KR20130116325A - 히트 펌프 사이클 - Google Patents

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가부시키가이샤 덴소
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Abstract

히트 펌프 사이클는 운전 모드를 냉방 운전 모드, 난방 운전 모드 및 제습 난방 운전 모드로 전환될 수 있고, 공조 장치(1)에 적용될 수 있다. 히트 펌프 사이클은 고압측 감압 장치(13) 및 저압측 감압 장치(16b, 17, 18)의 양쪽을 스로틀 상태 및 전체 개방하도록 구성될 수 있다. 이러한 방식으로, 히트 펌프 사이클은 압축기(11)로부터 실외 열교환기(20)로 연장된 별도의 냉매 유로를 제공하지 않고, 간단한 구성으로 냉방, 난방 및 제습 난방을 실현한다.

Description

히트 펌프 사이클{HEAT PUMP CYCLE}
본 개시는 히트 펌프 사이클(heat pump cycle)에 관한 것으로, 그 히트 펌프 사이클은 차량용 냉동 사이클(refrigeration cycle for vehicle)에 효과적으로 적용될 수 있다.
관련 출원의 상호 참조
본 출원은 2011년 2월 11일에 출원된 일본 출원 번호 제2011-027992호와 2012년 1월 27일에 출원된 일본 출원 번호 제2012―015130호에 기초한 것으로, 그 기재 내용이 전체로 여기에 참조로서 원용된다.
최근 몇 년간 광범위하게 사용되는 전기 자동차에서는 자동차 주행용의 구동력을 출력하는 엔진(내연 기관)이 구비되고 있지 않으며, 그에 따라 차실(vehicle compartment)내 난방에 있어서 열원(heat source)으로서 엔진의 폐열(waste heat)을 이용할 수 없다. 따라서, 전기 자동차에 적용되는 차량용 공조 장치로서, 히트 펌프 사이클(증기 압축식 냉동 사이클(vapor compression type refrigeration cycle))의 전동 압축기로부터 토출된 고온 고압 냉매를 이용함으로써 차실내를 난방하는 공조 장치(air conditioning device)가 전기 차량에 적용되는 차량용 공조 장치로서 알려져 있다(예를 들어, 특허 문헌 1, 2 참조).
그러한 종류의 공조 장치에 있어서, 외기 온도가 낮을 경우의 난방 운전에서와 같이, 히트 펌프 사이클의 열 부하가 증가하고, 전동 압축기에 의해 소비되는 전력량이 증가하는 경우, 주행용 전동 모터가 소비할 수 있는 전력량이 감소한다. 그에 따라, 이 경우에 차량의 주행 거리가 줄어들 것이다.
그러므로, 특허 문헌 2에서, 이른바 가스 인젝션 사이클(gas injection cycle)(절약형 냉동 사이클(economized refrigeration cycle))이 히트 펌프 사이클로서 채용되고, 그에 의해 사이클의 성능 계수(coefficient of performance)(COP)를 향상시키고, 전기 압축기의 전력 소비가 감소한다.
예를 들어, 특허 문헌 2의 히트 펌프 사이클에는, 전기 압축기의 토출 포트(discharge port)로부터 토출되고 고온 및 고압을 가지며 열을 방출시키는 방열기(heat radiator); 방열기로부터 유출된 냉매를 2단계로 감압하여 그 냉매를 팽창시키기 위한 고압측 감압 장치 및 저압측 감압 장치; 고압측 감압 장치에 의해 감압된 중간압 냉매(intermediate pressure refrigerant)의 기액을 분리하는 기액 분리기(gas-liquid separator); 저압 냉매(low pressure refrigerant)가 흡열 작용(heat absorbing action)을 실행하도록 저압측 감압 장치에 의해 감압된 저압 냉매를 증발시키는 증발기가 구비된다.
기액 분리기에 의해 분리된 기상 냉매가 압축기의 중간압 포트로부터 토출되는 압축 과정에서의 냉매와 혼합된다. 또한, 증발기로부터 유출된 저압 냉매가 어큐뮬레이터(accumulator)에 의해 기체와 액체로 분리되고, 분리된 기상 냉매가 압축기의 흡입 포트(suction port)로부터 흡입된다. 이러한 방식으로, 가스 인젝션 사이클이 구성된다.
또한, 특허 문헌 2에서, 가스 인젝션 사이클을 구성하는 히트 펌프 사이클에 있어서, 가스 인젝션 사이클을 구성하는 히트 펌프 사이클에서 그 사이클의 냉매 유로를 전환함으로써, 냉방, 난방 및 제습 난방이라는 세 가지의 운전 모드가 실현된다.
상세하게는, 공조 장치의 운전 모드에 따라서 외기와 냉매 간에 열을 교환시키기 위한 실외 열교환기에서 열교환량(흡열량 및 방열량)을 조절함으로써, 각각의 운전 모드가 실현된다.
예를 들어, 냉방 운전에서, 실외 열교환기에서 냉매에 의해 보유되는 열을 외기로 방열함으로써 증발기에서의 냉매의 흡열량이 확보되고, 그에 의해 송풍 공기를 원하는 온도로 냉각하고, 반면에 난방 운전에 있어서, 실외 열교환기에서 외기로부터 흡열함으로써 방열기에서의 방열량이 확보되고, 그에 의해 송풍 공기를 원하는 온도로 가열한다.
특허 문헌 1: 일본 특허 제3331765호 공보 특허 문헌 2: 일본 특허 제3257361호 공보
그러나, 특허 문헌 2에서와 같이, 가스 인젝션 사이클을 구성하는 히트 펌프 사이클에 있어서, 냉방, 난방, 제습 난방의 3가지의 운전 모드를 실현하려는 경우 사이클 구성이 복잡하게 된다. 그러므로, 히트 펌프 사이클이 차량용 공조 장치에 적용되는 경우 공조 장치의 탑재성이 악화될 수 있다.
예를 들어, 특허 문헌 2에 기재된 히트 펌프 사이클에 있어서, 각각의 운전 모드에 따라서 실외 열교환기를 흡열기 또는 방열기로서 기능시키기 위해서, 압축기로부터 실외 열교환기로 연장되는 냉매 유로가 고압측 감압 장치 및 저압측 감압 장치를 통하여 냉매가 유동하도록 하는 유로; 및 고압측 감압 장치 및 저압측 감압 장치 각각을 우회하도록 하는 방식으로 냉매가 유동하도록 하는 유로로 구성되고, 그에 따라 히트 펌프 사이클의 구성이 복잡해진다.
본 개시의 목적은 가스 인젝션 사이클로서 히트 펌프 사이클에서 냉방, 난방 및 제습 난방을 간단한 사이클 구성에 의해 실현하는 것이다.
본 개시의 제1 예에 따르면, 히트 펌프 사이클은 운전 모드를 냉방 운전 모드, 난방 운전 모드 및 제습 난방 운전 모드로 전환할 수 있고, 공조 장치에 적용 가능하다. 히트 펌프 사이클(heat pump cycle)은, 냉매를 유입시키고 압축하고 토출하는 압축기(compressor); 압축기의 토출 포트(discharge port)로부터 토출된 고압 냉매를 공조 대상 공간으로 송풍되는 공기 또는 공기를 가열하기 위한 열매체(heating medium)와 열교환시키는 제1 이용측 열교환기(first usage side heat exchanger); 제1 이용측 열교환기로부터 유출된 냉매의 압력을 감소시키도록 구성된 제1 감압부(first pressure reducing portion); 제1 감압부를 통해 통과한 냉매의 기액을 분리하는 기액 분리부(gas-liquid separation portion); 기액 분리부에 의해 분리된 액상 냉매를 압력을 감소시키도록 구성된 제2 감압부(second pressure reducing portion); 제2 감압부를 통과한 냉매를 외기와 열교환시키는 실외 열교환기(outside heat exchanger); 냉매를 공조 대상 공간으로 송풍된 공기와 열교환시키고, 냉매를 압축기의 흡입 포트를 향해 유출시키는 제2 이용측 열교환기(second usage side heat exchanger); 제2 이용측 열교환기로 유입되는 냉매의 압력을 감소시키는 제3 감압부(third pressure reducing portion); 압축기의 압축 과정에서의 냉매과 기상 냉매를 혼합시키기 위해, 기액 분리부에 의해 분리된 기상 냉매를 압축기에 구비된 중간압 포트(intermediate pressure port)로 안내하는 중간압 냉매 통로(intermediate pressure refrigerant passage); 및 사이클에서 순환되는 냉매의 냉매 유로를 전환하는 냉매 유로 전환 장치(refrigerant flow passage switching device)를 포함한다.
또한, 히트 펌프 사이클에 있어서, 제1 감압부 및 제2 감압부 각각은, 제1 감압부 및 제2 감압부가 감압 운전을 실행하는 스로틀 상태(throttled state) 뿐만 아니라 제1 감압부 및 제2 감압부가 감압 운전을 실행하지 않는 전체 개방 상태(fully open state)로 설정되도록 구성된다.
이 예에 따르면, 적어도 압축기로부터 실외 열교환기로 연장되는 냉매 유로가 공조 장치의 운전 모드에 따라서 별개로 구비되지 않으나, 실외 열교환기에서 냉매와 외기 간의 열교환량(흡열량 및 방열량)이 제1 감압부 및 제2 감압부의 상태를 변경함으로써 냉방, 난방, 제습 난방과 같은 각 운전 모드에 따라서 조절될 수 있다.
그러므로, 가스 인젝션 사이클을 구성하는 히트 펌프 사이클에 있어서, 냉방, 난방 및 제습 난방 모드가 간단한 사이클 구성으로 실현될 수 있다.
본 개시의 제2 예의 히트 펌프 사이클에 따르면, 난방 운전 모드에 있어서, 제1 감압부 및 제2 감압부 모두가 스로틀 상태로 설정된다. 대조적으로, 냉방 운전 모드에 있어서, 제1 감압부 및 제2 감압부 모두가 전체 개방 상태로 설정되고, 제습 난방 운전 모드에 있어서, 제1 감압부 및 제2 감압부 중 적어도 하나가 전체 개방 상태로 설정된다.
이러한 방식으로, 각각의 운전 모드에 따라서 제1 감압부 및 제2 감압부의 상태를 변경함으로써, 실외 열교환기에서 냉매와 외기 간의 열교환이 적절히 실행될 수 있고, 그에 따라 냉방, 난방 및 제습 난방 운전 모드가 간단한 사이클 구성에 의해 실현될 수 있다.
본 개시의 제3 예의 히트 펌프 사이클에 따르면, 난방 운전 모드에 있어서, 냉매 유로 전환장치는 압축기로부터 토출된 냉매가 제1 이용측 열교환기→제1 감압부→기액 분리부→제2 감압부→실외 열교환기를 통해 차례로 유동하도록 하고, 기액 분리부에서 분리된 기상 냉매를 중간압 냉매 통로로 유입시킨다. 또한, 냉방 운전 모드에 있어서, 냉매 유로 전환장치는 압축기로부터 토출된 냉매를 제1 감압부→기액 분리부→제2 감압부→실외 열교환기→제3 감압부→제2 이용측 열교환기를 통해 차례로 유동하도록 하고, 제습 난방 운전 모드에 있어서는, 냉매 유로 전환 장치는 압축기로부터 토출된 냉매를 제1 이용측 열교환기→제1 감압부→기액 분리부→제2 감압부→실외 열교환기→제3 감압부→제2 이용측 열교환기를 통해 차례로 유동하도록 한다.
이 경우에, 난방 운전 모드에 있어서, 압축기의 토출 포트로부터 토출된 고온 고압 냉매에 의해 보유되는 열이 제1 이용측 열교환기에서 송풍 공기를 가열하기 위한 열매체 또는 송풍 공기에 방열되고, 그에 따라 공조 대상 공간이 가열될 수 있다.
또한, 냉방 운전 모드에서, 송풍 공기가 제2 이용측 열교환기에서 냉각되고, 그에 따라 공조 대상 공간이 냉각될 수 있다. 또한, 제습 난방 운전 모드에서, 송풍 공기가 제2 이용측 열교환기에서 냉각되고 송풍 공기가 제1 이용측 열교환기에서 가열되어 공조 대상 공간의 제습되고 가열될 수 있다.
또한, 본 개시의 제4 예의 히트 펌프 사이클에 따르면, 냉매 유로 전환 장치는 중간압 냉매 통로를 개폐하기 위한 중간압측 개폐 밸브(intermediate pressure side opening/closing valve)를 포함하여 구성될 수 있다. 이 경우, 중간압측 개폐 밸브의 이용에 의해 중간압 냉매 통로를 개폐함으로써 히트 펌프 사이클이 가스 인젝션 사이클과 통상 사이클(1단 압축 사이클) 간에 전환될 수 있다.
본원의 발명자들은 냉방 운전 모드 또는 제습 난방 운전 모드에서, 중간압 냉매 통로가 폐쇄되는 통상 사이클이 중간압 냉매 통로를 개방함으로써 실현되는 인젝션 사이클보다 더 적절하다는 것을 발견했다.
예를 들면, 본 개시의 제5 예에 따른 히트 펌프 사이클에서, 중간압측 개폐 밸브는 제1 감압부 및 제2 감압부의 모두가 스로틀 상태로 될 경우에 중간압 냉매 통로를 개방하도록 구성될 수 있고, 제1 감압부 및 제2 감압부의 적어도 하나가 전체 개방 상태로 될 경우에 중간압 냉매 통로를 폐쇄하도록 구성될 수 있다.
이에 따르면, 난방 운전 모드에서, 중간압 냉매 통로가 개방되어 히트 펌프 사이클을 가스 인젝션 사이클로 전환하고, 그에 따라 사이클의 성능 계수(COP)의 향상될 수 있다.
또한, 냉방 운전 모드에서, 중간압 냉매 통로가 폐쇄되어 히트 펌프 사이클을 통상 사이클로 전환하고, 그에 따라 압축기의 낭비되는 에너지 소비가 저감될 수 있다.
또한, 제습 난방 운전 모드에서, 중간압 냉매 통로가 폐쇄되어 히트 펌프 사이클을 통상 사이클로 전환하고, 그에 따라 중간압 냉매 통로를 흐르는 냉매의 유량의 변화에 의한 실내 응축기의 방열량의 변화를 고려할 필요가 없고, 송풍 공기의 온도가 적절하게 조절될 수 있다.
본 개시의 제6 예에 따른 히트 펌프 사이클에서, 중간압측 개폐 밸브는 제1 감압부 및 제2 감압부 중에서 제습 난방 운전 모드에서의 전체 개방 상태로 설정되는 감압 장치의 전후 간 차압에 따라서 개폐하는 차압 개폐 밸브(pressure difference opening/closing valve)로 구성될 수 있다.
이러한 방식으로, 중간압측 개폐 밸브가, 제습 난방 운전 모드에서 전체 개방 상태로 설정되는 감압 장치에 연동하여 개폐되는 차압 개폐 밸브로 구성되면, 가스 인젝션 사이클과 통상 사이클 간의 전환이 간단한 구성 및 제어 기법에 의해 실현될 수 있다.
또한, 본 개시의 제7 예의 히트 펌프 사이클에 따르면, 제1 감압부 및 제2 감압부 중 한쪽는 스로틀 개구(throttle opening)를 변경 가능한 가변 스로틀 기구(variable throttle mechanism)로 구성될 수 있고, 제3 감압부는 스로틀 개구를 변경 가능한 가변 스로틀 기구로 구성될 수 있다. 추가적으로, 제습 난방 운전 모드에서, 제1 감압부 및 제2 감압부 중 다른 쪽이 전체 개방 상태로 될 수 있고, 제1 감압부 및 제2 감압부 중 한쪽이 공조 대상 공간으로 송풍되는 공기의 목표 온도의 상승에 따라서 축소되도록 변경되는 스로틀 개구를 구비할 수 있고, 제3 감압부가 공조 대상 공간으로 송풍되는 공기의 목표 온도의 상승에 따라서 확대되도록 변경되는 스로틀 개구를 구비할 수 있다.
이에 따르면, 제습 난방 운전 모드에서, 공조 대상 공간으로 송풍되는 공기의 목표 온도의 변화에 따라서 실외 열교환기에서의 냉매의 방열량 및 흡열량이 조절될 수 있고, 그에 따라 제1 이용측 열교환기에서의 냉매의 방열량 및 제2 이용측 열교환기에서의 냉매의 흡열량이 적절하게 조절될 수 있다.
그러므로, 제습 난방 운전 모드에서 공조 대상 공간으로 송풍되는 공기의 온도가 정교하게 조절될 수 있다.
또한, 본 개시의 제7 예에 따른 히트 펌프 사이클에 있어서, 제습 난방 운전 모드에서, 중간압 냉매 통로가 중간압측 개폐 밸브에 의해 폐쇄될 수 있다.
본 개시의 제8 예의 히트 펌프 사이클에 따르면, 제1 감압부 및 제2 감압부 중 적어도 하나는 고정된 스로틀 개구(fixed throttle opening)를 구비한 고정 스로틀(fixed throttle), 고정 스로틀을 우회하면서 냉매가 흐르는 고정 스로틀 우회 통로(fixed throttle bypassing passage) 및 고정 스로틀 우회 통로를 개폐하는 통로 개폐 밸브(passage open/closed valve)를 포함할 수 있다.
더욱 상세하게는, 본 개시의 제9 예의 히트 펌프 사이클에서와 같이, 제1 감압부는 스로틀 개구를 변경 가능한 가변 스로틀 기구로 구성될 수 있고, 제2 감압부는 고정된 스로틀 개구를 구비한 고정 스로틀, 냉매가 고정 스로틀을 우회하여 흐르도록 하는 고정 스로틀 우회용 통로 및 우회용 통로를 개폐하는 통로 개폐 밸브로 구성될 수 있다.
이러한 방식으로, 제1 감압부가 가변 스로틀 기구로 구성되면, 히트 펌프 사이클이 가스 인젝션 사이클에 의해 실현될 경우, 기액 분리부로 유입되는 냉매의 압력이 제1 감압부(first pressure reducing part)에 의해 원하는 중간압으로 감압될 수 있다.
여기에서, 고정 스로틀이 제2 감압부(second pressure reducing part)의 구성 요소로서 채용될 경우, 구체적으로 노즐(nozzle) 또는 오리피스(orifice)를 채용하는 것이 바람직하다. 이는 다음과 같은 이유 때문이다. 이러한 고정 스로틀에서, 스로틀 통로 면적은 급격히 축소 또는 확대되고, 그에 따라 상류측과 하류측 간의 압력차(입구와 출구 간의 압력차)의 변화에 따라서 고정 스로틀로 유입되는 냉매의 건조도 및 고정 스로틀을 통하여 유동하는 유량(flow rate)이 용이하게 조절될 수 있다. 바꾸어 말하면, 제2 감압부는 스로틀 통로 면적이 급격히 축소 또는 확대되는 고정 스로틀을 포함하는 방식으로 구성되는 것이 바람직하다.
또한, 본 개시의 제10 예의 히트 펌프 사이클에는 압축기의 흡입 포트를 향해 흐르는 냉매의 기액을 분리하고 분리된 기상 냉매가 압축기의 흡입 포트측으로 유동하도록 하기 위한 어큐뮬레이터가 구비된다. 이 경우 기액 분리부는 분리 직후의 액상 냉매가 내부에 축적되지 않고 유출되도록 구성된 액상 냉매 유출구를 구비할 수 있다.
이에 따르면, 기액 분리부는 분리된 액상 냉매가 내부에 유지되지 않고 액상 냉매 유출구로부터 유출되도록 하는 방식으로 구성되고, 그에 따라 기액 분리부는 분리한 액상 냉매를 축적하기 위한 구성으로서 이용되지 않는다. 따라서, 기액 분리부는 그 크기에 있어서 소형화될 수 있으며, 그에 따라 차량에서 가스 인젝션 사이클을 구성하는 히트 펌프 사이클의 탑재성이 향상될 수 있다.
또한, 사이클에 부하 변동이 발생한다고 하더라도 어큐뮬레이터를 잉여로 되는 냉매를 축적하기 위한 구성으로서 기능하도록 할 수 있으며, 그에 따라 사이클은 안정적으로 작동될 수 있다.
또한, 본 개시의 제11 예에 따른 히트 펌프 사이클에는 압축기의 흡입 포트를 향해 유동하는 냉매의 기액을 분리하고 분리된 기상 냉매가 압축기의 흡입 포트 측으로 유동하도록 하기 위한 어큐뮬레이터가 구비되고, 기액 분리부는 분리 직후의 액상 냉매가 유출되도록 하는 액상 냉매 유출구를 구비할 수 있다.
이에 따르면, 기액 분리부는 분리 직후의 액상 냉매가 유출되도록 하는 액상 냉매 유출구를 구비하고, 그에 따라 기액 분리부는 분리된 액상 냉매를 축적하기 위한 구성으로서 이용되지 않는다. 그러므로, 기액 분리부는 크기에 있어서 소형화될 수 있고, 그에 따라 차량에서 가스 인젝션 사이클을 구성하는 히트 펌프 사이클의 탑재성이 향상될 수 있으며, 사이클이 안정적으로 작동될 수 있다.
여기에서, “분리 직후의 액상 냉매(liquid-phase refrigerant just after separation)”의 의미는 기액 분리부에서 분리되고 기액 분리부로부터 유출되는 방향으로의 속도 성분을 가진 액상 냉매 또는 기액 분리를 위해 작용되는 힘이 중력보다 큰 액상 냉매(예를 들면, 원심 분리식 기액 분리기(centrifugal separation type gas-liquid separator)인 경우, 액상 냉매는 기액 분리를 위해 작용하는 원심력이 중력보다도 크다)를 포함한다. 바꾸어 말하면, “분리 직후의 액상 냉매”의 의미는 기액 분리부 내의 소정 공간 내에서 순환하는 속도 성분만을 갖는 액상 냉매는 포함되지 않는다.
