JP2004092963A - Heat pump cycle - Google Patents

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JP2004092963A
JP2004092963A JP2002252646A JP2002252646A JP2004092963A JP 2004092963 A JP2004092963 A JP 2004092963A JP 2002252646 A JP2002252646 A JP 2002252646A JP 2002252646 A JP2002252646 A JP 2002252646A JP 2004092963 A JP2004092963 A JP 2004092963A
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cooling water
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Withdrawn
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JP2002252646A
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Japanese (ja)
Inventor
Akihiko Takano
高野 明彦
Original Assignee
Zexel Valeo Climate Control Corp
株式会社ゼクセルヴァレオクライメートコントロール
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    • F25REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25BREFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT-PUMP SYSTEMS
    • F25B9/00Compression machines, plant, or systems, in which the refrigerant is air or other gas of low boiling point
    • F25B9/002Compression machines, plant, or systems, in which the refrigerant is air or other gas of low boiling point characterised by the refrigerant
    • F25B9/008Compression machines, plant, or systems, in which the refrigerant is air or other gas of low boiling point characterised by the refrigerant the refrigerant being carbon dioxide
    • FMECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • F25B2309/06Compression machines, plant or systems characterised by the refrigerant being carbon dioxide
    • F25B2309/061Compression machines, plant or systems characterised by the refrigerant being carbon dioxide with cycle highest pressure above the supercritical pressure
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    • FMECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • F25B2600/00Control issues
    • F25B2600/17Control issues by controlling the pressure of the condenser

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a heat pump cycle using cooling water cooling an engine as a heat source and having excellent heating capability and capable of preventing a control condition in which evaporation temperature exceeds critical temperature from becoming unstable. <P>SOLUTION: In this heat pump cycle α forming a closed circuit in which refrigerant discharged from a compressor 1 radiates heat by an indoor heat exchanger 4, its pressure is reduced by an expansion device 3, then heat exchange is performed with cooling water by a heat exchanger 7 for heat absorption to absorb heat, and then it is returned to the compressor 1 through an accumulator 5, a flow rate of cooling water supplied to the heat exchanger 7 for heat absorption is controlled by a flow rate control valve 21 so that evaporation temperature of refrigerant becomes a predetermined scope (0 to 20°C). <P>COPYRIGHT: (C)2004,JPO

Description

【0001】
【発明の属する技術分野】
この発明は、機関を冷却する冷却水を熱源とするヒートポンプサイクルに関する。
【0002】
【従来の技術】
従来、エンジン冷却水を利用して暖房性能を向上させる構成としては、例えば、特許文献1に示される技術が公知となっている。これは、圧縮機から吐出した冷媒を、外部熱交換器、リキッドタンク、流量制御部、及び内部熱交換器を経て圧縮機に帰還させる冷凍サイクルにおいて、内部熱交換器から流出した冷媒を圧縮機との間に設けたサブ熱交換器内を通過させ、このサブ熱交換器に温水コックを介してエンジン冷却水を供給し、内部を通過する冷媒を加熱するようにしたものである。
【0003】
【特許文献1】
特開平11−148572号公報(0036欄、0037欄、図3)
【0004】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、上述の構成においては、エンジンの直噴化や高効率化に伴い、サブ熱交換器へ供給される熱量が不足することも考えられるので、暖房能力の優れたヒートポンプの開発が要請されている。
