JP2005524040A - 単一周波数の圧縮機を備えた容量可変冷却システム - Google Patents

Abstract

【課題】 熱負荷に関係なく、圧縮機を連続的に作動できる冷却システムを提供する。
【解決手段】
コストのかかるインバータ式圧縮機を必要とせず、高い容量で低いエネルギー効率を呈しない容量可変冷却システムである。このシステムは、付勢された際に、熱負荷に拘わらず、連続的に作動する一定速度の圧縮機および冷媒バイパス路を使用し、冷媒バイパス路は、二次膨張装置と、熱交換器と、流量制御装置とを含み、流量制御装置は、熱負荷が所定のスレッショルドよりも低い時に、凝縮器から出る冷媒の一部をバイパス路を通し、圧縮機の入口まで流すことができるように作動でき、よって熱交換器は、二次蒸発器として作動し、更に流量制御装置は、熱負荷が所定のスレッショルドよりも低くない時に、凝縮器から出る冷媒が、バイパスを通って圧縮機の入口まで流れることを防止するように作動できる。一実施例では、流量制御装置は、更に熱負荷が所定のスレッショルドよりも低くない時に、圧縮機から出る冷媒の一部をバイパス路を通し、更に一次膨張装置を通して、一次蒸発器まで流すことができ、もって熱交換器が二次凝縮器として作動できる。いくつかの実施例では、熱交換器内の冷媒と蒸発器内の冷媒との間に差圧が維持される。この差圧は、渦発生器、ベンチュリーまたは同等物のような真空発生装置、または毛細管のような流量制限器によって調節される。いくつかの実施例では、熱交換器は、冷媒が圧縮機を通過して流れる際に冷媒から熱を除去するように、圧縮機に熱結合されている。

Description

本発明は、一般的には、効率の高い冷却システムに関し、より詳細には、冷却システムの全体の効率を高めるよう、可変熱負荷に対してオンオフ動作しない単一周波数の圧縮機を使用する冷却システムに関する。

図１は、符号１０で示された従来の冷却システムのブロック図である。このシステムは、圧縮機１２と、凝縮器１４と、膨張装置１６と、蒸発器１８とを含む。これら種々の部品は、閉ループ系を形成するよう、２０で示された銅製チューブを介して、共に接続されており、閉ループ系を、冷媒、例えばＲ−１２、Ｒ−２２、Ｒ−１３４ａ、Ｒ−４０７ｃ、Ｒ−４１０ａ、アンモニア、二酸化炭素または天然ガスが循環するようになっている。

冷却サイクルにおける主な過程は、圧縮機１２による冷媒の圧縮と、凝縮器１４による冷媒から環境への熱の抽出と、膨張装置１６における冷媒のスロットル動作および蒸発器１８における冷却すべき空間からの冷媒の熱の吸収とである。蒸気／圧縮冷却サイクルと時々称されるこのプロセスは、居住空間または車両（例えば自動車、飛行機、列車など）内の空気の冷却および除湿を行う空調システム、冷凍機および熱ポンプで使用される。

図２は、図１に示された蒸気−圧縮冷却サイクルにおける温度−エントロピー曲線を示す。冷媒は、蒸発器の圧力（ポイント１）において、過加熱された蒸気として蒸発器１８を出て、圧縮器１２により極めて高い圧力まで圧縮される。冷媒の温度は圧縮中も高くなり、凝縮器の圧力（ポイント２）において、過加熱された蒸気として圧縮機を離れる。

代表的な凝縮器は、密に平行な状態に配置された複数の導管の列を有する蛇行した形状の１本の導管を有する。蛇行した導管には、通常、高い熱伝達性を提供する金属フィンまたはその他の構造が取り付けられ、凝縮器を通過する冷媒と周辺空気との間の熱交換を最大にするようになっている。過加熱された冷媒が凝縮器の上流部分で熱を放出する際に、過加熱された蒸気は、飽和状態の蒸気（ポイント２ａ）となり、凝縮器１４の残りの部分を通過する際に、更に熱を失った後、冷媒は過冷却された液体として凝縮器を出る（ポイント３）。

過冷却された液状の冷媒が膨張装置１６を通過する際に、その圧力は低下し、約２０％の蒸気と８０％の液体を含む液体と蒸気との混合物となる。更に膨張装置を通過する際に、混合物の温度は、周辺空気の温度よりも低下する（図２内のポイント４）。

蒸発器１８は、凝縮器の蛇行した形状の導管と物理的に類似している。冷却するべき空気は、蒸発器の表面に曝され、ここで熱が冷媒に移る。冷媒が蒸発器１８内の熱を吸収する際に、圧縮機の吸引圧力の過加熱された蒸気になり、圧縮機に再び進入し、サイクルが完了する（図２におけるポイント１）。

空調システムまたは冷却システムの設計および動作における課題の１つは、時間に対して熱負荷が変動することである。圧縮機の始動に関連する熱損失が大きいので、システムを繰り返してオンオフした場合、システムは極めて非効率的となる。オンオフ動作を頻繁に繰り返すことを回避するために、インバータ式圧縮機が使用されているが、この圧縮機は、基本的には速度可変式圧縮機である。圧縮機をオンオフにサイクル動作させる代わりに、必要な熱負荷に応じて周波数が変えられる。

図３および図４は、蒸発器における熱吸収およびＥＥＲ（エネルギー効率比）と周波数との関係を示す代表的な性能曲線を示す。図３は、インバータ式の圧縮機の利点を示しており、このタイプの圧縮機は、周波数が６０Ｈｚ〜８０Ｈｚの基本周波数から高くなる時に、冷却容量を１７％大きくする。更に周波数が６０Ｈｚから３０Ｈｚまで低下すると、冷却容量が４０％低下し、優れた性能が熱負荷変動ポイントから低下する。