본 개시의 제12 예의 히트 펌프 사이클에는 압축기의 흡입 포트로 유입되는 냉매의 기액을 분리하여, 분리된 기상 냉매를 압축기의 흡입 포트 측으로 유출시키는 어큐뮬레이터가 구비되고, 기액 분리부는 분리 직후의 액상 냉매가 유출되는 액상 냉매 유출구를 가진다. 또한, 기액 분리부의 내부 용적(inner volume)은, 사이클에 봉입되는 냉매량이 액상 냉매로 환산되었을 경우의 봉입된 냉매의 체적(volume of a charged refrigerant)으로부터 사이클이 최대 능력(maximum capacity)을 실행하기 위해 필요한 냉매량이 액상으로 환산되었을 경우의 필요 최대 냉매 체적(necessary maximum refrigerant volume)을 감산한 잉여 냉매 체적(volume of an excess refrigerant)보다도 작다.
이 예에 따르면, 기액 분리부의 내부 용적이 잉여 냉매 체적보다 작고, 그에 따라 기액 분리부는 그 크기에 있어서 소형화될 수 있고, 따라서 가스 인젝션 사이클을 구성하는 히트 펌프 사이클의 탑재성이 향상될 수 있고, 사이클이 안정적으로 작동될 수 있다.
또한, 본 개시의 제13 예의 히트 펌프 사이클에 따르면, 기액 분리부는 원심력에 의해 냉매의 기액을 분리하는 원심 분리식 기액 분리기(centrifugal-separation type gas-liquid separator)일 수 있다. 이 경우에, 분리된 액상 냉매가 내부에 저장되지 않고 액상 냉매 유출구로부터 유출되는 기액 분리부, 분리 직후의 액상 냉매가 유출되는 액상 냉매 유출구를 갖는 기액 분리부, 또는 내부 용적이 잉여 냉매 체적보다도 작은 기액 분리부를 용이하게 형성하는 것이 가능하다.
냉매의 유속이 증가함에 따라, 그와 같은 원심 분리식의 기액 분리기는 기액 분리 성능이 향상되고, 그에 따라 비교적 고부하로 운전되고 빈도가 높은 히트 펌프 사이클에 효과적으로 적용된다.
또한, 본 개시의 제14 예의 히트 펌프 사이클에 따르면, 액상 냉매 유출구는 기액 분리부에 의해 분리된 기상 냉매를 유출되도록 하는 기상 냉매 유출구의 아래쪽에 위치할 수 있으며, 기상 냉매의 일부를 액상 냉매와 함께 유출되도록 할 수 있다. 그에 따르면, 액상 냉매는 중력의 작용 및 기상 냉매의 배압을 이용함으로써 액상 냉매 유출구로부터 효율적으로 유출되도록 할 수 있다.
또한, 본 개시의 제15 예의 히트 펌프 사이클에 따르면, 액상 냉매 유출구는 기액 분리부 내의 액상 냉매의 액면 높이에 따라서 변위하는 플로트 밸브(float valve)에 의해 개폐될 수 있다. 그에 따르면, 플로트 밸브는 기액 분리부의 내부에 액상 냉매가 모이기 시작하는 동시에 플로트 밸브가 액상 냉매 유출구를 개방하고, 그에 의해 실질적으로 내부에 액상 냉매가 모이지 않는 기액 분리부가 실현될 수 있다.
또한, 본 개시의 제16 예의 히트 펌프 사이클에 따르면, 기액 분리부는 액상 냉매의 표면 장력을 이용함으로써 냉매의 기액이 분리되는 표면 장력식 기액 분리기일 수 있다. 냉매의 유속이 감소하면서, 그와 같은 표면 장력식 기액 분리기는 기액 분리 성능이 향상되고, 그에 따라 비교적 저부하로 운전되고 빈도가 높은 히트 펌프 사이클에 효과적으로 적용된다.
또한, 본 개시의 제17 예의 히트 펌프 사이클에 따르면, 실외 열교환기로 유입되는 냉매의 건조도는 0.1 이하일 수 있다. 이는 실외 열교환기에서 액상 냉매를 증발시킬 수 있고, 액상 냉매가 흡열 작용을 확실히 실행하도록 할 수 있다.
본 개시의 제18 예에 따르면, 제1 이용측 열교환기는 압축기의 토출 포트로부터 토출된 고압 냉매가 송풍 공기와 열교환하도록 하는 열교환기로 구성될 수 있다. 대체적으로, 본 개시의 제19 예에 따르면, 제1 이용측 열교환기는 압축기의 토출 포트로부터 토출된 고압 냉매가 송풍 공기를 가열하기 위한 열매체와 열교환하도록 하는 열교환기로 구성될 수 있다.
또한, 본 개시의 제20 예의 히트 펌프 사이클에 따르면, 난방 운전 모드에서, 제1 이용측 열교환기에서 가열된 송풍 공기가 공조 대상 공간으로 송풍될 수 있다. 이 경우, 압축기의 토출 포트로부터 토출된 고온 고압 냉매가 갖는 열이 송풍 공기에 방열되고, 그에 의해 공조 대상 공간이 확실하게 난방될 수 있다.
본 개시의 제21 예의 히트 펌프 사이클에서는, 제1 이용측 열교환기의 열교환 능력을 조절하기 위한 열교환 능력 조절부가 구비되고, 냉방 운전 모드에서, 열교환 능력 조절부에 의해 제1 이용측 열교환기에서의 열교환 능력이 저하될 수 있으며, 제2 이용측 열교환기에 의해 냉각된 송풍 공기가 공조 대상 공간으로 송풍될 수 있다.
또한, 본 개시의 제22 예의 히트 펌프 사이클에 따르면, 제2 이용측 열교환기는 제1 이용측 열교환기에 대하여 송풍 공기 흐름의 상류측에 배치되고, 제습 난방 운전 모드에서 제2 이용측 열교환기에서 냉각된 송풍 공기가 제1 이용측 열교환기에 의해 가열될 수 있고 공조 대상 공간으로 송풍될 수 있다.
앞서 언급된 목적 및 그 외의 목적과 특징 그리고 본 개시의 장점은 첨부된 도면을 참조하여 아래의 상세한 설명에 의해 더욱 분명해질 것이다.
도 1은 제1 실시예의 히트 펌프 사이클의 냉방 운전 모드에서 냉매 유로를 나타내는 전체 구성도이다.
도 2는 제1 실시예의 히트 펌프 사이클의 제1 난방 모드에서 냉매 유로를 나타내는 전체 구성도이다.
도 3은 제1 실시예의 히트 펌프 사이클의 제2 난방 모드에서 냉매 유로를 나타내는 전체 구성도이다.
도 4(a)는 제1 실시예의 기액 분리기의 사시도이고, 도 4(b)는 상면도이다.
도 5(a) 및 (b)는 제1 실시예의 중간압측 개폐 밸브의 작동을 설명하는 설명도이다.
도 6(a)는 노즐이나 오리피스로 구성되는 저압측 고정 스로틀의 유동 특성을 나타내는 그래프이고, (b)는 캐필러리 튜브(capillary tube)로 구성되는 저압측 고정 스로틀의 유동 특성을 나타내는 그래프이다.
도 7은 제1 실시예의 히트 펌프 사이클의 냉방 운전 모드에서 냉매의 상태를 나타내는 몰리에르 선도(Mollier diagram)이다.
도 8은 제1 실시예의 히트 펌프 사이클의 제1 난방 모드에서 냉매의 상태를 나타내는 몰리에르 선도이다.
도 9는 제1 실시예의 히트 펌프 사이클의 제2 난방 모드에서 냉매의 상태를 나타내는 몰리에르 선도이다.
도 10은 제1 실시예의 히트 펌프 사이클의 제1 제습 난방 모드에서 냉매의 상태를 나타내는 몰리에르 선도이다.
도 11은 제1 실시예의 히트 펌프 사이클의 제2 제습 난방 모드에서 냉매의 상태를 나타내는 몰리에르 선도이다.
도 12는 제1 실시예의 히트 펌프 사이클의 제3 제습 난방 모드에서 냉매의 상태를 나타내는 몰리에르 선도이다.
도 13은 제1 실시예의 히트 펌프 사이클의 제4 제습 난방 모드에서 냉매의 상태를 나타내는 몰리에르 선도이다.
도 14(a)는 제2 실시예의 기액 분리기의 축방향 단면도이고, 도 14(b)는 도 14(a)에서 선A-A에 따른 단면도이다.
도 15는 제3 실시예의 기액 분리기의 길이방향 단면도이다.
도 16은 제3 실시예의 기액 분리기의 변형예를 나타내는 길이방향 단면도이다.
도 17은 제4 실시예의 기액 분리기의 축방향 단면도이다.
도 18은 제5 실시예의 히트 펌프 사이클의 전체 구성도이다.
도 19(a)와 도 19(b)는 제6 실시예의 중간압측 개폐 밸브의 작동을 설명하는 설명도이다.
도 20은 제6 실시예의 히트 펌프 사이클의 냉방 운전 모드에서 냉매 유로를 나타내는 전체 구성도이다.
도 21은 제6 실시예의 히트 펌프 사이클의 난방 운전 모드에서 냉매 유로를 나타내는 전체 구성도이다.
(제1 실시예)
본 개시의 제1 실시예가 도 1 내지 13을 참조하여 설명된다. 본 실시예에서, 본 개시의 히트 펌프 사이클(10)이 주행용 전동 모터로부터 차량 주행용의 구동력을 얻는 전기 자동차의 차량용 공조 장치(1)에 적용된다. 히트 펌프 사이클(10)은 차량용 공조 장치(1)에 있어서 공조 대상 공간인 차실내로 송풍되는 차실내 송풍 공기를 냉각 또는 가열하는 기능을 수행한다.
따라서, 본 개시의 히트 펌프 사이클(10)은 도 1의 전체 구성도에 나타내는 바와 같이 차실내를 냉방하는 냉방 운전 모드 또는 차실내를 제습하고 난방하는 제습 난방 운전 모드(제습 운전 모드)의 냉매 회로 및 도 2와 도 3의 전체 구성도에 나타내는 바와 같이 차실내를 난방하는 난방 운전 모드의 냉매 회로 간을 전환하도록 하는 방식으로 구성된다.
또한, 이 히트 펌프 사이클(10)에서, 후술하는 바와 같이, 난방 운전 모드는 외기 온도가 극히 낮은 경우(예를 들면, 외기 온도가 0℃ 이하인 경우)에 실행되는 제1 난방 모드(도 2) 및 통상의 난방 운전이 실행되는 경우의 제2 난방 모드(도 3)로 실행될 수 있다. 또한, 도 1 내지 도 3에서 각각의 운전 모드에서 냉매의 흐름은 실선 화살표로 도시된다.
히트 펌프 사이클(10)에서는 냉매로서 HFC계 냉매(구체적으로는, R134a)를 채용하고, 고압측 냉매 압력이 냉매의 아임계 압력보다 크지 않는 증기 압축식의 아임계 냉동 사이클을 구성한다. 물론, HFO계 냉매(예를 들면, R1234yf)가 채용될 수 있다. 냉매에는 압축기(11)를 윤활하기 위한 냉동기유(refrigerator oil)가 혼합되고, 냉동기 유의 일부는 냉매와 함께 사이클에서 순환된다.
이와 관련하여, 봉입(封入)되는 냉매량은, 히트 펌프 사이클(10)이 최대 냉동 능력을 전달하는 고부하 운전의 사이클에서 순환되기 위해 필요한 최대 순환 유량에 사전에 설정된 잉여량을 추가함으로써 얻어지는 양으로 정해진다. 잉여량은 다년 간의 사용 때문에 히트 펌프 사이클(10)의 각 구성 부품을 접속하는 고무 호스 또는 그 밖의 접속 구성을 통해 외부로 누출되는 것을 고려하여 결정된다.
히트 펌프 사이클(10)의 구성 부품 중, 압축기(11)는 차량의 보닛(bonnet) 내에 배치되고, 히트 펌프 사이클(10)에서 냉매를 흡입, 압축 및 토출하는 구성이다.
압축기(11)는 2단 승압식(two-stage booster type)의 전동 압축기이고, 그 내부에 두 개의 압축 기구 및 두 개의 압축 기구를 모두 회전 구동시키는 전동 모터가 외곽을 형성하는 하우징의 내부에 수용되고, 두 개의 압축기는 고정 용량형(fixed displacement type) 압축 기구로 구성되는 저압측 압축 기구와 고압측 압축 기구이다.
압축기(11)의 하우징에는 하우징의 외부로부터 저압측 압축 기구로 저압 냉매가 흡입되는 흡입 포트(11a), 하우징의 외부로부터 하우징의 내부로 중간압 냉매가 유입되도록 하고 압축 과정의 냉매와 혼합되도록 하는 중간압 포트(11b) 및 고압측 압축 기구로부터 토출된 고압 냉매가 하우징의 외부로 토출되도록 하는 토출 포트(11c)가 형성된다.
보다 구체적으로는, 중간압 포트(11b)는 저압측 압축 기구의 냉매 토출구측(즉, 고압측 압축 기구의 냉매 흡입구측)에 접속된다. 또한, 저압측 압축 기구 및 고압측 압축 기구는 스크롤식(scroll type) 압축 기구, 베인식(vane type) 압축 기구, 롤링 피스톤식(rolling piston type) 압축 기구와 같은 다양한 타입의 압축 기구로 채용될 수 있다.
전동 모터에 관해서는, 전동 모터는 후술하는 공조 제어 유닛(40)(ECU)로부터 출력되는 제어 신호에 의해 그 작동(회전수)이 제어되는 것으로, AC 모터 또는 DC 모터가 채용될 수 있다. 냉매 토출 능력은 회전수를 제어함으로써 변경된다. 따라서, 전동 모터는 압축기(11)의 토출 능력 변경부를 구성한다.
그에 관하여, 본 실시예에서는 두 개의 압축 기구를 하나의 하우징 내에 수용한 압축기(11)를 채용하나 압축기의 타입이 이에 한정되는 것은 아니다. 즉, 만일 중간압 냉매가 중간압 포트(11b)로부터 전동 압축기로 유입되도록 할 수 있고 압축 과정의 냉매와 혼합되도록 하는 것이 가능하다면, 하나의 하우징에 수용되는 하나의 고정 용량형의 압축 기구 및 그 압축 기구를 회전 구동하는 전동 모터로 구성된 전동 압축기가 압축기(11)로 채용될 수 있다.
압축기(11)의 토출 포트(11c)에는 실내 응축기(12)의 냉매 입구측이 접속된다. 실내 응축기(12)는 후술하는 차량용 공조 장치(1)의 실내 공조 유닛(30)의 공조 케이스(31) 내에 배치되고, 압축기(11)(구체적으로는, 고압측 압축 기구)로부터 토출된 고압 냉매를 방열시키고, 그에 따라 후술하는 실내 증발기(23)를 통과한 차실내로 송풍된 공기를 가열하도록 하는 방열기(제1 이용측 열교환기)이다.
실내 응축기(12)의 냉매 출구측에는 실내 응축기(12)로부터 유출된 고압 냉매의 압력을, 고압 냉매가 중간압 냉매로 되기까지, 감압 가능한 고압측 감압 장치(제1 감압부)로서의 고압측 팽창 밸브(13)의 입구측이 접속된다.
고압측 팽창 밸브(13)는 스로틀 개구가 변경될 수 있도록 구성된 밸브체(valve body)와, 밸브체의 스로틀 개구를 변화시키기 위한 스테핑 모터(stepping motor)로 구성된 전동 액추에이터로 구성된 전기식 가변 스로틀 기구이다.
고압측 팽창 밸브(13)는, 고압측 팽창 밸브(13)가 감압 작용을 실행하는 스로틀 상태(throttled state)와 고압측 팽창 밸브(13)가 감압 작용을 실행하지 않는 전체 개방 상태(fully open state)로 설정되도록 구성된다. 보다 구체적으로는, 고압측 팽창 밸브(13)에서, 냉매의 감압 시에, 스로틀 개구는 스로틀 통로 면적이 상당 직경 Ø0.5에서Ø3 ㎜로 되는 범위에서 변화된다. 또한, 스로틀 개구가 전체 개방된 경우, 상당 직경 Ø10 ㎜ 정도의 스로틀 통로 면적을 확보하고, 따라서 냉매 감압 작용을 억제하도록 하는 것이 가능하다. 게다가, 스로틀 개구를 전체 닫힘 상태(fully closed state)로 하고, 그에 따라 실외 열교환기(20)로부터 실내 증발기(23)에 이르는 냉매 유로를 폐쇄시킬 수도 있다. 이에 관하여, 고압측 팽창 밸브(13)는 공조 제어 유닛(40)으로부터 출력되는 제어 신호에 의해 그 작동이 제어된다.
고압측 팽창 밸브(13)의 출구측에는, 실내 응축기(12)로부터 유출되고 고압측 팽창 밸브(13)에 의해 감압된 압력을 가진 중간압 냉매의 기액을 분리하는 기액 분리부로서의 기액 분리기(14)의 냉매 유입 포트(14b)가 접속되어 있다. 기액 분리기(14)는 원심력의 작용에 의해 냉매의 기액이 분리되는 원심 분리 방식의 것이다.
기액 분리기(14)의 상세 구성은, 도 4(a) 및 도 4(b)를 참조하여 설명된다. 또한, 도 4(a)는 기액 분리기(14)의 도식적인 외관 사시도이고, 도 4(b)는 기액 분리기(14)의 위에서 바라본 상면도이다. 도 4(a) 및 도 4(b)에서 상하의 화살표는 기액 분리기(14)가 차량용 공조 장치(1)에 설치된 상태에서 상하의 방향을 나타낸다. 이는 다른 도면에 대해서도 마찬가지이다.
본 실시예의 기액 분리기(14)는, 상하 방향으로 연장되고 대략 중공의 유저 원통(원형 단면을 가짐)의 형상으로 형성된 본체부(14a); 중간압 냉매가 유입되는 냉매 유입구(14e)를 가진 냉매 유입 포트(14b); 분리된 기상 냉매가 유출되는 기상 냉매 유출구(14f)를 가진 기상 냉매 유출 포트(14c); 및 분리된 액상 냉매를 유출시키는 액상 냉매 유출구(14g)를 가진 액상 냉매 유출 포트(14d)를 포함한다.
본체부(14a)의 직경은 각 냉매 유입 포트(14b)에서 냉매 유출 포트(14d)에 접속되는 냉매 배관의 직경에 대해 대략 1.5배 이상 또는 3배 이하 치수로 설정된다. 그에 의해 기액 분리기(14)는 전체로서 그 크기에 있어서 감소한다.
보다 상세하게는, 본 실시예의 기액 분리기(14)(구체적으로는, 본체부(14a))의 내부 용적은 사이클에 봉입되는 냉매량이 액상으로 환산된 경우의 봉입된 냉매의 체적으로부터 사이클이 최대 능력을 발휘하기 위해 필요한 냉매량이 액상으로 환산된 경우의 필요 최대 냉매 체적을 감산함으로써 얻어지는 잉여 냉매의 체적보다도 작게 설정된다.
이러한 이유로, 본 실시예의 기액 분리기(14)의 내부 용적은, 부하 변동이 사이클에서 발생되어 사이클에서 순환되는 냉매 순환 유량을 변동시키더라도, 잉여 냉매를 실질적으로 수용할 수 없을 정도의 작은 용적이다.
냉매 유입 포트(14b)는 본체부(14a)의 원통 측면에 접속되고, 도 4(b)에 도시된 바와 같이, 기액 분리기(14)를 위쪽에서 보았을 경우 본체부(14a)의 단면 원형 단면의 외주의 접선 방향으로 연장되는 냉매 배관으로 구성된다. 또한, 냉매 유입구(14e)는 냉매 유입 포트(14b) 중 본체부(14a)에 대향하는 단부에 형성된다. 여기서, 냉매 유입 포트(14b)는 반드시 수평 방향으로 연장되어 있을 필요는 없고, 수직 방향으로의 성분을 갖고 연장될 수 있다.
기상 냉매 유출 포트(14c)는 본체부(14a)의 축방향으로 상측 단면(상면)에 접속되고, 본체부(14a)의 내부 및 외부상에 본체부(14a)와 동축으로 연장되는 냉매 배관으로 구성된다. 또한, 기상 냉매 유출구(14f)는 기상 냉매 유출 포트(14c)의 상단부에 형성되고, 반면 기상 냉매 유출 포트(14c)의 하단부는 냉매 유입 포트(14b)와 본체부(14a)의 접속부보다 아래 측에 위치한다.
액상 냉매 유출 포트(14d)는 본체부(14a)의 축방향으로 하측 단면(저면)에 접속되고, 본체부(14a)로부터 하방으로 그리고 본체부(14a)와 동축으로 연장되는 냉매 배관으로 구성된다. 또한, 액상 냉매 유출구(14g)는 액상 냉매 유출 포트(14d)의 하단부에 형성된다.
따라서, 냉매 유입 포트(14b)의 냉매 유입구(14e)로부터 유입되는 냉매는 본체부 (14a)의 원통 내벽면을 따라 선회하여 흐르고, 그 선회류에 의해 발생되는 원심력의 작용에 의해 냉매의 기액이 분리된다. 또한, 분리된 액상 냉매는 중력의 작용에 의하여 본체부(14a)의 하측으로 낙하한다.
