CN103890504B - 集成阀 - Google Patents

集成阀 Download PDF

Info

Publication number
CN103890504B
CN103890504B CN201280048852.7A CN201280048852A CN103890504B CN 103890504 B CN103890504 B CN 103890504B CN 201280048852 A CN201280048852 A CN 201280048852A CN 103890504 B CN103890504 B CN 103890504B
Authority
CN
China
Prior art keywords
phase refrigerant
separated
vapor phase
pile
valve
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Active
Application number
CN201280048852.7A
Other languages
English (en)
Other versions
CN103890504A (zh
Inventor
伊藤哲也
武田幸彦
堀田照之
稻叶淳
吉井桂一
大石繁次
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Denso Corp
Original Assignee
Denso Corp
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Denso Corp filed Critical Denso Corp
Publication of CN103890504A publication Critical patent/CN103890504A/zh
Application granted granted Critical
Publication of CN103890504B publication Critical patent/CN103890504B/zh
Active legal-status Critical Current
Anticipated expiration legal-status Critical

Links

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B41/00—Fluid-circulation arrangements
    • F25B41/20—Disposition of valves, e.g. of on-off valves or flow control valves
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16K—VALVES; TAPS; COCKS; ACTUATING-FLOATS; DEVICES FOR VENTING OR AERATING
    • F16K11/00—Multiple-way valves, e.g. mixing valves; Pipe fittings incorporating such valves
    • F16K11/02—Multiple-way valves, e.g. mixing valves; Pipe fittings incorporating such valves with all movable sealing faces moving as one unit
    • F16K11/04—Multiple-way valves, e.g. mixing valves; Pipe fittings incorporating such valves with all movable sealing faces moving as one unit comprising only lift valves
    • F16K11/044—Multiple-way valves, e.g. mixing valves; Pipe fittings incorporating such valves with all movable sealing faces moving as one unit comprising only lift valves with movable valve members positioned between valve seats
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16K—VALVES; TAPS; COCKS; ACTUATING-FLOATS; DEVICES FOR VENTING OR AERATING
    • F16K11/00—Multiple-way valves, e.g. mixing valves; Pipe fittings incorporating such valves
    • F16K11/02—Multiple-way valves, e.g. mixing valves; Pipe fittings incorporating such valves with all movable sealing faces moving as one unit
    • F16K11/04—Multiple-way valves, e.g. mixing valves; Pipe fittings incorporating such valves with all movable sealing faces moving as one unit comprising only lift valves
    • F16K11/052—Multiple-way valves, e.g. mixing valves; Pipe fittings incorporating such valves with all movable sealing faces moving as one unit comprising only lift valves with pivoted closure members, e.g. butterfly valves
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16K—VALVES; TAPS; COCKS; ACTUATING-FLOATS; DEVICES FOR VENTING OR AERATING
    • F16K11/00—Multiple-way valves, e.g. mixing valves; Pipe fittings incorporating such valves
    • F16K11/02—Multiple-way valves, e.g. mixing valves; Pipe fittings incorporating such valves with all movable sealing faces moving as one unit
    • F16K11/06—Multiple-way valves, e.g. mixing valves; Pipe fittings incorporating such valves with all movable sealing faces moving as one unit comprising only sliding valves, i.e. sliding closure elements
    • F16K11/065—Multiple-way valves, e.g. mixing valves; Pipe fittings incorporating such valves with all movable sealing faces moving as one unit comprising only sliding valves, i.e. sliding closure elements with linearly sliding closure members
    • F16K11/0655—Multiple-way valves, e.g. mixing valves; Pipe fittings incorporating such valves with all movable sealing faces moving as one unit comprising only sliding valves, i.e. sliding closure elements with linearly sliding closure members with flat slides
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16K—VALVES; TAPS; COCKS; ACTUATING-FLOATS; DEVICES FOR VENTING OR AERATING
    • F16K11/00—Multiple-way valves, e.g. mixing valves; Pipe fittings incorporating such valves
    • F16K11/02—Multiple-way valves, e.g. mixing valves; Pipe fittings incorporating such valves with all movable sealing faces moving as one unit
    • F16K11/06—Multiple-way valves, e.g. mixing valves; Pipe fittings incorporating such valves with all movable sealing faces moving as one unit comprising only sliding valves, i.e. sliding closure elements
    • F16K11/072—Multiple-way valves, e.g. mixing valves; Pipe fittings incorporating such valves with all movable sealing faces moving as one unit comprising only sliding valves, i.e. sliding closure elements with pivoted closure members
    • F16K11/074—Multiple-way valves, e.g. mixing valves; Pipe fittings incorporating such valves with all movable sealing faces moving as one unit comprising only sliding valves, i.e. sliding closure elements with pivoted closure members with flat sealing faces
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16K—VALVES; TAPS; COCKS; ACTUATING-FLOATS; DEVICES FOR VENTING OR AERATING
    • F16K31/00—Actuating devices; Operating means; Releasing devices
    • F16K31/02—Actuating devices; Operating means; Releasing devices electric; magnetic
    • F16K31/04—Actuating devices; Operating means; Releasing devices electric; magnetic using a motor
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B1/00—Compression machines, plants or systems with non-reversible cycle
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B41/00—Fluid-circulation arrangements
    • F25B41/20—Disposition of valves, e.g. of on-off valves or flow control valves
    • F25B41/24—Arrangement of shut-off valves for disconnecting a part of the refrigerant cycle, e.g. an outdoor part
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B41/00—Fluid-circulation arrangements
    • F25B41/30—Expansion means; Dispositions thereof
    • F25B41/31—Expansion valves
    • F25B41/32—Expansion valves having flow rate limiting means other than the valve member, e.g. having bypass orifices in the valve body
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B41/00—Fluid-circulation arrangements
    • F25B41/30—Expansion means; Dispositions thereof
    • F25B41/31—Expansion valves
    • F25B41/34—Expansion valves with the valve member being actuated by electric means, e.g. by piezoelectric actuators
    • F25B41/35—Expansion valves with the valve member being actuated by electric means, e.g. by piezoelectric actuators by rotary motors, e.g. by stepping motors
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B43/00—Arrangements for separating or purifying gases or liquids; Arrangements for vaporising the residuum of liquid refrigerant, e.g. by heat
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2400/00—General features or devices for refrigeration machines, plants or systems, combined heating and refrigeration systems or heat-pump systems, i.e. not limited to a particular subgroup of F25B
    • F25B2400/13—Economisers
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2400/00—General features or devices for refrigeration machines, plants or systems, combined heating and refrigeration systems or heat-pump systems, i.e. not limited to a particular subgroup of F25B
    • F25B2400/23—Separators
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2500/00—Problems to be solved
    • F25B2500/18—Optimization, e.g. high integration of refrigeration components
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
    • Y02B—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO BUILDINGS, e.g. HOUSING, HOUSE APPLIANCES OR RELATED END-USER APPLICATIONS
    • Y02B30/00—Energy efficient heating, ventilation or air conditioning [HVAC]
    • Y02B30/70—Efficient control or regulation technologies, e.g. for control of refrigerant flow, motor or heating
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y10—TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC
    • Y10T—TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER US CLASSIFICATION
    • Y10T137/00—Fluid handling
    • Y10T137/8593—Systems
    • Y10T137/86493—Multi-way valve unit
    • Y10T137/86509—Sequentially progressive opening or closing of plural ports

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Physics & Mathematics (AREA)
  • Thermal Sciences (AREA)
  • Chemical & Material Sciences (AREA)
  • Analytical Chemistry (AREA)
  • Power Engineering (AREA)
  • Fluid Mechanics (AREA)
  • Air-Conditioning For Vehicles (AREA)
  • Multiple-Way Valves (AREA)
  • Electrically Driven Valve-Operating Means (AREA)
  • Compression-Type Refrigeration Machines With Reversible Cycles (AREA)

Abstract

汽-液分离空间(141b)设置在本体(140)中。本体(140)容纳减压液相制冷剂的固定节流阀(17)和选择性地打开或关闭液相制冷剂通道(141d)和汽相制冷剂通道(142b)的集成阀构件(29)。集成阀构件(29)由经由轴(29c)连接至集成阀构件(29)的步进马达(28)移动。因而，可以简化作为气体喷射循环工作的热泵循环(10)的循环构造。