しかし、８０Ｈｚにおける１７％の追加冷却容量は欠点を有する。すなわち、効率が低下するという深刻な欠点がある。図４に示すように、周波数が６０Ｈｚから８０Ｈｚまで低下すると、ＥＥＲは１８％低下する。更にインバータ式圧縮機のコストは、空調システムまたは冷却システムの３分の１を占めることが多く、このことは、室内空調機のような多くの用途に対して、禁止的に高価となる。したがって、コストおよびＥＥＲのペナルティを払うことなく、インバータ式圧縮機の利点を得るための方法が明らかに求められている。

本発明の目的として、次のことが挙げられる。
冷却システムの欠点を生じることなく、インバータ式圧縮機を使用するシステムの冷却容量を可変にする単一速度の圧縮機を使用する冷却システムを提供すること。
熱負荷に関係なく、圧縮機を連続的に作動できる冷却システムを提供すること。
コストのかかるインバータ式圧縮機に依存しない冷却容量可変冷却システムを提供すること。
冷却容量が増す際に、ＥＥＲが大幅に低下しない冷却容量可変冷却システムを提供すること。
室内空調機で使用するのに適した冷却容量可変冷却システムを提供すること。
ＳＥＥＲが大きい冷却システムを作動させる方法を提供すること。
公知の冷却容量可変システムの欠点を有しない、容量を可変にできる単一速度の圧縮機を有する冷却システムを作動させる方法を提供すること。
単一速度の圧縮機を連続的に作動させることができるが、冷却容量を可変にできる冷却システムを作動させる方法を提供すること。

ＳＥＥＲ、すなわちシステムエネルギー効率比は、圧縮機の仕事量の和に作動時間をかけた値に対する熱吸収量の和に作動時間をかけた値の比として定義される。ＥＥＲ（エネルギー効率比）は、冷却システムの瞬間的な効率を示すが、ＳＥＥＲは、長時間にわたる冷却システムの効率を示す。冷却容量可変システムでは、連続的に作動する速度固定圧縮機を使用すると、ＳＥＥＲが改善できることが判っている。

本発明の第１の様相によれば、本発明の目的は、凝縮手段と、蒸発手段と、本冷却システムが附勢された時に、熱負荷にかかわらず、一定速度で連続的に作動する冷媒圧縮手段と、二次膨張手段、熱交換手段、および流量制御手段を含む冷媒バイパス路とを有する容量可変冷却システムを提供することによって達成される。熱負荷が、所定の高い熱負荷スレッショルドよりも低い時に、流量制御手段は、凝縮手段から出る冷媒の一部をバイパス路を通して圧縮手段の入口まで流すことができ、よって熱交換手段は、二次蒸発手段として作動する。熱負荷が高い熱負荷スレッショルドよりも低くない時は、流量制御手段は、凝縮手段から出る冷媒がバイパス路を通って圧縮手段まで流れることを防止する。

本発明の第２の様相によれば、本発明の目的は、凝縮器と、膨張装置と、蒸発器と、本システムが付勢された時に、熱負荷にかかわらず、固定された速度で連続的に作動する圧縮手段と、二次膨張装置、熱交換器および流量制御装置を含む冷媒バイパス路とを有する容量可変冷却システムを提供することによって達成される。熱負荷が、所定の高い熱負荷スレッショルドよりも高い時に、流量制御装置は第１冷却容量を提供するように作動でき、熱負荷が高い熱負荷スレッショルドよりも高くない時は、冷却容量は低減される。

一実施例では、凝縮器から出る冷媒の一部を転流させ、バイパス路を通して圧縮機の入口まで流し、よって、熱交換器が凝縮器のための追加の過冷却を行うことにより、低い冷却容量が得られる。熱負荷が所定のスレッショルドよりも低くない時は、流量制御装置は凝縮器から出る冷媒がバイパス路を通って圧縮機まで流れることを防止する。

上記実施例の変形として、熱交換器は、圧縮機を通って流れる冷媒から熱を除去する。

本発明の第３の様相によれば、本発明の目的は、システムが付勢された時に、熱負荷にかかわらず、一定速度で圧縮機を連続的に作動させ、二次膨張装置、熱交換器および流量制御装置を含み、熱負荷が所定の高い熱負荷スレッショルドよりも高い時に、第１冷却容量を提供し、熱負荷が高い熱負荷スレッショルドよりも高くない時に、低い第２冷却容量を提供するように流量制御装置を作動させる冷媒バイパス路を設けた、ＳＥＥＲを改善するように冷却して有無を作動させる方法を提供することによって達成される。

本発明の第１、第２および第３の様相によれば、熱負荷が高い熱負荷スレッショルドよりも低くなった時に、バイパス路を通過する冷媒の流量を、最小レベルから最大レベルまで徐々に増加してもよい。

熱交換器が二次蒸発器として作動する時に、暖かい空気を熱交換器に向け、熱交換器から冷たい空気を凝縮器に向けてもよい。

また、熱交換器が冷却容量を低減するように作動している時は、熱交換器内の冷媒の圧力を、一次蒸発器内の圧力よりもより高いレベルに維持してもよい。この場合、熱交換器を出る冷媒の圧力を差圧調節装置が低下させる。差圧調節装置は、圧力発生器またはベンチュリー管のような真空発生器、または毛細管のような流量制限器でもよい。一次蒸発器と熱交換器との間に差圧がない時は、差圧調節装置を使用する必要はない。

上記変形例によれば、バイパス路を二次凝縮器として作動するように構成し、よって高い熱負荷に対し、冷却容量を大きくすることができる。この場合、流量制限装置は、圧縮機から出る冷媒の一部をバイパス路を通して、次に二次膨張装置を通して、一次蒸発器まで流すことができる。本発明のこの様相によれば、熱負荷が高い熱負荷スレッショルドよりも高くなった時に、圧縮機の出口からバイパス路を通る冷媒の流れを、最小レベルから最大レベルまで徐々に増加させることができる。更に、本発明のこの様相によれば、低い熱負荷スレッショルドを選択することもできる。熱負荷が低い熱負荷スレッショルドよりも低下すると、バイパス路は、二次蒸発器として作動する。２つのスレッショルドの間では、このシステムは従来のシステムとして作動する。