【0005】
また、エンジン冷却水から吸熱する上述のヒートポンプにあっては、外気から吸熱するヒートポンプで見られるような着霜による弊害を回避できる利点はあるが、エンジン水温の変動によって暖房能力や暖房効率が大きく変化するという不都合がある。特に、冷媒として二酸化炭素を用いた場合にあっては、蒸発温度が臨界温度(約31℃)を上回ると、サイクル自体の制御状態が不安定になるという欠点がある。
【0006】
そこで、この発明においては、機関を冷却する冷却水を熱源とするヒートポンプサイクルにおいて、効率のよいバランス点を維持して優れた暖房能力を得ることができるヒートポンプサイクルを提供すると共に、蒸発温度が臨界温度を上回って制御状態が不安定になるような事態を回避することを主たる課題としている。
【0007】
【課題を解決するための手段】
上記課題を達成するために、この発明にかかるヒートポンプサイクルは、冷媒を昇圧する圧縮機と、室内側に配された室内用熱交換器と、冷媒を減圧する膨張装置と、膨張装置から流出した冷媒と機関を冷却する冷却水との間で熱交換を可能にする吸熱用熱交換器と、冷媒を気液分離するアキュムレータとを少なくとも備え、圧縮機から吐出した冷媒を前記室内用熱交換器で放熱し、前記膨張装置で減圧した後に前記吸熱用熱交換器で前記冷却水と熱交換して吸熱し、その後、前記アキュムレータを介して前記圧縮機へ戻す閉回路を形成可能とする構成において、前記閉回路における冷媒の蒸発温度が冷媒の臨界温度以下で、且つ、所定範囲となるよう前記吸熱用熱交換器へ供給される冷却水の流量を制御する流量制御手段を設けたことを特徴としている(請求項1)。
【0008】
したがって、流量制御手段によって、閉回路における冷媒の蒸発温度が所定の範囲内となるよう制御されるので、蒸発温度が臨界温度を超えることがなくなり、また、サイクルのバランス点を所望の範囲に維持する制御を行うことが可能となる。
【0009】
ここで、流量制御手段としては、蒸発温度に関連したパラメータを検出する第1の検出手段と、吸熱用熱交換器へ供給される冷却水の流量を調節する流量制御弁とを有し、第1の検出手段により把握される蒸発温度が0〜20℃の範囲となるよう流量制御弁を制御するようにしても(請求項2)、吸熱用熱交換器の上流側の水温を検出する第2の検出手段を有し、第2の検出手段によって検出された水温が所定温度以上である場合に流量制御弁を制御し、且つ、第2の検出手段によって検出された水温が所定温度よりも低い場合に、吸熱用熱交換器へ供給する冷却水の流量を最大にし、冷媒の吸熱量を多くしてもよい(請求項3)。
【0010】
前者の構成によれば、熱負荷の変動などに起因して暖房能力が変化する場合でも、それぞれの条件下において最大又は最大に近い暖房能力を得ることが可能となる。また、後者の構成によれば、水温が所定温度(例えば、20℃)よりも低い場合には、吸熱用熱交換器への水流量を最大にすることで、吸熱用熱交換器の流入口と流出口との冷却水の温度差を小さくし、もって、蒸発温度を冷却水の温度に近づけ、最適な蒸発温度を維持することが可能となる。
【0011】
尚、流量制御弁としては、吸熱用熱交換器へ供給される冷却水の量と、吸熱用熱交換器をバイパスする冷却水の量との割合いを可変させるものであってもよい(請求項4)。また、上述のヒートポンプサイクルは、臨界温度が低い二酸化炭素などを冷媒として用いる場合において特に有用である(請求項5)。
【0012】
【発明の実施の形態】
以下、この発明の構成例を図面により説明する。図1において、本発明に係るヒートポンプサイクルαの構成例が示されており、このヒートポンプサイクルαは、冷媒として臨界点の低い例えば二酸化炭素(CO2 )が用いられているもので、冷媒を昇圧する圧縮機1と、室外用熱交換器2と、冷媒を減圧する膨張装置3と、室内用熱交換器4と、冷媒を気液分離するアキュムレータ5と、アキュムレータ5から圧縮機1へ導かれる低圧冷媒と室外用熱交換器2から膨張装置3へ導かれる高圧冷媒とを熱交換させる内部熱交換器6と、膨張装置3から流出した冷媒と機関を冷却する冷却水との間で熱交換を可能にする吸熱用熱交換器7とを有して構成されている。
【0013】
このうち、圧縮機1、室外用熱交換器2、膨張装置3、アキュムレータ5、内部熱交換器6、及び吸熱用熱交換器7は車室外側に配設されており、また、室内用熱交換器4は、車室内側に設置された空調ユニット8内に収容されている。
【0014】
そして、これらの空調機器は、三方弁(第1の三方弁11、第2の三方弁12、第3の三方弁13)を利用して次のように配管接続されている。即ち、それぞれの三方弁11〜13は、共有ポート(Aポート)と分岐ポート(Bポート、Cポート)とをA−Bの連通状態とA−Cの連通状態とを切り替えるように構成されているもので、圧縮機1の吐出側は、第1の三方弁11の共有ポート(Aポート)に配管接続されている。この第1の三方弁11の一方の分岐ポート(Bポート)は、室外用熱交換器2の流入側に接続され、この室外用熱交換器2の流出側は、内部熱交換器6の高圧通路6aの流入側に接続されている。また、第1の三方弁11の他方の分岐ポート(Cポート)は、第2の三方弁12の一方の分岐ポート(Cポート)に接続され、この第2の三方弁12の共有ポート(Aポート)は室内用熱交換器4の冷媒通路の一方の端部に接続されている。そして、室内用熱交換器4の冷媒通路の他方の端部は、膨張装置3を介して第3の三方弁13の共有ポート(Aポート)に接続されており、この第3の三方弁13の一方の分岐ポート(Cポート)は、内部熱交換器6の高圧通路6aの流出側に接続されている。
【0015】
また、第3の三方弁13の他方の分岐ポート(Bポート)は、下記する吸熱用熱交換器7の冷媒流路7aの流入側に接続されており、この冷媒流路7aの流出側は、第2の三方弁12の他方の分岐ポート(Bポート)と共にアキュムレータ5の流入口に接続されている。そして、アキュムレータ5の流出口は、内部熱交換器6の低圧通路6bに接続され、この低圧通路6bを介して圧縮機1の吸入側に接続されている。
【0016】
ところで、空調ユニット8内には、室内用熱交換器4よりも下流側に温水ヒータ16が配設され、室内用熱交換器4と温水ヒータ16との間に送風機14から供給される風量の温水ヒータ16への通風割合を調節するエアミックスドア15が配設されている。そして、温水ヒータ16には機関(エンジン)17を冷却する冷却水が以下に述べる冷却水循環サイクルβによって循環するようになっている。
【0017】
冷却水循環サイクルβは、冷却水が所定温度以上になると開成するサーモスタット18と、冷却水を放熱するラジエータ19とを備え、機関(エンジン)17の周囲に設けられた図示しないウォータジャケット内の冷却水をポンプ20によってラジエータ19に循環させ、冷却水の温度を所定範囲となるよう調節している。また、冷却水循環サイクルβには、温水ヒータ16へ冷却水を循環させる経路が形成されており、この経路を流れる冷却水は、途中に配された流量制御弁21によって吸熱用熱交換器7を通過する量が調節されるようになっている。
【0018】
ここで、吸熱用熱交換器7は、例えば、図2に示されるように、冷媒を通過させる冷媒流路7aが内部に形成された扁平状の冷媒流通コア部22aと、機関(エンジン)17を冷却させる冷却水を通過させる冷却水流路7bが内部に形成された扁平状の冷却水流通コア部22bとを互いの扁平面を良好な熱伝導が得られるように接合して構成されている。
【0019】
また、流量制御弁21は、図3に示されるように、冷却水が流入する流入ポート(Aポート)と、冷媒を流出する分岐された2つの流出ポート(B,Cポート)とを有し、内部に外部からの制御信号によってストローク量が調整されると共に、それぞれの流出ポートの開度を同時に変更可能とするスライド式の弁体21aが収容されており、弁体21aを変位させることでそれぞれの流出ポートから流出する冷却水の割合が調節されるようになっている。
