专利名称：超临界冷媒循环装置的制作方法
技术领域：
本发明涉及将压缩机，气体冷却器，节流机构及蒸发器依次连接成环形构成的、高压侧用超临界压力运转的冷媒循环装置。
背景技术：
在现有技术中，例如对汽车的车室内进行空气调节的汽车空调，将旋转压缩机(压缩机)，气体冷却器，中间热交换器，节流机构(膨胀阀等)及蒸发器等依次用配管连接成环状，构成冷媒循环(冷媒回路)。并且，从作为旋转压缩机的旋转压缩部件的吸入口将冷媒气体吸入到气缸的低压室侧，借助滚轮和叶片的作用进行压缩变成高温高压的冷媒气体，从高压室侧经过排出口、排出消音室流入气体冷却器，散热，在中间热交换器与低压侧冷媒进行热交换之后，用节流机构节流，供应给蒸发器。冷媒在该处蒸发，这时，通过从周围吸热，发挥冷却作用，对车室内进行空气调节。
这里，近年来，为了应对地球环境问题，在这种空调等冷媒循环中，不使用过去的氟里昂，例如尝试使用特公平7-18602号公报所述的作为自然冷媒的CO2(二氧化碳)作为冷媒，在高压侧作为超临界压力进行运转，但由于在现有技术中，以在蒸发器之后配置储存罐，将液体冷媒贮存在该储存罐内为前提，所以，不能获得蒸发器出口侧的冷媒过热度。
即，由于将节流装置(膨胀阀)的开度开大，所以蒸发器中的冷媒蒸发温度变高，不能充分与空气进行热交换。从而，为了获得所需的制冷能力(冷冻能力)需要更多的冷媒循环量，存在着增大压缩机中的耗电量的问题。
此外，在现有技术中，通过调整储存罐内的冷媒的液体量进行制冷能力(冷冻能力)的控制。即，由于利用贮存在储存罐内的冷媒的液体量调整节流机构(膨胀阀)的开度，所以，例如，在热负荷高、将节流装置的开度缩小时，在蒸发器内，冷媒从气体/液体的两相混合体基本上完全变成气体状态。因此，流入中间热交换器内的低压侧的冷媒，不能将高压侧的冷媒充分冷却。结果是，节流机构入口的冷媒温度变高，制冷能力降低。因此，为了获得所需的制冷能力，仍然需要更多的冷媒循环量，增大压缩机的耗电量。
这样，在通过调整储存罐(レシ-バタンク)内的冷媒的液体量进行制冷能力的控制情况下，很难总是将蒸发器的制冷能力维持在最佳状态，从而，存在着在蒸发器中的制冷能力降低的问题。
发明内容
本发明为了解决所述现有技术的课题，其目的是，在高压侧以超临界压力运转的冷媒循环装置中，提高蒸发器中的热交换能力。
即，在本发明中，根据冷媒循环装置的蒸发器出口侧的冷媒温度和冷媒压力调整节流机构的开度，控制该蒸发器出口侧的过热度，所以，例如，利用节流机构，通过增大蒸发器出口侧的过热度，增大蒸发器中冷媒的焓之差，最大限度地发挥蒸发器中的热交换能力。
借此，可以减少蒸发器的外形尺寸和冷媒的循环量，并且可以保持所需的制冷能力，可以降低压缩机的耗电量。
此外，在本发明中，由于根据热负荷条件调整节流机构的开度，控制蒸发器出口侧的过热度，所以，例如，在热负荷高时，缩小蒸发器出口侧的过热度，在热负荷低时增大过热度，蒸发器中冷媒的焓之差增大，可以最大限度地发挥蒸发器中的制冷能力。
因此，即使热负荷条件发生变化，也总是能够将蒸发器的制冷能力维持在最佳状态。
特别是，由于在热负荷高的情况下，不必增大冷媒循环量就可以增大冷冻能力，所以，可以提高压缩机的制冷系数。
此外，在本发明中，除上面所述之外，还备有使从气体冷却器出来的冷媒与从蒸发器中出来的冷媒进行热交换用的中间热交换器和暂时贮存被吸入到压缩机中的冷媒的储存罐，使从蒸发器中出来经由中间热交换器的冷媒流入储存罐，所以，使从蒸发器中出来的温度低的冷媒不经由储存罐流入中间热交换器，可以更加有效地冷却从气体冷却器中出来的冷媒。从而，可以更有效地改善蒸发器中的制冷能力(冷冻能力)。
