実質的に液体状態の膨張冷媒とさせ、前記膨張装置（１８）の前記第一の入口は前記凝縮器の前記出口と近接している前記膨張装置（１８）と、
入口及び出口を有する蒸発コイルを備える蒸発器（１６）であって、前記蒸発コイルは前記コイルの実質的に全長に沿って媒質と熱交換関係にある前記蒸発器（１６）と、
前記膨張装置（１８）を前記蒸発コイル入口と流れ連通させる蒸発器供給管（２８）と、
前記蒸発コイル出口を前記コンプレッサ入口と流れ連通させる吸引管（３０）とを備え、
前記蒸発器の供給管（２８）は、前記ベーパ圧縮冷凍システムの冷却作動モードの間、冷媒が前記膨張装置（１８）から蒸発器コイルの入口へ移動する間に、前記液体状態の冷媒の相当な部分を液体及び蒸気の混合体へ変換し得る寸法とされ、
前記蒸発コイルは、前記冷媒液体及びベーパの混合体に対し前記コイルの実質的に全長に沿って効率的な熱伝導を提供するのに十分な線速度を提供する寸法とされる、ベーパ圧縮冷凍システム。
【請求項１５】
請求項１４に記載のベーパ圧縮冷凍システムにおいて、
前記膨張装置（１８）は、サーモスタット式膨張弁と、自動膨張弁と又は毛管とを備える、ベーパ圧縮冷凍システム。
【請求項１６】
請求項１４に記載のベーパ圧縮冷凍システムにおいて、
前記膨張装置（１８）は、入口及び出口を有するサーモスタット式膨張弁を更に備え、
前記サーモスタット式膨張弁の出口は、膨張チャンバを含む多機能弁への入口と直列的に流れ連通状態にあり、これにより、前記膨張装置（１８）に供給された液体冷媒は２段階の膨張を受ける、ベーパ圧縮冷凍システム。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
[関連出願の相互参照]
本出願は、１９９９年１月１２日付けで出願された、当該出願人による同時出願係属中の特許出願第０９／２２８，６９６号の一部継続出願である。
【発明の分野】
【０００２】
本発明は、全体として、ベーパ圧縮装置、より具体的には、ベーパ圧縮冷凍、冷凍機及び空気調和装置に関する。この点に関して、本発明の１つの重要な面は、商業的な中程度及び低温冷凍／冷凍機の用途にて使用するのに好都合に適したベーパ圧縮冷凍装置の効率の改良に関する。
【背景技術】
【０００３】
ベーパ圧縮冷凍装置は、典型的に、熱交換機能を成功裏に実現するため色々な相又は状況を通じて供給される流体冷凍媒質を採用する。これらの装置は、全体として、冷媒をベーパ状態（典型的に、過熱されたベーパの形態にある）にて受け取るコンプレッサを採用し、このコンプレッサは、そのベーパをより高温度に圧縮し、その後、そのベーパは凝縮器に供給され、この凝縮器内にて、冷却媒質は流入する高圧のベーパと間接的に接触し、冷媒から潜熱を除去し、その凝縮圧力に相応するその沸点以下の液体冷媒を排出する。次に、この冷媒液体は、例えば、膨張弁又は毛管のような、膨張装置に供給される。この膨張装置は、冷媒の圧力及び温度の制御された還元を行い、また、所期の冷却効果を提供するのに必要とされる量に等しい量にて液体を蒸発器内に計測量供給する働きもする。例えば、米国特許第４，８８８，９５７号のような従来の技術にて提案されたように、液体冷媒の僅かな部分のベーパ内へのフラッシングが行われるが、かかる場合、弁からの排出分は、少量のベーパ分を有する低温度の液体冷媒の形態をしている。この低温度の液体冷媒は、蒸発器内にて冷却すべき雰囲気から伝達された熱によって蒸発される。次に、コンプレッサから排出された冷媒のベーパは、上述したように連続的な循環のためコンプレッサに戻される。
【０００４】
高効率の作動のためには、蒸発器内の冷却コイルを可能な限り多く効率的に利用することが望まれる。かかる高効率の作動は、可能な限り多くの冷却コイルと共に、蒸発潜熱を最大限利用することを伴う。
【０００５】
しかし、典型的な従来技術の装置、特に、商業的な冷凍／冷凍機装置にて採用されている装置は、一般に、比較的長い冷却管を介して膨張装置（例えば、サーモスタット式膨張弁）と連通し、更に、膨張装置を蒸発器と近接して配置する凝縮器を利用する。その結果、冷媒は、僅かなベーパ分のみを含む液体の形態又は実質的に液体の形態にて蒸発器に供給される。この冷媒の供給及び性質的にそれに伴う低流量は、特に冷却コイルの最初の部分に沿った冷却効果が比較的低く、その結果、かかる位置にて霜又は氷が蓄積し、このことは、その熱伝達効率を更に低下させることになる。開放冷凍型ディスプレイキャビネットのような、商業的な装置において、霜の蓄積は、エアカーテンが弱くなり、その結果、ケースにおける負荷が増大するという程度まで空気流の量を減少させる可能性がある。更に、蒸発器の冷却コイル上に霜又は氷が蓄積することは、頻繁に霜取りを行うことを必要とし、これにより、冷凍／冷凍機のキャビネット内に保持された製品の保存寿命を短くし、電力の消費量及び運転コストを増すことになる。
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００６】
本発明は、蒸発器への入口には、冷媒液体及びベーパの混合体が供給され、その入口に（及び冷媒経路の全体に亙って）おける混合体内のベーパの量、及び混合体の流量は、蒸発器内の冷却コイルの実質的に全長に沿って改良された熱伝達を実現し且つ維持し得るように協働する、ベーパ圧縮冷凍装置を提供することにより、従来のベーパ圧縮冷凍装置の上述した問題点及び不利益な点を解決するものである。
【課題を解決するための手段】
【０００７】
このため、本発明の１つの目的は、蒸発器内にて冷却コイルの実質的に全長に沿って改良された熱伝達効率を有する、ベーパ圧縮冷凍方法及びその装置を提供することである。
【０００８】
本発明の別の目的は、冷却コイルの表面、特に、蒸発器の入口に最も近い冷却コイルの表面における氷又は霜の蓄積が実質的に減少して、これにより、その霜取りの必要性を実質的に最小にする、ベーパ圧縮冷凍方法及びその装置を提供することである。
【０００９】
本発明の別の目的は、冷凍ケース及び該ケースと関係した冷凍機内に保持された製品の表面における水分又は霜の蓄積が、実際には解消されなくても、実質的に減少するようにするベーパ圧縮冷凍方法及びその装置を提供することである。
【００１０】
本発明の別の目的は、その冷却コイルの全長に沿って改良された温度の均一さを特徴とするベーパ圧縮冷凍方法及びその装置を提供することである。
本発明の別の目的は、電力の消費量及び運転コストが軽減されることを特徴とするベーパ圧縮冷凍方法及びその装置を提供することである。
【００１１】
本発明の別の目的は、改良された熱伝達効率を有し且つ冷媒の必要充填量が軽減され、多くの用途において、例えば、冷媒回路中のレシーバのような、従来の構成要素を不要にすることを可能にする、ベーパ圧縮冷凍方法及びその装置を提供することである。
【００１２】
本発明の別の目的は、冷却コイルと該冷却コイルと熱交換関係にて循環する空気との間の温度差が最小とされ、該空気中の水分の抽出量が実質的に減少し、また、冷凍ケース内の及び該冷凍ケースと関係した冷凍機構成要素内の水分量をより均一に保つ、ベーパ圧縮冷凍方法及びその装置を提供することである。
【００１３】
本発明の別の目的は、コンプレッサ、膨張装置及び凝縮器を冷凍装置又は該冷凍装置と関係した冷凍機の構成要素から遠方の位置に配置し、これにより、顧客の通行等を妨害することなく、これら構成要素のサービスを行い易くする商業的な冷凍装置を提供することである。
【００１４】
本発明の別の目的は、コンプレッサ、膨張装置及び凝縮器が、その関係した制御装置と共に、冷凍回路内に容易に組み込むことのできるコンパクトなハウジング内で１つの群としてまとめられる、ベーパ圧縮冷凍装置を提供することである。
【００１５】
本発明の上記及びその他の目的は、相応する部品を同様の参照番号で表示する添付図面及びチャートの以下の詳細な説明から当業者に明らかになるであろう。
【図面の簡単な説明】
【００１６】
【図１】本発明の１つの実施の形態によるベーパ圧縮装置の概略図である。
【図２】本発明の１つの実施の形態による多機能弁又は装置の正面側部の部分断面図とした側面図である。
【図３】図２に図示した多機能弁又は装置の第二の側部の部分断面図とした側面図である。
【図４】図２及び図３に図示した多機能弁又は装置の部分断面図とした分解図である。
【図５】蒸発器への入口における供給冷媒の圧力及び温度を示し、更に、供給空気の温度及び戻り空気の温度対本発明を具体化する中程度温度ベーパ圧縮冷凍装置の２つの作動サイクルの時間を示すデータプロットである。
【図６】蒸発器への入口における供給冷媒の体積流量対図５に図示した２つの同一の作動サイクルの時間を示すデータプロットである。
【図７】蒸発器への入口における供給冷媒の密度対図５に図示した同一の２つの作動サイクルの時間を示すデータプロットである。
【図８】蒸発器への入口における供給冷媒の体積流量対図５に図示した同一の２つの作動サイクルの時間を示すデータプロットである。
【図９】蒸発器への入口における冷媒の圧力及び温度を示し、更に、供給空気の温度及び戻り空気の温度対従来の中程度温度ベーパ圧縮冷凍装置の２つの作動サイクルの時間を示すデータプロットである。
【図１０】蒸発器への入口における供給冷媒の体積流量対図９に図示した同一の２つの作動サイクルの時間を示すデータプロットである。
【図１１】蒸発器への入口における供給冷媒の密度対図９に図示した同一の２つの作動サイクルの時間を示すデータプロットである。
【図１２】蒸発器への入口における冷媒の容積流量対図９に図示した同一の２つの作動サイクルの時間を示すデータプロットである。