【0020】
そして、ウォータジャケットの冷却水の流出口を流量制御弁21の流入ポート(Aポート)に接続し、この流量制御弁21の一方の流出ポート(Bポート)を吸熱用熱交換器7の冷却水流路7bに接続し、この冷却水流路7bを介して温水ヒータ16の流入口に連通させている。また、流量制御弁21の他方の流出ポート(Cポート)を冷却水流路7bをバイパスする(吸熱用熱交換器7をバイパスする)バイパス通路23を介して温水ヒータ16の流入口に連通させている。そして、温水ヒータ16の流出口をポンプ20を介してウォータジャケットに接続するようにしている。
【0021】
ここで、流量制御弁21を全開にするとは、弁体21aを実線で示す位置に設定し、冷却水流路7bに通じる流出ポート(Bポート)を全開とし、バイパス通路23に通じる流出ポート(Cポート)を全閉とする状態、即ち、冷却水流路7bへの水流量を最大とする状態を指している。また、流量制御弁21を全閉にするとは、弁体21aを破線で示す位置に設定し、バイパス通路23に通じる流出ポート(Cポート)を全開とし、冷却水流路7bに通じる流出ポート(Bポート)を全閉とする状態、即ち、冷却水流路7bへの水流量を最小とする状態を指している。
【0022】
25は、冷媒の蒸発温度に関連したパラメータを検出する蒸発温度センサであり、例えば吸熱用熱交換器7の表面に取り付けて吸熱用熱交換器7の温度を検出する温度センサや、冷媒流路7aを通過する冷媒の圧力を検出する圧力センサなどによって構成される。また、26は、吸熱用熱交換器7の上流側の冷却水の温度を検出する冷却水温度センサであり、これらセンサからの信号は、コントロールユニット27に入力されるようになっている。このコントロールユニット27は、図示しない中央演算処理装置(CPU)、読出専用メモリ(ROM)、ランダムアクセスメモリ(RAM)、入出力ポート(I/O)等を備えると共に、三方弁11,12,13や流量制御弁21などを制御する駆動回路等を有して構成され、メモリに与えられた所定のプログラムにしたがって入力された信号を処理し、三方弁11,12,13の切り替え制御や流量制御弁21の制御等を行うようになっている。
【0023】
上述の構成において、次に動作を説明する。先ず、ヒートポンプサイクルαのコンプレッサ1を稼動させる前提として、空調ユニット8の送風機14を稼動させ、また、冷却水循環サイクルβを稼動させて(ポンプ20を稼動させて)温水ヒータ16に冷却水を供給する。そして、この状態において、冷房運転時においては、第1の三方弁11をA−B連通状態、第2の三方弁12をA−B連通状態、第3の三方弁13をA−C連通状態に設定する。
【0024】
すると、圧縮機1から吐出した冷媒は、室外用熱交換器2へ供給され、ここで放熱して冷却される。その後、内部熱交換器6の高圧通路6aへ供給され、ここを通過する際に低圧通路6bを流れる低温冷媒と熱交換して更に冷却される。その後、冷媒は、膨張装置3において減圧膨張されて低温低圧の冷媒となり、室内用熱交換器4に流入してこの熱交換器を吸熱器として機能させ、空調ユニット8の上流側から送られる空気と熱交換して吸熱する。そして、室内用熱交換器4を流出した冷媒は、アキュムレータ5に流入されて気液分離され、気相冷媒のみが内部熱交換器6の低圧通路6bに流入し、ここで高圧通路6aを流れる高温冷媒と熱交換し、加熱された後に圧縮機1に戻される。
【0025】
したがって、冷房運転時においては、内部熱交換器6によって冷凍効果を大きくしたヒートポンプサイクルが構成され、良好な冷房能力が得られる構成となっている。
【0026】
次に、暖房運転時においては、コントロールユニット27は、第1の三方弁11をA−C連通状態、第2の三方弁12をA−C連通状態、第3の三方弁13をA−B連通状態に設定する。
【0027】
すると、圧縮機1から吐出した冷媒は、室内用熱交換器4へ供給され、この室内用熱交換器4を放熱器として用いてここで放熱する。その後、膨張装置3で減圧されて吸熱用熱交換器7の冷媒流路7aに入り、ここで冷却水流路7bを流れる冷却水と熱交換して吸熱する。そして、冷媒流路7aを通過した冷媒は、アキュムレータ5に流入して気液分離し、気相冷媒のみが内部熱交換器6の低圧通路6bを介して圧縮機1に戻される。この際、内部熱交換器6においては、高圧通路6aに冷媒が流通しないことから、熱交換器として機能しない状態にある。
【0028】
吸熱用熱交換器7の冷却水流路7bを流れる冷却水は、その上流側に設けられた流量制御弁21によって水流量が調整されるので、流量制御弁21を制御することで冷却水から汲み上げる熱量(吸熱量)を調節することが可能となり、引いては蒸発温度を調節することができるようになっている。水流量と蒸発温度との関係は、圧縮機1の回転数、送風機14の送風量、冷却水の温度を変更した場合に図4に示されるようなシミュレーション結果が得られており、冷却水流路7bを流れる冷却水の流量が減少すれば蒸発温度が低くなり、冷却水の流量が増大すれば蒸発温度が高くなり、冷却水自身の温度に近くなる傾向にある。尚、図中において、a1 rpm, a2 rpmとあるのは圧縮機の回転数、Air b1, Air b2とあるのは送風機の送風量、c1 deg, c2 degとあるのは冷却水の温度である。
【0029】
したがって、暖房運転時においては、吸熱用熱交換器7により吸熱量を調節して蒸発温度を変更することが可能なヒートポンプサイクルが構成され、暖房能力を調整できる構成となっている。
【0030】
また、本発明者らの研究によれば、送風機14の送風能力や、圧縮機1の回転数、冷却水の温度などを変化させて、蒸発温度に対する暖房能力や圧縮機動力の変化を見ると、図5に示すようなシミュレーション結果が得られたことから、圧縮機動力との関係から、蒸発温度を0℃〜20℃の範囲に設定すれば、それぞれの条件下において良好な暖房能力が得られるとの知見を得ている。即ち、蒸発温度が冷媒の臨界温度(31℃)を越えるとサイクルが不安定となるので、安全を見越して10℃程度の余裕をとると共に、蒸発温度が0℃よりも低くなると冷却水の凍結するリスクが増大すると共にエンジン負荷も増大するので、シミュレーション結果から、概ね全ての条件下で良好な効率を得ることができるよう上述の範囲とした。尚、図中において、Air b1, Air b2とあるのは送風機の送風量、8 MPa, 10 MPa, 12 MPa とあるのは膨張弁より上流側の高圧冷媒圧力、a1 rpm, a2
rpmとあるのは圧縮機の回転数である。
【0031】
このため、蒸発温度が0℃〜20℃の範囲となるよう、冷却水流路7bへ供給する冷却水の流量を流量制御弁21によって制御すればよいことになるが、冷却水の温度は変動することから、流量制御弁21をコントロールユニット27によって例えば図6に示すフローチャートのように制御している。
【0032】
以下、このフローチャートに基づいて流量制御弁の制御動作例を説明すると、コントロールユニット27は、所定の初期設定処理などを経た後に、この制御ルーチンに入り、ステップ50において、蒸発温度センサ25で検出された情報から把握される蒸発温度Teや、冷却水温度センサ26で検出された冷却水の温度Twを入力する。そして、次のステップ52において、冷却水の温度Twが20℃より低いか否かを判定する。ここで、冷却水の温度Twが20℃よりも低い場合には、冷媒は吸熱用熱交換器7において冷却水から吸熱するので、蒸発温度Teは20℃よりも低くなる。このため、この場合には、ステップ54において、流量制御弁21を全開(バイパス通路23を全閉)にし、冷却水を冷却水流路7bに多量に流すことで冷却水流路7bの流入口と流出口との温度差を小さくして蒸発温度を冷却水の温度に近づける。
