JP2006017444A - Ejector cycle and its control method - Google Patents
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Abstract
Description
本発明は、流体を減圧する減圧手段であるとともに、高速で噴出する作動流体の巻き込み作用によって流体輸送を行う運動量輸送式ポンプであるエジェクタを、冷凍サイクルにおける冷媒減圧手段および冷媒循環手段として使用したエジェクタサイクルに関するとともに、そのエジェクタサイクルの制御方法に関するものである。 The present invention uses an ejector, which is a decompression means for decompressing a fluid, and a momentum transporting pump that transports fluid by an entrainment action of a working fluid ejected at high speed, as a refrigerant decompression means and a refrigerant circulation means in a refrigeration cycle. The present invention relates to an ejector cycle and a method for controlling the ejector cycle.
従来、車両用空調装置(冷凍サイクル装置)において、凝縮後の冷媒を減圧する手段としてエジェクタを備える冷凍サイクル(以下エジェクタサイクルと称す)が広く知られている。エジェクタは、冷媒凝縮器の下流に配置されており、冷媒凝縮器から導かれる冷媒を高速で噴出させるノズルや、このノズルから噴出した冷媒を拡散させるディフューザ等で構成されている。ここで、ノズル入口に導かれる冷媒が過冷却液相冷媒の場合には、ノズル効率が低下してしまう。 2. Description of the Related Art Conventionally, in a vehicle air conditioner (refrigeration cycle apparatus), a refrigeration cycle (hereinafter referred to as an ejector cycle) including an ejector as means for reducing the pressure of condensed refrigerant is widely known. The ejector is disposed downstream of the refrigerant condenser, and includes a nozzle that ejects the refrigerant guided from the refrigerant condenser at a high speed, a diffuser that diffuses the refrigerant ejected from the nozzle, and the like. Here, when the refrigerant led to the nozzle inlet is a supercooled liquid phase refrigerant, the nozzle efficiency is lowered.
この問題を解決するために、ノズルに2つの喉部を形成したエジェクタを備えるエジェクタサイクルが特許文献1にて知られている(以下従来例と称す)。この図13の従来例のエジェクタ13内に配置されるノズル13aには、冷媒流れ上流側から上流喉部13j、下流喉部13kの2つの喉部13j、13kが形成されている。
In order to solve this problem, an ejector cycle including an ejector in which two throats are formed in a nozzle is known from Patent Document 1 (hereinafter referred to as a conventional example). The
これによると、まず上流喉部13jがノズル内部に流入する液相冷媒を気液二相流状態にする。さらに、2つの喉部13j、13kの間で冷媒通路の断面積を拡大して、冷媒を細かい気泡を含んだ状態で再凝縮させているため、下流喉部13kで冷媒が沸騰しやすくなる。したがって、下流喉部13kから噴出口13hまでの冷媒流れの液滴が微粒化されて、より気液の速度差が低減した均質流に近づくため、ノズル効率を向上することができる。
しかし、特許文献1のエジェクタでは、ノズル13aに2つの喉部13j、13kが形成されるためエジェクタの構造が複雑になる、言い換えると加工が難しくコストが高くなるという問題がある。さらに、冷媒流れ方向に直列的に2つの喉部13j、13kが配置されるため、エジェクタ本体の体格が大きくなるという問題もある。
However, the ejector of
本発明は、上記点に鑑み、簡単な構造のエジェクタを冷媒減圧手段および冷媒循環手段として使用したエジェクタサイクルにおいて、エジェクタサイクルの効率を向上することを目的とする。 An object of the present invention is to improve the efficiency of an ejector cycle in an ejector cycle in which an ejector having a simple structure is used as a refrigerant decompression unit and a refrigerant circulation unit.
