发器18中并且在中间热交换器28的第二热交换支路32中汽化。在蒸发器18的输出端处达到状态P和平均密度102g/m3。蒸发器18分为具有相同效能的3个部分。平均密度和占设备容积的比例分别为182g/m3和7.50%，139g/m3和7.50%,112g/!113和7.50%。由于汽化温度保持不变，所有部分同样大。与第一实施例相比，蒸发器18被更好地填充。
[0067]蒸发器18和中间热交换器28的第二热交换支路32之间的线路具有设备容积的
2.10%的比例，并且与状态P相对应的平均密度是102g/m3。在第二热交换支路32中，致冷剂进一步汽化并过热，从而又达到状态1。中间热交换器28的第二热交换支路32具有设备容积的0.42%的比例，并且平均密度是97g/m3。到压缩机12的抽吸线路具有设备容积的10.30%的比例。与状态1相对应的密度是92g/m3。
[0068]设备的总填充度为275g/m3。在92.8巴的压力下，等容线将与55°C的等温线42相交。必须针对该最大静态压力设计压缩机12。通过具有截止阀34和36的有利的第二实施例，将设备分为包括气体冷却器14、中间热交换器28的第一热交换支路30和在气体冷却器14与第二截止阀36之间的线路的高压部分40以及低压部分38。高压部分40具有设备容积的48.64%的比例和432g/m3的平均密度或填充度。低压部分38具有51.36%的比例和125g/m3的平均密度或填充度。绘制了高压和低压部分40、38的等容线，并且该等容线与111.5巴或58.5巴下的55°C的等温线42与相交。这是最大静态压力。
[0069]在压缩制冷设备10的静态下，第二截止阀36闭合。在气体冷却器14中并且在中间热交换器28的第一热交换支路30中，致冷剂仍然处于工作压力下。在压缩制冷设备10的其余部分、即膨胀装置16、蒸发器18、中间热交换器28的第二热交换支路32和压缩机12中，发生压力均衡，并且致冷剂在那里处于例如58.5巴的较低的静态压力下。
[0070]在此构建为止回阀的第一截止阀34阻止致冷剂从气体冷却器14回流到压缩机12中，并且由此阻止气体冷却器14和压缩机12之间的压力均衡。第二截止阀36阻止致冷剂从中间热交换器28的第一热交换支路30流到膨胀装置16中，并且由此阻止中间热交换器28的第一热交换支路30和膨胀装置16之间的压力均衡。
[0071]由此，压缩制冷设备10在静态下被截止阀34、36分成尚压部分和低压部分。在此，气体冷却器14处于高压部分中，并且压缩机12处于低压部分中，在低压部分中，存在例如最大58.5巴的静态压力。
[0072]在压缩制冷设备10的静态下，中间热交换器28的第一热交换支路30在此也处于高压部分中。在压缩制冷设备10的静态下，膨胀装置16、蒸发器18和中间热交换器28的第二热交换支路32在此也处于低压部分中。
[0073]在第二实施例的第一变形例中，第二截止阀36布置在气体冷却器14和中间热交换器28的第一热交换支路30之间的线路中。在这种情况下，在压缩制冷设备10的静态下，中间热交换器28的第一热交换支路30处于低压部分中。
[0074]在第二实施例的第二变形例中，第二截止阀36布置在膨胀装置16和蒸发器18之间的线路中。在这种情况下，在压缩制冷设备10的静态下，膨胀装置16处于高压部分中。
[0075]在第二实施例的第三变形例中，第二截止阀36布置在蒸发器18和中间热交换器28的第二热交换支路32之间的线路中。在这种情况下，在压缩制冷设备10的静态下，膨胀装置16和蒸发器18处于高压部分中。
[0076]在第二实施例的第四变形例中，第二截止阀36布置在中间热交换器28的第二热交换支路32和压缩机12之间的线路中。在这种情况下，在压缩制冷设备10的静态下，膨胀装置16、蒸发器18和中间热交换器28的第二热交换支路32处于高压部分中。
[0077]根据第三实施例的压缩制冷设备10的结构和工作方式与根据第二实施例的压缩制冷设备10类似。因此，下面特别讨论不同之处。
