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JP4042220B2 - Refrigeration cycle equipment - Google Patents

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JP4042220B2
JP4042220B2 JP25878498A JP25878498A JP4042220B2 JP 4042220 B2 JP4042220 B2 JP 4042220B2 JP 25878498 A JP25878498 A JP 25878498A JP 25878498 A JP25878498 A JP 25878498A JP 4042220 B2 JP4042220 B2 JP 4042220B2
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    • B60H1/00Heating, cooling or ventilating [HVAC] devices
    • B60H1/00507Details, e.g. mounting arrangements, desaeration devices
    • B60H1/00585Means for monitoring, testing or servicing the air-conditioning

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Description

【0001】
【発明の属する技術分野】
本発明は、暖房時には圧縮機吐出ガス冷媒(ホットガス)を凝縮器側をバイパスして減圧し、蒸発器に直接導入することにより、蒸発器をガス冷媒の放熱器として使用するホットガスバイパス機能を持った冷凍サイクル装置に関するもので、例えば、車両用空調装置に用いて好適なものである。
【0002】
【従来の技術】
従来、車両用空調装置では冬期暖房時に温水(エンジン冷却水)を暖房用熱交換器に循環させ、この暖房用熱交換器にて温水を熱源として空調空気を加熱するようにしている。この場合、温水温度が低いときには車室内への吹出空気温度が低下して必要な暖房能力が得られない場合がある。
【0003】
そこで、特開平5−223357号公報においては、ホットガスバイパスにより暖房機能を発揮できる冷凍サイクル装置が提案されている。この従来装置では、エンジン始動時のごとく温水温度が所定温度より低いときには、圧縮機吐出ガス冷媒(ホットガス)を凝縮器をバイパスして蒸発器に導入して、蒸発器でガス冷媒から空調空気に放熱することにより、暖房機能を発揮できるようにしている。
【0004】
また、蒸発器出口と圧縮機吸入側との間に冷媒の気液を分離して、ガス冷媒を導出するアキュームレータを設置し、圧縮機への液冷媒の吸入を防止して、液圧縮による圧縮機寿命への悪影響を回避するようにしている。
【0005】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、上記の従来装置では、アキュームレータの具体的構成について言及していないが、周知のごとくアキュームレータ内部の底面付近に微小なオイル戻し用の絞り通路を設定し、この絞り通路からアキュームレータ内部の底面付近の液冷媒(潤滑オイルを含む)を吸入して圧縮機に戻すことにより、圧縮機の潤滑不足を解消して、圧縮機寿命を確保するようにしている。
【0006】
この絞り通路の開度(通路穴径、通常、ブリードポート径と称されている)の設定について、本発明者らが実際に実験検討したところ、次のごとき問題が生じることが判明した。すなわち、絞り通路の開度を冬期の暖房モード時(ホットガスバイパスサイクル時)に最適な値(例えば、φ2.5)まで大きくすると、絞り通路を通して圧縮機に吸入される液冷媒吸入量が増大するので、圧縮機の圧縮仕事量が増大して、暖房能力を増大することができる。しかし、その反面、夏期の冷房モード時における液冷媒吸入量も増大するので、サイクル内を循環するオイル量が増大して、冷房能力の低下や圧縮機消費動力の増大を招く。
【0007】
そこで、絞り通路の穴径を夏期冷房時に最適な値(例えば、φ1.2)まで小さくすると、夏期冷房モード時における液冷媒吸入量が減少して冷房能力の向上、圧縮機消費動力の低減を図ることができるものの、冬期暖房モード時には、圧縮機の圧縮仕事量が減少して、暖房能力が低下し、能力不足を起こす。
本発明は上記点に鑑み、冷房モード時における能力確保および圧縮機消費動力の低減と、暖房モード時おける能力確保とを両立させることを目的とする。
【0008】
【課題を解決するための手段】
上記目的を達成するため、請求項1記載の発明では、アキュームレータ(17)内部に貯留される液冷媒を圧縮機(10)に吸入させる液出口通路(17d)を設けるとともに、この液出口通路(17d)絞り通路(24a、24c、241〜243)を設け、
液出口通路(17d)に、絞り通路(24a、24c、241〜243)の開度を冷房モード時には減少し、暖房モード時には増加させるように可変する弁機構(24)を設け、
弁機構(24)は電気的に制御可能なものであり、
さらに、暖房モード時の必要暖房能力の増加に応じて絞り通路(24a、24c、241〜243)の開度が増加するように、弁機構(24)を制御する制御手段(25)を有することを特徴としている。
【0009】
これによると、冷房モード時には絞り通路(24a、24c、241〜243)の開度を減少することにより、冷房能力を確保できるとともに圧縮機消費動力を低減できる。一方、暖房モード時には絞り通路(24a、24c、241〜243)の開度を増加させることにより、圧縮機(10)の圧縮仕事量を増大して、暖房能力を増大することができる。
【0010】
特に、請求項記載の発明では、絞り通路(24a、24c、241〜243)の開度を可変する弁機構(24)を液出口通路(17d)に備え、この弁機構(24)を電気的に制御可能なものとし、暖房モード時の必要暖房能力の増加に応じて絞り通路(24a、24c、241〜243)の開度が増加するように、弁機構(24)を制御手段(25)にて制御するから、必要暖房能力の増加に応じて、ホットガスバイパスによる暖房能力を自動的に増加できる。
【0012】
また、請求項記載の発明のように、弁機構(24)は、電流値により絞り通路(24a、24c、241〜243)の開度を連続的に可変する電磁弁機構にて構成すれば、絞り通路開度をきめ細かく制御できる。
また、請求項記載の発明のように、アキュームレータ(17)のタンク本体部(17a)の底部に、液出口通路(17d)および弁機構(24)を一体に構成すれば、弁機構(24)部をアキュームレータ(17)と一体部品として取り扱うことができ、製造コストを低減できるとともに、車両への搭載が容易であり、実用上、好都合である。
【0017】
また、請求項記載の発明では、アキュームレータ(17)内部に貯留される液冷媒を圧縮機(10)に吸入させる液出口通路(17d)を設けるとともに、この液出口通路(17d)に絞り通路(24a、24c、241〜243)を設け、
液出口通路(17d)に、絞り通路(24a、24c、241〜243)の開度を冷房モード時には減少し、暖房モード時には増加させるように可変する弁機構(24)を設け、
弁機構(24)は、アキュームレータ(17)内の冷媒温度に応じて変位する温度応動部材(24q)を有し、この温度応動部材(24q)の変位に応じて前記絞り通路(24a、24c、241〜243)の開度を増減することを特徴としている。
【0018】
これによると、アキュームレータ(17)内の冷媒温度に直接応答して絞り通路の開度を増減することができ、弁機構(24)を簡素な構成で、安価に製作できる。
また、請求項記載の発明では、請求項1ないし4のいずれか1つに記載の冷凍サイクル装置において、冷房モード時の減圧装置(15)を、上流側に配置されたキャピラリチューブ(15a)と、このキャピラリチューブ(15a)の下流側に配置されたオリフィス(15b)とにより構成し、
このオリフィス(15b)の直後の部位に、このオリフィス(15b)から噴出する冷媒噴出流の流動音を低減する流動音低減部材(150)を配置し、暖房モード時に、圧縮機(10)の吐出ガス冷媒が流れるホットガスバイパス通路(18)の出口部をキャピラリチューブ(15a)とオリフィス(15b)との間に合流させることを特徴としている。
【0019】
また、請求項6記載の発明では、アキュームレータ(17)内部に貯留される液冷媒を圧縮機(10)に吸入させる液出口通路(17d)を設けるとともに、この液出口通路(17d)に設けた絞り通路(24a、24c、241〜243)の開度を冷房モード時には減少し、暖房モード時には増加させるようになっており、
冷房モード時の減圧装置(15)を、上流側に配置されたキャピラリチューブ(15a)と、このキャピラリチューブ(15a)の下流側に配置されたオリフィス(15b)とにより構成し、
このオリフィス(15b)の直後の部位に、このオリフィス(15b)から噴出する冷媒噴出流の流動音を低減する流動音低減部材(150)を配置し、
暖房モード時に、圧縮機(10)の吐出ガス冷媒が流れるホットガスバイパス通路(18)の出口部をキャピラリチューブ(15a)とオリフィス(15b)との間に合流させることを特徴としている。
請求項5記載の発明及び請求項6記載の発明によると、暖房モード時におけるホットガスバイパス通路(18)の減圧装置の役割を冷房用減圧装置のオリフィス(15b)に兼務させることができる。しかも、冷媒の流動音低減部材(150)も、冷房、暖房モードの双方で共通使用できる。従って、減圧装置部分の部品点数の低減により、コスト低減を図ることができる。
【0020】
なお、上記各手段および特許請求の範囲に記載の各手段に付した括弧内の符号は、後述する実施形態記載の具体的手段との対応関係を示すものである。
【0021】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施形態を図に基づいて説明する。
(第1参考例
図1〜図3は本発明の前提となる第1参考例を示しており、図1は第1参考例による車両用空調装置における冷凍サイクル装置示している。なお、図1の冷凍サイクル装置および図3の電気制御部は、後述する参考例及び本発明の実施形態においても備えられる構成である。
図1において、圧縮機10は、電磁クラッチ11を介して車両エンジン(図示せず)により駆動される。圧縮機10の吐出側には第1電磁弁12を介して凝縮器13が接続されている。そして、凝縮器13の出口側には、逆止弁14を介して第1減圧装置15が接続されている。この第1減圧装置15は本例ではキャピラリチューブ(固定絞り)にて構成されている。
【0022】
第1減圧装置15の出口側は蒸発器16に接続され、蒸発器16の出口側はアキュームレータ17を介して圧縮機10の吸入側に接続される。一方、圧縮機10の吐出側を蒸発器16の入口側に直接接続するホットガスバイパス通路18が設けてあり、このバイパス通路18には第2電磁弁19および第2減圧装置20が直列に設けてある。この第2減圧装置20は本例では圧縮機10の吐出圧が所定値以上になると開弁する定圧弁にて構成されている。
【0023】
蒸発器16は車両用空調装置の空調ケース21内に設置され、空調用送風機22により送風される空気(車室内空気または外気)を夏期冷房モード時には冷却する。また、冬期暖房モード時には、蒸発器16はホットガスバイパス通路18からの高温冷媒ガス(ホットガス)が流入して空気を加熱するので、放熱器としての役割を果たす。空調ケース21内において、蒸発器16の空気下流側には車両エンジンからの温水を熱源として送風空気を加熱する温水式の暖房用熱交換器23が設置されており、この暖房用熱交換器23の下流側に設けられた吹出口(図示せず)から車室内へ空調空気を吹き出すようになっている。
【0024】
次に、第1参考例の要部をなすアキュームレータ17の部分について詳述すると、アキュームレータ17のタンク本体部17aの上面部には蒸発器16の出口からの冷媒を導入する入口通路17bと、タンク内部の上側領域に溜まっているガス冷媒を導出するガス出口通路17cが設けられている。また、タンク本体部17aの底部には、タンク内部の下側領域に溜まっている液冷媒を導出する液出口通路17dが設けられている。
【0025】
ガス出口通路17cと液出口通路17dは合流して圧縮機10の吸入側に接続される。さらに、液出口通路17dには絞り通路の開度(穴径)を可変する弁機構24が設けられている。
この弁機構24は具体的には、図2に示すように、開度(穴径)の小さい第1絞り通路24aを開閉する第1制御弁24bと、開度(穴径)の大きい第2絞り通路24cを開閉する第2制御弁24dとにより構成することができる。ここで、第1絞り通路24aの穴径は例えばφ1.2であり、第2絞り通路24cの穴径は例えばφ2.5である。
【0026】
第1、第2制御弁24b、24dは例えば電磁弁にて構成でき、この第1、第2制御弁24b、24dは図3に示すように空調用電子制御装置25により通電が制御されて開閉される。その他に、電磁クラッチ11、第1、第2電磁弁12、19、送風機22等の作動も空調用電子制御装置25により制御される。この空調用電子制御装置25には周知のように空調制御のための種々なセンサ群26および空調操作パネルの操作スイッチ類27からの信号が入力される。
【0027】
次に、上記構成において第1参考例の作動を説明する。夏期冷房モード時には、空調用電子制御装置25により第1電磁弁12が開状態とされ、第2電磁弁19が閉状態とされる。これと同時に、第1、第2制御弁24b、24dは図2(a)に示す状態、すなわち、第1制御弁24bが開状態で、第2制御弁24dが閉状態となる。
【0028】
従って、電磁クラッチ11が接続状態となり、圧縮機10が車両エンジンにて駆動されると、圧縮機10の吐出ガス冷媒は開状態の第1電磁弁12を通過して凝縮器13に流入する。凝縮器13では、図示しない冷却ファンにより送風される外気にて冷媒が冷却されて凝縮する。そして、凝縮後の液冷媒は逆止弁14を通過して第1減圧装置15で減圧されて、低温低圧の気液2相状態となる。
【0029】
次に、この低圧冷媒は蒸発器16内に流入して送風機22の送風する空調空気から吸熱して蒸発する。蒸発器16で冷却された空調空気は車室内へ吹き出して車室内を冷房する。蒸発器16を通過した冷媒はアキュームレータ17の入口通路17bからタンク本体部17a内に流入する。このタンク本体部17a内にてガス冷媒と液冷媒がその比重差により分離され、ガス冷媒はタンク本体部17a内の上側領域に溜まる。このガス冷媒はガス出口通路17cを通って圧縮機10に吸入される。
【0030】
また、アキュームレータ17の液出口通路17dにおいては第1制御弁24bが開状態にあるので、タンク本体部17a内の下側に溜まった液冷媒(潤滑オイルを含む)は穴径の小さい第1絞り通路24aを通って圧縮機10に吸入される。ここで、第1絞り通路24aの穴径は、圧縮機10の潤滑に必要なオイル戻り量確保のために必要な最小値(例えばφ1.2)に設定することにより、サイクル内へのオイル循環量増大を抑制して冷房能力を向上できるとともに、圧縮機10への液冷媒吸入量の抑制より圧縮機消費動力を低減できる。
【0031】
冬期暖房モード時には、空調用電子制御装置25により第1電磁弁12が閉状態とされ、第2電磁弁19が開状態とされ、ホットガスバイパス通路18が開通する。これと同時に、第1、第2制御弁24b、24dは図2(b)に示す状態、すなわち、第1制御弁24bが閉状態で、第2制御弁24dが開状態となる。これらの弁開閉状態の切替は、具体的には、例えば、最大暖房状態が必要で、かつ暖房用熱交換器23に流入する温水温度が所定値以下であるような条件を空調用電子制御装置25により判定して行えばよい。
