CN1202392C - 制冷循环装置 - Google Patents

Abstract

本发明的目的是提供小型高效，使用二氧化碳气体(CO₂)的制冷循环装置，该装置能防止循环过程中传递的冷冻机油阻碍传热或增大压力损失。该制冷循环装置至少包括依次连接的压缩机1、散热器2、减压器3、蒸发器4以及依次连接它们的管道，并具有使所述制冷剂在压缩机1、散热器2、减压器3、蒸发器4和管道中循环的制冷剂回路，二氧化碳气体(CO₂)作为所述的制冷剂封入其内，且所述制冷剂回路中机油封入量大于0且低于二氧化碳气体(CO₂)封入量的40重量%，这样可将热交换器中压力损失的增加和传热速率的降低抑制到最小程度，并且几乎不会带来使热交换器体型增大和效率降低等影响。

Description

制冷循环装置

技术领域

本发明涉及使用二氧化碳制冷剂的、用于机械和空调制冷的制冷循环装置。

背景技术

尽管在建筑物空调、车辆空调、电冰箱(冷藏箱)、制冷或冷藏库和冷藏柜等中使用了由压缩机、散热器、减压器、蒸发器等连接而成组成并相互连通的制冷循环装置，但是在这种制冷循环装置中所封入的制冷剂是含有氟原子的烃类。

尤其是含有氟原子和氯原子的烃类(氟氯昂(HCFC))因为其性能好、不可燃性和对人体无毒，常用于制冷循环装置中。但是，发现HCFC(氟氯昂)类就是因为含有氯原子，当它排放到大气中并逐渐达到平流层时，会消耗臭氧层，所以用不含氯原子的HFC(含氟烃)代替它。但是，即使是没有会破坏臭氧层的性质的物质，由于它们在大气中能长期存在，因此会增大温室效应，所以从防止目前引起重大关注的全球变暖问题上看也不是令人满意的制冷剂。

为了代替上述含有卤原子的HCFC类和HFC类，对使用臭氧破坏系数为零且全球变暖系数也比含卤原子的烃类小得多的二氧化碳(CO₂)作为制冷剂的制冷循环装置的可能性进行了研讨。例如，在日本专利公报No.7-18602中，提出了一种使用二氧化碳(CO₂)气体的制冷循环装置。

此处，二氧化碳(CO₂)气体的临界温度为31.1℃，其临界压力为7372千帕。在使用它的制冷循环装置中，参考图11所述的循环可以超临界。

图11是使用二氧化碳(CO₂)气体作为制冷剂的制冷循环的莫利尔图。如在图中由A-B-C-D-A所示，通过利用压缩机压缩气相状态CO₂的压缩行程(A-B)、利用散热器冷却处于超临界状态的高温高压CO₂的冷却行程(B-C)、利用减压器降低压力的减压行程(C-D)和利用蒸发器使CO₂蒸发成汽液两相的蒸发行程(D-A)，利用蒸发潜热来消耗空气等外部流体的热量，从而冷却所述外部流体。

在图11中，位于比汽液临界点CC更高压力一侧的线(B-C)既不与饱和液相线相交也不与饱和蒸汽压曲线相交。也就是说，虽然在蒸发行程(D-A)中从饱和蒸汽区域(汽液两相区域)到热蒸汽区域(气相区域)的位移以和HCFC类或HFC类的情况相同的方式进行，但是在临界点CC以上的区域(超临界区域)中，不存在像HCFC类或HFC类那样的冷凝行程，而是CO₂不液化就冷却的冷却行程。

由于此时使用二氧化碳气体(CO₂)的制冷循环装置的工作压力在压力较低一侧约为3.5兆帕，在压力较高一侧约为10兆帕，其工作压力比使用HCFC或HFC时更高，所述较高一侧的压力和较低一侧的压力是使用HCFC类或HFC类的制冷循环装置的5～10倍。

接着，说明一下制冷循环装置的结构。由于上述使用二氧化碳气体(CO₂)的制冷循环装置的临界温度为31.1℃，其临界压力为7372千帕，其结构是在超临界区域中使用高压侧回路(从压缩机排气部分通过散热器到减压器入口部分的制冷剂回路)，而普通制冷循环装置的结构如图13所示，由用于升高制冷剂压力的压缩机210、用于冷却制冷剂的散热器220、用于将制冷剂压力降低至其汽化压力的减压器230和用于蒸发和汽化制冷剂的蒸发器240形成的主路线组成。

在这条主路线中，将已经用压缩机210升高了压力并处于超临界状态的制冷剂由散热器220冷却，由减压器230降低其压力使之成为湿蒸汽，并且由蒸发器240将其转变为气相制冷剂以后，重新送回到压缩机210中。