[0078]除了压缩机12、气体冷却器14、膨胀装置16、蒸发器18和中间热交换器28之外，根据第三实施例的压缩制冷设备10还附加地包括收集器24，它们借助线路成循环地彼此连接。在该闭合的循环中，目前也存在二氧化碳(C02)作为致冷剂。
[0079]收集器24在此位于蒸发器18和中间热交换器28的第二热交换支路之间。收集器24的任务是，存储附加量的致冷剂，并且在需要时向压缩制冷设备10的循环馈送。
[0080]在压缩机12下游并且在气体冷却器14前面的线路中布置有第一截止阀34。在此，第一截止阀34直接位于气体冷却器14前面。
[0081]第一截止阀34在此构建为止回阀。在压缩制冷设备10工作时，由压缩机12压缩到工作压力的致冷剂可以通过第一截止阀34流到气体冷却器14中。在压缩制冷设备10的静态下，第一截止阀34阻止致冷剂从气体冷却器14回流到压缩机12中。
[0082]在压缩机12上游的线路中，在此在中间热交换器28和压缩机12之间，布置有第二截止阀36。在此，第二截止阀36直接位于中间热交换器28后面。
[0083]第二截止阀36在此构建为电磁阀。在压缩制冷设备10工作时，第二截止阀36打开，并且致冷剂可以从中间热交换器28通过第二截止阀36流到压缩机12中。在压缩制冷设备10的静态下，第二截止阀36闭合，并且阻止致冷剂进一步从中间热交换器28流到压缩机12中。
[0084]压缩制冷设备10在此跨临界地工作。在工作时，在压缩机12下游例如存在100巴的工作压力和100°C的温度。在这种条件下，致冷剂处于过临界状态。在工作时，在压缩机12上游例如存在34.9巴的压力和5°C的温度。在这种条件下，致冷剂处于气态。
[0085]与根据第二实施例的压缩制冷设备10不同，在根据第三实施例的压缩制冷设备10工作时，致冷剂从蒸发器18流到收集器24中，并且从那里进一步流到热交换器28中。
[0086]在图3a中，以压焓图示出了客车空调设备的循环过程。在等容线上可以读出分别存在的致冷剂的密度。压缩机12中的压缩从状态1向状态2进行。密度从92g/m3改变为188g/m3。压缩机12的低压部分例如具有设备容积的16.17%的比例，高压部分具有2.26%的比例。到气体冷却器14的压力线路具有1.89%的比例，与状态2相对应的密度是188g/
m3o
[0087]在第一截止阀34后面，致冷剂在气体冷却器14中从状态2向状态3冷却。在此，密度上升到621g/m3。气体冷却器14分为具有相同效能的3个部分。平均密度和占设备容积的比例分别是219g/m3和1.60%，317g/m3和3.62%，488g/m3和10.44% 0气体冷却器14的最热的部分由于较大的温度差而需要最小的面积和最小的容积用于进行热传递。
[0088]直到中间热交换器28的第一热交换支路30的线路具有设备容积的1.22%的比例。与状态3相对应的密度为621g/m3。在中间热交换器28的第一热交换支路30中，致冷剂又冷却到状态:V和密度690g/m3。第一热交换支路30具有设备容积的1.65%的比例，并且平均密度是654g/m3。
[0089]直到膨胀装置16的线路和膨胀装置16没有明显的占设备容积的比例。焓膨胀从状态:V向状态4进行。部分液态的致冷剂在蒸发器18中以及在中间热交换器28的第二热交换支路32中汽化。在蒸发器18的输出端处达到状态P和平均密度102g/m3。蒸发器分为具有相同效能的3个部分。平均密度和占设备容积的比例分别为182g/m3和4.80%，139g/m3和4.71%,112g/m3和4.62%。由于汽化温度保持不变，所有部分大约同样大。
[0090]蒸发器18、收集器24和中间热交换器28的第二热交换支路32之间的线路具有设备容积的5.03%的比例，并且与状态P相对应的平均密度是102g/m3。与第二实施例相比附加的收集器24具有设备容积的36.79%的比例。由此，气体冷却器14和蒸发器18占设备容积的比例相应地下降。在设备被填充时，收集器24包含大约30%的状态V的液态致冷剂和70%的状态4"的气态致冷剂。于是，平均密度为346g/m3。
[0091]在第二热交换支路32中，致冷剂进一步汽化和过热，从而又达到状态1。中