【0032】
そして、上記のように、弁開閉状態が切替えられると、圧縮機10の高温吐出ガス冷媒(過熱ガス冷媒)が開状態の第2電磁弁19を通って第2減圧装置20で減圧された後、この減圧後の過熱ガス冷媒が蒸発器16にて送風空気に放熱して、送風空気を加熱する。そして、蒸発器16で放熱したガス冷媒はアキュームレータ17の入口通路17bからタンク本体部17a内に流入し、ガス出口通路17cを通って圧縮機10に吸入される。
【0033】
ところで、蒸発器16にてガス冷媒から放出される熱量は、圧縮機10の圧縮仕事量に相当するものであるから、蒸発器16での放熱量を増加するためには、圧縮機10の圧縮仕事量を増加させる必要がある。
そこで、暖房モード時にはアキュームレータ17において、第2制御弁24dを開状態として、穴径の大きい第2絞り通路24cを通して、タンク本体部17a内の下側に溜まった液冷媒(潤滑オイルを含む)を圧縮機10に吸入させる。これにより、冷房モード時に比して暖房モード時にはアキュームレータ17から圧縮機10への液冷媒吸入量が増大し、圧縮仕事量を増加させることができ、暖房能力を向上できる。
【0034】
なお、第2減圧装置20として本例では圧縮機10の吐出圧が所定値以上になると開弁する定圧弁を用いているので、圧縮機10の吐出圧を常時、所定値以上に維持して、圧縮仕事量を増加させることができる。また、逆止弁14は暖房モード時にホットガスバイパス通路18からのガス冷媒が凝縮器13内に逆流して、凝縮器13内に冷媒が滞留すること(寝込み現象)を防止する。
【0035】
図4は横軸に圧縮機回転数Ncをとり、縦軸に暖房能力をとったグラフで、本発明者の行った実験による結果を示しており、この図4のグラフから分かるように、アキュームレータ17の液出口通路17dの絞り通路穴径を増加するにつれて、暖房能力を増加できる。
図19は、暖房モード時に開状態となる第2絞り通路24cの穴径を横軸にとり、暖房モード時における騒音レベルを縦軸にとった実験結果を示す。ここで、騒音は蒸発器16から1000mm離れた時点における測定結果である。図19に示すように、第2絞り通路24cの穴径の増加につれて騒音が低下し、この穴径がφ1.0以上に増加すると、圧縮機10への液バック現象(液冷媒が圧縮機10に戻る現象)が始まり、そして、穴径=φ2.0で騒音が最低レベルになっている。
【0036】
従って、騒音低減の観点からは、穴径=φ2.0以上にすることが好ましいことが分かる。なお、実験条件は室温=−10°C、圧縮機回転数=1500rpm、空調用送風機22の駆動用モータ印加電圧=5.0V、サイクル高圧=2.1MPa、サイクル低圧=0.85Pa、サイクル内封入オイル量=100gである。
【0037】
(第2参考例
図5は第2参考例であり、弁機構24において、同一開度(同一穴径)の2つの絞り通路24a、24cを並列に設け、その一方の絞り通路24aのみに制御弁24bを設け、冷房モード時には制御弁24bを閉状態とし、暖房モード時には制御弁24bを開状態とする。これにより、冷房モード時には1つの絞り通路24cのみを通して液冷媒が圧縮機10に吸入され、暖房モード時には2つの絞り通路24a、24cの並列回路を通して液冷媒が圧縮機10に吸入されるので、暖房モード時の圧縮機10への液冷媒吸入量を増加できる。他の点は第1参考例と同じである。
【0038】
(第実施形態)
図6は本発明の実施形態であり、弁機構24として液出口通路17dの絞り通路24aの開度を連続的に制御可能な電磁弁機構を用いたものである。この弁機構24には、絞り通路24aの開度を調整する球状の弁体24e、この弁体24eに閉弁方向のバネ力を作用するバネ24f、および弁体24eに電磁吸引力を作用する電磁コイル24gが備えられており、この電磁コイル24gへの電流値を連続的に変化させることにより、絞り通路24aの開度を連続的に調整できる。
【0039】
図7はこの弁機構24による電磁コイル24gへの電流値と絞り通路24aの開度との関係を例示するグラフである。この図7に示す作動特性と、図4の作動特性に着目して、電磁コイル24gへの電流値を空調用電子制御装置25(図3)により暖房モード時の運転条件に応じて制御すれば、絞り通路24aの開度を暖房モード時の必要暖房能力に応じて可変できる。
【0040】
より具体的に説明すると、センサ群26により外気温度を検出して、外気温度が低下するに従って、電磁コイル24gへの電流値を大きくすれば、外気温度の低下に応じて暖房能力を増加できる。
また、外気温度の代わり車室内温度(内気温)をセンサ群26により検出して、内気温度が低下するに従って、電磁コイル24gへの電流値を大きくすれば、内気温度の低下に応じて暖房能力を増加できる。
【0041】
また、外気温度、内気温度、乗員の設定温度等に基づいて車室内への必要吹出空気温度(TAO)を空調用電子制御装置25により算出し、暖房モード時にはこの必要吹出空気温度(TAO)が高くなるにつれて、電磁コイル24gへの電流値を大きくすれば、必要吹出空気温度(TAO)の上昇につれて暖房能力を増加できる。
【0042】
また、圧縮機10の吐出側圧力、すなわち、高圧圧力と蒸発器16に流入するガス冷媒温度とは相関関係があるので、高圧圧力をセンサ群26により検出して、高圧圧力が低下する従って、電磁コイル24gへの電流値を大きくすれば、高圧圧力の低下に起因する暖房能力低下を未然に回避できる。
(第実施形態)
図8は本発明の実施形態であり、上記第実施形態による弁機構24をアキュームレータ17に一体化したものである。
図8において、アキュームレータ17の円筒状のタンク本体部17aの上面部に入口通路17bが構成してある。この入口通路17bは、タンク本体部17aの上面部に開けた穴部(図示せず)を通してタンク内部に連通している。タンク本体部17aの上面部の内壁には傘状の案内部材17eが固定されているため、この案内部材17eの外面側に沿って入口通路17bからの冷媒がタンク内部に流入する。
【0043】
一方、タンク本体部17aの底部外側には弁機構24の電磁駆動部24hが配設されている。この電磁駆動部24hには、固定磁極部材24iと、電磁コイル24gの電磁吸引力により固定磁極部材24iに向かって移動する可動磁極部材(プランジャ)24jが備えられている。この可動磁極部材24jは、シャフト24kおよびピストン状の連結体24mを介して球状の弁体24eに連結されおり、従って、可動磁極部材24jと球状の弁体24eは図8の上下方向に一体に変位する。
【0044】
タンク本体部17aの底部内側には液冷媒を流出させる液出口通路17dが形成されており、そして、この液出口通路17dの途中に絞り通路24aが形成され、この絞り通路24aの開度を球状の弁体24eにて連続的に可変し得るようになっている。絞り通路24aの出口側は、弁体24eに閉弁方向のバネ力を作用するバネ24fの保持ケース24nの連通穴24pを通過して、円筒状部材17fの底部内側に連通している。
【0045】
この円筒状部材17fはタンク本体部17a内部の中心部を上下方向に延びるように配置されており、この円筒状部材17fの内側の中心部には冷媒出口パイプ17gが同心状に配置されている。これにより、タンク本体部17a内の上側領域に溜まっているガス冷媒は、矢印Aのように円筒状部材17fの内側を通って、冷媒出口パイプ17gの下端開口部からパイプ17g内を通過してアキュームレータ17の外部へ流出する。
【0046】
また、タンク本体部17a内の下側領域に溜まっている液冷媒は液出口通路17d、絞り通路24a、連通穴24p等を通過して、円筒状部材17fの底部内側に流入し、ここで、上記ガス冷媒に混合されて冷媒出口パイプ17g内に吸入される。従って、本例では、円筒状部材17fの内側空間によりガス出口通路17cを構成することになる。
【0047】
ところで、第実施形態においても、電磁コイル24gへの電流値の制御により球状の弁体24eの変位量を連続的に調整できるので、第実施形態と同様に、絞り通路24aの開度を暖房モード時の運転条件に対応した最適値に制御することができる。
(第実施形態)
図9は本発明の実施形態であり、第実施形態では、凝縮器13と逆止弁14との間にレシーバ28を配置し、このレシーバ28において、凝縮器13で凝縮した冷媒の気液を分離して液冷媒を溜めるとともに、液冷媒を逆止弁14側に導出するようにしたものである。このようなレシーバ28を有する冷凍サイクルにおいても、本発明は同様に実施できる。
【0048】
第1減圧装置15として、本例では、蒸発器16の出口冷媒の過熱度が所定値に維持されるように弁開度(冷媒流量)を調整する温度式膨張弁を用いている。15aは蒸発器16の出口冷媒の温度を感知する感温部材である。
第3参考例
図10は第3参考例を示している。第3参考例では、上記した図9のレシーバ28を有する冷凍サイクルにおいて、アキュームレータ17内の液冷媒面が冷房モード時と暖房モード時とで大きく変動することに着目して、アキュームレータ17の液出口通路17dの絞り通路24a、24cの開度を切り替えるようにしている。
【0049】
すなわち、レシーバ28を有する冷凍サイクルにおいて、第1減圧装置15として、蒸発器16の出口冷媒の過熱度が所定値に維持されるように弁開度(冷媒流量)を調整する温度式膨張弁を用いているため、冷房モード時には、この温度式膨張弁15により蒸発器16の出口冷媒が常時、過熱度を持つ過熱ガス状態に維持される。従って、アキュームレータ17内には、サイクル内の潤滑オイルのみが溜まることになる。
【0050】
これに対し、暖房モード時では、温度式膨張弁15による、蒸発器出口冷媒の過熱度制御が行われず、ホットガスバイパス通路18からの高温冷媒ガス(ホットガス)が直接蒸発器16に流入して、蒸発器16で高温冷媒ガスの一部が凝縮するので、アキュームレータ17内には、液冷媒と潤滑オイルの両方が溜まる。その結果、アキュームレータ17内の液面高さは、暖房モード時に高くなり、冷房モード時には低くなる。
【0051】
そこで、第3参考例では、開度の小さい冷房用の第1絞り通路24aをアキュームレータ17内の上下方向で下方側(アキュームレータ17内の底面近傍)に配置し、開度の大きい暖房用の第2絞り通路24cをアキュームレータ17内の上下方向で上方側に配置している。図10は、第3参考例によるアキュームレータ17の具体的構造を例示するもので、図8のアキュームレータ17と同一もしくは均等部分には同一符号を付して説明を省略する。
【0052】
第3参考例のアキュームレータ17においても、タンク本体部17a内部の中心部を上下方向に延びる円筒状部材17fと、この円筒状部材17fの内側の中心部に同心状に配置された冷媒出口パイプ17gとを有している。これにより、タンク本体部17a内の上側領域に溜まっているガス冷媒は、矢印Aのように円筒状部材17fの内側空間、すなわち、ガス出口通路17cを通って、冷媒出口パイプ17gの下端開口部からパイプ17g内を通過して、アキュームレータ17の外部へ流出する。
【0053】
一方、円筒状部材17fの下端部には底部をもつ円筒状のキャップ部材17hを接合して円筒状部材17fの下端部の開口を閉塞している。そして、キャップ部材17hの底部近傍位置(例えば、タンク本体部17aの底面より10mm程度高い位置)に、上記した開度の小さい冷房用の第1絞り通路24aを設けている。第1絞り通路24aの穴径は、例えば、φ1.0である。
【0054】
一方、開度の大きい暖房用の第2絞り通路24cは、第1絞り通路24aより所定寸法(例えば、20〜30mm程度)だけ上方において、円筒状部材17fとキャップ部材17hとの嵌合部を貫通して設けられている。第2絞り通路24cの穴径は、例えば、φ2.3である。
なお、図10において、17iは支持ステーで、円筒状部材17fの外周面とタンク本体部17aの内壁面との間に配置され、円筒状部材17fを安定的に支持するものである。この支持ステー17iは円筒状部材17fの外周面から複数本(4本)放射状に延びるように配置されている。17jはサイクル内の水分を吸着する乾燥剤である。
【0055】
第3参考例によると、冷房モード時には、図9の温度式膨張弁15による、蒸発器出口冷媒の過熱度制御によって、アキュームレータ17内にサイクル内の潤滑オイルのみが溜まるので、アキュームレータ17内の液面が第2絞り通路24cより下方へ低下する。図10のL1 は冷房モード時の液面を例示している。従って、冷房モード時には液面L1 より下方に位置している第1絞り通路24aのみを通して、アキュームレータ17内底部付近の潤滑オイルが円筒状部材17fの内側に吸入され、圧縮機10の吸入側に還流する。
【0056】
これに対して、暖房モード時では、前述のごとくアキュームレータ17内に液冷媒と潤滑オイルの両方が溜まって、アキュームレータ17内の液面高さは冷房モード時より十分高くなり、第2絞り通路24cより上方まで上昇する。図10のL2 は暖房モード時の液面を例示している。
従って、暖房モード時には第1絞り通路24aと第2絞り通路24cの両方を通って、アキュームレータ17内の液冷媒と潤滑オイルが円筒状部材17fの内側に吸入され、圧縮機10の吸入側に還流する。従って、圧縮機10への液冷媒と潤滑オイルの吸入量を増加させて、暖房能力の向上を図ることができる。
【0057】
しかも、第3参考例によると、アキュームレータ17内の液冷媒面が冷房モード時と暖房モード時とで大きく変動することを利用して、冷房モード時と暖房モード時の絞り通路24a、24cの開度を切り替えているから、開度切替のための弁機構を廃止でき、構成の簡素化を図ることができる。
さらに、アキュームレータ17内に、第1、第2絞り通路24a、24cを内蔵させ、アキュームレータ外部に追加機構を一切設ける必要がないので、アキュームレータ17の体格を小型化することもできる。
【0058】
なお、第3参考例では、第1絞り通路24aと第2絞り通路24c自身が液出口通路17dを兼ねることになる。
(第実施形態)
図11、図12は本発明の実施形態を示している。前述の図8の第実施形態ではアキュームレータ17のタンク本体部17aの底部外側に弁機構24の電磁駆動部24hを配設し、電磁コイル24gへの電流値の制御により球状の弁体24eの変位量を連続的に調整することより、絞り通路24aの開度を暖房モード時の運転条件に対応して電気的に制御している。
【0059】
これに対し、第実施形態ではアキュームレータ17内の冷媒温度が暖房モード時の運転条件に対応して変化する点に着目して、図11、図12に示すようにアキュームレータ17内に冷媒温度に応動して変位する温度応動部材24qを設け、この温度応動部材24qの変位量に応じて複数(本例では3個)の絞り通路241、242、243の連通を切替開閉することにより、絞り通路の開度を暖房モード時の運転条件に対応して増減するようにしている。
【0060】
図11、図12に示すアキュームレータ17の基本的な構造および機能は図8、図10のアキュームレータ17と同一であるので、同一部分には同一符号を付して説明を省略する。冷媒出口パイプ17gの外周上に所定空隙を介して円筒状部材17fが同心状に配置されており、この両者17f、17gの間の空隙部によりガス出口通路17cが構成される。
【0061】
円筒状部材17fの外周面に弁機構24の温度応動部材24qを装着している。この温度応動部材24qは形状記憶合金からなるもので、円筒状部材17fの外周面にコイル状(螺旋状)に巻き付けてある。そして、温度応動部材24qの一端部(上端部)は円筒状部材17fの外周面に固着して固定端としてあり、これに対し、他端部(下端部)は円筒状部材17fの外周面に固着せず、変位可能な自由端としてある。
【0062】