如果考虑以和使用氟氯烃类的常规制冷循环装置相类似的方式设计这种制冷循环装置，例如将它用于车载空调时，通常封入约500克左右的二氧化碳气体(CO₂)作为制冷剂和约300克的制冷机油(oil)作为压缩机210润滑油。因此，封入的机油是二氧化碳气体(CO₂)的约60重量％。

但是，在封入和使用氟烃气体的制冷循环装置相同的大量机油的制冷循环装置中，排入循环中的制冷机油量也大，而且，在CO₂使高压侧回路进入超临界区域(从压缩机排气部分通过散热器到减压器入口部分的制冷剂回路)且不存在冷凝液的情况下，排入循环的制冷机油会粘附在散热器220管道的内壁，或者分散成薄雾状，导致传热受阻或者增大压力损失，由此成为使制冷循环装置大型化或者降低效率的原因。

另一方面，至于用二氧化碳气体(CO₂)作为制冷剂的制冷循环装置的散热器和蒸发器中所用的热交换器的制冷剂通路，可以使用结构示意图12所示的由多个小口径通孔21a构成的扁平管21，来承受高压制冷剂的压力。

此处，当机油从压缩机中和CO₂一起排出时，所述机油成为抑制CO₂在制冷剂通路，尤其是在具有多个小口径通孔的蒸发器的制冷剂通路中蒸发的因素，导致传热受阻或者增大压力损失，由此可见，存在制冷循环装置尺寸增大或者其效率降低的问题。

发明内容

本发明的目的是要解决上述已有技术的问题，提供使用二氧化碳气体(CO₂)的、能防止在热交换器中传热降低和压力损失增大的小型高效的制冷循环装置。

因此，为了实现上述目的，本发明第1个方面(对应于权利要求1)是制冷循环装置，它至少包括：用于升高制冷剂压力的压缩机、用于冷却其压力已经被所述压缩机升高的制冷剂的散热器、制冷剂流路中置于所述散热器下游且用于将冷却后的制冷剂压力降低使之膨胀的减压器、和用于加热其压力已经由所述减压器降低的制冷剂的蒸发器，以及将所述压缩机、所述散热器、所述减压器和所述蒸发器依次连接的管道，还包括使制冷剂在所述压缩机、所述散热器、所述减压器、所述蒸发器和所述管道中循环的制冷剂回路；其中用二氧化碳气体(CO₂)作为所述制冷剂封入，且在所述制冷剂回路中机油的量大于0且不超过所述CO₂封入量的40重量％。

而且，本发明第2个方面(对应于权利要求2)，是在本发明第1个方面所述的制冷循环装置中，上述压缩机为由线性电动机驱动的线性压缩机。

而且，本发明第4个方面(对应于权利要求4)，是在本发明第1或第2个方面所述的制冷循环装置中，除了安装所述制冷循环装置时以外，不使用所述机油。

而且，本发明第5个方面(对应于权利要求5)是制冷循环装置，它至少包括用于升高制冷剂压力的压缩机、用于冷却其压力已经被所述压缩机升高的制冷剂的散热器、制冷剂通路中置于所述散热器下游且用于将冷却的制冷剂压力降低使之膨胀的减压器、和用于加热其压力已经由所述减压器降低的制冷剂的蒸发器，以及用于将所述压缩机、所述散热器、所述减压器和所述蒸发器依次连接的管道；还包括使制冷剂在所述压缩机、所述散热器、所述减压器、所述蒸发器和所述管道中循环的制冷剂回路，其中二氧化碳气体(CO₂)作为所述制冷剂封入，且所述蒸发器具有多个形成于扁平管中的、作为制冷剂通路的通孔，而且机油循环率不超过1.5重量％，所述机油循环率是在除了所述压缩机内部以外的任何部位中循环的机油量与在上述部位中循环的CO₂量的比例。

而且，本发明第6个方面(对应于权利要求6)，是在本发明第5个方面所述的制冷循环装置中，所述通孔的水力当量直径为0.2～2.0毫米。

而且，本发明第7个方面(对应于权利要求7)，是在本发明第1或第5个方面所述的制冷循环装置中，还包括用于在散热侧制冷剂通路和蒸发侧制冷剂通路之间进行热交换的辅助热交换器，所述散热侧制冷剂通路形成于所述散热器的制冷剂出口侧到所述减压器进口侧之间，所述蒸发侧制冷剂通路形成于所述蒸发器的制冷剂出口到所述压缩机吸入部件之间，其中，所述辅助热交换器中的蒸发侧制冷剂通路具有多个形成于扁平管中的通孔。