【図１３】蒸発器の冷却コイルに沿った色々な位置における冷媒の圧力及び温度を示し、更に、供給空気の温度及び戻り空気の温度対本発明を具体化する低温度ベーパ圧縮冷凍装置の２つの作動サイクルの時間を示すデータプロットである。
【図１４】蒸発器内の冷却コイルに沿った冷媒の圧力及び温度を示し、更に、供給空気の温度及び戻り空気の温度対本発明を具体化する低温度ベーパ圧縮冷凍装置の１つの作動サイクルの時間を示すデータプロットである。
【図１５】蒸発器の冷却コイルに沿った色々な位置における冷媒の圧力及び温度を示し、更に、供給空気の温度及び戻り空気の温度対従来の低温度ベーパ圧縮冷凍装置の２つの作動サイクルの時間を示すデータプロットである。
【図１６】蒸発器の冷却コイルに沿った色々な位置における冷媒の圧力及び温度を示し、更に、供給空気の温度及び戻り空気の温度対従来の低温度ベーパ圧縮冷凍装置の１つの作動サイクルの時間を示すデータプロットである。
【図１７】蒸発器内の冷却コイルの入口、中央及び出口における冷媒の圧力及び温度を示し、更に、供給空気の温度及び戻り空気の温度対本発明の更なる実施の形態による低温度ベーパ圧縮冷凍装置の２つの作動サイクルの時間を示すデータプロットである。
【図１８】図１７に図示したものと同一の２つの作動サイクル中の蒸発器の入口における供給冷媒の温度及び圧力を示すデータプロットである。
【図１９】図１７に図示した蒸発器の冷却コイルの中央における冷媒の圧力及び温度を示すデータプロットである。
【図２０】図１７に図示したものと同一の２つの作動サイクル中の蒸発器内の冷却コイルの出口における冷媒の圧力及び温度を示すデータプロットである。
【図２１】本発明の更なる実施の形態による多機能弁又は装置における弁体の部分断面図とした平面図である。
【図２２】図２１に図示した多機能弁の弁体の側面図である。
【図２３】図２１及び図２２に図示した多機能弁又は装置の部分断面図とした分解図である。
【発明を実施するための形態】
【００１７】
本発明の実施の形態に従って配置されたベーパ圧縮装置１０は、図１に図示されている。冷凍装置１０は、コンプレッサ１２と、凝縮器１４と、蒸発器１６と、多機能弁又は装置１８とを備えている。しかし、この点に関して、図１に図示した多機能弁又は装置１８は膨張装置の１つの好ましい形態として詳細に説明するが、本発明に従ってその他の膨張装置も使用可能であり、これらは本発明の範囲に包含されるものであることを理解すべきである。これらは、例えば、サーモスタット式膨張弁、毛管、自動膨張弁、電子的膨張弁、及び液体冷媒の圧力及び／又は温度を降下させ且つ又は制御するその他の装置を含む。
【００１８】
図１に図示するように、コンプレッサ１２は、排出管２０により凝縮器１４に接続されている。多機能弁又は装置１８は、多機能弁１８の第一の入口２４に接続された液体供給管２２により凝縮器１４に接続されている。更に、多機能弁１８は第二の入口２６にて排出管２０に接続されている。蒸発器の供給管２８は多機能弁又は装置１８を蒸発器１６に接続し、吸引管３０は蒸発器１６の出口をコンプレッサ１２の入口に接続する。温度センサ３２が吸引管３０に取り付けられ且つ制御管３３を通じて多機能弁１８に作用可能に接続されている。本発明の１つの重要な局面によれば、コンプレッサ１２、凝縮器１４、多機能弁又は装置１８（又はその他の適当な膨張装置）及び温度センサ３２は、蒸発器１６が配置される冷凍ケース３６から遠方に配置することができる制御装置３４内に配置されている。
【００１９】
本発明のベーパ圧縮冷凍装置は、例えば、ジクロロフルオロメタンであるＲ−１２、モノクロロフルオロメタンであるＲ−２２、Ｒ−１２、Ｒ−１５２ａから成る共沸冷媒であるＲ−５００、Ｒ−２３及びＲ−１３から成る共沸冷媒であるＲ−５０３、Ｒ−２２及びＲ−１１５から成る共沸冷媒であるＲ−５０２のようなクロロフルオロカーボンのごとき冷媒を含む、商業的に入手可能な任意の熱伝達媒体を基本的に利用することができる。その他の一例としての冷媒は、非限定的に、Ｒ−１３、Ｒ−１１３、１４１ｂ、１２３ａ、１２３、Ｒ−１１４、Ｒ−１１を含む。更に、本発明は、例えば、１４１ｂ、１２３ａ、１２３、１２４のようなヒドロフルオロカーボンのごとき及びＲ１３４ａ、１３４、１５２、１４３ａ、１２５、３２、２３のようなヒドロフルオロカーボン、共沸ＨＦＣｓ  ＡＺ−２０、ＡＺ−５０（一般にＲ−５０７として既知）のようなその他の型式の冷媒と共に使用することもできる。ＭＰ−３９、ＨＰ−８０、ＦＣ−１４、Ｒ−７１７、ＨＰ６２（一般に、Ｒ−４０４ａとして既知）のような混合冷媒は追加的な冷媒である。従って、本発明にて利用される特定の冷媒又は冷媒の組み合わせ体は本発明の作用にとって重要であるとは思われず、それは、本発明は、同一の冷媒を利用する従来から既知の任意のベーパ圧縮冷凍装置により実現可能である実質的に全ての冷媒と共により優れた装置の効率にて作動すると考えられるからであることを理解すべきである。
【００２０】
作動時、コンプレッサ１２は、冷媒の流体（蒸発器１６からのベーパ排出分）を比較的高い圧力及び温度まで圧縮する。この冷媒がコンプレッサ１２により圧縮される温度及び圧力は、冷媒装置１０の特定の寸法及び冷却負荷条件に依存する。コンプレッサ１２は、高圧のベーパを排出管２０内に且つ凝縮器１４内に圧送する。以下により詳細に説明するように、冷却作動中、第二の入口２６は閉じられ、コンプレッサ１２の出力分の全体は凝縮器１４を通じて圧送される。
【００２１】
凝縮器１４内にて、空気及び水のような媒質は、凝縮器内でコイルを経て吹き飛ばされ、加圧された熱伝達流体を液体状態に変化させる。液体冷媒の温度は、凝縮過程中に予想される冷媒流体内の潜熱として採用される特定の冷媒に依存して、約１０Ｅだけ４．４４℃（４０°Ｆ）まで降下する。凝縮器１４はその液化した冷媒を液体供給管２２に排出する。図１に図示するように、液体供給管２２は直ちに、多機能弁又は装置１８内に排出する。液体供給管２２は比較的短いため、供給管２２により運ばれた液体は凝縮器１４から多機能弁又は装置１８に進むとき温度又は圧力を実質的に上昇又は降下させることはない。
【００２２】
冷凍装置１０を短い液体供給管を有するような形態とすることにより、冷凍装置１０は、低温度及び高圧にて相当な量の液体冷媒を多機能弁又は装置１８に供給し、多機能弁又は装置１８に入る前に、液体の加熱が最小であり、また液体圧力の損失により、液体冷媒の熱吸収能力は殆ど失われない。
【００２３】
凝縮器１４により排出された熱伝達流体は、第一の入口２４にて多機能弁又は装置１８内に入り且つ温度センサ３２における吸引管３０の温度により決定される率にて体積膨張する。多機能弁又は装置１８は、蒸発器の供給管２８内へ冷媒液体及びベーパの混合体として熱伝達流体を排出する。温度センサ３２は制御線３３を通じて温度情報を多機能弁１８に伝達する。冷凍装置１０は、腐敗し易い食品が貯蔵される冷却ケースのような包囲体の温度を制御する多岐に亙る用途にて使用可能であることは当業者に理解されよう。
【００２４】
当業者は、凝縮器に対して近接して冷媒流体を体積的に膨張させ得るよう弁を位置決めすること、及び膨張装置１８と蒸発器１６との間の蒸発器供給管２８の相対的な長い長さは、従来技術の装置と大幅に相違することが更に認識されよう。例えば、典型的な従来技術の装置において、膨張装置は蒸発器の入口に直ぐ隣接する位置に配置され、温度感知装置が使用されるならば、該温度感知装置は、典型的に、蒸発器の出口に近接する位置に取り付けられる。上述したように、かかる装置は、効率が不良であるという欠点があり、それは、蒸発器には通常、液体形態の冷媒又は極く少量のベーパ部分の実質的に液体の形態にて供給され、このことは、関係する性質的な低流量と相俟って、特に、冷却コイルの開始部分にて比較的非効率的な冷却効果を生じさせる。
【００２５】
従来の技術と相違して、本発明のベーパ圧縮冷凍装置は、その直径及び長さのため、液体が膨張装置（例えば、多機能弁又は装置１８）から蒸発器まで移動する間、液体が液体及びベーパの混合体に変換することを容易にする。その結果、その相当な量の液体成分はベーパに変換され、蒸発器１６の入口への冷媒の供給分は実質的にベーパ含有分を有し、従って、高流量であり、その結果、冷却コイルの実質的に全長に沿って実質的に改良された熱伝達状態を提供する。この改良された熱伝達効率は、その他の利点及び有利な点により実現することもできる。例えば、冷却コイルの表面、特に、蒸発器の入口に最も近い冷却コイルの表面における氷又は霜の蓄積は、実質的に減少し、これにより、霜取りの必要性が実質的に最小となる。更に、冷却コイルと該冷却コイルと熱交換関係で循環する空気との間の温度差は最小となり、これにより、冷凍ケース及び該ケースと関係した冷凍機室内の湿度レベルをより均一にし且つこれら冷凍ケース及び冷凍機内に保持された製品の表面における水分又は霜の蓄積を実質的に解消する。更に、本発明の装置は、電力消費量及び運転コストが削減され、それは、コンプレッサが作動する間の作動サイクルの部分は、同一の負荷の下で作動する従来の冷凍／冷凍機装置の場合よりも実質的に少ないからである。
【００２６】
図２を参照すると、熱伝達流体（高圧の冷媒ベーパ）は、最初に、入口２４に入り且つ第一の通路３８を横断して共通のチャンバ４０に入る。膨張弁４２は第一の入口２４付近にて第一の通路３８に隣接する位置に配置される。膨張弁４２は上方弁ハウジング４４内に収容されたダイヤフラム（図示せず）により第一の通路３８を通じて熱伝達流体の流れを計測量供給する。図示した実施の形態において、冷媒供給分は二段階の一連の膨張を行い、例えば、膨張弁４２がサーモスタット式膨張弁であるとき、膨張弁４２内で調節された膨張である第一の膨張が行われ、共通のチャンバ４０内で連続的又は非調節膨張である第二の膨張が行われる。