【0033】
ステップ52において、冷却水の温度Twが20℃以上である場合には、ステップ56において、流量制御弁21が全閉(バイパス通路23を全開)であり、且つ、蒸発温度Teが20℃よりも高いか否かを判定する。
【0034】
このような条件下においては、蒸発温度Teを20℃以下とするために、吸熱用熱交換器7への冷却水量を減らして蒸発温度を下げようとしても、流量制御弁21は既に全閉した状態にあり、吸熱用熱交換器7へ供給される冷却水の流量は最小となっている(無くなっている)ので、これ以上の措置をとることができず、ステップ58において、流量制御弁21を現状の状態(全閉の状態)に維持する。
【0035】
これに対して、ステップ56において、流量制御弁21が全閉(バイパス通路23を全開)ではなく、又は、蒸発温度Teが20℃以下であると判定された場合には、ステップ60において、流量制御弁21が全開(バイパス通路23を全閉)であり、且つ、蒸発温度Teが0℃よりも低いか否かを判定する。
【0036】
このような条件下においては、蒸発温度Teを0℃以上にするために、吸熱用熱交換器7への冷却水量を増大して蒸発温度を上げようとしても、流量制御弁21は既に全開した状態にあり、吸熱用熱交換器7へ供給される冷却水の流量は既に最大となっているので、これ以上の措置をとることができず、ステップ62において、流量制御弁21を現状の状態(全開の状態)に維持する。
【0037】
そして、▲1▼冷却水の温度が20℃以上であり、▲2▼流量制御弁21が全閉(バイパス通路23を全開)でないか蒸発温度Teが20℃以下である場合、更には、▲3▼流量制御弁21が全開(バイパス通路23を全閉)でないか蒸発温度Teが0℃以上である場合には、ステップ64へ進み、流量制御弁21を同ステップに示される特性が得られるように制御し、蒸発温度Teを0〜20℃の間に収束させるようにする。
【0038】
即ち、蒸発温度Teが既に0〜20℃の間であれば、現状を維持すべく流量制御弁21の弁体21aのストローク変化量を零とし、蒸発温度Teが0℃以下であれば、蒸発温度が低いほど冷却水流路7bを開く方向(バイパス通路23を閉じる方向)に流量制御弁21の弁体21aを大きくストロークさせ、蒸発温度Teを0〜20℃の範囲に収束させる。また、蒸発温度Teが20℃以上であれば、蒸発温度が高いほど冷却水流路7bを閉じる方向(バイパス通路23を開く方向)へ流量制御弁21の弁体21aを大きくストロークさせ、蒸発温度Teを0〜20℃の範囲に収束させる。
【0039】
したがって、流量制御弁21によって、暖房運転時の閉回路における冷媒の蒸発温度が所定の範囲内(0〜20℃)となるよう制御されるので、蒸発温度が臨界温度(約31℃)を超えることがなくなり、制御不能に陥ることを回避することが可能となる。また、水温や熱負荷の変動などに起因して暖房能力が変化するような場合でも、効率のよいサイクルのバランス点を維持することが可能となり、それぞれの条件下において最大、又は最大に近い暖房能力を得ることが可能となる。
【0040】
【発明の効果】
以上述べたように、この発明によれば、圧縮機から吐出した冷媒を室内用熱交換器で放熱し、膨張装置で減圧した後に吸熱用熱交換器で冷却水と熱交換して吸熱し、その後、アキュムレータを介して圧縮機へ戻す閉回路が形成されるヒートポンプサイクルにおいて、吸熱用熱交換器へ供給される冷却水の流量を冷媒の蒸発温度が所定範囲内となるよう制御するようにしたので、効率のよいサイクルのバランス点を維持することが可能となり、暖房能力を高く保つことが可能となる。また、蒸発温度が臨界温度を上回り、制御不能となる現象を回避することが可能となる。
【図面の簡単な説明】
【図1】図1は、本発明にかかるヒートポンプサイクルの構成例を示す図である。
【図2】図2は、図1に用いられる吸熱用熱交換器の構成例を示す斜視図である。
【図3】図3は、図1に用いられる流量制御弁の概要を示す図である。
【図4】図4は、水流量と蒸発温度との関係を示す線図である。
【図5】図5は、蒸発温度と暖房能力または圧縮機動力との関係を示す線図である。
【図6】図6は、図1で示すコントロールユニットの制御動作例を示すフローチャートである。
【符号の説明】
1 圧縮機
2 室外用熱交換器
3 膨張装置
4 室内用熱交換器
5 アキュムレータ
7 吸熱用熱交換器
21 流量制御弁
25 蒸発温度センサ
26 冷却水温度センサ
α ヒートポンプサイクル
β 冷却水循環サイクル
[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention relates to a heat pump cycle using cooling water for cooling an engine as a heat source.
[0002]
[Prior art]
2. Description of the Related Art Conventionally, as a configuration for improving heating performance using engine cooling water, for example, a technique disclosed in Patent Document 1 is known. This is because the refrigerant discharged from the internal heat exchanger is returned to the compressor in a refrigeration cycle in which the refrigerant discharged from the compressor is returned to the compressor via an external heat exchanger, a liquid tank, a flow control unit, and an internal heat exchanger. And a cooling water passing through the sub heat exchanger provided therebetween, and supplying the engine cooling water to the sub heat exchanger via a hot water cock to heat the refrigerant passing through the sub heat exchanger.
[0003]
[Patent Document 1]
JP-A-11-148572 (columns 0036 and 0037, FIG. 3)
[0004]
[Problems to be solved by the invention]
However, in the above-described configuration, it is conceivable that the amount of heat supplied to the sub heat exchanger may be insufficient due to the direct injection and high efficiency of the engine, and therefore, the development of a heat pump having excellent heating capacity has been demanded. I have.