上記目的を達成するため、請求項1に記載の発明では、エジェクタサイクルにおいて、冷媒を高圧状態にする圧縮機(11)と、圧縮機(11)から吐出した高圧冷媒の熱を放熱する放熱器(12)と、液相冷媒を蒸発させて吸熱する蒸発器(16)と、冷媒通路
面積が最も縮小する1つの喉部(13e)を有し、放熱器(12)から流出した高圧冷媒が
喉部(13e)を通過して等エントロピ的に減圧膨張するノズル(13a)と、ノズル(13a)から噴出する高い速度の冷媒流により蒸発器(16)にて蒸発した気相冷媒が内部に吸引される気相冷媒流入口(13b)と、冷媒通路断面積を拡大して冷媒の圧力を昇圧するディフューザ(13d)とを有するエジェクタ(13)とを備え、エジェクタ(13)から流出した気相冷媒は圧縮機(11)に吸引され、エジェクタ(13)から流出した液相冷媒は蒸発器(16)へ流入するようになっており、放熱器(12)から流出した高圧冷媒が気液2相状態でノズル(13a)に流入するようになっていることを特徴としている。
In order to achieve the above object, according to the first aspect of the present invention, in the ejector cycle, the compressor (11) for bringing the refrigerant into a high-pressure state, and the radiator for radiating the heat of the high-pressure refrigerant discharged from the compressor (11) (12), an evaporator (16) that absorbs heat by evaporating the liquid-phase refrigerant, and one throat portion (13e) that has the smallest refrigerant passage area, and the high-pressure refrigerant that has flowed out of the radiator (12)
A nozzle (13a) that is isentropically decompressed and expanded through the throat (13e), and a vapor-phase refrigerant evaporated in the evaporator (16) by the high-speed refrigerant flow ejected from the nozzle (13a) An ejector (13) having a gas-phase refrigerant inlet (13b) to be sucked and a diffuser (13d) for increasing the pressure of the refrigerant by expanding the cross-sectional area of the refrigerant passage, and the gas flowing out from the ejector (13) The phase refrigerant is sucked into the compressor (11), the liquid refrigerant flowing out of the ejector (13) flows into the evaporator (16), and the high pressure refrigerant flowing out of the radiator (12) is gas-liquid. It is characterized by flowing into the nozzle (13a) in a two-phase state.
これによると、放熱器(12)から流出した高圧冷媒が気液2相状態でノズル(13a)に流入するようになっているため、従来例(図13)と同様の理由によりノズル(13a)の喉部(13e)で冷媒が沸騰しやすくなる。これにより、ノズル(13a)から噴出する冷媒流れの液滴が微粒化されて気液の速度差が低減した均質流に近づくため、ノズル効率を向上することができる。 According to this, since the high-pressure refrigerant flowing out from the radiator (12) flows into the nozzle (13a) in a gas-liquid two-phase state, the nozzle (13a) has the same reason as in the conventional example (FIG. 13). The refrigerant tends to boil at the throat (13e). Thereby, since the droplet of the refrigerant | coolant flow which ejects from a nozzle (13a) is atomized and it approaches the homogeneous flow with which the speed difference of the gas-liquid was reduced, nozzle efficiency can be improved.
本発明では、上述の効果を1つの喉部(13e)を有するノズル(13a)を備えるエジェクタ(13)、つまり従来例(図13)に比べて簡単な構造のエジェクタ(13)で発揮させることができるため、エジェクタ(13)の加工がしやすい。したがって、エジェクタ(13)のコストを低減することができる。また、喉部(13e)が1つであるため、従来例(図13)に比べて、特にエジェクタ本体の冷媒流れ方向の体格を小さくすることができる。つまり、従来例に比べてエジェクタサイクルの搭載空間が減少するため、搭載性能を向上することができる。 In the present invention, the above-described effects can be exhibited by an ejector (13) having a nozzle (13a) having one throat (13e), that is, an ejector (13) having a simpler structure than the conventional example (FIG. 13). Therefore, it is easy to process the ejector (13). Therefore, the cost of the ejector (13) can be reduced. Moreover, since there is one throat portion (13e), the physique in the refrigerant flow direction of the ejector body can be particularly reduced as compared with the conventional example (FIG. 13). That is, since the mounting space for the ejector cycle is reduced as compared with the conventional example, the mounting performance can be improved.