Description

集成阀
相关申请的交叉引用
本申请基于2011年10月5日递交的日本专利申请No.2011-221016和2012年8月24日递交的日本专利申请No.2012-185549，通过引用将这些日本专利申请的全部内容结合于此。
技术领域
本公开内容涉及用于用作气体喷射循环的热泵循环的集成阀。
背景技术
传统上，用于车辆，例如，用于难以确保用于加热车厢的热源的电动车辆的空气调节器已知是以热泵循环(即，蒸汽压缩制冷剂循环)加热被吹入车厢中的空气。
例如，专利文献1和专利文献2描述了用于这种车辆空气调节器的热泵循环，其中冷却操作中的制冷剂循环和加热操作中的制冷剂循环被构造成是可切换的。更具体地，在专利文献1和专利文献2的热泵循环中，制冷剂循环被切换使得制冷剂在外部热交换器处从外部空气吸收热量，并在内部冷凝器处将热量释放至被吹送空气，从而在加热操作中加热被吹送空气。
在专利文献2的热泵循环中，在加热操作中，由两个压缩机构，如低级压缩机构和高级压缩机构，通过多级加压制冷剂。中间压力气相制冷剂与从低级压缩机构排出的制冷剂混合，并且混合的制冷剂被吸入高级压缩机构。也就是说，气体喷射循环(即，节约型制冷剂循环)被设置以用于提高加热操作中的性能系数(COP)。
现有技术文献
专利文献1：日本专利No.3331765
专利文献2：日本专利No.3257361
发明内容
然而，根据本公开的发明人的调查，专利文献1和专利文献2中描述的热泵循环需要具有多个阀，如开闭阀或四通阀，以在冷却操作中的制冷剂循环和加热操作中的制冷剂循环之间进行切换。因此，用于切换循环结构或制冷剂循环的切换控制可能变得复杂。
具体地，当构造作为气体喷射循环工作的制冷剂循环(如专利文献2中描述的制冷剂循环)时，循环结构与常规制冷剂循环相比可能倾向于变复杂。进一步，与复杂的循环结构相关联，存在可能降低将热泵循环作为整体安装至诸如车辆之类的物体上的简易性的风险。
已经考虑到前述几点作出了本公开，并且本公开内容的目标是提供用于简化热泵循环的循环构造的集成阀。
本公开内容的集成阀用于热泵循环，该热泵循环能够作为气体喷射循环工作并包括压缩机、使用侧热交换器、高级侧减压器和蒸发器。压缩机减压从吸入口吸入的制冷剂，从排出口排放高压制冷剂，并具有中间压力端口，该中间压力端口抽吸循环中的中间压力制冷剂并将中间压力制冷剂与被减压的制冷剂混合。在使用侧热交换器中，热交换流体与从排出口排出的高压制冷剂交换热量以被加热。高级侧减压器将流出使用侧热交换器的高压制冷剂减压成中间压力制冷剂。蒸发器使循环中的低压制冷剂蒸发并使蒸发的低压制冷剂流动至吸入口。
根据本公开内容的集成阀的第一示例，集成阀具有本体、集成阀构件和驱动装置。在本体中，设置制冷剂入口、汽-液分离空间、汽相制冷剂出口和液相制冷剂出口。在高级侧减压器处被减压的中间压力制冷剂流过制冷剂入口。汽-液分离空间将从制冷剂入口流动的制冷剂分离成汽相制冷剂和液相制冷剂。在汽-液分离空间中分离的汽相制冷剂通过汽相制冷剂出口流出至中间压力端口侧。在汽-液分离空间中分离的液相制冷剂通过液相制冷剂出口流出至蒸发器侧。集成阀构件设置在本体中，并打开或关闭(i)从汽-液分离空间延伸至液相制冷剂出口的液相制冷剂通道和(ii)从汽-液分离空间延伸至汽相制冷剂出口的汽相制冷剂通道。驱动装置经由驱动机构连接至集成阀构件并操作集成阀构件。驱动装置操作并移动集成阀构件(i)以在液相制冷剂通道打开时关闭汽相制冷剂通道以使得液相制冷剂流向液相制冷剂出口侧，并且(ii)在汽相制冷剂通道打开并且汽相制冷剂流动至汽相制冷剂出口侧时使集成阀构件移位，以便流动至液相制冷剂出口的液相制冷剂被减压。
因而，通过采用单个集成阀，中间压力制冷剂可以分离成汽相制冷剂和液相制冷剂，液相制冷剂通道和汽相制冷剂通道可以打开或关闭，并且液相制冷剂可以被减压。而且，通过仅采用驱动装置移位集成阀构件，可以切换该循环中的制冷剂回路用于作为气体喷射循环工作的制冷剂回路。
因此，作为气体喷射循环工作的热泵循环可以被构造成具有简单的循环构造。应当注意，“汽相制冷剂”不仅包括处于汽相状态的制冷剂(即，单相制冷剂)，而且包括处于汽-液混合状态的主要包括处于汽相状态的制冷剂的制冷剂，并且“液相制冷剂”不仅包括处于液相状态的制冷剂(即，单相制冷剂)，而且包括处于汽-液混合状态的主要包括处于液相状态的制冷剂的制冷剂。
可替换地，根据本公开内容的集成阀的第二示例，在汽相制冷剂通道打开使得汽相制冷剂流向汽相制冷剂出口侧时减压流动至液相制冷剂出口侧的液相制冷剂的固定节流阀被容纳在本体中。在汽相制冷剂通道打开以使得汽相制冷剂流动至汽相制冷剂出口侧时，驱动装置可以操作集成阀构件以关闭液相制冷剂通道。
因而，当集成阀构件关闭液相制冷剂通道时，在汽-液分离空间中分离的汽相制冷剂通过汽相制冷剂出口流出，并且在固定节流阀处被减压的液相制冷剂通过液相制冷剂出口流出。
另一方面，当集成阀构件打开液相制冷剂通道时，制冷剂可以通过液相制冷剂出口流出而不流出汽相制冷剂出口。
因此，液相制冷剂通道和汽相制冷剂通道可以由单个阀体选择性地打开或关闭，而不用将阀体设置到液相制冷剂通道和汽相制冷剂通道中的每一个上。因而，可以简化能够作为气体喷射循环工作的热泵循环的循环构造。
可替换地，根据本公开内容的集成阀的第三示例，液相制冷剂通道和固定节流阀可以位于已分离汽相制冷剂出口孔的下方，汽相制冷剂通过已分离汽相制冷剂出口孔通过汽-液分离空间流出至汽相制冷剂通道侧。
因而，在汽-液分离空间中由于重力分离的液相制冷剂可以被引导到液相制冷剂通道中并被引导至固定节流阀侧。
可替换地，根据本公开内容的集成阀的第四示例，在汽相制冷剂通道打开时，并且在汽相制冷剂流动至汽相制冷剂出口侧时，驱动装置可以操作集成阀构件使得液相制冷剂通道稍微打开以减压流动至液相制冷剂出口侧的液相制冷剂。
因而，当集成阀构件打开汽相制冷剂通道时，在汽-液分离空间中分离的汽相制冷剂可以通过汽相制冷剂出口流出，并且液相制冷剂可以在在集成阀构件和液相制冷剂通道之间设置的空隙处被减压并可以通过液相制冷剂出口流出。
另一方面，当集成阀构件打开液相制冷剂通道时，制冷剂可以通过液相制冷剂出口流出而不流出汽相制冷剂出口。
因此，液相制冷剂通道和汽相制冷剂通道可以由单个阀体选择性地打开或关闭，而不用将阀体设置到液相制冷剂通道和汽相制冷剂通道中的每一个中以打开或关闭这些通道，并且可以简化集成阀的内部结构。因而，可以简化能够作为气体喷射循环工作的热泵循环的循环构造。
此外，当集成阀构件打开汽相制冷剂通道时，液相制冷剂可以在设置在集成阀构件和液相制冷剂通道之间的空隙处被减压。因此，不需要固定节流阀，并且可以简化集成阀的结构。
具体地，根据本公开内容的集成阀的第五示例，汽-液分离空间可以设置成圆筒形形状。圆筒形已分离汽相制冷剂出口管可以与汽-液分离空间同轴地设置在汽-液分离空间内，并在其中提供汽相制冷剂通道。汽相制冷剂通过其从汽-液分离空间流出至汽相制冷剂通道侧的已分离汽相制冷剂出口孔可以位于已分离汽相制冷剂出口管在纵向方向上的一端处。集成阀构件可以打开或关闭已分离液相制冷剂出口孔，从已分离汽相制冷剂出口孔侧和汽-液分离空间流出的液相制冷剂通过已分离液相制冷剂出口孔流动至液相制冷剂通道侧。
可替换地，根据本公开内容的集成阀的第六示例，汽-液分离空间可以包括漩涡空间、分离空间和储存空间。漩涡空间设置在汽-液分离空间的内壁面和已分离汽相制冷剂出口管的外壁面之间，并且从制冷剂入口流动的制冷剂沿着汽-液分离空间的内壁面涡旋。分离空间(i)位于漩涡空间下方，(ii)设置在已分离汽相制冷剂出口管在纵向方向上的所述一端和集成阀构件之间，以及(iii)将制冷剂分离成汽相和液相。储存空间位于分离空间下方并储存从分离空间中的制冷剂分离的液相制冷剂。集成阀构件可以设置在位于分离空间中的已分离汽相制冷剂出口孔和位于储存空间中的已分离液相制冷剂出口孔之间，并且可以由大于已分离液相制冷剂出口孔的内径的盘状构件制成。
因而，通过集成阀构件，可以限制液相制冷剂从位于储存空间中的已分离液相制冷剂出口孔侧分散至位于分离空间中的已分离汽相制冷剂出口孔侧。因此，可以节省用于汽-液分离空间的空间，并且整个集成阀构件可以小型化。而且，整个热泵循环可以小型化，并且可以改善热泵循环在目标物体中的可安装性。
可替换地，根据本公开内容的集成阀的第七示例，当(i)集成阀构件的外径被定义为Ds，(ii)已分离汽相制冷剂出口管的外径被定义为Dp，(iii)汽-液分离空间的内径被定义为Dr，以及(iv)已分离液相制冷剂出口孔的内径被定义为Do时，这些直径Ds、Dp、Dr和Do可以满足下述公式：Dp≤Ds≤(Dx+Dr)/2，以及Dx=(Dr2-Do2)1/2。
通过以这种方式确定集成阀构件的外径，可以限制由集成阀构件引起的压力损失，并且可以提高集成阀内的汽-液分离效率。
可替换地，根据本公开内容的集成阀的第八示例，集成阀构件的至少在已分离汽相制冷剂出口孔侧的外周部的直径可以从已分离液相制冷剂出口孔侧至已分离汽相制冷剂出口孔侧连续地减小。
因而，当制冷剂在集成阀构件附近流动时，制冷剂可以从已分离汽相制冷剂出口孔侧平滑地流动至已分离液相制冷剂出口孔侧，并且由集成阀构件引起的压力损失可以减少。
可替换地，根据本公开内容的集成阀的第九示例，引导制冷剂从制冷剂入口流动至汽-液分离空间的制冷剂引入通道可以经由设置在汽-液分离空间的径向外壁面处的制冷剂引入孔与汽-液分离空间连通。制冷剂引入孔可以在远离已分离汽相制冷剂出口管在纵向方向上的所述一端且靠近已分离汽相制冷剂出口管在纵向方向上的另一端的位置处开口。
通过将制冷剂引入孔设置成在汽-液分离空间的轴向方向上远离已分离汽相制冷剂出口孔，(i)可以确保汽-液分离空间141b中的制冷剂的进入区，(ii)离心力可以有效地作用于流入汽-液分离空间中的制冷剂，并且(iii)可以提高集成阀内的汽-液分离效率。
可替换地，根据本公开内容的集成阀的第十示例，制冷剂引入孔可以是在汽-液分离空间的轴向方向上延伸的椭圆形孔。
因而，制冷剂被限制径向向内地向汽-液分离空间分散，并且可以沿着汽-液分离空间的径向外壁面流动。因此，离心力可以有效地作用于流入汽-液分离空间中的制冷剂，并且可以提高集成阀内的汽-液分离效率。
可替换地，根据本公开内容的集成阀的第十一示例，当(i)在轴向方向上从制冷剂引入孔的对应于已分离汽相制冷剂出口管在纵向方向上的所述一端的一端至已分离汽相制冷剂出口管在纵向方向上的另一端的距离被定义为Lv，以及(ii)制冷剂引入孔在汽-液分离空间的轴向方向上延伸的尺寸被定义为Dv时，距离Lv和尺寸Dv可以满足下述公式：Lv≥(1/2)×Dv。
通过以这种方式确定从制冷剂引入孔的该端至已分离汽相制冷剂出口管的该端的距离，可以确保在汽-液分离空间中涡旋的制冷剂的进入区，并且可以提高集成阀内的汽-液分离效率。
可替换地，根据本公开内容的集成阀的第十二示例，本体可以具有管状部，液相制冷剂通道和已分离液相制冷剂出口孔设置在管状部中。管状部可以具有高于围绕该管状部的部分的热阻的热阻。
因而，经由本体和圆筒形部在通过集成阀构件的移位被减压的液相制冷剂和汽-液分离空间中的制冷剂之间的热传递受到限制。
因此，制冷剂在被减压之前难以由通过集成阀构件的移位被减压的液相制冷剂冷却，并且限制减压特性被集成阀构件的移位改变。因此，在制冷剂的流动方向上设置在集成阀的下游并吸收热量的热交换器的热量的降低受到限制。进一步，可以限制流出汽相制冷剂通道的汽相制冷剂的温度由于通过集成阀构件的移位被减压的液相制冷剂而降低。因而，当热泵循环作为气体喷射循环工作时，可以减少加热能力的降低。
附图说明
图1是图示根据第一实施例的冷却操作模式/除湿和加热操作模式中的制冷剂循环的整体示意图；
图2是图示根据第一实施例的热泵循环的第一加热模式中的制冷剂循环的整体示意图；
图3是图示根据第一实施例的热泵循环的第二加热模式中的制冷剂循环的整体示意图；
图4是根据第一实施例的集成阀的、在已分离汽相制冷剂出口孔打开时沿着沿上下方向延伸的线截取的剖视图；
图5是根据第一实施例的集成阀的、在已分离汽相制冷剂出口孔关闭时沿着沿上下方向延伸的线截取的剖视图；
图6是沿着图4的线VI-VI截取的剖视图；
图7是沿着图6的线VII-VII截取的剖视图；
图8是图示制冷剂引入通道的位置的修改示例的剖视图；
图9是示出热损失如何影响根据第一实施例的固定节流阀的流动特性的曲线图；
图10是示出在集成阀构件的外径改变的情况中的汽-液分离效率和压力损失的说明图。
图11是示出根据第一实施例的热泵循环的冷却操作模式中的制冷剂状态的莫利尔图；
图12是示出根据第一实施例的热泵循环的第一加热模式中的制冷剂状态的莫利尔图；
图13是示出根据第一实施例的热泵循环的第二加热模式中的制冷剂状态的莫利尔图；
图14是示出根据第一实施例的热泵循环的第一除湿和加热模式的莫利尔图；
图15是示出根据第一实施例的热泵循环的第二除湿和加热模式的莫利尔图；
图16是示出根据第一实施例的热泵循环的第三除湿和加热模式的莫利尔图；
图17是示出根据第一实施例的热泵循环的第四除湿和加热模式的莫利尔图；
图18是图示现有的热泵循环的整体示意图；
图19是根据第二实施例的集成阀的、在已分离汽相制冷剂出口孔打开时沿着沿上下方向延伸的线截取的剖视图；
图20是根据第二实施例的集成阀的、在已分离汽相制冷剂出口孔关闭时沿着沿上下方向延伸的线截取的剖视图；
图21是图示根据第三实施例的集成阀的放大的主要部分的放大剖视图；
图22是图示集成阀构件的修改示例的剖视图；
图23是图示集成阀构件的修改示例的剖视图；
图24是根据第四实施例的集成阀的沿着沿上下方向延伸的线截取的剖视图；
图25是图示根据第五实施例的集成阀的放大的主要部分的放大剖视图；
图26A是图示根据第六实施例的集成阀构件打开已分离汽相制冷剂出口孔的情况的剖视图；
图26B是图示根据第六实施例的集成阀构件关闭已分离汽相制冷剂出口孔的情况的剖视图；
图27A是第六实施例的修改示例的剖视图；
图27B是第六实施例的修改示例的剖视图；
图28A是图示根据第七实施例的集成阀构件打开已分离汽相制冷剂出口孔的情况的剖视图；
图28B是图示根据第七实施例的集成阀构件关闭已分离汽相制冷剂出口孔的情况的剖视图；
图29A是第七实施例的修改示例的剖视图；
图29B是第七实施例的修改示例的剖视图；
图30A是图示根据第八实施例的集成阀构件打开已分离汽相制冷剂出口孔的情况的剖视图；
图30B是图示根据第八实施例的集成阀构件关闭已分离汽相制冷剂出口孔的情况的剖视图；
图31A是第八实施例的修改示例的剖视图；以及
图31B是第八实施例的修改示例的剖视图。
具体实施方式
以下将参照附图描述本公开内容的实施例。在实施例中，可以给对应于在之前的实施例中描述的内容的部件分配相同的附图标记，并且可以省略该部件的重复说明。
第一实施例
参照图1至18，以下将描述本公开内容的第一实施例。根据第一实施例，热泵循环(即，蒸汽压缩制冷剂循环)10具有本公开内容的集成阀14，热泵循环10用于电动车辆的车辆空气调节器1。电动车辆从电动马达获得用于驱动电动车辆的驱动力。在车辆空气调节器1中，热泵循环10执行冷却操作或加热操作以冷却或加热被吹入车厢中的被吹送空气，车厢是被空气调节的目标空间的一个示例。因此，在第一实施例中热交换的目标流体是被吹送空气。
进一步，如图1的整体示意图中所示，热泵循环10被构造成在(i)冷却车厢的冷却操作模式(即，冷却被吹送空气的冷却操作模式)中或除湿和加热车厢的除湿和加热操作模式(即，除湿模式)中的制冷剂循环和(ii)加热车厢的加热操作模式(即，加热被吹送空气的加热操作模式)中的制冷剂循环之间进行切换。
具体地，热泵循环10在第一加热模式(图2)和第二加热模式(图3)之间进行切换，第一加热模式是加热操作模式的示例并且在外部温度超低(如，低于0℃)时被执行，在第二加热模式中执行正常加热。在图1-3中，每个操作模式的制冷剂流动由实线箭头示出。
热泵循环10采用氢氟碳化合物(HFC)基制冷剂，具体地，R134a，作为制冷剂，并构造其中高压侧制冷剂压力Pd不超过制冷剂的亚临界压力的蒸汽压缩亚临界制冷剂循环。可以采用其它制冷剂，如氢氟烯烃(HFO)基制冷剂，例如，R1234yf。进一步，制冷剂与润滑压缩机11的制冷机油混合，制冷机油的一部分与制冷剂一起在热泵循环10中循环。
压缩机11是热泵循环10中的一个部件并定位在车辆的发动机罩中。在热泵循环10中，当将制冷剂供给至压缩机11时，压缩机11压缩制冷剂并排放压缩的制冷剂。压缩机11是被构造成包括壳体的双级压缩电动压缩机。该壳体限定压缩机11的外壁并容纳两个压缩机构(即，低级压缩机构和高级压缩机构)和电动马达，电动马达操作并使这两个压缩机构旋转。
压缩机11的壳体具有吸入口11a、中间压力端口11b和排出口11c。吸入口11a将低压制冷剂从壳体的外侧吸引至低级压缩机构。中间压力端口11b将中间压力制冷剂从壳体的外侧供给至壳体的内侧，并将中间压力制冷剂与被从低压压缩成高压的制冷剂混合。排出口11c将来自高级压缩机构的高压制冷剂排放到壳体的外侧。
具体地，中间压力端口11b连接至低级压缩机构的制冷剂出口侧(即，高级压缩机构的制冷剂进口侧)。低级压缩机构和高级压缩机构可以是漩涡型压缩机构、叶片型压缩机构、柱塞型压缩机构等。
电动马达的操作(即，转速)由从稍后将被描述的空气调节控制器40输出的控制信号控制，并且电动马达可以是交流或直流马达。压缩机11的制冷剂排量通过转数控制改变。根据第一实施例，电动马达构成改变压缩机11的制冷剂排量的排量改变部。
虽然根据第一实施例使用其中由单个壳体容纳两个压缩机构的压缩机11，但压缩机的类型不限于压缩机11。也就是说，只要使中间压力制冷剂流过中间压力端口11b并与被从低压压缩成高压的制冷剂混合，压缩机11可以是电动压缩机。电动压缩机被构造成使得一个固定容量型压缩机构和旋转操作该固定容量型压缩机构的电动马达容纳在壳体中。
进一步，双级压缩电动压缩机可以具有其中两个压缩机，即低级侧压缩机和高级侧压缩机，串联连接的结构。吸入口11a可以是定位在低级侧的低级侧压缩机的吸入口。排出口11c可以是定位在高级侧的高级侧压缩机的排出口。中间压力端口11b可以位于连接低级侧压缩机的排出口和高级侧压缩机的吸入口的连接部处。
内部冷凝器12的制冷剂入口侧连接至压缩机11的排出口11c。内部冷凝器12是加热通过稍后将被描述的内部蒸发器23的被吹送空气的使用侧热交换器(即，第一使用侧热交换器)，并设置在位于稍后将被描述的车辆空气调节器1中的内部空气调节单元30的空气调节壳体31中。内部冷凝器12作为散发从压缩机11，具体地，从高级侧压缩机构排放的高温高压制冷剂的热量的散热器工作。
内部冷凝器12的制冷剂出口侧与高级侧膨胀阀13的入口侧连接，高级侧膨胀阀13作为将流出内部冷凝器12的高压制冷剂减压成中间压力制冷剂的高级侧减压器(即，第一减压器)工作。高级侧减压器是包括阀体和电致动器的电动可变节流阀机构，其中阀体的节流开口度可以改变，电致动器具有改变阀体的节流开口度的步进马达。