[0005]
Further, in the above-described heat pump that absorbs heat from engine cooling water, there is an advantage that harmful effects due to frost as seen in a heat pump that absorbs heat from outside air can be avoided, but the heating capacity and heating efficiency are large due to fluctuations in the engine water temperature. There is the disadvantage of changing. In particular, in the case where carbon dioxide is used as the refrigerant, there is a disadvantage that the control state of the cycle itself becomes unstable when the evaporation temperature exceeds the critical temperature (about 31 ° C.).
[0006]
Therefore, the present invention provides a heat pump cycle that uses a cooling water for cooling an engine as a heat source and that can maintain an efficient balance point and obtain excellent heating performance, and that the evaporation temperature is critical. The main task is to avoid a situation in which the control state becomes unstable when the temperature exceeds the temperature.
[0007]
[Means for Solving the Problems]
In order to achieve the above object, a heat pump cycle according to the present invention provides a compressor for increasing the pressure of a refrigerant, an indoor heat exchanger disposed on the indoor side, an expansion device for reducing the pressure of the refrigerant, and an outflow from the expansion device. At least a heat-absorbing heat exchanger that enables heat exchange between the refrigerant and cooling water that cools the engine, and an accumulator that separates the refrigerant into gas and liquid, the refrigerant discharged from the compressor is used as the indoor heat exchanger. In the configuration in which it is possible to form a closed circuit that exchanges heat with the cooling water in the heat absorbing heat exchanger and absorbs heat after the pressure is reduced by the expansion device, and then returns to the compressor through the accumulator. A flow control means for controlling a flow rate of the cooling water supplied to the heat absorbing heat exchanger such that an evaporation temperature of the refrigerant in the closed circuit is equal to or lower than a critical temperature of the refrigerant and within a predetermined range. It is set to (claim 1).
[0008]
Therefore, since the evaporation temperature of the refrigerant in the closed circuit is controlled to be within a predetermined range by the flow control means, the evaporation temperature does not exceed the critical temperature, and the balance point of the cycle is maintained in a desired range. Control can be performed.
[0009]
Here, the flow control means includes first detection means for detecting a parameter related to the evaporating temperature, and a flow control valve for adjusting a flow rate of cooling water supplied to the heat exchanger for heat absorption. Even if the flow rate control valve is controlled so that the evaporation temperature grasped by the first detecting means is in the range of 0 to 20 ° C. (claim 2), the water temperature on the upstream side of the heat absorbing heat exchanger is detected. And a flow control valve when the water temperature detected by the second detection means is equal to or higher than a predetermined temperature, and the water temperature detected by the second detection means is lower than the predetermined temperature. When the temperature is low, the flow rate of the cooling water supplied to the heat exchanger for heat absorption may be maximized to increase the heat absorption amount of the refrigerant.
[0010]
According to the former configuration, the maximum or near maximum heating capacity can be obtained under each condition even when the heating capacity changes due to a change in heat load or the like. Further, according to the latter configuration, when the water temperature is lower than a predetermined temperature (for example, 20 ° C.), the flow rate of water to the heat absorbing heat exchanger is maximized, so that the inlet of the heat absorbing heat exchanger is It is possible to reduce the temperature difference between the cooling water and the outlet, thereby bringing the evaporation temperature close to the temperature of the cooling water and maintaining the optimum evaporation temperature.
[0011]
The flow control valve may be a valve that changes the ratio between the amount of cooling water supplied to the heat absorbing heat exchanger and the amount of cooling water that bypasses the heat absorbing heat exchanger. Item 4). Further, the above-described heat pump cycle is particularly useful when carbon dioxide or the like having a low critical temperature is used as a refrigerant (claim 5).
[0012]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
Hereinafter, a configuration example of the present invention will be described with reference to the drawings. FIG. 1 shows an example of the configuration of a heat pump cycle α according to the present invention. This heat pump cycle α uses, for example, carbon dioxide (CO 2 ) having a low critical point as a refrigerant. Compressor 1, an outdoor heat exchanger 2, an expansion device 3 for decompressing refrigerant, an indoor heat exchanger 4, an accumulator 5 for gas-liquid separation of the refrigerant, and guided from the accumulator 5 to the compressor 1. Heat exchange between the internal heat exchanger 6 for exchanging heat between the low-pressure refrigerant and the high-pressure refrigerant guided from the outdoor heat exchanger 2 to the expansion device 3, and heat exchange between the refrigerant flowing out of the expansion device 3 and cooling water for cooling the engine. And a heat-absorbing heat exchanger 7 that enables the above.
[0013]
Among them, the compressor 1, the outdoor heat exchanger 2, the expansion device 3, the accumulator 5, the internal heat exchanger 6, and the heat absorbing heat exchanger 7 are disposed outside the vehicle compartment. The exchanger 4 is housed in an air conditioning unit 8 installed on the vehicle interior side.
[0014]
These air conditioners are connected by piping using three-way valves (first three-way valve 11, second three-way valve 12, and third three-way valve 13) as follows. That is, each of the three-way valves 11 to 13 is configured to switch the shared port (A port) and the branch port (B port, C port) between the AB communication state and the AC communication state. The discharge side of the compressor 1 is connected to the common port (A port) of the first three-way valve 11 by piping. One branch port (B port) of the first three-way valve 11 is connected to the inflow side of the outdoor heat exchanger 2, and the outflow side of the outdoor heat exchanger 2 is connected to the high pressure of the internal heat exchanger 6. It is connected to the inflow side of the passage 6a. The other branch port (C port) of the first three-way valve 11 is connected to one branch port (C port) of the second three-way valve 12, and the common port (A Port) is connected to one end of the refrigerant passage of the indoor heat exchanger 4. The other end of the refrigerant passage of the indoor heat exchanger 4 is connected to the common port (A port) of the third three-way valve 13 via the expansion device 3. Is connected to the outlet side of the high-pressure passage 6a of the internal heat exchanger 6.
[0015]
The other branch port (B port) of the third three-way valve 13 is connected to the inflow side of the refrigerant flow path 7a of the heat absorbing heat exchanger 7 described below. , And the other branch port (B port) of the second three-way valve 12 are connected to the inflow port of the accumulator 5. The outlet of the accumulator 5 is connected to the low-pressure passage 6b of the internal heat exchanger 6, and is connected to the suction side of the compressor 1 via the low-pressure passage 6b.