此外，在本发明中，除上述各发明之外，由于使用CO2冷媒，所以，可以解决环境问题。
附图的简单说明
图1、是构成本发明的冷媒循环的多级压缩式旋转压缩机的纵剖面图。
图2、是表示本发明的实施例的汽车空调机的冷媒循环的图示。
图3、是图2的冷媒循环的p-h线图。
图4、是表示蒸发器出口的过热度与制冷能力的关系的图示。
图5、是说明另一个本发明用的在图2的冷媒循环的高负荷时的p-h线图。
图6、是说明同一个另一个本发明用的图2所示的冷媒循环的低负荷时的p-h线图。
图7、是表示另一个本发明中过热度控制的热负荷条件与过热度之间的关系的图示。
对发明的优选具体例子的描述下面根据附图详细说明本发明的实施形式。图1是用于本发明的冷媒循环装置的压缩机的实施例，是备有第一及第二旋转压缩部件的内部中间压型多级(两级)压缩式旋转压缩机10的纵剖面图。
即，10是使用CO2(二氧化碳)作为冷媒的内部中间压型多级压缩式旋转压缩机，该压缩机10由用钢板构成的圆筒状密闭容器12，配置容纳在该密闭容器12的内部空间的上侧的电动部件14，以及配置在该电动部件14的下侧、由电动部件14的旋转轴16驱动的第一旋转压缩部件32(第一级)和第二旋转压缩部件34(第二级)形成的旋转压缩机构部18构成。
密闭容器12由以底部作为贮油池、容纳电动部件14和旋转压缩机构部18的容器主体12A，以及闭塞该容器主体12A的上部开口、大致为碗状的端盖(盖体)12B构成，并且，在该端盖12B的上表面的中心处形成圆形安装孔12D，在该安装孔12D内安装有向电动部件14供电用的端子(省略配线)20。
电动部件14由沿密闭容器12的上部空间的内周面安装成环状的定子22以及离开该定子22的内侧一定的距离插入设置的转子24构成。该转子24固定到通过中心沿铅直方向延伸的旋转轴16上。
定子22具有将环形电磁钢板叠层形成的叠层体26和以串绕(集中卷绕)方式卷绕到该叠层体的齿部26上的定子绕组28。此外，转子24和定子22一样用电磁钢板的叠层体30构成，在该叠层体30内插入永久磁铁MG构成。
中间间隔板36夹持在前述第一旋转压缩部件32和第二旋转压缩部件34之间。即，第一旋转压缩部件32和第二旋转压缩部件34由以下部分构成中间间隔板36，配置在该中间间隔板36的上下的上缸体38、下缸体40，在该上下缸体38、40内具有180度相位差、利用设置在旋转轴16上的上下偏心部42、44偏心旋转的上下滚轮46、48，与该上下滚轮46、48接触、将上下缸体38、40的内部分别划分成低压室侧和高压室侧的叶片50、52，作为将上缸体38的上侧的开口面及下缸体40的下侧开口面闭塞、兼作旋转轴16的轴承的支承构件的上部支承构件54及下部支承构件56。
另一方面，在上部构件54及下部构件56上，设置用图中未示出的吸入口分别与上下缸体38、40的内部连通的吸入通路60(图中未示出上侧吸入通路)，使一部分凹陷、通过用上盖66、下盖68将该凹陷部闭塞形成的排出消音室62、64。
此外，排出消音室64和密闭容器12内，用贯通上下缸体38、40及中间间隔板36的连通通路连通，在连通通路的上端竖立设置中间排出管121，被第一旋转压缩部件32压缩的中间压力的冷媒被从该中间排出管121排出到密闭容器12内。
此外，将与第二旋转压缩部件34的上缸体38内部连通的排出消音室62的上面开口部闭塞的上部盖66，在密闭容器12内将排出消音室62与电动部件14侧隔开。
同时，作为冷媒，考虑到对地球的环境的温和性，可燃性以及毒性等因素，使用作为自然冷媒的前述CO2(二氧化碳)，作为润滑油的油，例如使用矿物油，烷基苯油，醚油，酯油，PAG(聚二醇油)等已有的润滑油。