그리고, 하측으로 분리 낙하한 액상 냉매는 액상 냉매 유출 포트(14d)의 액상 냉매 유출구(14g)로부터 유출되고, 분리된 기상 냉매는 기상 냉매 유출 포트(14c)의 기상 냉매 유출구(14f)로부터 유출된다. 여기서, 도 4(a)에서는 본체부(14a)의 축방향 하측 단면(저면)이 원판상으로 형성된 예가 도시된다. 그러나 본체부(14a)의 하부가 하측을 향하여 서서히 축소되는 직경을 가진 테이퍼 형상으로 형성되고, 액상 냉매 유출 포트(14d)가 테이퍼 형상의 최하부와 접속될 수 있다.
또한, 도 1 내지 도 3에 나타내는 바와 같이, 압축기(11)의 중간압 포트(11b)는 중간압 냉매 통로(15)를 통해 기액 분리기(14)의 기상 냉매 유출 포트(14c)와 접속된다. 중간압 냉매 통로(15)는 중간압측 개폐 밸브(16a)가 배치된다. 중간압측 개폐 밸브(16a)는 중간압 냉매 통로(15)를 개폐하기 위한 전자기 밸브이고, 공조 제어 유닛(40)로부터 출력되는 제어 신호에 의해 그 작동이 제어된다.
중간압측 개폐 밸브(16a)는, 중간압 냉매 통로(15)가 개방된 경우, 기액 분리기(14)의 기상 냉매 출구로부터 압축기(11)의 중간압 포트(11b)로만 냉매가 흐르는 것을 허용하는 체크 밸브로서의 기능도 가진다. 이러한 방식으로, 중간압측 개폐 밸브(16a)가 중간압 냉매 통로(15)를 개방한 경우, 냉매가 압축기(11)측으로부터 기액 분리기(14)로 냉매가 역류하는 것이 방지될 수 있다.
또한, 중간압측 개폐 밸브(16a)는 중간압 냉매 통로(15)를 개폐함으로써 사이클 구성(냉매 유로)을 전환하는 기능을 실행할 수 있다. 따라서, 본 실시예의 중간압측 개폐 밸브(16a)는 사이클을 순환하는 냉매의 냉매 유로를 전환하는 냉매 유로 전환장치를 구성한다.
본 실시예의 중간압측 개폐 밸브(16a)는 후술하는 저압측 감압 장치의 상태(스로틀 상태, 전체 개방 상태)와 연동하여 중간압 냉매 통로(15)를 개폐하도록 구성된다.
구체적으로는, 중간압측 개폐 밸브(16a)는, 도 5(a)에 나타내는 바와 같이, 저압측 감압 장치의 저압측 개폐 밸브(16b)가 닫히고, 그에 따라 저압측 감압 장치가 스로틀 상태로 된 경우에 중간압 냉매 통로(15)를 개방하도록 구성된다. 또한, 중간압측 개폐 밸브(16a)는, 도 5(b)에 나타내는 바와 같이, 저압측 감압 장치의 저압측 개폐 밸브(16b)가 열리고, 그에 따라 저압측 감압 장치가 전체 개방 상태로 된 경우에 중간압 냉매 통로(15)를 폐쇄하도록 구성된다. 여기서, 도 5(a)는 중간압측 개폐 밸브(16a)가 열린 경우의 작동을 나타내고, 반면에 도 5(b)는 중간압측 개폐 밸브(16a)가 닫혔을 경우의 작동을 나타내고 있다.
한편, 기액 분리기(14)의 액상 냉매 유출 포트(14d)에는 기액 분리기(14)로부터 유출된 액상 냉매의 압력을 감압할 수 있는 저압측 감압 장치(제2 감압부)의 입구측이 접속되고, 저압측 감압 장치의 출구측에는 실외 열교환기(20)의 냉매 입구측이 접속된다.
본 실시예의 저압측 감압 장치는, 기액 분리기(14)에서 분리된 액상 냉매의 압력을 액상 냉매가 저압 냉매로 되기까지 감압시키는 저압측 고정 스로틀(17); 기액 분리기(14)에서 분리된 액상 냉매가 저압측 고정 스로틀(17)을 우회하도록 하고, 그에 따라 액상 냉매를 실외 열교환기(20)측으로 안내하기 위한 고정 스로틀 우회용 통로(18); 고정 스로틀 우회용 통로(18)를 개폐하기 위한 통로 개폐 밸브로서의 저압측 개폐 밸브(16b)로 구성된다. 저압측 개폐 밸브(16b)의 기본 구성은 중간압측 개폐 밸브(16a)와 동등하고, 공조 제어 유닛(40)으로부터 출력되는 제어 전압(제어 신호)에 의해 그 개폐 작동이 제어되는 전자기 밸브이다.
여기에서, 냉매가 저압측 개폐 밸브(16b)를 통과할 경우에 발생하는 압력 손실은 저압측 고정 스로틀(17)을 통과할 경우에 발생하는 압력 손실보다 매우 작다. 따라서, 저압측 개폐 밸브(16b)가 열려 있는 경우에 실내 응축기(12)로부터 유출된 냉매는 고정 스로틀 우회용 통로(18)측을 통해 실외 열교환기(20)로 유입되고, 반면에 저압측 개폐 밸브(16b)가 닫혀 있는 경우에는 저압측 고정 스로틀(17)을 통해 실외 열교환기(20)로 유입된다.
이러한 방식으로, 저압측 개폐 밸브(16b)를 개폐함으로써 저압측 감압 장치는 저압측 감압 장치가 감압 작용을 실행하는 스로틀 상태와 저압측 감압 장치가 감압 작용을 실행하지 않는 전체 개방 상태로 변경될 수 있다. 그에 관하여, 저압측 개폐 밸브(16b)로서는, 기액 분리기(14)의 액상 냉매 유출 포트(14d) 출구측과 저압측 고정 스로틀(17) 입구측을 접속하는 냉매 회로 및 액상 냉매 유출 포트(14d) 출구측과 고정 스로틀 우회용 통로(18) 입구측을 접속하는 냉매 회로 간을 전환시키기 위한 전기식 3방향 밸브가 채용될 수 있다.
저압측 고정 스로틀(17)로서는, 스로틀 개구가 고정된 노즐 또는 오리피스를 채용될 수 있다. 노즐 및 오리피스의 고정 스로틀에서는, 스로틀 통로 면적이 급격히 축소 또는 급격히 확대되고, 그에 따라 상류측과 하류측의 압력차(출입구측간 차압)의 변화와 함께 고정 스로틀을 통과하는 냉매의 유량 및 저압측 고정 스로틀(17) 상류측 냉매의 건조도(X)가 자기 조절(밸런스)될 수 있다.
구체적으로는, 압력차가 비교적 큰 경우에는, 고정 스로틀을 통과하는 냉매의 유량 및 고정 스로틀 상류측 냉매의 건조도(X)가 사이클에서 순환되기 위해서 요구되는 필요 순환 냉매 유량이 감소함에 동반하여 고정 스로틀 상류측 냉매의 건조도(X)가 커지도록 하는 방식으로 밸런스된다. 한편, 압력차가 비교적 작은 경우에는, 고정 스로틀을 통과하는 냉매의 유량 및 고정 스로틀 상류측 냉매의 건조도(X)가 사이클에서 순환되기 위해 요구되는 필요 순환 냉매 유량이 증가함에 동반하여 고정 스로틀 상류측 냉매의 건조도(X)가 작아지도록 하는 방식으로 밸런스된다.
그러나, 저압측 고정 스로틀(17) 상류측 냉매의 건조도가 커진다면, 실외 열교환기(20)가 냉매의 흡열 작용을 실행시키는 증발기로서 기능할 경우에, 실외 열교환기(20)에서의 냉매의 흡열량(냉동 능력)이 감소하고, 그에 따라 사이클의 성능 계수(COP)가 악화된다.
따라서, 본 실시예에서는, 도 6(a)에 나타내는 바와 같이, 난방 운전 모드에서 사이클의 부하 변동에 의해 필요 순환 냉매 유량이 변화하더라도 저압측 고정 스로틀(17) 상류측 냉매의 건조도(X)가 0.1 이하로 되는 저압측 고정 스로틀(17)을 채용하고, 그에 의해 COP의 악화를 방지한다.
또한, 도 6(a)는 본 실시예의 저압측 고정 스로틀(17)의 유량 특성도(스로틀 특성도)이고, 난방 운전 모드 시에 있어서의 저압측 고정 스로틀(17) 상류측 냉매의 건조도(X)에 대한 냉매 순환 유량(Q)의 변화를 나타내고 있다.
즉, 본 실시예의 저압측 고정 스로틀(17)에서는 히트 펌프 사이클(10)에 부하 변동이 발생했을 경우에 상정되는 범위에서 냉매 순환 유량(Q) 및 저압측 고정 스로틀(17)의 출입구간 차압이 변화하더라도 도 6(a)의 해칭된 면적으로 도시된 바와 같이, 저압측 고정 스로틀(17) 상류측 냉매의 건조도(X)가 0.1 이하로 조절된다.
또한, 저압측 고정 스로틀(17)로서 노즐 또는 오리피스 이외에 캐필러리 튜브를 채용하는 것을 고려할 수 있으나, 이하의 이유에 의해 노즐 또는 오리피스를 저압측 고정 스로틀(17)로서 채용하는 것이 바람직하다.
도 6(b)는 저압측 고정 스로틀(17)로서 캐필러리 튜브를 채용한 경우의 유량 특성도(스로틀 특성도)이고, 난방 운전 모드에서의 저압측 고정 스로틀(17) 상류측 냉매의 건조도(X)에 대한 냉매 순환 유량(Q)의 변화를 나타내고 있다.
도 6(b)에 도시된 바와 같이, 캐필러리 튜브는, 노즐 또는 오리피스에 비하여 저압측 고정 스로틀(17) 상류측 냉매의 건조도(X)에 대한 냉매 순환 유량(Q)의 변화가 작고, 그에 따라 저압측 고정 스로틀(17) 상류측 냉매의 건조도가 쉽게 커진다. 즉, 저압측 고정 스로틀(17)로서 캐필러리 튜브를 채용하면, 히트 펌프 사이클(10)에 부하 변동이 발생했을 경우에 상정되는 범위에서 냉매 순환 유량(Q) 및 저압측 고정 스로틀(17)의 출입구간 차압이 변화한 경우, 도 6(b)에서 해칭된 면적으로 도시된 바와 같이, 저압측 고정 스로틀(17) 상류측 냉매의 건조도(X)를 0.1 이하로 조절하는 것이 어렵다.
도 1 내지 도 3으로 되돌아가서, 실외 열교환기(20)는 보닛 내에 배치되어 내부를 유통하는 저압 냉매와 송풍 팬(21)으로부터 송풍된 외기를 열교환시키는 열교환기이다. 실외 열교환기(20)는 제1 및 제2 난방 모드에서 저압 냉매를 증발시켜서 흡열 작용을 실행하도록 하는 증발기로서 기능하고, 냉방 운전 모드에서 고압 냉매를 방열시키는 방열기로서 기능하는 열교환기이다.
실외 열교환기(20)의 냉매 출구측에는 제3 감압부로서의 냉방용 팽창 밸브(22)의 냉매 입구측이 접속된다. 냉방용 팽창 밸브(22)는 냉방 운전 모드 등에서 실외 열교환기(20)로부터 유출된 냉매의 압력을 감소시키고, 그에 따라 실내 열교환기(23)로 유입되는 냉매의 압력을 감소시키는 밸브이다. 냉방용 팽창 밸브(22)의 기본적 구성은 고압측 팽창 밸브(13)와 동일하고, 공조 제어 유닛(40)으로부터 출력되는 제어 신호에 의해 그 작동이 제어된다.
냉방용 팽창 밸브(22)의 출구측에는 실내 증발기(23)의 냉매 입구측이 접속되어 있다. 실내 증발기(23)는 실내 공조 유닛(30)의 공조 케이스(31)의 실내 응축기(12)의 차실내로 송풍되는 공기 흐름 상류측에 배치되고, 냉방 운전 모드, 제습 난방 운전 모드에서 그 내부를 유통하는 냉매를 증발시키고, 그에 따라 차실내로 송풍되는 공기를 냉각하는 증발기(제2 이용측 열교환기)이다.
실내 증발기(23)의 출구측에는 어큐뮬레이터(24)의 입구측이 접속되어 있다. 어큐뮬레이터(24)는 그 내부로 유입된 냉매의 기액을 분리하고 잉여 냉매를 축적하는 저압측 기액 분리기이다. 또한, 어큐뮬레이터(24)의 기상 냉매 출구에는 압축기(11)의 흡입 포트(11a)가 접속되어 있다. 따라서, 실내 증발기(23)는 압축기(11)의 흡입 포트(11a)측으로 유출시키도록 어큐뮬레이터(24)에 접속되어 있다.
또한, 실외 열교환기(20)의 냉매 출구측에는 실외 열교환기(20)로부터 유출된 냉매를 냉방용 팽창 밸브(22) 및 실내 증발기(23)를 우회시켜서 어큐뮬레이터(24)의 입구측으로 안내하는 팽창 밸브 우회 통로(25)가 접속되어 있다. 팽창 밸브 우회 통로(25)에는, 냉방용 개폐 밸브(16c)가 팽창 밸브 우회 통로(25)를 개폐하도록, 냉방용 개폐 밸브(16c)가 배치되어 있다.
냉방용 개폐 밸브(16c)의 기본적 구성은 중간압측 개폐 밸브(16a)와 동등하고, 공조 제어 유닛(40)으로부터 출력되는 제어 전압(제어 신호)에 의하여 그 개폐 작동이 제어된다. 또한, 냉매가 냉방용 개폐 밸브(16c)를 통과할 때에 발생하는 압력 손실은 냉방용 팽창 밸브(22)를 통과할 때에 발생하는 압력 손실보다 매우 작다.
따라서, 냉방용 개폐 밸브(16c)가 열려 있는 경우에, 실외 열교환기(20)로부터 유출된 냉매는 팽창 밸브 우회 통로(25)를 통해 어큐뮬레이터(24)로 유입된다. 이때, 냉방용 팽창 밸브(22)의 스로틀 개구는 완전히 닫힐 수 있다. 또한, 냉방용 개폐 밸브(16c)가 닫혀 있는 경우에, 냉방용 팽창 밸브(22)를 통해 실내 증발기(23)로 유입된다. 이러한 방식으로, 냉방용 개폐 밸브(16c)는 히트 펌프 사이클(10)의 냉매 유로를 전환할 수 있다. 따라서, 본 실시예의 냉방용 개폐 밸브(16c)는 중간압측 개폐 밸브(16a)와 함께 냉매 유로 전환장치를 구성하고 있다.
다음으로, 실내 공조 유닛(30)이 설명된다. 실내 공조 유닛(30)은 차실내 최전방부에 설치된 인스트루먼트 패널의 내측에 배치되고, 실내 공조 유닛(30)의 외곽을 형성하고, 그 내부에 차실내에 송풍되는 차실내 송풍 공기의 공기 통로가 형성되는 공조 케이스(31)를 구비한다. 공기 통로에는 앞서 설명되었던 실내 증발기(23), 실내 응축기(12) 및 송풍기(32)가 수용되어 있다.
공조 케이스(31)의 공기 흐름 최상류측에는 차실내 공기(내기)와 외기를 전환 도입하는 내외기 전환 장치(33)가 배치되어 있다. 내외기 전환 장치(33)는 공조 케이스(31) 내에 내기를 도입하기 위한 내기 도입 포트 및 외기를 도입시키는 외기 도입 포트의 개구 면적을 내외기 전환 도어에 의하여 연속적으로 조절하고, 그에 따라 내기의 풍량과 외기의 풍량의 풍량 비율을 연속적으로 변화시키는 것이다.
내외기 전환 장치(33)의 공기 흐름 하류측에는 내외기 전환 장치(33)를 통하여 흡입한 공기를 차실내를 향하여 송풍하는 송풍기(32)가 배치되어 있다. 송풍기(32)는 전동 모터에 의해 원심 다익 팬(centrifugal multi-blade fan)(시로코 팬(sirocco fan))을 구동하는 전동 송풍기이고, 공조 제어 유닛(40)로부터 출력되는 제어 전압에 의해 회전수(송풍량)가 제어된다.
송풍기(32)의 공기 흐름 하류측상에는, 앞서 설명되었던 상기의 실내 증발기(23) 및 실내 응축기(12)가 차실내 송풍 공기의 흐름에 대하여 실내 증발기(23)→실내 응축기(12)의 차례로 배치되어 있다. 바꾸어 말하면, 실내 증발기(23)는 실내 응축기(12)에 대하여 공기 흐름 상류측상에 배치되어 있다.
또한, 공조 케이스(31) 내에는 실내 증발기(23)를 통해 통과한 후의 송풍 공기가 실내 응축기(12)를 우회하도록 하는 우회 통로(bypass passage)(35)가 설치되어 있으며, 공기 혼합 도어(air mixing door)(34)가 실내 증발기(23)의 공기 흐름 하류측 및 실내 응축기(12)의 공기 흐름 상류측상에 배치되어 있다.
공기 혼합 도어(34)는 실내 증발기(23) 통과 후의 송풍 공기 중, 실내 응축기(12)를 통과시키는 풍량과 우회 통로(35)를 통과시키는 풍량의 풍량 비율을 조절하고, 그에 따라 실내 응축기(12)의 열교환 능력을 조절하는 열교환 능력 조절부(heat exchange capacity regulating portion)이다. 또한, 공기 혼합 도어(34)는 공조 제어 유닛(40)으로부터 출력되는 제어 신호에 의하여 작동이 제어되는 서보 모터(미도시)에 의해 구동된다.
또한, 실내 응축기(12) 및 우회 통로(35)의 공기 흐름 하류측에는, 실내 응축기(12)에서 냉매와 열교환하여 가열된 차실내로 송풍된 공기와 우회 통로(35)를 통과하여 가열되어 있지 않은 차실내로 송풍된 공기가 혼합되는 혼합 공간(mixing space)(36)이 설치되어 있다.
공조 케이스(31)의 공기 흐름 최하류측에는 혼합 공간(36)에서 혼합된 송풍 공기가 냉각 대상 공간인 차실내로 송풍되는 개구 구멍(opening holes)이 배치되어 있다. 구체적으로, 개구 구멍으로서는, 차량 전면 창유리 내측면을 향하여 공조풍(air-conditioned air)을 송풍시키는 디프로스터 개구 구멍(defroster opening hole)(37a), 차실내의 탑승자의 상반신을 향하여 공조풍을 송풍시키는 페이스 개구 구멍(face opening hole)(37b), 탑승자의 발을 향하여 공조풍을 송풍시키는 풋 개구 구멍(foot opening hole)(37c)이 설치되어 있다.
따라서, 공기 혼합 도어(34)에 의해 실내 응축기(12)를 통해 통과하는 풍량과 우회 통로를 통해 통과하는 풍량의 풍량 비율을 조절함으로써 혼합 공간(36) 내의 송풍 공기의 온도가 조절될 수 있다. 공기 혼합 도어(34)는 공조 제어 유닛(40)으로부터 출력되는 제어 신호에 의해 작동이 제어되는 서보 모터(미도시)에 의해 구동된다.
또한, 디프로스터 개구 구멍(37a), 페이스 개구 구멍(37b) 및 풋 개구 구멍(37c)의 공기 흐름 상류측에는 각각 디프로스터 개구 구멍(37a)의 개구 면적을 조절하는 디프로스터 도어(38a), 페이스 개구 구멍(37b)의 개구 면적을 조절하는 페이스 도어(38b), 풋 개구 구멍(37c)의 개구 면적을 조절하는 풋 도어(38c)가 각각 배치되어 있다.
이들 디프로스터 도어(38a), 페이스 도어(38b) 및 풋 도어(38c)는 개구 구멍 모드(opening hole modes)를 전환하기 위한 개구 구멍 모드 전환부(opening hole mode switching parts)를 구성한다. 링크 기구 등을 통해 공조 제어 유닛(40)로부터 출력되는 제어 신호에 의해 그 작동이 제어되는 서보 모터(미도시)에 의해 구동된다.
또한, 디프로스터 개구 구멍(37a), 페이스 개구 구멍(37b) 및 풋 개구 구멍(37c)의 공기 흐름 하류측에는 각각의 공기 통로를 형성하는 덕트를 통하여 차실내에 설치된 페이스 공기 포트(face air port), 풋 공기 포트(foot air port) 및 디프로스터 공기 포트(defroster air port)가 각각 접속되어 있다.
다음으로, 본 실시예의 전기 제어부(electric control section)가 설명된다. 공조 제어 유닛(40)는 CPU, ROM 및 RAM을 포함하는 주지의 마이크로컴퓨터와 그 주변 회로로 구성되고, ROM 내에 저장된 공조 제어 프로그램에 기초하여 다양한 연산 및 처리를 실시하고, 출력측에 접속된 각종 공조 제어 장치(압축기(11), 고압측 팽창 밸브(13), 저압측 감압 장치의 저압측 개폐 밸브(16b), 냉매 유로 전환 장치(16a, 16c) 및 송풍기(32) 등)의 작동을 제어한다.
또한, 공조 제어 유닛(40)의 입력측에는 차실내 온도를 검출하는 내기 센서(inside air sensor), 외기 온도를 검출하는 외기 센서(outside air sensor), 차실내의 일사량을 검출하는 일사 센서(solar radiation sensor), 실내 증발기(23)로부터의 분출 공기 온도(증발기 온도)를 검출하는 증발기 온도 센서(evaporator temperature sensor), 압축기(11)로부터 토출된 고압 냉매 압력을 검출하는 토출압 센서(discharge pressure sensor), 압축기(11)로 흡입되는 흡입 냉매 압력을 검출하는 흡입압 센서(suction pressure sensor)와 같은 공조를 위한 다양한 종류의 센서군(41)이 접속되어 있다.