【００２７】
制御線３３は、上方弁ハウジング４４の上に配置された入力６２に接続されている。制御線３３を通じて伝達された信号は上方弁ハウジング４４内のダイヤフラムを作動させる。該ダイヤフラムは、弁アセンブリ５４（図４に図示）を作動させ第一の入口２４から膨張チャンバ（図４に図示）に入る熱伝達流体の量を制御する。仕切弁４６は、共通のチャンバ４０付近で第一の通路４８内に配置されている。本発明の１つの好ましい実施の形態において、仕切弁４６は、電気信号に応答して第一の通路３８を通る熱伝達流体の流れを停止させることのできるソレノイド弁である。
【００２８】
図３に図示するように、多機能弁又は装置１８の第二の通路４８は第二の入口２６を共通のチャンバ４０に接続する。冷媒流体は共通チャンバ４０に入るときに体積膨張する。仕切弁５０は共通チャンバ４０付近にて第二の通路４８内に配置されている。本発明の１つの好ましい実施の形態において、仕切弁５０は、電気信号を受け取ったとき、第二の通路４８を通る熱伝達流体の流れを停止させることができるソレノイド弁である。共通チャンバ４０は、多機能弁又は装置１８から出口４１を介して熱伝達流体を排出する。
【００２９】
図４に図示するように、多機能弁１８は、第一の入口２２に隣接する膨張チャンバ５２と、弁アセンブリ５４と、上方弁ハウジング４４とを備えている。弁アセンブリ５４は、上方弁ハウジング４４内に保持されたダイヤフラム（図示せず）により作動される。第一の管５６及び第二の管５７は膨張チャンバ４０と弁体６０との中間に配置されている。仕切弁４６、５０は弁体６０に取り付けられている。
【００３０】
本発明の別の局面によれば、冷凍装置１０は、仕切弁４６を閉じ且つ仕切弁５０を開くことにより霜取りモードにて作動可能である。霜取りモードにおいて、高温度の熱伝達流体は第二の入口２６に入り且つ第二の通路４８を横断して、共通チャンバ４０に入る。高温のベーパは出口４１から排出され且つ蒸発器の供給管２８を横断し、該供給管は蒸発器１６の冷却コイルの入口内に直接、排出される。
【００３１】
霜取りサイクル中、装置内に取り込まれた全ての油ポケットは加熱され且つ熱伝達流体と同一の流れ方向に運ばれる。高温のガスを装置を通じて前方向に付勢することにより、取り込まれた油は、最終的に、コンプレッサに戻される。高温のガスは装置を通って比較的高速度で流れ、ガスが冷却する時間を少なくし、これにより、霜取り効率を向上させる。本発明の前方流れ霜取り方法は、逆流れ霜取り方法に対して多数の利点を提供する。
【００３２】
例えば、逆流れ霜取り装置は、蒸発器の入口付近に小径の遮断弁を採用する。該遮断弁は、逆方向への高温のガスの流れを制限し、その速度を遅くし、従って、その霜取り効率を低下させる。更に、本発明の前方流れ霜取り方法は、霜取り作業中、装置内での圧力の蓄積を防止する。更に、逆流れ方法は装置内に取り込まれた油を膨張弁内に押し出しがちである。膨張弁内の余剰な油は弁の作動を制限する固着作用を生じさせる可能性がある点で望ましくない。また、前方霜取りの場合、液体供給管の圧力は、霜取り回路に加えて作動する任意の追加的な冷媒回路内で低下しない。
【００３３】
本発明の前方流れ霜取り能力は、また改良された霜取り効率の結果として、多数の運転上の利点をもたらす。例えば、取り込まれた油をコンプレッサ内に付勢して戻すことにより、液体の滞流が防止され、このことは、装置の有効寿命を延ばす効果がある。更に、装置の霜取りに要する時間が短いため、運転コストが削減される。高温のガスの流れは迅速に停止させることができるため、装置は通常の冷却作業に迅速に戻ることができる。蒸発器１６から霜を除去したとき、温度センサ３２は、温度上昇及び吸引管３０内の熱伝達流体を検出する。温度が上昇し所定の設定温度に達すると、多機能弁１８内の仕切弁５０が閉じられ、装置は冷凍サイクルを再開する準備が整う。
【００３４】
この技術分野の当業者は、本発明の冷却装置が多岐に亙る適用例に対処し得るようにするため多数の改変を為すことが可能であることが理解されよう。例えば、食品小売店で作動する冷凍装置は、典型的に、共通のコンプレッサ装置により作動させることができる多数の冷凍ケースを含んでいる。また、大きい熱負荷の冷却を必要とする適用例において、冷凍装置の冷却能力を増すため多数のコンプレッサを使用することができる。かかる装置の例は、その代替的な装置に関する、その開示内容を参考として引用し本明細書に含めた上述した同時出願係属中の特許出願第０９／２２８，６９６号に図示され且つ記載されている。
【００３５】
以下の例は、従来の冷却装置と比較して本発明のベーパ圧縮冷凍装置の性能及び有利な点を示す目的にて掲げたものである。
【実施例１】
【００３６】
１．５２ｍ（５フィート）タイラーチェストフリーザー（Ｔｙｌｅｒ  Ｃｈｅｓｔ  Ｆｒｅｅｚｅｒ）の冷凍回路には、本明細書に記載した型式の多機能装置と、冷凍回路内の弁と、冷凍回路が従来の冷凍装置として作動し、ＸＤＸ冷凍装置が本発明に従って配置されるようにバイパス管に配管した標準的な膨張弁とを設けた。上述した冷凍回路には、管の外径が約０．９５３ｃｍ（０．３７５インチ）及び管の有効長さが約３．０４８ｍ（１０フィート）の蒸発器供給管を設けた。冷凍回路はコープランド（Ｃｏｐｅｌａｎｄ）密閉的コンプレッサで作動させた。ＸＤＸモードにおいて、コンプレッサから約４５．７２ｃｍ（１８インチ）の位置にて感知バルブを吸引管に取り付ける一方、従来のモードのとき、感知バルブは蒸発器の出口付近に取り付けた。回路には、デュポンカンパニー（Ｄｕ
Ｐｏｎｔ  Ｃｏｍｐａｎｙ）から入手可能なＲ−１２冷媒を約７９２ｇ（２８オンス）を充填した。冷凍回路には、また、前方流れ霜取りのためコンプレッサの排出管から蒸発器の供給管まで伸びるバイパス管を設けた（図１参照）。全ての冷凍した周囲空気温度の測定は、床の上から約１０ｃｍ（４インチ）にて冷凍ケースの中央部に設けた温度センサにてＡＣＰＳデータロガー（ＡＣＰＳ  Ｄａｔａ  Ｌｏｇｇｅｒ）＠（モデルＤＬ３００）を使用して行った。
【００３７】
ＸＤＸ装置−中程度温度の運転
蒸発器の通常の作動温度は−６．７℃（２０°Ｆ）とし、凝縮器の通常の作動温度は４８．９℃（１２０ＢＦ）とした。蒸発器は、約２１ｇｃａｌ／秒（３０００ｂｔｕ／時）の冷却負荷を取り扱うものとした。多機能弁又は装置は、約−６．７℃（２０°Ｆ）の温度にて冷媒液体／ベーパの混合体を蒸発器供給管内に計測量を供給した。感知バルブは吸引管から流れるベーパを過熱する約−３．９℃（２５ＢＦ）を維持するように設定した。コンプレッサは、約６７０ｍ／分（２１９９フィート／分）の加圧した冷媒を約４８．９℃（１２０°Ｆ）の凝縮温度及び約１７２ｌｂｓ／インチ５の圧力にて排出管内に排出した。
【００３８】
ＸＤＸ装置−低温度の運転
蒸発器の通常の作動温度は−２０．５℃（−５°Ｆ）とし、凝縮器の通常の作動温度は４６．１℃（１１５ＢＦ）とした。蒸発器は約２１ｇｃａｌ／秒（３０００Ｂｔｕ／時）の冷却負荷を取り扱うものとした。多機能弁又は、装置は約−２０．５℃（−５°Ｆ）の温度の冷媒を蒸発器供給管内に計測量を供給した。感知バルブは吸引管内に流れる蒸気を過熱する約１１．１℃（２０°Ｆ）を維持するように設定した。コンプレッサは加圧された冷媒ベーパを約４６．１℃（１１５ＢＦ）の凝縮温度にて排出管内に排出した。ＸＤＸ装置は、タイラーチェストフリーザーのファンを霜取り後、５分間遅らせて、蒸発器コイルから熱を除去し且つコイルからの水の排出を許容する点を除いて、中程度温度の運転の場合と同一の低温の運転状態で実質的に作動させた。
【００３９】
ＸＤＸ冷却装置は、中程度温度の運転状態で約２４時間の期間、作動させ且つ低温度の運転状態で約１８時間、作動させた。タイラーチェストフリーザー内の周囲空気の温度は、２３時間の試験時間の間、約３分毎に測定した。試験期間中、空気温度を連続的に測定する一方、冷凍装置は冷凍モード及び霜取りモードの双方にて作動させた。霜取りサイクル中、感知バルブの温度が約１０℃（５０°Ｆ）に達する迄、冷凍コイルは霜取りモードにて作動させた。温度測定の統計値は、以下の表Ａに掲げてある。
【００４０】
従来の装置−電気による中程度温度の運転
上述したタイラーチェストフリーザーには、逆流れ霜取りのためコンプレッサの排出管と吸引管との間を伸びるバイパス管を設けた。該バイパス管には、管内の高温度冷媒の流れを仕切り得るようにソレノイド弁を設けた。コイルを加熱し得るよう電動霜取り要素を励起させた。標準的な圧縮弁を蒸発器の入口に極く近接して取り付け、温度感知バルブを蒸発器の出口に極く近接して吸引管に取り付けた。感知バルブは、吸引管内を流れるベーパを過熱する約３．３℃（６°Ｆ）を維持し得るよう設定した。作動前、装置は、約１．３６ｋｇ（４８オンス）のＲ−１２冷媒を充填した。
【００４１】
従来の冷凍装置は、中程度温度の運転状態で約２４時間の期間、作動させた。タイラーチェストフリーザー内の周囲空気の温度は、２４時間の試験時間中、約３分毎に測定した。空気の温度を試験期間中、連続的に測定する一方、冷凍装置は、冷凍モード及び電気霜取りモードの双方にて作動させた。霜取りサイクル中、冷凍回路は、感知バルブの温度が約１０℃（５０°Ｆ）に達する迄、霜取りモードにて作動させた。温度測定の統計値は以下の表Ａに掲げてある。
【００４２】
従来の装置−空気霜取りによる中程度温度の運転