具体地，当高级侧膨胀阀13部分地关闭以减压制冷剂时，节流开口度改变使得节流通道面积的等效直径在Φ0.5-Φ3mm的范围内。进一步，当节流开口度完全打开时，节流通道面积的等效直径可以保持为(Φ)10mm，以便不施加制冷剂减压作用。高级侧膨胀阀13的操作由从空气调节控制器40输出的控制信号控制。高级侧膨胀阀13的出口侧与集成阀14的制冷剂入口141a连接。
集成阀14被构造以便集成汽-液分离部(例如，汽-液分离空间141b)、阀装置(如，集成阀构件29)、减压器(如，固定节流阀17)等。汽-液分离部将流出高级侧膨胀阀13的制冷剂分离成汽相制冷剂和液相制冷剂。阀装置打开或关闭汽相制冷剂通道142b和液相制冷剂通道141d，由汽-液分离部分离的汽相制冷剂通过汽相制冷剂通道142b。减压器减压由汽-液分离部分离的液相制冷剂。
换句话说，集成阀14具有其中驱动作为气体喷射循环的热泵循环10所需要的构成装置的一部分被集成的结构。而且，集成阀14执行作为切换制冷剂在其中循环的制冷剂循环的制冷剂循环切换部的功能。
以后将参照图4-8描述集成阀14的结构的细节。图4和5是第一实施例的集成阀14的沿着沿上下方向延伸的线截取的示意性剖视图。图4是示出稍后将被描述的在下述情况中的步进马达28的剖视图：其中步进马达28操作集成阀构件29以便已分离汽相-制冷剂出口孔142d被打开。图5是示出稍后将被描述的在下述情况中的步进马达28的剖视图：其中步进马达28操作集成阀构件29以便已分离汽相-制冷剂出口孔142d被关闭。图6是沿着图6的线VI-VI截取的剖视图，图7是沿着图6的线VII-VII截取的剖视图，图8示出集成阀14内的位置配置的修改示例。
集成阀14具有本体140，本体140限定集成阀14的外壳并在其中容纳集成阀构件29等。本体140由具有大致方形管状形状的金属块体构成，并且金属块体的轴线方向沿上下方向延伸。汽-液分离空间141b设置在本体140中。汽-液分离空间141b被构造成具有大致圆筒形形状，并且该大致圆筒形形状的轴线方向沿上下方向延伸。
制冷剂入口141a被限定在本体140的外壁面处，流出高级侧膨胀阀13之后的制冷剂通过制冷剂入口141a被引入汽-液分离空间141b。
将制冷剂从制冷剂入口141a引入汽-液分离空间141b的制冷剂引入通道141h经由制冷剂引入孔141g与汽-液分离空间141b连通。
如图7的剖视图中所示，当沿汽-液分离空间141b的轴向方向(即，沿本实施例的上下方向)观看时，本实施例的制冷剂引入通道141h沿一圆的切向方向延伸，该圆是汽-液分离空间141b的内壁面的横截面形状。
因此，被从制冷剂入口141a引入汽-液分离空间141b中的制冷剂沿着横截面具有大致圆形形状的汽-液分离空间141b的内壁面转动和涡旋。
通过由这种涡流产生的离心力的作用，流入汽-液分离空间141b的制冷剂被分离成汽相制冷剂和液相制冷剂，液相制冷剂通过重力作用向汽-液分离空间141b下部移动。换句话说，汽-液分离空间141b构成离心式汽-液分离部。
如图6所示，漩涡空间A1、分离空间A2和储存空间A3构成汽-液分离空间141b。在漩涡空间A1中，流出制冷剂入口141a的制冷剂以圆形沿着内壁面流动。分离空间A2将制冷剂分离成汽相制冷剂和液相制冷剂。在储存空间A3中储存在分离空间A2中分离的液相制冷剂。
漩涡空间A1是设置在汽-液分离空间141b的内壁面和稍后将被描述的气相制冷剂出口管142c的外壁面之间的空间。漩涡空间A1沿汽-液分离空间141b的轴向方向的长度长于汽-液分离空间141b沿轴向方向的整体长度的一半。
分离空间A2定位在漩涡空间A1下方，并且是设置在已分离汽相制冷剂出口管142c的沿纵向方向的一端(即，底端)和集成阀构件29之间的空间。分离空间A2沿汽-液分离空间141b的轴向方向的长度等于已分离汽相制冷剂出口管142c的内径。
储存空间A3定位在分离空间A2下方，并且是设置在汽-液分离空间141b的内壁面和稍后将被描述的管状部143的外壁面之间的空间。储存空间A3沿汽-液分离空间141b的轴向方向的长度是汽-液分离空间141b的整体长度中除了漩涡空间A1的长度和分离空间A2的长度之外的剩余长度。
如图6的剖视图中所示，本实施例的制冷剂引入孔141g由沿汽-液分离空间141b的轴向方向延伸的细长孔构成。换句话说，制冷剂引入孔141g沿汽-液分离空间141b的轴向方向延伸的垂直尺寸Dv大于制冷剂引入孔141g沿垂直于汽-液分离空间141b的切向方向的方向延伸的水平尺寸Dh(Dv>Dh)。
因此，当被引入汽-液分离空间141b的制冷剂在汽-液分离空间141b中涡旋时，制冷剂的主要流动沿着汽-液分离空间141b的径向外壁旋转而不扩散到汽-液分离空间141b的径向内侧。因此，离心力可以有效地作用于流入汽-液分离空间141b中的制冷剂，并且集成阀14中的汽-液分离效率可以提高。
而且，制冷剂引入孔141g在一位置处开口，该位置远离已分离汽相制冷剂出口管142c沿纵向方向的一端(即，下端)且靠近已分离汽相制冷剂出口管142c沿纵向方向的另一端(即，上端)。
从制冷剂引入孔141g的下端至已分离汽相制冷剂出口管142c的所述一端(即，下端)的距离Lv是基于制冷剂引入孔141g的垂直尺寸Dv确定的。具体地，从制冷剂引入孔141g的下端至已分离汽相制冷剂出口管142c的所述一端(即，下端)的距离Lv被确定为大于制冷剂引入孔141g的垂直尺寸Dv的一半，如下述公式F1中所示。
Lv≥(1/2)×Dv…(F1)
制冷剂引入孔141g的下端的位置对应于稍后将被描述的已分离汽相制冷剂出口管142c的所述一个端侧处的端部。
如上所述，当从制冷剂引入孔141g的端部位置至已分离汽相制冷剂出口管142c的所述一端的距离Lv被设置成满足公式F1时，可以保持进口长度，制冷剂在汽-液分离空间141b中在该进口长度内充分地涡旋。因此，可以提高集成阀14的汽-液分离效率。
制冷剂引入通道141h的中心线C1和汽-液分离空间141b在径向外壁面处的平行于中心线C1的切线T1之间的距离Lh是基于制冷剂引入孔141g的水平尺寸Dh确定的。具体地，中心线C1和切线T1之间的距离Lh被确定为长于制冷剂引入孔141g的水平尺寸Dh的一半且短于制冷剂引入孔141g的水平尺寸Dh的一又二分之一(3/2)，如公式F2所示。
(1/2)×Dh≤Lh≤(3/2)×Dh…(F2)
图7是在中心线C1和切线T1之间的距离Lh等于制冷剂引入孔141g的水平尺寸Dh的一半的情况中沿着图6的线VII-VII截取的剖视图。图8是在中心线C1和切线T1之间的距离Lh等于制冷剂引入孔141g的水平尺寸Dh的一又二分之一(3/2)的情况中沿着图6的线VII-VII截取的剖视图。
由于中心线C1和切线T1之间的距离Lh被设置成满足公式F2，因此当流入汽-液分离空间141b的制冷剂沿着径向汽-液分离空间141b的外壁面涡旋时，制冷剂可以接收大的离心力。因此，可以提高集成阀14中的汽-液分离效率。
将在汽-液分离空间141b中分离的汽相制冷剂引向汽相制冷剂出口142a的已分离汽相制冷剂出口管142c设置在本体140处。已分离汽相制冷剂出口管142c形成为圆筒形形状并定位成与汽-液分离空间141b同轴。因此，流入汽-液分离空间141b的制冷剂沿着已分离汽相制冷剂出口管142c流动和涡旋。
已分离汽相制冷剂出口管142c延伸使得已分离汽相制冷剂出口管142c的终端部定位在汽-液分离空间141b内。已分离汽相制冷剂出口孔142d设置在流出在汽-液分离空间141b中分离的汽相制冷剂的终端部处。
根据本实施例，汽相制冷剂通道142b设置在已分离汽相制冷剂出口管142c中。一连通孔设置在已分离汽相制冷剂出口管142c的上侧处，已分离汽相制冷剂出口管142c的上侧通过该连通孔与本体140的外侧连通。连通孔在本体140的外侧上的开口限定汽相制冷剂出口142a。连通孔延伸以垂直于汽相制冷剂出口管142的轴线方向。
汽-液分离空间141b容纳已分离汽相制冷剂出口管142c的已分离汽相制冷剂出口孔142d和打开或关闭已分离液相制冷剂出口孔141c的集成阀构件29，已分离液相制冷剂出口孔141c定位在位于本体140的下侧的管状部143处。
管状部143由大致圆筒形树脂部形成，该大致圆筒形树脂部定位成使得该树脂部的轴向方向与汽-液分离空间141b同轴，并被固定和紧固在本体140的终端部处。管状部143是构成液相制冷剂通道141d和固定节流阀17的部分。因此，液相制冷剂通道141d和固定节流阀17定位在已分离汽相制冷剂出口孔142d的下方。密封部定位在本体140的内周侧和管状部143的外周侧之间，以便制冷剂不会从本体140的内周边侧和管状部143的外周边侧之间的间隙泄漏。
液相制冷剂通道141d被限定在管状部143的内周边侧上。管状部143的上端侧的开口限定将在汽-液分离空间141b处分离的液相制冷剂引导至液相制冷剂通道141d侧的已分离液相制冷剂出口孔141c。管状部143的下端侧的开口限定使在汽-液分离空间141b处分离的液相制冷剂流出到集成阀14外面的液相制冷剂出口141e。已分离液相制冷剂出口孔141c被设置成与已分离汽相制冷剂出口管142c的已分离汽相制冷剂出口孔142d相对。
具有环形形状并向汽-液分离空间141b侧突出的突出部设置在管状部143的上端侧的开口处。管状部143的突出部的上端面设置有阀座部143a，在集成阀构件29关闭已分离液相制冷剂出口孔141c(即，液相制冷剂通道141d)时，阀座部143a接触集成阀构件29的液相制冷剂侧密封部29a。
进一步，固定节流阀17设置在管状部143的突出部的外周边侧上，以在集成阀构件29关闭液相制冷剂通道141d时减压和排放在汽-液分离空间141b处分离的液相制冷剂至液相制冷剂出口141e侧。更具体地，固定节流阀17延伸成平行于设置在阀座部143a内侧的制冷剂通道。
如果在分离空间A2的漩涡空间A1中速度波动范围宽的制冷剂直接流入固定节流阀17，则可能担心固定节流阀17的减压特性变得不稳定。
在本实施例中，固定节流阀17被构造成开口于汽-液分离空间141b的储存空间A3。因此，汽相制冷剂被限制流入固定节流阀17，并且可以稳定固定节流阀17的减压特性。
具体地，开口度固定的喷嘴或节流孔可以用作固定节流阀17。在诸如喷嘴和节流孔之类的固定节流阀中，孔通道面积急剧地减小或增加。因此，在上游侧和下游侧之间存在压力差(即，入口和出口之间的压力差)的同时，通过固定节流阀的制冷剂的流量和固定节流阀的上游侧的制冷剂的干度可以被自动控制(即，平衡)。
具体地，当上游侧和下游侧之间的压力差相对大时，固定节流阀17的上游侧的制冷剂的干度被平衡成是大的，同时作为在循环中循环所需要的流量的循环制冷剂的需要流量减少。另一方面，当所述压力差相对小时，固定节流阀17的上游侧的制冷剂的干度被平衡成是小的，同时循环制冷剂的需要流量增加。
然而，当固定节流阀17的上游侧的制冷剂的干度大时，并且外部热交换器20作为蒸发器工作时，该循环的性能系数(COP)下降，同时外部热交换器20处的制冷剂的热吸收量(即，制冷能力)减小。根据本实施例，即使循环制冷剂的需要流量通过加热操作模式(即，第一加热模式)中的负载变化的变动改变，也能限制COP下降，使得固定节流阀17的上游侧的制冷剂的干度X小于或等于0.1。
换句话说，即使循环制冷剂的流量以及固定节流阀的入口和出口之间的压力差在热泵循环10中引起负载变化时的预期的范围内变化，本实施例的固定节流阀17被调整以使得固定节流阀的上游侧的制冷剂的干度被自动控制为小于或等于0.1。
通过固定节流阀17之后的制冷剂的温度和通过固定节流阀17之前的制冷剂的温度之间的温度差大(如，约30℃)。因此，当构成液相制冷剂通道141d和固定节流阀17的管状部143是金属块时，通过固定节流阀17之前的高温制冷剂的热量与通过固定节流阀17之后的低温制冷剂(即，汽-液混合状态制冷剂)交换热量，并且经由本体140和管状部143被冷却。也就是说，当本体140和管状部143由具有相对高的导热率的金属材料制成时，存在通过固定节流阀17之前的制冷剂与通过固定节流阀17之后的制冷剂经由本体140和管状部143间接进行热交换的可能性。
这种热传递引起(i)在制冷剂的流动方向上定位在集成阀14的下游侧的外部热交换器20的热传递量减小，以及(ii)热泵循环10作为气体喷射循环运行时的加热能力减小。
相反，根据本实施例，管状部143由具有比由金属块制成的本体140大的热阻的树脂材料制成。通过限制通过固定节流阀17之前的制冷剂与通过固定节流阀17之后的制冷剂之间经由本体140和固定节流阀17的间接热传递，固定节流阀17的减压特性可以稳定。因此，可以限制在制冷剂的流动方向上定位在集成阀14的下游的外部热交换器20的热传递量的减小。而且，经由汽相制冷剂通道142b流出的汽相制冷剂的温度降低可以受到通过集成阀构件29的操作减压的液相制冷剂的限制。因而，当热泵循环10作为气体喷射循环运行时，限制加热能力减小。
进一步，根据本实施例，汽-液分离空间141b、液相制冷剂通道141d和固定节流阀17被一体地构造在本体140内。因此，与其中连接汽-液分离空间141b的已分离液相制冷剂出口孔141c和固定节流阀的制冷剂通道由管道单独地提供的情况相比，从外面通过液相制冷剂通道141d的制冷剂的热传递量可以减小。
因此，可以减少将被称为热损失的现象，在该现象中通过液相制冷剂通道141d的制冷剂通过获得来自集成阀14外部的热量而沸腾和蒸发。将参照图9描述这一点。图9是流动特性曲线图(即，节流特性曲线图)，示出在固定节流阀17的上游侧的制冷剂压力和固定节流阀17的下游侧的制冷剂压力之间的压力差固定的条件下热损失的影响。
如图9中看到的那样，在固定节流阀的上游的制冷剂的干度由于热损失增加时，通过固定节流阀17的制冷剂的流量Q减小。进一步，当通过液相制冷剂通道141d的制冷剂的密度减小时，在制冷剂通过液相制冷剂通道141d的同时，流量Q通过由热损失引起的压力损失的增加而减小。
根据本实施例，汽-液分离空间141b、液相制冷剂通道141d和固定节流阀17被一体地构造在本体140中。因此，由热损失引起的干度X的增加和压力损失的增加受到限制，并且可以有效地限制固定节流阀17处的流量Q减小。
集成阀构件29定位在位于分离空间A2中的已分离汽相制冷剂出口孔142d和位于储存空间A3中的已分离液相制冷剂出口孔141c之间。集成阀构件29沿垂直于汽-液分离空间141b的轴线方向的方向(即，根据本实施例为水平方向)延伸，并由盘形部分形成。盘形部分大于已分离液相制冷剂出口孔141c的内径。
根据本实施例，考虑到集成阀14中的汽-液分离效率和集成阀14的由集成阀构件29引起的压力损失△P，集成阀构件29的外径Ds在满足以下示出的关系式F3和关系式F4的范围内被确定。
Dp≤Ds≤(Dx+Dr)/2…F3
π×(Dr/2)2-π×(Dx/2)2=π×(Do/2)2…F4
Dp是已分离汽相制冷剂出口管142c的外径，Dr是汽-液分离空间141b的内径，Do是已分离液相制冷剂出口孔141c的内径。当沿轴向方向观看时，在设置在汽-液分离空间141b和集成阀构件29之间的环形部的面积等于已分离液相制冷剂出口孔141c的沿径向方向的横截面面积的条件下，Dx是集成阀构件29的外径(即，等效直径)。环形部的面积对应于上述关系式F4的左手侧，已分离液相制冷剂出口孔141c沿径向方向的横截面面积对应于关系式F4的右手侧。关系式F4被简化成Dx=(Dr2-Do2)1/2。
将参照图10描述上述关系。图10是说明图，示出在图6中示出的集成阀14的集成阀构件29的外径Ds改变时，(i)集成阀14的集成阀构件中的压力损失△P的变化，以及(ii)汽-液分离空间141b的汽-液分离效率(％)的变化。压力损失△P是其中集成阀构件29中的已分离液相制冷剂出口孔141c打开并且已分离汽相制冷剂出口孔142d关闭的操作模式中的测量值。汽-液分离效率是其中已分离液相制冷剂出口孔141c0闭且已分离汽相制冷剂出口孔142d打开的操作模式的测量值。
如图10所示，当集成阀构件29的外径Ds减小时，汽-液分离效率趋向于减小。而且，当集成阀构件29的外径Ds小于已分离汽相制冷剂出口管142c的外径Dp时，汽-液分离效率明显地降低。反过来，当集成阀构件29的外径Ds大于或等于已分离汽相制冷剂出口管142c的外径Dp时，汽-液分离效率被可靠地维持为高。
因此，根据本实施例，从集成阀14内的汽-液分离效率的观点看，集成阀构件29的外径Ds的最小值被确定为与已分离汽相制冷剂出口管142c的外径Dp相同的值(Dp≤Ds)。
当集成阀构件29的外径Ds过大时，在集成阀构件29打开141c且关闭142d的操作模式(冷却操作模式等)中，集成阀构件29自身可能变为集成阀构件29的外周边侧和汽-液分离空间141b之间的通道阻力。在该情况中，在集成阀构件29的外周边侧和汽-液分离空间141b之间通过的制冷剂的压力损失可能增加。
具体地，如图10所示，压力损失△P在集成阀构件29的外径Ds大于外径Dx时明显地增加。集成阀14内的压力损失△P的这种增加可能降低系统性能。
因此，本公开内容的发明人通过考虑由压力损失△P引起的系统性能降低的可接受范围确定集成阀构件29的外径Ds的最大值在汽-液分离空间141b的外径Dx和内径Dr之间的中间值处(=(Dx+Dr)/2)。
从减少集成阀14中的压力损失△P的观点看，集成阀构件29的外径Ds的上限优选地被设置为Dx。在该情况中，设置在汽-液分离空间141b和集成阀构件29之间的环形部的面积大于已分离液相制冷剂出口孔141c在径向方向上的截面积。因此，限制集成阀14中由于设置集成阀构件29引起的压力损失△P增加。
根据本实施例，(i)由树脂制成并具有环形形状的液相制冷剂侧密封部29a定位在集成阀构件29的底表面侧，以及(ii)由树脂制成并具有环形形状的汽相-制冷剂侧密封部29b定位在集成阀构件29的顶表面侧。如图5所示，在集成阀构件29关闭汽相制冷剂通道142b时，汽相-制冷剂侧密封部29b抵接已分离汽相制冷剂出口管142c的已分离汽相制冷剂出口孔142d。
而且，集成阀构件29与步进马达28的可动部连接，采用诸如紧固螺栓等之类的紧固部件经由适合作为驱动机构的轴29c将步进马达28固定至本体140的上侧。轴29c与已分离汽相制冷剂出口管142c同轴地设置并穿过已分离汽相制冷剂出口管142c(即，汽相制冷剂通道142b)的内侧。
步进马达28是在轴29c的轴向方向(即，上下方向)上移动集成阀构件29的驱动装置，并且从空气调节控制器40输出的控制脉冲控制步进马达28的操作。
步进马达28被构造成在已分离液相制冷剂出口孔141c(即，液相制冷剂通道141d)打开以将制冷剂排向液相制冷剂出口孔141e侧时将集成阀构件29移动至关闭已分离汽相制冷剂出口孔142d(即，汽相制冷剂通道142b)的位置。具体地，步进马达28向上移动集成阀构件29，使得已分离汽相制冷剂出口孔142d关闭，并且已分离液相制冷剂出口孔141c打开。
在集成阀构件29定位成打开已分离液相制冷剂出口孔141c的状态中，由通过液相制冷剂通道141d的制冷剂引起的压力损失比由通过固定节流阀17的制冷剂引起的压力损失小很多。因此，在集成阀构件29定位成打开已分离液相制冷剂出口孔141c的状态中，制冷剂通过液相制冷剂出口孔141e流出至集成阀14外侧而基本上不经由设置在阀座部143a的内周边侧的制冷剂通道被减压。
