JP2000346472A - 超臨界蒸気圧縮サイクル - Google Patents
超臨界蒸気圧縮サイクルInfo
- Publication number
- JP2000346472A JP2000346472A JP11161687A JP16168799A JP2000346472A JP 2000346472 A JP2000346472 A JP 2000346472A JP 11161687 A JP11161687 A JP 11161687A JP 16168799 A JP16168799 A JP 16168799A JP 2000346472 A JP2000346472 A JP 2000346472A
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- pressure
- refrigerant
- radiator
- control valve
- evaporator
- 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.)
- Withdrawn
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
- 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
- F25B9/00—Compression machines, plants or systems, in which the refrigerant is air or other gas of low boiling point
- F25B9/002—Compression machines, plants or systems, in which the refrigerant is air or other gas of low boiling point characterised by the refrigerant
- F25B9/008—Compression machines, plants or systems, in which the refrigerant is air or other gas of low boiling point characterised by the refrigerant the refrigerant being carbon dioxide
-
- 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
- F25B41/33—Expansion valves with the valve member being actuated by the fluid pressure, e.g. by the pressure of the refrigerant
- F25B41/335—Expansion valves with the valve member being actuated by the fluid pressure, e.g. by the pressure of the refrigerant via diaphragms
-
- 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
- F25B41/39—Dispositions with two or more expansion means arranged in series, i.e. multi-stage expansion, on a refrigerant line leading to the same evaporator
-
- 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
- F25B49/00—Arrangement or mounting of control or safety devices
-
- 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
- F25B2309/00—Gas cycle refrigeration machines
- F25B2309/06—Compression machines, plants or systems characterised by the refrigerant being carbon dioxide
- F25B2309/061—Compression machines, plants or systems characterised by the refrigerant being carbon dioxide with cycle highest pressure above the supercritical pressure
-
- 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
- F25B2341/00—Details of ejectors not being used as compression device; Details of flow restrictors or expansion valves
- F25B2341/06—Details of flow restrictors or expansion valves
- F25B2341/063—Feed forward expansion valves
-
- 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
- F25B2400/16—Receivers
-
- 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
- F25B2600/00—Control issues
- F25B2600/17—Control issues by controlling the pressure of the condenser
-
- 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
- F25B40/00—Subcoolers, desuperheaters or superheaters
Abstract
(57)【要約】
【課題】 放熱器での冷却効率が向上する上に、高サイ
ド圧力の調整に応じて必要な循環冷媒量を自動的に調整
できる超臨界蒸気圧縮サイクルを提供する。 【解決手段】 この超臨界蒸気圧縮サイクルは、高サイ
ドにおいては超臨界圧力で運転される閉回路を形成する
ように、配管６により直列連結された圧縮機１、ガスク
ーラー２（放熱器）、絞り抵抗４ａおよびエバポレータ
４（蒸発器）を備えた超臨界蒸気圧縮サイクルにおい
て、ガスクーラー２と絞り抵抗４ａとの間の配管６に設
けられて、ガスクーラー２出口側の冷媒温度に応じて超
臨界蒸気圧縮サイクルの成績係数が最大となるようにガ
スクーラー２の出口側圧力を目標値に制御する圧力制御
弁３と、エバポレータ４出口側の配管６を貫通させら
れ、かつ液体冷媒５ａを貯留する液溜容器５と、液溜容
器５の下部と、圧力制御弁３および絞り抵抗４ａ間の配
管６とを連通するための連通管５ｂと、を備えている。
ド圧力の調整に応じて必要な循環冷媒量を自動的に調整
できる超臨界蒸気圧縮サイクルを提供する。 【解決手段】 この超臨界蒸気圧縮サイクルは、高サイ
ドにおいては超臨界圧力で運転される閉回路を形成する
ように、配管６により直列連結された圧縮機１、ガスク
ーラー２（放熱器）、絞り抵抗４ａおよびエバポレータ
４（蒸発器）を備えた超臨界蒸気圧縮サイクルにおい
て、ガスクーラー２と絞り抵抗４ａとの間の配管６に設
けられて、ガスクーラー２出口側の冷媒温度に応じて超
臨界蒸気圧縮サイクルの成績係数が最大となるようにガ
スクーラー２の出口側圧力を目標値に制御する圧力制御
弁３と、エバポレータ４出口側の配管６を貫通させら
れ、かつ液体冷媒５ａを貯留する液溜容器５と、液溜容
器５の下部と、圧力制御弁３および絞り抵抗４ａ間の配
管６とを連通するための連通管５ｂと、を備えている。
Description
【０００１】
【発明の属する技術分野】本発明は、閉回路において、
高サイドにおいては超臨界条件下で作動される冷媒（特
にＣＯ2）を利用する空調ユニット、冷凍機、およびヒ
ートポンプのような蒸気圧縮サイクルに関し、特に、サ
イクルの能力を自動的に制御する技術に関する。
高サイドにおいては超臨界条件下で作動される冷媒（特
にＣＯ2）を利用する空調ユニット、冷凍機、およびヒ
ートポンプのような蒸気圧縮サイクルに関し、特に、サ
イクルの能力を自動的に制御する技術に関する。
【０００２】
【従来の技術】超臨界蒸気圧縮サイクルにおいて、循環
冷媒を調整することにより高サイド圧力を制御する技術
が提案されている（例えば特公平７−１８６０２号公報
参照）。この超臨界蒸気圧縮サイクルは、図６に示すよ
うに、放熱器１１０に直列連結された圧縮機１００と、
向流型熱交換器１２０と、絞り弁１３０とを備えてい
る。絞り弁１３０と圧縮機１００の流入口１９０の中間
に、蒸発器１４０と、液体分離器（レシーバ）１６０
と、向流型熱交換器１２０の低圧側とが、連通可能に連
結されている。レシーバ１６０は蒸発器流出口１５０に
連結され、またレシーバ１６０のガス相流入口は向流型
熱交換器１２０に連結されている。レシーバ１６０から
の液相ライン（破線参照）が、向流型熱交換器１２０の
前で点１７０とその後の点１８０との間の任意の位置に
おいて、吸引ラインに連結される。前記絞り弁１３０
は、レシーバ１６０の液体残量を変更して前記高サイド
圧力を調整する。図７の従来例はレシーバの代わりに、
入口側および出口側に弁２３０，２４０をそれぞれ有す
る中間液溜器２５０を絞り弁１３０と並列に接続したも