上述したタイラーチェストフリーザーには、膨張弁に対し適正な液体供給分を提供すべくレシーバを設け、液体供給管の乾燥機を更なる冷却リザーバ分を許容し得るように取り付けた。膨張弁及び感知弁は、上述した電気霜取り装置におけると同一の位置に配置した。感知バルブは、吸引管内を流れるベーパを過熱する約４．４℃（８°Ｆ）を維持し得るように設定した。作動前、装置は、０．９６６ｋｇ（３４オンス）のＲ−１２冷媒を装填した。
【００４３】
従来の冷凍装置は、中程度温度の運転状態で約２４．２時間、作動させた。タイラーチェストフリーザー内の周囲空気の温度を２４．２時間の試験時間中、約１分毎に測定した。空気の温度を試験期間中、連続的に測定する一方、冷凍装置を冷凍モード及び空気霜取りモードの双方にて作動させた。従来の方法に従い、各々が約３６乃至４０分間、続行するように４つの霜取りサイクルをプログラム化した。温度測定データは以下の表Ａに掲げてある。
【００４４】
表Ａ
冷凍温度（ＢＦ／ＢＣ）
平均値              標準    偏差      変化      範囲
ＸＤＸ1
中程度温度  ３８．７／３．７            ０．８    ０．７    ７．１
ＸＤＸ1
低温度      ４．７／−１５．２          ０．８    ０．６    ７．１
従来2
中程度
電気霜取り  ３９．７／４．３            ４．１    １６．９    ２２．９
従来2
中程度
空気霜取り  ３９．６／４．２            ４．５    ２０．４    ２６．０
１）２３時間の試験期間中１回の霜取りサイクル
２）２４時間の試験期間中３回の霜取りサイクル
上述したように、本発明に従って配置したＸＤＸ冷凍装置は、従来の装置の場合よりも小さい温度変化にてチェストフリーザー内に所望の温度を維持する。中程度温度データに対する温度測定値の標準偏差、変化及び範囲は、ＸＤＸの場合、従来の装置よりも実質的に小さい。従って、ＸＤＸに対する低温度データは、ＸＤＸの中程度温度データと有利に比較可能であることを示す。
【００４５】
霜取りサイクル中、チェストフリーザー内の温度上昇を監視し、フリーザー内の最高温度を決定した。この温度は、フリーザー内の貯蔵した食品製品の劣化を防止するため可能な限り作動冷凍温度に近くなければならない。ＸＤＸ装置及び従来の装置に対する最高霜取り温度は、表Ｂ及び表Ｃに掲げてある。
【００４６】
表Ｂ
最高霜取り温度（°Ｆ／°Ｃ）
ＸＤＸ中程度温度      従来の電気霜取り        従来の空気霜取り
４４．４／６．９      ５５．０／１２．８      ５８．４／１４．７
【実施例２】
【００４７】
電気霜取り回路を備えるタイラーチェストフリーザーにおいて、蒸発器の霜取りを行うため、電気霜取り回路を使用して低温度の作動試験を行った。ＸＤＸ装置及び電気霜取り装置が霜取りを完了し且つ−１４．４℃（５°Ｆ）の設定作動温度に達するのに必要な時間は、以下の表Ｃに掲げてある。
【００４８】
表Ｃ
−１５℃（５°Ｆ）の冷凍温度に戻るのに必要な時間
ＸＤＸ        電気霜取りによる従来の装置
霜取り時間（分）    １０          ３６
回復時間（分）      ２４          １４４
上述したように、多機能弁を通じて前方流れ霜取りを利用するＸＤＸ装置は、蒸発器から完全に霜取るのに必要な時間が短く、また、冷凍温度に戻る温度も実質的に短い。
【実施例３】
【００４９】
この実施例は、本発明（ＸＤＸ装置）のベーパ圧縮冷凍装置の性能を中程度温度範囲で作動する従来の装置の性能と比較する。
【００５０】
２．４３ｍ（８フィート）ＩＦＩ金属ケース（モデルＥＭ５Ｇ−８）の冷凍回路には、本明細書に記載したように多機能装置（スポアランＱ本体サーモスタット式膨張弁を含む）を設けた。同様のサーモスタット式膨張弁をバイパス管内に配管し冷凍回路がＸＤＸ冷凍装置又は従来の冷凍装置の何れかとして作動するようにした。
【００５１】
管の外径が１．２７ｃｍ（０．５インチ）及び全長（コンプレッサから蒸発器まで）が約１０．６７ｍ（３５フィート）の蒸発器供給管内にこの冷凍回路を含めた（ＸＤＸモードにて）。液体供給管（従来のモードにて）の管外径は０．９５ｃｍ（０．３７５インチ）及び全長は略等しくした。双方の作動モードは、外径２．２２ｃｍ（０．８７５インチ）の同一の凝縮器、蒸発器及吸引管を使用した。双方の作動モードにおいて、冷凍回路はビッツァー（Ｂｉｔｚｅｒ）モデル２ＣＬ−３．２Ｙで作動させた。
【００５２】
感知バルブをＸＤＸモードにてコンプレッサから約０．６１ｍ（２フィート）の位置にて吸引管に取り付け且つ図１に関して上述したように多機能装置に接続した。多機能装置のサーモスタット式膨張弁の構成要素は１１．１℃（２０°Ｆ）過熱状態に設定した。
【００５３】
従来のモードにおいて、サーモスタット式膨張弁は、蒸発器の入口に隣接する位置に配置し、センサは蒸発器の出口に隣接する位置に配置した。センサにより測定した過熱温度が、４．４℃（８°Ｆ）であるときに、弁が開くように設定した。
【００５４】
双方の作動モードにおいて、回路には同様の量のＡＺ−５０冷媒を充填し、肉ケース内の運転温度範囲は、０℃（３２°Ｆ）乃至２．２℃（３６°Ｆ）とした。スポンスラーカンパニー（Ｓｐｏｎｓｌｅｒ  Ｃｏｍｐａｎｙ）（サウスカロライナ州、ウェストミンスター）の流量計（モデルＩＴ−３００Ｎ）及び順応型ベーパ流量計（モデルＳＰ１−ＣＢ−ＰＨ７−Ａ−４Ｘ）並びにロジックビーチインコーポレーテッド（Ｌｏｇｉｃ  Ｂｅａｃｈ，Ｉｎｃ．）（カリフォルニア州、ラメサ）のハイパーロガーレコーダ（Ｈｙｐｅｒｌｏｇｇｅｒ  ｒｅｃｏｒｄｅｒ）（モデルＨＬＩ）にてデータの測定を行った。
【００５５】
図５乃至図８には、この実施例のＸＤＸ装置に対する２回の連続的な蓄熱作動サイクルの間、蒸発器の入口にて集めた冷媒データが示してある。図５において、冷凍圧力（ｐｓｉ）及び温度（°Ｆ）は、それぞれ参照番号１０１、１０２で示してある。相応する供給空気の温度（°Ｆ）及び戻り空気の温度（°Ｆ）は、それぞれ同様に参照番号１０３、１０４で示してある。体積流量（ｃｆｍ）は図６に、密度（ｌｂｓ／ｆｔ2）は図７に、容積流量（ｌｂｓ／分）は図８にそれぞれ図示され、これらは全て同一の２つの作動サイクルに対するものである。
【００５６】
従来の装置の連続的な２回の蓄熱サイクルにて蒸発器の入口に集められた相応する冷媒のデータは、図９乃至図１２に示してある。特に、図９は図５と同様であり、それぞれ参照番号１０５、１０６で入口圧力（ｐｓｉ）及び温度（°Ｆ）が示してあり、相応する供給空気の温度（°Ｆ）及び戻り空気の温度（°Ｆ）はそれぞれ参照番号１０７、１０８で示してある。図１０に図示したような体積流量（ｃｆｍ）、密度（ｌｂｓ／ｆｔ2）及び容積流量（ｌｂｓ／分）は同様に、従来の冷凍装置に対し図１１及び図１２に図示されている。
【００５７】
図５及び図９の比較から理解し得るように、ＸＤＸ装置内の供給空気と戻り空気との温度差は、従来の装置における供給空気と戻り空気との温度差よりも実質的に小さい。また、コンプレッサが圧送するときの各作動サイクルの部分は、従来の装置の場合よりもＸＤＸ装置のほうがより短い。
【００５８】
以下に掲げた表Ｄ及び表Ｅは、コンプレッサが作動しているとき各冷凍サイクルの部分の間の図６乃至図８（ＸＤＸ）及び図１０乃至図１２（従来）に示した冷媒の流量のデータの表である。これらのデータは、ベーパ測定計を使用して集めたものであり、この測定計は、冷媒供給分のベーパ／液体が蓄積するため、量的に正確ではなく、従って、算術的平均値は、実際のＣＦＭ又はｌｂｓ／分を反映するものと解釈すべきではない。しかし、これらの値は、これら表の直ぐ後の結論に記載した比較の為に信頼し得ると考えられる。
【００５９】
表Ｄ
中程度温度装置−ＸＤＸ−蒸発器の入口の冷媒流量
時間        体積        密度                  容積
（秒） （ｃｆｍ） （ｌｂｓ．／ｆｔ3） （ｌｂｓ．／分）
０        ４．２０    ０．９６              ４．０４
５        ３．６８    ０．９２              ３．３８
１０      １．８１    １．１６              ２．１０
１５      １．０９    １．３０              １．４１
２０      ２．５９    １．３９              ３．５９
２５      １．０７    １．４３              １．５２
３０      １．０７    １．４７              １．５６
３５      ２．１８    １．５１              ３．２９
４０      １．０３    １．５５              １．６０
４５      １．０１    １．６１              １．６１
５０      １．０３    １．６５              １．７０
５５      １．０１    １．６８              １．６９
６０      １．０３    １．６８              １．７３
６５      １．０７    １．６９              １．８０
７０      １．０５    １．６９              １．７７
７５      １．０３    １．６９              １．７４
８０      １．０３    １．７０              １．７５