在密闭容器12的容器主体12A的侧面，在对应于上部支承构件54和下部支承构件56的吸入通路60(未示出上侧)，排出消音器室62，上部盖66的上侧(大致对应于电动部件14的下端的位置)的位置上，分别焊接固定套管141、142、143及144。同时，把将冷媒气体导入上缸体38内用的冷媒导入管92的一端插入连接到套管141内，该冷媒导入管92的一端与上缸体38的图中未示出的吸入通路连通。该冷媒导入管92通过密闭容器12的上侧到达套管144，其另一端插入连接到套管144内，与密闭容器12的内部连通。
此外，将冷媒气体导入下缸体40用的冷媒导入管94的一端插入连接到套管142内，该冷媒导入管94的一端与下缸体40的吸入通路60连通。该冷媒导入管94的另一端连接到后面描述的储存罐158的下侧上。此外，冷媒排出管96插入连接到套管143内，该冷媒导入管96的一端与排出消音室62连通。
前述储存罐158是将吸入压缩机10内的冷媒的气液进行分离的罐，安装在焊接固定到密闭容器12容器主体12A的上部侧面上的托架147上。
其次，图2表示将本发明用于对汽车的车室内制冷的汽车空调(空气调节机)时的冷媒循环，上述压缩机10构成图2所示的汽车空调的冷媒(制冷)循环的一部分。即，压缩机10的冷媒排出管96连接到气体冷却器154的入口上。从气体冷却器154出发的配管经过中间热交换器160通到作为节流机构的电子式膨胀阀156。
膨胀阀156的出口连接到蒸发器157的入口上，蒸发器157的出口经过中间热交换器160通到储存罐158。同时，储存罐158的出口连接到冷媒导入管94上。171是控制(调整)前述压缩机10的电动部件14的转速及膨胀阀156的阀的开度的控制装置，检测蒸发器157的出口侧的冷媒温度的温度传感器159A的输出，以及检测蒸发器157的出口侧的冷媒压力的压力传感器159B、图中未示出的汽车的车室内的温度的车室内温度传感器161、插入到车室内的检测阳光照射的日照量的日照传感器162及外部气体温度的外部气体温度传感器163的输出输入到该控制装置中。
下面，参照图3的p-h线图(Mollier热力学计算图)说明在上述结构中的动作。当由控制装置171经由端子20给图中未示出的配线使压缩机10的电动部件14的定子绕组28通电时，电动部件14起动，转子24旋转。借助该旋转，配合到与旋转轴16整体设置的上下偏心部42、44上的上下滚轮46、48在上下缸体38、40内偏心旋转。
借此，经由冷媒导入管94给形成在下部支承构件56上的吸入通路60从图中未示出的吸入口被吸入到缸体40的低压室侧的低压(图3中用实线表示的A状态)的冷媒，被滚轮48和叶片52的动作压缩，变成中间压，由下缸体40的高压室侧经由图中未示出的连通通路从中间排出管121排出到密闭容器12内。借此，密闭容器12内变成中间压。
然后，密闭容器12内的中间压的冷媒，从套管144出来具有冷媒导入管92及形成在上部支承构件54上的图中未示出的吸入通路从吸入口被吸入到上缸体38的低压室侧。被吸入的中间压的冷媒气体，借助滚轮46和叶片50的动作被进行二级压缩，变成高压高温冷媒气体，从高压室侧套管图中未示出的排出口经由形成在上部支承构件54上的排出消音室62从冷媒排出管96排出到外部。这时，冷媒被压缩到适当的超临界压力(图3中用实线B表示的状态)。
从冷媒排出管96排出的冷媒气体流入气体冷却器154，在这里，利用空冷或者水冷方式散热后，通过中间热交换器160。冷媒在该处被低压侧冷媒进一步冷却后(图3的C状态)，到达膨胀阀156。