ここで、温度応動部材24qを構成する形状記憶合金は、周知のごとく所定温度域の母相で形成された合金が、他の温度域の相にあるとき変形を受けても、母相の温度域に戻すと、再び元の形状に戻る性質、つまり、形状記憶効果を持つ合金である。このような形状記憶効果を利用して、温度応動部材24qのコイル形状を周囲の温度変化(すなわち、アキュームレータ17内の冷媒温度変化)に応動して変位させることができる。
本例においては、アキュームレータ17内の冷媒温度の上昇により温度応動部材24qのコイル形状が巻き戻され、冷媒温度の低下により温度応動部材24qのコイル形状が巻き締められるようにしてある。
【0063】
一方、円筒状部材17fの底部は図8、図10と同様に閉塞してあり、円筒状部材17fの底部近傍の外周面において、その円周方向に同一高さで、上記した3個の絞り通路241、242、243を小径の円形穴により形成している。ここで、この3個の絞り通路241、242、243は図8の液冷媒通路17dの役割を兼ねるもので、アキュームレータ17内底部の液冷媒を円筒状部材17f内に導入する。
【0064】
また、本例では、第1の絞り通路241は冷房モード時に必要な小さな穴径(例えば、φ1.0)に設定し、第2、第3の絞り通路242、243はこれより所定量だけ大きい穴径(例えば、φ1.6)に設定している。温度応動部材24qのコイル形状の自由端は円筒状部材17fの底部近くまで延びており、この自由端に弁体24rを溶接等の接合手段により接合している。
【0065】
この弁体24rは鉄系等の適宜の金属材により円筒状部材17fの外周面に沿ったリング状の形状に形成してあり、上下方向寸法の大きい矩形部分にて絞り通路242、243を開閉する。この矩形部分から上下方向寸法の小さい帯状部分24r′が円周方向に延びており、この帯状部分24r′は3個の絞り通路241、242、243の上側に位置しているので、絞り通路241、242、243の開閉には関与しない。
【0066】
そして、弁体24rの形状を矩形部分と帯状部分24r′との組み合わせで略リング状に形成して、このリング形状を円筒状部材17fの外周面に嵌合することにより、弁体24rが円筒状部材17fの外周面上で円周方向に安定に移動するようにしてある。 図13は暖房モード時の冷凍サイクルモリエル線図であって、アキュームレータ17内の冷媒は図13のB点で示す飽和状態にあり、アキュームレータ17内の冷媒温度は、蒸発器16に送風される空気(冬季暖房時では外気)の温度、風量、圧縮機回転数等のサイクル運転条件のバランスで決まるが、外気温度が低下すると、アキュームレータ17内の冷媒が飽和状態を維持するためにサイクル低圧PLが低下し、その圧力低下分だけアキュームレータ17内の冷媒温度は低下することになる。
【0067】
図14は外気温度と暖房負荷との関係を示すもので、暖房負荷は▲1▼の特性に示すように外気温度の低下に伴って増大する関係にある。一方、▲2▼、▲3▼はそれぞれ液冷媒吸入の絞り通路の穴径がφ1.0とφ2.5の場合の暖房能力であり、外気温度が低下すると、サイクル低圧PLの低下により圧縮機吸入冷媒の密度が減少(比容積が増大)して圧縮機仕事量が低下し、その結果、暖房能力が低下する関係にある。
【0068】
そこで、暖房モード時において、外気温=0°C付近ではアキュームレータ17内の冷媒温度の上昇により温度応動部材24qのコイル形状が図11に示すように巻き戻され、その結果、弁体24rが絞り通路241(φ1.0)のみを開口し、絞り通路242、243を閉塞する位置に移動する。そして、外気温が低下すると、アキュームレータ17内の冷媒温度が低下するので、これにつれて温度応動部材24qのコイル形状が徐々に巻き締められ、温度応動部材24qの弁体24rが徐々に図11、図12の円周方向右側へ移動する。
【0069】
そのため、絞り通路242が次に開口し始め、絞り通路242の穴径はφ1.6であるので、その開口面積(開度)の増加によりアキュームレータ17内への液冷媒吸入通路面積が図14に示すφ1.5、φ2.0、φ2.5と順次拡大していく。3つの絞り通路241、242、243の合計開口面積はφ4.2であるので、この合計開口面積まで液冷媒吸入通路面積を外気温の低下につれて拡大できる。
【0070】
このように、外気温の低下につれて液冷媒吸入通路面積を拡大することにより、外気温の低下による暖房能力の低下をアキュームレータ17内への液冷媒吸入通路面積の拡大により補って、必要暖房能力を確保できる。
なお、温度応動部材24qのコイル形状は、アキュームレータ17内の冷媒温度の上昇により図11の状態(外気温=0°C付近の状態)まで巻き戻されると、それ以上はコイル形状の巻き戻しが起こらないように設定してあるので、冷房モード時ではアキュームレータ17内の冷媒温度が常時0°C以上の温度に維持されるので、弁体24rが絞り通路241のみを開口し、絞り通路242、243を閉塞する位置に保たれる。
【0071】
(第実施形態)
上述の各参考例及び各実施形態では、暖房モード時に、ホットガスバイパス通路18に設けた第2減圧装置20により圧縮機10の吐出ガス冷媒を減圧させて蒸発器16に流入させているが、ホットガスバイパス通路18の第2減圧装置20を廃止して、ホットガスバイパス通路18の出口部を第1減圧装置15の上流部に接続して、ホットガスバイパス通路18を通るガス冷媒を第1減圧装置15で減圧した後に蒸発器16に流入させることができる。
【0072】
実施形態はこのように第2減圧装置20を廃止するものであって、図15に示すように、冷房モード時の減圧装置である第1減圧装置15を本第5実施形態では上流側のキャピラリチューブ15aと下流側のオリフィス15bとの組み合わせで構成している。そして、ホットガスバイパス通路18の出口部をキャピラリチューブ15aとオリフィス15bとの間に合流させている。
【0073】
これにより、暖房モード時には、ホットガスバイパス通路18のホットガスをオリフィス15bにより減圧して蒸発器16に流入させることができる。従って、第2減圧装置20を役割をオリフィス15bに兼務させて、第2減圧装置20を廃止できる。
次に、図16は上記第1減圧装置15および上記合流部の具体構造を例示するものであり、オリフィス15bは円筒状のハウジング部材15cの中心部に形成され、ハウジング部材15cの内部において、オリフィス15bの直後の部位にはオリフィス15bから噴出する冷媒噴出流(ジェットコア)に起因する冷媒流動音を低減するための流動音低減部材(サイレンサ)150が配置してある。
【0074】
この流動音低減部材150は図17(a)、(b)に示すように概略円筒状の部材であり、円筒本体部150aと、その中心部に配置された中心軸部150bとを有し、そして、この円筒本体部150aと軸部150bとの間に放射状に配置した複数の連結部150cにより、この両者150a、150bの間を一体に連結している。円筒本体部150aは吸音作用をもつ樹脂製の吸音フェルト材で構成してある。
【0075】
ここで、中心軸部150bはオリフィス15bの穴径(例えば、φ1.35)に対して同等以上の距離L(例えば、1.5mm)を開けて、オリフィス15b下流に対向配置してあり、中心軸部150bの径はオリフィス15bの穴径の2倍程度(例えば、φ3.0)に設定してある。
ところで、オリフィス15bから冷媒は音速状態で噴出して、冷媒噴出流(ジェットコア)を形成する。従って、この冷媒噴出流の外周側には急激な速度勾配を持つ混合域が形成され、この混合域の形成が原因となって、冷媒流動音を増大させる。
しかし、第実施形態によると、上記した流動音低減部材150の設置によって、オリフィス15bからの噴出冷媒は、その噴出直後の部位で中心軸部150bに衝突して、冷媒噴出流の形成範囲を縮小させる。
【0076】
その結果、上記混合域の形成範囲が縮小され、急激な速度勾配による冷媒流動音の音圧レベルを低下させる。これと同時に、円筒本体部150aの吸音フェルト材の吸音作用によって冷媒流動音の音圧レベルをさらに引き下げることができる。
しかも、オリフィス15bは冷房モードおよび暖房モードの双方で用いる減圧手段であるから、オリフィス15bおよび流動音低減部材150を冷房、暖房の両モードで兼用でき、構成の簡素化を図ることができる。
【0077】
次に、図18は第実施形態による、キャピラリチューブ15aとオリフィス15bとの組み合わせからなる第1減圧装置15の冷媒流量調整特性を示すもので、横軸は減圧装置入口冷媒の状態を示し、0の目盛より左側は入口冷媒のサブクール(過冷却度)SCをとり、右側は入口冷媒の乾き度Xをとっている。
入口冷媒のサブクールSCは図18の範囲Mに示すように、15°C以内に押さえることが望まれている。これは、サブクールSCの増大によりサイクル高圧が上昇して圧縮機動力が増大することを抑制するためである。
第1減圧装置15をキャピラリチューブ15aのみで構成した場合は破線の特性に示すようにサイクルの負荷変動に対する冷媒流量の増加割合が小さいので、サブクールSCが増大して、圧縮機動力の増大を招くことになるが、第実施形態によるキャピラリチューブ15aとオリフィス15bとの組み合わせによると、サイクルの負荷変動に対する冷媒流量の増加割合が大きいので、サブクールSCの増大を抑制して、圧縮機動力の増大を抑制できる利点がある。
【0078】
(他の実施形態)
なお、第実施形態では、図15に示すように逆止弁14をキャピラリチューブ15aの上流側に配置しているが、ホットガスバイパス通路18の出口部との合流部より上流であれば、キャピラリチューブ15aの下流側に逆止弁14を配置してもよい。
【0079】
また、図1、図9および図15において、圧縮機吐出ガスを凝縮器13側通路とホットガスバイパス通路18側とに切り替える切替手段として、第1、第2の2つの電磁弁12、19を使用しているが、これを1つの3方切替弁に置換してもよいことはもちろんである。
また、図10の第3参考例において、第1絞り通路24aの開度を小とし、第2絞り通路24cの開度を大にしているが、暖房モード時には第1、第2絞り通路24a、24cの両方から液冷媒と潤滑オイルを吸入するから、第1、第2絞り通路24a、24cの開度を同等にしてもよい。
【図面の簡単な説明】
【図1】 本発明の前提となる第1参考例を示す冷凍サイクル図である。
【図2】 第1参考例における弁機構の説明図である。
【図3】 第1参考例における電気制御ブロック図である。
【図4】 第1参考例の効果を示すグラフである。
【図5】 本発明の第2参考例における弁機構の説明図である。
【図6】 本発明の第実施形態における弁機構の説明図である。
【図7】 第実施形態の弁機構の作動特性図である。
【図8】 本発明の第実施形態を示すアキュームレータの縦断面図である。
【図9】 本発明の第実施形態を示す冷凍サイクル図である。
【図10】 本発明の第3参考例を示すアキュームレータの縦断面図である。
【図11】 本発明の第実施形態を示すアキュームレータの縦断面図で、冷房モード時を示す。
【図12】 本発明の第実施形態を示すアキュームレータの縦断面図で、暖房モード時を示す。
【図13】 第実施形態の暖房モード時の作動説明に供するモリエル線図である。
【図14】 第実施形態の暖房モード時の外気温と暖房負荷との関係を示す特性図である。
【図15】 本発明の第実施形態を示す冷凍サイクル図である。
【図16】 図15の減圧装置部分の拡大断面図である。
【図17】 (a)は図16のオリフィス部分の拡大断面図、(b)は(a)の流動音低減部材単体の一部破断斜視図である。
【図18】 第実施形態における減圧装置の冷媒流量調整特性の説明図である。
【図19】 第1参考例における第2絞り通路穴径と騒音レベルとの関係を示すグラフである。
【符号の説明】
10…圧縮機、16…蒸発器、17…アキュームレータ、17d…液出口通路、
18…ホットガスバイパス通路、24…弁機構、
24a、24c、241〜243…絞り通路。
[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention is a hot gas bypass function in which the compressor discharge gas refrigerant (hot gas) is depressurized by bypassing the condenser side during heating, and is directly introduced into the evaporator, thereby using the evaporator as a gas refrigerant radiator. For example, it is suitable for a vehicle air conditioner.
[0002]
[Prior art]
Conventionally, in a vehicle air conditioner, warm water (engine cooling water) is circulated to a heating heat exchanger during heating in winter, and the conditioned air is heated using the warm water as a heat source in the heating heat exchanger. In this case, when the hot water temperature is low, the temperature of the air blown into the passenger compartment may decrease and the required heating capacity may not be obtained.
[0003]
In view of this, Japanese Patent Application Laid-Open No. 5-223357 proposes a refrigeration cycle apparatus that can exhibit a heating function by hot gas bypass. In this conventional apparatus, when the hot water temperature is lower than a predetermined temperature as at the time of engine start, the compressor discharge gas refrigerant (hot gas) is introduced into the evaporator bypassing the condenser, and the conditioned air is supplied from the gas refrigerant by the evaporator. The heating function can be demonstrated by radiating heat.
[0004]
In addition, an accumulator that separates the gas and liquid of the refrigerant between the outlet of the evaporator and the compressor suction side and leads out the gas refrigerant is installed to prevent the liquid refrigerant from being sucked into the compressor and compressed by liquid compression. The bad influence on the machine life is avoided.