步进马达28还被构造成在已分离汽相制冷剂出口孔142d(即，汽相制冷剂通道142b)打开以将汽相制冷剂排放至汽相制冷剂出口孔142a侧时将集成阀构件29移动至减压流向液相制冷剂出口孔141e侧的汽相制冷剂的位置。具体地，步进马达28将集成阀构件29移动至关闭已分离液相制冷剂出口孔141c(即，液相制冷剂通道141d)的位置以打开已分离汽相制冷剂出口孔142d。
当已分离液相制冷剂出口孔141c由集成阀构件29以这种方式关闭时，在汽-液分离空间141b中分离的液相制冷剂在被固定节流阀17减压之后通过液相制冷剂出口141e流出至集成阀14的外侧。
止回阀(未示出)定位在集成阀14的从汽相制冷剂出口142a延伸至压缩机11的中间压力端口11b的制冷剂管道处，并且仅允许制冷剂从集成阀14流动至压缩机11的中间压力端口11b。因而，制冷剂被限制从压缩机11侧流出至集成阀14侧。止回阀可以与集成阀14或压缩机11一体地构造而成。
如图1-3所示，外部热交换器20的制冷剂入口侧连接至集成阀14的液相制冷剂出口141e。外部热交换器20定位在发动机罩中，并且热量在外部热交换器20内流动的制冷剂和被吹风机21吹送的外部空气之间传递。外部热交换器20作为使低压制冷剂蒸发的蒸发器工作，使得低压制冷剂至少在加热操作(如，第一加热模式和第二加热模式)中发挥吸热作用，并且作为散热器工作使得高压制冷剂在冷却操作模式等中散发热量。
作为第二减压装置的冷却膨胀阀22的制冷剂入口侧与外部热交换器20的制冷剂出口侧的出口侧连接。冷却膨胀阀22在冷却操作模式等中减压通过外部热交换器20流入内部蒸发器23中的制冷剂。冷却膨胀阀22的基本结构与高级侧膨胀阀13相同，并且冷却膨胀阀22的操作由从空气调节控制器40输出的控制信号控制。
内部蒸发器23的制冷剂入口侧与冷却膨胀阀22的出口侧连接。内部蒸发器23在吹送空气方向上在内部冷凝器12的上游侧处设置在内部空气调节单元30的空气调节壳体31中。内部蒸发器23是适合作为蒸发器(如，第二使用侧热交换器)的热交换器，并且通过蒸发通过内部蒸发器23的制冷剂而冷却吹送空气，使得制冷剂在冷却操作模式、除湿和加热操作模式等中发挥吸热作用。
蓄能器24的入口侧与内部蒸发器23的出口侧连接。蓄能器24是将吸入蓄能器24的制冷剂分离成汽相制冷剂和液相制冷剂并储存多余的制冷剂的低压侧汽-液分离器。此外，压缩机11的吸入口11a与蓄能器24的汽相制冷剂出口连接。因此，内部蒸发器23与蓄能器24连接以使制冷剂流向压缩机11的吸入口11a侧。
进一步，外部热交换器20的出口侧与膨胀阀旁路通道25连接，膨胀阀旁路通道25引导从外部热交换器20流动至蓄能器24的入口侧的制冷剂，使得制冷剂旁通(绕过)冷却膨胀阀22和内部蒸发器23。旁路通道切换阀27位于膨胀阀旁路通道25处。
旁路通道切换阀27是切换膨胀阀旁路通道25以打开或关闭的电磁阀，并且旁路通道切换阀27的打开和关闭操作由从空气调节控制器40输出的控制电压控制。由经过旁路通道切换阀27的制冷剂引起的压力损失比由经过冷却膨胀阀22的制冷剂引起的压力损失小很多。
因此，当旁路通道切换阀27打开时，流出外部热交换器20的制冷剂经由膨胀阀旁路通道25流入蓄能器24。在该情况中，冷却膨胀阀22可以完全打开。
当旁路通道切换阀27关闭时，制冷剂经由冷却膨胀阀22流入内部蒸发器23。因而，旁路通道切换阀27可以切换热泵循环10的制冷剂循环。因此，本实施例的旁路通道切换阀27与集成阀14一起构成制冷剂循环切换装置。
将描述内部空气调节单元30。内部空气调节单元30设置在位于车厢的前部处的仪表板(即，仪表板)内，并且其中具有空气调节壳体31。空气调节壳体31提供内部空气调节单元30的外壳并具有空气通道，被吹向车厢的空气在该空气通道中流动。吹风机32、内部冷凝器12、内部蒸发器23等设置在该空气通道中。
在内部空气(即，车厢内的空气)和外部空气之间切换进入空气的内部空气/外部空气切换装置33在空气调节壳体31中设置在沿空气流动方向的最上游侧处。内部空气/外部空气切换装置33通过使用内部空气/外部空气切换门连续地调节(i)将内部空气引入空气调节壳体31中的内部空气进口的开口面积和(ii)将外部空气引入空气调节壳体31中的外部空气进口的开口面积，以便连续地改变内部空气体积与外部空气体积的空气体积比。
将经由内部空气/外部空气切换装置33抽吸的空气吹向车厢的吹风机32沿空气流动方向定位在内部空气/外部空气切换装置33的下游。吹风机32是电动吹风机，其中离心式多叶片吹风机(即，西罗克风扇)由电动马达操作，并且基于从空气调节控制器40输出的控制电压控制转速(即，吹送空气体积)。
内部蒸发器23和内部冷凝器12以内部蒸发器23和内部冷凝器12的顺序在空气流动方向上设置在吹风机32的下游侧。换句话说，内部蒸发器23在空气流动方向上设置在内部冷凝器12的上游侧。
在空气调节壳体31中，设置引导经过内部蒸发器23之后的吹送空气以旁通内部冷凝器12的旁路通道35，并且空气混合门34在空气流动方向上定位在内部蒸发器23的下游侧和内部冷凝器12的上游侧。
本实施例的空气混合门34是流量调节器，其调节被吹送到内部冷凝器12中的吹送空气的流量(即，空气体积)，以便在吹送空气通过内部蒸发器23之后调节在内部冷凝器12侧经过的吹送空气的空气体积与通过旁路通道35的吹送空气的空气体积之比。空气混合门34用作调节内部冷凝器12的热交换能力的调节器。
混合空间36在空气流动方向上设置在内部冷凝器12和旁路通道35的下游侧处。在混合空间36中，通过在内部冷凝器12处与制冷剂交换热量被加热的吹送空气与通过旁路通道35的未被加热的吹送空气混合。
多个开口在空气流动方向上位于空气调节壳体31的最下游，使得在混合空间36中混合的吹送空气被吹至作为被冷却的空间的车厢。具体地，作为所述开口设置了(i)将已调节空气吹向车辆的挡风玻璃的内表面的除霜开口37a，(ii)将已调节空气吹向车厢中的乘客的上身的面部开口37b，以及(iii)将已调节空气吹向车厢中的乘客的脚部的脚部开口37c。
因此，空气混合门34调节在内部冷凝器12侧经过的吹送空气的空气体积与通过旁路通道35的吹送空气的空气体积之比，以便调节混合空间36中的空气的温度。空气混合门34由伺服马达(未示出)操作，并且基于从空气调节控制器40输出的控制信号控制伺服马达的的操作。
而且，调节除霜开口37a的开口面积的除霜门38a、调节面部开口37b的开口面积的面部门38b、以及调节脚部开口37c的开口面积的脚部门38c分别位于除霜开口37a、面部开口37b和脚部开口37c的上游。
除霜门38a、面部门38b和脚部门38c构成用于打开或关闭开口37a-37c的出口模式切换部，并经由连杆机构等由基于从空气调节控制器40输出的控制信号操作的伺服马达(未示出)控制。
设置在车厢中的面部出口、脚部出口和除霜出口经由提供空气通道的导管分别连接至除霜开口37a、面部开口37b和脚部开口37c在空气流动方向上的下游侧。
出口模式，例如，是(i)其中面部开口37b完全打开以经由面部出口将空气吹向乘客的上身的面部模式，(ii)其中面部开口37b和脚部开口37c都打开以将空气吹向乘客的上身和脚部的双级模式，以及(iii)其中脚部开口37c完全打开且除霜开口37a以小的程度打开以主要从脚部出口吹送空气的脚部模式。
将描述本实施例的电气控制装置。空气调节控制器40由包括CPU、ROM、RAM等和外围电路的公知微型计算机构成，并进行多种算术处理。空气调节控制器40基于在ROM处存储的空气调节控制程序控制连接至输出侧的各种空气调节装置(如，压缩机11、集成阀14、旁路通道切换阀27、吹风机32等)的操作。
用于多种空气调节控制的传感器组41连接至空气调节控制器40的输入侧。传感器组41包括(i)检测车厢中的温度的内部空气传感器、(ii)检测外部空气的温度的外部空气传感器、(iii)检测进入车厢中的太阳辐射量的太阳辐射传感器、(iv)用于蒸发器的检测被从内部蒸发器23吹送的吹送空气的温度(即，蒸发器的温度)的温度传感器、(v)检测从压缩机11排放的高压制冷剂的压力的排放压力传感器、(vi)检测流出内部冷凝器12的制冷剂的温度的冷凝器温度传感器、(vii)检测被吸入压缩机11中的吸入制冷剂的压力的吸入压力传感器等。
进一步，控制面板(未示出)定位在位于车厢的前部区域处的仪表板附近并连接至空气调节控制器40的输入侧。来自设置到控制面板的各种空气调节操作开关的控制信号输入至空气调节控制器40。各种空气调节操作开关具体地是(i)车辆空气调节器1的操作开关，(ii)设置车厢中的温度的内部温度设置开关、(iii)选择性地设置冷却操作模式、(iv)除湿和加热操作模式、或(v)加热操作模式等的模式选择开关。
控制连接至空气调节控制器40的输出侧的各种空气调节控制装置的操作的控制部被集成以提供空气调节控制器40，并且控制每个受控目标设备的操作的结构(硬件和软件)构成控制每个受控目标设备的操作的控制部。
例如，根据本实施例，控制压缩机11的电动马达的操作的结构(硬件和软件)构成排放能力控制部，控制集成阀14和旁路通道切换阀27的操作的结构(硬件和软件)构成制冷剂回路控制部。排放能力控制部、制冷剂回路控制部等可以被构造成独立于空气调节控制器40的控制装置。
将描述本实施例的具有上述结构的车辆空气调节器1的操作。如上所述，本实施例的车辆空气调节器1选择性地切换(i)冷却车厢的冷却操作模式、(ii)加热车厢的加热操作模式、以及(iii)除湿和加热车厢的除湿和加热模式。将描述每种操作模式中的操作。
(a)冷却操作模式
当在控制面板的操作开关接通的状态中由模式选择开关设置冷却操作模式时，启动冷却操作模式。在冷却操作模式中，空气调节控制器40(i)操作高级侧膨胀阀13以完全打开，(ii)移动集成阀构件29使得集成阀14c的步进马达28关闭已分离汽相制冷剂出口孔142d，(iii)部分地关闭冷却膨胀阀22以发挥减压作用，以及(iv)关闭旁路通道切换阀27。
因而，如图5所示，集成阀构件29打开集成阀14中的已分离液相制冷剂出口孔141c并关闭已分离汽相制冷剂出口孔142d，并且热泵循环10设置其中制冷剂由图1中的实线箭头所示进行流动的制冷剂循环。
在制冷剂循环的上述构造中，空气调节控制器40读取传感器组41的用于空气调节控制的检测信号和操纵面板的操作信号。基于检测信号和操作信号计算作为被吹入车厢中的空气的目标温度的目标空气温度TAO。而且，空气调节控制器40基于计算出的目标空气温度TAO和传感器组41的检测信号确定连接至空气调节控制器40的输出侧的各种空气调节控制装置的操作状态。
例如，如接下来的描述那样确定压缩机11的制冷剂排放能力，换句话说，输入压缩机11的电动马达的控制信号。基于目标空气温度TAO，采用在空气调节控制器40处存储的控制地图确定作为来自内部蒸发器23的空气出口的空气的温度的目标蒸发器空气温度TEO。
基于目标蒸发器空气温度TEO和由蒸发器温度传感器检测到的内部蒸发器23的出口处的空气的温度之间的偏差确定被输出至压缩机11的电动马达的控制信号，以便通过采用反馈控制使得从内部蒸发器23吹送的空气的温度接近目标蒸发器空气温度TEO。
确定被输出至冷却膨胀阀22的控制信号，使得流入冷却膨胀阀22的制冷剂的过冷度接近目标过冷度。该目标过冷度是预先确定的，使得COP大致接近最大值。确定被输出至空气混合门34的伺服马达的控制信号，使得空气混合门34关闭内部冷凝器12的空气通道，并且在通过内部蒸发器23之后的所有的吹送空气量都通过旁路通道35。
以上述方式被确定的控制信号等输出至各种空气调节控制装置。随后，重复以下控制程序，例如(i)读取检测信号和操作信号、(ii)计算目标空气温度TAO、(iii)确定各种空气调节控制装置的每个操作状态、(iv)输出控制电压和控制信号等，直到经由控制面板要求停止车辆空气调节器的操作的预定时期。在其它操作模式中类似地进行这种控制程序的重复。
因此，在热泵循环10的冷却操作模式中，从压缩机11的排出口11c排出的高压制冷剂(图11中的点a11)流入内部冷凝器12。在冷却操作模式中，空气混合门34关闭内部冷凝器12的空气通道，并且流入内部冷凝器12的制冷剂通过内部冷凝器12流出以将很少量热量散发至被吹送至车厢的空气。
高级侧膨胀阀13完全打开，并且流出内部冷凝器12的制冷剂通过高级侧膨胀阀13而不被减压。制冷剂经由集成阀14的制冷剂入口141a流入汽-液分离空间141b。
流入集成阀14的制冷剂是具有过热度的汽相制冷剂，并且汽相制冷剂流入液相制冷剂通道141d而不在集成阀14的汽-液分离空间141b中被分离成汽相和液相。进一步，由于集成阀构件29定位成打开已分离液相制冷剂出口孔141c，因此流入液相制冷剂通道141d的汽相制冷剂流出液相制冷剂出口141e而基本上没有在固定节流阀17处减压。
也就是说，流入集成阀14的制冷剂通过液相制冷剂出口141e流出而基本上不引起压力损失。在这种情况下，集成阀构件29关闭已分离汽相制冷剂出口孔142d，并且制冷剂不从已分离汽相制冷剂出口142a流出。
流出集成阀14的液相制冷剂出口141e的汽相制冷剂流入外部热交换器20。流入外部热交换器20的制冷剂通过与被吹风机21吹送的外部空气交换热量而散发热量(图11中从点a11至点b11)。由于旁路通道切换阀27处于关闭状态，因此流出外部热交换器20的制冷剂流入稍微打开的冷却膨胀阀22并等焓地减压和膨胀成低压制冷剂(图11中点b11至点c11)。
在冷却膨胀阀22处被减压的低压制冷剂流入内部蒸发器23，从被吹风机32吹向车厢的空气吸收热量，并蒸发(图11中点c11至点d11)。因而，被吹向车厢的空气被冷却。
流出内部蒸发器23的制冷剂在蓄能器24中分离成汽相制冷剂和液相制冷剂。已分离汽相制冷剂被吸入压缩机11的吸入口11a(图11中的点e11)并以低级侧压缩机构和高级侧压缩机构的顺序(以图11中点e11、点a111、点a11的顺序)再次被减压。另一方面，分离的液相制冷剂作为多余的对进行所需要的制冷能力的循环来说不必要的制冷剂存储在蓄能器24中。
如图11所示，由于(i)通过从蓄能器24延伸至压缩机11的吸入口11a的制冷剂管道的汽相制冷剂的压力损失，以及(ii)作为从外侧(即，外部空气)吸收热量的汽相制冷剂的热量的吸热量，点d11不同于点e11。因此，在理想的循环中，点d11优选与点e11重合。这一内容类似于接下来的描述中的莫利尔图。
如上所述，在冷却操作模式中，由于内部压缩机12的空气通道由空气混合门34关闭，在内部蒸发器23处被冷却的空气可以被吹入车厢中。因而，可以进行车厢的冷却操作。
(b)加热操作模式
下文将描述加热操作模式。如上所述，在本实施例的热泵循环10中，可以作为加热操作模式进行第一加热模式或第二加热模式。当在车辆空气调节器的操作开关接通的状态中通过采用模式选择开关选择加热操作模式时，加热操作模式启动。
当加热操作模式运行时，空气调节控制器40读取来自传感器组41的用于空气调节控制的检测信号和来自操纵面板的操作信号，并确定压缩机11的制冷剂排放能力(即，转速)。此外，空气调节控制器40基于所确定的转速使第一加热模式或第二加热模式运行。
(b-1)第一加热模式
下文将描述第一加热模式。当第一加热模式运行时，空气调节控制器40控制(i)高级侧膨胀阀13稍微打开，(ii)集成阀构件29移动至步进马达28关闭已分离液相制冷剂出口孔141c的位置，(iii)冷却膨胀阀22完全关闭，以及(iv)旁路通道切换阀27关闭。
因而，在图4中示出的集成阀14中，集成阀构件29定位成打开已分离汽相制冷剂出口孔142d并关闭已分离液相制冷剂出口孔141c，热泵循环10被设置到其中制冷剂如图2由实线箭头所示的那样流动的制冷剂流动通道。
在制冷剂流动通道的构造(即，循环构造)中，类似于冷却操作模式的情况，空气调节控制器40(i)读取由传感器组41检测的用于空气调节的检测信号和来自操作面板的操作信号，以及(ii)基于目标空气温度TAO和传感器组的检测信号确定电连接至空气调节控制器40的输出侧的各种空气控制装置的操作状态。
在第一加热模式中，确定输入高级侧膨胀阀13的控制信号，使得内部冷凝器12处的制冷剂的压力变为预定目标高压，或者流出内部冷凝器12的制冷剂的过冷度变为预定的目标过冷度。确定输入空气混合门34的伺服马达的控制信号，使得空气混合门34定位成关闭旁路通道35并且通过内部蒸发器23之后的所有体积的吹送空气都通过内部冷凝器12。
因此，在热泵循环10的第一加热模式中，如图12中的莫利尔图所示，从压缩机11的排出口11c排出的高压制冷剂(图12中的点a12)流入内部冷凝器12。流入内部冷凝器12的制冷剂通过与从吹风机32吹送的被吹向车厢的空气交换热量而散发热量，并且通过内部蒸发器23(图12中点a12至点b12)。因而，被吹向车厢的空气被加热。
流出内部冷凝器12的制冷剂在稍微打开的高级侧膨胀阀13处被等焓地减压成中间压力制冷剂(图12中点b12至点c112)。在高级侧膨胀阀13处被减压的中间压力制冷剂从集成阀14的汽相制冷剂出口142a流入汽-液分离空间141b并分离成汽相制冷剂和液相制冷剂(图12中从点c112至点c212，以及从点c112至点c312)。
由于集成阀构件29定位成关闭已分离液相制冷剂出口孔141c，因此在汽-液分离空间141b中分离的液相制冷剂在固定节流阀17处被等焓地减压和膨胀成低压制冷剂(图12中点c312至点c412)，并通过液相制冷剂出口141e流出。
集成阀构件29定位成打开已分离汽相制冷剂出口孔142d。因此，在汽-液分离空间141b中分离的汽相制冷剂通过集成阀14的汽相制冷剂出口142a流出，进入压缩机11的邻近中间压力端口11b的一侧(图12中的点c212)。
流入中间压力端口11b的制冷剂与从低压侧压缩机构排出的制冷剂混合(图12中的点a112)，并且混合制冷剂被吸入高级侧压缩机构(图12中的点a212)。另一方面，经由固定节流阀17流出集成阀14的液相制冷剂出口141e的制冷剂流入外部热交换器20，并通过与由吹风机21吹送的外部空气交换热量而吸收热量(图12中点c412至点d12)。
由于旁路通道切换27处于打开状态，因此流出外部热交换器20的制冷剂经由膨胀阀旁路通道25流入蓄能器24并分离成汽相制冷剂和液相制冷剂。被吸入压缩机11的吸入口11a的已分离汽相制冷剂(图12中的点e12)再次被减压。另一方面，已分离液相制冷剂作为多余的对进行所需要的制冷能力的循环来说不必要的制冷剂存储在蓄能器24中。
如上所述，在第一加热模式中，从压缩机11排出的制冷剂的热量在内部冷凝器12处散发至被吹入车厢中的吹送空气，并且被加热的吹送空气被吹入车厢。因而，可以进行车厢的加热操作。
进一步，在第一加热模式中，可以构造气体喷射循环(即，节约型制冷剂循环)。在气体喷射循环中，在固定节流阀17处被减压的低压制冷剂被从压缩机11的吸入口11a抽吸，并且在高级侧膨胀阀13处被减压的中间压力制冷剂流入中间压力端口11b并与被压缩的制冷剂混合。