８５      ２．２０    １．７０              ３．７５
９０      １．１９    １．７０              ２．０３
９５      １．０６    １．７１              １．８０
１００    １．１２    １．７１              １．９１
１０５    １．０４    １．７０              １．７６
１１０    １．０６    １．７０              １．８０
１１５    １．０８    １．６９              １．８２
１２０    ２．４２    １．６７              ４．０３
１２５    １．０６    １．６２              １．７１
１３０    １．０４    １．５５              １．６１
１３５    １．１０    １．４６              １．６０
１４０    １．０８    １．３９              １．４９
１４５ ０．９７ １．２９ １．２５
算数計算            １．４５    １．５４              ２．１０
平均
標準偏差            ０．８２    ０．２２              ０．８３
算術的平均値        １．４５    １．５３              ２．０９
中央値              １．０７    １．６４              １．７５
表Ｅ
中程度温度装置−従来−蒸発器の入口の冷媒流量
時間        体積        密度                  容積
（秒） （ｃｆｍ） （ｌｂｓ．／ｆｔ3） （ｌｂｓ．／分）
０        １．４６    １．４６              ２．１３
５        １．４４    １．５４              ２．２１
１        １．４０    １．４８              ２．０６
１５      １．４６    １．５６              ２．２８
２０      １．８９    １．６５              ３．１１
２５      １．４４    １．６９              ２．４３
３０      １．６６    １．６２              ２．７０
３５      １．７０    １．５６              ２．６６
４０      １．００    １．５１              １．５２
４５      １．０９    １．５０              １．６３
５０      １．０４    １．４９              １．５６
５５      １．５４    １．５１              ２．３３
６０      １．６４    １．５５              ２．５５
６５      １．２１    １．５７              １．９０
７０      １．１９    １．５９              １．８９
７５      １．１９    １．６０              １．９０
８０      １．１８    １．５９              １．８９
８５      １．０８    １．５７              １．６９
９０      １．０６    １．５４              １．６２
９５      ０．９７    １．４８              １．４４
１００    ０．８９    １．４５              １．２９
１０５    ０．８１    １．４３              １．１６
１１０    １．０６    １．４２              １．５０
１１５    ０．８５    １．４１              １．２０
１２０    ０．９５    １．４５              １．３８
１２５    １．０８    １．５１              １．６３
１３０    １．２８    １．５５              １．９９
１３５    １．２２    １．５７              １．９２
１４０    １．２６    １．５８              １．９９
１４５    １．２５    １．５７              １．９６
１５０    ２．０３    １．５２              ３．１０
１５５    １．１４    １．４６              １．６７
１６０    ０．９６    １．４２              １．３７
１６５    ０．８２    １．３２              １．０８
１７０ ０．４３ １．１９ ０．５１
算数計算            １．２３    １．５２              １．８８
平均
標準偏差            ０．３３    ０．０９              ０．５６
算術的平均値        １．２２    １．５１              １．８６
中央値              １．１９    １．５２              １．８９
これらデータは、所定の冷凍サイクルにおいて、本発明のＸＤＸ装置のコンプレッサは約１４５秒圧送する一方、従来の装置において、該装置は１７０秒（約１７．２％だけ長い）圧送することを示す。従って、所定の冷凍サイクル中におけるＸＤＸの所要電力は、同一の冷却負荷を取り扱う従来のベーパ圧縮冷凍装置に対する所要電力よりも大幅に少ない。
【００６０】
これに相応して、ＸＤＸ及び従来の装置に対する入口体積流量の比較から実証されるように、ＸＤＸの蒸発器の入口における体積流量は、約１８％及びＸＤＸの容積流量は、約１１％それぞれ従来の装置を上回る。更に、ＸＤＸ装置と比較して、従来の装置の体積、密度及び容積のデータがより均一であればある程（下方標準偏差計算により実証）は、従来の装置においては、ＸＤＸ装置よりも、冷媒供給分の補充がより均一であり且つ供給分に対する液体含有分がより高いことを示唆する。従って、これらデータは、ＸＤＸ装置において、蒸発器入口に対する冷媒の供給分は、同一の冷却負荷条件の下で作動し、同一の凝縮器、蒸発器及びコンプレッサの構成要素を備える従来のベーパ圧縮冷凍装置における蒸発器への入口冷媒供給量よりもベーパ対液体の比が大きいことを特徴とすることを確認する。
【００６１】
更に、実施例ＩＩＩにて蒸発器の出口にて集められたデータは、入口における体積流量及び容積流量と一致しており（すなわち、ＸＤＸ装置の体積流量及び容積流量は、それぞれ従来の装置の体積流量及び容積流量を約１８％及び１１％上回っていた）、このことは、ＸＤＸモードにて蒸発器から排出される冷媒は、多少の液体を含む一方、従来モードにて蒸発器から排出される冷媒は完全にベーパであることを確認した。しかし、ＸＤＸモードにて蒸発器が排出する液体の量は十分に少量であり、このため、コンプレッサへの供給分は完全にベーパであった。従って、ＸＤＸモードにおいて、蒸発の潜熱がコイルの全体に沿って利用される一方、従来のモードにおいて蒸発器コイルの相当な部分は冷媒の蒸発潜熱を利用しなかった。これらのデータが示すように、ＸＤＸ装置内の蒸発器コイルは、蒸発器内の冷媒の全経路に沿ってより効率的である一方、比較可能な従来の装置において、蒸発器の入口及び出口に隣接する少なくともコイルの部分にてより非効率的である。
【実施例４】
【００６２】
この実施例は、本発明のベーパ圧縮冷凍装置（ＸＤＸ装置）の性能を低温範囲で作動する従来の装置の性能と比較するものである。
【００６３】
４つのドア付きのＩＦＩ冷凍機（モデルＥＰＧ−４）の冷凍回路には、本明細書に記載したように多機能装置（スプーランＱ−本体サーモスタット式膨張弁を含む）を設けた。同様のサーモスタット式膨張弁はバイパス管内に配管し、冷凍回路がＸＤＸ冷凍装置又は従来の冷凍装置の何れかとして作動するようにした。
【００６４】
この冷凍回路は、管の外径が１．２７ｃｍ（０．５インチ）及び圧縮装置（コンプレッサ、凝縮器及びレシーバのアセンブリ）から蒸発器までの長さはＸＤ及び従来のモデルの双方にて等しく約６．１０ｍ（約２０フィート）とした蒸発器の供給管を含むものとした（ＸＤＸモードにて）。液体供給管（従来のモードにおいて）の管の外径は０．９５ｃｍ（０．３７５インチ）とし、長さは略等しくした。その双方の作動モードは、同一の凝縮器、蒸発器及び外径２．２２ｃｍ（０．８７５インチ）の吸引管を使用した。その双方の作動モードにおいて、冷凍回路は、ビッツァーモデル２ＣＬ−４．２Ｙコンプレッサにより作動させた。
【００６５】
感知バルブをＸＤＸモードにてコンプレッサから約０．６１ｍ（約２フィート）の距離にて吸引管に取り付け且つ図１に関して上述したように多機能装置に接続した。多機能装置のサーモスタット式膨張弁構成要素は８．３℃（１５°Ｆ）の過熱状態に設定した。
【００６６】
従来のモードにおいて、サーモスタット式膨張弁は、蒸発器の入口に隣接する位置に配置し、センサは蒸発器の出口に隣接して配置した。この弁は、センサにより測定した過熱温度が１．１℃（２°Ｆ）以上であるときに開くように設定した。
【００６７】
その双方の作動モードにおいて、回路には、同様の量のＡＺ−５０冷媒を充填し、冷凍機内の作動温度範囲を−２６．１℃（−１５°Ｆ）乃至−２８．９℃（−２０°Ｆ）の範囲とした。スポンサ・カンパニー（サウスカロライナ州、ウェストミンスター）の流量計（モデルＩＴ−３００Ｎ）及び順応型流量計（モデルＳＰ１−ＣＢ−ＰＨ７−Ａ−４Ｘ）及びロジック・ビーチ・インコーポレーテッド（カリフォルニア州、ラメサ）のハイパーロガーレコーダ（モデルＨＬ１）を使用してデータの測定を行った。