[0005]
[Problems to be solved by the invention]
By the way, in the above-mentioned conventional device, the specific configuration of the accumulator is not mentioned, but as is well known, a small oil return throttle passage is set near the bottom surface inside the accumulator, and from this throttle passage near the bottom surface inside the accumulator. By sucking the liquid refrigerant (including lubricating oil) and returning it to the compressor, the lack of lubrication of the compressor is resolved and the compressor life is ensured.
[0006]
As a result of an actual experiment on the setting of the opening degree of the throttle passage (passage hole diameter, usually referred to as bleed port diameter), it has been found that the following problems occur. That is, if the opening of the throttle passage is increased to an optimum value (for example, φ2.5) in the winter heating mode (hot gas bypass cycle), the amount of liquid refrigerant sucked into the compressor through the throttle passage increases. As a result, the compression work of the compressor increases and the heating capacity can be increased. However, on the other hand, since the amount of liquid refrigerant sucked in the cooling mode in summer increases, the amount of oil circulating in the cycle increases, leading to a decrease in cooling capacity and an increase in compressor power consumption.
[0007]
Therefore, if the hole diameter of the throttle passage is reduced to an optimal value during summer cooling (for example, φ1.2), the amount of liquid refrigerant sucked in the summer cooling mode is reduced, improving the cooling capacity and reducing the compressor power consumption. Although it can be achieved, during the winter heating mode, the compression work of the compressor is reduced, the heating capacity is reduced, and the capacity is insufficient.
In view of the above points, an object of the present invention is to achieve both securing of capacity in cooling mode and reduction of compressor power consumption and securing of capacity in heating mode.
[0008]
[Means for Solving the Problems]
  In order to achieve the above object, according to the first aspect of the present invention, a liquid outlet passage (17d) for sucking the liquid refrigerant stored in the accumulator (17) into the compressor (10) is provided, and the liquid outlet passage ( 17d)InRestricted passage (24a, 24c, 241 to 243)Provided,
  In the liquid outlet passage (17d),The opening degree of the throttle passages (24a, 24c, 241 to 243) is decreased in the cooling mode and increased in the heating mode.A variable valve mechanism (24) is provided,
  The valve mechanism (24) is electrically controllable,
  Furthermore, it has a control means (25) for controlling the valve mechanism (24) so that the opening degree of the throttle passages (24a, 24c, 241 to 243) increases in accordance with an increase in the required heating capacity in the heating mode.It is characterized by that.
[0009]
According to this, by reducing the opening degree of the throttle passages (24a, 24c, 241 to 243) in the cooling mode, the cooling capacity can be secured and the compressor power consumption can be reduced. On the other hand, by increasing the opening degree of the throttle passages (24a, 24c, 241 to 243) in the heating mode, the compression work of the compressor (10) can be increased and the heating capacity can be increased.
[0010]
  In particular, the claims1Described inventionThenA valve mechanism (24) for changing the opening degree of the throttle passages (24a, 24c, 241 to 243) is provided in the liquid outlet passage (17d), and the valve mechanism (24) is electrically controllable,Necessary because the valve mechanism (24) is controlled by the control means (25) so that the opening degree of the throttle passages (24a, 24c, 241 to 243) increases in accordance with an increase in the required heating capacity in the heating mode. As the heating capacity increases, the heating capacity by the hot gas bypass can be automatically increased.
[0012]
  Claims2If the valve mechanism (24) is constituted by an electromagnetic valve mechanism that continuously varies the opening degree of the throttle passages (24a, 24c, 241 to 243) according to the current value as in the described invention, the throttle passage opening degree. Can be finely controlled.
  Claims3If the liquid outlet passage (17d) and the valve mechanism (24) are integrally formed at the bottom of the tank main body (17a) of the accumulator (17) as in the invention described, the valve mechanism (24) is connected to the accumulator (17). 17) can be handled as an integral part, and the manufacturing cost can be reduced, and it can be easily mounted on a vehicle, which is practically convenient.
[0017]
Claims4In the described invention,A liquid outlet passage (17d) for sucking liquid refrigerant stored in the accumulator (17) into the compressor (10) is provided, and throttle passages (24a, 24c, 241 to 243) are provided in the liquid outlet passage (17d). Provided,
  In the liquid outlet passage (17d),The opening of the throttle passage (24a, 24c, 241 to 243)Decrease during cooling mode and increase during heating modeVariable valve mechanism (24)Provided,
  Valve mechanism (24)IsA temperature responsive member (24q) that is displaced according to the refrigerant temperature in the accumulator (17).HaveThe opening degree of the throttle passages (24a, 24c, 241 to 243) is increased or decreased according to the displacement of the temperature responsive member (24q).
[0018]
  According to this, the opening degree of the throttle passage can be increased or decreased in direct response to the refrigerant temperature in the accumulator (17), and the valve mechanism (24) can be manufactured at a low cost with a simple configuration.
  Claims5In the described invention,In the refrigerating cycle device according to any one of claims 1 to 4,The decompression device (15) in the cooling mode is constituted by a capillary tube (15a) disposed on the upstream side and an orifice (15b) disposed on the downstream side of the capillary tube (15a),
  A flow noise reduction member (150) for reducing the flow noise of the refrigerant jet flow ejected from the orifice (15b) is disposed immediately after the orifice (15b), and the compressor (10) is discharged in the heating mode. The outlet portion of the hot gas bypass passage (18) through which the gas refrigerant flows is joined between the capillary tube (15a) and the orifice (15b).
[0019]
  In the invention according to claim 6, the liquid outlet passage (17 d) for sucking the liquid refrigerant stored in the accumulator (17) into the compressor (10) is provided, and the liquid outlet passage (17 d) is provided. The opening of the throttle passages (24a, 24c, 241 to 243) is decreased during the cooling mode and increased during the heating mode.