本発明の第１、第２および第３の様相に係わる別の変形例では、熱交換器は、二次蒸発器としてではなく、圧縮機から出る冷媒から熱を除去するように構成される。

添付図面を参照する本発明の次の説明から、本発明の特徴および利点が明らかとなると思う。

図面全体にわたり、同様な部品には、同じ符号を付けてある。

図５〜図７には、本発明の第１実施例に係わる容量可変冷却システムが示されている。全体が４０で示された図５のシステムは、圧縮機１２と、凝縮器１４と、膨張装置１６と、蒸発器１８とを含む。図１を参照して説明した部品と同じでよい、これらの部品は、閉ループ系を形成するよう、２０で示された銅製のチューブを介して共に接続されている。閉ループ系は、後述するような渦発生器５２等のような差圧調節装置を含んでいる。このシステムを、Ｒ−１２、Ｒ−２２、Ｒ−１３４ａ、Ｒ−４０７ｃ、Ｒ−４１０ａ、アンモニア、二酸化炭素または天然ガスのような冷媒が循環するようになっている。これら冷媒の適当な組み合わせだけでなく、例えば本発明者の米国特許第6,250,086号および同第6,293,108号に開示されているような熱交換も使用できる。これら米国特許の内容を、本明細書で参考例として援用する。

圧縮機１２は、一定の速度、例えば６０Ｈｚにて、電動モータのような適当な動力源によって連続的に作動させられる。

全体が４２で示されたバイパス路は、所望の可変冷却容量を提供する。このバイパス路は、二次膨張装置５４と、凝縮器１４と同じように構成された熱交換器５６から構成されているが、熱交換器は、バイパス内の流量が一次凝縮器内の流量の４分の１よりも小さいので、一次凝縮器よりも小さくなっている。渦発生器５２も、後述するようにバイパス路４２の一部と見なしてよい。

熱交換器５６の第１ポート５８は、二次膨張装置５４により、一次凝縮器１４の出口６２に接続されている。二次膨張装置５４は、従来通りの構造のものであり、熱負荷に応答する適当なコントローラ（図示せず）により、開位置と閉位置との間で作動するようになっている。

熱交換器５６の第２ポート６０は、バルブ６４を介して渦発生器５２の高圧力の入口６７に接続されている。熱交換器のポート６０は、第２バルブ６６によって圧縮機１２の出口６８にも接続されており、熱交換器のポート５８は、第３バルブ７０によって、一次膨張装置１６の入口６８にも接続されている。バルブ６４、６６および７０は、適当な構造でよいが、熱負荷に応答する適当なコントローラ（図示せず）により、完全開位置と完全閉位置との間で連続的に調節できるようになっている。これらのバルブは、交互にステップ状に調節できるようにしてもよいし、また、他の調節可能な流量制御装置も使用できる。

本発明によれば、二次膨張装置５４およびバルブ６４、６６および７０を通過する冷媒の流量は、熱交換器５６が実行する機能を決定する。特に図６に示されているように、熱交換器５６は、高速で圧縮機１２を作動させないで、冷却容量を高めるための二次凝縮器として機能できる。これを達成するには、二次膨張装置５４およびバルブ６４を完全に閉じ、バルブ６６および７０を開ける。これによって、圧縮機の出口６８における圧縮された冷媒の一部が、バルブ６６を通って熱交換器５６のポート６０に流入し、ポート５８、次にバルブ７０を通過し、一次膨張装置１６の出口６８まで流れることができる。その結果、凝縮器の全体の表面が有効に広くなり、凝縮器の圧力が低下し、圧縮機を横断する必要な圧力上昇が低下する。これによって圧縮機の仕事量が少なくなるので、ＥＥＲが増す。更に、広くなった凝縮器の面積により冷媒の過冷却が増加し、これによって一次膨張装置後の液状冷媒のパーセントが増す。したがって、蒸発器での熱吸収量が増加し、冷却容量も増す。

逆に熱負荷が小さく、冷却容量が少なくてすむ時に、二次膨張装置５４およびバルブ６４が開位置にあり、バルブ６６および７０が閉位置となるようにシステムを構成できる。その結果、凝縮器１４の出口６２を流れる冷媒の一部は、膨張装置５４を通って熱交換器５６のポート５８に転流される。この時、熱交換器５６は二次蒸発器として機能している。ポート６０における熱交換器５６からの冷媒の流出する流れは、バルブ６４を通って渦発生器５２の高圧の入口６７に進む。

当業者であれば理解できるように、冷却される空間の外部にある環境から熱交換面の上に向けられる空気により、凝縮器１４を通過して流れる冷媒から熱が移される。二次凝縮器として作動する熱交換器の場合、環境からの空気流は、凝縮器１４および熱交換器５６の双方に別々に向けられる（簡潔にするために、図６では空気流路は省略されている）。他方、図７では、熱交換器５６が二次蒸発器として作動している時に、その熱交換表面上を流れる空気は冷却され、環境からの空気ではなく、この冷却された空気が図７に略図で示されるように、凝縮器１４の熱交換表面上に向けられる。二次凝縮器を通過する冷却された空気の通過は、一次凝縮器内の冷媒からの熱交換を高め、凝縮器の圧力は低下し、圧縮機内での必要とされる圧力上昇が小さくなる。

凝縮器の圧力が低下する別の理由は、蒸発器における熱吸収量がバイパスにより少なくなり、凝縮器における熱除去条件を低下させるという現象が生じるからである。この結果、凝縮器の圧力も低下する。従って、圧縮機の仕事量の減少は、蒸発器における熱吸収の低下よりも大きくなり、ＥＥＲが減少する。