[0016]
By the way, in the air conditioning unit 8, a hot water heater 16 is provided downstream of the indoor heat exchanger 4, and the amount of air supplied from the blower 14 between the indoor heat exchanger 4 and the hot water heater 16 is controlled. An air mix door 15 for adjusting the rate of ventilation to the hot water heater 16 is provided. Cooling water for cooling the engine 17 is circulated in the hot water heater 16 by a cooling water circulation cycle β described below.
[0017]
The cooling water circulation cycle β includes a thermostat 18 that opens when the cooling water reaches a predetermined temperature or higher, and a radiator 19 that radiates heat of the cooling water. The cooling water in a water jacket (not shown) provided around an engine 17 is provided. Is circulated to the radiator 19 by the pump 20, and the temperature of the cooling water is adjusted to be within a predetermined range. Further, in the cooling water circulation cycle β, a path for circulating the cooling water to the hot water heater 16 is formed, and the cooling water flowing through this path is supplied to the heat absorbing heat exchanger 7 by the flow control valve 21 disposed on the way. The amount of passage is regulated.
[0018]
Here, for example, as shown in FIG. 2, the heat-absorbing heat exchanger 7 includes a flat refrigerant distribution core portion 22 a in which a refrigerant flow path 7 a through which the refrigerant passes is formed, and an engine (engine) 17. The cooling water flow passage 7b through which the cooling water for cooling the cooling water flows is formed by joining the flat cooling water distribution core portion 22b formed therein with the flat surfaces thereof so as to obtain good heat conduction. .
[0019]
As shown in FIG. 3, the flow control valve 21 has an inflow port (A port) through which the cooling water flows, and two branched outflow ports (B and C ports) through which the refrigerant flows out. In addition, a slide type valve body 21a that accommodates a stroke amount that is adjusted by an external control signal and that can simultaneously change the opening degree of each outflow port is housed therein, and the valve body 21a is displaced. The proportion of cooling water flowing out of each outflow port is adjusted.
[0020]
The outlet of the cooling water in the water jacket is connected to the inflow port (A port) of the flow control valve 21, and one of the outflow ports (B port) of the flow control valve 21 is connected to the cooling water flow of the heat exchanger 7 for heat absorption. The cooling water passage 7b is connected to the passage 7b and communicates with the inlet of the hot water heater 16 via the cooling water passage 7b. Further, the other outflow port (C port) of the flow control valve 21 is communicated with the inlet of the hot water heater 16 via a bypass passage 23 that bypasses the cooling water flow path 7b (bypasses the heat absorbing heat exchanger 7). I have. The outlet of the hot water heater 16 is connected to the water jacket via the pump 20.
[0021]
Here, to fully open the flow control valve 21 means that the valve 21a is set to the position shown by the solid line, the outflow port (B port) communicating with the cooling water flow path 7b is fully opened, and the outflow port (C Port) is fully closed, that is, a state in which the flow rate of water to the cooling water flow path 7b is maximized. To fully close the flow control valve 21, the valve body 21a is set to the position shown by the broken line, the outflow port (C port) communicating with the bypass passage 23 is fully opened, and the outflow port (B) communicating with the cooling water flow path 7b. Port) is fully closed, that is, a state in which the flow rate of water to the cooling water flow path 7b is minimized.
[0022]
Reference numeral 25 denotes an evaporation temperature sensor that detects a parameter related to the evaporation temperature of the refrigerant, for example, a temperature sensor that is attached to the surface of the heat absorption heat exchanger 7 to detect the temperature of the heat absorption heat exchanger 7, It comprises a pressure sensor or the like for detecting the pressure of the refrigerant passing through 7a. Reference numeral 26 denotes a cooling water temperature sensor for detecting the temperature of the cooling water on the upstream side of the heat absorbing heat exchanger 7, and signals from these sensors are input to the control unit 27. The control unit 27 includes a central processing unit (CPU) (not shown), a read-only memory (ROM), a random access memory (RAM), an input / output port (I / O), and the like, and has three-way valves 11, 12, and 13. And a drive circuit for controlling the flow rate control valve 21 and the like, processes input signals in accordance with a predetermined program given to a memory, and controls switching of the three-way valves 11, 12, and 13 and flow rate control. The control of the valve 21 and the like are performed.
[0023]
Next, the operation of the above configuration will be described. First, as a precondition for operating the compressor 1 of the heat pump cycle α, the blower 14 of the air conditioning unit 8 is operated, and the cooling water circulation cycle β is operated (by operating the pump 20) to supply cooling water to the hot water heater 16. I do. In this state, during the cooling operation, the first three-way valve 11 is in the AB communication state, the second three-way valve 12 is in the AB communication state, and the third three-way valve 13 is in the AC communication state. Set to.
[0024]
Then, the refrigerant discharged from the compressor 1 is supplied to the outdoor heat exchanger 2, where it radiates heat and is cooled. Thereafter, the heat is supplied to the high-pressure passage 6a of the internal heat exchanger 6, and when passing through the low-pressure passage 6b, the heat is exchanged with the low-temperature refrigerant to be further cooled. Thereafter, the refrigerant is decompressed and expanded in the expansion device 3 to become a low-temperature and low-pressure refrigerant, flows into the indoor heat exchanger 4, makes this heat exchanger function as a heat absorber, and air sent from the upstream side of the air conditioning unit 8. Exchanges heat with and absorbs heat. The refrigerant flowing out of the indoor heat exchanger 4 flows into the accumulator 5 and is separated into gas and liquid, and only the gas-phase refrigerant flows into the low-pressure passage 6b of the internal heat exchanger 6, where it flows through the high-pressure passage 6a. It exchanges heat with the high-temperature refrigerant, and is returned to the compressor 1 after being heated.
[0025]
Therefore, during the cooling operation, a heat pump cycle in which the refrigerating effect is enhanced by the internal heat exchanger 6 is configured, and a configuration in which a good cooling capacity is obtained.
[0026]
Next, during the heating operation, the control unit 27 sets the first three-way valve 11 to an AC communication state, sets the second three-way valve 12 to an AC communication state, and sets the third three-way valve 13 to AB. Set the communication state.
[0027]
Then, the refrigerant discharged from the compressor 1 is supplied to the indoor heat exchanger 4, and radiates heat here using the indoor heat exchanger 4 as a radiator. Thereafter, the pressure is reduced by the expansion device 3 and enters the refrigerant flow path 7a of the heat-absorbing heat exchanger 7, where it exchanges heat with the cooling water flowing through the cooling water flow path 7b to absorb heat. Then, the refrigerant that has passed through the refrigerant flow path 7a flows into the accumulator 5 and is separated into gas and liquid, and only the gas-phase refrigerant is returned to the compressor 1 via the low-pressure passage 6b of the internal heat exchanger 6. At this time, the internal heat exchanger 6 does not function as a heat exchanger because the refrigerant does not flow through the high-pressure passage 6a.