  The decompression device (15) in the cooling mode is constituted by a capillary tube (15a) disposed on the upstream side and an orifice (15b) disposed on the downstream side of the capillary tube (15a),
  A fluid noise reducing member (150) for reducing the fluid noise of the refrigerant jet flow ejected from the orifice (15b) is disposed immediately after the orifice (15b),
  In the heating mode, the outlet portion of the hot gas bypass passage (18) through which the discharge gas refrigerant of the compressor (10) flows is joined between the capillary tube (15a) and the orifice (15b).
  Invention of Claim 5 and Invention of Claim 6According to this, the role of the decompression device of the hot gas bypass passage (18) in the heating mode can be shared by the orifice (15b) of the decompression device for cooling. In addition, the refrigerant flow noise reduction member (150) can be commonly used in both the cooling and heating modes. Therefore, the cost can be reduced by reducing the number of parts in the decompression device portion.
[0020]
In addition, the code | symbol in the parenthesis attached | subjected to each said means and each means as described in a claim shows the correspondence with the specific means as described in embodiment mentioned later.
[0021]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
  Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.
  (FirstReference example)
  1 to 3 show a first reference example as a premise of the present invention,Figure 1According to the first reference exampleRefrigeration cycle apparatus for vehicle air conditionerTheShow.The refrigeration cycle apparatus in FIG. 1 and the electric control unit in FIG. 3 are configured to be provided in a reference example and an embodiment of the present invention described later.
  In FIG.The compressor 10 is driven by a vehicle engine (not shown) via an electromagnetic clutch 11. A condenser 13 is connected to the discharge side of the compressor 10 via a first electromagnetic valve 12. A first pressure reducing device 15 is connected to the outlet side of the condenser 13 via a check valve 14. In this example, the first pressure reducing device 15 is constituted by a capillary tube (fixed throttle).
[0022]
The outlet side of the first pressure reducing device 15 is connected to the evaporator 16, and the outlet side of the evaporator 16 is connected to the suction side of the compressor 10 via the accumulator 17. On the other hand, a hot gas bypass passage 18 that directly connects the discharge side of the compressor 10 to the inlet side of the evaporator 16 is provided, and the second electromagnetic valve 19 and the second pressure reducing device 20 are provided in series in the bypass passage 18. It is. In this example, the second pressure reducing device 20 is constituted by a constant pressure valve that opens when the discharge pressure of the compressor 10 exceeds a predetermined value.
[0023]
The evaporator 16 is installed in the air conditioning case 21 of the vehicle air conditioner, and cools the air (vehicle compartment air or outside air) blown by the air conditioning blower 22 in the summer cooling mode. Further, in the winter heating mode, the evaporator 16 serves as a radiator because the high-temperature refrigerant gas (hot gas) from the hot gas bypass passage 18 flows in and heats the air. In the air conditioning case 21, a hot water heating heat exchanger 23 for heating the blown air using hot water from the vehicle engine as a heat source is installed on the air downstream side of the evaporator 16. The conditioned air is blown out from the air outlet (not shown) provided on the downstream side to the vehicle interior.
[0024]
  next,First reference exampleThe accumulator 17 that constitutes the main part of the accumulator 17 will be described in detail. The upper surface of the tank main body 17a of the accumulator 17 accumulates in the inlet passage 17b for introducing the refrigerant from the outlet of the evaporator 16 and the upper region inside the tank. A gas outlet passage 17c through which the gas refrigerant is discharged is provided. Further, a liquid outlet passage 17d for leading out the liquid refrigerant accumulated in the lower region inside the tank is provided at the bottom of the tank main body portion 17a.
[0025]
The gas outlet passage 17c and the liquid outlet passage 17d merge and are connected to the suction side of the compressor 10. Further, the liquid outlet passage 17d is provided with a valve mechanism 24 for changing the opening degree (hole diameter) of the throttle passage.
Specifically, as shown in FIG. 2, the valve mechanism 24 includes a first control valve 24b that opens and closes a first throttle passage 24a having a small opening (hole diameter) and a second control valve 24b having a large opening (hole diameter). The second control valve 24d can open and close the throttle passage 24c. Here, the hole diameter of the first throttle passage 24a is, for example, φ1.2, and the hole diameter of the second throttle passage 24c is, for example, φ2.5.
[0026]
The first and second control valves 24b and 24d can be constituted by, for example, solenoid valves, and the first and second control valves 24b and 24d are opened and closed by controlling energization by the air conditioning electronic control unit 25 as shown in FIG. Is done. In addition, the operations of the electromagnetic clutch 11, the first and second electromagnetic valves 12 and 19, the blower 22, and the like are also controlled by the air conditioning electronic control device 25. As is well known, signals from various sensor groups 26 for air-conditioning control and operation switches 27 of the air-conditioning operation panel are input to the electronic controller 25 for air-conditioning.
[0027]
  Next, in the above configuration, the firstReference exampleThe operation of will be described. In the summer cooling mode, the first electromagnetic valve 12 is opened and the second electromagnetic valve 19 is closed by the air conditioning electronic control device 25. At the same time, the first and second control valves 24b and 24d are in the state shown in FIG. 2A, that is, the first control valve 24b is open and the second control valve 24d is closed.
[0028]
Accordingly, when the electromagnetic clutch 11 is in the connected state and the compressor 10 is driven by the vehicle engine, the discharged gas refrigerant of the compressor 10 passes through the open first electromagnetic valve 12 and flows into the condenser 13. In the condenser 13, the refrigerant is cooled and condensed by outside air blown by a cooling fan (not shown). Then, the condensed liquid refrigerant passes through the check valve 14 and is decompressed by the first decompression device 15 to be in a low-temperature and low-pressure gas-liquid two-phase state.
[0029]
Next, the low-pressure refrigerant flows into the evaporator 16 and absorbs heat from the conditioned air blown by the blower 22 to evaporate. The conditioned air cooled by the evaporator 16 blows out into the passenger compartment and cools the passenger compartment. The refrigerant that has passed through the evaporator 16 flows into the tank body 17a from the inlet passage 17b of the accumulator 17. The gas refrigerant and the liquid refrigerant are separated by the difference in specific gravity in the tank body 17a, and the gas refrigerant is accumulated in the upper region in the tank body 17a. This gas refrigerant is sucked into the compressor 10 through the gas outlet passage 17c.
[0030]
In addition, since the first control valve 24b is in the open state in the liquid outlet passage 17d of the accumulator 17, the liquid refrigerant (including lubricating oil) accumulated on the lower side in the tank body 17a is the first throttle with a small hole diameter. The air is sucked into the compressor 10 through the passage 24a. Here, the hole diameter of the first throttle passage 24a is set to the minimum value (for example, φ1.2) necessary for securing the oil return amount necessary for the lubrication of the compressor 10, whereby the oil circulation into the cycle. The increase in the amount can be suppressed to improve the cooling capacity, and the power consumption of the compressor can be reduced by suppressing the amount of liquid refrigerant sucked into the compressor 10.
[0031]
In the winter heating mode, the first electromagnetic valve 12 is closed by the air conditioning electronic control device 25, the second electromagnetic valve 19 is opened, and the hot gas bypass passage 18 is opened. At the same time, the first and second control valves 24b and 24d are in the state shown in FIG. 2B, that is, the first control valve 24b is closed and the second control valve 24d is opened. Specifically, the switching of these valve open / close states is performed under the condition that, for example, the maximum heating state is required and the temperature of the hot water flowing into the heating heat exchanger 23 is not more than a predetermined value, the electronic control unit for air conditioning It may be determined by 25.
[0032]
As described above, after the valve opening / closing state is switched, the high-temperature discharge gas refrigerant (superheated gas refrigerant) of the compressor 10 is reduced in pressure by the second pressure reducing device 20 through the open second electromagnetic valve 19. The desuperheated superheated gas refrigerant dissipates heat to the blown air in the evaporator 16 and heats the blown air. The gas refrigerant radiated by the evaporator 16 flows into the tank body 17a from the inlet passage 17b of the accumulator 17, and is sucked into the compressor 10 through the gas outlet passage 17c.
[0033]
By the way, since the amount of heat released from the gas refrigerant in the evaporator 16 corresponds to the compression work of the compressor 10, in order to increase the heat radiation amount in the evaporator 16, the compression of the compressor 10 is performed. You need to increase your workload.
Therefore, in the heating mode, the accumulator 17 opens the second control valve 24d, and the liquid refrigerant (including lubricating oil) accumulated in the lower side of the tank body 17a through the second throttle passage 24c having a large hole diameter. The compressor 10 is inhaled. As a result, the amount of liquid refrigerant sucked from the accumulator 17 to the compressor 10 is increased in the heating mode as compared to the cooling mode, the amount of compression work can be increased, and the heating capacity can be improved.
[0034]
In this example, a constant pressure valve that opens when the discharge pressure of the compressor 10 exceeds a predetermined value is used as the second pressure reducing device 20, so that the discharge pressure of the compressor 10 is always maintained at a predetermined value or higher. , The compression work can be increased. Further, the check valve 14 prevents the gas refrigerant from the hot gas bypass passage 18 from flowing back into the condenser 13 during the heating mode, and the refrigerant staying in the condenser 13 (sleeping phenomenon).
[0035]
FIG. 4 is a graph in which the horizontal axis represents the compressor rotation speed Nc, and the vertical axis represents the heating capacity, and shows the results of experiments conducted by the present inventors. As the diameter of the throttle passage hole of the 17 liquid outlet passages 17d is increased, the heating capacity can be increased.
FIG. 19 shows experimental results in which the horizontal axis represents the hole diameter of the second throttle passage 24c that is open in the heating mode, and the vertical axis represents the noise level in the heating mode. Here, the noise is a measurement result at a point 1000 mm away from the evaporator 16. As shown in FIG. 19, noise decreases as the hole diameter of the second throttle passage 24c increases, and when this hole diameter increases to φ1.0 or more, a liquid back phenomenon to the compressor 10 (liquid refrigerant becomes the compressor 10). Phenomenon returning to) has started, and the noise is at the lowest level when the hole diameter is φ2.0.
[0036]
Therefore, it can be seen that it is preferable to set the hole diameter = φ2.0 or more from the viewpoint of noise reduction. The experimental conditions are as follows: room temperature = −10 ° C., compressor rotation speed = 1500 rpm, driving motor applied voltage for air conditioning blower 22 = 5.0 V, cycle high pressure = 2.1 MPa, cycle low pressure = 0.85 Pa, in cycle Enclosed oil amount = 100 g.
[0037]
  (SecondReference example)
  Figure 5 shows the secondReference exampleIn the valve mechanism 24, two throttle passages 24a and 24c having the same opening degree (same hole diameter) are provided in parallel, and only one of the throttle passages 24a is provided with a control valve 24b. In the cooling mode, the control valve 24b is provided. In the heating mode, the control valve 24b is opened. Thereby, liquid refrigerant is sucked into the compressor 10 through only one throttle passage 24c in the cooling mode, and liquid refrigerant is sucked into the compressor 10 through a parallel circuit of the two throttle passages 24a and 24c in the heating mode. The amount of liquid refrigerant sucked into the compressor 10 during the mode can be increased. The other point is the firstReference exampleIs the same.
[0038]
  (No.1Embodiment)
  FIG.Of the present inventionFirst1In this embodiment, an electromagnetic valve mechanism capable of continuously controlling the opening degree of the throttle passage 24a of the liquid outlet passage 17d is used as the valve mechanism 24. The valve mechanism 24 has a spherical valve body 24e that adjusts the opening of the throttle passage 24a, a spring 24f that applies a spring force in the valve closing direction to the valve body 24e, and an electromagnetic attractive force that acts on the valve body 24e. The electromagnetic coil 24g is provided, and the opening degree of the throttle passage 24a can be continuously adjusted by continuously changing the current value to the electromagnetic coil 24g.
[0039]
FIG. 7 is a graph illustrating the relationship between the current value to the electromagnetic coil 24g by the valve mechanism 24 and the opening degree of the throttle passage 24a. Focusing on the operating characteristics shown in FIG. 7 and the operating characteristics in FIG. 4, if the current value to the electromagnetic coil 24g is controlled by the air conditioning electronic control device 25 (FIG. 3) according to the operating conditions in the heating mode. The opening of the throttle passage 24a can be varied according to the required heating capacity in the heating mode.
[0040]
More specifically, if the outside air temperature is detected by the sensor group 26 and the current value to the electromagnetic coil 24g is increased as the outside air temperature decreases, the heating capacity can be increased according to the decrease in the outside air temperature.
Further, if the vehicle interior temperature (inside air temperature) is detected by the sensor group 26 instead of the outside air temperature, and the current value to the electromagnetic coil 24g is increased as the inside air temperature decreases, the heating capacity is increased according to the decrease in the inside air temperature. Can be increased.