熱交換器５６が二次蒸発器として作動する時の一次蒸発器１８からの冷媒の転流は、圧縮機１２をシャットダウンすることなく、または経済的に魅力のないインバータ式圧縮機を使用することなく、一次蒸発器１８の冷却容量、従ってシステム全体の冷却容量を低下させる。他方、熱交換器５６を通過するように転流される冷媒は、一次凝縮器１４の上を流れる空気を冷却するのに使用されているので、凝縮器はより効率的に作動する。この結果、凝縮器１４内の冷媒の更なる過冷却が生じ、これによって、蒸発器に進入する液状冷媒のパーセントが増加する。蒸発器における冷媒の総量は、バイパスにより減少するが、液状冷媒のパーセントは増加することは蒸発器の作動を助ける。従って、凝縮器の圧力が低下することに起因する圧縮機の仕事量の減少は、蒸発器における熱吸収量の減少よりも大きくなるので、再びＥＥＲを大きくする。

バルブ６４、６６および７０、ならびに二次膨張装置５４の位置決めが熱負荷に関連付けられる際は、スレッショルド移行ポイントを選択しなければならない。移行ポイントを選択するための基本要素は、冷却される空間の外部の環境の温度および湿度によって示されるような熱負荷である。スレッショルドを最大負荷の約８５％に選択した場合、良好な結果が得られることが判っている。熱負荷が更に低下するにつれ、バイパス路内の冷媒の量を、バルブ６４の完全開位置まで徐々に増加し、蒸発器における熱吸収を更に低減できる。

更に図７を参照すると、熱交換器５６が二次蒸発器として機能する時に、この熱交換器５６を通過するように流れる冷媒の圧力は、二次膨張バルブ５４およびバルブ６４を適当に選択することにより、一次蒸発器１８を通過する冷媒の圧力よりも有利に高くすることができる。

図７の実施例では、渦発生器５２は、この差圧を調節するのに使用されている。本発明に係わる差圧調節装置として使用するのに、移動部品を有しない真空発生器が特に適している。渦発生器およびベンチュリー管を含むかかる装置は、差圧を発生させるための幾何学的形状および流体動力学にによって決まる。

図５〜図７の実施例で使用される渦発生器５２の構造は、図８Ａおよび図８Ｂに略図で示されている。この構造は、いわゆる渦チューブ、すなわち圧縮されたガスの流入する流れを、２つの出口流れに変換する公知の装置から誘導されたものである。変換された一方の流れは、渦チューブに供給されるガスの温度よりも高温であり、他方の流れは、より低温である。米国特許第6,250,086号には、冷却システムにおける流れを分離するのに使用される渦チューブの従来のバージョンが示されている。本明細書では、この米国特許を参考例として援用する。

図８Ａおよび図８Ｂに示されるように、適当な渦発生器は、軸方向の低圧入口８２および接線方向の高圧入口８４を備えた管状本体８０から成り、この管状本体は、入口端部９２に１ｍｍの内径を有し、反対の出口端部９４に、出口８８を有する毛細管であることが好ましい。入口端部におけるチューブ８０の内部構造は、接線方向の入口８４に進入する高圧のガス流が出口８８に向かって螺旋路に沿って移動するように定められている。これによって、チューブ８０内に強力な渦流が発生し、渦流によって生じる遠心力に起因する径方向の差圧が流体を径方向外側に移動させ、周辺に高い圧力を発生させ、軸線にて低圧を発生させる。この低圧により、軸方向の入口８２を通過するように引かれた流体は、高圧の螺旋流と混合し、螺旋流と共に出口８８を通って脱出できる。

２００２年２月１１日にヤング・チョー、チェオルホ・バイおよびユーン・ヒョン・リーの名義により出願された「真空を発生するための渦発生器の使用」を発明の名称とする継続中の米国仮特許出願の要旨は渦発生器であり、この米国仮特許出願の内容を、参考例として援用する。渦発生器８２に関する更なる情報は、この米国仮特許出願に記載されている。渦発生器５２の出口８８における圧力は、通常低圧入口８２の圧力よりも高くなるが、高圧入口ポート６７の圧力よりも低い。このことは、渦発生器５２の入口における毛細管８４のサイズを適当に選択することによって得ることができる。高圧を使用する目的は、圧縮機の吸引圧力をできるだけ高くし、必要とされる圧力上昇をできるだけ小さくし、圧縮機の仕事を少なくするためである。渦発生器内で２つの異なる圧力の蒸気が混合することにより、出口における渦流の運動エネルギーからの寄与に起因し、渦発生器の出口で、より高い出口圧力が発生する。

図７に示されるようなシステム構成では、バルブ６４から入口６７へ高圧の接線方向の流れが供給され、一次蒸発器１８の出口７２からポート８２へ低圧力の軸方向の流れが供給される。差圧調節装置として渦発生器８２のような真空発生装置を使用することにより、一次蒸発器１８および熱交換器５６に存在する冷媒の流れを、好ましく混合することが可能となる。

熱交換器は、二次蒸発器として作動する時に、一次蒸発器１８内の冷媒と熱交換器５６内の冷媒との差圧を調節するのに、幾何学的形状および流体動力学に依存する別の装置を使用することもできる。例えばベンチュリー管の原理に従って作動する装置も使用できる。図９に示されるようなかかる装置では、高圧の流体の流れ（ここでは熱交換器５６で通過して流れる冷媒）が細長いチューブ１００内に軸方向に進入する。細長いチューブ１００は、内径が最小直径１０４のポイントまで徐々に減少し、その後、出口端部１０６に向かって徐々に増加するようになっている。断面が減少するにつれ、蒸気流は加速される。ベルヌーイの原理に従い、圧力は低下し、最小直径ポイント１０４に対応するいわゆる「スロート」にて最小値に達し、ここで真空が発生する。

低圧ポイントには、径方向の入口１０８が設けられている。図７に示されるように構成されたシステムに対し、この入口は、蒸発器１８の出口７２に接続されており、熱交換器５６が二次蒸発器として作動する時には、蒸発器１８および熱交換器５６からの液状の冷媒の流れの混合が可能となる。