또한, 공조 제어 유닛(40)의 입력측에는 차실내 전방의 인스트루먼트 패널 부근에 배치된 작동 패널(operation panel)(미도시)이 접속되고, 작동 패널에 설치된 다양한 종류의 공조 작동 스위치로부터의 작동 신호(operation signals)가 공조 제어 유닛(40)으로 입력된다. 작동 패널에 설치된 다양한 종류의 공조 조작 스위치는, 구체적으로 차량용 공조 장치(1)를 작동시키기 위한 스위치, 차실내 온도를 설정하기 위한 차실내 온도 설정 스위치, 냉방 운전 모드와 난방 운전 모드의 선택 스위치를 포함한다.
공조 제어 유닛(40)는 공조 제어 유닛(40)의 출력측에 접속된 다양한 종류의 공조 제어 기기의 작동을 제어하는 제어부가 일체로 구성된 유닛이고, 각각의 제어 대상 기기의 작동을 제어하는 구성(하드웨어 및 소프트웨어)이 각각의 제어 대상 기기의 작동을 제어하는 제어부를 구성하고 있다.
예를 들어, 본 실시예에서, 압축기(11)의 전동 모터의 작동을 제어하기 위한 구성(하드웨어 및 소프트웨어)이 토출 능력 제어부를 구성하고, 냉매 유로 전환장치(16a 내지 16c)의 작동을 제어하는 구성(하드웨어 및 소프트웨어)이 냉매 유로 제어부를 구성하고 있다. 물론, 토출 능력 제어부 및 냉매 유로 제어부는 공조 제어 유닛(40)에 대하여 별도의 제어 장치로서 구성될 수 있다.
다음으로, 상기 구성에서 본 실시예의 차량용 공조 장치(1)의 작동이 설명된다. 본 실시예의 차량용 공조 장치(1)에서, 상기와 같이, 운전 모드는 차실내를 냉방하는 냉방 운전 모드, 차실내를 난방하는 난방 운전 모드 및 차실내를 제습하면서 난방하는 제습 난방 모드로 전환될 수 있다. 이하에 각 운전 모드에 있어서의 작동이 설명된다.
(a) 냉방 운전 모드
냉방 운전 모드는 작동 패널의 작동 스위치가 턴온(turn on)된 상태에서 선택 스위치에 의하여 냉방 운전 모드가 선택된 경우에 개시된다. 냉방 운전 모드에서, 공조 제어 유닛(40)은, 고압측 팽창 밸브(13)를 고압측 팽창 밸브(13)가 감압 작용이 실행하지 않는 전체 개방 상태로 하고, 냉방용 팽창 밸브(22)를 냉방용 팽창 밸브(22)가 감압 작용을 실행하는 스로틀 상태로 하고, 냉방용 개폐 밸브(16c)를 닫힘 상태로 한다.
또한, 공조 제어 유닛(40)은, 저압측 개폐 밸브(16b)를 열림 상태(opend state)로 하여 저압측 감압 장치가 감압 작용을 실행하지 않는 전체 개방 상태(fully open state)로 되게 하고, 저압측 개폐 밸브(16b)의 상태에 연동하여 중간압측 개폐 밸브(16a)를 닫힘 상태로 한다. 이러한 방식으로, 히트 펌프 사이클(10)은, 도 1의 실선 화살표에 나타내는 바와 같이, 냉매가 흐르는 냉매 유로로 전환된다.
냉매 유로의 구성에서, 공조 제어 유닛(40)이 상기의 공조 제어용의 센서군(41)의 검출 신호 및 작동 패널의 작동 신호를 읽어들인다. 검출 신호 및 조작 신호의 값에 기초하여 차실내로 송풍되는 공기의 목표 공기 온도(target air temperature)(TAO)를 산출한다. 또한, 공조 제어 유닛(40)은 산출된 목표 공기 온도(TAO) 및 센서군의 검출 신호에 기초하여 공조 제어 유닛(40)의 출력측에 접속된 각종 공조 제어 기기의 작동 상태를 결정한다.
예를 들어, 압축기(11)의 냉매 토출 능력, 즉, 압축기(11)의 전동 모터로 출력되는 제어 신호는 이하의 방식으로 결정된다. 먼저, 목표 공기 온도(TAO)에 기초하여 미리 공조 제어 유닛(40)에 저장된 제어 맵을 참조하여 실내 증발기(23)의 목표 증발기 공기 온도(target evaporator air temperature)(TEO)를 결정한다.
그리고, 목표 증발기 공기 온도(TEO)와 증발기 온도 센서에 의하여 검출된 실내 증발기(23)로부터의 송풍된 공기 온도 간의 편차에 기초하여, 실내 증발기(23)로부터의 송풍된 공기 온도가 목표 증발기 공기 온도(TEO)에 가까워지도록 압축기(11)의 전동 모터에 출력되는 제어 신호가 피드백 제어 기법을 이용하여 결정된다.
또한, 냉방용 팽창 밸브(22)로 출력되는 제어 신호는, 냉방용 팽창 밸브(22)로 유입되는 냉매의 과냉각도가 COP를 거의 최대값에 가까워지도록 미리 결정된 목표 과냉각도에 가까워지도록 하는 방식으로 결정된다. 또한, 공기 혼합 도어(34)의 서보 모터로 출력되는 제어 신호는, 공기 혼합 도어(34)가 실내 응축기(12)의 공기 통로를 폐쇄하고, 그에 의해 실내 증발기(23)를 통하여 통과한 후의 송풍 공기의 전체 유량이 우회 통로(35)를 통과하도록 하는 방식으로 결정된다.
그리고 상기와 같이 결정된 제어 신호를 다양한 종류의 공조 제어 기기로 출력한다. 그 후, 작동 패널에 의해 차량용 공조 장치의 작동이 정지되도록 요구되기까지, 상기의 검출 신호 및 조작 신호의 읽어들임→목표 공기 온도(TAO)의 산출→각종 공조 제어 기기의 작동 상태 결정→제어 전압 및 제어 신호의 출력이라는 제어 루틴이 사전에 결정된 제어 주기로 반복된다. 또한, 이와 같은 제어 루틴은 다른 운전 모드에서도 동일한 방식으로 반복적으로 실시된다.
따라서, 냉방 운전 모드의 히트 펌프 사이클(10)에서, 도 7의 몰리에르 선도에 도시된 바와 같이, 압축기(11)의 토출 포트(11c)로부터 토출된 고압 냉매(도 7에서 a6점)가 실내 응축기(12)로 유입된다. 이때, 공기 혼합 도어(34)가 실내 응축기(12)의 공기 통로를 폐쇄하기 때문에 실내 응축기(12)로 유입된 냉매는 차실내 송풍 공기로 거의 방열하지 않고, 실내 응축기(12)로부터 유출된다.
실내 응축기(12)로부터 유출된 냉매는, 고압측 팽창 밸브(13)→기액 분리기(14)→저압측 개폐 밸브(16b)를 통해 차례로 흘러서 실외 열교환기(20)로 유입된다. 보다 상세하게는, 실내 응축기(12)로부터 유출된 냉매는 고압측 팽창 밸브(13)가 전체 개방 상태로 되어 있기 때문에 고압측 팽창 밸브(13)에 의해 거의 감압되지 않고 유출되고, 기액 분리기(14)의 냉매 유입 포트(14b)로부터 기액 분리기(14)로 유입된다.
여기에서, 상기와 같이, 냉방용 팽창 밸브(22)의 스로틀 개구는 냉방용 팽창 밸브(22)로 유입되는 냉매의 과냉각도가 목표 과냉각도에 가까워지도록 하는 방식으로 결정되어 있기 때문에, 기액 분리기(14)로 유입되는 냉매는 과냉각도를 갖는 액상 상태로 되어 있다. 따라서, 기액 분리기(14)에서는 냉매의 기액이 분리되지 않고, 액상 냉매가 액상 냉매 유출 포트(14d)로부터 유출된다. 또한, 중간압측 개폐 밸브(16a)가 밸브 닫힘 상태로 되어 있기 때문에 기상 냉매 유출 포트(14c)로부터 액상 냉매가 유출되지 않는다.
액상 냉매 유출 포트(14d)로부터 유출된 액상 냉매는 저압측 감압 장치가 전체 개방 상태로 되어 있기 때문에, 저압측 감압 장치에서 거의 감압되지 않고 유출되고, 그 후 실외 열교환기(20)로 유입된다. 즉, 저압측 감압 장치에서는 저압측 개폐 밸브(16b)가 밸브 열림 상태이기 때문에, 저압측 고정 스로틀(17)측으로 유입되지 않고, 고정 스로틀 우회용 통로(18)를 통해 실외 열교환기(20)로 유입된다. 실외 열교환기(20)로 유입된 저압 냉매는 송풍 팬(21)으로부터 송풍된 외기와 열교환하고, 그에 의해 외기로 방열한다(도 7의 a6점→b6점).
냉방용 개폐 밸브(16c)가 밸브 닫힘 상태로 되어 있기 때문에, 실외 열교환기(20)로부터 유출된 냉매는 스로틀 상태로 설정된 냉방용 팽창 밸브(22)에 유입되고, 냉매가 저압 냉매로 되기까지 등엔탈피적(iso-enthalpic)으로 감압 팽창된다(도 7의 b6점→c6점). 그 후, 냉방용 팽창 밸브(22)에 의해 감압된 저압 냉매는 실내 증발기(23)로 유입되고, 송풍기(32)로부터 차실내로 송풍된 공기로부터 흡열하고, 그에 의해 증발된다(도 7의 c6점→d6점). 그와 같은 방식으로, 차실내로 송풍된 공기가 냉각된다.
실내 증발기(23)로부터 유출된 냉매는 어큐뮬레이터(24)로 유입되고 기액으로 분리된다. 분리된 기상 냉매는 압축기(11)의 흡입 포트(11a)(도 7의 e6점)로부터 흡입되고, 그 후 저압측 압축 기구→고압측 압축 기구의 차례로 다시 압축된다(도 7의 e6점→a16점→a6점). 한편, 분리된 액상 냉매는 잉여 냉매로서 어큐뮬레이터(24) 내에 축적된다. 여기에서, 잉여 냉매는 사이클에서 요구되어 있는 요구 냉동 능력(required refrigerant capacity)을 발휘하기 위해 필요로 하지 않은 냉매이다.
도 7에 있어서 d6점과 e6점의 차이는, 어큐뮬레이터(24)로부터 압축기(11)의 흡입 포트(11a)로 연장된 냉매 배관을 유동하는 기상 냉매에 있어서의 압력 손실(pressure loss)과 기상 냉매가 외부(외기)로부터 흡열하는 흡열량에 의해 기인한 것이다. 따라서, 이상적인 사이클(ideal cycle)에서는 d6점과 e6점이 일치하는 것이 바람직하다. 이는 후술되는 몰리에르 선도에 대해서도 동일하다.
상술한 바와 같이, 냉방 운전 모드에서, 실내 응축기(12)의 공기 통로는 공기 혼합 도어(34)에 의해 폐쇄되고, 그에 의해 실내 증발기(23)에 의해 냉각된 송풍 공기가 차실내로 송풍될 수 있다. 이와 같은 방식으로, 차실내의 냉방이 가능하다.
또한, 상기의 설명으로부터 명백한 바와 같이, 냉방 운전 모드에서, 제1 이용측 열교환기인 실내 응축기(12)로부터 유출된 냉매는, 전체 개방 상태로 된 고압측 팽창 밸브(13)→기액 분리기(14)→전체 개방 상태로 된 저압측 감압 장치→실외 열교환기(20)→제3 감압부의 냉방용 팽창 밸브(22)→제2 이용측 열교환기인 실내 증발기(23)를 통해 차례로 유동하도록 된다.
여기에서, 냉방 운전 모드에서, 중간압측 개폐 밸브(16a)가 밸브 닫힘 상태로 되는 이유가 설명된다. 냉방 운전 모드에서, 상술한 바와 같이, 고압측 팽창 밸브(13) 및 저압측 감압 장치의 양쪽은 감압 작용을 실행하지 않는 전체 개방 상태로 된다. 이 때문에, 중간압측 개폐 밸브(16a)가 밸브 열림 상태로 된 상태에서 가스 인젝션 사이클이 실현되면, 압축기(11)의 토출 포트(11c)로부터 토출된 기상 냉매가 실내 응축기(12)→중간압 냉매 통로(15)→중간압 포트(11b)를 통해 차례로 흐르게 되고 압축기(11)에서 다시 압축되는 사이클이 반복되고, 그에 따라, 차실내의 냉방에 있어서 효과적으로 기능하지 않고, 단순히 압축기(11)의 에너지가 불필요하게 소비된다. 이러한 방식으로, 본 실시예에서는, 압축기(11)의 불필요한 에너지 소비를 저감하기 위해, 냉방 운전 모드에 중간압측 개폐 밸브(16a)가 닫힘 상태로 된다.
(b) 난방 운전 모드
다음으로, 난방 운전 모드에 대해 설명한다. 상술한 바와 같이, 본 실시예의 히트 펌프 사이클(10)에서, 제1 난방 모드 및 제2 난방 모드가 난방 운전 모드로서 실행될 수 있다. 우선, 난방 운전 모드는 차량용 공조 장치(1)의 작동 스위치가 턴온(ON)된 상태에서 선택 스위치에 의하여 난방 운전 모드가 선택된 경우에 개시된다.
난방 운전 모드가 개시된 경우, 공조 제어 유닛(40)이 공조 제어용의 센서군(41)의 검출 신호 및 작동 패널의 작동 신호를 읽어들이고, 압축기(11)의 냉매 토출 능력(압축기(11)의 회전수)을 결정한다. 또한, 결정된 회전수에 따라서 제1 난방 모드 또는 제2 난방 모드가 실행된다.
(b)-1: 제1 난방 모드
우선, 제1 난방 모드에 대해 설명한다. 제1 난방 모드가 실행된 경우, 공조 제어 유닛(40)은 고압측 팽창 밸브(13)를 스로틀 상태로 하고 냉방용 팽창 밸브(22)를 전체 닫힘 상태로 하고, 냉방용 개폐 밸브(16c)를 열림 상태로 한다.
또한, 공조 제어 유닛(40)은 저압측 개폐 밸브(16b)를 닫힘 상태로 하고, 그에 의해 저압측 감압 장치를 감압 작용을 실행하는 스로틀 상태로 하고, 저압측 개폐 밸브(16b)의 상태에 연동하여 중간압측 개폐 밸브(16a)를 열림 상태로 한다. 이러한 방식으로, 히트 펌프 사이클(10)은 도 2의 실선 화살표에 나타내는 바와 같이, 냉매가 흐르는 냉매 유로로 전환된다.
냉매 유로 구성(사이클 구성)에서, 냉방 운전 모드와 마찬가지로, 공조 제어 유닛(40)이 공조 제어용의 센서군(41)의 검출 신호 및 작동 패널의 조작 신호를 읽어들이고, 목표 공기 온도(TAO) 및 센서군의 검출 신호에 기초하여 공조 제어 유닛(40)의 출력측에 접속된 각종 공조 제어 기기의 작동 상태를 결정한다.
제1 난방 모드에서는, 고압측 팽창 밸브(13)로 출력되는 제어 신호는 고압측 팽창 밸브(13)의 스로틀 개구가 제1 난방 모드용의 사전에 설정된 개구로 되도록 하는 방식으로 결정된다. 또한, 공기 혼합 도어(34)의 서보 모터로 출력되는 제어 신호는 공기 혼합 도어(34)가 우회 통로(35)를 폐쇄하고, 그에 의해 실내 증발기(23)를 통해 증발기(23)을 통과 후의 송풍 공기의 전체 유량이 실내 응축기(12)를 통과하도록 결정된다.
따라서, 제1 난방 모드의 히트 펌프 사이클(10)에서는, 도 8의 몰리에르 선도에 나타내는 바와 같이, 압축기(11)의 토출 포트(11c)로부터 토출된 고압 냉매(도 8의 a7점)가 실내 응축기(12)로 유입된다. 실내 응축기(12)로 유입된 냉매는 송풍기(32)로부터 송풍되어 실내 증발기(23)를 통과한 차실내 송풍 공기와 열교환하고, 그에 의해 방열한다(도 8의 a7→b7점). 이러한 방식으로, 차실내로 송풍된 공기가 가열된다.
실내 응축기(12)로부터 유출된 냉매는 냉매가 중간압 냉매로 되기까지 스로틀 상태로 되어 있는 고압측 팽창 밸브(13)에 의해 등엔탈피적으로 감압 팽창된다(도 8의 b7→c17점). 고압측 팽창 밸브(13)에 의해 감압된 중간압 냉매는 기액 분리기(14)에 의해 기액 분리된다(도 8의 c7→c27점, c7→c37점).
중간압측 개폐 밸브(16a)가 열림 상태로 되어 있기 때문에, 기액 분리기(14)에 의해 분리된 기상 냉매는 중간압 냉매 통로(15)를 통해 압축기(11)의 중간압 포트(11b)로 유입되고(도 8의 c27→a27점), 저압측 압축 기구 토출 냉매(도 8의 a17점)와 혼합되고, 그 후 고압측 압축 기구에 의해 흡입된다.
한편, 저압측 감압 장치가 스로틀 상태로 되어 있기 때문에, 기액 분리기(14)에서 분리된 액상 냉매는 냉매가 저압 냉매로 되기까지 저압측 감압 장치에 의해 감압되고, 그 후 실외 열교환기(20)로 유입된다. 즉, 저압측 감압 장치에서는, 저압측 개폐 밸브(16b)가 닫힘 상태로 되어 있기 때문에, 액상 냉매가 저압측 고정 스로틀(17)로 유입되고, 냉매가 저압 냉매로 되기까지 등엔탈피적으로 감압 팽창된다(도 8의 c37→c47점). 저압측 고정 스로틀(17)로부터 유출된 냉매는 실외 열교환기(20)로 유입되고 송풍 팬(21)으로부터 송풍된 외기와 열교환하고, 그에 의해 흡열한다(도 8의 c47점→d7점).
냉방용 개폐 밸브(16c)가 열림 상태로 되어 있기 때문에, 실외 열교환기(20)로부터 유출된 냉매는 팽창 밸브 우회 통로(25)를 통하여 어큐뮬레이터(24)로 유입되고 기체와 액체로 분리된다. 분리된 기상 냉매가 압축기(11)의 흡입 포트(11a)(도 8의 e7점)로부터 흡입되고 다시 압축된다. 한편, 분리된 액상 냉매는 잉여 냉매로서 어큐뮬레이터(24) 내에 축적된다. 잉여 냉매는 사이클이 요구 냉동 능력(required refrigerant capacity)을 발휘하도록 요구되지 않은 냉매이다.
이상과 같이, 제1 난방 모드에서는, 압축기(11)로부터 토출된 냉매가 갖는 열은 실내 응축기(12)에서 차실로 송풍된 공기에 방열될 수 있으며, 가열된 차실로 송풍된 공기는 차실내로 송풍될 수 있다. 그러한 방식으로, 차실내가 난방될 수 있다.
또한, 제1 난방 모드에서는, 저압측 고정 스로틀(17)에 의해 감압된 저압 냉매가 압축기(11)의 흡입 포트(11a)로부터 흡입되고, 고압측 팽창 밸브(13)에 의해 감압된 중간압 냉매가 중간압 포트(11b)로 유입되고, 그에 의해 승압 과정(pressure boosting process)의 저압 냉매와 혼합되는 가스 인젝션 사이클(gas injection cycle)(이코노마이저식 냉동 사이클(economized refrigeration cycle))이 구성될 수 있다.
따라서, 고압측 압축 기구에 온도가 낮은 혼합 냉매를 흡입시킴으로써 고압측 압축 기구의 압축 효율이 향상될 수 있고, 저압측 압축 기구 및 고압측 압축 기구의 양쪽에서 흡입 냉매 압력과 토출 냉매 압력 간의 압력차가 감소되고, 그에 의해 양쪽의 압축 기구의 압축 효율이 향상될 수 있다. 그 결과, 히트 펌프 사이클(10) 전체로서의 COP가 향상될 수 있다.
또한, 상기의 설명에서 명백한 바와 같이, 제1 난방 모드에서는, 제1 이용측 열교환기인 실내 응축기(12)로부터 유출된 냉매가, 스로틀 상태로 된 고압측 팽창 밸브(13)→기액 분리기(14)→스로틀 상태로 된 저압측 감압 장치→실외 열교환기(20)→어큐뮬레이터(24)를 통해 차례로 유동하도록 하고, 기액 분리기(14)에 의해 분리된 기상 냉매가, 중간압 냉매 통로(15)→압축기(11)의 중간압 포트(11b)를 통해 차례로 유동하도록 한다.
(b)-2: 제2 난방 모드
다음으로, 제2 난방 모드에 대하여 설명한다. 제2 난방 모드 시가 실행된 경우, 공조 제어 유닛(40)은 고압측 팽창 밸브(13)를 감압 작용을 실행하는 스로틀 상태로 하고 냉방용 팽창 밸브(22)를 전체 닫힘 상태로 하고, 냉방용 개폐 밸브(16c)를 열림 상태로 한다.
또한, 공조 제어 유닛(40)은 저압측 개폐 밸브(16b)를 밸브 열림 상태로 하여 저압측 감압 장치를 감압 작용을 실행하지 않는 전체 개방 상태로 하고, 저압측 개폐 밸브(16b)의 상태와 연동하여 중간압측 개폐 밸브(16a)를 닫힘 상태로 한다. 히트 펌프 사이클(10)은, 도 3의 실선 화살표에 나타내는 바와 같이, 냉매가 흐르는 냉매 유로로 전환된다.