ところで、ノズル(13a)の入口圧力と出口圧力を一定として考えると、ノズル(13a)入口でのエンタルピが大きい時の方が断熱熱落差(冷媒のノズル(13a)入口でのエンタルビからノズル(13a)出口でのエンタルピを引いたもの)が大きくなる。これは、等エントロピ線はエンタルピが大きくなるほど傾きが大きくなり、ノズル(13a)での冷媒の減圧膨張は等エントロピ的に行われるからである。 By the way, when the inlet pressure and outlet pressure of the nozzle (13a) are considered to be constant, when the enthalpy at the inlet of the nozzle (13a) is larger, the adiabatic heat drop (from the enthalpy at the inlet of the refrigerant nozzle (13a) to the nozzle (13a ) Minus the enthalpy at the exit). This is because the slope of the isentropic line increases as the enthalpy increases, and the decompression and expansion of the refrigerant at the nozzle (13a) is performed isentropically.
したがって、ノズル(13a)入口において冷媒が液相の時よりも、本発明のように液相よりもエンタルピが大きい気液2相状態の時の方が断熱熱落差は大きくなる。断熱熱落差は、エジェクタ(13)の入力エネルギとしてノズル(13a)で速度エネルギに変換され、この速度エネルギがディフューザ(13d)で圧力エネルギに変換される。したがって、断熱熱落差が増加することにより、ディフューザ(13d)での冷媒圧力の昇圧量が増加、つまり圧縮機(11)の吸引側圧力が増加するため、エジェクタサイクルの効率を高めることができる。 Therefore, the adiabatic heat drop is larger in the gas-liquid two-phase state where the enthalpy is larger than the liquid phase as in the present invention, rather than when the refrigerant is in the liquid phase at the nozzle (13a) inlet. The adiabatic heat drop is converted to velocity energy by the nozzle (13a) as input energy of the ejector (13), and this velocity energy is converted to pressure energy by the diffuser (13d). Accordingly, the increase in the adiabatic heat drop increases the amount of pressure increase of the refrigerant pressure in the diffuser (13d), that is, the suction side pressure of the compressor (11) increases, so that the efficiency of the ejector cycle can be enhanced.
また、請求項2に記載の発明のように、請求項1に記載のエジェクタサイクルにおいて、エジェクタ(13)にノズル(13a)の開度を増減する弁手段(13f)を配置し、弁手段(13f)にノズル(13a)の開度を増減してサイクルを循環する冷媒流量を調節すれば、具体的に放熱器(12)から流出する高圧冷媒を気液2相状態にすることができる。そして、この2相冷媒をノズル(13a)に流入させれば請求項1で述べた効果を有するエジェクタサイクルを具体的に構成することができる。
Further, as in the invention according to claim 2, in the ejector cycle according to
また、請求項3に記載の発明のように、請求項1または2に記載のエジェクタサイクルにおいて、放熱器(12)へ高圧冷媒と熱交換する空気を送風する送風機(12a)を備え、送風機(12a)が送風量を増減すれば、放熱器(12)で冷媒が受ける熱負荷が変化し、具体的に放熱器(12)から流出する高圧冷媒を気液2相状態にすることができる。そして、この2相冷媒をノズル(13a)に流入させれば請求項1で述べた効果を有するエジェクタサイクルを具体的に構成することができる。
Further, as in the invention described in claim 3, in the ejector cycle described in
また、請求項4に記載の発明のように、請求項1に記載のエジェクタサイクルにおいて、圧縮機(11)から吐出した高圧冷媒を放熱器(12)にて過冷却して過冷却液相冷媒とし、この過冷却液相冷媒のエンタルピを所定量増加させて高圧冷媒を気液2相状態にし、この2相冷媒をノズル(13a)に流入させれば請求項1で述べた効果を有するエジェクタサイクルを構成することができる。
Further, as in the invention according to claim 4, in the ejector cycle according to
また、請求項5に記載の発明のように、請求項4に記載のエジェクタサイクルにおいて、放熱器(12)とエジェクタ(13)との間の部位に配置される加熱手段(17)を備え、加熱手段(17)が過冷却液相冷媒を加熱することにより、過冷却液相冷媒のエンタルピを所定量増加させれば、具体的に請求項4で述べた効果を有するエジェクタサイクルを構成できる。 Moreover, like the invention of Claim 5, in the ejector cycle of Claim 4, the heating means (17) arrange | positioned in the site | part between a radiator (12) and an ejector (13) is provided, If the enthalpy of the supercooled liquid phase refrigerant is increased by a predetermined amount by heating the supercooled liquid phase refrigerant by the heating means (17), an ejector cycle having the effect described in claim 4 can be configured.