差圧調節装置として使用できる更に別の可能内真空発生器として、いわゆるイジェクタがあるが、このイジェクタは、サイフォンまたはエダクタとも時々称される。

図１０は、本発明の第２実施例を示す。第２実施例では、二次冷媒路、すなわちバイパス冷媒路が低い冷却能力しか与えず、冷却能力を高めないようになっている。この実施例は、例えば用途によって更に補強することなく、必要な最大の冷却能力を提供する圧縮機の使用を可能にし、その結果、システムを多少簡略にし、コストを低くするような場合に有利となる。Ｒ−２２冷媒の使用を説明するために、図１０、更に下記の図１１〜図１４にも、特定の冷媒圧力が示されている。

図１０に示されるように、１１８で全体が示されている変形システムは、図５〜図７に示されたシステム４０と類似しているが、バイパス路１２０が、二次膨張装置５４、熱交換器５６およびバルブ６４しか含まない点が異なっている。バルブ６６および７０（図５〜図７参照）は不要である。このシステムでは、低い冷却能力でよい場合、二次膨張装置５４およびバルブ６４を開け、システムは、図７を参照して説明したように機能し、その結果、ＳＥＥＲが大きくなる。

低い冷却能力が求められていない時に、例えば熱負荷が所定のスレッショルドレベルよりも低くない時に、二次膨張装置５４およびバルブ６４は閉じられ、システムは、図１に示されるタイプの従来の冷却システムとして機能する。しかしながら、再び熱負荷が所定のスレッショルドよりも低くなった時に、冷却能力を低減することにより、圧縮機１２をシャットダウンする必要がなく、単一速度で連続的に作動する圧縮機を使って、インバータ式圧縮機の利点を提供し、その結果、関連する欠点を生じることなく、より高いＳＥＥＲを得ることができる。

図１１には、本発明の第３実施例が示されている。全体が１２８で示されている第３実施例のこのシステムは、図１０に示された第２実施例と同一であるが、バイパス路１３０が、渦発生器５６のような真空発生器の代わりに、毛細管１３２のような流れ制限器を含んでいる点が異なる。流れ制限器１３２は、出口端１３４における流体の圧力が主要蒸発器１８を出る流体の圧力に等しくなり、双方の流体の流れが、適当な取り付け具１３６を通って、圧縮機１２の入口に直接伝えることができるように選択されている。従って、渦発生器またはベンチュリーを必要とすることなく、二次蒸発器として作動する時の熱交換器５６と主要蒸発器１８との間の差圧を調節できる。

第３実施例のシステムは、真空発生装置が必要でないという点で有利である。しかし、固定された長さの毛細管での圧力低下は、小さいレンジの値内で変化するので、狭いレンジの可変冷却容量しか必要とされず、その結果、ＳＥＥＲが高くなる時に、この第３実施例は最適に使用される。

図１２は、バイパス路における圧力が蒸発器の圧力に等しく設定される、全体が１３８で示されている本発明の第４実施例を示す。例えばＲ−２２のケースでは、バイパス路の圧力は、二次膨張バルブ５４およびバルブ６４を正しく選択することによって、６気圧に維持される。バルブにおける圧力は、蒸発器の圧力に等しいので、真空発生装置も毛細管も不要である。この実施例では、差圧調節装置が不要となることに起因し、コストを更に節約でき、その結果、ＳＥＥＲは大きくなるが、圧縮機の入口圧力が低い結果、ＥＥＲは低くなる。

図１３は、全体が１４８で示された第５実施例を示す。この実施例では、例えばＲ−２２の場合、バイパス路の圧力は蒸発器の圧力よりも高く維持され、この場合、バイパス路１５０の圧力は１０気圧に維持される。バイパス路内の冷媒の量は、バルブ６４を使って変えられるので、冷却容量が変わり、その結果、ＳＥＥＲが大きくなる。この実施例は、圧縮機１２Ａのまわりに巻かれた熱交換コイル１５２を使用している。これを調節するために、圧縮機のハウジングの形状は、円筒形とされている。この実施例は、差圧調節装置として、毛細管１３４も使用しているが、そのかわりに、真空発生装置を使用してもよいことが分かると思う。

圧縮機のまわりに巻かれたコイル内の低温冷媒は、圧縮機から熱を除去するので、冷媒が一次凝縮器に進入する前に冷媒から熱を除去する。この装置では、二次蒸発器として使用するべき別個の熱交換器を不要にすることによって、コストを節約できる。しかしながら、圧縮機のハウジングが円筒形でない場合、圧縮機のまわりにコイルを巻くことは実際的ではない。

図１４は、全体が１５８で示された第６実施例を示す。この実施例では、バイパス路における圧力は、蒸発器の圧力、例えばＲ−２２冷媒の場合、６気圧と同じレベルに維持される。従って、真空発生装置も毛細管も不要である。バイパス路１６０内の冷媒の量は、バルブ６４を使って変えられるので、冷却容量を変えることができる。第５実施例の場合と同じように、この実施例も、圧縮機で冷媒から熱を除去するのに、圧縮機１２Ａの円筒形ケーシングのまわりに巻かれた熱交換コイル１５２を使用している。

図１５は、全体が１６８で示された第７実施例を示している。この実施例では、バイパス路１７０は、流量制御バルブ６４と細長い毛細管１７２から構成され、毛細管は、二次膨張装置および差圧調節装置の双方として機能している。例えばＲ−２２冷媒を使用する場合、バイパス路内の圧力は、凝縮器の出口における２０気圧から蒸発器の出口における６気圧まで徐々に低下する。

第５実施例および第６実施例の場合と同じように、圧縮機にある冷媒から熱を除去するのに、圧縮機１２Ａのハウジングのまわりに、毛細管１７２の一部が巻かれている。

第７実施例に従って製造されるシステムは、極めて安価に組み立てできる。

他の種々の特徴も提供できる。例えば図５〜図７に示された第１実施例では、冷却能力を増減するための異なるスレッショルドを選択できる。この場合、熱負荷が上限のスレッショルドを越えると、システムは、図６の構成に従って作動する。熱負荷が低いほうのスレッショルドよりも低下すると、システムは、図７の構成に従って作動する。２つのスレッショルドの間では、バルブ６４、６６および７０ならびに二次膨張装置６４のいずれも閉じられ、システム構造は、図１に示された従来のシステムの構造と同一である。