而且，本发明第8个方面(对应于权利要求8)，是在本发明第5或第7个方面所述的制冷循环装置中，还包括置于所述压缩机和所述散热器之间的第1机油分离器，和置于上述第1机油分离器和所述压缩机之间的第1机油回流装置，所述的第1机油回流装置用于将由所述第1机油分离器分离的机油回流至所述压缩机中。

而且，本发明第9个方面(对应于权利要求9)，是在本发明第8个方面所述的制冷循环装置中，所述第1机油分离器和所述压缩机结合为一个整体。

而且，本发明第10个方面(对应于权利要求10)，是在本发明第7个方面所述的制冷循环装置中，还包括置于所述散热器的制冷剂出口和所述辅助热交换器的制冷剂入口之间的第2机油分离器，和置于上述第2机油分离器和所述压缩机之间的第2机油回流装置，所述的第2机油回流装置用于将由所述第2机油分离器分离的机油回流至所述压缩机中。

而且，本发明第11个方面(对应于权利要求11)，是在本发明第5或第7个方面所述的制冷循环装置中，所述压缩机是由线性电动机驱动的线性压缩机。

而且，本发明第12个方面(对应于权利要求12)，是在本发明第7个方面所述的制冷循环装置中，在所述辅助热交换器中蒸发侧制冷剂通路的通孔的水力当量直径不小于所述蒸发器出口处通孔的水力当量直径。

而且，本发明第13个方面(对应于权利要求13)，是在本发明第7个方面所述的制冷循环装置中，在所述辅助热交换器中，所述散热侧制冷剂通路还具有多个形成于扁平管中的通孔。

而且，本发明第14个方面(对应于权利要求14)，是如本发明第1或第5个方面所述的制冷循环装置，所述机油可溶于所述CO₂中。

附图说明

图1是本发明一实施方式中制冷循环装置的结构图。

图2是当改变机油与作为制冷剂的二氧化碳气体(CO₂)的封入量的比例(重量％)时，散热器传热速率变化的一个实例的图。

图3是当改变机油与作为制冷剂的二氧化碳气体(CO₂)的封入量的比例(重量％)时，散热器压力损失变化的实例的图。

图4是本发明的实施方式1中扁平管中二氧化碳气体(CO₂)的汽化热传导率和压力损失的特征图。

图5是本发明的实施方式2中扁平管中二氧化碳气体(CO₂)的汽化热传导率和压力损失的特征图。

图6是进行本发明的实施方式2中扁平管中二氧化碳气体(CO₂)的汽化热传导率和压力损失的特征图。

图7是本发明的实施方式3中制冷循环装置的结构示意图。

图8是本发明的实施方式3或4中蒸发器的结构示意图。

图9是本发明的实施方式3或4中辅助热交换器的结构示意图。

图10是本发明的实施方式4中制冷循环装置的结构示意图。

图11是使用二氧化碳气体(CO₂)的制冷循环的典型莫利尔图。

图12是本发明实施方式2～4中扁平管的结构示意图。

图13是已有技术的制冷循环装置的结构图。

符号说明：

1         压缩机

2         散热器

3         减压器

4         蒸发器

5         线性电动机(linear motor)的固定件

6         线性电动机的可移动部件

7         活塞

8         汽缸(cylinder)

41        压缩机

42        散热器

43        减压器

44        蒸发器

45，45’       机油分离器

46，46’       辅助热交换器

47，47’       辅助减压器

48，48’       旁路

21        扁平管

21a       通孔

22        散热片(fin)

具体实施方式

以下将参考附图说明本发明的实施方式。

实施方式1

图1显示了本发明实施方式中制冷循环装置的结构，在这一附图中，通过使用二氧化碳气体(CO₂)作为制冷剂，并用管道将用于升高制冷剂压力的压缩机1、用于冷却其压力已经被压缩机1升高的制冷剂的散热器2、制冷剂流路中置于此散热器2下游且用于将冷却的制冷剂压力降低至其汽化压力并使之膨胀的减压器3、和用于蒸发和汽化其压力已经由减压器3降低的制冷剂的蒸发器4依次连接来构成制冷剂回路。

而且，所述压缩机1是线性压缩机，包括汽缸8、通过线性电动机进行往复运动的活塞7，所述线性电动机包括固定件5、可移动部件6等。

这种线性压缩机虽然需要相互接触状态的汽缸和活塞之间的滑动运动，但是由于不需要使用旋转电动机的常规压缩机所需的轴承，因此它具有其压缩动作中的滑动部件比常规往复型压缩机或旋转型压缩机更少，且其滑动面理论上几乎不承受任何负重的特征。

出于这一原因，本发明的实施方式中，在安装线性压缩机1时，仅在滑动部件上涂布少量(几克)机油，而在线性压缩机的其它部分或制冷剂回路中却不封入作为润滑剂的机油，就能毫无障碍地运行。