のである。
冷媒を調整することにより高サイド圧力を制御する技術
が提案されている（例えば特公平７−１８６０２号公報
参照）。この超臨界蒸気圧縮サイクルは、図６に示すよ
うに、放熱器１１０に直列連結された圧縮機１００と、
向流型熱交換器１２０と、絞り弁１３０とを備えてい
る。絞り弁１３０と圧縮機１００の流入口１９０の中間
に、蒸発器１４０と、液体分離器（レシーバ）１６０
と、向流型熱交換器１２０の低圧側とが、連通可能に連
結されている。レシーバ１６０は蒸発器流出口１５０に
連結され、またレシーバ１６０のガス相流入口は向流型
熱交換器１２０に連結されている。レシーバ１６０から
の液相ライン（破線参照）が、向流型熱交換器１２０の
前で点１７０とその後の点１８０との間の任意の位置に
おいて、吸引ラインに連結される。前記絞り弁１３０
は、レシーバ１６０の液体残量を変更して前記高サイド
圧力を調整する。図７の従来例はレシーバの代わりに、
入口側および出口側に弁２３０，２４０をそれぞれ有す
る中間液溜器２５０を絞り弁１３０と並列に接続したも
のである。
【０００３】ところで、近年、蒸気圧縮式冷凍サイクル
に使用される冷媒のフロン対策の１つとして、二酸化炭
素（ＣＯ2）を使用した蒸気圧縮式冷凍サイクル（以
下、ＣＯ2サイクルと略す）が提案されている。このＣ
Ｏ2サイクルの作動は、フロンを使用した従来の蒸気圧
縮式冷凍サイクルの作動と原理的には同じである。すな
わち、図３（ＣＯ2モリエル線図）のＡ−Ｂ−Ｃ−Ｄ−
Ａで示されるように、圧縮機で気相状態のＣＯ2を圧縮
し（Ａ−Ｂ）、この高温圧縮の気相状態のＣＯ2を放熱
器（ガスクーラー）にて冷却する（Ｂ−Ｃ）。そして、
減圧器により減圧して（Ｃ−Ｄ）、気液２相状態となっ
たＣＯ2を蒸発させて（Ｄ−Ａ）、蒸発潜熱を空気等の
外部流体から奪って外部流体を冷却する。
に使用される冷媒のフロン対策の１つとして、二酸化炭
素（ＣＯ2）を使用した蒸気圧縮式冷凍サイクル（以
下、ＣＯ2サイクルと略す）が提案されている。このＣ
Ｏ2サイクルの作動は、フロンを使用した従来の蒸気圧
縮式冷凍サイクルの作動と原理的には同じである。すな
わち、図３（ＣＯ2モリエル線図）のＡ−Ｂ−Ｃ−Ｄ−
Ａで示されるように、圧縮機で気相状態のＣＯ2を圧縮
し（Ａ−Ｂ）、この高温圧縮の気相状態のＣＯ2を放熱
器（ガスクーラー）にて冷却する（Ｂ−Ｃ）。そして、
減圧器により減圧して（Ｃ−Ｄ）、気液２相状態となっ
たＣＯ2を蒸発させて（Ｄ−Ａ）、蒸発潜熱を空気等の
外部流体から奪って外部流体を冷却する。
【０００４】ＣＯ2の臨界温度は約３１℃と従来のフロ
ンの臨界点温度と比べて低いので、夏場等では、放熱器
側でのＣＯ2温度がＣＯ2の臨界点温度よりも高くなって
しまう。つまり、放熱器出口側においてＣＯ2は凝縮し
ない（線分ＢＣが飽和液線ＳＬと交差しない）。また、
放熱器出口側（Ｃ点）の状態は、圧縮機の吐出圧力と放
熱器出口側でのＣＯ2温度によって決定され、放熱器出
口側でのＣＯ2温度は、放熱器の放熱能力と外気温度
（これは制御不可能）とによって決定するので、放熱器
出口での温度は、実質的には制御することができない。
したがって、放熱器出口側（Ｃ点）の状態は、圧縮機の
吐出圧力（放熱器出口側圧力）を制御することによって
制御可能となる。つまり、夏場等の外気温度が高い場合
には、十分な冷却能力（エンタルピ差）を確保するため
には、図４のＥ−Ｆ−Ｇ−Ｈ−Ｅで示されるように、放
熱器出口側圧力を高くする必要がある。
ンの臨界点温度と比べて低いので、夏場等では、放熱器
側でのＣＯ2温度がＣＯ2の臨界点温度よりも高くなって
しまう。つまり、放熱器出口側においてＣＯ2は凝縮し
ない（線分ＢＣが飽和液線ＳＬと交差しない）。また、
放熱器出口側（Ｃ点）の状態は、圧縮機の吐出圧力と放
熱器出口側でのＣＯ2温度によって決定され、放熱器出
口側でのＣＯ2温度は、放熱器の放熱能力と外気温度
（これは制御不可能）とによって決定するので、放熱器
出口での温度は、実質的には制御することができない。
したがって、放熱器出口側（Ｃ点）の状態は、圧縮機の
吐出圧力（放熱器出口側圧力）を制御することによって
制御可能となる。つまり、夏場等の外気温度が高い場合
には、十分な冷却能力（エンタルピ差）を確保するため
には、図４のＥ−Ｆ−Ｇ−Ｈ−Ｅで示されるように、放
熱器出口側圧力を高くする必要がある。
【０００５】しかし、放熱器出口側圧力を高くするに
は、前述のように圧縮機の吐出圧力を高くしなければな
らないので、圧縮機の圧縮仕事（圧縮過程のエンタルピ
変化量ΔＬ）が増加する。したがって、蒸発過程（Ｄ−
Ａ）のエンタンピ変化量ΔＩの増加量より圧縮過程（Ａ
−Ｂ）のエンタルピ変化量ΔＬの増加量が大きい場合に
は、ＣＯ2サイクルの成績係数（ＣＯＰ＝ΔＩ／ΔＬ）
が悪化する。そこで、例えば放熱器出口側でのＣＯ2 温
度を４０℃として、放熱器出口側でのＣＯ2 圧力と成績
係数の関係を図３を用いて試算すれば、図５の実線に示
すように、圧力Ｐ 1（約１０ＭＰａ）において成績係数
が最大となる。同様に、放熱器出口側でのＣＯ2 温度を
３０℃とした場合には、図５の破線で示すように、圧力
Ｐ2（約８．０ＭＰａ）において成績係数が最大とな
る。
は、前述のように圧縮機の吐出圧力を高くしなければな
らないので、圧縮機の圧縮仕事（圧縮過程のエンタルピ
変化量ΔＬ）が増加する。したがって、蒸発過程（Ｄ−
Ａ）のエンタンピ変化量ΔＩの増加量より圧縮過程（Ａ
−Ｂ）のエンタルピ変化量ΔＬの増加量が大きい場合に
は、ＣＯ2サイクルの成績係数（ＣＯＰ＝ΔＩ／ΔＬ）
が悪化する。そこで、例えば放熱器出口側でのＣＯ2 温
度を４０℃として、放熱器出口側でのＣＯ2 圧力と成績
係数の関係を図３を用いて試算すれば、図５の実線に示
すように、圧力Ｐ 1（約１０ＭＰａ）において成績係数
が最大となる。同様に、放熱器出口側でのＣＯ2 温度を
３０℃とした場合には、図５の破線で示すように、圧力
Ｐ2（約８．０ＭＰａ）において成績係数が最大とな
る。
【０００６】以上のようにして、放熱器出口側のＣＯ2
温度と成績係数が最大となる圧力を算出し、この結果を
図４に描けば、図４の太い実線ηmax（以下、最適制御
線）に示すようになる。したがって、上記ＣＯ2サイク
ルを効率よく運転するには、放熱器出口側圧力と放熱器
出口側のＣＯ2温度とを、最適制御線ηmaxで示されるよ
うに制御する必要がある。
温度と成績係数が最大となる圧力を算出し、この結果を
図４に描けば、図４の太い実線ηmax（以下、最適制御
線）に示すようになる。したがって、上記ＣＯ2サイク
ルを効率よく運転するには、放熱器出口側圧力と放熱器
出口側のＣＯ2温度とを、最適制御線ηmaxで示されるよ
うに制御する必要がある。
【０００７】
【発明が解決しようとする課題】ところが、上述した超
臨界蒸気圧縮サイクル（図６、図７）は、放熱器出口に
おける冷媒温度に対応して放熱器出口側圧力（高サイド
圧力）を制御するものではないので、放熱器での冷却効
率は充分に高いとは言えず、冷却効率向上の改善余地が
ある。また、高サイド圧力の調整に応じて循環冷媒量を
調節する必要（高サイド圧力が大きいほど循環冷媒量は
多く必要）があるが、このためにその都度手動により絞
り弁の開度を調節しなければならず、手間がかかる上
に、熟練を要するという問題点がある。
臨界蒸気圧縮サイクル（図６、図７）は、放熱器出口に
おける冷媒温度に対応して放熱器出口側圧力（高サイド
圧力）を制御するものではないので、放熱器での冷却効
率は充分に高いとは言えず、冷却効率向上の改善余地が
ある。また、高サイド圧力の調整に応じて循環冷媒量を
調節する必要（高サイド圧力が大きいほど循環冷媒量は
多く必要）があるが、このためにその都度手動により絞
り弁の開度を調節しなければならず、手間がかかる上
に、熟練を要するという問題点がある。
【０００８】本発明は、上記従来技術の有する問題点に
鑑みてなされたものであり、放熱器での冷却効率が向上
する上に、高サイド圧力の調整に応じて必要な循環冷媒
量を自動的に調整できる超臨界蒸気圧縮サイクルを提供
することを目的としている。
鑑みてなされたものであり、放熱器での冷却効率が向上
する上に、高サイド圧力の調整に応じて必要な循環冷媒
量を自動的に調整できる超臨界蒸気圧縮サイクルを提供
することを目的としている。
【０００９】
【課題を解決するための手段】上記目的を達成するため
の本発明は、蒸気圧縮サイクルの高サイドにおいては超
臨界圧力で運転される閉回路を形成するように、配管に
より直列連結された圧縮機、放熱器、絞り手段および蒸
発器を備えた超臨界蒸気圧縮サイクルにおいて、前記放
熱器と前記絞り手段との間に設けられて、前記放熱器出
口側の冷媒温度に応じて前記放熱器出口側の圧力を目標
圧力に制御するための圧力制御弁と、液体冷媒を貯留
し、かつ前記蒸発器出口側の前記配管を貫通させられた
液溜容器と、前記液溜容器の下部と、前記圧力制御弁お
よび前記絞り手段間の前記配管とを連通するための連通
管と、を備えていることを特徴とするものである。
の本発明は、蒸気圧縮サイクルの高サイドにおいては超
臨界圧力で運転される閉回路を形成するように、配管に
より直列連結された圧縮機、放熱器、絞り手段および蒸
発器を備えた超臨界蒸気圧縮サイクルにおいて、前記放
熱器と前記絞り手段との間に設けられて、前記放熱器出
口側の冷媒温度に応じて前記放熱器出口側の圧力を目標
圧力に制御するための圧力制御弁と、液体冷媒を貯留
し、かつ前記蒸発器出口側の前記配管を貫通させられた
液溜容器と、前記液溜容器の下部と、前記圧力制御弁お
よび前記絞り手段間の前記配管とを連通するための連通
管と、を備えていることを特徴とするものである。
【００１０】上記構成の本発明においては、先ず、前記
放熱器出口側の冷媒温度が低下した場合には、この冷媒
温度に応じて放熱器出口側の冷媒圧力を減少させる必要
があるために、圧力制御弁の開度が大きくなることによ