また、請求項6に記載の発明のように、請求項5に記載のエジェクタサイクルにおいて、加熱手段を作動により発熱する発熱体(11、13g)の熱を過冷却液相冷媒に放熱させる発熱体放熱部(20)としてもよい。 Further, as in the invention described in claim 6, in the ejector cycle described in claim 5, the heating element for radiating the heat of the heating element (11, 13g) that generates heat by operating the heating means to the supercooled liquid phase refrigerant. It is good also as a thermal radiation part (20).
また、請求項7に記載の発明のように、請求項5に記載のエジェクタサイクルにおいて、加熱手段を圧縮機(11)から吐出された高温冷媒の熱を過冷却冷媒に放熱させる吐出冷媒放熱部(21)としてもよい。 Further, as in the invention according to claim 7, in the ejector cycle according to claim 5, the discharge refrigerant heat dissipating part for radiating the heat of the high-temperature refrigerant discharged from the compressor (11) to the supercooling refrigerant as the heating means. (21) may be used.
また、請求項8に記載の発明では、請求項4ないし7のいずれか1つに記載のエジェクタサイクルにおいて、放熱器(12)とエジェクタ(13)との間の部位に冷媒圧力を減圧する減圧手段(22)を備えることを特徴としている。 According to an eighth aspect of the present invention, in the ejector cycle according to any one of the fourth to seventh aspects, a depressurization for reducing the refrigerant pressure at a portion between the radiator (12) and the ejector (13). Means (22) are provided.
過冷却液相冷媒は、同一のエンタルピの場合には、圧力が低い方が気液2相状態になりやすい傾向がある。したがって、減圧手段(22)による減圧でエジェクタ(13)に流入する冷媒を確実に気液二相化することができる。また、過冷却液相冷媒に与えるエンタルピを少なくすることができる。 When the supercooled liquid refrigerant has the same enthalpy, the lower pressure tends to be in a gas-liquid two-phase state. Therefore, the refrigerant flowing into the ejector (13) by the decompression by the decompression means (22) can be reliably gas-liquid two-phased. Moreover, the enthalpy given to the supercooled liquid phase refrigerant can be reduced.
また、請求項9に記載の発明のように、請求項1ないし8のいずれか1つに記載のエジェクタサイクルにおいて、冷媒としてフロン系冷媒、HC系冷媒、CO2冷媒のいずれか1つを使用してもよい。 Further, as in the ninth aspect of the invention, in the ejector cycle according to any one of the first to eighth aspects, any one of a freon refrigerant, an HC refrigerant, and a CO 2 refrigerant is used as the refrigerant. May be.
なお、ここでフロンとは炭素、フッ素、塩素、水素からなる有機化合物の総称であり、冷媒として広く使用されているものである。フロン系冷媒には、HCFC(ハイドロ・クロロ・フルオロ・カーボン)系冷媒、HFC(ハイドロ・フルオロ・カーボン)系冷媒等が含まれており、これらはオゾン層を破壊しないため代替フロンと呼ばれる冷媒である。 Here, chlorofluorocarbon is a general term for organic compounds composed of carbon, fluorine, chlorine, and hydrogen, and is widely used as a refrigerant. Fluorocarbon refrigerants include HCFC (hydro-chloro-fluoro-carbon) refrigerants, HFC (hydro-fluoro-carbon) refrigerants, etc. These are refrigerants called substitute chlorofluorocarbons because they do not destroy the ozone layer. is there.
また、HC(炭化水素)系冷媒とは、水素、炭素を含み、自然界に存在する冷媒物質のことである。このHC系冷媒には、R600a(イソブタン)、R290(プロパン)などがある。 The HC (hydrocarbon) refrigerant is a refrigerant substance that contains hydrogen and carbon and exists in nature. Examples of the HC refrigerant include R600a (isobutane) and R290 (propane).