因此，当在车载空调等中使用该制冷循环装置时，由于封入了约500克二氧化碳气体(CO₂)制冷剂，则在制冷剂回路中存在的机油约为封入的二氧化碳气体(CO₂)量的0.5重量％左右。

以下将说明上述结构的制冷循环装置的运作。

将从线性压缩机1的吸入管9吸入的制冷剂(二氧化碳气体)导入汽缸8中的压缩室10中，通过连接在线性电动机的可移动部件6上并进行往复运动的活塞7将其压缩成高压(例如在本实施方式中为约10兆帕)之后，从排出管11中排出。

已经处于高温高压超临界状态的制冷剂进入散热器2中，在其中因放热而冷却。之后，将其引入减压器3，在其中减压至其汽化压力，成为低温低压的湿蒸汽，在蒸发器4中与流过的空气进行热交换，成为气态，当用于车载空调时，通过将车辆中的空气冷却并将其用于空间降温之后，制冷剂再次回到线性压缩机中。

当像这样使机油仅以二氧化碳气体(CO₂)量的0.5重量％封入(例如，若二氧化碳气体(CO₂)的量为1000克，那么机油为5克)时，可以有效地利用二氧化碳气体(CO₂)的高热传导率使散热器变得小型化，而不会导致散热器2中热传导率的降低或者压力损失的增大，而且能将压力损失导致的性能减低抑制在最小限度。

而且在本发明的实施方式中，通过使用线性压缩机1，即使在使用二氧化碳气体(CO₂)作为制冷剂的制冷循环装置中，其高压侧回路(从压缩机1的出口(排出管11)通过散热器2进入减压器3入口的制冷剂回路)的压力进入约10兆帕的超临界区域，导致和低压侧回路(从减压器3出口通过蒸发器4进入压缩机1入口(进口管9))的压力差很大，也能防止会导致巨大压力差而使滑动摩擦负载增大的压缩机机械损失的增大。

而且，所述线性压缩机也能通过对活塞或汽缸进行表面处理来提高其耐久性并降低其摩擦系数，也可在不使用机油的条件下运作。或者，通过使用气体轴承使制冷剂气体在制冷剂回路中循环，并以高压流入活塞和汽缸之间，就可以在不使用机油的条件下操作压缩机。或者通过在活塞或者汽缸上形成多孔表面层，由于这种多孔性表面层能保住机油，因此可以在存有极少量机油的条件下运作。

而且，如果尽可能地仅使用极少量的机油，会有次要好处：不仅不用考虑所用CO₂和机油之间的任何反应和特性，而且由于CO₂不再溶解于机油中，所以可以尽可能地降低所用CO₂制冷剂的量。而且，还存在另一个次要好处：不需要特别考虑使排入制冷剂回路中制冷机油再次回到压缩机的问题。

虽然，以上说明是使用线性压缩机的结构的实例，本发明也可以使用其它类型的压缩机进行实施。

例如，在图13中显示的制冷循环装置中，包括以线性压缩机以外的形式操作的压缩机210、散热器220、减压器230和蒸发器240，封入压缩机210中的机油量(包括安装压缩机210时所用的机油量)可以保持在封入制冷循环装置中所形成的制冷剂回路的二氧化碳气体的40重量％或者更低。

这里，图2显示了改变机油与作为制冷剂的二氧化碳气体(CO₂)的封入量的比例(重量％)时，散热器传热速率变化的实例，而图3显示了改变机油与作为制冷剂的二氧化碳气体(CO₂)的封入量的比例(重量％)时散热器压力损失变化的实例。

正如这些附图清楚显示的，在使用需要封入制冷机油的往复型压缩机时通过使制冷机油相对于作为制冷剂的二氧化碳气体(CO₂)封入量的比例(重量％)保持在约40重量％以下，就能将散热器中热传导率的降低抑制在约10％，压力损失的增加抑制在约5％这样非常小的程度，而且几乎没有会使散热器大型化以及效率减低的影响。

实施方式2

图4是构成所述蒸发器的、具有三角形状、水力当量直径为0.86毫米并由25根的小口径通孔组成的扁平管中二氧化碳气体(CO₂)汽化热传导率和压力损失的特征图。

在图4中，横轴代表通过将机油循环量除以制冷剂(CO₂)循环量来表示的机油循环率。左侧的纵轴是热传导率的百分数，当机油循环率为0重量％时热传导率为100，而右侧的纵轴是压力损失的百分数，当机油循环率为0重量％时压力损失为100。图4显示了与CO₂的溶解度不同的两种机油的特征图，热传导率虽然根据机油种类而降低的程度不同，但都是随着机油循环量的增大而降低。另一方面，压力损失随着机油循环量的增大而增大。而且，可以想像的是即使是不溶性机油也具有和这种机油相同的特性。