因此，温度低的混合制冷剂可以被吸入高级侧压缩机构中。因此，被吸入的制冷剂的压力和排放的制冷剂的压力之间的压力差在高级侧压缩机构和低级侧压缩机构中都降低，从而提高高级侧压缩机构的压缩效率，并且可以同时提高高级侧压缩机构的压缩效率和低级侧压缩机构的压缩效率。因而，可以提高整个热泵循环10中的COP。
(b-2)第二加热模式
下文将描述第二加热模式。当第二加热模式运行时，空气调节控制器40控制(i)高级侧膨胀阀13稍微打开，(ii)集成阀构件29定位成使得集成阀14的步进马达28关闭已分离汽相制冷剂出口孔142d，(iii)冷却膨胀阀22完全关闭，以及(iv)旁路通道切换阀27打开。因而，类似于冷却操作模式，集成阀14处于图5中示出的状态，并且热泵循环10被设置到其中制冷剂如由图3中的实线箭头所示的那样流动的制冷剂流动通道。
在制冷剂流动通道的构造(即，循环构造)中，类似于冷却操作模式，空气调节控制器40(i)读取由传感器组41检测的用于空气调节的检测信号和来自操纵面板的操作信号，以及(ii)基于目标空气温度TAO和传感器组的检测信号确定连接至空气调节控制器40的输出侧的各种空气控制装置的操作状态。
在第二加热模式中，确定输入高级侧膨胀阀13的控制信号，使得内部冷凝器12处的制冷剂的压力变为预定目标高压，或者流出内部冷凝器12的制冷剂的过冷度变为预定的目标过冷度。确定输入空气混合门34的伺服马达的控制信号，使得空气混合门34定位成关闭旁路通道35并且使通过内部蒸发器23之后的所有体积的吹送空气都通过内部冷凝器12。
因此，在热泵循环10的第二加热模式中，如图13中的莫利尔图所示，从压缩机11的排出口11c排出的高压制冷剂(图13中的点a13)流入内部冷凝器12，并且类似于第一加热模式中的情况，通过交换热量而散发热量至被吹向车厢的空气(图13中点a13至点b13)。因而，被吹向车厢的空气被加热。
流出内部冷凝器12的制冷剂在稍微打开的高级侧膨胀阀13处被等焓地减压和膨胀成低压制冷剂(图13中点b13至点c13)并流入集成阀14的汽-液分离空间141b。类似于冷却操作模式中的情况，流入汽-液分离空间141b的制冷剂通过液相制冷剂出口141e流出，而不流出汽相制冷剂出口142a且未被减压。
流出液相制冷剂出口141e的低压制冷剂流入外部热交换器20并通过交换热量由从吹风机21吹送的外部空气吸收热量(图13中从点c13至点d13)。因为旁路通道切换阀27处于打开状态，因此流出外部热交换器20的制冷剂经由膨胀阀旁路通道25进入蓄能器24，并且在蓄能器24中分离成汽相制冷剂和液相制冷剂。已分离汽相制冷剂被吸入压缩机11的吸入口11a(图13中的点e13)。
如上所述，在第二加热模式中，从压缩机11排出的制冷剂的热量在内部冷凝器12处散发至被吹向车厢的空气，并且被加热的吹送空气可以吹入车厢中。因而，可以进行车厢的加热操作。
将描述在加热负荷相对于第一加热模式来说相对低的状态中，例如，在外部温度高的状态中运行第二加热模式的效果。在第一加热模式中，如上所述，可以构造气体喷射循环，并且可以提高整个热泵循环10中的COP。
也就是说，理论上，只要压缩机11的转速固定，第一加热模式就可以以比第二加热模式的加热能力高的加热能力执行。换句话说，压缩机11进行相同的加热能力所需要的转速(即，制冷剂排放能力)在第一加热模式中低于第二加热模式中的压缩机11的转速。
然而，在压缩机构中，存在压缩效率最大(即，压缩效率达到峰值)时针对最大效率的转速。当转速低于用于最大效率的转速时，压缩效率极大地降低。因此，当压缩机11在加热负荷相对低的情况中以低于针对最大效率的转速的转速运行时，在第一加热模式中可能相当地降低了COP。
根据本实施例，针对最大效率的转速被确定为标准转速。当在第一加热模式中压缩机11的转速低于标准转速时，第一加热模式被切换至第二加热模式。当压缩机11的转速在第二加热模式中超过目标转速和预定转速的总和转速时，第二加热模式被切换至第一加热模式。
因而，第一加热模式和第二加热模式中的一种可以被设置以执行较高的COP。因此，当压缩机11的转速在第一加热模式中低于标准转速时，通过将第一加热模式切换至第二加热模式，可以提高整个热泵循环10中的COP。
(c)除湿和加热操作模式
将描述除湿和加热操作模式。当在冷却操作模式中由车厢温度设置开关设置的设定温度高于外部温度时，除湿和加热操作模式运行。
当设置除湿和加热操作模式时，空气调节控制器40控制(i)高级侧膨胀阀13完全打开或稍微打开，(ii)集成阀构件29移动使得集成阀14的步进马达28操作以关闭已分离汽相制冷剂出口孔142d，(iii)冷却膨胀阀22完全打开或稍微打开，以及(iv)旁路通道切换阀27关闭。因而，与冷却操作模式一样，热泵循环10被切换到其中制冷剂如由图1中的实线箭头所示的那样流动的制冷剂流动通道。
在制冷剂流动通道的构造(即，循环构造)中，空气调节控制器40(i)读取由传感器组41检测的用于空气调节的检测信号和来自操纵面板的操作信号，以及(ii)基于目标空气温度TAO和传感器组的检测信号确定连接至空气调节控制器40的输出侧的各种空气控制装置的操作状态。
例如，确定输入空气混合门34的伺服马达的控制信号，使得空气混合门34关闭旁路通道35并且通过内部蒸发器23之后的所有体积的吹送空气都通过内部冷凝器12。进一步，在本实施例的除湿和加热模式中，根据设定温度和外部温度之间的温度差改变高级侧膨胀阀13的开口度和冷却膨胀阀22的开口度。具体地，与增加目标空气温度TAO相关，运行从第一至第四除湿和加热模式的四级除湿和加热模式。
(c-1)第一除湿和加热模式
在第一除湿和加热模式中，高级侧膨胀阀13完全关闭，并且冷却膨胀阀22稍微打开。在第一除湿和加热模式中，虽然该循环的构造(即，制冷剂流动通道的构造)与冷却操作模式的循环相同，但空气混合门34被调整使得内部冷凝器12的空气通道完全打开。因而，在该循环中循环的制冷剂的状态如图14中的莫利尔图所示的那样改变。
也就是说，如图14所示，从压缩机11的排出口11c排放的高压制冷剂(图14中的点a14)流入内部冷凝器12并通过与被吹向车厢并已在内部蒸发器23处被冷却和除湿的空气交换热量而散发热量(图14中从点a14至点b114)。因而，在内部冷凝器12中加热被吹向车厢的空气。
与冷却操作模式相同，流出内部冷凝器12的制冷剂顺序地经由高级侧膨胀阀13和集成阀14流入外部热交换器20。流入外部热交换器20的高压制冷剂通过与从吹风机21吹送的外部空气交换热量进一步散发热量(图14中从点b114至点b214)。接下来的操作与冷却操作模式相同。
如上所述，在第一除湿和加热模式中，在内部蒸发器23处被冷却和除湿的被吹向车厢的空气可以在内部冷凝器12处被加热并被吹入车厢。因此，可以进行车厢的除湿和加热操作。
(c-2)第二除湿和加热模式
当在第一除湿和加热模式中目标空气温度TAO超过预定的第一标准温度时，对于第一除湿和加热模式切换第二除湿和加热模式。在第二除湿和加热模式中，高级侧膨胀阀13稍微打开，并且冷却膨胀阀22处于其中冷却膨胀阀22的开口度大于冷却膨胀阀22在第一除湿和加热模式中的开口度的节流状态。因此，在第二除湿和加热模式中，在该循环中循环的制冷剂的状态如图15中的莫利尔图所示的那样改变。
也就是说，如图15所示，类似于第一除湿和加热模式，从压缩机11的排出口11c排出的高压制冷剂(图15中的点a15)流入内部冷凝器12，并通过与在内部蒸发器23处被冷却和除湿的被吹向车厢的空气交换热量而散发热量(图15中从点a15至点b115)。因此，被吹向车厢的空气在内部冷凝器12处被加热。
流出内部冷凝器12的制冷剂在稍微打开的高级侧膨胀阀13处被等焓地减压成中间压力制冷剂(图15中点b115至点b215)，所述中间压力制冷剂的温度高于外部温度。类似于冷却操作模式，在高级侧膨胀阀13处被减压的中间压力制冷剂经由集成阀14流入外部热交换器20。
流入外部热交换器20的中间压力制冷剂通过与从吹风机21吹送的外部空气交换热量而散发热量(图15中从点b215至点b315)。接下来的操作与冷却操作模式相同。
如上所述，在第二除湿和加热模式中，类似于第一除湿和加热模式，在内部蒸发器23处被冷却和除湿的被吹向车厢的空气可以在内部冷凝器12处被加热并被吹入车厢。因此，可以进行车厢的除湿和加热操作。
在第二除湿和加热模式中，高级侧膨胀阀13稍微打开，并且流入外部热交换器20的制冷剂的温度可以低于第一除湿和加热模式的温度。因此，外部热交换器20处的制冷剂的温度和外部温度之间的温度差减小，并且在外部热交换器20处制冷剂散发的热量可以减少。
因而，与第一除湿和加热模式相比，内部冷凝器12处的制冷剂压力可以增加而不增加在该循环中循环的制冷剂的流量，并且被从内部冷凝器12吹送的空气的温度可以增加以大于第一除湿和加热模式。
(c-3)第三除湿和加热模式
当在第二除湿和加热模式中目标空气温度TAO超过预定的第二标准温度时，第三除湿和加热模式运行。在第三除湿和加热模式中，高级侧膨胀阀13的开口度小于第二除湿和加热模式的开口度，并且冷却膨胀阀22的开口度大于第二除湿和加热模式的开口度。因此，在第三除湿和加热模式中，在该循环中循环的制冷剂的状态如图16中的莫利尔图所示那样改变。
也就是说，如图16所示，类似于第一和第二除湿和加热模式，从压缩机11的排出口11c排出的高压制冷剂(图16中的点a16)流入内部冷凝器12，并通过与在内部蒸发器23处被冷却和除湿的被吹向车厢的空气交换热量而散发热量(图16中从点a16至点b16)。因此，被吹向车厢的空气在内部冷凝器12处被加热。
流出内部冷凝器12的制冷剂在稍微打开的高级侧膨胀阀13处被等焓地减压成温度低于外部温度的中间压力制冷剂(图16中点b16至点c116)。类似于冷却操作模式，在高级侧膨胀阀13处被减压的中间压力制冷剂经由集成阀14流入外部热交换器20。
流入外部热交换器20的中间压力制冷剂通过交换热量从由吹风机21吹送的外部空气吸收热量(图16中从点c116至点c216)。进一步，流出外部热交换器20的制冷剂在冷却膨胀阀22处被等焓地减压(图16中从点c216至点c316)并流入内部蒸发器23。接下来的操作与冷却操作模式相同。
如上所述，在第三除湿和加热模式中，类似于第一和第二除湿和加热模式，在内部蒸发器23处被冷却和除湿的被吹向车厢的空气可以在内部冷凝器12处被加热并被吹入车厢。因此，可以进行车厢的除湿和加热操作。
在第三除湿和加热模式中，高级侧膨胀阀13的开口度减小，使得外部热交换器20作为蒸发器工作。因此，与第二除湿和加热模式相比，在外部热交换器20处吸收热量的制冷剂的吸热量可以增加。
因而，与第二除湿和加热模式相比，(i)被吸入压缩机11的制冷剂的密度可以增加，(ii)内部冷凝器12处的制冷剂压力可以增加而不增加压缩机11的转速，以及(iii)被从内部冷凝器12吹送的空气的温度可以增加大于第二除湿和加热模式。
(c-4)第四除湿和加热模式
当在第三除湿和加热模式中目标空气温度TAO超过预定的第三标准温度时，第四除湿和加热模式运行。在第四除湿和加热模式中，高级侧膨胀阀13的开口度小于第三除湿和加热模式的开口度，并且冷却膨胀阀22处于完全打开状态。因此，在第四除湿和加热模式中，在该循环中循环的制冷剂的状态如图17中的莫利尔图所示的那样改变。
也就是说，如图17所示，类似于第一和第二除湿和加热模式，从压缩机11的排出口11c排出的高压制冷剂(图17中的点a17)流入内部冷凝器12，并通过与在内部蒸发器23处被冷却和除湿的被吹向车厢的空气交换热量而散发热量(图17中从点a17至点b17)。因此，被吹向车厢的空气在内部冷凝器12处被加热。
流出内部冷凝器12的制冷剂在稍微打开的高级侧膨胀阀13处被等焓地减压成温度低于外部温度的低压制冷剂(图17中点b17至点c117)。类似于冷却操作模式，在高级侧膨胀阀13处被减压的低压制冷剂经由集成阀14流入外部热交换器20。
流入外部热交换器20的低压制冷剂通过交换热量从由吹风机21吹送的外部空气吸收热量(图17中从点c117至点c217)。进一步，冷却膨胀阀22处于完全打开状态，并且流出外部热交换器20的制冷剂流入内部蒸发器23而未被减压。接下来的操作与冷却操作模式相同。
如上所述，在第四除湿和加热模式中，与第一、第二和第三除湿和加热模式相同，在内部蒸发器23处被冷却和除湿的被吹向车厢的空气可以在内部冷凝器12处被加热并被吹入车厢。因此，可以进行车厢的除湿和加热操作。
在第四除湿和加热模式中，与第三除湿和加热模式相同，外部热交换器20作为蒸发器工作，并且高级侧膨胀阀13的开口度小于第三除湿和加热模式的开口度。因而，外部热交换器20处的制冷剂的蒸发温度可以降低。因此，外部热交换器20处的制冷剂的温度和外部温度之间的温度差大于第三除湿和加热模式的温度差，并且在内部冷凝器12处由制冷剂吸收的吸热量可以增加。
因而，与第三除湿和加热模式相比，(i)被吸入压缩机11的制冷剂的密度可以增加，(ii)内部冷凝器12处的制冷剂压力可以增加而不增加压缩机11的转速，以及(iii)被从内部冷凝器12吹送的空气的温度可以高于第三除湿和加热模式中的温度。
根据本实施例的车辆空气调节器1，如上所述，热泵循环10的制冷剂流动通道被切换，以便实施各种循环构造来进行车厢的适当的冷却、加热、以及除湿和加热。
进一步，本实施例的能够用于电动车辆的车辆空气调节器1不能采用废热用于加热安装有内燃机(发动机)的车辆中的车厢。因此，本实施例的热泵循环10对于以高COP运行的情况极其有效，与加热操作模式中的加热负荷无关。
根据本实施例，使用集成阀14，并且在集成阀中，对热泵循环10用作气体喷射循环来说必要的必要部件的一部分被一体地构造。因此，构成气体喷射循环的热泵循环的构造可以简单。因而，可以改善热泵循环在目标物体中的可安装性。
根据本实施例，单个集成阀14执行(i)将中间压力制冷剂分离为汽相和液相，(ii)打开或关闭液相制冷剂通道141d和汽相制冷剂通道142b，以及(iii)减压液相制冷剂。
进一步，根据本实施例的集成阀14，当集成阀构件29打开汽相制冷剂通道142b和液相制冷剂通道141d中的一个时，另一个可以关闭。集成阀构件29可以选择性地打开或关闭汽相制冷剂通道142b和液相制冷剂通道141d。而且，仅通过采用步进马达28移位集成阀构件29，该循环中的制冷剂回路可以被切换成作为气体喷射循环工作的制冷剂回路。
因而，液相制冷剂通道141d和汽相制冷剂通道142b可以由单个阀体选择性地打开或关闭，而不需要将阀体设置于液相制冷剂通道141d和汽相制冷剂通道142b中的每一个。因此，集成阀14的内部结构可以简化，并且作为气体喷射循环工作的热泵循环的构造可以简化。
因此，关于图18中示出的其中制冷剂流动通道被切换的公知可切换型热泵循环，通过(i)将图18中示出的压缩机11’改变成两级压缩类型压缩机，(ii)在由虚线围绕的部分处布置本实施例的集成阀14，以及(iii)将集成阀14的汽相制冷剂出口142a与中间压力端口11b彼此连接，可以容易地构造至少作为气体喷射循环工作的热泵循环。
更具体地，当集成阀构件29打开液相制冷剂通道141d时，循环构造被设置成使得内部冷凝器12和外部热交换器20中的至少一个作为制冷剂在该处散发热量的散热器工作，并且内部蒸发器23作为制冷剂在该处被蒸发的蒸发器工作。
另一方面，当集成阀构件29关闭液相制冷剂通道141d时，热泵循环可以被容易地切换成气体喷射循环，在该气体喷射循环中内部冷凝器12作为制冷剂在该处散发热量的散热器工作，内部蒸发器23作为制冷剂在该处被蒸发的蒸发器工作。
图18的热泵循环10是公知热泵循环的一个示例，其中(i)当旁路通道切换阀27处于关闭状态时，内部冷凝器12和外部热交换器20作为散热器工作，并且内部蒸发器23作为蒸发器工作，或者(ii)当旁路通道切换阀27处于打开状态时，内部冷凝器12作为散热器工作，外部热交换器20作为蒸发器工作。
在图18中，给对应于或等同于在本实施例中描述的部件的部分分配相同的附图标记。这一条件对于其它附图也类似。进一步，在图18中，为了图示清楚，省略了空气调节控制器40以及电连接空气调节控制器40和各种部件的电力配线、信号配线等的图示。
根据本实施例的集成阀14，汽-液分离空间141b构成离心式汽-液分离部。因而，与其中采用诸如重力、表面张力等之类的效应发挥汽-液分离性能的构造相比，集成阀14发挥高的汽-液分离性能。在该情况中，可以节省用于汽-液分离空间141b的空间，并且可以降低集成阀的整体尺寸。可替换地，根据所需要的汽-液分离性能，可以采用诸如重力、表面张力等之类的效应在集成阀14中进行汽-液分离。
而且，液相制冷剂通道141d和固定节流阀17定位在已分离汽相制冷剂出口孔142d下方，且汽相制冷剂通道142b定位在已分离汽相制冷剂出口孔142d上方。因此，通过采用重力在汽-液分离空间141b中分离的液相制冷剂被可靠地引导至液相制冷剂通道141d侧和固定节流阀17侧，并且已分离汽相制冷剂被可靠地引导至汽相制冷剂通道142b侧。
此外，根据本实施例的集成阀14，制冷剂引入孔141g是椭圆形孔。椭圆形孔沿汽-液分离空间141b的轴向方向延伸，并在远离已分离汽相制冷剂出口管142c在纵向方向上的一端且靠近已分离汽相制冷剂出口管142c在纵向方向上的另一端的位置处开口。
因而，制冷剂在汽-液分离空间141b的径向向内方向上的扩散受到限制，同时确保汽-液分离空间141b中的制冷剂的进入区，并且制冷剂可以沿着汽-液分离空间141b的径向外壁面流动。因此，离心力有效地作用于流入汽-液分离空间141b中的制冷剂，并且可以提高集成阀14的汽-液分离效率。因此，可以节省用于汽-液分离空间141b的空间，并且可以降低集成阀14的整体尺寸。因而，热泵循环10的整体尺寸可以降低，并且可以改善热泵循环在目标物体中的可安装性。
根据本实施例，集成阀构件29定位在位于分离空间A2中的已分离汽相制冷剂出口孔142d和位于储存空间A3中的已分离液相制冷剂出口孔141c之间，并由内径大于已分离液相制冷剂出口孔141c的内径的盘状构件制成。
因此，集成阀构件29限制液相制冷剂从已分离液相制冷剂出口孔141c侧扩散至已分离汽相制冷剂出口孔142d侧。因而，可以提高集成阀14中的汽-液分离效率。因此，可以节省用于汽-液分离空间141b的空间，并且可以降低集成阀的整体尺寸。因而，热泵循环10的整体尺寸可以降低，并且可以改善热泵循环在目标物体中的可安装性。
而且，根据本实施例的集成阀14，考虑集成阀14中的汽-液分离效率和集成阀14内由集成阀构件29引起的压力损失△P确定集成阀构件29的外径Ds。。因此，可以提高集成阀14内的汽-液分离效率，同时可以限制由集成阀构件29引起的压力损失的产生。
而且，本实施例的集成阀的本体140具有位于其中的管状部143，并且提供了液相制冷剂通道141d和已分离液相制冷剂出口孔141c。管状部143被构造为具有高于周围部分的热阻。