り、圧力制御弁および絞り手段間の冷媒圧力が上昇す
る。これにより、圧力制御弁および絞り手段間の冷媒の
一部は連通管を通って液溜容器内に流入し、結果的に、
サイクルの冷媒循環量が自動的に減少する。一方、前記
放熱器出口側の冷媒温度が増加した場合には、この冷媒
温度に応じて放熱器出口側の冷媒圧力を増加させる必要
があるために、圧力制御弁の開度が小さくなることによ
り、圧力制御弁および絞り手段間の冷媒圧力が減少す
る。これにより、液溜容器内の冷媒は、連通管を通って
圧力制御弁および絞り手段間の配管に流入し、結果的
に、サイクルの冷媒循環量が自動的に増加する。
放熱器出口側の冷媒温度が低下した場合には、この冷媒
温度に応じて放熱器出口側の冷媒圧力を減少させる必要
があるために、圧力制御弁の開度が大きくなることによ
り、圧力制御弁および絞り手段間の冷媒圧力が上昇す
る。これにより、圧力制御弁および絞り手段間の冷媒の
一部は連通管を通って液溜容器内に流入し、結果的に、
サイクルの冷媒循環量が自動的に減少する。一方、前記
放熱器出口側の冷媒温度が増加した場合には、この冷媒
温度に応じて放熱器出口側の冷媒圧力を増加させる必要
があるために、圧力制御弁の開度が小さくなることによ
り、圧力制御弁および絞り手段間の冷媒圧力が減少す
る。これにより、液溜容器内の冷媒は、連通管を通って
圧力制御弁および絞り手段間の配管に流入し、結果的
に、サイクルの冷媒循環量が自動的に増加する。
【００１１】また、蒸発器から流出する冷媒量が低下し
てサイクルの能力が不足しているときには、蒸発器から
流出する冷媒は過熱状態となり、液溜容器内を通過する
際にその中の液体冷媒を加熱し、この液体冷媒はその圧
力が飽和圧力以上になると、連通管を通って圧力制御弁
および絞り手段間の配管に流入することにより、サイク
ルの冷媒循環量が増加し、結果的に、サイクルの能力が
増える。一方、蒸発器から流出する冷媒量が増大してサ
イクルの能力が過剰の場合には、蒸発器から流出する冷
媒は、液溜容器内を通過する際にその中の液体冷媒を冷
却し、この液体冷媒はその圧力が飽和圧力以下となる
と、圧力制御弁および絞り手段間の配管の冷媒の一部は
連通管を通って液溜容器内に流入することにより、サイ
クルの冷媒循環量が減少し、結果的に、サイクルの能力
が減少する。
てサイクルの能力が不足しているときには、蒸発器から
流出する冷媒は過熱状態となり、液溜容器内を通過する
際にその中の液体冷媒を加熱し、この液体冷媒はその圧
力が飽和圧力以上になると、連通管を通って圧力制御弁
および絞り手段間の配管に流入することにより、サイク
ルの冷媒循環量が増加し、結果的に、サイクルの能力が
増える。一方、蒸発器から流出する冷媒量が増大してサ
イクルの能力が過剰の場合には、蒸発器から流出する冷
媒は、液溜容器内を通過する際にその中の液体冷媒を冷
却し、この液体冷媒はその圧力が飽和圧力以下となる
と、圧力制御弁および絞り手段間の配管の冷媒の一部は
連通管を通って液溜容器内に流入することにより、サイ
クルの冷媒循環量が減少し、結果的に、サイクルの能力
が減少する。
【００１２】請求項２記載の発明のように、前記放熱器
を通過した液体冷媒と前記蒸発器を通過した気体冷媒と
の間で熱交換させるためのインタークーラーを備えてい
ることにより、蒸気圧縮式冷凍サイクルの能力増大要件
に対する応答速度を改善することができる。また、請求
項３記載のように本発明を、使用される冷媒が二酸化炭
素である超臨界蒸気圧縮サイクルに適用することが好ま
しい。
を通過した液体冷媒と前記蒸発器を通過した気体冷媒と
の間で熱交換させるためのインタークーラーを備えてい
ることにより、蒸気圧縮式冷凍サイクルの能力増大要件
に対する応答速度を改善することができる。また、請求
項３記載のように本発明を、使用される冷媒が二酸化炭
素である超臨界蒸気圧縮サイクルに適用することが好ま
しい。
【００１３】
【発明の実施の形態】次に、本発明の一実施形態につい
て図面を参照して説明する。図１は本発明の蒸気圧縮式
冷凍サイクルの一実施形態の構成図、図２は図１に示し
た圧力制御弁の詳細を示す断面図である。
て図面を参照して説明する。図１は本発明の蒸気圧縮式
冷凍サイクルの一実施形態の構成図、図２は図１に示し
た圧力制御弁の詳細を示す断面図である。
【００１４】先ず、図１に示すように、本実施形態の圧
力制御弁を用いた蒸気圧縮式冷凍サイクルは、例えば車
両用空調装置に適用したＣＯ2サイクルであり、１は気
相状態のＣＯ2を圧縮する圧縮機である。圧縮機１は図
示しない駆動源（例えばエンジン等）から駆動力を得て
駆動する。２は圧縮機１で圧縮されたＣＯ2を外気等と
の間で熱交換して冷却するガスクーラー（放熱器）であ
り、３は後述するインタークーラー７出口側の配管に設
けられた圧力制御弁である。この圧力制御弁３は、ガス
クーラー２出口側において後述する感温筒１１により検
知されたＣＯ2温度（冷媒温度）に応じてガスクーラー
２出口側圧力（本例ではインタークーラー７出口側の高
サイド圧力）を制御する。圧力制御弁３は、高サイド圧
力を制御するとともに減圧器を兼ねており、その構造お
よび動作については後で詳述する。ＣＯ2は、この圧力
制御弁３により減圧されて低温低圧の気液２相状態のＣ
Ｏ2となり、さらに絞り抵抗４ａ（絞り手段）により減
圧される。
力制御弁を用いた蒸気圧縮式冷凍サイクルは、例えば車
両用空調装置に適用したＣＯ2サイクルであり、１は気
相状態のＣＯ2を圧縮する圧縮機である。圧縮機１は図
示しない駆動源（例えばエンジン等）から駆動力を得て
駆動する。２は圧縮機１で圧縮されたＣＯ2を外気等と
の間で熱交換して冷却するガスクーラー（放熱器）であ
り、３は後述するインタークーラー７出口側の配管に設
けられた圧力制御弁である。この圧力制御弁３は、ガス
クーラー２出口側において後述する感温筒１１により検
知されたＣＯ2温度（冷媒温度）に応じてガスクーラー
２出口側圧力（本例ではインタークーラー７出口側の高
サイド圧力）を制御する。圧力制御弁３は、高サイド圧
力を制御するとともに減圧器を兼ねており、その構造お
よび動作については後で詳述する。ＣＯ2は、この圧力
制御弁３により減圧されて低温低圧の気液２相状態のＣ
Ｏ2となり、さらに絞り抵抗４ａ（絞り手段）により減
圧される。
【００１５】４は、車室内の空気冷却手段をなすエバポ
レータ（蒸発器）で、気液２相状態のＣＯ2はエバポレ
ータ４内で気化（蒸発）する際に、車室内空気から蒸発
潜熱を奪って車室内空気を冷却する。５は液体冷媒５ａ
を貯留する液溜容器であり、この液溜容器５にはエバポ
レータ４出口側の配管６が上下に貫通しており、液溜容
器５内の液体冷媒５ａと配管６内の液体冷媒とが熱交換
される構成になっている。液溜容器５の配管６の貫通部
は、液溜容器５内が密閉空間となるようにシール（不図
示）されている。なお、この熱交換の効率を高めるため
に、本実施形態のようにエバポレータ４出口側の配管６
を液溜容器５内の液体冷媒５ａに貫通させることが好ま
しいが、これに限定されない。液溜容器５の底部は、連
通管５ｂにより、圧力制御弁３および絞り抵抗４ａ間の
配管６に連通している。インタークーラー７は、ガスク
ーラー２を通過した液体冷媒とエバポレータ４を通過し
た気体冷媒との間で熱交換を行う向流型熱交換器で、こ
のインタークーラー７は蒸気圧縮式冷凍サイクルの能力
増大要件に対する応答速度を改善するものであり、必ず
しも設ける必要はない。インタークーラー７を設けない
場合には、圧力制御弁３をガスクーラー２の出口近傍の
配管に設けることが好ましい。そして、圧縮機１、ガス
クーラー２、インタークーラー７、圧力制御弁３、絞り
抵抗４ａおよびエバポレータ４は、それぞれ配管６によ
って接続されて閉回路（ＣＯ2サイクル）を形成してい
る。なお、符号８は圧縮機１から吐出された冷媒ガスよ
り潤滑油を捕集するオイルセパレータであり、捕集され
た潤滑油は油戻し管９を通って圧縮機１内に戻される。
レータ（蒸発器）で、気液２相状態のＣＯ2はエバポレ
ータ４内で気化（蒸発）する際に、車室内空気から蒸発
潜熱を奪って車室内空気を冷却する。５は液体冷媒５ａ
を貯留する液溜容器であり、この液溜容器５にはエバポ
レータ４出口側の配管６が上下に貫通しており、液溜容
器５内の液体冷媒５ａと配管６内の液体冷媒とが熱交換
される構成になっている。液溜容器５の配管６の貫通部
は、液溜容器５内が密閉空間となるようにシール（不図
示）されている。なお、この熱交換の効率を高めるため
に、本実施形態のようにエバポレータ４出口側の配管６
を液溜容器５内の液体冷媒５ａに貫通させることが好ま
しいが、これに限定されない。液溜容器５の底部は、連
通管５ｂにより、圧力制御弁３および絞り抵抗４ａ間の
配管６に連通している。インタークーラー７は、ガスク
ーラー２を通過した液体冷媒とエバポレータ４を通過し
た気体冷媒との間で熱交換を行う向流型熱交換器で、こ
のインタークーラー７は蒸気圧縮式冷凍サイクルの能力
増大要件に対する応答速度を改善するものであり、必ず
しも設ける必要はない。インタークーラー７を設けない
場合には、圧力制御弁３をガスクーラー２の出口近傍の
配管に設けることが好ましい。そして、圧縮機１、ガス
クーラー２、インタークーラー７、圧力制御弁３、絞り
抵抗４ａおよびエバポレータ４は、それぞれ配管６によ
って接続されて閉回路（ＣＯ2サイクル）を形成してい
る。なお、符号８は圧縮機１から吐出された冷媒ガスよ
り潤滑油を捕集するオイルセパレータであり、捕集され
た潤滑油は油戻し管９を通って圧縮機１内に戻される。
【００１６】ここで、前記圧力制御弁３の一例について
詳述する。図２に示すように、圧力制御弁３の弁本体１
２（弁ケーシング）は、配管６によって形成される冷媒
通路７（本例ではＣＯ2流路）内のうちインタークーラ
ー７と絞り抵抗４ａ（それぞれ図１参照）との間に配置
されている。また、弁本体１２は、前記冷媒通路７を上