冷媒通过在膨胀阀156处降低压力，如图3中用实线表示的D所示，成为气体/液体的两相混合体，在这种状态，流入蒸发器157。冷媒在该处蒸发，这时通过从在车室内循环的空气中吸热，发挥冷却作用，将车内制冷后，流出(图3的A状态)。然后，通过中间热交换器160，在该处接受由高压侧的冷媒的加热作用之后，到达储存罐158。在储存罐158中，气液分离，反复进行只有气体冷媒从冷媒导入管94被吸入到压缩机10的第一旋转压缩部件32内的循环。
控制装置171基于车室内的温度传感器161，日照传感器162及外部气体温度传感器163的各输出，控制压缩机10的电动部件14的转速，调整冷媒循环的制冷能力(冷冻能力)，进行把车室内保持在设定的温度的控制。
进而，控制装置171基于温度传感器159A和压力传感器159B检测出来的蒸发器157的出口侧的冷媒温度和冷媒压力，调整膨胀阀156的阀的开度。这时，控制装置171使蒸发器157的出口侧的过热度(图3中用实线表示的A的状态)成为5deg左右的比较大的数值，稍稍缩小阀的开度。
这里，在稍稍加大膨胀阀156的开度时，如图3中虚线A’所示，未获得蒸发器157的过热度，在蒸发器157内的冷媒蒸发温度变高，与空气的热交换不能充分进行，制冷能力下降。
下面用图3说明这种状态。即，在不能获得过热度时，压缩机10的排出冷媒成为图3用虚线表示的B’的状态，从膨胀阀156出来的流入蒸发器157内的冷媒，成为图3中用虚线表示的D’的状态。然后，这种情况下的冷媒循环的制冷能力Qe’成为Qe’＝Δie’×Gr’(Δie’是A’与D’的焓之差，Gr’是冷媒流量)。
另一方面，如上所述，在获得过热度时的制冷能力Qe保持Qe＝Δie×Gr(Δie为A与D的焓之差，Gr是冷媒流量)。同时，如可以从该图中看出的，由于用实线表示的Δie比用虚线表示的Δie’大，所以，制冷能力Qe也比不能获得过热度时的Qe’大(Qe＞Qe’)。
反之，在制冷能力一定的情况下，冷媒流量Gr可以小于Gr’(Gr＜Gr’)。此外，这意味着，可以缩小蒸发器157的外径尺寸。
此外，图4表示调整膨胀阀156的开度，使蒸发器157的出口侧的过热度变化时的制冷能力的变化。如从该图中可以看出的，冷媒循环的制冷能力，在过热度5度附加，显示出具有峰值的山形。
固定容量型开放压缩机，由发动机经由皮带驱动。从而，压缩机的转速依存于发动机的转速，所以，随着车速的变化冷媒循环量发生大的变化。因此，很难使蒸发器出口的过热度总是保持的规定的值，由储存罐吸收变化的部分。与此相对，可变容量型开放压缩机和和即使固定容量用电动机驱动的压缩机中，冷媒循环量的的变化小，所以，很容易将过热度控制在规定的值。即，本发明在冷媒循环量的变化小的冷媒系统中，可以发挥更好的效果。
如上面详细描述的，根据本发明，在把压缩机，气冷却器，节流机构及蒸发器依次连接成环形，高压侧用超临界压力运转的冷媒循环装置中，基于蒸发器出口侧的过热度及冷媒压力调整节流机构的开度，控制所述蒸发器出口侧的过热度，所以，通过利用节流机构加大蒸发器出来侧的过热度，加大蒸发器中冷媒的焓之差，最大限度地发挥出蒸发器中的热交换能力。
借此，可以缩小蒸发器的外形尺寸和冷媒循环量，可以保持所需的冷冻能力降低压缩机中的耗电量。
此外，除上面所述之外，还配备有使从气体冷却器出来的冷媒和从蒸发器中出来的冷媒进行热交换用的中间热交换器，以及将吸入到压缩机中的冷媒暂时储存用的储存罐，由于使从蒸发器中出来经过中间热交换器的冷媒流入储存罐，所以使从蒸发器出来的温度低的冷媒部不经过储存罐流入中间热交换器，可以进一步更有效地冷却从气体冷却器出来的冷媒。借此，可以进一步改善冷冻能力。
进而，在本发明中，除上述各发明之外，由于使用CO2冷媒，所以，可以解决环境问题。
其次，参照图5～图7对利用控制装置171对膨胀阀156的另外一个阀的开度调整控制进行说明。此外，总体结构及车室内的基本的温度控制和前面描述的一样。