[0028]
Since the flow rate of the cooling water flowing through the cooling water flow path 7b of the heat absorbing heat exchanger 7 is adjusted by the flow control valve 21 provided on the upstream side, the cooling water is pumped from the cooling water by controlling the flow control valve 21. The amount of heat (the amount of heat absorbed) can be adjusted, so that the evaporation temperature can be adjusted. The relationship between the water flow rate and the evaporating temperature is as shown in FIG. 4 when the rotation speed of the compressor 1, the amount of air blown by the blower 14, and the temperature of the cooling water are changed. If the flow rate of the cooling water flowing through the cooling water 7b decreases, the evaporation temperature decreases, and if the flow rate of the cooling water increases, the evaporation temperature increases and tends to approach the temperature of the cooling water itself. In the drawing, a1 rpm and a2 rpm are the rotational speeds of the compressor, Air b1 and Air b2 are the blower volume of the blower, and c1 deg and c2 deg are the temperatures of the cooling water. .
[0029]
Therefore, during the heating operation, a heat pump cycle is configured in which the heat absorption amount can be adjusted by the heat absorbing heat exchanger 7 to change the evaporation temperature, and the heating capacity can be adjusted.
[0030]
Further, according to the study of the present inventors, by changing the blowing capacity of the blower 14, the rotation speed of the compressor 1, the temperature of the cooling water, and the like, the changes in the heating capacity and the compressor power with respect to the evaporation temperature are seen. 5, a simulation result as shown in FIG. 5 was obtained. From the relation with the compressor power, if the evaporation temperature was set in the range of 0 ° C. to 20 ° C., a good heating capacity was obtained under each condition. Has been found to be That is, if the evaporation temperature exceeds the critical temperature of the refrigerant (31 ° C.), the cycle becomes unstable. Therefore, a margin of about 10 ° C. is taken in consideration of safety, and the cooling water freezes when the evaporation temperature is lower than 0 ° C. Since the risk of the engine increase and the engine load increase, the above range is set based on the simulation results so that good efficiency can be obtained under almost all conditions. In the figure, Air b1 and Air b2 represent the air flow rate of the blower, 8 MPa, 10 MPa, and 12 MPa represent the high-pressure refrigerant pressure upstream of the expansion valve, a1 rpm, a2
The rpm is the rotation speed of the compressor.
[0031]
Therefore, the flow rate of the cooling water supplied to the cooling water flow path 7b may be controlled by the flow control valve 21 so that the evaporation temperature is in the range of 0 ° C. to 20 ° C., but the temperature of the cooling water fluctuates. Therefore, the flow control valve 21 is controlled by the control unit 27, for example, as shown in the flowchart of FIG.
[0032]
Hereinafter, a control operation example of the flow rate control valve will be described with reference to this flowchart. The control unit 27 enters this control routine after a predetermined initial setting process and the like. The evaporating temperature Te grasped from the obtained information and the temperature Tw of the cooling water detected by the cooling water temperature sensor 26 are input. Then, in the next step 52, it is determined whether or not the temperature Tw of the cooling water is lower than 20 ° C. Here, when the temperature Tw of the cooling water is lower than 20 ° C., the refrigerant absorbs heat from the cooling water in the heat absorbing heat exchanger 7, so that the evaporation temperature Te becomes lower than 20 ° C. Therefore, in this case, in step 54, the flow control valve 21 is fully opened (the bypass passage 23 is fully closed), and a large amount of cooling water flows through the cooling water flow passage 7b, thereby allowing the cooling water to flow into and out of the cooling water flow passage 7b. The temperature difference from the outlet is reduced so that the evaporation temperature approaches the temperature of the cooling water.
[0033]
If the temperature Tw of the cooling water is equal to or higher than 20 ° C. in step 52, the flow control valve 21 is fully closed (the bypass passage 23 is fully opened) and the evaporation temperature Te is lower than 20 ° C. in step 56. It is determined whether it is high.
[0034]
Under these conditions, the flow control valve 21 has already been fully closed even if the amount of cooling water to the heat-absorbing heat exchanger 7 is reduced to lower the evaporation temperature in order to keep the evaporation temperature Te at 20 ° C. or less. In this state, the flow rate of the cooling water supplied to the heat-exchanging heat exchanger 7 is minimum (eliminated), so that no further measures can be taken. Is maintained in the current state (fully closed state).
[0035]
On the other hand, if it is determined in step 56 that the flow control valve 21 is not fully closed (the bypass passage 23 is fully opened) or that the evaporation temperature Te is equal to or lower than 20 ° C. It is determined whether or not the control valve 21 is fully open (the bypass passage 23 is fully closed) and the evaporation temperature Te is lower than 0 ° C.
[0036]
Under these conditions, the flow control valve 21 has already been fully opened even if an attempt is made to raise the evaporation temperature by increasing the amount of cooling water to the heat absorbing heat exchanger 7 in order to raise the evaporation temperature Te to 0 ° C. or higher. In this state, the flow rate of the cooling water supplied to the heat absorbing heat exchanger 7 has already reached the maximum, so that no further measures can be taken. (Fully open state).
[0037]
If (1) the temperature of the cooling water is 20 ° C. or higher, and (2) the flow control valve 21 is not fully closed (the bypass passage 23 is fully opened) or the evaporation temperature Te is 20 ° C. or lower, 3) If the flow control valve 21 is not fully opened (the bypass passage 23 is fully closed) or the evaporation temperature Te is equal to or higher than 0 ° C., the process proceeds to step 64, and the characteristics shown in the step are obtained. In such a manner that the evaporation temperature Te converges between 0 ° C. and 20 ° C.
[0038]
That is, if the evaporation temperature Te is already between 0 and 20 ° C., the stroke change amount of the valve body 21a of the flow control valve 21 is set to zero in order to maintain the current state, and if the evaporation temperature Te is 0 ° C. or less, the evaporation is performed. The lower the temperature, the greater the stroke of the valve element 21a of the flow control valve 21 in the direction in which the cooling water flow path 7b opens (the direction in which the bypass passage 23 is closed), so that the evaporation temperature Te converges in the range of 0 to 20 ° C. If the evaporation temperature Te is equal to or higher than 20 ° C., the valve body 21a of the flow control valve 21 is largely stroked in the direction of closing the cooling water flow path 7b (in the direction of opening the bypass passage 23) as the evaporation temperature becomes higher. Is converged in the range of 0 to 20 ° C.