냉매 유로 구성(사이클 구성)에서, 냉방 운전 모드와 마찬가지로, 공조 제어 유닛(40)은 공조 제어용의 센서군(41)의 검출 신호 및 작동 패널의 조작 신호를 읽어들이고, 목표 공기 온도(TAO) 및 센서군의 검출 신호에 기초하여 공조 제어 유닛(40)의 출력측에 접속된 각종 공조 제어 기기의 작동 상태를 결정한다.
제2 난방 모드에서는, 고압측 팽창 밸브(13)로 출력되는 제어 신호는 고압측 팽창 밸브(13)의 스로틀 개구가 제2 난방 모드용의 사전에 설정된 개구로 되도록 하는 방식으로 결정된다. 또한, 공기 혼합 도어(34)의 서보 모터로 출력되는 제어 신호는 공기 혼합 도어(34)가 우회 통로(35)를 폐쇄하고, 그에 의해 실내 증발기(23)를 통해 실내 증발기(23)를 통과한 후의 송풍 공기의 전체 유량이 실내 응축기(12)를 통과하도록 하는 방식으로 결정된다.
따라서, 제2 난방 모드에서의 히트 펌프 사이클(10)에서는, 도 9의 몰리에르 선도에 나타내는 바와 같이, 압축기(11)의 토출 포트(11c)로부터 토출된 고압 냉매(도 9의 a8점)가 실내 응축기(12)로 유입되고, 차실내로 송풍된 공기와 열교환하고, 그에 의해 제2 난방 모드에서와 마찬가지로 방열한다(도 9의 a8→b8점). 이러한 방식으로, 차실내로 송풍된 공기가 가열된다.
실내 응축기(12)로부터 유출된 냉매는 스로틀 상태로 되어 있는 고압측 팽창 밸브(13)에 의해 냉매가 저압 냉매로 되기까지 등엔탈피적으로 감압 팽창되고(도 9의 b8→c8점), 그 후 기액 분리기(14)로 유입된다. 이때, 중간압측 개폐 밸브(16a)가 닫힘 상태로 되어 있기 때문에, 기액 분리기(14)로 유입된 냉매는 기액 분리되지 않고, 액상 냉매 유출 포트(14d)로부터 유출된다.
한편, 저압측 감압 장치가 전체 개방 상태로 되어 있기 때문에, 기액 분리기(14)에서 분리된 액상 냉매는 저압측 감압 장치에서 거의 감압되지 않고 유출되고, 그 후 실외 열교환기(20)로 유입된다. 즉, 저압측 개폐 밸브(16b)가 밸브 열림 상태로 되어 있기 때문에, 저압측 감압 장치에서는, 액상 냉매는 저압측 고정 스로틀(17)측으로 유입되지 않고, 고정 스로틀 우회용 통로(18)를 통해 실외 열교환기(20)로 유입된다. 실외 열교환기(20)로 유입된 저압 냉매는 송풍 팬(21)으로부터 송풍된 외기와 열교환하고, 그에 의해 흡열한다(도 9의 c8점→d8점). 그 후의 작동은 제1 난방 모드와 동일하다.
이상과 같이, 제2 난방 모드에서는, 압축기(11)로부터 토출된 냉매가 갖는 열은 실내 응축기(12)에서 차실내로 송풍된 공기에 방열될 수 있고, 그에 따라 가열된 차실로 송풍된 공기를 차실내로 송풍될 수 있다. 이러한 방식으로, 차실내가 난방될 수 있다.
여기에서, 난방 부하가 비교적 낮은 경우, 예를 들어 외기온이 높은 경우에 제1 난방 모드에 대신에 제2 난방 모드를 실행하는 것의 효과가 설명된다. 제1 난방 모드에서는, 상술한 바와 같이, 가스 인젝션 사이클이 구성될 수 있고, 그에 따라 히트 펌프 사이클(10) 전체로서의 COP가 향상될 수 있다.
즉, 이론적으로는, 압축기(11)의 회전수가 동일하면, 제1 난방 모드는 제2 난방 모드 보다 높은 난방 성능이 발휘될 수 있다. 바꾸어 말하면, 동일한 난방 성능을 발휘시키기 위해 필요한 압축기(11)의 회전수(냉매 토출 능력)는 제1 난방 모드에서보다 제2 난방 모드에서 더 낮다.
그러나, 압축 기구에는 압축 효율이 최대(피크)로 되는 최대 효율 회전수(maximum efficiency number of revolutions)를 가지고, 최대 효율 회전수보다도 회전수가 낮아지는 경우에, 압축 효율이 크게 저하되는 특성을 가진다. 이러한 이유로, 난방 부하가 비교적 낮은 경우에 압축기(11)를 최대 효율 회전수보다도 낮은 회전수로 작동시키면, 제1 난방 모드에서는 반대로 COP가 저하되는 경우가 있다.
따라서, 본 실시예에서는, 최대 효율 회전수를 기준 회전수(base number of revolutions)로 하여 제1 난방 모드의 실행 중에 압축기(11)의 회전수가 기준 회전수 이하로 되는 경우에 제1 난방 모드는 제2 난방 모드로 전환되고, 반대로 제2 난방 모드의 실행 중에 기준 회전수에 미리 정한 소정량을 추가함으로써 얻어지는 회전수 보다 크게 되었을 경우에 제2 난방 모드는 제1 난방 모드로 전환된다.
이러한 방식으로, 제1 난방 모드 및 제2 난방 모드 중, 높은 COP를 달성할 수 있는 운전 모드가 선택된다. 따라서, 제1 난방 모드의 실행 중에 압축기(11)의 회전수가 기준 회전수 이하로 되는 경우에도, 제1 난방 모드를 제2 난방 모드로 전환함으로써 히트 펌프 사이클(10) 전체로서의 COP가 향상될 수 있다.
(c) 제습 난방 운전 모드
다음으로, 제습 난방 운전 모드에 대해 설명한다. 제습 난방 운전 모드는 냉방 운전 모드에서 차실내 온도 설정 스위치에 의해 설정된 설정 온도가 외기온보다도 높은 온도로 설정된 경우에 실행된다.
제습 난방 모드가 실행되면, 공조 제어 유닛(40)은 고압측 팽창 밸브(13)를 전체 개방 상태 또는 스로틀 상태로 하고, 냉방용 팽창 밸브(22)를 전체 개방 상태 또는 스로틀 상태로 하고, 냉방용 개폐 밸브(16c)를 닫힘 상태로 한다.
또한, 공조 제어 유닛(40)은 저압측 개폐 밸브(16b)를 열림 상태로 하여 저압측 감압 장치를 감압 작용을 실행하지 않는 전체 개방 상태로 하고, 저압측 개폐 밸브(16b)의 상태에 연동하여 중간압측 개폐 밸브(16a)를 닫힘 상태로 한다. 이러한 방식으로, 히트 펌프 사이클(10)은 냉방 운전 모드의 경우에서와 같이, 도 1의 실선 화살표에 나타내는 바와 같이, 냉매가 흐르는 냉매 유로로 전환된다.
따라서, 제습 난방 모드에서의 냉매 유로는 냉방 운전 모드와 마찬가지로, 특허 청구 범위에 기재된 제1 운전 모드에서의 냉매 유로에 대응한다. 또한, 공기 혼합 도어(34)의 서보 모터로 출력되는 제어 신호는 공기 혼합 도어(34)가 우회 통로(35)를 폐쇄하고, 그에 의해 실내 증발기(23)를 통해 실내 증발기(23) 통과 후의 송풍 공기의 전체 유량이 실내 응축기(12)를 통해 통과하도록 하는 방식으로 결정된다.
또한, 본 실시예의 제습 난방 모드에서는, 고압측 팽창 밸브(13) 및 냉방용 팽창 밸브(22)의 스로틀 개구가 설정 온도와 외기온 간의 온도차에 따라서 변화된다. 구체적으로는, 상기한 목표 공기 온도(TAO)가 상승에 따라 고압측 팽창 밸브(13)의 스로틀 개구가 감소되고, 냉방용 팽창 밸브(22)의 스로틀 개구를 증가하고, 그에 의해 제1 제습 난방 모드에서 제4 제습 난방 모드까지의 아래 4단계의 제습 난방 모드가 실행된다.
(c)-1: 제1 제습 난방 모드
제1 제습 난방 모드에서, 공조 제어 유닛(40)은 고압측 팽창 밸브(13)를 전체 개방 상태로 하고, 냉방용 팽창 밸브(22)를 스로틀 상태로 한다. 그에 따라, 사이클 구성(냉매 유로)이 냉방 운전 모드와 완전히 동일하더라도, 공기 혼합 도어(34)가 실내 응축기(12)의 공기 통로를 전체 개방하고, 그에 의해 사이클에서 순환되는 냉매의 상태는 도 10의 몰리에르 선도에 나타내는 바와 같이 변화된다.
즉, 도 10에 나타내는 바와 같이, 압축기(11)의 토출 포트(11c)로부터 토출된 고압 냉매(도 10의 a9점)는 실내 응축기(12)로 유입되고, 실내 증발기(23)에서 냉각되어 제습된 차실내 송풍 공기와 열교환하여 방열한다(도 10의 a9점→b19점). 이러한 방식으로, 차실내 송풍 공기가 가열된다.
실내 응축기(12)로부터 유출된 냉매는 냉방 운전 모드와 마찬가지로, 고압측 팽창 밸브(13)→기액 분리기(14)→저압측 감압 장치의 저압측 개폐 밸브(16b)를 통해 차례로 흐르고, 그 후 실외 열교환기(20)로 유입된다. 실외 열교환기(20)로 유입된 저압 냉매는 송풍 팬(21)으로부터 송풍된 외기와 열교환하고, 그에 의해 방열한다(도 10의 b19점→b29점). 이후의 작동은 냉방 운전 모드와 동일하다.
이상과 같이, 제1 제습 난방 모드 시에는, 실내 열교환기(23)에 의해 냉각되어 제습된 차실내 송풍 공기는 실내 응축기(12)에 의해 가열되고 차실내로 송풍될 수 있다. 이러한 방식으로, 차실내가 제습 난방된다.
(c)-2: 제2 제습 난방 모드
다음으로, 제1 제습 난방 모드의 실행 중에 목표 공기 온도(TAO)가 미리 정한 제1 기준 온도보다도 높아졌을 경우에 제2 제습 난방 모드가 실행된다. 제2 제습 난방 모드에서, 공조 제어 유닛(40)은 고압측 팽창 밸브(13)를 스로틀 상태로 하고, 냉방용 팽창 밸브(22)의 스로틀 개구가 제1 제습 난방 모드에서보다 큰 스로틀 상태로 한다. 따라서, 제2 제습 난방 모드에서는, 사이클을 순환하는 냉매의 상태가 도 11의 몰리에르 선도에 나타내는 바와 같이 변화된다.
즉, 도 11에 나타내는 바와 같이, 압축기(11)의 토출 포트(11c)로부터 토출된 고압 냉매(도 11의 a10점)는 제1 제습 난방 모드와 마찬가지로, 실내 응축기(12)로 유입되고, 실내 증발기(23)에서 냉각되어 제습된 차실내 송풍 공기와 열교환하고, 그에 의해 방열한다(도 11의 a10점→b110점). 이러한 방식으로, 차실내 송풍 공기가 가열된다.
실내 응축기(12)로부터 유출된 냉매는 스로틀 상태로 되어 있는 고압측 팽창 밸브(13)에 의하여 냉매가 중간압 냉매로 되기까지 등엔탈피적으로 감압된다(도 11의 b110점→b210점). 고압측 팽창 밸브(13)에서 감압된 중간압 냉매는 기액 분리기(14)→저압측 감압 장치의 저압측 개폐 밸브(16b)를 통해 차례로 흐르고, 그 후 실외 열교환기(20)로 유입된다.
그리고 실외 열교환기(20)로 유입된 저압 냉매는 송풍 팬(21)으로부터 송풍된 외기와 열교환하고, 그에 의해 방열한다(도 11의 b210점→b310점). 이후의 작동은 냉방 운전 모드와 동일하다.
이상과 같이, 제2 제습 난방 모드에서는, 제1 제습 난방 모드와 마찬가지로, 실내 증발기(23)에서 냉각되어 제습된 차실내 송풍 공기는 실내 응축기(12)에 의해 가열될 수 있고 차실내로 송풍될 수 있다. 이러한 방식으로, 차실내가 제습 난방될 수 있다.
이때, 제2 제습 난방 모드에서는, 고압측 팽창 밸브(13)를 스로틀 상태로 하고, 그에 따라 실외 열교환기(20)로 유입되는 냉매의 온도가 제1 제습 난방 모드 경우보다 저하될 수 있다. 따라서, 실외 열교환기(20)에 있어서의 냉매의 온도와 외기온 간의 온도차가 감소할 수 있고, 그에 따라 실외 열교환기(20)에서 냉매로부터 방출되는 방열량이 저감될 수 있다.
그 결과, 실내 응축기(12)에서의 냉매의 양이 증가될 수 있고, 그에 따라 실내 응축기(12)로부터 송풍되는 온도가 제1 제습 난방 모드보다 상승할 수 있다.
(c)-3: 제3 제습 난방 모드
다음으로, 제2 제습 난방 모드의 실행 중에 목표 공기 온도(TAO)가 미리 정한 제2 기준 온도보다도 높아졌을 경우에는 제3 제습 난방 모드가 실행된다. 제3 제습 난방 모드에서, 공조 제어 유닛(40)은 고압측 팽창 밸브(13)의 스로틀 개구를 제2 제습 난방 모드보다 축소시킨 스로틀 상태로 하고, 냉방용 팽창 밸브(22)의 스로틀 개구를 제2 제습 난방 모드보다도 증가시킨다. 따라서, 제3 제습 난방 모드에서는 사이클을 순환하는 냉매의 상태는 도 12의 몰리에르 선도에 나타내는 바와 같이 변화된다.
즉, 도 12에 나타내는 바와 같이, 압축기(11)의 토출 포트(11c)로부터 유입된 고압 냉매(도 12의 a11점)는 제1, 제2 제습 난방 모드와 마찬가지로 실내 응축기(12)로 유입되고, 실내 증발기(23)에서 냉각되어 제습된 차실내 송풍 공기와 열교환하고, 그에 의해 방열한다(도 12의 a11점→b11점). 이러한 방식으로, 차실내 송풍 공기가 가열된다.
실내 응축기(12)로부터 유출된 냉매는 스로틀 상태로 되어 있는 고압측 팽창 밸브(13)에 의해 냉매가 외기온보다도 온도가 낮은 중간압 냉매로 되기까지 등엔탈피적으로 감압된다(도 12의 b11점→c111점). 고압측 팽창 밸브(13)에서 감압된 중간압 냉매는 기액 분리기(14)→저압측 감압 장치의 저압측 개폐 밸브(16b)를 통해 차례로 흐르고, 그 후 실외 열교환기(20)로 유입된다.
그리고 실외 열교환기(20)로 유입된 저압 냉매는 송풍 팬(21)으로부터 송풍된 외기와 열교환하여 방열한다(도 12의 c111점→c211점). 또한, 실외 열교환기(20)로부터 유출된 냉매는 냉방용 팽창 밸브(22)에 의해 등엔탈피적으로 감압되고(도 12의 c211점→c311점), 그 후 실내 증발기(23)로 유입된다. 이후의 작동은 냉방 운전 모드와 동일하다.
이상과 같이, 제3 제습 난방 모드에서는, 제1 및 제2 제습 난방 모드와 마찬가지로, 실내 증발기(23)에서 냉각되어 제습된 차실내 송풍 공기가 실내 응축기(12)에 의해 가열될 수 있고, 차실내로 송풍될 수 있다. 이러한 방식으로, 차실내는 제습 난방될 수 있다.
이때, 제3 제습 난방 모드에서는, 고압측 팽창 밸브(13)의 스로틀 개구를 축소시킴으로써 실외 열교환기(20)는 증발기로서 작동되고, 그에 따라 실내 응축기(12)에 있어서의 냉매의 양이 제2 제습 난방 모드에서 보다 증가될 수 있다. 그 결과, 실내 응축기(12)로부터 송풍되는 온도가 제2 제습 난방 모드에서 보다 상승될 수 있다.
(c)-4: 제4 제습 난방 모드
다음으로, 제3 제습 난방 모드의 실행 중에 목표 공기 온도(TAO)가 미리 정한 제3 기준 온도보다도 높아졌을 경우에는 제4 제습 난방 모드가 실행된다. 제4 제습 난방 모드에서, 공조 제어 유닛(40)은 고압측 팽창 밸브(13)의 스로틀 개구를 제3 제습 난방 모드보다도 축소시킨 스로틀 상태로 하고, 냉방용 팽창 밸브(22)를 전체 개방 상태로 한다. 따라서, 제4 제습 난방 모드에서는, 사이클을 순환하는 냉매의 상태가 도 13의 몰리에르 선도에 나타내는 바와 같이 변화된다.
즉, 도 13에 나타내는 바와 같이, 압축기(11)의 토출 포트(11c)로부터 토출된 고압 냉매(도 13의 a12점)는 제1 및 제2 제습 난방 모드와 마찬가지로, 실내 응축기(12)로 유입되고, 실내 증발기(23)에서 냉각되어 제습된 차실내 송풍 공기와 열교환하고, 그에 의해 방열한다(도 13의 a12점→b12점). 이러한 방식으로, 차실내 송풍 공기가 가열된다.
실내 열교환기(12)로부터 유출된 냉매는 스로틀 상태로 되어 있는 고압측 팽창 밸브(13)에 의해 외기온보다도 온도가 낮은 저압 냉매로 되기까지 등엔탈피적으로 감압된다(도 13의 b12점→c112점). 고압측 팽창 밸브(13)에서 감압된 중간압 냉매는 기액 분리기(14)→저압측 감압 장치의 저압측 개폐 밸브(16b)를 통해 차례로 흐르고, 그에 의해 실외 열교환기(20)로 유입된다.
그리고 실외 열교환기(20)로 유입된 저압 냉매는 송풍 팬(21)으로부터 송풍된 외기와 열교환하고, 그에 의해 흡열한다(도 13의 c112점→c212점). 또한, 냉방용 팽창 밸브(22)가 전체 개방 상태로 되어 있기 때문에, 실외 열교환기(20)로부터 유출된 냉매는 감압되지 않고 실외 열교환기(23)로 유입된다. 이후의 작동은 냉방 운전 모드와 동일하다.
이상과 같이, 제4 제습 난방 모드에서는, 제1 내지 제3 제습 난방 모드 시와 마찬가지로, 실내 증발기(23)에 의해 냉각되어 제습된 차실내 송풍 공기가 실내 응축기(12)에서 가열될 수 있고 차실내로 송풍될 수 있다. 이러한 방식으로, 차실내가 제습 난방될 수 있다.
이때, 제4 제습 난방 모드에서는, 제3 제습 난방 모드와 마찬가지로, 실외 열교환기(20)는 증발기로서 작동되고, 고압측 팽창 밸브(13)의 스로틀 개구는 제3 제습 난방 모드에서 보다도 감소되어 있고, 그에 따라 실외 열교환기(20)에서의 냉매 증발 온도가 저하될 수 있다. 따라서, 실외 열교환기(20)에 있어서의 냉매의 온도와 외기온 간의 온도차가 제3 제습 난방 모드에서 보다도 확대될 수 있고, 그에 따라 실내 응축기(12)에서의 냉매의 양이 증가할 수 있다.
그 결과, 실내 응축기(12)로부터 송풍되는 온도가 제3 제습 난방 모드에서 보다도 상승될 수 있다.
여기에서, 제3 제습 난방 운전 모드에서, 중간압측 개폐 밸브(16a)를 닫힘 상태로 하는 이유가 설명된다. 가스 인젝션 사이클이 제습 난방 운전 모드에서 실현되는 경우, 중간압 냉매 통로(15)에 흐르는 냉매의 유량이 기액 분리기(14)에서의 냉매 압력과 압축기(11)의 중간압 포트(11b)에서의 냉매 압력 간의 차압에 의해 변화된다. 실내 응축기(12)에서의 냉매의 방열량이 중간압 냉매 통로(15)를 흐르는 냉매의 유량에서의 변화에 의해 변화되고, 이는 송풍 공기의 온도 조절을 어렵게 한다. 따라서, 송풍 공기의 온도를 적절하게 조절하기 위해서는 사이클 구성 또는 다양한 종류의 제어가 복잡하게 된다.
특히, 본 실시예의 제습 난방 운전 모드의 경우와 같이, 목표 공기 온도(TAO)에 따라서 고압측 팽창 밸브(13)의 스로틀 개구 및 냉방용 팽창 밸브(22)의 스로틀 개구가 변화되는 경우, 중간압측 개폐 밸브(16a)가 열림 상태로 된 상태에서 가스 인젝션 사이클이 실현되면, 목표 공기 온도(TAO)와 중간압 냉매 통로(15)를 흐르는 냉매의 유량이 상반된 관계(opposite relationship)로 되어, 송풍 공기의 온도 조절이 어려워진다.
예를 들면, 제1 내지 제4 제습 난방 운전 모드 중, 가장 목표 공기 온도(TAO)가 낮은 때에 실행하는 제1 제습 난방 운전 모드에서는, 고압측 팽창 밸브(13)가 전체 개방 상태로 되고, 그에 의해 기액 분리기(14)에서의 냉매 압력과 압축기(11)의 중간압 포트(11b)에서의 냉매 압력의 차압이 최대로 된다. 그 결과, 중간압 냉매 통로(15)를 흐르는 냉매의 유량이 증가하고, 그에 따라 실내 응축기(12)에서의 방열량이 증가하고, 이는 분출 공기의 온도를 저하시키는 것을 어렵게 한다.