尤其是当所述机油循环率大于1.5重量％时，所述热传导率和机油的种类已没有任何关系，降得极低。

因此，为了防止CO₂汽化热传导率的降低和压力损失的增大，扁平管中机油循环率保持在1.5重量％或者更低为宜。

可见，为了提高CO₂汽化热传导率并降低压力损失，将和CO₂一起排出的机油降低至极少量或者甚至是完全不用机油是有效的。也就是说，当制冷剂通路具有通过在扁平管上冲孔加工形成多个通孔而成的蒸发器时，可以至少将蒸发器入口处的机油循环率保持在1.5重量％或更低，从而实现将汽化热传导率的降低抑制到最小、且不引起压力损失(若有的话)增加的使用CO₂的制冷循环装置。

而且，无需对上述蒸发器入口进行限制，只要使制冷循环装置中构成制冷剂回路的任何其它部件中的机油循环率为1.5重量％或更低，就可以实现其汽化热传导率的降低抑制到最小、且不引起压力损失增大的使用CO₂的制冷循环装置。但是，上述制冷剂回路是省却压缩机的部分。(即压缩机中的机油循环率可以大于1.5重量％。)

根据图4所示的包括汽化热传导率和压力损失特性数据在内的各种实验数据，说明了机油和CO₂循环时扁平管的汽化热传导率与通过下述关系式计算而得的值有良好的一致性。

即，对于汽化热传导率，用通常已知的Liu-Winterton关系式作为管内汽化热传导率关系式，考虑到机油的混合对核沸腾热传导率的影响，可以用参数Kf进行修正；而对于考虑到强制对流热传导，可以通过将液体的物理值改变为制冷剂与机油混合物的值来进行修正：

公式1：

h＝a·{(E·hl)²+(S·hpool)²}^0.5

公式2：

hpool＝55·(P/Pc)^0.12·{-log(P/Pc)}^-0.55·M·q^0.67·Kf

式中：h是汽化热传导率，a为常数，hl为仅将液相视为流动时强制对流热传导率，hpool为池内沸腾的热传导率，E和S分别为代表强制对流和核沸腾的参数。

另一方面，对于压力损失，可以用Lockhart-Martnelli关系式作为两相流压力损失关系式，通过将液体的物理性能值改变为制冷剂和机油混合物的值来进行修正：

公式3：

ΔP＝Ф².ΔPf

式中：ΔPf为仅将液相视为流动时的摩擦损失。

接着，图5和6是由上述关系式计算而得的CO₂汽化热传导率和压力损失的特征图。

在图5和6中，横轴代表机油循环量除以制冷剂(CO₂)循环量而得的机油循环率。另一方面，纵轴代表热传导率(由以上公式1和公式2计算而得)除以压力损失(由以上公式3计算而得)所得的值的百分率，热传导率在当机油循环率为0重量％时为100，压力损失在机油循环率为0重量％时为100。也就是说，当机油循环率为0重量％时，该热传导率/压力损失的值为100，并且随着机油循环量的增加而变大，和/或随着压力损失的增加而增大，变成比100小的值。

图6显示了运动粘度不同的机油的特性，说明常规制冷循环装置中使用各种机油的机油循环率大于1.5重量％时，其热传导率显著下降，这些机油例如在蒸发器中运动粘度在1000～5000cSt之间的机油(也包括不溶性机油)。

另一方面，图5显示了水力当量直径不同的通孔的特性，说明水力当量直径在0.2～2.0毫米时，特别是当机油循环率大于1.5重量％时，其热传导率显著下降。顺便提及的是，由于使用消除了对通孔个数和形状有影响的水力当量直径来重新整理数据，因此可以很容易地想像到不论蒸发器中通孔个数和形状如何，仍存在上述趋势。

因此，即使机油的种类或通孔的形状或个数分别和图4的特征图中显示的不同，通孔的水力当量直径为0.2～2.0毫米时，为了防止CO₂汽化热传导率的降低和压力损失的增大，仍希望机油循环率保持在1.5重量％或更低。

实施方式3

图7是本发明实施方式3中的制冷循环装置的结构示意图。在图7中，41代表压缩机，42代表散热器，43代表减压器，44代表蒸发器；通过用管道将这些设备连接起来，就构成了制冷剂按图中箭头所示方向循环的制冷剂回路，且在制冷剂回路中封入二氧化碳气体(CO₂)。还在压缩机41和散热器42之间设置了机油分离器45，由机油分离器45分离的机油在机油分离器45的出口处被分流，并通过用管道连接到压缩机41、并经过副减压器47的旁路48回到压缩机中。而且，还设有用于使散热侧制冷剂通路和蒸发侧制冷剂通路之间进行热交换的辅助热交换器46，所述散热侧制冷剂通路是指散热器42出口和减压器43入口之间的制冷剂通路，而蒸发侧制冷剂通路是蒸发器44出口和压缩机41吸入部件之间的制冷剂通路。另外，所述机油分离器45相应于本发明的第1机油分离器；所述旁路48相应于本发明的第2机油回流装置；所述辅助热交换器46相应于本发明的第1辅助热交换器。