流側空間７ａと下流側空間７ｂとに仕切るように配置さ
れ、弁本体１２の直交する両端部内には、前記冷媒通路
７の上流側空間７ａとの境界である第１の隔壁１３、お
よび下流側空間７ｂとの境界である第２の隔壁１４が形
成されており、これら第１の隔壁１３および第２の隔壁
１４には第１の弁口１３ａ（開口）および第２の弁口１
４ａ（開口）がそれぞれ形成されている。
詳述する。図２に示すように、圧力制御弁３の弁本体１
２（弁ケーシング）は、配管６によって形成される冷媒
通路７（本例ではＣＯ2流路）内のうちインタークーラ
ー７と絞り抵抗４ａ（それぞれ図１参照）との間に配置
されている。また、弁本体１２は、前記冷媒通路７を上
流側空間７ａと下流側空間７ｂとに仕切るように配置さ
れ、弁本体１２の直交する両端部内には、前記冷媒通路
７の上流側空間７ａとの境界である第１の隔壁１３、お
よび下流側空間７ｂとの境界である第２の隔壁１４が形
成されており、これら第１の隔壁１３および第２の隔壁
１４には第１の弁口１３ａ（開口）および第２の弁口１
４ａ（開口）がそれぞれ形成されている。
【００１７】前記弁本体１２の内空間１２ａには、密閉
空間１７ａを形成するためのベローズからなる伸縮容器
１７が設けられおり、この伸縮容器１７は前記密閉空間
１７ａ内外の圧力差に応じて軸方向（図１では矢印Ａ方
向で示す上下方向）に伸縮変位する。この伸縮容器１７
の基端（図１では上端）は弁本体１２内壁に固定されて
おり、さらに、伸縮容器１７の軸心中空部１７ｂには、
先端に弁１６を有する弁棒１６ａが軸方向（矢印Ａ方
向）に移動自在に貫通している。この弁１６は、伸縮容
器１７の先端に固定され、かつ第２の隔壁１４の第２の
弁口１４ａと対向している。前記弁棒１６ａは、伸縮容
器１７の伸縮に機械的に連動して可動するものであり、
伸縮容器１７の密閉空間１７ａの内外圧差がなく、伸縮
容器１７が無負荷状態のときには、前記弁１６は第２の
弁口１４ａを閉じている。
空間１７ａを形成するためのベローズからなる伸縮容器
１７が設けられおり、この伸縮容器１７は前記密閉空間
１７ａ内外の圧力差に応じて軸方向（図１では矢印Ａ方
向で示す上下方向）に伸縮変位する。この伸縮容器１７
の基端（図１では上端）は弁本体１２内壁に固定されて
おり、さらに、伸縮容器１７の軸心中空部１７ｂには、
先端に弁１６を有する弁棒１６ａが軸方向（矢印Ａ方
向）に移動自在に貫通している。この弁１６は、伸縮容
器１７の先端に固定され、かつ第２の隔壁１４の第２の
弁口１４ａと対向している。前記弁棒１６ａは、伸縮容
器１７の伸縮に機械的に連動して可動するものであり、
伸縮容器１７の密閉空間１７ａの内外圧差がなく、伸縮
容器１７が無負荷状態のときには、前記弁１６は第２の
弁口１４ａを閉じている。
【００１８】符号１５は、弁本体１２内に設けられて、
第１の弁口１３ａを開閉するための逆止弁を示してお
り、この逆止弁１５は上流側空間７ａ内圧力が弁本体１
２の内空間１２ａ内圧力より所定量大きくなったときに
第１の弁口１３ａを開く。逆止弁２１は、図示しない付
勢手段（例えばコイルばね）によって第１の弁口１３ａ
に押し付けられており、逆止弁１５には常に所定の初期
荷重が作用している。この初期荷重が前記所定量となっ
ている。
第１の弁口１３ａを開閉するための逆止弁を示してお
り、この逆止弁１５は上流側空間７ａ内圧力が弁本体１
２の内空間１２ａ内圧力より所定量大きくなったときに
第１の弁口１３ａを開く。逆止弁２１は、図示しない付
勢手段（例えばコイルばね）によって第１の弁口１３ａ
に押し付けられており、逆止弁１５には常に所定の初期
荷重が作用している。この初期荷重が前記所定量となっ
ている。
【００１９】前記伸縮容器１７の密閉空間１７ａはキャ
ピラリチューブ１０（管部材）を介して感温筒１１に連
通している。この感温筒１１は、ガスクーラー２出口近
傍の配管６の大径部６ａに収容され、配管６内の冷媒温
度を検知して伸縮容器１７に伝えるためのものである。
なお、感温筒１１の良好な熱応答性を考慮して、感温筒
１１を配管６内に設けたが、これに限らず、配管６の外
面に密着して設けてもよい。連通管１９（細管）は、弁
本体１２の内空間１２ａとキャピラリチューブ１０の途
中部とを連通するものであり、この連通管１９には閉止
弁１８が設けられている。この閉止弁１８が閉じている
ときには、弁本体１２の内空間１２ａおよび伸縮容器１
７の密閉空間１７ａは遮断され独立した空間となる。本
例の蒸気圧縮式冷凍サイクルは、冷媒と二酸化炭素を使
用したＣＯ2サイクルであり、弁本体１２内、伸縮容器
１７内、感温筒１１内および前記キャピラリチューブ１
０内には冷媒ガス（ＣＯ2ガス）が、前記弁１６および
前記逆止弁１５がそれぞれ閉じた状態において、前記冷
媒ガスの温度が０℃での飽和液密度から前記冷媒の臨界
点での飽和液密度に至る所定範囲の密度でそれぞれ封入
されている。
ピラリチューブ１０（管部材）を介して感温筒１１に連
通している。この感温筒１１は、ガスクーラー２出口近
傍の配管６の大径部６ａに収容され、配管６内の冷媒温
度を検知して伸縮容器１７に伝えるためのものである。
なお、感温筒１１の良好な熱応答性を考慮して、感温筒
１１を配管６内に設けたが、これに限らず、配管６の外
面に密着して設けてもよい。連通管１９（細管）は、弁
本体１２の内空間１２ａとキャピラリチューブ１０の途
中部とを連通するものであり、この連通管１９には閉止
弁１８が設けられている。この閉止弁１８が閉じている
ときには、弁本体１２の内空間１２ａおよび伸縮容器１
７の密閉空間１７ａは遮断され独立した空間となる。本
例の蒸気圧縮式冷凍サイクルは、冷媒と二酸化炭素を使
用したＣＯ2サイクルであり、弁本体１２内、伸縮容器
１７内、感温筒１１内および前記キャピラリチューブ１
０内には冷媒ガス（ＣＯ2ガス）が、前記弁１６および
前記逆止弁１５がそれぞれ閉じた状態において、前記冷
媒ガスの温度が０℃での飽和液密度から前記冷媒の臨界
点での飽和液密度に至る所定範囲の密度でそれぞれ封入
されている。
【００２０】次に、圧力制御弁３の使用方法および動作
について説明する。先ず、初期設定時には、閉止弁１８
を開いた状態で第１の弁口１３ａより弁本体１２内にＣ
Ｏ2 ガスを導入することにより、このＣＯ2 ガスの一部
は連通管１９およびキャピラリチューブ１０を通って、
伸縮容器１７の密閉空間１７ａおよび感温筒１１内に導
入され、導入が完了すると逆止弁１５は自動的に閉じる
とともに、閉止弁１８を閉じることにより、弁本体１２
の内空間１２ａおよび伸縮容器１７の密閉空間１７ａ
は、互いに遮断され内圧差のない独立した空間となる。
これにより、収縮容器１７の密閉空間１７ａの圧力は感
温筒１１の温度に対応した圧力となり、収縮容器１７外
は弁本体１２に対応した圧力が維持され、大きな温度差
が生じない限り、収縮容器１７の内外の圧力差は大きく
ならないので、収縮容器１７は過度に変形することがな
い上に、弾性復元力の低下や破損の恐れもない。なお、
インタークーラー７出口側でのＣＯ2 温度を４０±１℃
と仮定すると、成績係数が最大となるように、封入する
ＣＯ2 ガスの圧力は１０．５±０．５ＭＰａとすること
が好ましい。
について説明する。先ず、初期設定時には、閉止弁１８
を開いた状態で第１の弁口１３ａより弁本体１２内にＣ
Ｏ2 ガスを導入することにより、このＣＯ2 ガスの一部
は連通管１９およびキャピラリチューブ１０を通って、
伸縮容器１７の密閉空間１７ａおよび感温筒１１内に導
入され、導入が完了すると逆止弁１５は自動的に閉じる
とともに、閉止弁１８を閉じることにより、弁本体１２
の内空間１２ａおよび伸縮容器１７の密閉空間１７ａ
は、互いに遮断され内圧差のない独立した空間となる。
これにより、収縮容器１７の密閉空間１７ａの圧力は感
温筒１１の温度に対応した圧力となり、収縮容器１７外
は弁本体１２に対応した圧力が維持され、大きな温度差
が生じない限り、収縮容器１７の内外の圧力差は大きく
ならないので、収縮容器１７は過度に変形することがな
い上に、弾性復元力の低下や破損の恐れもない。なお、
インタークーラー７出口側でのＣＯ2 温度を４０±１℃
と仮定すると、成績係数が最大となるように、封入する
ＣＯ2 ガスの圧力は１０．５±０．５ＭＰａとすること
が好ましい。
【００２１】初期設定終了時には、第１の弁口１３ａお
よび第２の弁口１４ａは逆止弁１５および弁１６により
それぞれ閉じている。圧縮機１を起動してＣＯ2サイク
ルを運転すると、圧力制御弁３の上流側空間７ａの圧力
が弁本体１２の内圧より大きくなると、逆止弁１５が移
動して第１の弁口１３ａは開き、これにより、ＣＯ2ガ
スが弁本体１２内に流れ込む。弁本体１２の内圧が収縮
容器１７に内圧よりも大きくなると、弁１６が移動して
第２の弁口１４ａは開き、ＣＯ2が配管６を循環する。
このとき、前記封入したＣＯ2ガスの熱伝導により、伸
縮容器１７内の温度は感温筒１１内の温度と連動して、
ガスクーラー２出口温度とほぼ等しくなる。したがっ
て、伸縮容器１７の内圧力は、循環するＣＯ2の温度の
バランス圧力となる。弁本体１２の内圧が前記バランス
圧力より大きい場合には第２の弁口１４ａは開状態とな
り、弁本体１２の内圧が前記バランス圧力より小さい場
合には第２の弁口１４は閉状態となり、これにより、ガ
スクーラー２出口側温度に対応したバランス圧力はほぼ
弁本体１２の内圧となるように自動調整される。すなわ
ち、ガスクーラー２出口側でのＣＯ2温度に応じてイン
タークーラー７出口側圧力を制御する。
よび第２の弁口１４ａは逆止弁１５および弁１６により
それぞれ閉じている。圧縮機１を起動してＣＯ2サイク
ルを運転すると、圧力制御弁３の上流側空間７ａの圧力
が弁本体１２の内圧より大きくなると、逆止弁１５が移
動して第１の弁口１３ａは開き、これにより、ＣＯ2ガ
スが弁本体１２内に流れ込む。弁本体１２の内圧が収縮
容器１７に内圧よりも大きくなると、弁１６が移動して