또한, 제1 내지 제4 제습 난방 운전 모드 중, 가장 목표 공기 온도(TAO)가 높은 때에 실행하는 제4 제습 난방 운전 모드에서는 고압측 팽창 밸브(13)가 스로틀 상태로 되고, 그에 의해 기액 분리기(14)에서의 냉매 압력과 압축기(11)의 중간압 포트(11b)에서의 냉매 압력의 차압이 최소로 된다. 그 결과, 중간압 냉매 통로(15)를 흐르는 냉매의 유량이 감소하고 실내 응축기(12)에서의 방열량이 감소하고, 이는 분출 공기의 온도를 상승시키는 것을 어렵게 한다.
이러한 방식으로, 본 실시예에서는, 송풍 공기의 온도를 조절할 때의 사이클 구성이나 제어가 복잡화되는 것을 방지하기 위해, 중간압측 개폐 밸브(16a)는 제습 난방 운전 모드에서 닫힘 상태로 된다.
또한, 제습 난방 운전 모드에 있어서, 저압측 감압 장치가 감압 작용을 실행하지 않는 전체 개방 상태로 되는 이유는 다음과 같다. 저압측 감압 장치가 스로틀 상태로 되는 경우, 실외 열교환기(20)에서의 흡열량 및 방열량의 조절 범위가 제한되고, 이는 송풍 공기의 온도를 정교하게 조절하는 것을 어렵게 한다.
이러한 방식으로, 본 실시예의 제습 난방 운전 모드에서는, 중간압측 개폐 밸브(16a)를 닫힘 상태로 하고, 또한, 저압측 감압 장치를 저압측 감압 장치가 감압 작용을 실행하지 않는 전체 개방 상태로 한다. 그에 따라 송풍 공기의 온도를 조절할 때의 사이클 구성이나 제어가 복잡화하는 것이 방지되고, 송풍 공기의 정교한 온도 조절이 실현된다.
이상 설명한 본 실시예의 차량용 공조 장치(1)에서는, 제1 감압부를 구성하는 고압측 팽창 밸브(13) 및 제2 감압부를 구성하는 저압측 감압 장치의 양쪽이 감압 작용리 실행되지 않는 전체 개방 상태로 설정될 수 있다. 이러한 이유로, 압축기(11)로부터 실외 열교환기(20)로 연장된 냉매 통로를 차량용 공조 장치(1)의 각 운전 모드에 따라서 각가 별개의 통로로서 설치하지 않고, 고압측 팽창 밸브(13) 및 저압측 감압 장치의 상태(스로틀 상태, 전체 개방 상태)를 변경함으로써 실외 열교환기(20)에서의 냉매와 외기 간의 열교환량(흡열량 및 방열량)이 각 운전 모드에 따라서 조절될 수 있다.
따라서, 가스 인젝션 사이클을 구성하는 히트 펌프 사이클에서, 냉방, 난방 및 제습 난방이 간단한 사이클 구성에 의해 실현될 수 있다.
또한, 본 실시예에서는 중간압 냉매 통로(15)를 개폐하기 위한 중간압측 개폐 밸브(16a)가 구비된다. 그에 따라 중간압측 개폐 밸브(16a)의 이용에 의해 중간압 냉매 통로(15)를 개폐함으로써 히트 펌프 사이클은 가스 인젝션 사이클(gas injection cycle)과 통상 사이클(normal cycle)(1단 압축 사이클)로 전환될 수 있다.
또한, 본 실시예는 냉방 운전 모드 및 제습 난방 운전 모드에서 중간압측 개폐 밸브(16a)의 이용에 의해 중간압 냉매 통로(15)를 폐쇄함으로써 히트 펌프 사이클(10)이 통상 사이클로 전환되는 구성을 채용하고 있다.
이러한 방식으로, 냉방 운전 모드에서, 중간압 냉매 통로(15)를 폐쇄함으로써 히트 펌프 사이클이 통상 사이클로 전환되는 구성이 채용되는 경우, 압축기(11)의 불필요한 에너지 소비가 저감될 수 있다.
또한, 제습 난방 운전 모드에서, 중간압 냉매 통로(15)를 폐쇄함으로써 히트 펌프 사이클이 통상 사이클로 전환되는 구성이 채용되는 경우, 실내 응축기(12)에서의 냉매의 방열량이 용이하게 조절되고, 그에 따라 송풍 공기의 적절한 온도 조절이 간단한 구성에 의해 실현될 수 있다.
특히, 본 실시예는 제습 난방 운전 모드에서, 목표 공기 온도(TAO)에 따라서 고압측 팽창 밸브(13) 스로틀 개구 및 냉방용 팽창 밸브(22)의 스로틀 개구가 변화되는 구성을 채용하고 있고, 그에 따라 실내 응축기(12)에서의 냉매의 방열량 및 실내 증발기(23)에서의 냉매의 흡열량을 적절하게 조절될 수 있고, 그에 따라 송풍 공기의 정교한 온도 조절이 간단한 구성에 의해 실현될 수 있다.
또한, 난방 운전 모드에서는, 히트 펌프 사이클(10)이 중간압측 개폐 밸브(16a)의 이용에 의해 중간압 냉매 통로(15)를 개방함으로써 가스 인젝션 사이클로 전환되고, 그에 따라 사이클의 성능 계수(COP)가 향상될 수 있다.
또한, 본 실시예와 같이 전기 자동차에 적용되는 차량용 공조 장치(1)에서는, 내연 기관(엔진)이 탑재되는 차량과 같이 엔진의 폐열(waste heat)이 차실내의 난방을 위해 이용될 수 없다. 따라서, 본 실시예의 히트 펌프 사이클(10)과 같이, 난방 운전 모드에서 난방 부하(heating load)를 이용하지 않고 높은 COP를 달성하는 것이 매우 효과적이다.
또한, 본 실시예의 히트 펌프 사이클(10)에서는 기액 분리부로서 원심 분리 방식의 기액 분리기(14)를 채용하고, 기액 분리기(14)의 내부 용적이 잉여 냉매 체적보다도 작게 되어 있고, 그에 따라 기액 분리부의 체격이 소형화될 수 있고 히트 펌프 사이클(10) 전체로서의 차량으로의 탑재성이 향상될 수 있다. 또한, 사이클에 부하 변동이 발생했다고 하더라도 어큐뮬레이터(24)에서 잉여로 되는 냉매가 축적될 수 있고, 그에 따라 사이클이 안정되게 작동될 수 있다.
또한, 본 실시예의 히트 펌프 사이클(10)에서는, 도 6(a)에 나타내는 유량 특성을 가진 고정 스로틀이 저압측 감압 장치(제2 감압부)의 저압측 고정 스로틀(17)로서 채용되어 있고, 그에 따라 난방 운전 모드에서, 실외 열교환기(20)로 건조도(X)가 0.1 이하인 냉매가 유입되도록 하여 확실하게 흡열 작용을 실행시킬 수 있다.
본 실시예의 히트 펌프 사이클(10)에 의해 채용되는 원심 분리 방식의 기액 분리기(14)는 냉매의 유속이 빨라짐에 따라 기액 분리 성능이 증가하고, 그에 따라 기액 분리기(14)는 빈도가 높고 비교적 고부하로 작동되는 히트 펌프 사이클(10)에 효과적으로 적용될 수 있다.
(제2 실시예)
본 실시예에서는 제1 실시예와 비교하여 기액 분리부를 변경한 예가 설명된다. 구체적으로는, 본 실시예에서는, 액상 냉매의 표면 장력을 이용하여 냉매의 기액이 분리되는 표면 장력식(surface tension)의 기액 분리기(54)가 기액 분리부로서 채용된다. 표면 장력 방식의 기액 분리기(54)의 상세 구성는 도 14(a) 및 14(b)를 이용하여 설명된다. 도 14(a)는 기액 분리기(54)의 축방향 단면이고, 도 14(b)는 (a)의 A-A선에 따른 단면도이다.
본 실시예의 기액 분리기(54)는, 제1 실시예의 기액 분리기(14)와 마찬가지로, 수직 방향으로 연장되고 대략 중공 유저 원통 형상(원형 단면)으로 형성된 본체부(54a), 냉매 유입구(54e)가 형성된 냉매 유입 포트(54b), 기상 냉매 유출구(54f)가 형성된 기상 냉매 유출 포트(54c), 액상 냉매 유출구(54g)가 형성된 액상 냉매 유출 포트(54d)로 구성된다.
본체부(54a)는 수직 방향으로 분리 가능한 2개의 부분으로 구성되어 있으며, 그 내부에 냉매 유입 포트(54b)로부터 유입된 냉매를 충돌시키는 충돌판(impact plate)(54h), 액상 냉매의 표면 장력을 이용하여 액상 냉매를 부착시키는 부착판(adhesion plate)(54i)을 수용한다. 충돌판(54h)은 그 외경이 본체부(54a)의 내경보다도 작게 형성되고, 그 중앙부가 상방으로 테이퍼진 콘(cone)(우산(umbrella)) 형상으로 형성되어 있다.
부착판(54i)은 도 14(b)에 나타내는 바와 같이, 축방향에서 바라 보았을 때에 물결 형상(waay shape)으로 또한 원통 형상으로 구부려진 플레이트(bending plate)로 형성된다. 또한, 충돌판(54h)은 본체부(54a)와 동축 상에 배치되고 충돌판(54h)의 외주측 단부로부터 충돌판(54h)의 하방으로 연장되어 있다.
본 실시예에서는, 이와 같이 물결 형상으로 접어 구부러진 판을 이와 같은 방식으로 원통 형상으로 구부림으로써, 부착판(54i)의 표면적이 증가하고, 그에 따라 기액 분리 성능을 향상시킨다. 또한, 부착판(54i)의 표면적을 증대시키기 위해, 부착판(54i)에 관통 구멍(though hole)을 형성하는 천공 가공(drilling processing), 또는 부착판(54i)의 표면에 요철부(depressioned and projected portions)를 형성하는 엠보싱 가공(embossing processing)이 실행될 수 있다.
냉매 유입 포트(54b)는 본체부(54a)의 축방향으로 상측 단면(upper end face)(상면(top face))에 접속되어 있으며, 본체부(54a)로부터 위쪽을 향하여 본체부(54a)와 동축으로 연장되는 냉매 배관으로 구성되어 있다. 또한, 냉매 유입구(54e)는 냉매 유입 포트(54b)의 위쪽 단부에 형성되어 있다.
기상 냉매 유출 포트(54c)는 본체부(54a)의 축방향으로 하측 단면(lower end face)(저면(botton face))에 접속되어 있으며, 본체부(54a)의 내외에 걸쳐서 본체부(54a)와 동축으로 연장되는 냉매 배관으로 구성되어 있다. 또한, 기상 냉매 유출구(54f)는 기상 냉매 유출 포트(54c)의 아래쪽 단부에 형성되고, 한편, 위쪽 단부는 부착판(54i)의 위쪽 단부보다도 위쪽으로서, 충돌판(54h)의 바로 아래에 위치한다.
액상 냉매 유출 포트(54d)는 본체부(54a)의 원통상 측면(cylindrical side face)에 접속되어 있으며, 액상 냉매 유출구(54g)는 액상 냉매 유출 포트(54d) 중, 본체부(54a)의 반대측 단부에 형성된다.
따라서, 냉매 유입 포트(54b)로부터 유입된 냉매는 충돌판(54h)에 충돌하고, 그에 따라 그 유속이 저하되고, 그 후 충돌판(54h)의 외주측의 부착판(54i)측으로 흐른다. 또한, 부착판(54i)측으로 흐르는 냉매는 부착판(54i)을 따라서 아래쪽으로 이동한다. 이때에 액상 냉매의 표면 장력에 의하여 액상 냉매가 부착판(54i)에 부착되고, 그에 의해 냉매의 기액이 서로 분리된다.
또한, 분리된 액상 냉매가 중력의 작용에 의해 본체부(54a)의 아래쪽으로 낙하한다. 그리고 분리되어 아래쪽으로 낙하한 액상 냉매는 액상 냉매 유출 포트(54d)의 액상 냉매 유출구(54g)로부터 유출되고, 분리된 기상 냉매는 기상 냉매 유출 포트(54c)의 기상 냉매 유출구(54f)로부터 유출된다.
또한, 기액 분리기(54)의 다른 개략적인 치수는 제1 실시예의 기액 분리기(14)와 동일하고, 기액 분리기(54)의 내부 용적은 잉여 냉매의 체적보다도 작게 설정된다. 이러한 방식으로, 기액 분리기(54) 전체로서의 크기가 감소한다. 그 밖의 히트 펌프 사이클(10)의 구성은 제1 실시예와 동일하다.
따라서, 본 실시예의 차량용 공조 장치(1)에 있어서도, 고압측 팽창 밸브(13) 및 저압측 감압 장치의 상태의 전환 및 히트 펌프 사이클(10)의 냉매 유로의 전환에 의해 다양한 사이클 구성이 실현될 수 있고, 그에 의해 차실내의 적절한 냉방, 난방 및 제습 난방이 실현될 수 있는 것과 같은 제1 실시예와 동일한 효과를 얻을 수 있다.
또한, 실시예의 히트 펌프 사이클(10)에서는, 표면 장력식의 기액 분리기(54)가 기액 분리부로서 채용되고, 내부 용적은 잉여 냉매 체적보다도 작게 되어 있고, 그에 따라 기액 분리부의 크기가 감소할 수 있으며 히트 펌프 사이클(10) 전체로서의 차량으로의 탑재성이 향상될 수 있다.
본 실시예의 히트 펌프 사이클(10)에 채용되는 표면 장력식의 기액 분리기(54)는 냉매의 유속이 감소함에 따라 증가하게 되는 기액 분리 성능을 가진다. 그에 따라 표면 장력식의 기액 분리기(54)는 빈도가 높고 비교적 저부하로 운전되는 히트 펌프 사이클(10)에 효과적으로 적용될 수 있다.
(제3 실시예)
본 실시예에서는, 제1 실시예와 비교하여 기액 분리부의 구성을 변경한 예가 설명된다. 구체적으로, 본 실시예에서는, 분리한 액상 냉매를 내부에 체류시키지 않고 유출시키는 원심 분리식의 기액 분리기(55)가 기액 분리부로서 채용된다.
본 실시예의 기액 분리기(55)의 구체적 구성이 도 15를 이용하여 설명된다. 도 15는 기액 분리기(55)의 축방향 단면도이다. 기액 분리기(55)는 복수의 원관상의 냉매 배관을 가공하여 형성되고, 액상 냉매가 내부에 체류되지 않고 유출되도록 하는 방식으로 매우 간단한 구성으로 구성된다.
구체적으로는, 기액 분리기(55)는, 중간압 냉매를 유입시키는 냉매 유입구(55e)가 형성된 냉매 유입 배관(55a); 분리된 기상 냉매를 유출시키는 기상 냉매 유출구(55f)가 형성된 기상 냉매 유출 배관(55b); 분리된 액상 냉매를 유출시키는 액상 냉매 유출구(55g)가 형성된 액상 냉매 유출 배관(55c); 및 냉매 유입 배관(55a)을 기상 냉매 유출 배관(55b)에 접속시키기 위한 접속 배관(55d)으로 구성된다.
냉매 유입 배관(55a)은 수평 방향으로 연장되는 형상으로 형성되고, 그 일단측에 중간압 냉매를 유입시키는 냉매 유입구(55e)가 구비되어 있다. 또한, 냉매 유입 배관(55a)의 내부에는 냉매 유입 배관(55a)의 세로 방향으로 연장되는 판상 부재를 비트는 것에 의해 형성되는 선회류 발생 부재(swirl flow generating member)(55h)가 배치되어 있다.
기상 냉매 유출 배관(55b)은 냉매 유입 배관(55a)과 동축 상으로 연장되고, 그 일단측이 직경 축소 가공되어 냉매 유입 배관(55a)의 타단측의 내부에 삽입되어 있다. 또한, 기상 냉매 유출 배관(55b)의 타단측에는 분리된 기상 냉매를 유출시키는 기상 냉매 유출구(55f)가 형성되어 있다. 액상 냉매 유출 배관(55c)은 연직 방향으로 연장되고, 그 하단측에 액상 냉매 유출구(55g)를 가진다.
접속 배관(55d)은 양단부가 직경에 있어서 축소된 양단부를 구비하고, 양단부의 내주면은 냉매 유입 배관(55a)의 외주면 및 기상 냉매 유출 배관(55b)의 외주면에 브레이징(brazing) 등에 의해 접합되어 있다. 또한, 접속 배관(55d)은 분리된 직후의 액상 냉매를 유출시키는 액상 냉매 유출 배관(55c)을 구비하고, 액상 냉매 유출 배관(55c)이 접속 배관(55d)의 방사 방향으로 연장되도록 하는 방식으로 그 원통상의 외주면에 접속되어 있다.
따라서, 냉매 유입 배관(55a)의 일단측에 형성된 냉매 유입구(55e)로부터 유입된 냉매는 선회류 발생 부재(55h)를 따라 선회하면서 흐르고, 선회류의 작용에 의하여 발생하는 원심력의 작용에 의해 냉매의 기액이 분리된다. 기액 분리된 액상 냉매는 냉매 유입 배관(55a)의 타단측의 내주면과 기상 냉매 유출 배관(55b)의 직경 축소 가공된 일단측의 외주면 간의 간극을 통해 접속 배관(55d)의 내주측으로 유입된다.
접속 배관(55d)의 내주측으로 유입된 액상 냉매는 유출 배관(55c)의 액상 냉매 유출구(55g)로부터 유출된다. 한편, 분리된 액상 냉매는 기상 냉매 유출 배관(55b)의 기상 냉매 유출구(55f)로부터 유출된다.
즉, 기액 분리기(55)에서는 분리한 액상 냉매는 내부에 체류되지 않고, 액상 냉매 유출 배관(55c)으로부터 유출된다. 바꾸어 말하면, 기액 분리기(55)에서는, 분리한 직후의 액상 냉매가 액상 냉매 유출구(55g)로부터 유출된다. 여기에서, “분리한 직후의 액상 냉매”는 기액 분리기(55)로부터 유출되는 방향으로의 속도 성분을 가지는 액상 냉매 또는 기액 분리를 위해 냉매에 작용하는 원심력이 중력보다도 커져 있는 액상 냉매가 포함된다.
또한, 기액 분리기(55)는 분리된 액상 냉매를 내부에 축적하는 기능을 갖고 있지 않고, 그에 따라 기액 분리기(55)의 내부 용적은 제1 및 제2 실시예의 기액 분리기(14, 54)와 비교하여 잉여 냉매 체적보다도 대폭으로 작게 설정되어 있다.
히트 펌프 사이클(10)의 다른 구성은 제1 실시예와 동일하다. 따라서, 본 실시예의 차량용 공조 장치(1)에 있어서도, 고압측 팽창 밸브(13) 및 저압측 감압 장치의 상태의 전환 및 히트 펌프 사이클(10)의 냉매 유로의 전환에 의해 다양한 사이클 구성이 실현될 수 있고, 차실내의 적절한 냉방, 난방 및 제습 난방이 실현될 수 있는 제1 실시예와 동일한 효과가 얻어질 수 있다.
또한, 실시예의 히트 펌프 사이클(10)에서는, 원심 분리 방식의 것이고, 또한, 분리한 액상 냉매를 내부에 체류시키지 않고 유출시키는 기액 분리기(55)가 기액 분리부로서 채용되고, 그에 따라 기액 분리부의 크기가 소형화될 수 있고 히트 펌프 사이클(10) 전체로서 차량으로의 탑재성이 향상될 수 있다.
또한, 본 실시예에서는, 도 15에 나타내는 바와 같이, 다음의 예가 설명된다. 즉, 기액 분리기(55)의 냉매 유입 배관(55a) 및 액상 냉매 유출 배관(55c)이 수평 방향으로 연장되도록 하는 방식으로 배치하고, 액상 냉매 유출 배관(55c)이 수직 방향으로 연장되도록 하는 방식으로 배치되고, 그에 의해 액상 냉매 유출구(55g)가 기액 분리기(55)의 최하부에 위치한다. 그러나, 본 실시예의 기액 분리기(55)의 배치가 이에 한정되지 않는다.
즉, 본 실시예의 기액 분리기(55)에서는, 분리한 직후의 냉매를 액상 냉매 유출구(55g)로부터 유출시키고, 그에 따라 배치 방향에 상관없이 냉매의 기액이 분리될 수 있고, 액상 냉매가 기액 분리기(55) 내에 체류되지 않고 기액 분리기(55)로부터 유출될 수 있다.
또한, 본 실시예에서는 냉매 유입 배관(55a) 내에 유입된 중간압 냉매의 흐름을 선회시키기 위해, 냉매 유입 배관(55a)의 내부에 선회류 발생 부재(55h)를 배치한 예를 설명했는데, 냉매 유입 배관(55a)에 유입된 중간압 냉매의 흐름이 다른 구성의 이용에 의해 선회될 수 있다. 예를 들면, 도 16에 나타내는 바와 같이, 냉매 유입 배관(55a)는 그 내부에 형성된 나선홈(55i)을 가질 수 있다.
보다 구체적으로는, 나선홈(55i)은 냉매 유입 배관(55a)의 외주측으로부터 내주측으로 돌출되도록 하는 방식으로 및 냉매 유입 배관(55a)의 일단측으로부터 타단측으로 나선상으로 연결되도록 하는 방식으로 형성되어 있다. 또한, 도 16은 본 실시예의 기액 분리기(55)의 변형예를 나타내는 도면으로서, 도 15에 대응하는 도면이다. 또한, 도 16에서는, 도 15와 동일 또는 균등 부분는 동일한 부호가 부여된다.