以下将说明本实施方式中具有上述结构的制冷循环装置的运作。用压缩机41压缩CO₂(例如在这一实施方式中压力压缩至10兆帕)，使之处于高温高压的状态，当用机油分离器45将从压缩机41中和制冷剂一起排出的机油分离后，将其导入散热器42中。另一方面，从制冷剂中分离出的机油通过旁路48回到压缩机中。

由于CO₂在散热器42中处于超临界状态，它不太可能成为汽液两相，而是向介质如空气或水辐射热量，并且在从辅助热交换器46的散热器42出口到减压器43进口的散热侧制冷剂通路中冷却。CO₂在减压器43中减压(例如在这一实施方式中减压至约3.5兆帕)，成为低压的汽液两相状态，并导入蒸发器44中。在蒸发器44中，它从空气等介质中吸收热量，在辅助热交换器46的蒸发器44出口到压缩机41吸入部件的蒸发侧制冷剂通路中成为气态，并再次进入压缩机41中。通过重复这一循环，由所述散热器42加热而进行加热作用，由所述蒸发器44吸热而进行冷却作用。

此处，在辅助热交换器46中，从散热器42流出并流向减压器43的相对高温的制冷剂、和从蒸发器44流出并流向压缩机41的相对低温的制冷剂之间进行热交换。因此，从散热器42中流出的CO₂被再次冷却，并由减压器43再次降压，从而减少了蒸发器44的焓，增大了蒸发器44中出口和入口之间的焓差，使吸热能力(制冷能力)增大。

接着，图8是本实施方式中构成蒸发器44的热交换器51的结构示意图。在图8中，52代表在CO₂和空气之间进行热交换的核心部件，且这一核心部件56具有这样的结构：其中CO₂流通的铝制扁平管21和多个成波浪形的铝制散热片沿着扁平管21厚度方向交替层叠。

在多根扁平管21长度方向的两端，各设置一对形成连通多根扁平管21(图12中显示的通孔21a)的内部空间的管端槽(header tank)53，它们沿和扁平管21长度方向正交的方向延伸。管端槽53通过挤出、拉制或者模铸成形，具有足够的抗压强度。在图8中，54表示用于将管端槽53的内部空间分成多块空间的隔片，55表示与压缩机41吸入部件连接的接管，56表示与减压器3出口侧连接的接管。顺便提及的是，图8中实心箭头和虚线箭头代表CO₂的流向，CO₂从较低的接管56流入，依次经过没有隔片54的管端槽53，同时在热交换器51的扁平管21中蒸发，并从上端的连接管55流入压缩机41中。

而且，和图12中所显示的类似，在扁平管21中形成了多个沿其长度方向贯通、构成制冷剂通路的小口径通孔21a，且这些通孔21a和扁平管21形成一个整体。热交换器51可以通过挤出或者拉制成形，构成相对高压状态的CO₂在其中流动的制冷剂通路的扁平管，可减小制冷剂在其中循环的通孔的口径，因此具有足够的抗压强度。通孔21a的截面形状或是圆形，或是将其角弄圆的矩形，这是为了增大其截面形状，并缓和应力集中。从CO₂蒸发时压力损失的角度来看，此处热交换器51流出侧的扁平管21通孔的水力当量直径不小于流入侧通孔的水力当量直径。

如图9所示，在辅助热交换器46中，在散热器42出口到减压器43进口之间的散热侧制冷剂通路和蒸发器44出口到压缩机41吸入部件之间的蒸发侧制冷剂通路两者都在扁平管21上设有经拉制加工形成的多个小口径通孔21a，且CO₂的流向各自相对。

而且，辅助热交换器46的蒸发器44出口到压缩机41吸入部件之间的蒸发侧制冷剂通路的通孔的水力当量直径不小于蒸发器44出口通孔的水力当量直径。具体地说，例如，若蒸发器44出口路径数和辅助热交换器46蒸发侧制冷剂通路的路径数相等时，辅助热交换器46蒸发侧制冷剂通路的通孔21a的管径不应小于蒸发器44出口的通孔21a的管径。由此，可以尽可能地防止流路由于蒸发增加导致变干而使单位压力损失增加的恶劣影响。