因而，由于集成阀构件29的移位被减压的液相制冷剂和汽-液分离空间141b中的制冷剂之间的间接热传递受到限制。因此，限制减压特性由于集成阀构件29移位而改变。
根据本实施例，与集成阀构件29中包括的步进马达28的可动部连接的轴29c被设置成穿过已分离汽相制冷剂出口管142c的内部。因此，没有必要单独地提供用于将轴29c布置在本体140内的空间，并且集成阀14的整体尺寸可以降低。
(第二实施例)
如图19和20的剖视图所示，在本实施例中未使用固定节流阀17，但集成阀14被构造如下。也就是说，当集成阀构件29打开已分离汽相制冷剂出口孔142d时，步进马达28操作集成阀构件29以稍微打开已分离液相制冷剂出口孔141c，以便减压在汽-液分离空间141b中分离的液相制冷剂。
具体地，根据本实施例，当集成阀构件29打开已分离汽相制冷剂出口孔142d时，步进马达28操作集成阀构件29以便在集成阀构件29和已分离液相制冷剂出口孔141c之间提供空隙，如图19所示。根据本实施例，在集成阀构件29和已分离液相制冷剂出口孔141c之间提供的空隙作为用于减压液相制冷剂的节流阀工作。进一步，步进马达28操作集成阀构件29，使得在集成阀构件29打开已分离汽相制冷剂出口孔142d时，位于在集成阀构件29和已分离液相制冷剂出口孔141c之间提供的空隙的上游的制冷剂的干度小于或等于0.1。
根据本实施例，步进马达28操作集成阀构件29以(i)在第一实施例中描述的第一加热模式中稍微打开已分离液相制冷剂出口孔141c，以及(ii)在第一实施例中描述的冷却操作模式、除湿和加热操作模式、以及第二加热模式中关闭已分离汽相制冷剂出口孔142d。
车辆空气调节器1的其它构造和操作与第一实施例相同。因此，根据本实施例的车辆空气调节器1，与第一实施例一样切换热泵循环10的制冷剂通道，以便通过各种循环构造的实施执行车厢中的合适的冷却、加热、以及除湿和加热。
进一步，单个阀体可以打开或关闭液相制冷剂通道141d和汽相制冷剂通道142b，并且没有必要在液相制冷剂通道141d和汽相制冷剂通道142b中的每一个中设置阀体来切换这些通道。因此，可以简化集成阀14的内部结构。因而，可以简化作为气体喷射循环工作的热泵循环的循环构造。
此外，当集成阀构件29移动并打开汽相制冷剂通道142b时，液相制冷剂在设置在集成阀构件29和液相制冷剂通道141d之间的空隙中被减压。因此，不需要第一实施例中描述的固定节流阀17，并且将集成阀14制成为具有更简单的结构。
而且，当集成阀构件29定位成打开汽相制冷剂通道142b时，步进马达28操作集成阀构件29移位，以便可以精细地调整汽相制冷剂通道142b和液相制冷剂通道141d之间的压力差。例如，步进马达28操作集成阀构件29移动以减小所述空隙，以便可以在设置在集成阀构件29和液相制冷剂通道141d之间的空隙处减小流入液相制冷剂通道141d的液相制冷剂的流量。
因此，采用本实施例的构造可以提高作为气体喷射循环工作的热泵循环的控制能力。
(第三实施例)
在本实施例中，将描述关于第一实施例改变集成阀14的内部结构的示例。关于对应于或等同于第一实施例的部分的部分的描述被省略或简化。
在上述第一实施例中，集成阀构件29简单地由盘状构件构成。根据本实施例，集成阀构件29的至少在已分离汽相制冷剂出口孔142d侧的外周部的直径从已分离液相制冷剂出口孔141c侧至已分离汽相制冷剂出口孔142d侧连续地减小。
具体地，如图21所示，集成阀构件29的已分离汽相制冷剂出口孔142d的外周部具有锥形形状。可替换地，集成阀构件29的在已分离汽相制冷剂出口孔142d侧的外周部可以具有弯曲形状。
因而，当制冷剂在集成阀构件29附近流动时，制冷剂从已分离汽相制冷剂出口孔142d侧至已分离液相制冷剂出口孔141c侧平滑地流动，并且由集成阀构件29引起的压力损失△P可以减少。
在本实施例中，虽然描述了其中集成阀构件29的在已分离汽相制冷剂出口孔142d侧的外周部具有锥形形状的示例，但集成阀构件29的外周部的形状不限于该示例。例如，如图22所示，集成阀构件29的在已分离液相制冷剂出口孔141c侧的外周部的直径从已分离汽相制冷剂出口孔142d侧至已分离液相制冷剂出口孔141c连续地减小。
因而，通过采用集成阀构件29的在已分离液相制冷剂出口孔141c侧的外周部，可以将在集成阀构件29附近流动的制冷剂引导至已分离液相制冷剂出口孔141c的中心侧，并且可以减小由集成阀构件29引起的压力损失△P。
如图23所示，集成阀构件29可以具有其中由金属制成的盘形部29d被模制有树脂29e的结构。因而，被模制到盘形部29d的树脂29e可以没有间隙地密封已分离汽相制冷剂出口孔142d和已分离液相制冷剂出口孔141c。
进一步，本实施例的集成阀构件29可以用作除第一实施例之外的其它实施例中的集成阀构件29。
(第四实施例)
在本实施例中，将描述关于第一实施例改变集成阀14的内部结构的示例。关于对应于或等同于第一实施例的部分的部分的描述被省略或简化。
如图24的剖视图所示，本实施例的本体140由下本体141和固定在下本体141上面的上本体142构成。
上本体142由有底的大致方形管状金属块部制成，该金属块部的轴向方向沿上下方向延伸，制冷剂入口141a设置在上本体142的外壁面处。汽-液分离空间141b设置在上本体142中，上本体142以与汽-液分离空间141b同轴的方式容纳已分离汽相制冷剂出口管142c。进一步，连通孔在上端侧处设置在已分离汽相制冷剂出口管142c处，使得已分离汽相制冷剂出口管142c的上端部与本体140的外面连通。汽相制冷剂出口142a是本体140的在本体140的邻近外面一侧的开口。
下本体141由外径基本上等于上本体142的外径的大致圆筒形金属块部制成。当下本体141固定至上本体142时，已分离液相制冷剂出口孔141c设置在下本体141的最上面的周边侧，与汽-液分离空间141b相对。在汽-液分离空间141b中分离的液相制冷剂经由已分离液相制冷剂出口孔141c流动至液相制冷剂通道141d侧。已分离液相制冷剂出口孔141c的周边部构成接触集成阀构件29的阀座部141f。
液相制冷剂通道141d设置在汽-液分离空间141b下方，并将在汽-液分离空间141b中分离的液相制冷剂引导至液相制冷剂出口141e侧。液相制冷剂通道141d中的液相制冷剂通过液相制冷剂出口141e流出集成阀14。
更具体地，液相制冷剂通道141d在垂直于汽-液分离空间141b的轴向方向的方向(即，在本实施例中的水平方向)上延伸。液相制冷剂通道141d由一连通孔构成，下本体141的内部和下本体141的外部通过该连通孔彼此连通。该连通孔在下本体141外侧处的开口提供液相制冷剂出口141e。
集成阀构件29经由轴29c连接至通过诸如栓接之类的紧固方法固定至下本体141的步进马达28的可动部。本实施例的轴29c与已分离汽相制冷剂出口管142c同轴地布置，并穿过已分离液相制冷剂出口孔141c的一部分和液相制冷剂通道141d的一部分。
其它构造和操作与第一实施例的那些构造和操作相同，并且本实施例相对于第一实施例具有下述附加效果。
在本实施例中，连接至集成阀构件29的轴29c被布置成穿过已分离液相制冷剂出口孔141c的一部分和液相制冷剂通道141d的一部分，而不穿过已分离汽相制冷剂出口管142c的内部。因而，相对于轴29c设置在已分离汽相制冷剂出口管142c内的情况，汽相制冷剂以少的压力损失经过已分离汽相制冷剂出口管142c的内部。
进一步，本实施例的集成阀14的内部结构可以应用于除第一实施例之外的其它实施例。
(第五实施例)
在本实施例中，将描述关于第一实施例改变集成阀14的内部结构的示例。关于对应于或等同于第一实施例的部分的部分的描述被省略或简化。
如图25所示，在本实施例的集成阀14中，下本体141和上本体142构成本体140。步进马达28连接至上本体142的上端部。轴29c布置成穿过已分离汽相制冷剂出口管142c的内部。
在汽-液分离空间141b中分离的液相制冷剂通过重力容易停留在位于汽-液分离空间141b下方的储存空间A3中。进一步，在储存空间A3中，液相制冷剂最容易停留在内壁面上，在该处最大离心力作用于液相制冷剂。
本实施例的固定节流阀17在下本体141中的储存空间A3的径向向外的且最低的部分处开口。因而，可以有效地限制汽相制冷剂流入固定节流阀17，并且可以稳定固定节流阀17的减压特性。本实施例中描述的集成阀14的内部结构可以用于其它实施例。
(第六实施例)
上述第一实施例是这样一种示例，其中集成阀构件29通过步进马达28的驱动力在轴29c的轴向方向上(即，在垂直方向上)线性地移动，以打开或关闭已分离液相制冷剂出口孔141c和已分离汽相制冷剂出口孔142d。在本实施例中，集成阀构件29在汽-液分离空间141b的径向方向上线性地移动以打开或关闭已分离液相制冷剂出口孔141c和已分离汽相制冷剂出口孔142d。
如图26A和26B所示，本实施例的集成阀构件29由盘形的第一阀部291、盘形的第二阀部292、以及将第一阀部291和第二阀部292彼此连接的连接部293构成。
通过在汽-液分离空间141b的径向方向移动第一阀部291，打开或关闭已分离液相制冷剂出口孔141c。
如图26A所示，伴随第一阀部291的移位关闭已分离液相制冷剂出口孔141c，第二阀部292移动以打开已分离汽相制冷剂出口孔142d。如图26B所示，伴随第一阀部291的移位打开已分离液相制冷剂出口孔141c，第二阀部292移动以关闭已分离汽相制冷剂出口孔142d。
如上所述被操作的集成阀构件29经由驱动机构(未示出)连接至步进马达28的可动部，并且集成阀构件29借助于步进马达28的驱动力能够在汽-液分离空间141b的径向方向上移动，使得已分离液相制冷剂出口孔141c和已分离汽相制冷剂出口孔142d可以打开或关闭。
其它构造和操作与第一实施例的那些构造和操作相同，并且通过采用本公开内容的集成阀14，集成阀构件29可以在汽相制冷剂通道142b和液相制冷剂通道141d中的一个打开时关闭另一个。也就是说，集成阀构件29可以选择性地打开或关闭汽相制冷剂通道142b和液相制冷剂通道141d，并且通过仅移动由步进马达28操作的集成阀构件29，可以对于作为气体喷射循环工作的制冷剂回路切换该循环中的制冷剂回路。
类似于第二实施例，在不使用固定节流阀17并且集成阀构件29打开已分离汽相制冷剂出口孔142d的情况中，步进马达28可以操作集成阀构件29以稍微打开已分离液相制冷剂出口孔141c，以便减压在汽-液分离空间141b中分离的液相制冷剂。
具体地，如图27A所示，步进马达28可以操作第-阀部291(i)以在第二阀部292打开已分离汽相制冷剂出口孔142d时稍微打开已分离液相制冷剂出口孔141c，以及(ii)在第二阀部292关闭已分离汽相制冷剂出口孔142d时打开已分离液相制冷剂出口孔141c。
(第七实施例)
上述第一实施例是这样一种示例，其中集成阀构件29通过步进马达28的驱动力在轴29c的轴向方向上(即，在垂直方向上)线性地移动，以便打开或关闭已分离液相制冷剂出口孔141c和已分离汽相制冷剂出口孔142d。本实施例将描述一种示例，其中集成阀构件29能够可旋转地移动，以便打开或关闭已分离液相制冷剂出口孔141c和已分离汽相制冷剂出口孔142d。
在本实施例中，如图28A和28B所示，已分离汽相制冷剂出口孔142d在汽-液分离空间141b的轴向方向上开口。然而，已分离液相制冷剂出口孔141c开口以与汽-液分离空间141b的轴向方向相交叉。也就是说，本实施例的已分离汽相制冷剂出口孔142d和已分离液相制冷剂出口孔141c开口成使得流出已分离汽相制冷剂出口孔142d的汽相制冷剂的流动方向不同于流出已分离液相制冷剂出口孔141c的液相制冷剂的流动方向。
集成阀构件29由扇形构件制成，并且已分离液相制冷剂出口孔141c和已分离汽相制冷剂出口孔142d由该扇形构件的弧形的圆周面选择地打开或关闭。
具体地，如图28A所示，当集成阀构件29移动以关闭已分离液相制冷剂出口孔141c时，已分离汽相制冷剂出口孔142d打开。如图28B所示，当集成阀29移动以打开已分离液相制冷剂出口孔141c时，已分离汽相制冷剂出口孔142d关闭。
具有上述这利结构的集成阀构件29经由作为旋转轴工作的轴29c连接至步进马达28的可动部。通过基于步进马达28的驱动力可旋转地移动集成阀构件29，可以打开或关闭已分离液相制冷剂出口孔141c和已分离汽相制冷剂出口孔142d。
其它构造和操作与第一实施例的那些构造和操作相同。甚至在本实施例的集成阀14中，在集成阀构件29打开汽相制冷剂通道142d和液相制冷剂通道141d中的一个时，集成阀构件29可以关闭汽相制冷剂通道142d和液相制冷剂通道141d中的另一个。也就是说，集成阀构件29可以选择性地打开或关闭汽相制冷剂通道142b和液相制冷剂通道141d，并且仅通过移动由步进马达28操作的集成阀构件29，可以切换该循环中的制冷剂回路，用于作为气体喷射循环工作的制冷剂回路。
类似于第二实施例，在不使用固定节流阀17并且集成阀构件29打开已分离汽相制冷剂出口孔142d的情况中，步进马达28可以操作集成阀构件29以稍微打开已分离液相制冷剂出口孔141c，以便减压在汽-液分离空间141b中分离的液相制冷剂。
具体地，步进马达28可以操作集成阀构件29(i)以在集成阀构件29移动以打开已分离汽相制冷剂出口孔142d时稍微打开已分离液相制冷剂出口孔141c，如图29A所示，以及(ii)在集成阀构件29移动以关闭已分离汽相制冷剂出口孔142d时打开已分离液相制冷剂出口孔141c，如图29B所不。
(第八实施例)
以下将被描述的本实施例是其中通过可旋转地移动集成阀构件29打开或关闭已分离液相制冷剂出口孔141c和已分离汽相制冷剂出口孔142d的示例。
在本实施例中，如图30A和30B所示，已分离汽相制冷剂出口孔142d在汽-液分离空间141b的轴向方向上开口，然而，已分离液相制冷剂出口孔141c开口成垂直于汽-液分离空间141b的轴向方向。也就是说，本实施例的已分离汽相制冷剂出口孔142d和已分离液相制冷剂出口孔141c开口成使得流出已分离汽相制冷剂出口孔142d的汽相制冷剂的流动方向不同于流出已分离液相制冷剂出口孔141c的液相制冷剂的流动方向。
集成阀构件29由平板形构件制成，并且集成阀构件29的板表面选择性地打开或关闭已分离液相制冷剂出口孔141c和已分离汽相制冷剂出口孔142d。
具体地，如图30A所示，当集成阀构件29移动以关闭已分离液相制冷剂出口孔141c时，已分离汽相制冷剂出口孔142d打开。如图30B所示，当集成阀29移动以打开已分离液相制冷剂出口孔141c时，已分离汽相制冷剂出口孔142d关闭。
具有上述这种结构的集成阀构件29经由作为旋转轴工作的轴29c连接至步进马达28的可动部。通过基于步进马达28的驱动力可旋转地移动集成阀构件29，可以打开或关闭已分离液相制冷剂出口孔141c和已分离汽相制冷剂出口孔142d。
其它构造和操作与第一实施例的那些构造和操作相同，并且在本实施例的集成阀14中，在集成阀构件29打开汽相制冷剂通道142d和液相制冷剂通道141d中的一个时，集成阀构件29可以关闭汽相制冷剂通道142d和液相制冷剂通道141d中的另一个。也就是说，集成阀构件29可以选择性地打开或关闭汽相制冷剂通道142b和液相制冷剂通道141d，并且通过由步进马达28移动集成阀构件29，可以切换该循环中的制冷剂回路用于作为气体喷射循环工作的制冷剂回路。
类似于第二实施例，在不使用固定节流阀17并且集成阀构件29打开已分离汽相制冷剂出口孔142d的情况中，步进马达28可以操作集成阀构件29以稍微打开已分离液相制冷剂出口孔141c，以便减压在汽-液分离空间141b中分离的液相制冷剂。
具体地，步进马达28可以操作集成阀构件29(i)以在集成阀构件29移动以打开已分离汽相制冷剂出口孔142d时稍微打开已分离液相制冷剂出口孔141c，如图31A所示，以及(ii)在集成阀构件29移动以关闭已分离汽相制冷剂出口孔142d时打开已分离液相制冷剂出口孔141c，如图31B所不。
(其它修改)
本公开内容不限于上述实施例，在不偏离本公开内容的范围的情况下可以进行多种变化。
(1)根据上述实施例，本公开内容的热泵循环10用在电动车辆的车辆空气调节器1中。然而，热泵循环10可以有效地用于诸如混合动力车辆之类的车辆中，该混合动力车辆从发动机(即，内燃机)和电动马达获得用于车辆驱动的驱动力，其中发动机的废热不足以用作用于加热的热源。
而且，热泵循环10例如可以用在固定空气调节器、其中的空气保持在低温的容器、液体加热装置等中。当热泵循环10用在液体加热装置中时，液体制冷剂热交换器可以用作使用侧热交换器，并且流量调节部可以是液体泵或流量调节阀，该流量调节阀调节流入液体制冷剂热交换器中的液体的流量。
虽然在上述实施例中制冷剂回路被切换使得热泵循环10执行各种操作模式，但是，例如，在集成阀构件29由步进马达28移动以减压液相制冷剂时，可以构造简单地作为气体喷射循环起作用的热泵循环。
(2)虽然在上述实施例中步进马达28用作操作集成阀构件29的驱动装置，但驱动装置不限于步进马达28。例如，伺服马达可以用作操作集成阀构件29的驱动装置。
(3)虽然本体140具有大致圆筒形外部，但本体140的外部形状不限于该示例，并且可以是矩形柱状。进一步，通过采用适于将被安装的物体中的安装空间的外部形状，可以极大地改善整个热泵循环在该物体中的可安装性。
(4)虽然本体140的汽-液分离空间141b被设置成使得汽-液分离空间141b的轴向方向平行于垂直方向，但汽-液分离空间141b的轴向方向没有必要与垂直方向重合。例如，在安装在车辆等中的热泵循环10中，在整个车辆在驾驶期间倾斜时汽-液分离空间141b的轴向方向可以不与垂直方向重合。
在该情况中，基于从车辆等的整体倾角假设的集成阀14的安装状态的假设结果，(i)液相制冷剂通道141d和固定节流阀17设置在已分离汽相制冷剂出口孔142d下方，并且(ii)汽相制冷剂通道142b设置在已分离汽相制冷剂出口孔142d上方。
(5)虽然在上述实施例中储存空间A3设置在汽-液分离空间141b中，但储存空间A3的位置不限于该示例。例如，汽-液分离空间141b的内径被设置成在与制冷剂入口141a连接的制冷剂管道的内径的1.5倍至3倍的范围内，以便可以减小整个集成阀14的尺寸。
更具体地，这种修改的汽-液分离空间141b的内部体积可以被设置成小于多余的制冷剂体积，这种多余的制冷剂体积是从密封的制冷剂体积中扣除所需要的最大制冷剂体积之后的制冷剂体积。所需要的最大制冷剂体积处于液相状态并且是根据该循环以该循环中的最大容量执行时所需要的需要制冷剂体积计算的。密封的制冷剂体积处于液相状态并且是从在该循环中密封的制冷剂体积转换的。换句话说，这种修改的汽-液分离空间141b的内部体积可以基本上不储存多余的制冷剂，即使在该循环中循环的制冷剂体积由于负荷变化而改变时。
(6)在上述实施例和修改中，至少描述集成阀14提到的附图示出了集成阀14的具体示例，应当注意，集成阀14的结构不限于所述具体示例。在这些附图中示出的集成阀14的各种结构可以组合，只要该组合不存在坏处。