二酸化炭素冷媒を冷媒として使用する場合には、二酸化炭素が高圧側で臨界点を超えない場合に請求項1ないし8の請求項で述べた効果を発揮させることができる。
When the carbon dioxide refrigerant is used as the refrigerant, the effects described in the
請求項10に記載の発明のように、請求項1に記載のエジェクタサイクルの制御方法において、ノズル(13a)に流入する際の高圧冷媒の乾き度をノズル入口乾き度としたとき、ノズル入口乾き度を目標値に制御することを特徴とする。
As in the invention according to claim 10, in the method for controlling the ejector cycle according to
これによると、請求項1の発明の効果、すなわちノズル効率の向上効果やエジェクタサイクルの効率向上効果を確実に発揮させることができる。
According to this, the effect of the invention of
請求項11に記載の発明のように、喉部(13e)の冷媒通路面積、喉部(13e)を通過する高圧冷媒の流量、および前記ノズル(13a)における冷媒出入口間の圧力差に基づいて前記ノズル入口乾き度を算出し、ノズル入口乾き度の算出結果に基づいてノズル入口乾き度に影響を及ぼす因子のうち1つ以上の因子を調整することにより、請求項10に記載の発明を実行することができる。
As in the invention described in
なお、喉部(13e)の冷媒通路面積、喉部(13e)を通過する高圧冷媒の流量、および前記ノズル(13a)における冷媒出入口間の圧力差の各物理量については、それらを直接的に検出したものであってもよいし、或いはそれらの物理量を推定可能な代替物理量から求めたものでもよい。 In addition, about each physical quantity of the pressure difference between the refrigerant | coolant passage area of a throat part (13e), the flow volume of the high pressure refrigerant | coolant which passes a throat part (13e), and the refrigerant | coolant inlet / outlet in the said nozzle (13a), these are detected directly. Or may be obtained from alternative physical quantities whose physical quantities can be estimated.
請求項12に記載の発明のように、冷媒が非共沸性冷媒または擬似共沸性冷媒の場合、ノズル(13a)の冷媒入口側の冷媒圧力、およびノズル(13a)の冷媒入口側の冷媒温度に基づいてノズル入口乾き度を算出し、ノズル入口乾き度の算出結果に基づいてノズル入口乾き度に影響を及ぼす因子のうち1つ以上の因子を調整することにより、請求項10に記載の発明を実行することができる。
When the refrigerant is a non-azeotropic refrigerant or a pseudo-azeotropic refrigerant as in the invention described in
なお、ノズル(13a)の冷媒入口側の冷媒圧力、およびノズル(13a)の冷媒入口側の冷媒温度の各物理量については、それらを直接的に検出したものであってもよいし、或いはそれらの物理量を推定可能な代替物理量から求めたものでもよい。 In addition, about each physical quantity of the refrigerant | coolant pressure by the side of the refrigerant | coolant inlet of a nozzle (13a), and the refrigerant | coolant temperature of the refrigerant | coolant inlet side of a nozzle (13a), they may be detected directly, or those The physical quantity may be obtained from an alternative physical quantity that can be estimated.
なお、上記各手段の括弧内の符号は、後述する実施形態に記載の具体的手段との対応関係を示すものである。 In addition, the code | symbol in the bracket | parenthesis of each said means shows the correspondence with the specific means as described in embodiment mentioned later.
(第1実施形態)
本実施形態は、本発明に係るエジェクタサイクルを車両用空調装置の冷凍サイクルに適用したものであり、図1は本実施形態に係る冷凍サイクルの模式図である。図1中、11は冷媒を吸入圧縮する圧縮機11である。この圧縮機11で高圧状態となった冷媒は放熱器12に流入する。放熱器12では高圧冷媒が室外空気へ放熱する、言い換えると冷媒が室外空気により冷却され、凝縮して液相となる。