上記実施例すべてに共通する特徴は、熱負荷が所定スレッショルドよりも低下した時に、冷却容量の連続的な（ステップ状の減少）が得られるように、冷却容量の減少を制御できることである。図５〜図７の実施例では、熱負荷が減少するにつれ、冷却容量を徐々に減少させることもできる。図６を参照すると、バルブ６４が完全に開となるまで、熱負荷に応じて、所定のスレッショルドにおける完全閉位置から、バルブ６４を連続的にまたはステップ状に徐々に開けるよう、バルブコントローラーにプログラムを組む込むことができる。同様に、所定のスレッショルドにおいて、バルブ６６または７０の一方を完全に開け、２つのバルブの他方を増加する熱負荷に応じて、完全に開いた状態まで連続的またはステップ状に徐々に開けるように、バルブコントローラにプログラムを組み込んでもよい。後に理解できるように、上記のようにバルブを制御すると、熱交換器５６を通過する冷媒の流量が変化し、冷却容量を調節し、この結果、ＳＥＥＲを大きくすることができる。

図１０〜図１５の実施例においては、大きな冷却容量はないので、所定のスレッショルドよりも下では、冷却容量を減少させるように、バルブ６０しか徐々に調節できないことが理解できると思う。

更に別の変形例として、冷媒が蒸発器に進入する際に、冷媒内の液体のパーセントを多くすることによって、蒸発器の効率をより高くする再生混合冷却システムに、本願発明の原理を適用できる。かかるシステムは、例えば本発明者の米国特許第6,250,086号および第6,232,101号に開示されている。これら米国特許の内容を、明細書において、参考例として援用する。

要約すると、冷媒のバイパス路を使用することにより、圧縮機を連続的にオンオフに切り替えなくてもよいようにし、かつ高価なインバータ式圧縮機を不要とし、圧縮機の高速に関連する低いＥＥＲを呈しない容量可変システムを提供することが可能となった。

本発明を説明するにあたり、説明を明瞭にするために特定の用語を使用した。しかし、本発明は、特定の説明のための用語のみに限定されるものでなく、各特定の用語は、同様の目的を達成するために、同じように作動するすべての技術的な均等物を含むと理解されるべきである。

同様に、これまで説明し、図示した実施例は、単なる例示に過ぎず、当業者が本明細書を検討すれば、本発明の範囲内で、種々の変形、変更、およびその他の実施例を思いつくことは明らかである。従って、本発明の範囲は、本明細書の説明ではなく、特許請求の範囲によって定められるものである。

従来の冷却システムのブロック図を示す。 図１の従来の冷却システムにおける温度−エントロピー曲線を示す。 従来のインバータ式圧縮機における熱吸収量と周波数との関係の代表的な性能曲線を示す。 従来のインバータ式圧縮機におけるＥＥＲと周波数との関係の代表的な性能曲線を示す。 本発明に係わる冷却容量可変冷却システムの第１実施例のブロック図を示す。 高い冷却容量で作動している時の図５のシステムを示す。 低い冷却容量で作動している時の図５のシステムを示す。 本発明に係わる差圧調節装置として使用できる渦発生器の構造を示し、そのうちの図８Ａは、渦発生器を上から見た図であり、図８Ｂが側面から見た図である。 図８Ａおよび図８Ｂに示された、渦発生器の代わりに使用できるベンチュリーの構造を示す。 バイパス路が、二次凝縮器としてではなく、単に二次蒸発器として作動するようになっている、本発明の第２実施例のブロック図を示す。 バイパス路が、第２実施例のように構成されているが、流路制限器が真空発生器の代わりに、差圧調節装置として使用されている、本発明の第３実施例のブロック図を示す。 バイパス路が、第２実施例および第３実施例のように構成されているが、差圧調節装置が不要な、本発明の第４実施例のブロック図を示す。 バイパス路が、第３実施例のように構成されているが、熱交換器が凝縮器の代わりに、圧縮機における冷媒からの熱を除去するように作動する、本発明の第５実施例のブロック図を示す。 バイパス路が、第３実施例のように構成されているが、熱交換器が凝縮器の代わりに、圧縮機における冷媒からの熱を除去するように作動する、本発明の第６実施例のブロック図を示す。 バイパス路が、第５実施例のように構成されているが、バイパス路が、第２膨張装置として機能する毛細管と、熱交換器と、差圧調節装置とを含む、本発明の第７実施例のブロック図を示す。

符号の説明

１０ 従来の冷却システム
１２ 圧縮機
１４ 凝縮器
１６ 膨張装置
１８ 蒸発器
２０ 銅製チューブ
４０ 容量可変冷却システム
４２ バイパス路
５２ 渦発生器
５４ 二次膨張装置
５６ 熱交換器
５８ 第１ポート
６０ 第２ポート
６２ 出口
６４ バルブ
６６ 第２バルブ
６７ 高圧の入口
６８ 入口
７０ 第３バルブ
８０ 管状本体
８２ 軸方向低圧入口
８４ 接線方向の入口
８８ 出口
９２ 入口端部
９４ 出口端部
１２８ 第３実施例
１３０ バイパス路
１３２ 毛細管
１３４ 出口端部
１３６ 取り付け具
１３８ 第４実施例
１４８ 第５実施例
１５２ 熱交換コイル
１５８ 第６実施例
１７０ 第７実施例
１７２ 毛細管

Claims (35)