Claims (14)

1.一种用于热泵循环(10)的集成阀，
该热泵循环(10)能够作为气体喷射循环工作并包括：
(i)压缩机(11)，该压缩机使从吸入口(11a)抽吸的制冷剂减压，从排出口(11c)排出高压制冷剂，并具有中间压力端口(11b)，该中间压力端口抽吸该循环中的中间压力制冷剂并将中间压力制冷剂与被减压的制冷剂混合，
(ii)使用侧热交换器(12)，在该使用侧热交换器中热交换流体与从排出口(11c)排出的高压制冷剂交换热量以被加热，
(iii)高级侧减压器(13)，将流出使用侧热交换器(12)的高压制冷剂减压成中间压力制冷剂，和
(iv)蒸发器(20)，使该循环中的低压制冷剂蒸发，并使蒸发的低压制冷剂流动至吸入口(11a)，
该集成阀包括：
本体(140)，该本体具有
(i)制冷剂入口(141a)，在高级侧减压器(13)处被减压的中间压力制冷剂流过该制冷剂入口，
(ii)汽-液分离空间(141b)，将流出制冷剂入口(141a)的制冷剂分离成汽相制冷剂和液相制冷剂，
(iii)汽相制冷剂出口(142a)，在汽-液分离空间(141b)中分离的汽相制冷剂通过该汽相制冷剂出口流动至中间压力端口(11b)侧，和
(iv)液相制冷剂出口(141e)，在汽-液分离空间(141b)中分离的液相制冷剂通过该液相制冷剂出口流动至蒸发器(20)侧；
集成阀构件(29)，设置在本体(140)中，并打开或关闭(i)从汽-液分离空间(141b)延伸至液相制冷剂出口(141e)的液相制冷剂通道(141d)和(ii)从汽-液分离空间(141b)延伸至汽相制冷剂出口(142a)的汽相制冷剂通道(142b)；和
驱动装置(28)，经由驱动机构(29c)连接至集成阀构件(29)并操作集成阀构件(29)，其中
在液相制冷剂通道(141d)打开使得液相制冷剂流向液相制冷剂出口(141e)侧时，驱动装置(28)操作并移动集成阀构件(29)以关闭汽相制冷剂通道(142b)；并且
在汽相制冷剂通道(142b)打开并使汽相制冷剂通过以流动至汽相制冷剂出口(142a)侧时，驱动装置(28)操作并移动集成阀构件(29)使之移位，以便流动至液相制冷剂出口(141e)侧的液相制冷剂被减压。
2.根据权利要求1所述的集成阀，其中
本体(140)容纳固定节流阀(17)，该固定节流阀(17)在汽相制冷剂通道(142b)打开以使得汽相制冷剂流向汽相制冷剂出口(142a)侧时将流动至液相制冷剂出口(141e)侧的液相制冷剂减压，并且
在汽相制冷剂通道(142b)打开以使得汽相制冷剂流动至汽相制冷剂出口(142a)侧时，驱动装置(28)操作集成阀构件(29)以关闭液相制冷剂通道(141d)。
3.根据权利要求2所述的集成阀，其中
液相制冷剂通道(141d)和固定节流阀(17)位于已分离汽相制冷剂出口孔(142d)的下方，汽相制冷剂通过已分离汽相制冷剂出口孔(142d)流出汽-液分离空间(141b)并流至汽相制冷剂通道(142b)侧。
4.根据权利要求1所述的集成阀，其中
在汽相制冷剂通道(142b)打开时，并且在汽相制冷剂流动至汽相制冷剂出口(142a)侧时，驱动装置(28)操作集成阀构件(29)以使得液相制冷剂通道稍微打开以将流动至液相制冷剂出口(141e)侧的液相制冷剂减压。
5.根据权利要求1所述的集成阀，其中
汽-液分离空间(141b)被限定成圆筒形形状，
具有圆筒形形状并在其中提供汽相制冷剂通道(142b)的已分离汽相制冷剂出口管(142c)与汽-液分离空间(141b)同轴地设置在汽-液分离空间(141b)内，
已分离汽相制冷剂出口管(142c)在该已分离汽相制冷剂出口管(142c)在纵向方向上的一端处设置有已分离汽相制冷剂出口孔(142d)，汽相制冷剂通过已分离汽相制冷剂出口孔(142d)流出汽-液分离空间(141b)流动至汽相制冷剂通道(142b)侧，并且
集成阀构件(29)打开或关闭已分离液相制冷剂出口孔(141c)，从已分离汽相制冷剂出口孔(142d)和汽-液分离空间(141b)流出的液相制冷剂通过已分离液相制冷剂出口孔(141c)流动至液相制冷剂通道(141d)侧。
6.根据权利要求5所述的集成阀，其中
汽-液分离空间(141b)包括：
漩涡空间(A1)，设置在汽-液分离空间(141b)的内壁面和已分离汽相制冷剂出口管(142c)的外壁面之间，其中从制冷剂入口(141a)流动的制冷剂沿着汽-液分离空间(141b)的内壁面涡旋；
分离空间(A2)，(i)位于漩涡空间(A1)下方，(ii)设置在已分离汽相制冷剂出口管(142c)在纵向方向上的所述一端和集成阀构件(29)之间，以及(iii)将制冷剂分离成汽相和液相；和
储存空间(A3)，位于分离空间(A2)下方并储存从分离空间(A2)中的制冷剂分离的液相制冷剂，并且
集成阀构件(29)设置在位于分离空间(A2)中的已分离汽相制冷剂出口孔(142d)和位于储存空间(A3)中的已分离液相制冷剂出口孔(141c)之间，并由内径大于已分离液相制冷剂出口孔(141c)的内径的盘状构件制成。
7.根据权利要求6所述的集成阀，其中
当(i)集成阀构件(29)的外径被定义为Ds，(ii)已分离汽相制冷剂出口管(142c)的外径被定义为Dp，(iii)汽-液分离空间(141b)的内径被定义为Dr，以及(iv)已分离液相制冷剂出口孔(141c)的内径被定义为Do时，Ds、Dp、Dr和Do被确定以满足下述公式：Dp≤Ds≤(Dx+Dr)/2，以及Dx＝(Dr2-Do2)1/2。
8.根据权利要求6所述的集成阀，其中
集成阀构件(29)的至少在已分离汽相制冷剂出口孔(142d)侧的外周部的直径从已分离液相制冷剂出口孔(141c)侧至已分离汽相制冷剂出口孔(142d)侧连续地减小。
9.根据权利要求5所述的集成阀，其中
引导制冷剂从制冷剂入口(141a)流动至汽-液分离空间(141b)的制冷剂引入通道(141h)经由设置在汽-液分离空间(141b)的径向外壁面处的制冷剂引入孔(141g)与汽-液分离空间(141b)连通，并且
制冷剂引入孔(141g)在远离已分离汽相制冷剂出口管(142c)在纵向方向上的所述一端且靠近已分离汽相制冷剂出口管(142c)在纵向方向上的另一端的位置处开口。
10.根据权利要求9所述的集成阀，其中
制冷剂引入孔(141g)是沿汽-液分离空间(141b)的轴向方向延伸的椭圆形孔。
11.根据权利要求9或10所述的集成阀，其中
当(i)在轴向方向上从制冷剂引入孔(141g)的对应于已分离汽相制冷剂出口管(142c)在纵向方向上的所述一端的一端至已分离汽相制冷剂出口管(142c)在纵向方向上的另一端的距离被定义为Lv，以及(ii)制冷剂引入孔在汽-液分离空间(141b)的轴向方向上延伸的尺寸被定义为Dv时，Lv和Dv被确定以满足下述公式：Lv≥(1/2)×Dv。
12.根据权利要求5-10中任一项所述的集成阀，其中
本体(140)具有管状部(143)，液相制冷剂通道(141d)和已分离液相制冷剂出口孔(141c)设置在管状部中，并且
管状部(143)具有高于围绕该管状部(143)的部分的热阻的热阻。
13.根据权利要求5-10中任一项所述的集成阀，其中
已分离汽相制冷剂出口孔(142d)和已分离液相制冷剂出口孔(141c)在本体(140)内彼此相对地开口，并且
集成阀构件(29)线性地移动以打开或关闭已分离汽相制冷剂出口孔(142d)和已分离液相制冷剂出口孔(141c)。
14.根据权利要求5-10中任一项所述的集成阀，其中
已分离汽相制冷剂出口孔(142d)和已分离液相制冷剂出口孔(141c)开口为使得流出已分离汽相制冷剂出口孔(142d)的汽相制冷剂的流动方向不同于流出已分离液相制冷剂出口孔(141c)的液相制冷剂的流动方向，并且
集成阀构件(29)可旋转地移动以打开或关闭已分离汽相制冷剂出口孔(142d)和已分离液相制冷剂出口孔(141c)。
CN201280048852.7A 2011-10-05 2012-10-02 集成阀 Active CN103890504B (zh)