(First embodiment)
In the present embodiment, the ejector cycle according to the present invention is applied to a refrigeration cycle of a vehicle air conditioner, and FIG. 1 is a schematic diagram of the refrigeration cycle according to the present embodiment. In FIG. 1, 11 is a
液相状態となった高圧冷媒は、エジェクタ13に流入する。エジェクタ13は放熱器12から流出する冷媒を減圧膨張させて後述する蒸発器16にて蒸発した気相冷媒を吸引するとともに、膨張エネルギを圧力エネルギに変換して圧縮機11の吸入圧を上昇させている。このエジェクタ13についての詳細は後述する。
The high-pressure refrigerant that has entered the liquid phase flows into the
エジェクタ13から流出した冷媒は、気液分離器14に流入する。気液分離器14では、流入した冷媒を気相冷媒と液相冷媒とに分離して冷媒を蓄えており、分離された気相冷媒は圧縮機11に吸引されて再び圧縮され、一方、分離された液相冷媒は蒸発器16側に吸引される。
The refrigerant that has flowed out of the
蒸発器16は、液相冷媒が室内に吹き出す空気と熱交換して蒸発することにより冷房能力を発揮するものである。なお、気液分離器14と蒸発器16との間に配置される第1減圧器15は、気液分離器14から蒸発器16側に吸引される液相冷媒を減圧する絞り(減圧)手段であり、この第1減圧器15により蒸発器16内の圧力(蒸発圧力)を確実に低下させている。また、本実施形態では放熱器12とエジェクタ13との間の部位に冷媒を加熱するヒータ17が配置されている。
The evaporator 16 exhibits cooling capability by heat-exchanging the liquid-phase refrigerant with the air blown into the room and evaporating. The
エジェクタ13は、図2に示すように、流入する高圧冷媒の圧力エネルギを速度エネルギに変換して冷媒を減圧膨張させるノズル13aと、ノズル13aから噴出する高い速度の冷媒流により蒸発器16にて蒸発した気相冷媒が吸引される気相冷媒流入口13bと、吸引された気相冷媒とノズル13aから噴射する冷媒流とを混合する混合部13cと、ノズル13aから噴出する冷媒と蒸発器16から吸引した冷媒とを混合させながら速度エネルギを圧力エネルギに変換して冷媒の圧力を昇圧させるディフューザ13d等からなるものである。
As shown in FIG. 2, the
なお、本実施形態では、ノズル13aとして冷媒通路途中に冷媒通路面積が最も縮小した1つの喉部13eを有する末広ノズルを使用している。また、図2中の左右方向に変位することにより喉部13eの開度を増減する弁手段としてニードル弁13fが配置されている。このニードル弁13fの変位は変位手段が行っており、本実施形態では変位手段としてソレノイドコイル13g(図1参照)への通電による磁力でニードル弁13fを変位させるソレノイドを使用している。
In the present embodiment, a divergent nozzle having one
また、混合部13cにおいては、ノズル13aから噴射する冷媒流の運動量と、蒸発器16からエジェクタ13に吸引される冷媒流の運動量との和が保存されるように混合するので、混合部13cにおいても冷媒の静圧が上昇する。一方、ディフューザ13dにおいて、冷媒通路断面積が徐々に拡大するため、冷媒の動圧が静圧に変換される。
In the
なお、本実施形態の圧縮機11、ヒータ17、ソレノイド13gの作動は図示しない制御装置からの制御信号で制御されている。
The operations of the
次に、上記構成において本実施形態の作動を図3のp−h線図に基づいて説明する。ここで、図1中の点A1〜A9は、図3中の点A1〜A9に対応している。圧縮機11が起動すると、気液分離器14から気相冷媒が圧縮機11に吸入され、圧縮された冷媒が放熱器12に吐出される(A7G→A1)。そして、放熱器12に流入した冷媒は空気へ放熱する、つまり空気により冷却される。本実施形態では冷媒が飽和液線を超えて過冷却される(A1→A2)。
Next, the operation of the present embodiment in the above configuration will be described based on the ph diagram of FIG. Here, points A1 to A9 in FIG. 1 correspond to points A1 to A9 in FIG. When the
放熱器12から流出した冷媒は、ヒータ17により加熱される。つまりヒータ17によりエンタルピが増加して気液2相状態となる(A2→A3)。2相状態の冷媒は、エジェクタ13のノズル13aに流入し、喉部13eを通過して噴出口13hから噴出して等エントロピ的に減圧膨張する(A3→A4)。この時、高速度で噴出する冷媒流の巻き込み作用により、蒸発器16で蒸発した気相冷媒が気相冷媒流入口13bから吸引される。