1. システムが付勢されている時に、熱負荷に拘わらず、連続的に作動する一定速度の圧縮機、一次凝縮器、一次膨張装置、および一次蒸発器を含む一次冷媒路と、
   二次膨張装置、熱交換器および流量コントローラを含む冷媒バイパス路とを備え、
   熱負荷が所定の高い熱負荷スレッショルドよりも高くなった時に、第１の冷却能力を提供するように作動し、熱負荷が上記所定の高い熱負荷スレッショルドを越えない時に、冷却能力を前記第１冷却能力よりも低いレベルまで減少させるように作動するようになっている冷却能力可変冷却システム。
2. 熱負荷が前記高い熱負荷スレッショルドよりも低下した時に、前記流量コントローラが徐々に冷却能力を低減するように作動し、熱負荷が高い熱負荷スレッショルドよりも上昇した時に、前記流量コントローラが冷却能力を徐々に増加するように作動するようになっている、請求項１記載の冷却システム。
3. 熱負荷が前記高い熱負荷スレッショルドよりも高くない時に、流量コントローラが前記熱交換器を二次蒸発器として作動させ、熱負荷が前記高い熱負荷スレッショルドよりも高い時に、前記流量コントローラが前記熱交換器を二次凝縮器として作動させるようになっている、請求項１記載の冷却システム。
4. 熱負荷が前記高い熱負荷スレッショルドよりも高くない時に、前記熱交換器が前記一次凝縮器を通過して流れる際の冷媒から熱を除去するように作動し、熱負荷が前記高い熱負荷スレッショルドよりも高い時に、前記熱負荷が前記圧縮機から前記一次冷媒路へ送られた冷媒の一部から熱を除去するように作動するようになっている、請求項１記載の冷却システム。
5. 熱負荷が前記高い熱負荷スレッショルドよりも高くない時に、前記流量コントローラが前記凝縮器から出る冷媒の一部を、前記バイパス路を介して前記圧縮機の入口まで流すように冷媒の一部を転流することにより、冷却能力を低減するように作動し、熱負荷が前記高い熱負荷スレッショルドよりも高い時に、前記流量コントローラが前記圧縮機から出る冷媒の一部を、バイパス路を通して前記一次膨張装置まで流すように冷媒を転流することにより、冷却容量を増加するように作動するようになっている、請求項１記載の冷却システム。
6. 熱負荷が前記高い熱負荷スレッショルドよりも高い時に、前記凝縮器から出る冷媒が、前記バイパス路を通って前記圧縮機の入口まで流れることを防止するように、前記流量コントローラが作動するようになっている、請求項１記載の冷却システム。
7. 熱負荷が前記高い熱負荷スレッショルドよりも高くない時に、暖かい空気を前記熱交換器へ向け、前記熱交換器から前記凝縮器へ冷たい空気を向ける空気流装置を更に備え、もって、前記熱交換器が前記一次凝縮器を通過する際の冷媒に対する過冷却を行うようになっている、請求項１記載の冷却システム。
8. システムが付勢されている時に、熱負荷に拘わらず連続的に作動する一定速度の圧縮機、一次凝縮器、一次膨張装置および一次蒸発器を含む一次冷媒路と、
   二次膨張装置、熱交換器および第１バルブを含む二次冷媒路とを備え、
   前記熱交換器の第１端部が、前記一次凝縮器の出口に接続されており、同じく第２端部が、前記圧縮機の入口に接続されており、
   熱負荷が所定の高い熱負荷スレッショルドよりも低い時に、前記凝縮器から出る冷媒の一部を、バイパス路を通して前記圧縮機の入口まで流すことができるように前記第１バルブを開け、熱負荷が前記高い熱負荷スレッショルドよりも低くない時に、前記凝縮器から出る冷媒が前記バイパス路を通って前記圧縮機まで流れることを防止するように、前記第１バルブを閉じるコントローラを更に含む、冷却能力可変冷却システム。
9. 熱負荷が前記高い熱負荷スレッショルドよりも低い時に、前記コントローラが、前記第１バルブを最小開位置から最大開位置まで徐々に開けるように作動するようになっている、請求項８記載の冷却システム。
10. 前記二次膨張装置が、前記一次凝縮器の出口と前記熱交換器の第１端部とを結合し、熱負荷が前記所定の高い熱負荷スレッショルドよりも低い時に、前記コントローラが前記二次膨張装置を開け、熱負荷が前記高い熱負荷スレッショルドよりも低くない時に、前記二次膨張装置を閉じるように作動するようになっている、請求項８記載の冷却システム。
11. 前記圧縮機の出口と前記熱交換器の第２端部との間に接続された第２バルブと、
    前記熱交換器の前記第１端部と前記一次膨張装置の入口との間に接続された第３バルブと、
    熱負荷が前記高い熱負荷スレッショルドよりも低くない時に、前記第２バルブおよび第３バルブを開け、前記圧縮機から出る前記冷媒の一部が、前記熱交換器を通って第２端部から第１端部へ流れ、前記第１膨張装置を通して、前記一次蒸発器に進入できるように前記コントローラが作動するようになっている、請求項８記載の冷却システム。
12. 熱負荷が前記高い熱負荷スレッショルドよりも低い時に、暖かい空気を前記熱交換器に向け、前記熱交換器からの冷たい空気を前記凝縮器へ向ける空気流装置を更に含む、請求項８または１１記載の冷却システム。
13. 前記熱交換器の熱交換容量が、前記一次凝縮器の熱交換能力よりも小さい、請求項８または１１記載の冷却システム。
14. 熱負荷が前記高い熱負荷スレッショルドよりも低い時に、前記コントローラが前記二次膨張装置を開け、前記第２および第３バルブを閉じ、前記第１バルブを最小開位置から最大開位置まで徐々に開けるように作動し、熱負荷が前記高い熱負荷スレッショルドよりも高い時に、前記二次膨張装置を閉じ、前記第１バルブを閉じ、前記第２および第３バルブの少なくとも１つを最小開位置から最大開位置まで徐々に開けるように作動するようになっている、請求項１２記載の冷却システム。
15. 熱負荷が前記高い熱負荷スレッショルドよりも高くない時に、前記熱交換器内の冷媒の圧力が、前記一次蒸発器内の圧力よりも高く維持され、