[0041]
Further, the necessary air temperature (TAO) for the passenger compartment is calculated by the air conditioning electronic control unit 25 based on the outside air temperature, the inside air temperature, the set temperature of the occupant, etc., and this necessary air temperature (TAO) is calculated in the heating mode. If the current value to the electromagnetic coil 24g is increased as the temperature increases, the heating capacity can be increased as the required blown air temperature (TAO) increases.
[0042]
  Further, since the discharge side pressure of the compressor 10, that is, the high pressure and the temperature of the gas refrigerant flowing into the evaporator 16 are correlated, the high pressure is detected by the sensor group 26, and therefore the high pressure decreases. If the current value to the electromagnetic coil 24g is increased, it is possible to avoid a decrease in heating capacity due to a decrease in high pressure.
  (No.2Embodiment)
  Figure 8Of the present inventionFirst2Embodiments above1The valve mechanism 24 according to the embodiment is integrated with the accumulator 17.
  In FIG. 8, an inlet passage 17b is formed on the upper surface of a cylindrical tank body 17a of the accumulator 17. The inlet passage 17b communicates with the inside of the tank through a hole (not shown) formed in the upper surface portion of the tank main body portion 17a. Since an umbrella-shaped guide member 17e is fixed to the inner wall of the upper surface portion of the tank body portion 17a, the refrigerant from the inlet passage 17b flows into the tank along the outer surface side of the guide member 17e.
[0043]
On the other hand, an electromagnetic drive portion 24h of the valve mechanism 24 is disposed outside the bottom portion of the tank body portion 17a. The electromagnetic drive unit 24h includes a fixed magnetic pole member 24i and a movable magnetic pole member (plunger) 24j that moves toward the fixed magnetic pole member 24i by the electromagnetic attractive force of the electromagnetic coil 24g. The movable magnetic pole member 24j is connected to the spherical valve body 24e via the shaft 24k and the piston-like connecting body 24m. Therefore, the movable magnetic pole member 24j and the spherical valve body 24e are integrally formed in the vertical direction of FIG. Displace.
[0044]
A liquid outlet passage 17d for allowing the liquid refrigerant to flow out is formed inside the bottom of the tank body portion 17a. A throttle passage 24a is formed in the middle of the liquid outlet passage 17d, and the opening of the throttle passage 24a is spherical. The valve body 24e can be continuously variable. The outlet side of the throttle passage 24a passes through the communication hole 24p of the holding case 24n of the spring 24f that applies a spring force in the valve closing direction to the valve body 24e, and communicates with the inside of the bottom of the cylindrical member 17f.
[0045]
The cylindrical member 17f is arranged so as to extend in the vertical direction at the center inside the tank body 17a, and the refrigerant outlet pipe 17g is arranged concentrically at the center inside the cylindrical member 17f. . As a result, the gas refrigerant accumulated in the upper region in the tank main body 17a passes through the inside of the cylindrical member 17f as indicated by the arrow A and passes through the pipe 17g from the lower end opening of the refrigerant outlet pipe 17g. It flows out of the accumulator 17.
[0046]
Further, the liquid refrigerant accumulated in the lower region in the tank body portion 17a passes through the liquid outlet passage 17d, the throttle passage 24a, the communication hole 24p, etc., and flows into the inside of the bottom portion of the cylindrical member 17f. It is mixed with the gas refrigerant and sucked into the refrigerant outlet pipe 17g. Therefore, in this example, the gas outlet passage 17c is constituted by the inner space of the cylindrical member 17f.
[0047]
  By the way2Also in the embodiment, the displacement amount of the spherical valve body 24e can be continuously adjusted by controlling the current value to the electromagnetic coil 24g.1Similar to the embodiment, the opening degree of the throttle passage 24a can be controlled to an optimum value corresponding to the operating condition in the heating mode.
  (No.3Embodiment)
  Figure 9Of the present inventionFirst3Embodiment, the first3In the embodiment, a receiver 28 is disposed between the condenser 13 and the check valve 14, and in the receiver 28, the gas / liquid of the refrigerant condensed in the condenser 13 is separated to accumulate the liquid refrigerant, and the liquid refrigerant is This is derived to the check valve 14 side. In the refrigeration cycle having such a receiver 28, the present invention can be similarly implemented.
[0048]
  In this example, a temperature type expansion valve that adjusts the valve opening degree (refrigerant flow rate) so that the degree of superheat of the outlet refrigerant of the evaporator 16 is maintained at a predetermined value is used as the first pressure reducing device 15. A temperature sensitive member 15 a senses the temperature of the outlet refrigerant of the evaporator 16.
  (Third reference example)
  FIG.Third reference exampleIs shown.Third reference exampleThen, in the refrigeration cycle having the receiver 28 of FIG. 9 described above, focusing on the fact that the liquid refrigerant surface in the accumulator 17 varies greatly between the cooling mode and the heating mode, the throttle of the liquid outlet passage 17d of the accumulator 17 is reduced. The openings of the passages 24a and 24c are switched.
[0049]
That is, in the refrigeration cycle having the receiver 28, a temperature expansion valve that adjusts the valve opening (refrigerant flow rate) so that the degree of superheat of the outlet refrigerant of the evaporator 16 is maintained at a predetermined value as the first pressure reducing device 15. Therefore, during the cooling mode, the outlet refrigerant of the evaporator 16 is always maintained in a superheated gas state having a superheat degree by the temperature type expansion valve 15. Therefore, only the lubricating oil in the cycle is accumulated in the accumulator 17.
[0050]
On the other hand, in the heating mode, the superheat degree control of the evaporator outlet refrigerant by the temperature type expansion valve 15 is not performed, and the high-temperature refrigerant gas (hot gas) from the hot gas bypass passage 18 flows directly into the evaporator 16. Since a part of the high-temperature refrigerant gas is condensed in the evaporator 16, both the liquid refrigerant and the lubricating oil are accumulated in the accumulator 17. As a result, the liquid level in the accumulator 17 increases during the heating mode and decreases during the cooling mode.
[0051]
  Therefore,Third reference exampleThen, the first throttle passage 24a for cooling with a small opening is arranged on the lower side (near the bottom surface in the accumulator 17) in the vertical direction in the accumulator 17, and the second throttle passage 24c for heating with a large opening is arranged in the accumulator. 17 is arranged on the upper side in the vertical direction. FIG.Third reference example8 illustrates a specific structure of the accumulator 17, and the same or equivalent parts as those of the accumulator 17 of FIG.
[0052]
  Third reference exampleThe accumulator 17 also includes a cylindrical member 17f extending in the vertical direction at the center inside the tank main body 17a, and a refrigerant outlet pipe 17g disposed concentrically at the center inside the cylindrical member 17f. ing. As a result, the gas refrigerant accumulated in the upper region in the tank main body 17a passes through the inner space of the cylindrical member 17f, that is, the gas outlet passage 17c as indicated by the arrow A, and the lower end opening of the refrigerant outlet pipe 17g. And then flows out of the accumulator 17 through the pipe 17g.
[0053]
On the other hand, a cylindrical cap member 17h having a bottom is joined to the lower end of the cylindrical member 17f to close the opening at the lower end of the cylindrical member 17f. The first throttle passage 24a for cooling with a small opening is provided at a position near the bottom of the cap member 17h (for example, a position higher by about 10 mm than the bottom surface of the tank body 17a). The hole diameter of the first throttle passage 24a is, for example, φ1.0.
[0054]
On the other hand, the second throttle passage 24c for heating having a large opening is provided with a fitting portion between the cylindrical member 17f and the cap member 17h above the first throttle passage 24a by a predetermined dimension (for example, about 20 to 30 mm). It is provided through. The hole diameter of the second throttle passage 24c is, for example, φ2.3.
In FIG. 10, reference numeral 17i denotes a support stay, which is disposed between the outer peripheral surface of the cylindrical member 17f and the inner wall surface of the tank main body 17a, and stably supports the cylindrical member 17f. The support stays 17i are arranged so as to extend in a plurality (four) radially from the outer peripheral surface of the cylindrical member 17f. Reference numeral 17j denotes a desiccant that adsorbs moisture in the cycle.
[0055]
  Third reference exampleAccording to the above, in the cooling mode, only the lubricating oil in the cycle is accumulated in the accumulator 17 by the superheat degree control of the refrigerant at the outlet of the evaporator by the temperature type expansion valve 15 in FIG. 9, so that the liquid level in the accumulator 17 is the second level. It falls below the throttle passage 24c. L1 in FIG. 10 illustrates the liquid level in the cooling mode. Accordingly, in the cooling mode, the lubricating oil in the vicinity of the inner bottom of the accumulator 17 is sucked into the cylindrical member 17f only through the first throttle passage 24a located below the liquid level L1, and is returned to the suction side of the compressor 10. To do.
[0056]
On the other hand, in the heating mode, both the liquid refrigerant and the lubricating oil accumulate in the accumulator 17 as described above, and the liquid level in the accumulator 17 becomes sufficiently higher than in the cooling mode, and the second throttle passage 24c. Ascend further upward. L in FIG.2Exemplifies the liquid level in the heating mode.
Accordingly, in the heating mode, the liquid refrigerant and the lubricating oil in the accumulator 17 are sucked into the cylindrical member 17f through both the first throttle passage 24a and the second throttle passage 24c, and returned to the suction side of the compressor 10. To do. Accordingly, the amount of liquid refrigerant and lubricating oil sucked into the compressor 10 can be increased to improve the heating capacity.
[0057]
  Moreover,Third reference exampleSince the liquid refrigerant level in the accumulator 17 varies greatly between the cooling mode and the heating mode, the opening degree of the throttle passages 24a and 24c in the cooling mode and the heating mode is switched. The valve mechanism for switching the opening can be eliminated, and the configuration can be simplified.
  Furthermore, since the first and second throttle passages 24a and 24c are built in the accumulator 17, and it is not necessary to provide any additional mechanism outside the accumulator, the physique of the accumulator 17 can be reduced in size.
[0058]
  In addition,Third reference exampleThen, the first throttle passage 24a and the second throttle passage 24c themselves also serve as the liquid outlet passage 17d.
  (No.4Embodiment)
  11 and 12 areOf the present inventionFirst4An embodiment is shown. 8th in FIG.2In the embodiment, the electromagnetic drive unit 24h of the valve mechanism 24 is disposed outside the bottom of the tank body 17a of the accumulator 17, and the displacement amount of the spherical valve body 24e is continuously adjusted by controlling the current value to the electromagnetic coil 24g. Thus, the opening degree of the throttle passage 24a is electrically controlled in accordance with the operating conditions in the heating mode.
[0059]
  On the other hand,4In the embodiment, paying attention to the fact that the refrigerant temperature in the accumulator 17 changes corresponding to the operating condition in the heating mode, the temperature in the accumulator 17 is displaced in response to the refrigerant temperature as shown in FIGS. A responding member 24q is provided, and the opening of the throttle passages is controlled by switching the open / close of the plurality of (three in this example) throttle passages 241, 242, and 243 according to the amount of displacement of the temperature sensitive member 24q. Increases or decreases according to the operating conditions of the hour.
[0060]
Since the basic structure and function of the accumulator 17 shown in FIGS. 11 and 12 are the same as those of the accumulator 17 shown in FIGS. 8 and 10, the same parts are denoted by the same reference numerals and description thereof is omitted. A cylindrical member 17f is disposed concentrically on the outer periphery of the refrigerant outlet pipe 17g via a predetermined gap, and a gas outlet passage 17c is constituted by a gap between the two 17f and 17g.
[0061]
A temperature responsive member 24q of the valve mechanism 24 is mounted on the outer peripheral surface of the cylindrical member 17f. The temperature responsive member 24q is made of a shape memory alloy, and is wound around the outer peripheral surface of the cylindrical member 17f in a coil shape (spiral shape). One end portion (upper end portion) of the temperature responsive member 24q is fixed to the outer peripheral surface of the cylindrical member 17f as a fixed end, while the other end portion (lower end portion) is formed on the outer peripheral surface of the cylindrical member 17f. It is a free end that can be displaced without sticking.
[0062]
Here, as is well known, the shape memory alloy that constitutes the temperature responsive member 24q is the temperature of the parent phase even if the alloy formed of the parent phase in a predetermined temperature range is deformed when in a phase in another temperature range. It is an alloy having the property of returning to its original shape when it is returned to its original range, that is, a shape memory effect. By utilizing such a shape memory effect, the coil shape of the temperature responsive member 24q can be displaced in response to an ambient temperature change (that is, a refrigerant temperature change in the accumulator 17).