(제4 실시예)
도 17에 나타내는 바와 같이, 제1 실시예에서의 기액 분리기(14)와 비교하여, 본 실시예에서의 기액 분리기(14)는 기액 분리기(14)에서의 액상 냉매의 액면의 높이에 따라서 변위되는 플로트 밸브(14h)가 추가적으로 구비되고, 그 내부 용적을 더욱 작게 한다. 또한, 도 17은 본 실시예의 기액 분리기(14)의 축방향 단면도이고, 도 4(a) 및 4(b)와 동일 또는 균등 부분에는 동일한 부호가 부여된다.
구체적으로는, 본 실시예의 기액 분리기(14)에 있어서의 플로트 밸브(14h)는 액상 냉매보다도 비중이 작은 수지로 이루어지고, 기액 분리기(14) 내에 액상 냉매가 약간이라도 모이면 부력에 의하여 떠오르고, 그에 따라 액상 냉매 유출구(14g)(구체적으로는, 액상 냉매 유출 포트(14d)의 상단부)를 개방한다.
또한, 본 실시예의 기액 분리기(14)에서는, 액상 냉매 유출구(14g)가 기액 분리기(14)의 최하부에 위치하고 있을 뿐만 아니라, 그 내부 용적이 제1 실시예 보다도 작게 되어 있다. 그에 따라 플로트 밸브(14h)가 액상 냉매 유출구(14g)를 개방한 경우, 기상 냉매의 일부가 액상 냉매 유출구(14g)로부터 액상 냉매와 함께 유출된다.
따라서, 본 실시예의 기액 분리기(14)에서는, 플로트 밸브(14h)가 액상 냉매 유출구(14g)를 개방한 경우, 액상 냉매는 중력의 작용 및 기상 냉매의 배압을 이용하여 액상 냉매 유출구(14g)로부터 효과적으로 유출되도록 할 수 있다.
즉, 본 실시예의 기액 분리기(14)는 다음과 같은 방식으로 구성될 수 있다. 즉, 내부에 액상 냉매가 모이기 시작하는 동시에 플로트 밸브(14h)가 액상 냉매 유출구(56g)를 개방하고, 그에 따라 분리한 액상 냉매를 내부에 체류시키지 않고 액상 냉매 유출구(14g)로부터 유출시킨다.
본 실시예의 기액 분리기(14)와 같이, 액상 냉매 유출구(14g)로부터 기상 냉매의 일부가 액상 냉매와 함께 유출된다 하더라도, 상기의 도 6(a)에서 설명한 바와 같이, 저압측 고정 스로틀(17)의 유량 특성이 설정되어 있기 때문에, 사이클 전체로서의 COP가 감소되지 않는다.
히트 펌프 사이클(10)의 다른 구성은 제1 실시예와 동일하다. 따라서, 본 실시예의 차량용 공조 장치(1)에서도, 고압측 팽창 밸브(13) 및 저압측 감압 장치의 상태의 전환 및 히트 펌프 사이클(10)의 냉매 유로의 전환에 의해 여러 가지 사이클 구성이 실현될 수 있고, 차실내의 적절한 냉방, 난방 및 제습 난방이 실현될 수 있는 제1 실시예에서와 같은 동일한 효과가 얻어진다.
또한, 실시예의 히트 펌프 사이클(10)에서는, 기액 분리부로서 플로트 밸브가 채용되고 그 내부 용적이 감소되는 원심 분리 방식의 기액 분리기(14)를 채용하고, 그에 따라 기액 분리부의 크기가 소형화될 수 있고, 따라서 히트 펌프 사이클(10) 전체로서의 차량으로의 탑재성이 향상될 수 있다.
본 실시예에서는 원심 분리 방식의 기액 분리부에 대하여 플로트 밸브를 추가한 예가 설명되었다. 그러나, 물론, 제2 실시예에서 설명한 표면 장력식의 기액 분리기(54) 또는 다른 형식의 기액 분리기(예를 들면, 충돌 방식(impact type)의 기액 분리기)에 플로트 밸브를 추가한 것이 채용될 수 있다.
또한, 제2 및 제3 실시예에서 설명한 기액 분리기(54, 55)에서, 기액 분리기(54, 55) 내로부터 액상 냉매가 효과적으로 유출되도록 하기 위해, 액상 냉매 유출구(54g, 55g)로부터 기상 냉매의 일부가 액상 냉매와 함께 유출되도록 할 수 있다.
(제5 실시예)
본 실시예에서는 제1 실시예와 비교하여 히트 펌프 사이클(10)의 사이클 구성이 변경된 예가 설명된다. 본 실시예의 히트 펌프 사이클(10)은 압축기(11)의 토출 포트(11c)로부터 토출된 고압 냉매의 열이 직접적으로 송풍 공기에 방열되는 것이 아니고, 부동액(antifreeze) 등으로 이루어진 열매체(heating medium)를 통하여 송풍 공기에 방열되는 방식으로 구성된다.
구체적으로는, 도 18의 전체 구성도에 나타내는 바와 같이, 히트 펌프 사이클(10)은 압축기(11)의 토출 포트(11c)로부터 토출된 고압 냉매의 열을 송풍 공기를 가열하기 위한 열매체에 방열하기 위한 냉매 방열기(52)가 구비된다.
또한, 실내 공조 유닛(30)에는 냉매 방열기(52)에서 가열된 열매체의 열을 송풍 공기에 방열하여 송풍 공기를 가열하는 가열용 열교환기(12)가 배치된다. 가열용 열교환기(12)는 열매체 순환 회로(50)를 통하여 냉매 방열기(52)에 접속되고, 그에 의해 열매체 순환 회로(50)에 설치된 압송 펌프(51)에 의해 열매체가 압송된다.
이와 같이 구성되는 히트 펌프 사이클(10)은 실내 공조 유닛(30)의 외부에 냉매 방열기(52)가 배치되도록 구성되고, 그에 따라, 현상의 실내 공조 유닛(30)의 내부 구성을 변경하지 않고, 본 개시의 히트 펌프 사이클(10)을 적용될 수 있다. 이것은 공조 장치의 시스템 구축의 비용을 감소시킬 수 있다는 점에서 효과적이다.
(제6 실시예)
본 실시예에서는 제1 실시예와 비교하여 중간압측 개폐 밸브(16a)의 구성이 변경된 예가 설명된다. 본 실시예에서는, 중간압측 개폐 밸브(16a)는 저압측 감압 장치의 저압측 고정 스로틀(17)의 전후 간의 차압에 따라서 중간압 냉매 통로(15)를 개폐하기 위한 차압 개폐 밸브로 구성된다.
본 실시예의 중간압측 개폐 밸브(16a)는 저압측 고정 스로틀(17)의 전후 간의 차압이 소정의 설정 압력(α) 이상으로 된 경우에 중간압 냉매 통로(15)를 폐쇄하기 위한 차압 개폐 밸브로 구성되어 있다.
구체적으로는, 중간압측 개폐 밸브(16a)는 도 19(a)에 나타내는 바와 같이, 다음의 방식으로 구성된다. 즉, 저압측 감압 장치의 저압측 개폐 밸브(16b)가 닫히고, 저압측 고정 스로틀(17)의 전후 간의 차압이 증가하여 설정 압력(α) 이상으로 된 경우에, 중간압측 개폐 밸브(16a)는 중간압 냉매 통로(15)를 개방한다.
또한, 중간압측 개폐 밸브(16a)는 도 19(b)에 나타내는 바와 같이 다음의 방식으로 구성된다. 즉, 저압측 감압 장치의 저압측 개폐 밸브(16b)가 열려서 저압측 고정 스로틀(17)의 전후 차압이 감소하여 설정 압력(α)보다 작게 된 경우에, 중간압측 개폐 밸브(16a)는 중간압 냉매 통로(15)를 폐쇄한다. 또한, 도 19(a)는 중간압측 개폐 밸브(16a)가 열릴 때의 작동을 나타내고, 도 19(b)는 중간압측 개폐 밸브(16a)가 닫힐 때의 작동을 나타내고 있다.
이러한 방식으로 구성되는 본 실시예의 히트 펌프 사이클(10)에서는, 저압측 개폐 밸브(16b)가 열림 상태로 되고, 그에 따라 저압측 감압 장치가 감압 작용을 실행하지 않는 전체 개방 상태로 되는 냉방 운전 모드 및 제습 난방 운전 모드에 있어서, 저압측 고정 스로틀(17)의 전후 간의 차압이 설정 압력(α)보다 작게 되고, 중간압측 개폐 밸브(16a)가 닫힌다. 이러한 방식으로, 히트 펌프 사이클(10)은 도 20의 전체 구성도(실선 화살표)에 나타내는 바와 같이, 중간압 냉매 통로(15)에 냉매가 흐르지 않는 통상 사이클의 냉매 유로로 전환된다.
또한, 본 실시예의 히트 펌프 사이클(10)에서는, 저압측 개폐 밸브(16b)가 닫힘 상태로 되고, 그에 따라 저압측 감압 장치가 감압 작용을 실행하는 스로틀 상태로 되는 난방 운전 모드에 있어서, 저압측 고정 스로틀(17)의 전후 간의 차압이 설정 압력(α) 이상으로 되고 중간압측 개폐 밸브(16a)가 열린다. 이러한 방식으로, 히트 펌프 사이클(10)은 도 21의 전체 구성도(실선 화살표)에 나타내는 바와 같이, 중간압 냉매 통로(15)에 냉매가 흐르는 가스 인젝션 사이클의 냉매 유로로 전환된다.
본 실시예와 같이, 중간압측 개폐 밸브(16a)가 차압 개폐 밸브로 구성된 경우, 가스 인젝션 사이클과 통상 사이클 간의 전환을 간단한 구성 및 간단한 제어 기법에 의해 실현될 수 있다.
(다른 실시예)
본 개시는 상기 실시예에 한정되지 않고, 본 개시의 요지를 일탈하지 않는 범위 내에서 이하와 같이 다양하게 변형될 수 있다.
(1) 상기 실시예에서는, 본 개시의 히트 펌프 사이클(10)을 차량용 공조 장치(1)에 적용한 예를 설명했지만, 본 개시의 적용은 이에 한정되지 않는다. 예를 들어, 거치형 공조 장치(stationary air conditioning device), 냉온 보존고(cold temperature storage)에 적용될 수 있다.
(2) 상기 실시예에서는, 고압측 팽창 밸브(13) 및 저압측 감압 장치의 상태를 전환함으로써 및 히트 펌프 사이클(10)의 냉매 유로의 전환함으로써 다양한 운전 모드를 실현할 수 있는 히트 펌프 사이클(10)에 대하여 설명했지만, 본 개시가 이에 한정되지 않는다. 히트 펌프 사이클(10)은 적어도 난방 운전 모드, 냉방 운전 모드 및 제습 난방 운전 모드 3가지의 운전 모드가 실현하도록 하는 방식으로 구성될 수 있다. 물론, 각각의 운전 모드에 있어서, 다양한 운전 모드를 실행하도록 하는 방식으로 구성된 히트 펌프 사이클(10)은 송풍 공기의 적절한 온도 제어의 견지에서 더욱 효과적이다.
(3) 상기의 실시예에서는 제1 난방 모드와 제2 난방 모드 간의 전환이 난방 운전 모드 시에 압축기(11)의 회전수에 따라서 이루어지는 예를 설명했지만, 제1 난방 모드와 제2 난방 모드 간의 전환은 이에 한정되지 않는다. 즉, 제1 난방 모드와 제2 난방 모드의 전환에 관해서는, 단지 제1 및 제2 난방 모드 중 높은 COP를 발휘할 수 있는 난방 모드로 난방 작동 모드를 전환하는 것이 필요하다.
예를 들어, 외기온의 검출값이 미리 정한 기준 외기온(예를 들면, 0℃) 이하인 경우에는 외기 센서의 검출값에 기초하여 제1 난방 모드가 실행될 수 있고, 반면에 외기온의 검출값이 기준 외기온보다도 높은 경우에는, 외기 센서의 검출값에 기초하여 제2 난방 운전 모드가 실행될 수 있다.
(4) 상기의 실시예에서는 냉방 운전 모드, 난방 운전 모드 및 제습 난방 운전 모드의 각 운전 모드에서 공조 제어 유닛(40)이 실내 응축기(12)의 공기 통로 또는 우회 통로(35) 중 어느 한쪽을 폐쇄하도록 하는 방식으로 공기 혼합 도어(34)를 작동시키는 예를 설명했지만, 공기 혼합 도어(34)의 작동은 이에 한정되지 않는다.
즉, 공기 혼합 도어(34)가 실내 응축기(12)의 공기 통로 및 우회 통로(35)의 양쪽을 열도록 할 수 있다. 바꾸어 말하면, 공기 혼합 도어(34)는 실내 응축기(12)를 통과시키는 풍량(air volume)과 우회 통로를 통과시키는 풍량(air volume)의 풍량 비율(air volume ratio)을 조절하고, 그에 의해 혼합 공간(36)으로부터 차실내로 송풍되는 송풍 공기의 온도를 조절한다. 이러한 온도 제어는 차실내 송풍된 공기의 온도를 쉽고 정교하게 조절할 수 있다는 점에서 효과적이다.
(5) 상기의 각 실시예에서 설명한 바와 같이, 고압측 감압 장치(제1 감압부)가 가변 스로틀 기구로 이루어지는 고압측 팽창 밸브(13)로 구성되고, 저압측 감압 장치(제2 감압부)가 저압측 고정 스로틀(17)로 구성되는 예가 설명되었다. 그러나, 감압부가 적어도 감압 작용을 발휘하는 스로틀 상태와 감압 작용을 발휘하지 않는 전체 개방 상태로 설정할 수 있다면, 어떤 종류의 감압부도 고압측 감압 장치(제1 감압부) 및 저압측 감압 장치(제2 감압부)에 적용될 수 있다.
예를 들어, 고압측 감압 장치(제1 감압부) 및 저압측 감압 장치(제2 감압부)의 양쪽은 고압측 팽창 밸브(13)와 동일한 구성(전체 개방 기능을 가진 가변 스로틀 기구)으로 구성될 수 있다.
또한, 고압측 감압 장치(제1 감압부) 및 저압측 감압 장치(제2 감압부)의 양쪽은 고정 스로틀, 그 고정 스로틀을 우회하는 우회 통로, 그 우회 통로를 개폐하는 통로 개폐 밸브로 구성될 수 있다.
또한, 고압측 감압 장치(제1 감압부)는 고정 스로틀, 그 고정 스로틀을 우회하는 우회 통로, 그 우회 통로를 개폐하는 통로 개폐 밸브로 구성될 수 있고, 저압측 감압 장치(제2 감압부)는 가변 스로틀 기구로 구성될 수 있다.
고압측 감압 장치가 가변 스로틀 기구로 구성된 경우, 그 구성은 히트 펌프 사이클(10)에 의해 가스 인젝션이 실현될 경우, 기액 분리기(14, 54, 55)로 유입되는 냉매의 압력이 원하는 중간압까지 감압될 수 있는 점에서 효과적이다.
또한, 저압측 감압 장치가 가변 스로틀 기구로 구성되는 경우, 난방 운전 모드에서, 실외 열교환기(20)로 유입되는 냉매의 건조도(X)가 0.1 이하로 되도록 하는 방식으로 유량 특성을 설정하는 것이 바람직하다. 이 경우, 단지 공조 제어 유닛(40)이 실외 열교환기(20)로 유입되는 냉매의 온도 및 압력 등에 기초하여 실외 열교환기(20)로 유입되는 냉매의 건조도(X)를 검출하고, 그 검출값이 0.1 이하로 되도록 하는 방식으로 저압측 감압 장치를 구성하는 가변 스로틀 기구의 개구를 제어하는 것이 필요하다.
(6) 상기의 실시예에서는 제습 난방 운전 모드 시에 목표 공기 온도(TAO)의 상승에 따라서 제1 제습 난방 모드가 제4 제습 난방 모드로 단계적으로 전환되는 예를 설명했지만, 제1 제습 난방 모드로부터 제4 제습 난방 모드로의 전환은 이에 한정되지 않는다. 예를 들어, 목표 공기 온도(TAO)의 증가에 따라 제1 제습 난방 모드는 제4 제습 난방 모드로 연속적으로 전환될 수 있다.
즉, 목표 공기 온도(TAO)의 상승에 따라서 고압측 팽창 밸브(13)의 스로틀 개구를 서서히 감소시키고, 또한, 냉방용 팽창 밸브(22)의 스로틀 개구를 서서히 증가시키는 것이 필요하다. 고압측 팽창 밸브(13) 및 냉방용 팽창 밸브(22)의 스로틀 개구를 변화시킴으로써, 실외 열교환기(20)에서의 냉매의 압력(온도)이 조정될 수 있고, 그에 따라 실외 열교환기(20)는, 실외 열교환기(20)가 방열기로서 작동되는 상태로부터 실외 열교환기(20)가 증발기로서 작동되는 상태로 자동적으로 전환될 수 있다.
(7) 상기의 각 실시예에서 설명한 바와 같이, 공조 장치(1)의 각 운전 모드에 있어서의 송풍 공기의 정교한 온도 조정을 실현하기 위해서는, 중간압 냉매 통로(15)에 중간압측 개폐 밸브(16a)가 구비되는 것이 바람직하지만, 이에 한정되는 것은 아니고, 중간압측 개폐 밸브(16a)를 포함하지 않는 간단한 구성으로 각각의 운전 모드가 실현될 수 있다.
(8) 상기의 각 실시예에서 설명한 각 기액 분리기(14, 54, 55)는 히트 펌프 사이클(10)에 적용되는 것이 바람직하지만, 이에 한정되지 않는다. 잉여로 되는 냉매를 축적할 수 있는 기액 분리기가 히트 펌프 사이클(10)에 적용될 수 있다.
(9) 각각의 실시예에서는, 냉방 운전 모드에서, 압축기(11)로부터 토출된 냉매를 실내 응축기(12)와 냉매 방열기(52)를 통과시키는 냉매 유로가 채용된다. 그러나, 냉방 운전 모드에는, 실외 열교환기(20)에서 냉매의 열은 외기로 방열될 수 있고, 그에 따라 실내 응축기(12)와 냉매 방열기(52)를 통해 냉매를 통과시키지 않는 냉매 유로가 채용될 수 있다.
(10) 각각의 실시예에서는 어큐뮬레이터(24)가 히트 펌프 사이클(10)에서의 실내 증발기(23)의 출구측에 배치되는 구성이 채용되었으나, 이에 한정되지 않는다. 예를 들면, 히트 펌프 사이클(10)에 잉여로 되는 냉매를 축적할 수 있는 기액 분리기가 구비되는 경우, 어큐뮬레이터(24)가 제거될 수 있다. 이러한 경우, 사이클 구성이 간단해질 수 있다.
본 개시는 실시예에 참조하여 기술되었지만, 본 개시는 이러한 실시예나 구조에 한정되는 것은 아니라고 이해된다. 본 개시는 여러 가지 변형예 또는 균등 범위 내의 변형도 포함한다. 추가적으로, 다양한 조합이나 형태, 나아가서는 그들에 일 구성만, 그 이상, 또는 그 이하를 포함하는 다른 조합이나 형태도 본 개시의 범주나 사상 범주에 속하다..

Claims (22)

  1. 운전 모드를 냉방 운전 모드, 난방 운전 모드 및 제습 난방 운전 모드로 전환 가능하고, 공조 장치(1)에 적용 가능한 히트 펌프 사이클로서,
    냉매를 유입하고 압축하여 토출하는 압축기(11);
    상기 압축기(11)의 토출 포트(11c)로부터 토출된 고압 냉매를 공조 대상 공간으로 송풍되는 공기 또는 상기 공기를 가열하기 위한 열매체와 열교환시키는 제1 이용측 열교환기(12, 52);
    상기 제1 이용측 열교환기(12, 52)로부터 유출된 냉매의 압력을 감압하도록 구성된 제1 감압부(13);
    상기 제1 감압부(13)를 통해 통과한 냉매의 기액을 분리하는 기액 분리부(14, 54, 55);
    상기 기액 분리부(14, 54, 55)에서 분리된 액상 냉매의 압력을 감압하도록 구성된 제2 감압부(16b, 17, 18);
    상기 제2 감압부(16b, 17, 18)를 통과한 냉매와 외기를 열교환시키는 실외 열교환기(20);
    상기 냉매를 상기 공간으로 송풍된 상기 공기와 열교환시키고, 상기 냉매를 상기 압축기(11)의 흡입 포트(11a)측 향해 유출시키는 제2 이용측 열교환기(23);
    상기 제2 이용측 열교환기(23)로 유입되는 냉매의 압력을 감압하는 제3 감압부(22);
    상기 기액 분리부(14, 54, 55)에 의해 분리된 기상 냉매를 상기 압축기(11)에 구비된 중간압 포트(11b)로 안내하고, 그에 의해 상기 압축기(11)의 압축 과정의 냉매와 혼합시키는 중간압 냉매 통로(15); 및
    상기 사이클에서 순환되는 냉매의 냉매 유로를 전환하는 냉매 유로 전환장치(16a, 16c)를 포함하고,
    상기 제1 감압부(13) 및 상기 제2 감압부(16b, 17, 18) 각각은 상기 제1 감압부(13) 및 상기 제2 감압부(16b, 17, 18) 각각이 감압 작용을 실행하는 스로틀 상태뿐만 아니라 상기 제1 감압부(13) 및 상기 제2 감압부(16b, 17, 18) 각각이 감압 작용을 실행하지 않는 전체 개방 상태로 설정되도록 구성되는
    히트 펌프 사이클.