第２の弁口１４ａは開き、ＣＯ2が配管６を循環する。
このとき、前記封入したＣＯ2ガスの熱伝導により、伸
縮容器１７内の温度は感温筒１１内の温度と連動して、
ガスクーラー２出口温度とほぼ等しくなる。したがっ
て、伸縮容器１７の内圧力は、循環するＣＯ2の温度の
バランス圧力となる。弁本体１２の内圧が前記バランス
圧力より大きい場合には第２の弁口１４ａは開状態とな
り、弁本体１２の内圧が前記バランス圧力より小さい場
合には第２の弁口１４は閉状態となり、これにより、ガ
スクーラー２出口側温度に対応したバランス圧力はほぼ
弁本体１２の内圧となるように自動調整される。すなわ
ち、ガスクーラー２出口側でのＣＯ2温度に応じてイン
タークーラー７出口側圧力を制御する。
【００２２】具体的には、例えばガスクーラー２出口側
温度が４０℃、かつ、ガスクーラー２の出口圧力が約１
０．７ＭＰａ以下のときには、高圧力制御弁３は閉じて
いるので、圧縮機１は、インタークーラー７よりＣＯ2
を吸引して放熱器２へ向けて吐出する。これにより、放
熱器２の出口側圧力が上昇していく（図５中のｂ’−
ｃ’→ｂ”−ｃ”参照）。そして、放熱器２の出口側圧
力が約１０．７ＭＰａを越えると（Ｂ−Ｃ）、圧力制御
弁３が開弁するので、ＣＯ2は減圧しながら気相状態か
ら気液２相状態に相変化して（Ｃ−Ｄ）、蒸発器４内に
流れ込む。そして、蒸発器４内で蒸発して（Ｄ−Ａ）、
空気を冷却した後、再びインタークーラー７に還流す
る。このとき、放熱器２の出口側圧力が再び低下するの
で、圧力制御弁３は再び閉じる。
温度が４０℃、かつ、ガスクーラー２の出口圧力が約１
０．７ＭＰａ以下のときには、高圧力制御弁３は閉じて
いるので、圧縮機１は、インタークーラー７よりＣＯ2
を吸引して放熱器２へ向けて吐出する。これにより、放
熱器２の出口側圧力が上昇していく（図５中のｂ’−
ｃ’→ｂ”−ｃ”参照）。そして、放熱器２の出口側圧
力が約１０．７ＭＰａを越えると（Ｂ−Ｃ）、圧力制御
弁３が開弁するので、ＣＯ2は減圧しながら気相状態か
ら気液２相状態に相変化して（Ｃ−Ｄ）、蒸発器４内に
流れ込む。そして、蒸発器４内で蒸発して（Ｄ−Ａ）、
空気を冷却した後、再びインタークーラー７に還流す
る。このとき、放熱器２の出口側圧力が再び低下するの
で、圧力制御弁３は再び閉じる。
【００２３】すなわち、ＣＯ2サイクルは、圧力制御弁
３を閉じることにより、放熱器２の出口側圧力を所定の
圧力まで昇圧させた後、ＣＯ2を減圧、蒸発させて空気
を冷却するものである。上述のように、本実施形態に係
わる高圧力制御弁３は、放熱器２の出口側圧力を所定の
圧力まで昇圧させた後、開弁するものであり、その制御
特性は、高圧力制御弁３の密閉空間の圧力特性に大きく
依存する。ところで、図３から明らかなように、超臨界
域での６００ｋｇ／ｃｍ3の等密度線は、上述した最適
制御線ηmaxにほぼ一致する。したがって、本実施形態
に係わる圧力制御弁３は 放熱器２の出口側圧力を、ほ
ぼ最適制御線ηmaxに沿った圧力まで上昇させるので、
超臨界域においてもＣＯ2サイクルを効率よく運転させ
ることができる。そして、超臨界圧力以下では、６００
ｋｇ／ｍ3の等密度線は、最適制御線ηmaxからのずれが
大きくなるが、凝縮域なので密閉空間の内圧は、飽和液
線ＳＬに沿って変化する。なお、実用的には、ＣＯ2温
度が０℃での飽和液密度からＣＯ2の臨界点での飽和液
密度までの範囲で、密閉空間内に封入することが望まし
い。
３を閉じることにより、放熱器２の出口側圧力を所定の
圧力まで昇圧させた後、ＣＯ2を減圧、蒸発させて空気
を冷却するものである。上述のように、本実施形態に係
わる高圧力制御弁３は、放熱器２の出口側圧力を所定の
圧力まで昇圧させた後、開弁するものであり、その制御
特性は、高圧力制御弁３の密閉空間の圧力特性に大きく
依存する。ところで、図３から明らかなように、超臨界
域での６００ｋｇ／ｃｍ3の等密度線は、上述した最適
制御線ηmaxにほぼ一致する。したがって、本実施形態
に係わる圧力制御弁３は 放熱器２の出口側圧力を、ほ
ぼ最適制御線ηmaxに沿った圧力まで上昇させるので、
超臨界域においてもＣＯ2サイクルを効率よく運転させ
ることができる。そして、超臨界圧力以下では、６００
ｋｇ／ｍ3の等密度線は、最適制御線ηmaxからのずれが
大きくなるが、凝縮域なので密閉空間の内圧は、飽和液
線ＳＬに沿って変化する。なお、実用的には、ＣＯ2温
度が０℃での飽和液密度からＣＯ2の臨界点での飽和液
密度までの範囲で、密閉空間内に封入することが望まし
い。
【００２４】次に、本実施形態の特徴である循環冷媒量
の自動調整について説明する。先ず、ガスクーラー２出
口側の冷媒温度が低下した場合には、超臨界蒸気圧縮サ
イクルの成績係数が最大となるように高サイド圧力を減
少させるために、上述のように圧力制御弁３の開度が大
きくなることにより、圧力制御弁３および絞り抵抗４ａ
間の冷媒圧力が上昇する。これにより、圧力制御弁３お
よび絞り抵抗４ａ間の配管６中の冷媒の一部は連通管５
ｂを通って液溜容器５内に流入し、結果的に、サイクル
の冷媒循環量が自動的に減少する。一方、ガスクーラー
２出口側の冷媒温度が増加した場合には、超臨界蒸気圧
縮サイクルの成績係数が最大となるように高サイド圧力
を増加させるるために、上述のように圧力制御弁３の開
度が小さくなることにより、圧力制御弁３および絞り抵
抗４ａ間の配管６中の冷媒圧力が減少する。これによ
り、液溜容器５内の冷媒は、連通管５ｂを通って圧力制
御弁３および絞り抵抗４ａ間の配管６に流入し、結果的
に、サイクルの冷媒循環量が自動的に増加する。
の自動調整について説明する。先ず、ガスクーラー２出
口側の冷媒温度が低下した場合には、超臨界蒸気圧縮サ
イクルの成績係数が最大となるように高サイド圧力を減
少させるために、上述のように圧力制御弁３の開度が大
きくなることにより、圧力制御弁３および絞り抵抗４ａ
間の冷媒圧力が上昇する。これにより、圧力制御弁３お
よび絞り抵抗４ａ間の配管６中の冷媒の一部は連通管５
ｂを通って液溜容器５内に流入し、結果的に、サイクル
の冷媒循環量が自動的に減少する。一方、ガスクーラー
２出口側の冷媒温度が増加した場合には、超臨界蒸気圧
縮サイクルの成績係数が最大となるように高サイド圧力
を増加させるるために、上述のように圧力制御弁３の開
度が小さくなることにより、圧力制御弁３および絞り抵
抗４ａ間の配管６中の冷媒圧力が減少する。これによ
り、液溜容器５内の冷媒は、連通管５ｂを通って圧力制
御弁３および絞り抵抗４ａ間の配管６に流入し、結果的
に、サイクルの冷媒循環量が自動的に増加する。
【００２５】また、エバポレータ４から流出する冷媒量
が低下してサイクルの能力が不足しているときには、エ
バポレータ４から流出する冷媒は過熱状態となり、液溜
容器５内を通過する際にその中の液体冷媒を加熱し、こ
の液体冷媒はその圧力が飽和圧力以上となると連通管５
ｂを圧力制御弁３および絞り抵抗４ａ間の配管６に流入
し、結果的にサイクルの冷媒循環量が増加して能力が増
える。一方、エバポレータ４から流出する冷媒量が増大
してサイクルの能力が過剰の場合には、エバポレータ４
から流出する冷媒は、液溜容器５内を通過する際にその
中の液体冷媒を冷却し、この冷媒はその圧力が飽和圧力
以下となると、圧力制御弁３および絞り抵抗４ａ間の配
管６の冷媒の一部は連通管１５ｂを通って液溜容器５内
に流入し、結果的にサイクルの冷媒循環量が減少して能
力が減少する。
が低下してサイクルの能力が不足しているときには、エ
バポレータ４から流出する冷媒は過熱状態となり、液溜
容器５内を通過する際にその中の液体冷媒を加熱し、こ
の液体冷媒はその圧力が飽和圧力以上となると連通管５
ｂを圧力制御弁３および絞り抵抗４ａ間の配管６に流入
し、結果的にサイクルの冷媒循環量が増加して能力が増
える。一方、エバポレータ４から流出する冷媒量が増大
してサイクルの能力が過剰の場合には、エバポレータ４
から流出する冷媒は、液溜容器５内を通過する際にその
中の液体冷媒を冷却し、この冷媒はその圧力が飽和圧力
以下となると、圧力制御弁３および絞り抵抗４ａ間の配
管６の冷媒の一部は連通管１５ｂを通って液溜容器５内
に流入し、結果的にサイクルの冷媒循環量が減少して能
力が減少する。
【００２６】
【発明の効果】本発明は、以上説明したとおりに構成さ
れているので、放熱器出口における冷媒温度に対応して
放熱器出口側圧力（高サイド圧力）を目標値に制御する
ので、放熱器での冷却効率が向上する。また、高サイド
圧力の調整に応じて循環冷媒量が自動的に調整され（高
サイド圧が大きいほど循環冷媒量は多く必要）、従来の
ような手動で絞り弁の開度を調節するという手間を省け
る。請求項２記載の発明のように、前記放熱器を通過し
た液体冷媒と前記蒸発器を通過した気体冷媒との間で熱
交換させるためのインタークーラーを備えていることに
より、蒸気圧縮式冷凍サイクルの能力増大要件に対する
応答速度を改善することができる。また、請求項３記載
のように本発明を、使用される冷媒が二酸化炭素である
超臨界蒸気圧縮サイクルに適用することが好ましい。
れているので、放熱器出口における冷媒温度に対応して
放熱器出口側圧力（高サイド圧力）を目標値に制御する
ので、放熱器での冷却効率が向上する。また、高サイド
圧力の調整に応じて循環冷媒量が自動的に調整され（高
サイド圧が大きいほど循環冷媒量は多く必要）、従来の
ような手動で絞り弁の開度を調節するという手間を省け
る。請求項２記載の発明のように、前記放熱器を通過し
た液体冷媒と前記蒸発器を通過した気体冷媒との間で熱
交換させるためのインタークーラーを備えていることに
より、蒸気圧縮式冷凍サイクルの能力増大要件に対する
応答速度を改善することができる。また、請求項３記載
のように本発明を、使用される冷媒が二酸化炭素である
超臨界蒸気圧縮サイクルに適用することが好ましい。
【図１】 本発明の蒸気圧縮式冷凍サイクルの一実施形