[0039]
Therefore, the evaporation temperature of the refrigerant in the closed circuit during the heating operation is controlled to be within a predetermined range (0 to 20 ° C.) by the flow rate control valve 21, so that the evaporation temperature exceeds the critical temperature (about 31 ° C.). This makes it possible to avoid being out of control. In addition, even when the heating capacity changes due to fluctuations in water temperature or heat load, etc., it is possible to maintain an efficient cycle balance point, and the maximum or near maximum heating under each condition It is possible to gain the ability.
[0040]
【The invention's effect】
As described above, according to the present invention, the refrigerant discharged from the compressor radiates heat in the indoor heat exchanger, and after decompressing the pressure in the expansion device, exchanges heat with cooling water in the heat absorbing heat exchanger to absorb heat, Thereafter, in a heat pump cycle in which a closed circuit returning to the compressor via the accumulator is formed, the flow rate of the cooling water supplied to the heat absorbing heat exchanger is controlled so that the evaporation temperature of the refrigerant is within a predetermined range. Therefore, an efficient cycle balance point can be maintained, and the heating capacity can be kept high. Further, it is possible to avoid a phenomenon in which the evaporation temperature exceeds the critical temperature and becomes uncontrollable.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a diagram showing a configuration example of a heat pump cycle according to the present invention.
FIG. 2 is a perspective view illustrating a configuration example of a heat-absorbing heat exchanger used in FIG.
FIG. 3 is a diagram showing an outline of a flow control valve used in FIG. 1;
FIG. 4 is a diagram showing a relationship between a water flow rate and an evaporation temperature.
FIG. 5 is a diagram showing a relationship between an evaporation temperature and a heating capacity or a compressor power.
FIG. 6 is a flowchart illustrating a control operation example of the control unit illustrated in FIG. 1;
[Explanation of symbols]
DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 Compressor 2 Outdoor heat exchanger 3 Expansion device 4 Indoor heat exchanger 5 Accumulator 7 Endothermic heat exchanger 21 Flow control valve 25 Evaporation temperature sensor 26 Cooling water temperature sensor α Heat pump cycle β Cooling water circulation cycle

Claims (5)

  1. 冷媒を昇圧する圧縮機と、室内側に配された室内用熱交換器と、冷媒を減圧する膨張装置と、膨張装置から流出した冷媒と機関を冷却する冷却水との間で熱交換を可能にする吸熱用熱交換器と、冷媒を気液分離するアキュムレータとを少なくとも備え、圧縮機から吐出した冷媒を前記室内用熱交換器で放熱し、前記膨張装置で減圧した後に前記吸熱用熱交換器で前記冷却水と熱交換して吸熱し、その後、前記アキュムレータを介して前記圧縮機へ戻す閉回路が形成可能であるヒートポンプサイクルにおいて、
    前記閉回路における冷媒の蒸発温度が冷媒の臨界温度以下で、且つ、所定範囲となるよう前記吸熱用熱交換器へ供給される冷却水の流量を制御する流量制御手段を設けたことを特徴とするヒートポンプサイクル。
    Heat exchange is possible between a compressor that boosts the refrigerant, an indoor heat exchanger located indoors, an expansion device that depressurizes the refrigerant, and refrigerant flowing out of the expansion device and cooling water that cools the engine. Heat exchanger for heat absorption, and at least an accumulator for gas-liquid separation of the refrigerant, the refrigerant discharged from the compressor is radiated by the indoor heat exchanger, and the heat exchange for heat absorption is performed after the pressure is reduced by the expansion device. In a heat pump cycle capable of forming a closed circuit that exchanges heat with the cooling water in the device to absorb heat, and then returns to the compressor through the accumulator.
    Flow rate control means for controlling the flow rate of cooling water supplied to the heat absorbing heat exchanger so that the evaporation temperature of the refrigerant in the closed circuit is equal to or lower than the critical temperature of the refrigerant and within a predetermined range. Heat pump cycle.
  2. 前記流量制御手段は、前記蒸発温度に関連したパラメータを検出する第1の検出手段と、前記吸熱用熱交換器へ供給される冷却水の流量を調節する流量制御弁とを有し、前記第1の検出手段により把握される前記蒸発温度が0〜20℃の範囲となるよう前記流量制御弁を制御するものであることを特徴とする請求項1記載のヒートポンプサイクル。The flow control means has a first detection means for detecting a parameter related to the evaporation temperature, and a flow control valve for adjusting a flow rate of cooling water supplied to the heat absorbing heat exchanger, 2. The heat pump cycle according to claim 1, wherein the flow control valve is controlled so that the evaporation temperature detected by the first detecting means is in a range of 0 to 20 [deg.] C.
  3. 前記吸熱用熱交換器の上流側の水温を検出する第2の検出手段を有し、前記第2の検出手段によって検出された水温が所定温度以上である場合に前記流量制御弁を制御し、且つ、前記第2の検出手段によって検出された水温が前記所定温度よりも低い場合に、前記吸熱用熱交換器へ供給する冷却水の流量を最大にすることを特徴とする請求項2記載のヒートポンプサイクル。It has second detection means for detecting the water temperature on the upstream side of the heat absorbing heat exchanger, and controls the flow control valve when the water temperature detected by the second detection means is equal to or higher than a predetermined temperature, The flow rate of the cooling water supplied to the heat absorbing heat exchanger is maximized when the water temperature detected by the second detecting means is lower than the predetermined temperature. Heat pump cycle.
  4. 前記流量制御弁は、前記吸熱用熱交換器へ供給される冷却水の量と、前記吸熱用熱交換器をバイパスする冷却水の量との割合いを可変するものである請求項2又は3記載のヒートポンプサイクル。The said flow control valve changes the ratio of the quantity of the cooling water supplied to the said heat exchanger for heat absorption, and the quantity of the cooling water which bypasses the said heat exchanger for heat absorption. The described heat pump cycle.
  5. 前記冷媒は、二酸化炭素であることを特徴とする請求項1記載のヒートポンプサイクル。The heat pump cycle according to claim 1, wherein the refrigerant is carbon dioxide.
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