【００６８】
図１３には、この実施例のＸＤＸ装置に対する約２回の作動サイクルにて集めたデータが示してある。特に、この図は、蒸発器の入口（１１２）、蒸発器の中央（１１３）及び蒸発器の出口（１１４）における供給空気の温度（１１０）、戻り空気の温度（１１１）、冷媒の温度を°Ｆの単位で示し、また、蒸発器の入口（１１５）及び蒸発器の中央（１１６）における冷媒の圧力（ｐｓｉ）を示す。
【００６９】
これに相応して、図１５には、この実施例の従来のベーパ圧力冷凍装置に対する同様の回数の作動サイクルに亙って集めたデータが示してある。特に、図１５には、蒸発器の中央（１２０）及び蒸発器の出口（１２１）における供給空気の温度（１１７）、戻り空気の温度（１１８）及び冷媒の温度を°Ｆが示してある。蒸発器の入口（１２２）及び蒸発器の中央（１２３）における冷媒圧力（ｐｓｉ）も示してある。
【００７０】
表Ｆ乃至表Ｉには、ＸＤＸ装置及び従来の装置の各々の比較可能な時点における冷凍サイクル中の図１３及び図１５に図示したデータの比較が為されている。
表Ｆ
ＸＤＸ及び従来の低温度装置に対する蒸発器のコイル温度及び圧力並びに供給／戻り空気の温度の比較（冷凍モードサイクル部分内へ３０秒）
ＸＤＸ                      従来
供給空気（°Ｆ）            −１９．９６６８          −１９．０６４５
戻り空気（°Ｆ）            −１７．５９７７          −１６．１２７５
蒸発器コイル入口温度        −１８．６７９２          −１３．４４８２
（°Ｆ）
蒸発器コイル入口圧力          １７．９１２１            ２４．５３８１
（ｐｓｉ）
蒸発器コイル中央部温度      −１９．９４０４          −２３．２６５６
（°Ｆ）
蒸発器コイル中央部圧力          ３．５１５２６            ６．４２４８１
（ｐｓｉ）
蒸発器コイル出口温度        −１８．１８８５          −１７．９０３８
（°Ｆ）
表Ｆに示したデータは、ＸＤＸ及び従来の冷凍装置のそれぞれのコンプレッサが圧送を開始した後、３０秒にて測定したものである。図示するように、蒸発器内の冷媒経路に沿った温度差は、ＸＤＸの場合よりも従来の装置の方が実質的に大きい。特に、ＸＤＸに対するこの温度差は、−１７．５１℃（＋０．４９°Ｆ）である一方、従来の装置の場合、−２０．２５℃（−４．４５°Ｆ）であった。従って、これら装置の各々のこの作動サイクルの時点にて、ＸＤＸにより実現可能な温度の有利な均一さは容易に実証される。同様に、ＸＤＸ装置において、供給空気と戻り空気との間の温度差は、約−１６．４６℃（約２．３７°Ｆ）である一方、従来の装置における供給空気と戻り空気との間の温度差は約−１６．１４℃（約２．９４°Ｆ）である。これに相応して、冷却コイルと蒸発器内を循環する空気との間の温度差は、従来の装置よりもＸＤＸ装置の方が実質的に小さい。例えば、戻り空気の温度と蒸発器コイルの出口との間の温度差はＸＤＸ装置の場合、約−１７．４５℃（約０．５９°Ｆ）であり、従来の装置の場合、約−１６．７８℃（約１．８°Ｆ）である。同様に、ＸＤＸ装置に対する蒸発器コイルの入口と供給空気との間の温度差は約−１７．０６℃（約１．２９°Ｆ）である一方、従来の装置に対する相応する温度差は約−１４．６７℃（約５．６°Ｆ）である。
【００７１】
表Ｇ
ＸＤＸ及び従来の低温度装置に対する蒸発器のコイル温度及び圧力並びに供給／戻り空気の温度の比較（冷凍モードサイクル部分の終了前、３０秒）
ＸＤＸ                    従来
供給空気（°Ｆ）            −２４．０１１２          −２８．１５４８
戻り空気（°Ｆ）            −２１．６４１１          −２２．４３８５
蒸発器コイル入口温度        −１６．９００４          −２５．６８３１
（°Ｆ）
蒸発器コイル入口圧力          １９．４３７              １２．８１３７
（ｐｓｉ）
蒸発器コイル中央部温度      −３５．０３８１          −３４．６９５３
（°Ｆ）
蒸発器コイル中央部圧力          ６．６０６８１            ２．９２６２１
（ｐｓｉ）
蒸発器コイル出口温度        −３４．０５８６          −３２．９４４４
（°Ｆ）
上記のデータが示すように、冷凍モードの終了前、３０秒にて（コンプレッサが圧送を停止する前）、供給空気と戻り空気との間の温度差は、ＸＤＸ装置の場合、従来の装置の場合よりも小さい。特に、このサイクル時点におけるＸＤＸの場合の供給空気と戻り空気との間の温度差は、約−１６．４４℃（２．４°Ｆ）である一方、従来の装置の場合、この温度差は約−１４．６１℃（５．７°Ｆ）である。更に、ＸＤＸ及び従来の装置の双方に同一の蒸発器を利用したため、従来の装置（約１０ｐｓｉ）と比較したときのＸＤＸ装置の圧力降下（約１３ｐｓｉ）（入口から中央部）がより大きいことは、ＸＤＸ装置の場合、液体／ベーパ冷媒混合体中のベーパの量は、従来の装置よりも多量であることを示す。
【００７２】
表Ｈ
ＸＤＸ及び従来の低温度装置の場合の蒸発器コイルの温度及び圧力並びに供給／戻り空気の温度の比較
ＸＤＸ 従来
供給空気（°Ｆ）        −２５．５８０１          −２９．１１２３
戻り空気（°Ｆ）        −２２．４９０２          −２３．０８３５
蒸発器コイル入口温度    −３４．２８３２          −３４．２６４７
（°Ｆ）
蒸発器コイル入口圧力        ０．６０８８２６          ０．０６２９８５
（ｐｓｉ）
蒸発器コイル中央部温度  −３４．６５９２          −３４．６０７４
（°Ｆ）
蒸発器コイル中央部圧力    −０．９４７４４９        −１．５６６１
（ｐｓｉ）
蒸発器コイル出口温度    −３５．２２５６          −２７．６９９２
（°Ｆ）
表Ｈに掲げたデータは、負荷が満足され且つ装置が圧送するときの温度が降下した時点にてＸＤＸ及び従来の装置の各々について測定したものである。これらのデータが示すように、ＸＤＸ装置内の蒸発器において、従来の装置よりも冷却コイルに沿った温度は実質的により均一であることを示す。特に、ＸＤＸの場合の蒸発器コイルの入口及び出口との間の温度差は−２３．０６℃（−０．９５°Ｆ）である一方、従来の装置の相応する位置における温度差は−１４．１２８℃（＋６．５７°Ｆ）であった。同様に、ＸＤＸ装置における供給空気と戻り空気との間の温度差は、約−１６．０６℃（３．１°Ｆ）である一方、従来の装置における供給空気と戻り空気の温度差は、約−１４．４２８℃（６．０３°Ｆ）であった。
【００７３】
表Ｉ
ＸＤＸ及び従来の低温度装置に対する蒸発器コイルの温度及び圧力並びに供給／戻り空気の温度の比較
ＸＤＸ 従来
供給空気（°Ｆ）        −２０．４８１９          −２１．８２０８
戻り空気（°Ｆ）        −１８．００９８          −１８．３１８９
蒸発器コイル入口温度    −１７．７００７          −２２．８５０６
（°Ｆ）
蒸発器コイル入口圧力      １０．４９６３            １５．２３４４
（ｐｓｉ）
蒸発器コイル中央部温度  −１９．３２２３          −２０．３５３
（°Ｆ）
蒸発器コイル中央部圧力      ９．０２８５７          １３．５６２７
（ｐｓｉ）
蒸発器コイル出口温度    −１９．５２８３          −２０．０４３５
（°Ｆ）
これらデータは、コンプレッサが圧送を開始するようにソレノイドが開く温度まで負荷時の温度が加熱された時点で測定したものである。
【００７４】
上記に示すように、ＸＤＸ装置は、従来の装置よりも、冷却コイルの全体に沿って温度がより均一であることを示す。特に、ＸＤＸ装置は、温度差−１８．７９℃（−１．８３°Ｆ）である一方、従来の装置の場合、蒸発器コイルの入口と出口との間の温度差は約−１６．７１７℃（＋２．８１°Ｆ）であった。ＸＤＸ装置は、また、ＸＤＸの場合、戻り空気と供給空気との間の温度差がより小さいことをも示し、この温度差は−１６．４０６℃（２．４７°Ｆ）である一方、従来の装置の場合、−１５．７９４℃（３．５７°Ｆ）であった。また、従来の装置の出口における冷媒流体の温度もこの出口にて冷媒流体の過飽和状態を示し、従って、この流体は全ベーパの状態であった。
【００７５】
更に、例えば、ＸＤＸ蒸発器コイルの入口の温度は、戻り空気の温度−２７．７８℃（−１８．０°Ｆ）及び供給空気の温度−２９．１７℃（−２０．５°Ｆ）よりも高い、−２７．６１℃（−１７．７°Ｆ）である。従って、調和された空気からの水分はこの位置（一般に従来の装置で霜の蓄積が生じる箇所）にて蒸発器コイルに堆積しないのみならず、作動サイクルの他の部分の間に以前に堆積したすべての水分は蒸発し且つ調和した空気に戻されよう。このＸＤＸ装置の特徴は、霜取りの必要性を実質的に軽減して、冷凍／冷凍機が長期間に亙って作動することを可能にする。
【００７６】