同时，在这种情况下，控制装置171基于温度传感器159A和压力传感器159B检测出来的蒸发器157的出口侧的冷媒温度和压力，调整膨胀阀156的阀开度，控制装置171基于车室内的温度传感器161，日照传感器162及外部气体温度传感器163的各输出推算热负荷，根据所推算的热负荷和温度传感器159A及压力传感器159B的输出，调整膨胀阀的开度。
例如，在根据车室内温度传感器161，日照传感器162及外部气体温度传感器163各输出推算出热负荷高(高负荷)时，控制装置171稍稍加大膨胀阀156的开度，以便极力减小蒸发器157的出口侧的过热度(图5中用实线表示的E状态)。
这里，在高负荷时，在缩小膨胀阀156的开度，加大图5中用虚线表示的E’所示的蒸发器的过热度时，在蒸发器157内，从冷媒气体/液体的两相混合状态变成基本上完全是气体的状态。从而，在中间热交换器160处，低压侧的冷媒基本上不进行蒸发，低压侧的冷媒的温度也上升，所以，不能充分冷却高压侧的冷媒。特别是，在外部气体的温度高时，低压侧的冷媒温度进一步上升，所以，在中间热交换器160中高压侧与低压侧的温度差减小，不能充分进行热交换。
另一方面，在过热度小时，不从在蒸发器157内冷媒气体/液体的两相混合体状态完全变成气体状。同时，液体的冷媒在中间热交换器中160中蒸发，这时冷却高压侧的冷媒。因此，在中间热交换器160中，低压侧的冷媒温度难以上升，维持在低的温度，可以充分冷却高压侧的冷媒。
结果是，在缩小过热度时，可以降低用压缩机压缩的冷媒的排出温度(图中用实线表示的B状态)。借此，降低膨胀阀156的入口的冷媒的温度，加大蒸发器157的焓的差。
下面用图5说明这种状态。即，在高负荷时，当加大蒸发器157出口侧的过热度时，压缩机10的排出冷媒成为如图5中用虚线表示的B’状态，从膨胀阀156出来的流入蒸发器157中的冷媒成为图5中用虚线表示的D’状态。而且，这种情况下的蒸发器157的制冷能力Qe’成为Qe’＝Δie’×Gr’(Δie’是E’和D’的焓的差，Gr’是冷媒流量)。
另一方面，如上所述，在缩小过热度时的制冷能力Qe，成为Qe＝Δie×Gr(Δie时E和D的焓之差，Gr是冷媒流量)。并且，如可以从图中看出的，由实线Δie比由虚线表示的Δie’大，所以制冷能力Qe比过热度大时的Qe’大，提高蒸发器157中的制冷能力。
另一方面，控制装置171基于车室内温度传感器161，日照传感器162及外部气体温度传感器163的各输出推算出热负荷低(包含中负荷，低负荷)时，控制装置171使蒸发器157的出口侧的过热度(图6中用实线表示的A状态)为5deg左右的大的数值，稍稍缩小阀的开度。
这里，在低负荷时(包含中负荷时，以下同。)稍稍打开膨胀阀156的阀的开度，如图6的虚线E’所示的那样，缩小蒸发器157的过热度时，在蒸发器157内冷媒的温度增高，所以不能与空气进行充分的热交换，降低制冷能力。
上述过热控制示于图7。即，在基于车室内的温度传感器161，日照传感器162以及外部气体温度传感器163各输出推算出来的热负荷为的负荷时，控制装置171为了增大过热度稍稍缩小膨胀阀156，另一方面，在高负荷时，为了缩小过热度可以稍稍打开膨胀阀156。
这样，在基于车室内的温度传感器161，日照传感器162以及外部气体温度传感器163各输出推算出来的热负荷高时，以缩小蒸发器157的出口侧的过热度的方式控制膨胀阀156的开度，在推算出来的热负荷为低负荷时，以增大蒸发器157的出口侧的过热度的方式控制膨胀阀156的开度，这样，增大蒸发器157中的冷媒的焓的差，最大限度地发挥蒸发器157的制冷能力。