In this example, the coil shape of the temperature responsive member 24q is rewound by an increase in the refrigerant temperature in the accumulator 17, and the coil shape of the temperature responsive member 24q is tightened by a decrease in the refrigerant temperature.
[0063]
On the other hand, the bottom of the cylindrical member 17f is closed in the same manner as in FIGS. 8 and 10, and the above-described three apertures are formed at the same height in the circumferential direction on the outer peripheral surface near the bottom of the cylindrical member 17f. The passages 241, 242, and 243 are formed by small-diameter circular holes. Here, the three throttle passages 241, 242, and 243 also serve as the liquid refrigerant passage 17d in FIG. 8, and introduce the liquid refrigerant at the bottom of the accumulator 17 into the cylindrical member 17f.
[0064]
In this example, the first throttle passage 241 is set to a small hole diameter (for example, φ1.0) required in the cooling mode, and the second and third throttle passages 242 and 243 are larger by a predetermined amount. The hole diameter (for example, φ1.6) is set. The coil-shaped free end of the temperature responsive member 24q extends to the vicinity of the bottom of the cylindrical member 17f, and the valve body 24r is joined to the free end by joining means such as welding.
[0065]
The valve body 24r is formed in a ring shape along the outer peripheral surface of the cylindrical member 17f with an appropriate metal material such as iron, and opens and closes the throttle passages 242 and 243 at a rectangular portion having a large vertical dimension. To do. A band-shaped portion 24r ′ having a small vertical dimension extends from the rectangular portion in the circumferential direction, and the band-shaped portion 24r ′ is located above the three throttle passages 241, 242, and 243. 242 and 243 are not involved in opening and closing.
[0066]
Then, the shape of the valve body 24r is formed into a substantially ring shape by combining the rectangular portion and the band-shaped portion 24r ', and the ring shape is fitted to the outer peripheral surface of the cylindrical member 17f, whereby the valve body 24r is cylindrical. It is configured to move stably in the circumferential direction on the outer peripheral surface of the member 17f. FIG. 13 is a refrigeration cycle Mollier diagram in the heating mode. The refrigerant in the accumulator 17 is in a saturated state indicated by point B in FIG. 13, and the refrigerant temperature in the accumulator 17 is the air blown to the evaporator 16. Although it is determined by the balance of the cycle operation conditions such as the temperature of the (outside air during winter heating), the air volume, and the compressor rotation speed, the cycle low pressure PL is reduced to keep the refrigerant in the accumulator 17 saturated when the outside air temperature decreases. The refrigerant temperature in the accumulator 17 is lowered by the pressure drop.
[0067]
FIG. 14 shows the relationship between the outside air temperature and the heating load, and the heating load increases as the outside air temperature decreases as shown by the characteristic (1). On the other hand, {circle over (2)} and {circle around (3)} are heating capacities when the diameter of the throttle passage for sucking the liquid refrigerant is φ1.0 and φ2.5, respectively, and when the outside air temperature is lowered, the compressor is reduced due to a decrease in the cycle low pressure PL The density of the suction refrigerant decreases (specific volume increases), the work of the compressor decreases, and as a result, the heating capacity decreases.
[0068]
Therefore, in the heating mode, when the outside air temperature is around 0 ° C., the coil shape of the temperature responsive member 24q is rewound as shown in FIG. 11 due to the rise in the refrigerant temperature in the accumulator 17, and as a result, the valve body 24r is throttled. Only the passage 241 (φ1.0) is opened and moved to a position where the throttle passages 242 and 243 are closed. When the outside air temperature is lowered, the refrigerant temperature in the accumulator 17 is lowered, and accordingly, the coil shape of the temperature responsive member 24q is gradually tightened, and the valve body 24r of the temperature responsive member 24q is gradually turned to FIG. 12 moves to the right in the circumferential direction.
[0069]
Therefore, the throttle passage 242 begins to open next, and the hole diameter of the throttle passage 242 is φ1.6. Therefore, the area of the liquid refrigerant suction passage into the accumulator 17 is increased in FIG. It expands sequentially with φ1.5, φ2.0, and φ2.5 shown. Since the total opening area of the three throttle passages 241, 242, and 243 is φ4.2, the liquid refrigerant suction passage area can be expanded to the total opening area as the outside air temperature decreases.
[0070]
Thus, by expanding the liquid refrigerant suction passage area as the outside air temperature decreases, the heating capacity decrease due to the decrease in the outside air temperature is compensated by the expansion of the liquid refrigerant suction passage area into the accumulator 17, and the required heating capacity is increased. It can be secured.
The coil shape of the temperature responsive member 24q is such that when the refrigerant temperature in the accumulator 17 is rewound to the state of FIG. 11 (outside air temperature = 0 ° C.), the coil shape is unwound. Since it is set so as not to occur, the refrigerant temperature in the accumulator 17 is always maintained at a temperature of 0 ° C. or higher in the cooling mode, so that the valve body 24r opens only the throttle passage 241 and the throttle passage 242 243 is kept in a position to close.
[0071]
  (No.5Embodiment)
  AboveReference examples andIn each embodiment, the discharge gas refrigerant of the compressor 10 is depressurized by the second decompression device 20 provided in the hot gas bypass passage 18 and flows into the evaporator 16 in the heating mode. The second decompression device 20 is abolished, the outlet portion of the hot gas bypass passage 18 is connected to the upstream portion of the first decompression device 15, and the gas refrigerant passing through the hot gas bypass passage 18 is decompressed by the first decompression device 15. It can later flow into the evaporator 16.
[0072]
  First5The embodiment thus eliminates the second decompression device 20, and as shown in FIG. 15, the first decompression device 15 that is the decompression device in the cooling mode is replaced with the main decompression device 15.Fifth embodimentIn this case, the upstream capillary tube 15a and the downstream orifice 15b are combined. The outlet of the hot gas bypass passage 18 is merged between the capillary tube 15a and the orifice 15b.
[0073]
Thereby, in the heating mode, the hot gas in the hot gas bypass passage 18 can be depressurized by the orifice 15 b and flow into the evaporator 16. Therefore, the second decompression device 20 can be abolished by having the second decompression device 20 also serve as the orifice 15b.
Next, FIG. 16 illustrates a specific structure of the first pressure reducing device 15 and the merging portion. The orifice 15b is formed at the center of a cylindrical housing member 15c, and the orifice is formed inside the housing member 15c. A flow noise reduction member (silencer) 150 for reducing the refrigerant flow noise caused by the refrigerant jet flow (jet core) ejected from the orifice 15b is disposed immediately after 15b.
[0074]
The flow noise reducing member 150 is a substantially cylindrical member as shown in FIGS. 17A and 17B, and includes a cylindrical main body 150a and a central shaft portion 150b disposed at the center thereof. And between these cylindrical main-body part 150a and the axial part 150b, these both 150a and 150b are integrally connected by the some connection part 150c arrange | positioned radially. The cylindrical main body 150a is made of a resin sound absorbing felt material having a sound absorbing action.
[0075]
  Here, the central shaft portion 150b is disposed opposite to the downstream of the orifice 15b with a distance L (for example, 1.5 mm) equal to or larger than the hole diameter (for example, φ1.35) of the orifice 15b. The diameter of the shaft portion 150b is set to about twice the hole diameter of the orifice 15b (for example, φ3.0).
  By the way, the refrigerant is ejected from the orifice 15b in a sonic velocity state to form a refrigerant ejection flow (jet core). Accordingly, a mixing zone having a steep velocity gradient is formed on the outer peripheral side of the refrigerant jet flow, and the refrigerant flow noise is increased due to the formation of the mixing zone.
  But second5According to the embodiment, due to the installation of the flow noise reducing member 150 described above, the jetted refrigerant from the orifice 15b collides with the central shaft portion 150b at a portion immediately after the jetting to reduce the formation range of the jetted refrigerant flow.
[0076]
As a result, the formation range of the mixing zone is reduced, and the sound pressure level of the refrigerant flow sound due to a rapid velocity gradient is reduced. At the same time, the sound pressure level of the refrigerant flow sound can be further reduced by the sound absorbing action of the sound absorbing felt material of the cylindrical main body 150a.
In addition, since the orifice 15b is a decompression means used in both the cooling mode and the heating mode, the orifice 15b and the flow noise reduction member 150 can be used in both the cooling and heating modes, and the configuration can be simplified.
[0077]
  Next, FIG.5The refrigerant flow rate adjustment characteristics of the first pressure reducing device 15 comprising a combination of the capillary tube 15a and the orifice 15b according to the embodiment are shown, the horizontal axis indicates the state of the pressure reducing device inlet refrigerant, and the left side of the 0 scale is the inlet refrigerant. The subcool (degree of supercooling) SC is taken, and the right side takes the dryness X of the inlet refrigerant.
  The subcool SC of the inlet refrigerant is desired to be suppressed within 15 ° C. as shown in a range M in FIG. This is to prevent an increase in the cycle high pressure due to an increase in the subcool SC and an increase in compressor power.
  When the first pressure reducing device 15 is constituted only by the capillary tube 15a, the increase rate of the refrigerant flow rate with respect to the cycle load fluctuation is small as shown by the broken line characteristics, so that the subcool SC increases and the compressor power increases. It will be5According to the combination of the capillary tube 15a and the orifice 15b according to the embodiment, since the rate of increase in the refrigerant flow rate with respect to the cycle load fluctuation is large, there is an advantage that the increase in the compressor power can be suppressed by suppressing the increase in the subcool SC.
[0078]
  (Other embodiments)
  The first5In the embodiment, as shown in FIG. 15, the check valve 14 is arranged on the upstream side of the capillary tube 15 a, but if it is upstream from the junction with the outlet of the hot gas bypass passage 18, the capillary tube 15 a A check valve 14 may be arranged on the downstream side.
[0079]
  In FIGS. 1, 9 and 15, the first and second electromagnetic valves 12, 19 are used as switching means for switching the compressor discharge gas between the condenser 13 side passage and the hot gas bypass passage 18 side. Of course, this can be replaced by a single three-way switching valve.
  Also, in FIG.Third reference exampleIn FIG. 1, the opening of the first throttle passage 24a is made small and the opening of the second throttle passage 24c is made large. However, in the heating mode, liquid refrigerant and lubricating oil are supplied from both the first and second throttle passages 24a and 24c. Therefore, the opening degree of the first and second throttle passages 24a and 24c may be made equal.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 shows the present invention.First reference example that is the premise ofFIG.
[Figure 2]First reference exampleIt is explanatory drawing of the valve mechanism in.
[Fig. 3]First reference exampleFIG.
[Fig. 4]First reference exampleIt is a graph which shows the effect of.
FIG. 5 shows the present invention.Second reference exampleIt is explanatory drawing of the valve mechanism in.
FIG. 6 shows the first of the present invention.1It is explanatory drawing of the valve mechanism in embodiment.
FIG. 71It is an operation characteristic figure of the valve mechanism of an embodiment.
FIG. 8 shows the first of the present invention.2It is a longitudinal cross-sectional view of the accumulator which shows embodiment.
FIG. 9 shows the first of the present invention.3It is a refrigerating cycle figure showing an embodiment.
FIG. 10 shows the present invention.Third reference exampleIt is a longitudinal cross-sectional view of the accumulator which shows.
FIG. 11 shows the first of the present invention.4It is a longitudinal cross-sectional view of the accumulator which shows embodiment, and shows the time of air_conditioning | cooling mode.
FIG. 12 shows the first of the present invention.4It is a longitudinal cross-sectional view of the accumulator which shows embodiment, and shows the time of heating mode.
FIG. 134It is a Mollier diagram used for operation explanation at the time of heating mode of an embodiment.
FIG. 144It is a characteristic view which shows the relationship between the external temperature at the time of the heating mode of embodiment, and a heating load.
FIG. 15 shows the first of the present invention.5It is a refrigerating cycle figure showing an embodiment.
16 is an enlarged cross-sectional view of the decompression device portion of FIG.
17 (a) is an enlarged cross-sectional view of the orifice portion of FIG. 16, and FIG. 17 (b) is a partially broken perspective view of the flow noise reducing member alone of FIG. 16 (a).
FIG. 185It is explanatory drawing of the refrigerant | coolant flow volume adjustment characteristic of the decompression device in embodiment.