    前記バイパス路が前記熱交換器から出る前記冷媒の圧力を下げるように作動する差圧調節装置を含む、請求項１、８または１１のいずれかに記載の冷却システム。
16. 前記差圧調節装置が、前記第１バルブを介して前記熱交換器の前記第２端部に接続された高圧の入口、前記一次蒸発器の出口に接続された低圧の入口、および前記圧縮機の入口に接続された出口を有するベンチュリー管または渦発生器である、請求項１５記載の冷却システム。
17. 前記差圧調節装置が、毛細管であり、この毛細管の第１端部が、前記第１バルブを介して前記熱交換器の前記第２端部に接続されており、同じく第２端部が、前記圧縮機の入口に接続されている、請求項１５記載の冷却システム。
18. 前記差圧調節装置が真空発生器である、請求項１５記載の冷却システム。
19. 前記差圧調節装置が、ベンチュリー管または流量制限器もしくは渦発生器である、請求項１５記載の冷却システム。
20. 熱負荷が前記高い熱負荷スレッショルドよりも低くない時に、前記コントローラが第１の冷却容量を提供するように作動し、
    熱負荷が所定の低い熱負荷スレッショルドよりも低い時に、前記コントローラが前記第１冷却容量よりも低い最大値を有する第２冷却容量を提供するように作動し、
    熱負荷が前記高い熱負荷スレッショルドと前記低い熱負荷スレッショルドとの中間にある時に、前記コントローラが、前記第１冷却容量と前記第２冷却容量との中間にある第３冷却容量を提供するように作動するようになっている、請求項１または８記載音冷却システム。
21. 前記熱交換器が前記圧縮機に熱結合されており、熱負荷が前記高い熱負荷スレッショルドよりも高くない時に、前記熱交換器が前記圧縮機を通過する際の冷媒から熱を除去するようになっている、請求項１、８または１５のいずれかに記載の冷却システム。
22. 前記熱交換器が、前記圧縮機のケーシング部分に熱接触する部分を有する毛細管を含む、請求項２１記載の冷却システム。
23. 前記二次膨張装置および前記熱交換器が、長さの長い毛細管を備え、この毛細管の一部が、前記圧縮機のケーシング部分に熱結合されている、請求項１または８記載の冷却システム。
24. 圧縮機と、凝縮器と、膨張装置と、蒸発器とを備え、これらのいずれもが、冷媒が流れる閉システム内に接続された冷却システムを作動させて、ＳＥＥＲを改善する方法において、
    このシステムが付勢されている時に、熱負荷に拘わらず、一定速度で前記圧縮機を連続的に作動させる過程と、
    二次膨張装置と、熱交換器と、流量コントローラとを含む冷媒バイパス路を設ける過程と、
    熱負荷が諸低温高い熱負荷スレッショルドよりも高い時に、前記凝縮器から出る前記冷媒の一部を、前記バイパス路を通して前記圧縮機の入口まで流すことができるようにすることにより、第１冷却容量を提供する過程と、
    熱負荷が前記高い熱負荷スレッショルドよりも高くない時に、第２の低い冷却容量を提供する過程とを有する、冷却システムを作動させる方法。
25. 熱負荷が前記高い熱負荷スレッショルドよりも高くない時に、前記二次膨張装置を開ける過程と、
    熱負荷が前記所定の高い熱負荷スレッショルドよりも高い時に、前記二次膨張装置を閉じる過程とを更に備える、請求項２４記載の方法。
26. 熱負荷が前記高い熱負荷スレッショルドよりも高い時に、前記圧縮機から出る前記冷媒の一部を、前記バイパス路を通して、前記一次膨張装置まで送る過程を更に含む、請求項２４記載の方法。
27. 熱負荷が前記高い熱負荷スレッショルドよりも低い時に、前記熱交換器へ暖かい空気を向け、前記交換機から前記凝縮器へ冷たい空気を向ける過程を更に含む、請求項２４または２６記載の方法。
28. 熱負荷が前記高い熱負荷スレッショルドよりも高い時に、前記バイパス路を通過する前記冷媒の流量を、最小値から最大値まで徐々に増加させる過程を更に含む、請求項２４または２６記載の方法。
29. 熱負荷が前記高い熱負荷スレッショルドよりも高くない時に、前記二次膨張装置を開ける過程と、
    熱負荷が前記高い熱負荷スレッショルドよりも高い時に、前記二次膨張装置を閉じる過程を更に含む、請求項２４記載の方法。
30. 熱負荷が前記高い熱負荷スレッショルドよりも高い時に、前記熱交換器から出る前記冷媒の圧力と前記蒸発器から出る前記冷媒の圧力との差を維持する過程と、
    前記熱交換器から差圧調節装置を通過する少なくとも冷媒の流出流量を通過させることにより、差圧を調節する過程とを有する、請求項２４または２６記載の方法。
31. 前記熱交換器から真空発生装置の高圧の入口に冷媒を送り、
    前記蒸発器から出る冷媒を前記真空発生装置の低圧の入口ポートに送り、
    前記真空発生装置の入口から圧縮機の入口まで冷媒の流出流を送ることにより、差圧を調節する、請求項３０記載の方法。
32. 前記真空発生装置が、前記熱交換器と前記圧縮機の入口との間に接続されたベンチュリー管、または渦発生器、もしくは流量制限器である、請求項３１記載の方法。
33. 熱負荷が所定の低い熱負荷スレッショルドよりも低い時に、前記第１冷却容量よりも低い最大値を有する第２の冷却容量を提供する過程と、
    熱負荷が所定の高い熱負荷スレッショルドと低い熱負荷スレッショルドとの中間にある時に、前記第１冷却容量と第２冷却容量との中間にある第３冷却容量を提供する過程を更に含む、請求項２４記載の方法。
34. 熱負荷が所定の高い熱負荷スレッショルドよりも高くない時に、前記熱交換器と前記圧縮機とを熱結合することにより、前記圧縮機を通過する際の前記冷媒から熱を除去する過程を更に含む、請求項２４記載の方法。
35. 前記二次膨張装置および前記熱交換器を毛細管をもって形成することによって、前記バイパス路が設けられており、かつこの毛細管の一部が、前記圧縮機のケーシング部分に熱結合されている、請求項２４または３４記載の冷却システム。

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