態の構成図である。
態の構成図である。
【図２】 図１に示した圧力制御弁の詳細を示す断面図
である。
である。
【図３】 蒸気圧縮式冷凍サイクルの作動を説明するた
めのグラフである。
めのグラフである。
【図４】 ＣＯ2のモリエル線図である。
【図５】 成績係数（ＣＯＰ）と放熱器出口側圧力との
関係を示すグラフである。
関係を示すグラフである。
【図６】 従来の蒸気圧縮式冷凍サイクルの一例の構成
図である。
図である。
【図７】 従来の蒸気圧縮式冷凍サイクルの他の形態の
構成図である。
構成図である。
１ 圧縮機 ２ ガスクーラー（放熱器） ３ 圧力制御弁 ４ エバポレータ（蒸発器） ４ａ 絞り抵抗（絞り手段） ５ 液溜容器 ５ｂ 連通管 ６ 配管 ７ 冷媒通路 ７ａ 上流側空間（上流側通路） ７ｂ 下流側空間（下流側通路） １０ キャピラリチューブ １１ 感温筒 １２ 弁本体 １３ａ 第１の弁口 １４ａ 第２の弁口 １５ 逆止弁 １６ 弁 １７ 伸縮容器 １８ 閉止弁 １９ 連通管
Claims (3)
- 【請求項１】 蒸気圧縮サイクルの高サイドにおいては
超臨界圧力で運転される閉回路を形成するように、配管
により直列連結された圧縮機、放熱器、絞り手段および
蒸発器を備えた超臨界蒸気圧縮サイクルにおいて、 前記放熱器と前記絞り手段との間に設けられて、前記放
熱器出口側の冷媒温度に応じて前記放熱器出口側の圧力
を目標圧力に制御するための圧力制御弁と、 液体冷媒を貯留し、かつ前記蒸発器出口側の前記配管を
貫通させられた液溜容器と、 前記液溜容器の下部と、前記圧力制御弁および前記絞り
手段間の前記配管とを連通するための連通管と、を備え
ていることを特徴とする超臨界蒸気圧縮サイクル。 - 【請求項２】 前記放熱器を通過した液体冷媒と前記蒸
発器を通過した気体冷媒との間で熱交換させるためのイ
ンタークーラーを備え、前記圧力制御弁は前記インター
クーラーの出口側配管に設けられている請求項１記載の
超臨界蒸気圧縮サイクル。 - 【請求項３】 使用される冷媒が二酸化炭素である請求
項１または請求項２記載の超臨界蒸気圧縮サイクル。
Priority Applications (7)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP11161687A JP2000346472A (ja) | 1999-06-08 | 1999-06-08 | 超臨界蒸気圧縮サイクル |
| DE60016837T DE60016837T2 (de) | 1999-06-08 | 2000-05-25 | Überkritischer Dampfkompressionskreislauf |
| EP00111263A EP1059495B1 (en) | 1999-06-08 | 2000-05-25 | Supercritical vapor compression cycle |
| NO20002839A NO20002839L (no) | 1999-06-08 | 2000-06-02 | Superkritisk damp kompresjonssyklus |
| KR1020000030692A KR100360006B1 (ko) | 1999-06-08 | 2000-06-05 | 초 임계 증기 압축 장치 |
| US09/588,198 US6343486B1 (en) | 1999-06-08 | 2000-06-06 | Supercritical vapor compression cycle |
| CNB001180053A CN1144001C (zh) | 1999-06-08 | 2000-06-06 | 超临界蒸气压缩循环装置 |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP11161687A JP2000346472A (ja) | 1999-06-08 | 1999-06-08 | 超臨界蒸気圧縮サイクル |
Publications (1)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JP2000346472A true JP2000346472A (ja) | 2000-12-15 |
Family
ID=15739956
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP11161687A Withdrawn JP2000346472A (ja) | 1999-06-08 | 1999-06-08 | 超臨界蒸気圧縮サイクル |
Country Status (7)
| Country | Link |
|---|---|
| US (1) | US6343486B1 (ja) |
| EP (1) | EP1059495B1 (ja) |
| JP (1) | JP2000346472A (ja) |
| KR (1) | KR100360006B1 (ja) |
| CN (1) | CN1144001C (ja) |
| DE (1) | DE60016837T2 (ja) |
| NO (1) | NO20002839L (ja) |
Cited By (3)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP2002333221A (ja) * | 2001-05-01 | 2002-11-22 | Mitsubishi Heavy Ind Ltd | ガスクーラ及び車載用空調装置 |
| JP2004354014A (ja) * | 2003-05-30 | 2004-12-16 | Sanyo Electric Co Ltd | 冷却装置 |
| JP2008122070A (ja) * | 2006-11-10 | 2008-05-29 | Visteon Global Technologies Inc | 車両用エアコンディショニングユニットの蒸発器としての熱交換器 |
Families Citing this family (43)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP2002130849A (ja) * | 2000-10-30 | 2002-05-09 | Calsonic Kansei Corp | 冷房サイクルおよびその制御方法 |
| DE10065002A1 (de) * | 2000-12-23 | 2002-07-11 | Bosch Gmbh Robert | Anordnung und Verfahren zum Kühlen |
| EP1260776B1 (en) * | 2001-05-22 | 2006-12-13 | Zexel Valeo Climate Control Corporation | A heat exchanger for an air conditioning system |
| JP2002364935A (ja) * | 2001-06-07 | 2002-12-18 | Tgk Co Ltd | 冷凍サイクル |
| JP2003097857A (ja) * | 2001-07-12 | 2003-04-03 | Calsonic Kansei Corp | 冷房サイクル |
| WO2003019085A1 (en) * | 2001-08-31 | 2003-03-06 | Mærsk Container Industri A/S | A vapour-compression-cycle device |
| NO20014258D0 (no) * | 2001-09-03 | 2001-09-03 | Sinvent As | System for kjöle- og oppvarmingsformål |
| JP3956674B2 (ja) | 2001-11-13 | 2007-08-08 | ダイキン工業株式会社 | 冷媒回路 |
| US6568199B1 (en) * | 2002-01-22 | 2003-05-27 | Carrier Corporation | Method for optimizing coefficient of performance in a transcritical vapor compression system |
| JP4522641B2 (ja) * | 2002-05-13 | 2010-08-11 | 株式会社デンソー | 蒸気圧縮式冷凍機 |
| JP3963134B2 (ja) * | 2002-07-23 | 2007-08-22 | ダイキン工業株式会社 | 冷凍サイクル |
| US6901763B2 (en) * | 2003-06-24 | 2005-06-07 | Modine Manufacturing Company | Refrigeration system |
| US6959557B2 (en) * | 2003-09-02 | 2005-11-01 | Tecumseh Products Company | Apparatus for the storage and controlled delivery of fluids |
| US6923011B2 (en) * | 2003-09-02 | 2005-08-02 | Tecumseh Products Company | Multi-stage vapor compression system with intermediate pressure vessel |
| US7216498B2 (en) * | 2003-09-25 | 2007-05-15 | Tecumseh Products Company | Method and apparatus for determining supercritical pressure in a heat exchanger |