这些结构特征可以防止机油流入散热器42、蒸发器44和辅助热交换器46中包含多个小口径通孔21a的扁平管21中，从而实现尽量抑制压力损失增加的、使用CO₂的制冷循环装置，可以减少散热器、蒸发器和辅助热交换器中热传导率的降低。

尤其在蒸发器中，由于在蒸发器44入口处的机油循环率不超过1.5重量％，所以能实现其汽化热传导率降低至最小且压力损失增大降低至最小的、使用CO₂的制冷循环装置。

此外，虽然上述说明是就压缩机41以常规形式运作的情况进行的说明，但使用实施方式1中的线性压缩机也可以。这时，由于和制冷剂一起排出的压缩机41的机油量为零或很小，因此可以实现省去机油分离器45、辅助减压器47和旁路48的制冷循环装置。

所述机油分离器45也可以和压缩机41结合成一个整体或者包容在压缩机41中。这时，可以大大缩短旁路48，获得使制冷循环装置小型化并提高安装容易性的效果。

实施方式4

在图10中显示了本发明实施方式4中的制冷循环装置的结构示意图。在图10中，和图7相同的结构部件用相同的标记表示，且省去对它们的说明。本实施方式中的制冷循环装置和实施方式3中的不同之处在于：它设有机油分离器45’和辅助减压器47’，且它们之间的设置位置也不同。即，所述机油分离器45’位于散热器42的制冷剂出口侧，并经过辅助减压器47’，并用管道和压缩机41相连。其结构是：由机油分离器45’分离出的机油在机油分离器45’出口处分流，并经过辅助减压器47’，并用管道连接到压缩机41上的旁路48’回到压缩机41中。此外，所述机油分离器45’相应于本发明的第2机油分离器，所述旁路48’相应于本发明的第2回流装置。

具有上述结构的本实施方式中制冷循环装置的运作和实施方式3中所述的基本相同，但是，用压缩机41压缩的CO₂(例如，在这一实施方式中压缩至约10兆帕)和机油一起成为高温高压状态，并导入散热器42中。在散热器42中和制冷剂一起冷却的机油通过机油分离器45’与制冷剂分离，并通过旁路48’回到压缩机41中。由于制冷剂之后的运作和实施方式3的相同，所以省去其说明。

和实施方式3相同，上述结构能防止机油流入辅助热交换器46或者蒸发器44中包含多个小口径通孔组成的扁平管中，至少能使蒸发器44进口处的机油循环率为1.5重量％或者更低，所以可以实现其汽化热传导率降低到极低且尽量抑制压力损失增大的、使用CO₂的制冷循环装置。

此外，虽然上述说明是就压缩机41以常规形式运作的情况进行的说明，但使用实施方式1中的线性压缩机也可以。这时，由于和制冷剂一起从压缩机41排出的机油量为零或很小，就能实现省去机油分离器45’、辅助减压器47’和旁路48’结构的制冷循环装置。

从上述说明可知，由于本发明在封入作为制冷剂的二氧化碳气体(CO₂)的同时，使在所述压缩机安装和运行中起润滑作用的机油的封入量不超过二氧化碳气体(CO₂)封入量的40重量％，故可以将散热器和蒸发器中热传导率的下降和压力损失的增大抑制到很小，且几乎可以消除使散热器和蒸发器的大型化或效率下降等影响。

而且，本发明使用由线性电动机、活塞、汽缸等组成的线性压缩机作为压缩机，所以即使在处于高压侧回路为约10兆帕的超临界区域、因此和低压侧回路之间的压力差变得很大的、使用二氧化碳气体(CO₂)作为制冷剂的制冷循环装置中，也可以防止由于巨大压力差而滑动摩擦负载增大所导致的压缩机机械损失的增大，且可以在不牺牲可靠性的条件下运作。

而且，由于除了在安装压缩机时使用机油以外不在制冷循环中封入润滑油等机油，尤其是将其用于车载空调时，不需考虑使排入制冷循环中的制冷机油再次返回到压缩机中(机油返回)，因此能发挥出包括增加设计自由度等实用性非常大的效果。

而且，本发明通过使用机油分离器或者几乎不用机油的线性压缩机，使蒸发器入口的机油循环率保持在1.5重量％或更低，从而能实现制冷剂通路由多个形成于扁平管上的通孔构成的蒸发器和辅助热交换器的蒸发侧制冷剂通路中的压力损失增加抑制到最小、且汽化热传导率的降低被减到最小的制冷循环装置。

上述结构即使在使用会在高压侧回路中进入超临界区域的CO₂作为制冷剂的情况下，也能实现汽化热传导率降低到最小的制冷循环装置。

工业上的应用可能性

从上述说明可知，本发明可以提供能防止热交换器中的热传导下降以及压力损失增加的小型高效制冷循环装置。

Claims (11)