  2. 제1항에 있어서,
    상기 난방 운전 모드에서는, 상기 제1 감압부(13) 및 상기 제2 감압부(16b, 17, 18)의 양쪽이 상기 스로틀 상태로 설정되고,
    상기 냉방 운전 모드에서는, 상기 제1 감압부(13) 및 상기 제2 감압부(16b, 17, 18)의 양쪽이 상기 전체 개방 상태로 설정되고,
    상기 제습 난방 운전 모드에서는 상기 제1 감압부(13) 및 상기 제2 감압부(16b, 17, 18)의 적어도 한쪽이 상기 전체 개방 상태로 설정되는
    히트 펌프 사이클.
  3. 제2항에 있어서,
    상기 난방 운전 모드에서는, 상기 냉매 유로 전환장치(16a, 16c)는, 상기 압축기(11)로부터 토출된 냉매를 상기 제1 이용측 열교환기(12, 52)→상기 제1 감압부(13)→상기 기액 분리부(14, 54, 55)→상기 제2 감압부(17)→상기 실외 열교환기(20)를 통해 차례로 유동하도록 하고, 상기 기액 분리부(14, 54, 55)에서 분리된 상기 기상 냉매를 상기 중간압 냉매 통로(15)로 유입시키고,
    상기 냉방 운전 모드에서는, 상기 냉매 유로 전환장치(16a, 16c)는, 상기 압축기(11)로부터 토출된 냉매를 상기 제1 감압부(13)→상기 기액 분리부(14, 54, 55)→상기 제2 감압부(17)→상기 실외 열교환기(20)→상기 제3 감압부(22)→상기 제2 이용측 열교환기(23)를 통해 차례로 유동하도록 하고,
    상기 제습 난방 운전 모드에서는, 상기 냉매 유로 전환장치(16a, 16c)는 상기 압축기(11)로부터 토출된 냉매를 상기 제1 이용측 열교환기(12, 52)→상기 제1 감압부(13)→상기 기액 분리부(14, 54, 55)→상기 제2 감압부(17)→상기 실외 열교환기(20)→상기 제3 감압부(22)→상기 제2 이용측 열교환기(23)를 통해 차례로 유동하도록 하는
    히트 펌프 사이클.
  4. 제2항 또는 제3항에 있어서,
    상기 냉매 유로 전환장치(16a, 16c)는 상기 중간압 냉매 통로(15)를 개폐하기 위한 중간압측 개폐 밸브(16a)를 포함하는
    히트 펌프 사이클.
  5. 제4항에 있어서,
    상기 중간압측 개폐 밸브(16a)는, 상기 제1 감압부(13) 및 상기 제2 감압부(16b, 17, 18)의 양쪽이 상기 스로틀 상태로 설정된 경우에 상기 중간압 냉매 통로(15)를 개방하도록 구성되고, 상기 제1 감압부(13) 및 상기 제2 감압부(16b, 17, 18)의 적어도 한쪽이 상기 전체 개방 상태로 된 경우에는 상기 중간압 냉매 통로(15)를 폐쇄하도록 구성되는
    히트 펌프 사이클.
  6. 제5항에 있어서,
    상기 중간압측 개폐 밸브(16a)는, 상기 제1 감압부(13) 및 상기 제2 감압부(16b, 17, 18) 중, 상기 제습 난방 운전 모드에서 상기 전체 개방 상태로 설정된 제2 감압 장치(16b, 17, 18)의 전후 간의 차압에 따라서 개폐되는 차압 개폐 밸브인
    히트 펌프 사이클.
  7. 제1항 내지 제6항 중 어느 한 항에 있어서,
    상기 제1 감압부(13) 및 상기 제2 감압부(16b, 17, 18) 중 한쪽은 스로틀 개구를 변경 가능한 가변 스로틀 기구로 구성되고,
    상기 제3 감압부(22)는 스로틀 개구를 변경 가능한 가변 스로틀 기구로 구성되고,
    상기 제습 난방 운전 모드에서는, 상기 제1 감압부(13) 및 상기 제2 감압부(16b, 17, 18) 중 다른 쪽이 상기 전체 개방 상태로 설정되고,
    상기 제1 감압부(13) 및 상기 제2 감압부(16b, 17, 18) 중 상기 한쪽이 상기 공간으로 송풍되는 공기의 목표 온도의 상승에 따라서 축소되도록 변경되는 스로틀 개구를 가지고, 상기 제3 감압부(22)는 상기 공간으로 송풍되는 공기의 목표 온도의 상승에 따라서 확대되도록 변경되는 스로틀 개구를 가지는
    히트 펌프 사이클.
  8. 제1항 내지 제6항 중 어느 한 항에 있어서,
    상기 제1 감압부(13) 및 상기 제2 감압부(16b, 17, 18) 중 적어도 한쪽은, 고정된 스로틀 개구를 가진 고정 스로틀, 상기 고정 스로틀(17)을 우회하여 냉매가 유동하는 스로틀 우회용 통로(18) 및 상기 우회용 통로를 개폐하기 위한 통로 개폐 밸브(16b)를 포함하는
    히트 펌프 사이클.
  9. 제1항 내지 제7항 중 어느 한 항에 있어서,
    상기 제1 감압부(13)는 스로틀 개구를 변경 가능한 가변 스로틀 기구로 구성되고,
    상기 제2 감압부(16b, 17, 18)는 고정된 스로틀 개구를 가진 고정 스로틀(17), 상기 고정 스로틀(17)을 우회하여 냉매가 유동하는 고정 스로틀 우회용 통로(18) 및 상기 우회용 통로(18)를 개폐하기 위한 통로 개폐 밸브(16b)로 구성되는
    히트 펌프 사이클.
  10. 제1항 내지 제9항 중 어느 한 항에 있어서,
    상기 압축기(11)의 흡입 포트(11a)를 향해 유동하는 냉매의 기액을 분리하고 분리된 기상 냉매를 상기 압축기(11)의 흡입 포트(11a)측으로 유동시키기 위한 어큐뮬레이터(24)를 더 포함하고,
    상기 기액 분리부(14, 54, 55)는 분리된 액상 냉매를 내부에 체류하지 않도록 하고, 상기 기액 분리부(14, 54, 55)의 액상 냉매 유출구(14g, 54g, 55g)로부터 유출되도록 구성되는
    히트 펌프 사이클.
  11. 제1항 내지 제9항 중 어느 한 항에 있어서,
    상기 압축기(11)의 흡입 포트(11a)를 향해 유동하는 냉매의 기액을 분리하고 분리된 기상 냉매를 상기 압축기(11)의 흡입 포트(11a)측으로 유동시키기 위한 어큐뮬레이터(24)를 더 포함하고,
    상기 기액 분리부(14, 55)는 분리 직후의 액상 냉매가 유출되도록 하는 액상 냉매 유출구(14g, 55g)를 가지는
    히트 펌프 사이클.
  12. 제1항 내지 제9항 중 어느 한 항에 있어서,
    상기 압축기(11)의 흡입 포트(11a)를 향해 유동하는 냉매의 기액을 분리하고 분리된 기상 냉매를 상기 압축기(11)의 흡입 포트(11a)측으로 유동시키기 위한 어큐뮬레이터(24)를 더 포함하고,
    상기 기액 분리부(14, 54, 55)는 분리 직후의 액상 냉매를 유출되도록 하는 액상 냉매 유출구(14g, 54g, 55g)를 가지고,
    상기 기액 분리부(14, 54, 55)의 내부 용적은, 사이클에 봉입되는 냉매량이 액상 냉매로 환산된 때의 봉입 냉매 체적으로부터 사이클이 최대 능력을 실행하기 위해 필요한 냉매량이 액상 냉매로 환산된 때의 필요 최대 냉매 체적을 감산함으로써 얻어지는 잉여 냉매 용적보다 작은
    히트 펌프 사이클.
  13. 제10항 내지 제12항 중 어느 한 항에 있어서,
    상기 기액 분리부는 원심력에 의해 냉매의 기액이 분리되는 원심 분리식 기액 분리기(14, 55)인
    히트 펌프 사이클.
  14. 제1항 내지 제13항 중 어느 한 항에 있어서,
    상기 액상 냉매 유출구(14g, 55g)는 상기 기액 분리부(14, 55)에 의해 분리된 기상 냉매가 유출되도록 하는 기상 냉매 유출구(14f, 55f)보다 아래 측에 위치하고, 상기 액상 냉매 유출구(14g, 55g)는 상기 기상 냉매의 일부를 상기 액상 냉매와 함께 유출시키는
    히트 펌프 사이클.
  15. 제12항에 있어서,
    상기 액상 냉매 유출구(14g)는, 상기 기액 분리부(14) 내의 상기 액상 냉매의 액면 높이에 따라 변위되는 플로트 밸브(14h)에 의해 개폐되는 것을 특징으로 하는
    히트 펌프 사이클.
  16. 제12항에 있어서,
    상기 기액 분리부는 액상 냉매의 표면 장력을 이용하여 냉매의 기액이 분리된는 표면 장력식 기액 분리기(54)인
    히트 펌프 사이클.
  17. 제1항 내지 제16항 중 어느 한 항에 있어서,
    상기 실외 열교환기(20)로 유입되는 냉매의 건조도(X)는 0.1 이하인
    히트 펌프 사이클.
  18. 제1항 내지 제17항 중 어느 한 항에 있어서,
    상기 제1 이용측 열교환기(12)는, 상기 압축기(11)의 토출 포트(11c)로부터 토출된 고압 냉매가 상기 공간으로 송풍된 상기 공기와 열교환하는 열교환기인
    히트 펌프 사이클.
  19. 제1항 내지 제17항 중 어느 한 항에 있어서,
    상기 제1 이용측 열교환기(52)는 상기 압축기(11)의 토출 포트(11c)로부터 토출된 고압 냉매가 상기 공기를 가열하기 위한 열매체와 열교환하는 열교환기인
    히트 펌프 사이클.
  20. 제18항에 있어서,
    상기 난방 운전 모드에서는, 상기 제1 이용측 열교환기(12)에 의해 가열된 상기 공기가 상기 공조 대상 공간으로 송풍되는
    히트 펌프 사이클.
  21. 제18항 또는 제20항에 있어서,
    상기 제1 이용측 열교환기(12)의 열교환 능력을 조절하는 열교환 능력 조절부(34)를 더 포함하고,
    상기 냉방 운전 모드에서는, 상기 열교환 능력 조절부(34)가 상기 제1 이용측 열교환기(12)에서의 열교환 능력을 저하시키고, 그에 따라 상기 제2 이용측 열교환기(23)에 의해 냉각된 상기 공기가 상기 공조 대상 공간으로 송풍되는
    히트 펌프 사이클.
  22. 제18항, 제20항, 제21항 중 어느 한 항에 있어서,
    상기 제2 이용측 열교환기(23)는 상기 제1 이용측 열교환기(12)의 송풍 공기 흐름 상류측에 배치되고,
    상기 제습 난방 운전 모드에서는, 상기 제2 이용측 열교환기(23)에 의해 냉각되는 상기 공기가 상기 제1 이용측 열교환기(12)에 의해 가열되고 상기 공조 대상 공간으로 송풍되는
    히트 펌프 사이클.
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* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
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JP5768784B2 (ja) 2011-10-05 2015-08-26 株式会社デンソー 統合弁
JP6079397B2 (ja) 2012-05-14 2017-02-15 株式会社デンソー 冷凍サイクル用流量調整弁
JP6088753B2 (ja) 2012-06-13 2017-03-01 サンデンホールディングス株式会社 車両用空気調和装置
JP5729359B2 (ja) 2012-07-09 2015-06-03 株式会社デンソー 冷凍サイクル装置
JP5853918B2 (ja) * 2012-09-21 2016-02-09 株式会社デンソー 車両用空調装置
JP5920272B2 (ja) * 2013-03-29 2016-05-18 株式会社デンソー 統合弁
JP6070418B2 (ja) * 2013-05-29 2017-02-01 株式会社デンソー ヒートポンプサイクル
JP6079474B2 (ja) * 2013-06-25 2017-02-15 株式会社デンソー ヒートポンプ用差圧弁
JP6079475B2 (ja) * 2013-06-26 2017-02-15 株式会社デンソー ヒートポンプ用差圧弁
JP6094401B2 (ja) * 2013-06-28 2017-03-15 株式会社デンソー ヒートポンプ用統合弁
JP5991277B2 (ja) * 2013-07-11 2016-09-14 株式会社デンソー ヒートポンプ用統合弁
JP6223753B2 (ja) * 2013-09-04 2017-11-01 サンデンホールディングス株式会社 車両用空気調和装置
FR3014756B1 (fr) * 2013-12-13 2017-02-17 Valeo Systemes Thermiques Procede de conditionnement thermique d'un habitacle d'un vehicule automobile
JP6295676B2 (ja) * 2014-01-21 2018-03-20 株式会社デンソー ヒートポンプサイクル
JP6418779B2 (ja) * 2014-05-08 2018-11-07 サンデンホールディングス株式会社 車両用空気調和装置
JP2015218982A (ja) * 2014-05-20 2015-12-07 富士電機株式会社 気液分離器
CN104121722B (zh) * 2014-07-23 2016-03-30 庹明慧 一种电动或混合动力车的热泵空调系统
JP6353328B2 (ja) * 2014-09-24 2018-07-04 サンデンホールディングス株式会社 車両用空気調和装置
US9638444B2 (en) * 2014-11-01 2017-05-02 Teppo Kullervo Jokinen Filter less A/C system
CN104613572B (zh) * 2014-12-22 2017-07-18 宁波工程学院 一种制冷除湿空调系统
JP6432339B2 (ja) * 2014-12-25 2018-12-05 株式会社デンソー 冷凍サイクル装置
KR102182343B1 (ko) * 2015-01-12 2020-11-25 한온시스템 주식회사 차량용 히트 펌프 시스템
DE112016000605T5 (de) * 2015-02-04 2017-10-19 Denso Corporation Integriertes Ventil und Wärmepumpenkreislauf
US10661631B2 (en) * 2015-02-09 2020-05-26 Denso Corporation Heat pump cycle
US10220677B2 (en) 2015-02-24 2019-03-05 Denso Corporation Vehicle air conditioner having a gas injection cycle
JP6394505B2 (ja) * 2015-06-01 2018-09-26 株式会社デンソー ヒートポンプサイクル
WO2017010289A1 (ja) * 2015-07-14 2017-01-19 株式会社デンソー ヒートポンプサイクル
CN107850349B (zh) * 2015-07-31 2020-02-07 株式会社电装 电动压缩机的控制装置以及制冷循环装置
JP6170110B2 (ja) 2015-10-15 2017-07-26 Ｎｅｃプラットフォームズ株式会社 冷却装置および冷媒中継装置
CN105276859A (zh) * 2015-10-23 2016-01-27 云南热泊尔太阳能设备有限公司 空气能回收系统
JP6738157B2 (ja) * 2016-02-26 2020-08-12 サンデン・オートモーティブクライメイトシステム株式会社 車両用空気調和装置
CN107356003B (zh) 2016-05-10 2021-04-20 比亚迪股份有限公司 热泵空调系统及电动汽车
CN107356005B (zh) * 2016-05-10 2019-12-20 比亚迪股份有限公司 热泵空调系统及电动汽车
CN109564035A (zh) 2016-07-25 2019-04-02 开利公司 用于热泵的除湿系统
JP2018071829A (ja) 2016-10-25 2018-05-10 株式会社デンソー ヒートポンプサイクル装置
JP6973539B2 (ja) * 2017-01-23 2021-12-01 株式会社デンソー 冷凍サイクル装置
JP6798441B2 (ja) * 2017-07-31 2020-12-09 株式会社デンソー 冷凍サイクル装置
JP6791052B2 (ja) 2017-07-31 2020-11-25 株式会社デンソー 空調装置
US11358438B2 (en) * 2017-08-08 2022-06-14 Hangzhou Sanhua Research Institute Co., Ltd. Automotive air conditioning system
JP6733625B2 (ja) * 2017-08-10 2020-08-05 株式会社デンソー 冷凍サイクル装置
JP6905440B2 (ja) * 2017-09-29 2021-07-21 株式会社デンソー 液体回収装置
EP3696480A4 (en) * 2017-10-12 2020-12-16 Mitsubishi Electric Corporation AIR CONDITIONING DEVICE
JP6852642B2 (ja) 2017-10-16 2021-03-31 株式会社デンソー ヒートポンプサイクル
JP6870570B2 (ja) 2017-10-26 2021-05-12 株式会社デンソー 車両用熱管理システム
DE202017006578U1 (de) * 2017-12-22 2019-03-25 Thomas Roggenkamp Klimaschrank
US11428449B2 (en) 2017-12-25 2022-08-30 Mitsubishi Electric Corporation Separator and refrigeration cycle apparatus
JP7073863B2 (ja) 2018-04-06 2022-05-24 株式会社デンソー 車両用熱管理システム
JPWO2020059354A1 (ja) * 2018-09-21 2021-08-30 サンデン・オートモーティブクライメイトシステム株式会社 車両用空気調和装置
WO2020065999A1 (ja) * 2018-09-28 2020-04-02 三菱電機株式会社 冷凍サイクル装置の室外機、冷凍サイクル装置、及び空気調和装置
CN109974323B (zh) * 2019-03-05 2020-05-15 中国科学院力学研究所 一种带喷流降温装置的冷热电联供循环方法及系统
DE102019111017A1 (de) * 2019-04-29 2020-10-29 Wolf Gmbh Kältemittelabscheideeinrichtung für eine Wärmepumpenanlage
CN112140831B (zh) * 2019-06-28 2022-04-26 杭州三花研究院有限公司 热管理系统
CN114599922A (zh) * 2019-10-24 2022-06-07 江森自控泰科知识产权控股有限责任合伙公司 离心闪蒸罐
US11267318B2 (en) * 2019-11-26 2022-03-08 Ford Global Technologies, Llc Vapor injection heat pump system and controls
KR20220040791A (ko) 2020-09-24 2022-03-31 현대자동차주식회사 차량용 히트펌프 시스템
KR20220040793A (ko) 2020-09-24 2022-03-31 현대자동차주식회사 차량용 히트펌프 시스템
KR20220040794A (ko) 2020-09-24 2022-03-31 현대자동차주식회사 차량용 히트펌프 시스템
KR20220040792A (ko) 2020-09-24 2022-03-31 현대자동차주식회사 차량용 히트펌프 시스템
KR20220082430A (ko) 2020-12-10 2022-06-17 현대자동차주식회사 차량용 히트펌프 시스템
DE112021000172A5 (de) * 2021-01-25 2022-09-15 Wolf Gmbh Abscheideeinrichtung, insbesondere für eine Wärmepumpenanlage
US20230182535A1 (en) * 2021-12-14 2023-06-15 Ford Global Technologies, Llc Heat pump for a vehicle

Family Cites Families (20)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP3331765B2 (ja) 1993-09-21 2002-10-07 株式会社デンソー 空調装置
US5526650A (en) 1993-09-21 1996-06-18 Nippondenso Co., Ltd. Air-conditioning apparatus
JP3563094B2 (ja) * 1993-10-14 2004-09-08 サンデン株式会社 車両用空気調和装置
US5598887A (en) * 1993-10-14 1997-02-04 Sanden Corporation Air conditioner for vehicles
JP3290031B2 (ja) * 1994-07-06 2002-06-10 サンデン株式会社 車両用空気調和装置
JP3257361B2 (ja) 1995-08-01 2002-02-18 株式会社デンソー 車両用空調装置
US5704219A (en) 1995-08-01 1998-01-06 Nippondenso Co., Ltd. Air conditioning apparatus
JPH09196478A (ja) 1996-01-23 1997-07-31 Nippon Soken Inc 冷凍サイクル
JP3952545B2 (ja) * 1997-07-24 2007-08-01 株式会社デンソー 車両用空調装置
JP3890713B2 (ja) 1997-11-27 2007-03-07 株式会社デンソー 冷凍サイクル装置
JPH11223407A (ja) * 1998-02-05 1999-08-17 Nippon Soken Inc ヒートポンプ式空調装置
JP3717657B2 (ja) * 1998-02-25 2005-11-16 三洋電機株式会社 空気調和装置
JPH11351689A (ja) * 1998-06-08 1999-12-24 Hitachi Ltd 空気調和機
US6347528B1 (en) * 1999-07-26 2002-02-19 Denso Corporation Refrigeration-cycle device
JP2001263859A (ja) * 2000-03-17 2001-09-26 Hitachi Ltd 空気調和機
JP3823706B2 (ja) * 2000-09-07 2006-09-20 株式会社日立製作所 空気調和機
JP3918421B2 (ja) * 2000-09-21 2007-05-23 三菱電機株式会社 空気調和機、空気調和機の運転方法
JP3928471B2 (ja) * 2002-04-26 2007-06-13 株式会社デンソー 車両用空調装置
JP2007071478A (ja) * 2005-09-08 2007-03-22 Sanden Corp ヒートポンプ装置
FR2946419B1 (fr) * 2009-06-05 2014-02-14 Valeo Systemes Thermiques Dispositif d'echange thermique et systeme de gestion thermique

Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
KR102120686B1 (ko) 2018-12-18 2020-06-26 한국에너지기술연구원 이상류 터빈이 적용된 히트펌프 시스템

Also Published As

Publication number Publication date
EP2674695A1 (en) 2013-12-18
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JP5780166B2 (ja) 2015-09-16
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US9441865B2 (en) 2016-09-13
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KR101558314B1 (ko) 2015-10-07
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