| US7261151B2 (en) * | 2003-11-20 | 2007-08-28 | Modine Manufacturing Company | Suction line heat exchanger for CO2 cooling system |
| US6848268B1 (en) | 2003-11-20 | 2005-02-01 | Modine Manufacturing Company | CO2 cooling system |
| JP4312039B2 (ja) * | 2003-12-05 | 2009-08-12 | 昭和電工株式会社 | 超臨界冷媒の冷凍サイクルを有する車両用空調関連技術 |
| US7096679B2 (en) * | 2003-12-23 | 2006-08-29 | Tecumseh Products Company | Transcritical vapor compression system and method of operating including refrigerant storage tank and non-variable expansion device |
| US7131294B2 (en) | 2004-01-13 | 2006-11-07 | Tecumseh Products Company | Method and apparatus for control of carbon dioxide gas cooler pressure by use of a capillary tube |
| TWI332073B (en) * | 2004-02-12 | 2010-10-21 | Sanyo Electric Co | Heating/cooling system |
| JP2006077998A (ja) * | 2004-09-07 | 2006-03-23 | Matsushita Electric Ind Co Ltd | 冷凍サイクル装置および制御方法 |
| JP4670329B2 (ja) * | 2004-11-29 | 2011-04-13 | 三菱電機株式会社 | 冷凍空調装置、冷凍空調装置の運転制御方法、冷凍空調装置の冷媒量制御方法 |
| EP1666817A3 (en) * | 2004-12-01 | 2007-01-17 | Fujikoki Corporation | Pressure control valve |
| KR100596157B1 (ko) | 2004-12-08 | 2006-07-04 | 김진일 | 이산화탄소 혼합 냉매를 이용한 냉동장치 |
| JP2006220407A (ja) * | 2005-01-13 | 2006-08-24 | Denso Corp | 冷凍サイクル用膨張弁 |
| JPWO2006090826A1 (ja) * | 2005-02-24 | 2008-07-24 | 株式会社不二工機 | 圧力制御弁 |
| US20060225459A1 (en) * | 2005-04-08 | 2006-10-12 | Visteon Global Technologies, Inc. | Accumulator for an air conditioning system |
| US20060230773A1 (en) * | 2005-04-14 | 2006-10-19 | Carrier Corporation | Method for determining optimal coefficient of performance in a transcritical vapor compression system |
| DE102005033019A1 (de) * | 2005-07-15 | 2007-01-25 | Modine Manufacturing Co., Racine | Anordnung in einem Klimatisierungskreislauf |
| JP5332093B2 (ja) * | 2006-09-11 | 2013-11-06 | ダイキン工業株式会社 | 冷凍装置 |
| WO2009049096A1 (en) * | 2007-10-09 | 2009-04-16 | Advanced Thermal Sciences Corp. | Thermal control system and method |
| US8087256B2 (en) * | 2007-11-02 | 2012-01-03 | Cryomechanics, LLC | Cooling methods and systems using supercritical fluids |
| KR101019169B1 (ko) | 2008-09-23 | 2011-03-03 | 이기승 | 공기열원을 이용한 히트펌프시스템 |
| KR101082854B1 (ko) | 2008-09-25 | 2011-11-11 | 이기승 | 공기열원을 이용한 급탕.난방 전용 co2 히트펌프시스템 |
| US8745996B2 (en) | 2008-10-01 | 2014-06-10 | Carrier Corporation | High-side pressure control for transcritical refrigeration system |
| US10184700B2 (en) * | 2009-02-09 | 2019-01-22 | Total Green Mfg. Corp. | Oil return system and method for active charge control in an air conditioning system |
| US8966916B2 (en) * | 2011-03-10 | 2015-03-03 | Streamline Automation, Llc | Extended range heat pump |
| FR2979419B1 (fr) | 2011-08-30 | 2018-03-30 | Arkema France | Fluides de transfert de chaleur supercritiques a base de tetrafluoropropene |
| EP3414499B1 (en) | 2016-02-10 | 2021-07-07 | Carrier Corporation | Power management for co2 transportation refrigeration system |
| CN106440464A (zh) * | 2016-12-14 | 2017-02-22 | 山东超越地源热泵科技有限公司 | 一种跨临界co2水地源热泵制冷制热系统及制热方法 |
| CN107314567B (zh) * | 2017-06-16 | 2019-12-20 | 中国科学院工程热物理研究所 | 一种测量超临界co2回热器和冷却器性能的装置和方法 |
| CN110057870B (zh) * | 2019-05-06 | 2022-07-08 | 宁波大学 | 基于stm32的智能液态蒸发式voc气体测试表征仪 |
Family Cites Families (22)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| US2901894A (en) * | 1955-03-10 | 1959-09-01 | Jr Elmer W Zearfoss | Refrigerant control means |
| US3324671A (en) * | 1966-04-19 | 1967-06-13 | Westinghouse Electric Corp | Refrigeration systems |
| US3768272A (en) * | 1970-06-17 | 1973-10-30 | L Barrett | Direct contact food freezer |
| US3699781A (en) * | 1971-08-27 | 1972-10-24 | Pennwalt Corp | Refrigerant recovery system |
| US4342200A (en) * | 1975-11-12 | 1982-08-03 | Daeco Fuels And Engineering Company | Combined engine cooling system and waste-heat driven heat pump |
| US4267702A (en) * | 1979-08-13 | 1981-05-19 | Ranco Incorporated | Refrigeration system with refrigerant flow controlling valve |
| US4286438A (en) * | 1980-05-02 | 1981-09-01 | Whirlpool Corporation | Condition responsive liquid line valve for refrigeration appliance |
| US4439997A (en) * | 1981-03-16 | 1984-04-03 | Cantley Robert J | Energy management system for multi stage refrigeration systems |
| US4947655A (en) * | 1984-01-11 | 1990-08-14 | Copeland Corporation | Refrigeration system |