1.制冷循环装置，它至少包括用于升高制冷剂压力的压缩机(1)、用于冷却其压力已经被所述压缩机升高的制冷剂的散热器(2)、制冷剂流路中置于所述散热器下游且用于将冷却后的制冷剂压力降低使之膨胀的减压器(3)、和用于加热已被所述减压器降压的制冷剂的蒸发器(4)，以及将所述压缩机、所述散热器、所述减压器和所述蒸发器依次连接的管道，还包括使所述制冷剂在所述压缩机、所述散热器、所述减压器、所述蒸发器和所述管道中循环的制冷剂回路，它封入二氧化碳气体(CO₂)作为制冷剂，且在所述制冷剂回路中机油的量不超过所述CO₂封入量的40重量％且大于0，它还包括用于在所述散热侧制冷剂通路和蒸发侧制冷剂通路之间进行热交换的辅助热交换器(46)，所述散热侧制冷剂通路形成于所述散热器的制冷剂出口侧到所述减压器进口侧之间，所述蒸发侧制冷剂通路形成于所述蒸发器的制冷剂出口侧到所述压缩机吸入部件之间，其中，所述辅助热交换器中的蒸发侧制冷剂通路具有多个形成于扁平管中的通孔，

其特征在于，在所述辅助热交换器中蒸发侧制冷剂通路的通孔的水力当量直径不小于所述蒸发器出口处通孔的水力当量直径。

2.权利要求1所述的制冷循环装置，其特征在于所述压缩机是由线性电动机驱动的线性压缩机。

3.权利要求1或2所述的制冷循环装置，其特征在于除了安装所述制冷循环装置时以外，不使用所述机油。

4.制冷循环装置，它至少包括用于升高制冷剂压力的压缩机(1)、用于冷却其压力已经被所述压缩机升高的制冷剂的散热器(2)、制冷剂流路中置于所述散热器下游且用于将冷却后的制冷剂压力降低使之膨胀的减压器(3)、和用于加热已被所述减压器降压的制冷剂的蒸发器游(4)，以及将所述压缩机、所述散热器、所述减压器和所述蒸发器依次连接的管道，还包括使所述制冷剂在所述压缩机、所述散热器、所述减压器、所述蒸发器和所述管道中循环的制冷剂回路，其特征在于它封入二氧化碳气体(CO₂)作为制冷剂，且所述蒸发器具有多个形成于扁平管中作为制冷剂通路的通孔，而且所述机油循环率不超过1.5重量％，所述机油循环率是在除了所述压缩机内部以外所述制冷剂回路任何部位中循环的机油量与在上述部位中循环的CO₂量的比例，它还包括用于在所述散热侧制冷剂通路和蒸发侧制冷剂通路之间进行热交换的辅助热交换器(46)，所述散热侧制冷剂通路形成于所述散热器的制冷剂出口侧到所述减压器进口侧之间，所述蒸发侧制冷剂通路形成于所述蒸发器的制冷剂出口侧到所述压缩机吸入部件之间，其中，所述辅助热交换器中的蒸发侧制冷剂通路具有多个形成于扁平管中的通孔，

其特征在于，在所述辅助热交换器中蒸发侧制冷剂通路的通孔的水力当量直径不小于所述蒸发器出口处通孔的水力当量直径。

5.权利要求4所述的制冷循环装置，其特征在于所述通孔的水力当量直径为0.2～2.0毫米。

6.权利要求4所述的制冷循环装置，其特征在于它还包括置于所述压缩机和所述散热器之间的第1机油分离器(45)，和置于上述第1机油分离器和所述压缩机之间的第1机油回流装置(48)，所述的第1机油回流装置用于使由所述第1机油分离器分离的机油回流至所述压缩机中。

7.权利要求6所述的制冷循环装置，其特征在于所述第1机油分离器和所述压缩机结合成为一个整体。

8.权利要求4所述的制冷循环装置，其特征在于它还包括置于所述散热器的制冷剂出口和所述辅助热交换器的制冷剂入口之间的第2机油分离器(45′)，和置于上述第2机油分离器和所述压缩机之间的第2机油回流装置(48′)，所述的第2机油回流装置用于使由所述第2机油分离器分离的机油回流至所述压缩机中。

9.权利要求4所述的制冷循环装置，其特征在于所述压缩机是由线性电动机驱动的线性压缩机。

10.权利要求4所述的制冷循环装置，其特征为在所述辅助热交换器中蒸发侧制冷剂通路的通孔的水力当量直径不小于所述蒸发器出口处通孔的水力当量直径。

11.权利要求1或4所述的制冷循环装置，其特征在于所述机油可溶于所述CO₂中。

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