図１４には、この実施例のＸＤＸ装置に対する単一の作動サイクルに亙って集めたデータが示してある。図１３の場合のように、供給空気及び戻り空気の温度は参照番号１１０、１１１で示し、蒸発器の入口、中央部及び出口における冷媒の温度は参照番号１１２、１１３、１１４で示し、蒸発器の入口及び中央部における冷媒の圧力は参照番号１１５、１１６で示してある。これに相応して、図１６には、この実施例の従来のベーパ圧力冷凍装置に対する単一の作動サイクルに亙って集めたデータが示してある。供給空気及び戻り空気の温度測定値は、参照番号１１７、１１８で示し、蒸発器の入口における冷媒の温度は参照番号１１９、蒸発器の中央部の温度は参照番号１２０及び蒸発器の出口の温度は参照番号１２１で示してある。蒸発器の入口（１２２）及び蒸発器（１２３）における冷媒の圧力（ｐｓｉ）も示してある。この点に関して、ＸＤＸ装置に対する完全な作動サイクルは１１分３９秒である一方、従来の装置の完全な作動サイクルは１６分４０秒かかったことが分かるであろう。この著しく短縮したサイクル時間は、従来のベーパ圧縮冷凍装置と比較したとき、本発明のＸＤＸ装置の改良された効率を更に確認するものである。図１４及び図１６に示したデータの比較が以下の表Ｊに掲げてある。
【００７７】
表Ｊ
ＸＤＸ及び従来の低温度装置に対する全体的な全サイクルの蒸発器のコイル温度及び圧力の比較
従来の場合
平均値          最小値          最大値    
供給空気（°Ｆ）        −２３．２      −２６．１      −２０
戻り空気（°Ｆ）        −２０．６      −２３．３      −１７．６
蒸発器コイル入口温度    −２２．６      −３５．１      −１６．９
（°Ｆ）
蒸発器コイル入口圧力    ＋１１            ＋０．２      ＋１９．７
（ｐｓｉ）
蒸発器コイル中央部温度  −２９          −３５．８      −１８．９
（°Ｆ）
蒸発器コイル中央部圧力    ＋５．１        −１．２      ＋１３．３
（ｐｓｉ）
蒸発器コイル出口温度    −２５．８      −３５          −１７．８
（°Ｆ）
ＸＤＸの場合
平均値          最小値          最大値    
供給空気（°Ｆ）        −２５．５      −２９          −２１
戻り空気（°Ｆ）        −２０．８      −２３．８      −１７．６
蒸発器コイル入口温度    −２３          −３５．５      −１０．５
（°Ｆ）
蒸発器コイル入口圧力    ＋１２．９５      ＋０．６      ＋２５．８
（ｐｓｉ）
蒸発器コイル中央部温度  −３０．８      −３４．９      −２０
（°Ｆ）
蒸発器コイル中央部圧力    ＋５．５        −１．５６      ＋１３．６
（ｐｓｉ）
蒸発器コイル出口温度    −２７            −３５          −１８
（°Ｆ）
表Ｊのデータが示すように、この実施例におけるＸＤＸ装置の蒸発器の入口と出口との間の平均温度差は−１９．５６℃（−３．２°Ｆ）である一方、従来の装置の場合の温度差は−２０．０℃（−４°Ｆ）であった。これに相応して、ＸＤＸ装置における供給空気と戻り空気との間の平均温度差は−１６．３３℃（２．６°Ｆ）である一方、従来の装置の場合、−１５．１７℃（４．７°Ｆ）であった。
【実施例５】
【００７８】
この実施例は、低温度範囲内で作動する本発明のベーパ圧縮冷凍装置（ＸＤＸ装置）の性能を示し、特に、２回の完全な作動サイクルに亙る蒸発器の入口、中央及び出口における冷媒の温度及び圧力の測定値を示すものである。
【００７９】
５つのドア付きＩＦＩ冷凍機（モデル°ＦＧ−５）の冷凍回路には、本明細書にて説明したように多機能装置（スポアランＱ本体サーモスタット式膨張弁を含む）を設けた。この冷凍回路は、管の直径が１．２７ｃｍ（０．５インチ）及び全長（コンプレッサから蒸発器まで）が約６．１０ｍ（２０フィート）の蒸発器供給管と、外径２．２２ｃｍ（０．８７５インチ）の吸引管とを含むものとした。ビッツァーモデル２Ｑ−４．２Ｙコンプレッサにてこの冷凍回路を作動させた。
【００８０】
感知バルブをＸＤＸモードにてコンプレッサから約０．６１ｍ（２フィート）の距離に吸引管に取り付け且つ図１に関して上述したように多機能装置に接続した。多機能装置のサーモスタット式膨張弁の構成要素は８．３℃（１５°Ｆ）の過熱状態に設定した。この回路にはＡＺ−５０冷媒を充填し、冷凍機内の運転温度は−２６．１℃（−１５°Ｆ）乃至−２８．９℃（−２０°Ｆ）の範囲とした。
【００８１】
図１７乃至図１９には、２つの代表的な連続的な作動サイクルに亙る蒸発器の入口、中央部及び出口にて集めた冷媒のデータが示してある。図１７において、蒸発器への入口における冷媒の圧力（ｐｓｉ）及び温度（°Ｆ）は、それぞれ参照番号１２８、１２７で示してある。相応する供給空気の温度（°Ｆ）及び戻り空気の温度（°Ｆ）は、同様にそれぞれ参照番号１２５、１２６で示してある。図１８、図１９、図２０において、蒸発器の入口、中央部及び出口における冷媒の温度及び圧力は、同一の２回の作動サイクルに亙って示してある。
【００８２】
この冷媒に対する位相ダイヤフラムデータの任意の所定の時点における圧力及び温度の測定値を比較すると、冷媒が液体、ベーパ又は液体／ベーパの混合状態にあるかどうかが分かる。かかる比較から、ＸＤＸ装置の場合、冷却コイル全体の冷媒は、コンプレッサが作動する作動サイクルの顕著で且つ効果的な部分に対し液体及びベーパの混合体の形態をしていることを示す。これに反して、従来の装置において、コンプレッサが作動しているとき、冷媒液体とベーパの混合体が冷却コイルの入口、中央部及び出口に同時に存在する作動サイクルの部分は存在しない。このため、これらのデータは、コンプレッサが作動しているとき、蒸発器内の冷媒の全経路に沿って蒸発の潜熱が効果的に利用されることを確認する。
【実施例６】
【００８３】
この実施例は、霜取りサイクルを必要とせずに、本発明のベーパ圧縮冷凍装置（中程度及び低温度）（ＸＤＸ装置）が長時間に亙って霜取り無しで作動することを示す。
【００８４】
低温度装置
低温度装置において、５つのドア付きＩＦＩ冷凍機（モデル°ＦＧ−５）の冷凍回路には、本明細書にて説明したように多機能装置（スポアランＱ本体サーモスタット式膨張弁を含む）を設けた。蒸発器の供給管は、管の外径が１．２７ｃｍ（０．５インチ）及び全長（コンプレッサから蒸発器まで）が約６．１０ｍ（２０フィート）であるようにした。吸引管は略同一の全長とし、外径２．２２ｃｍ（０．８７５インチ）とした。この冷凍回路は、ビッツァーモデル２Ｑ−４．２Ｙコンプレッサで作動させた。
【００８５】
感知バルブをコンプレッサから約０．６１ｍ（２フィート）の距離にて吸引管に取り付け且つ図１に関して上述したように、多機能装置に接続した。多機能装置のサーモスタット式膨張弁の構成要素は、８．３℃（１５°Ｆ）の過熱状態となるように設定した。
【００８６】
回路にはＡＺ−５０冷媒を充填し、冷凍機内の作動温度は−２６．１℃（−１５°Ｆ）乃至−２８．９℃（−２０°Ｆ）の範囲とした。
中程度温度装置
１１ドア付きラッセル（Ｒｕｓｓｅｌｌ）ウォークイン型冷却器の冷凍回路には、本明細書に記載したように多機能装置（スポアランＱ本体サーモスタット式膨張弁を含む）を設けた。
【００８７】
この冷凍回路は、管の外径が１．２７ｃｍ（０．５インチ）及び全長（コンプレッサから蒸発器まで）が約６．１０ｍ（２０フィート）である蒸発器供給管を含むものとした。吸引管は、略同一の全長を有し且つ外径が１．５９ｃｍ（０．６２５インチ）であるようにした。この装置は、ビッツァーモデル２Ｖ−３．２Ｙコンプレッサで作動させ且つＲ−４０４Ａ冷媒を使用した。
【００８８】
感知バルブをコンプレッサから約０．６１ｍ（２フィート）の距離にて吸引管に取り付け且つ図１に関して上述したように多機能装置に接続した。多機能装置のサーモスタット式膨張弁の構成要素は１１．１℃（２０°Ｆ）の過熱状態となるように設定した。冷却器内の作動温度は０℃（−３２°Ｆ）乃至２．２℃（３６°Ｆ）の範囲とした。
【００８９】
現場試験の評価
独立的な試験／認定機関は、最初に冷凍機を検査し且つボックス温度が−７．７℃（１８°Ｆ）であることを確認した。次に、この装置は、約４５分、高温ガスの霜取りサイクルを手操作で行い、吸気温度を１２．８℃（５５°Ｆ）にし、これにより、完全に霜無しの蒸発器コイルであることを確認した。次に、冷凍機は通常の冷却モードに手操作で戻し、霜取りサイクルを行わないようにすることを確実にするため、ピンを霜取りクロックから除去した。冷凍機蒸発器のコイルを視覚的に点検すると、清浄で且つ霜無しのコイルであることが分かった。
【００９０】
これと同時に、この独立的な試験／認定機関は、ウォークイン冷却器の視覚的な検査を行い、ボックス温度が−０．６℃（３１°Ｆ）を保つことを確認した。コイルは霜無しであることを確認し且つ霜取りサイクルを行わないことを確実にするため全てのピンを霜取りクロックから引抜いた。
【００９１】
上記の操作後３５日で、更なる検査を行い、冷凍機が依然として−２７．８℃（−１８°Ｆ）であることを確認した。冷凍機蒸発器コイルを視覚的に点検すると、３５日以前と実質的に同一であることが分かった。冷凍機のルーフトップ凝縮器は過剰な着氷を何ら示さなかった。霜取りは不要である一方、冷凍機装置は、１時間以下の時間をかけて高温ガスの霜取りサイクルを手操作で行い、霜取りの終了時に吸気温度が１２．８℃（５５°Ｆ）となるようにした。次に、冷凍機を再始動させ、その内部の温度をその通常の運転レベルまで降下させた。冷却器を視覚的に検査すると、その温度は−０．６℃（３１°Ｆ）に保たれたことを確認した。