FIG. 19 shows the firstReference exampleIt is a graph which shows the relationship between the 2nd aperture | diaphragm | restriction passage hole diameter and noise level.
[Explanation of symbols]
  10 ... compressor, 16 ... evaporator, 17 ... accumulator, 17d ... liquid outlet passage,
18 ... Hot gas bypass passage, 24 ... Valve mechanism,
24a, 24c, 241 to 243 ... throttle passages.

Claims (6)

圧縮機(10)の吐出ガス冷媒を凝縮し、減圧した後に蒸発器(16)に流入させる冷房モードと、前記圧縮機(10)の吐出ガス冷媒を減圧して直接蒸発器(16)に流入させる暖房モードとを切替可能な冷凍サイクル装置において、
前記蒸発器(16)の出口側と前記圧縮機(10)との間に、冷媒の気液を分離して、ガス冷媒を前記圧縮機(10)に吸入させるアキュームレータ(17)を配置し、
このアキュームレータ(17)に、その内部に貯留される液冷媒を前記圧縮機(10)に吸入させる液出口通路(17d)を設けるとともに、この液出口通路(17d)絞り通路(24a、24c、241〜243)を設け、
前記液出口通路(17d)に、前記絞り通路(24a、24c、241〜243)の開度を前記冷房モード時には減少し、前記暖房モード時には増加させるように可変する弁機構(24)を設け、
前記弁機構(24)は電気的に制御可能なものであり、
さらに、前記暖房モード時の必要暖房能力の増加に応じて前記絞り通路(24a、24c、241〜243)の開度が増加するように、前記弁機構(24)を制御する制御手段(25)を有することを特徴とする冷凍サイクル装置。
A cooling mode in which the discharge gas refrigerant of the compressor (10) is condensed and depressurized and then flows into the evaporator (16), and the discharge gas refrigerant of the compressor (10) is depressurized and directly flows into the evaporator (16) In the refrigeration cycle apparatus capable of switching between heating modes to be
Between the outlet side of the evaporator (16) and the compressor (10), an accumulator (17) for separating the gas-liquid refrigerant and sucking the gas refrigerant into the compressor (10) is disposed,
The accumulator (17) is provided with a liquid outlet passage (17d) through which the liquid refrigerant stored therein is sucked into the compressor (10), and in the liquid outlet passage (17d) , throttle passages (24a, 24c, 241 to 243) ,
The liquid outlet passage (17d ) is provided with a valve mechanism (24) that is variable so that the opening degree of the throttle passages (24a, 24c, 241 to 243) is decreased in the cooling mode and increased in the heating mode .
The valve mechanism (24) is electrically controllable,
Furthermore, control means (25) for controlling the valve mechanism (24) so that the opening degree of the throttle passages (24a, 24c, 241 to 243) increases in accordance with an increase in the required heating capacity in the heating mode. refrigerating cycle apparatus characterized by having a.
前記弁機構(24)は、電流値により前記絞り通路(24a、24c、241〜243)の開度を連続的に可変する電磁弁機構からなることを特徴とする請求項に記載の冷凍サイクル装置。The refrigeration cycle according to claim 1 , wherein the valve mechanism (24) includes an electromagnetic valve mechanism that continuously varies the opening of the throttle passages (24a, 24c, 241 to 243) according to a current value. apparatus. 前記アキュームレータ(17)のタンク本体部(17a)の底部に、前記液出口通路(17d)および前記弁機構(24)が一体に構成されていることを特徴とする請求項1または2に記載の冷凍サイクル装置。The said liquid outlet channel | path (17d) and the said valve mechanism (24) are integrally comprised by the bottom part of the tank main-body part (17a) of the said accumulator (17), The Claim 1 or 2 characterized by the above-mentioned. Refrigeration cycle equipment. 圧縮機(10)の吐出ガス冷媒を凝縮し、減圧した後に蒸発器(16)に流入させる冷房モードと、前記圧縮機(10)の吐出ガス冷媒を減圧して直接蒸発器(16)に流入させる暖房モードとを切替可能な冷凍サイクル装置において、
前記蒸発器(16)の出口側と前記圧縮機(10)との間に、冷媒の気液を分離して、ガス冷媒を前記圧縮機(10)に吸入させるアキュームレータ(17)を配置し、
このアキュームレータ(17)に、その内部に貯留される液冷媒を前記圧縮機(10)に吸入させる液出口通路(17d)を設けるとともに、この液出口通路(17d)絞り通路(24a、24c、241〜243)を設け
前記液出口通路(17d)に、前記絞り通路(24a、24c、241〜243)の開度を前記冷房モード時には減少し、前記暖房モード時には増加させるように可変する弁機構(24)を設け、
前記弁機構(24)は、前記アキュームレータ(17)内の冷媒温度に応じて変位する温度応動部材(24q)を有し、この温度応動部材(24q)の変位に応じて前記絞り通路(24a、24c、241〜243)の開度を増減することを特徴とする冷凍サイクル装置。
A cooling mode in which the discharge gas refrigerant of the compressor (10) is condensed and depressurized and then flows into the evaporator (16), and the discharge gas refrigerant of the compressor (10) is depressurized and directly flows into the evaporator (16) In the refrigeration cycle apparatus capable of switching between heating modes to be
Between the outlet side of the evaporator (16) and the compressor (10), an accumulator (17) for separating the gas-liquid refrigerant and sucking the gas refrigerant into the compressor (10) is disposed,
The accumulator (17) is provided with a liquid outlet passage (17d) through which the liquid refrigerant stored therein is sucked into the compressor (10), and in the liquid outlet passage (17d) , throttle passages (24a, 24c, 241 to 243),
The liquid outlet passage (17d ) is provided with a valve mechanism (24) that is variable so that the opening degree of the throttle passages (24a, 24c, 241 to 243) is decreased in the cooling mode and increased in the heating mode .
The valve mechanism (24) has a temperature responsive member (24q) that is displaced in accordance with the refrigerant temperature in the accumulator (17), and the throttle passage (24a, 24a, 24c) in accordance with the displacement of the temperature responsive member (24q). 24c, 241 to 243) is increased or decreased .
前記冷房モード時の減圧装置(15)を、上流側に配置されたキャピラリチューブ(15a)と、このキャピラリチューブ(15a)の下流側に配置されたオリフィス(15b)とにより構成し、
このオリフィス(15b)の直後の部位には、このオリフィス(15b)から噴出する冷媒噴出流の流動音を低減する流動音低減部材(150)を配置し、
前記暖房モード時に、前記圧縮機(10)の吐出ガス冷媒が流れるホットガスバイパス通路(18)の出口部を前記キャピラリチューブ(15a)と前記オリフィス(15b)との間に合流させることを特徴とする請求項1ないしのいずれか1つに記載の冷凍サイクル装置。
The decompression device (15) in the cooling mode is constituted by a capillary tube (15a) disposed on the upstream side and an orifice (15b) disposed on the downstream side of the capillary tube (15a),
A flow noise reducing member (150) for reducing the flow noise of the refrigerant jet flow ejected from the orifice (15b) is disposed at a position immediately after the orifice (15b),
In the heating mode, the outlet portion of the hot gas bypass passage (18) through which the discharge gas refrigerant of the compressor (10) flows is joined between the capillary tube (15a) and the orifice (15b). The refrigeration cycle apparatus according to any one of claims 1 to 4 .
圧縮機(10)の吐出ガス冷媒を凝縮し、減圧した後に蒸発器(16)に流入させる冷房モードと、前記圧縮機(10)の吐出ガス冷媒を減圧して直接蒸発器(16)に流入させる暖房モードとを切替可能な冷凍サイクル装置において、
前記蒸発器(16)の出口側と前記圧縮機(10)との間に、冷媒の気液を分離して、ガス冷媒を前記圧縮機(10)に吸入させるアキュームレータ(17)を配置し、
このアキュームレータ(17)に、その内部に貯留される液冷媒を前記圧縮機(10)に吸入させる液出口通路(17d)を設けるとともに、この液出口通路(17d)に設けた絞り通路(24a、24c、241〜243)の開度を前記冷房モード時には減少し、前記暖房モード時には増加させるようになっており、
前記冷房モード時の減圧装置(15)を、上流側に配置されたキャピラリチューブ(15a)と、このキャピラリチューブ(15a)の下流側に配置されたオリフィス(15b)とにより構成し、
このオリフィス(15b)の直後の部位には、このオリフィス(15b)から噴出する冷媒噴出流の流動音を低減する流動音低減部材(150)を配置し、
前記暖房モード時に、前記圧縮機(10)の吐出ガス冷媒が流れるホットガスバイパス通路(18)の出口部を前記キャピラリチューブ(15a)と前記オリフィス(15b)との間に合流させることを特徴とする冷凍サイクル装置。
A cooling mode in which the discharge gas refrigerant of the compressor (10) is condensed and depressurized and then flows into the evaporator (16), and the discharge gas refrigerant of the compressor (10) is depressurized and directly flows into the evaporator (16) In the refrigeration cycle apparatus capable of switching between heating modes to be
Between the outlet side of the evaporator (16) and the compressor (10), an accumulator (17) for separating the gas-liquid refrigerant and sucking the gas refrigerant into the compressor (10) is disposed,
The accumulator (17) is provided with a liquid outlet passage (17d) for sucking the liquid refrigerant stored therein into the compressor (10), and a throttle passage (24a, 24a, 24c, 241 to 243) are decreased during the cooling mode and increased during the heating mode ,
The decompression device (15) in the cooling mode is constituted by a capillary tube (15a) disposed on the upstream side and an orifice (15b) disposed on the downstream side of the capillary tube (15a),
A flow noise reducing member (150) for reducing the flow noise of the refrigerant jet flow ejected from the orifice (15b) is disposed at a position immediately after the orifice (15b),
In the heating mode, the outlet portion of the hot gas bypass passage (18) through which the discharged gas refrigerant of the compressor (10) flows is joined between the capillary tube (15a) and the orifice (15b). Refrigeration cycle equipment.
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Families Citing this family (20)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP4569041B2 (en) * 2000-07-06 2010-10-27 株式会社デンソー Refrigeration cycle equipment for vehicles
JP2003074992A (en) * 2001-08-31 2003-03-12 Nippon Soken Inc Refrigeration cycle apparatus
JP4062988B2 (en) * 2002-06-27 2008-03-19 株式会社デンソー Valve device used in refrigeration cycle equipment
KR100564444B1 (en) * 2003-10-20 2006-03-29 엘지전자 주식회사 Apparatus and method for liquid refrigerant temperature preventing accumulation of air conditioner
JP2005337592A (en) * 2004-05-27 2005-12-08 Tgk Co Ltd Refrigerating cycle
KR100784611B1 (en) 2006-08-18 2007-12-11 주식회사 두원공조 Accumulator combined with internal heat exchanger of air conditioner
WO2013160966A1 (en) * 2012-04-27 2013-10-31 三菱電機株式会社 Air conditioning device
JP5849909B2 (en) 2012-09-07 2016-02-03 株式会社デンソー accumulator
JP6175228B2 (en) * 2012-11-22 2017-08-02 株式会社不二工機 accumulator
JP6005002B2 (en) * 2013-07-09 2016-10-12 ジョンソンコントロールズ ヒタチ エア コンディショニング テクノロジー(ホンコン)リミテッド Air conditioner
DE102014113793A1 (en) * 2014-02-07 2015-08-13 Halla Visteon Climate Control Corporation Refrigerant accumulator, in particular for motor vehicle refrigerant circuits
JP6335133B2 (en) * 2015-03-17 2018-05-30 ヤンマー株式会社 heat pump
JP6481824B2 (en) * 2015-05-19 2019-03-13 本田技研工業株式会社 Heat pump air conditioner
JP6482415B2 (en) * 2015-07-07 2019-03-13 株式会社不二工機 accumulator
JP6661345B2 (en) * 2015-07-14 2020-03-11 株式会社不二工機 accumulator
CN106352619B (en) * 2015-07-14 2020-05-12 株式会社不二工机 Storage device
JP6537911B2 (en) * 2015-07-17 2019-07-03 株式会社不二工機 accumulator
CN107289691A (en) * 2016-03-31 2017-10-24 浙江三花智能控制股份有限公司 Gas-liquid separator
JP6747857B2 (en) * 2016-04-28 2020-08-26 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 Accumulator and vehicle air conditioner including the same
CN107830659A (en) * 2017-11-29 2018-03-23 芜湖美智空调设备有限公司 Heat-exchanger rig and air conditioner

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