| US4809154A (en) * | 1986-07-10 | 1989-02-28 | Air Products And Chemicals, Inc. | Automated control system for a multicomponent refrigeration system |
| NO890076D0 (no) | 1989-01-09 | 1989-01-09 | Sinvent As | Luftkondisjonering. |
| US5245836A (en) * | 1989-01-09 | 1993-09-21 | Sinvent As | Method and device for high side pressure regulation in transcritical vapor compression cycle |
| US5205131A (en) * | 1991-03-19 | 1993-04-27 | White Consoldiated Industries, Inc. | Refrigerator system with subcooling flow control |
| RU2088865C1 (ru) | 1991-09-16 | 1997-08-27 | Синвент А/С | Способ регулирования давления на стороне нагнетания в установке парокомпрессионного цикла со сверхкритическим сжатием пара (варианты) и установка для их осуществления |
| NO175830C (no) | 1992-12-11 | 1994-12-14 | Sinvent As | Kompresjonskjölesystem |
| JPH0718602A (ja) | 1993-06-29 | 1995-01-20 | Sekisui Chem Co Ltd | 埋込栓 |
| US5769610A (en) * | 1994-04-01 | 1998-06-23 | Paul; Marius A. | High pressure compressor with internal, cooled compression |
| JP3858297B2 (ja) | 1996-01-25 | 2006-12-13 | 株式会社デンソー | 圧力制御弁と蒸気圧縮式冷凍サイクル |
| JP3813702B2 (ja) * | 1996-08-22 | 2006-08-23 | 株式会社日本自動車部品総合研究所 | 蒸気圧縮式冷凍サイクル |
| US5758515A (en) * | 1997-05-08 | 1998-06-02 | Praxair Technology, Inc. | Cryogenic air separation with warm turbine recycle |
| JPH1163686A (ja) * | 1997-08-12 | 1999-03-05 | Zexel Corp | 冷却サイクル |
| JPH11211250A (ja) * | 1998-01-21 | 1999-08-06 | Denso Corp | 超臨界冷凍サイクル |
-
1999
- 1999-06-08 JP JP11161687A patent/JP2000346472A/ja not_active Withdrawn
-
2000
- 2000-05-25 DE DE60016837T patent/DE60016837T2/de not_active Expired - Fee Related
- 2000-05-25 EP EP00111263A patent/EP1059495B1/en not_active Expired - Lifetime
- 2000-06-02 NO NO20002839A patent/NO20002839L/no unknown
- 2000-06-05 KR KR1020000030692A patent/KR100360006B1/ko not_active IP Right Cessation
- 2000-06-06 CN CNB001180053A patent/CN1144001C/zh not_active Expired - Fee Related
- 2000-06-06 US US09/588,198 patent/US6343486B1/en not_active Expired - Lifetime
Cited By (4)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP2002333221A (ja) * | 2001-05-01 | 2002-11-22 | Mitsubishi Heavy Ind Ltd | ガスクーラ及び車載用空調装置 |
| JP4718716B2 (ja) * | 2001-05-01 | 2011-07-06 | 三菱重工業株式会社 | ガスクーラ及び車載用空調装置 |
| JP2004354014A (ja) * | 2003-05-30 | 2004-12-16 | Sanyo Electric Co Ltd | 冷却装置 |
| JP2008122070A (ja) * | 2006-11-10 | 2008-05-29 | Visteon Global Technologies Inc | 車両用エアコンディショニングユニットの蒸発器としての熱交換器 |
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| CN1278052A (zh) | 2000-12-27 |
| EP1059495A3 (en) | 2002-01-02 |
| DE60016837T2 (de) | 2005-12-15 |
| US6343486B1 (en) | 2002-02-05 |
| NO20002839D0 (no) | 2000-06-02 |
| EP1059495B1 (en) | 2004-12-22 |
| EP1059495A2 (en) | 2000-12-13 |
| CN1144001C (zh) | 2004-03-31 |
| DE60016837D1 (de) | 2005-01-27 |
| KR20010007233A (ko) | 2001-01-26 |
| NO20002839L (no) | 2000-12-11 |
| KR100360006B1 (ko) | 2002-11-07 |
Similar Documents
| Publication | Publication Date | Title |
|---|---|---|
| JP2000346472A (ja) | 超臨界蒸気圧縮サイクル | |
| JP2865844B2 (ja) | 冷凍システム | |
| JP4522641B2 (ja) | 蒸気圧縮式冷凍機 | |
| KR100964779B1 (ko) | 냉동장치 | |
| JPH11193967A (ja) | 冷凍サイクル | |
| JP2006071268A (ja) | 冷凍装置 | |
| JP3983520B2 (ja) | 超臨界蒸気圧縮システムおよび超臨界蒸気圧縮システムを循環する冷媒の高圧成分の圧力を調整する吸入ライン熱交換器 | |
| WO1999008053A1 (fr) | Cycle de refroidissement | |
| JP4179231B2 (ja) | 圧力制御弁と蒸気圧縮式冷凍サイクル | |
| JPH10288411A (ja) | 蒸気圧縮式冷凍サイクル | |
| JP2005214444A (ja) | 冷凍装置 | |
| JP2007232265A (ja) | 冷凍装置 | |
| JP2005214575A (ja) | 冷凍装置 | |
| JP2002228282A (ja) | 冷凍装置 | |
| CN110103672A (zh) | 电动汽车空调系统 | |
| US20220252317A1 (en) | A heat pump | |
| JP2001201213A (ja) | 超臨界冷凍サイクル | |
| KR102313304B1 (ko) | 이산화탄소 공기조화기 | |
| KR200300268Y1 (ko) | 냉동시스템 | |
| JPH0989416A (ja) | 空調装置 | |
| JPH06272978A (ja) | 空気調和装置 | |
| KR200300275Y1 (ko) | 냉동시스템 | |
| WO2023140249A1 (ja) | 冷凍サイクル装置 | |
| JP6977598B2 (ja) | ヒートポンプ用の内部熱交換装置 | |
| JP4235868B2 (ja) | 温度自動膨張弁を備えた空調装置 |
Legal Events
| Date | Code | Title | Description |
|---|---|---|---|
| A621 | Written request for application examination |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A621 Effective date: 20040310 |
|
| A761 | Written withdrawal of application |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A761 Effective date: 20040706 |