借此，在所有热负荷条件下，都可以将蒸发器157的制冷能力保持在最佳状态。
进而，在这种情况下，由于从蒸发器157出来经过中间热交换器160的冷媒流入储存罐158，所以令从蒸发器158出来的温度低的冷媒、不经由储存罐158流入中间热交换器，可以将从气体冷却器出来的冷媒进一步有效地冷却。借此，可以进一步改善制冷能力。
此外，在本实施例中，通过将车室内的温度传感器161，日照传感器162及外部气体温度传感器163各输出合成推算出热负荷，但并不局限于此，即使由车室内的温度传感器161，日照传感器162或者外部气体温度传感器163的分别的各自的输出推算出热负荷，本发明也是有效的。
如上面详细描述的，根据这种情况下的发明，在将压缩机，气体冷却器，节流机构及蒸发器依次连接为环形，高压侧用超临界压力运转的冷媒循环装置中，由于基于热负荷条件调整节流机构的开度，控制蒸发器侧的过热度，所以，例如在热负荷高的情况下，缩小蒸发器出口侧的过热度，在热负荷低的场合增大该过热度，增大蒸发器中冷媒的焓的差，最大限度地发挥蒸发器的制冷能力。
借此，即使热负荷条件变化，也总是把蒸发器的冷冻能力保持在最佳状态。
特别是，在热负荷高的情况下，由于不增加冷媒循环量就可以增大冷冻能力，所以，可以提高压缩机的制冷系数。
此外，在这种情况下，配备将吸入压缩机中的冷媒暂时存储在储存罐，从蒸发器出来的经由中间热交换器的冷媒流入储存罐中，所以，使从蒸发器中出来的温度低的冷媒不经过储存罐流入中间热交换器，可以进一步冷却从气体冷却器出来的冷媒。借此，可以进一步改善蒸发器的制冷能力。
进而，在这种情况下，除上述发明之外，还使用CO2冷媒，所以，利用解决环境问题。
权利要求
1.一种超临界冷媒循环装置，在将压缩机，气体冷却器，节流机构及蒸发器依次连接成环形构成的、高压侧用超临界压力运转的冷媒循环装置中，基于前述蒸发器的出口侧的冷媒温度及冷媒压力调整前述节流机构的开度，控制所述蒸发器的出口侧的过热度。
2.如权利要求1所述的超临界冷媒循环装置，其特征为，利用前述节流机构加大前述蒸发器出口侧的过热度。
3.一种超临界冷媒循环装置，在将压缩机，气体冷却器，节流机构及蒸发器依次连接成环形构成的、高压侧用超临界压力运转的冷媒循环装置中，基于热负荷条件调整前述节流机构的开度，控制所述蒸发器的出口侧的过热度。
4.如权利要求3所述的超临界冷媒循环装置，其特征为，在热负荷高时缩小前述蒸发器的出口侧过热度，热负荷低时，增大前述蒸发器出口侧的过热度。
5.如权利要求1、权利要求2、权利要求3或权利要求4所述的超临界冷媒循环装置，其特征为，它配备有使从前述气体冷却器出来的冷媒和前述蒸发器出来的冷媒进行热交换用的中间热交换器，以及将吸入前述压缩机的冷媒暂时储存的储存罐，令从前述蒸发器出来而经由前述中间热交换器的冷媒流入前述储存罐。
6.如权利要求1、权利要求2、权利要求3、权利要求4或权利要求5所述的超临界冷媒循环装置，其特征为，使用CO2冷媒。
全文摘要
在高压侧利用超临界压力运转的冷媒循环装置中，以提高蒸发器中的热交换能力为目的，在把压缩机，气冷却器，膨胀阀及蒸发器依次临界成环形、在高压侧利用超临界压力运转的冷媒循环装置中，基于蒸发器的出口侧的冷媒温度及冷媒压力调整膨胀阀的开度，控制所述蒸发器的出口侧过热度。利用膨胀阀加大蒸发器出口侧的过热度。
文档编号F25B9/00GK1470824SQ0313639
公开日2004年1月28日 申请日期2003年6月4日 优先权日2002年6月4日
发明者土井重纪, 江原俊行, 黑泽美晓, 石野光彦, 福田荣寿, 小林好彦, 吉田有智, 寿, 彦, 晓, 智, 行 申请人:三洋电机株式会社