【００９２】
独立的な試験／認定機関が確認した文書による結論の結果、冷凍機は、霜取りサイクルを必要とせずに約−２７．８℃（−１８°Ｆ）のボックス温度を維持し、そのコイルは霜又は氷の蓄積の影響を受けないことが確認された。従って、冷凍機内に保持された製品を検査すると、その上に水分又は霜の蓄積は何ら観察されなかった。ウォークイン冷却器に関して、この機関は、同様に、３５日の期間後、装置が−０．６℃（３１°Ｆ）の温度を保ち、その３５日の期間中、何ら霜取りサイクルを行うことなく、コイルの上に霜が蓄積しなかったという結論を下した。その後の検査の結果、２００日に亙ってＸＤＸウォークイン冷却器、及び６５日に亙ってＸＤＸ冷凍機について、これらと同一の結果が得られることが分かった。
【実施例７】
【００９３】
上記の実施例にて、本発明のベーパ圧縮装置（ＸＤＸ装置）の各々において、多機能装置（膨張弁を含む）をコンプレッサ及び凝縮器装置に近接する位置に配置した。全体として、特に、商業的冷凍装置において、コンプレッサ、膨張装置及び凝縮器を該凝縮器と関係した冷凍又は冷凍機の室から遠方に配置することが好ましいが、多機能装置が凝縮器及び蒸発器から比較的離れた位置に配置された状態で試験を行った。
【００９４】
この実施例において、１１個のドア付き冷却器（約９．１４４ｍ（３０フィート）×２．４３８ｍ（８フィート））には、２つのウァーレンシェラーモデル（Ｗａｒｒｅｎ  Ｓｃｈｅｒｅｒ  Ｍｏｄｅｌ）ＳＰＡ３−１３９蒸発器を設けた。圧縮装置（コープランドモデルＺＦ１３−Ｋ４Ｅスクロールコンプレッサ、凝縮器及びレシーバを含む）を長さ約９．１４４ｍ（３０フィート）の液体供給管により本明細書に記載した型式のタンデム型の対の多機能装置（その各々がスポアランＱ本体サーモスタット式膨張弁を含む）に接続した。これら多機能装置の各々を蒸発器の供給管により単一の蒸発器に接続した。この場合、蒸発器の供給管は外径が０．９５ｃｍ（３／８インチ）、長さが約６．１０ｍ（２０フィート）であり、その他の場合、外径が１．２７ｃｍ（０．５インチ）及び長さが約９．１４ｍ（３０フィート）の蒸発器供給管とした。
【００９５】
外径が１．５９ｃｍ（０．６２５インチ）の共通の吸引管をコンプレッサに対し蒸発器の各々に接続した。冷却器内の作動温度は０℃（３２°Ｆ）乃至２．２℃（３６°Ｆ）とした。冷凍回路はＲ−２２冷媒で充填した。コンプレッサから約９．１４ｍ（３０フィート）にて吸引管に取り付けた感知バルブを多機能装置の各々に作用可能に接続し、該多機能装置の各々には、１６．７℃（３０°Ｆ）過熱状態となるように設定したスポアランＱ本体サーモスタット式膨張弁を設けた。
【００９６】
６５日以上の期間に亙ってこの中程度温度装置を連続的に作動させた結果、蒸発器の各々におけるコイルは、上述した改良された蒸発器コイルの熱伝達効率、その表面における氷又は霜の蓄積の不存在及び本発明のその他の有利な点を特徴とするものであることが確認された。従って、この実施例は、本発明の利点は、適正な状態下にて、コンプレッサ装置に近接していない多機能装置により得られることを実証し、また、単一のコンプレッサ装置を有する１つ以上の多機能装置を使用することを更に示すものである。
【００９７】
上述したように、本発明を採用する冷凍／冷凍機の蒸発器入口における体積及び容積速度は、同一の冷媒を採用し且つ同一のコイル負荷及び蒸発器温度状態にて作動する従来の冷凍／冷凍機装置におけるよりも速い。今日まで集めたデータに基づけば、ＸＤＸに対する冷媒蒸発器の入口の体積速度は同様の冷却負荷及び蒸発器の温度状態下にて同様の冷媒を採用し且つ作動する冷媒の体積速度よりも少なくとも約１０％、全体として１０％乃至２５％上回ると考えられる。これに相応して、今日まで集めたデータに基づけば、ＸＤＸに対する冷媒の蒸発器入口の容積速度は同一の冷媒を採用し且つ同様の冷却負荷及び蒸発温度状態下にて作動する冷媒蒸発器の入口の容積速度を少なくとも約５％、全体として５％乃至２０％上回ると考えられる。
【００９８】
同様に、圧縮装置と蒸発器との間のＸＤＸのおける液体／ベーパ冷媒混合体の線形流量は、典型的に４５．７２（１５０）乃至１０６．６８ｍ（３５０フィート）／分にて流れる従来の装置における液体冷媒の値を上回るであろう。今日まで行った試験に基づけば、圧縮装置と蒸発器との間の蒸発器の供給管内の線形流量は、全体として少なくとも１２１．９２ｍ（４００フィート）／分、及び全体として、約１２１．９２ｍ（４００フィート）乃至２２８．６ｍ（７５０フィート）／分以上であると考えられる。
【００９９】
更に、蒸発器内のコイルの全体を完全に活用するため、冷媒の排出分（すなわち蒸発の出口における）は、全体のベーパ／液体質量の僅かな液体部分（例えば、約２％以下）を含むことが好ましい。
【０１００】
多機能弁又は装置１２５の別の実施の形態が図２１乃至図２３に図示されており、全体として参照番号１２５で示してある。この実施の形態は、全体として参照番号１８で示した図２乃至図４に図示したものと機能的に同様である。図示するように、この実施の形態は、その１つを図２３に図示し且つ参照番号１２９で示した一対の仕切弁及びカラーアセンブリを受け入れる一対のねじ付きボス１２７、１２８を有する単一の構造体の構造とされることが好ましい主要本体すなわちハウジング１２６を有している。このアセンブリは、ねじ付きカラー１３０と、ガスケット１３１と、ばね１３５を含む往復運動可能な弁ピン１３４を受け入れる中央穴１３３を有するソレノイド作動式仕切弁受け入れ部材１３２と、ハウジング１２６のウェル１４０内に密封可能に受け入れられる寸法とされた弾性的シール１３９を有する弁座部材１３８の穴１３７内に受け入れられたニードル弁要素１３６とを含んでいる。弁座部材１４１は、弁座部材１３８のリセス部１４２内にきちっと受け入れられている。弁座部材１４１は、貫通する冷媒の流れを調節し得るようにニードル弁要素１３６と協働する穴１４３を有している。
【０１０１】
第一の入口１４４（先に説明した実施の形態の第一の入口２４に相応する）は、膨張装置（例えば、サーモスタット式膨張弁）から液体供給冷媒を受け取り、第二の入口（先に説明した実施の形態の第二の入口２６に相応する）は、霜取りサイクル中、コンプレッサから高温のガスを受け取る。弁体１２６は、共通のチャンバ１４６（先に説明した実施の形態のチャンバ４０に相応する）を有している。サーモスタット式膨張弁（図示せず）は、半円形ウェル１４７内への入口１４４を通る凝縮器からの冷媒を受け取り、この冷媒は、仕切弁１２９が開放されたとき、共通のチャンバ１４６内に進み且つ出口１４８（先に説明した実施の形態の出口４１に相応する）を通って装置から出る。
【０１０２】
図２１に最も良く図示したように、弁体１２６は、第一の入口１４４を共通のチャンバ１４６と連通させる第一の通路１４９（先に説明した実施の形態の第一の通路３８に相応する）を有している。同様の仕方にて、第二の通路１５０（先に説明した実施の形態の第二の通路４８に相応する）は、第二の入口１４５を共通のチャンバ１４６に連通させる。
【０１０３】
多機能弁又は装置１２５の作用に関する限り、その構成要素は冷凍及び霜取りサイクル中、同一の仕方にて機能するため、先に説明した実施の形態を参照する。
【０１０４】
本発明及びその色々な局面は、他の形態のベーパ圧縮冷凍装置にて具体化することができ、また、本発明の精神及び範囲から逸脱せずに、その改変例及び変更例が具体化可能であることはこの技術の当業者に明らかであろう。従って、本発明は、特許請求の範囲の記載によってのみ限定されるべきものである。
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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【図１２】
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【図１３】
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【図１４】
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【図１５】
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【図１６】
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【図１７】
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【図１８】
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【図１９】
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【図２０】
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【図２１】
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【図２２】
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【図２３】
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