Applications Claiming Priority (5)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2011221016 2011-10-05
JP2011-221016 2011-10-05
JP2012-185549 2012-08-24
JP2012185549A JP5768784B2 (ja) 2011-10-05 2012-08-24 統合弁
PCT/JP2012/006304 WO2013051237A1 (ja) 2011-10-05 2012-10-02 統合弁

Publications (2)

Publication Number Publication Date
CN103890504A CN103890504A (zh) 2014-06-25
CN103890504B true CN103890504B (zh) 2016-01-20

Family

ID=48043420

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
CN201280048852.7A Active CN103890504B (zh) 2011-10-05 2012-10-02 集成阀

Country Status (5)

Country Link
US (1) US9109823B2 (zh)
JP (1) JP5768784B2 (zh)
CN (1) CN103890504B (zh)
DE (1) DE112012004197B4 (zh)
WO (1) WO2013051237A1 (zh)

Families Citing this family (19)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP5772764B2 (ja) 2011-10-05 2015-09-02 株式会社デンソー 統合弁およびヒートポンプサイクル
JP6079474B2 (ja) * 2013-06-25 2017-02-15 株式会社デンソー ヒートポンプ用差圧弁
JP6079475B2 (ja) * 2013-06-26 2017-02-15 株式会社デンソー ヒートポンプ用差圧弁
JP6011493B2 (ja) * 2013-08-28 2016-10-19 株式会社デンソー 統合弁、駆動システム
CN104515335B (zh) * 2013-10-08 2017-09-26 翰昂汽车零部件有限公司 车辆用热泵系统
JP6183223B2 (ja) * 2014-01-15 2017-08-23 株式会社デンソー ヒートポンプサイクル
WO2016125697A1 (ja) 2015-02-04 2016-08-11 株式会社デンソー 統合弁およびヒートポンプサイクル
US10220677B2 (en) 2015-02-24 2019-03-05 Denso Corporation Vehicle air conditioner having a gas injection cycle
JP6572829B2 (ja) * 2015-09-11 2019-09-11 株式会社デンソー 統合弁
JP6572695B2 (ja) * 2015-09-11 2019-09-11 株式会社デンソー 統合弁
JP6561379B2 (ja) * 2016-01-20 2019-08-21 三菱重工エンジニアリング株式会社 電磁弁、及びブレーキシステム
US10539350B2 (en) * 2016-02-26 2020-01-21 Daikin Applied Americas Inc. Economizer used in chiller system
JP6458760B2 (ja) * 2016-03-31 2019-01-30 株式会社豊田自動織機 圧縮機
JP6478958B2 (ja) * 2016-09-02 2019-03-06 株式会社不二工機 制御弁
JP6852642B2 (ja) 2017-10-16 2021-03-31 株式会社デンソー ヒートポンプサイクル
CN109405373B (zh) * 2018-10-31 2023-12-19 上海爱斯达克汽车空调系统有限公司 节流多口膨胀阀组件及交通工具
CN109373645B (zh) * 2018-10-31 2020-12-01 上海爱斯达克汽车空调系统有限公司 带有节流多口膨胀阀的补气增焓热泵系统、交通工具、方法
CN112128409B (zh) 2019-06-24 2022-05-13 浙江三花智能控制股份有限公司 流体管理组件
CN117168029B (zh) * 2023-11-01 2024-02-13 江苏世林博尔制冷设备有限公司 一种制冷装置

Citations (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
EP0919410A2 (en) * 1997-11-27 1999-06-02 Denso Corporation Vehicle air conditioning system with expansion valve control during high pressure cycle conditions
CN1544862A (zh) * 2003-11-21 2004-11-10 华南理工大学 一种制冷方法及其装置
JP2009228979A (ja) * 2008-03-24 2009-10-08 Mitsubishi Electric Corp 空気調和装置

Family Cites Families (13)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH045967Y2 (zh) * 1985-10-30 1992-02-19
US5526650A (en) 1993-09-21 1996-06-18 Nippondenso Co., Ltd. Air-conditioning apparatus
JP3331765B2 (ja) 1993-09-21 2002-10-07 株式会社デンソー 空調装置
JPH07332806A (ja) 1994-04-12 1995-12-22 Nippondenso Co Ltd 冷凍装置
JP3257361B2 (ja) 1995-08-01 2002-02-18 株式会社デンソー 車両用空調装置
US5704219A (en) 1995-08-01 1998-01-06 Nippondenso Co., Ltd. Air conditioning apparatus
JP5195364B2 (ja) * 2008-12-03 2013-05-08 株式会社デンソー エジェクタ式冷凍サイクル
JP5552293B2 (ja) 2009-10-23 2014-07-16 株式会社フジクラ 発泡電線及びこれを有する伝送ケーブル
US8953736B2 (en) 2010-04-08 2015-02-10 Global Nuclear Fuel—Americas, LLC Exposure boost zone for boiling water reactor nuclear bundles
JP2012091578A (ja) 2010-10-25 2012-05-17 Tgk Co Ltd 車両用冷暖房装置および集合弁
JP5780166B2 (ja) 2011-02-11 2015-09-16 株式会社デンソー ヒートポンプサイクル
JP5346968B2 (ja) 2011-03-03 2013-11-20 株式会社コナミデジタルエンタテインメント 端末装置、コンテンツ提供システム、コンテンツ提供方法、ならびに、プログラム
JP5772764B2 (ja) 2011-10-05 2015-09-02 株式会社デンソー 統合弁およびヒートポンプサイクル

Patent Citations (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
EP0919410A2 (en) * 1997-11-27 1999-06-02 Denso Corporation Vehicle air conditioning system with expansion valve control during high pressure cycle conditions
CN1544862A (zh) * 2003-11-21 2004-11-10 华南理工大学 一种制冷方法及其装置
JP2009228979A (ja) * 2008-03-24 2009-10-08 Mitsubishi Electric Corp 空気調和装置

Also Published As

Publication number Publication date
DE112012004197B4 (de) 2020-07-30
JP5768784B2 (ja) 2015-08-26
DE112012004197T5 (de) 2014-07-03
US20140290772A1 (en) 2014-10-02
JP2013092354A (ja) 2013-05-16
US9109823B2 (en) 2015-08-18
WO2013051237A1 (ja) 2013-04-11
CN103890504A (zh) 2014-06-25

Similar Documents

Publication Publication Date Title
CN103890504B (zh) 集成阀
CN103874895B (zh) 集成阀和热泵循环
CN103348198B (zh) 热泵循环装置
US10000108B2 (en) Refrigeration cycle device
JP6295676B2 (ja) ヒートポンプサイクル
JP6011507B2 (ja) 冷凍サイクル装置
US9726403B2 (en) Refrigeration cycle device
US8104308B2 (en) Refrigerant cycle device with ejector
CN104487786A (zh) 制冷循环装置
JP5920272B2 (ja) 統合弁
JP5991277B2 (ja) ヒートポンプ用統合弁
JP6070418B2 (ja) ヒートポンプサイクル
JP2019027691A (ja) 冷凍サイクル装置
JP6720934B2 (ja) エジェクタモジュール
CN107076470B (zh) 喷射器式制冷循环装置
JP6582843B2 (ja) 冷凍サイクル装置
JP6094401B2 (ja) ヒートポンプ用統合弁
JP2020029983A (ja) 冷凍サイクル装置
JP6079475B2 (ja) ヒートポンプ用差圧弁
WO2016031157A1 (ja) エジェクタ式冷凍サイクル
JP2012091578A (ja) 車両用冷暖房装置および集合弁
US20170307259A1 (en) Ejector-type refrigeration cycle device

Legal Events

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