The refrigerant flowing out of the
次に、蒸発器16から吸引された冷媒とノズル13aから噴出冷媒とが混合部13cで混合し(A4→A5、A9→A5)、ディフィーザ13dにてその動圧が静圧に変換されて気液分離器14に流入する。気液分離器14の気相冷媒は圧縮機11に吸引されて再びサイクルを循環する(A7G→A1)。なお、点A7Gが飽和蒸気線上に位置しないのは気液分離器14から圧縮機11までの配管で吸熱するからである。
Next, the refrigerant sucked from the
一方、エジェクタ13にて蒸発器16内の冷媒が吸引されるため、蒸発器16には気液分離器14から液相冷媒が流入し、その流入した冷媒は室内に吹き出す空気から吸熱して蒸発する(A7L→A9)。
On the other hand, since the refrigerant in the
また、ソレノイド13gによるニードル弁13fの変位、つまりノズル13aの開度は制御装置(図示せず)からの制御信号で制御される。これによると、例えば圧縮機11が高回転、つまりエジェクタ13に流入する冷媒が多い時にはノズル13aの開度を大きくして、ノズル13a(エジェクタ13)を通過する冷媒量を増やすことができる。したがって、エジェクタ13の冷媒流れ下流側の蒸発器16を流れる冷媒量が増えるため、冷凍(冷房)能力を向上することができる。
Further, the displacement of the
次に、第1実施形態による作用効果を述べると、(1)気液2相状態の冷媒をノズル13aに流入させるため、ノズル効率が向上し、エジェクタサイクルのサイクル効率を向上できる。
Next, the operational effects of the first embodiment will be described. (1) Since the refrigerant in the gas-liquid two-phase state is caused to flow into the
より詳細に述べると、本実施形態では放熱器12から流出した高圧冷媒がヒータ17で加熱され、つまりエンタルピが増加されて気液2相状態でノズル13aに流入する。したがって、ノズル13aの喉部13eで冷媒が沸騰しやすくなる。これにより、喉部13e通過後の冷媒流れの液滴が微粒化されて気液の速度差が低減した均質流に近づく。つまり、ノズル13a入口での冷媒のエネルギ(入力ネルギ)を速度エネルギへ変換するノズル効率が高くなる。これにより、エジェクタサイクルのサイクル効率を向上できる。
More specifically, in this embodiment, the high-pressure refrigerant that has flowed out of the
(2)上述の作用効果(1)を1つの喉部13eを有するノズル13aを搭載したエジェクタ13を使用したため、エジェクタ13のコストを低減でき、さらにエジェクタ13の体格を小さくすることができる。
(2) Since the
本実施形態では、1つの喉部13eを有するノズル13aを備えるエジェクタ13、つまり従来例(図13)に比べて簡単な構造のエジェクタ13で作用効果(1)を発揮させることができる。当然に、エジェクタ13の加工が容易となるため、エジェクタ13のコストを低減することができる。また、喉部13eが1つであるため、従来例(図13)のように喉部13j、13kが直列的に並んでいる場合に比べて、特にエジェクタ本体の冷媒流れ方向の体格を小さくすることができる。つまり、従来例に比べてエジェクタサイクルの搭載空間が減少するため、搭載性能を向上することができる。
In the present embodiment, the effect (1) can be exhibited by the
(3)より断熱熱落差が大きい気液2相状態の冷媒をエジェクタ13(ノズル13a)に流入させるため、エジェクタ13から流出する冷媒圧力、つまり圧縮機11の吸入圧力を高くすることができる。
(3) Since the refrigerant in the gas-liquid two-phase state having a larger adiabatic heat drop is caused to flow into the ejector 13 (
ここで、図14に示すような過冷却度を有するエジェクタサイクル(以下比較例と称す)と本実施形態のp−h線図(図3)を使用してサイクル効率を考える。ノズル13aの入口圧力と出口圧力を一定として考えると、ノズル13a入口でのエンタルピが大きい時の方が断熱熱落差(冷媒のノズル13a入口でのエンタルビからノズル13a出口でのエンタルピを引いたもの)が大きくなる。これは、等エントロピ線はエンタルピが大きくなるほど傾きが大きくなり、ノズル13aでの冷媒の減圧膨張は等エントロピ的に行われるからである。
Here, the cycle efficiency is considered using an ejector cycle having a supercooling degree as shown in FIG. 14 (hereinafter referred to as a comparative example) and a ph diagram (FIG. 3) of the present embodiment. Assuming that the inlet pressure and outlet pressure of the
したがって、ノズル13a入口において冷媒が液相の時よりも、本発明のように液相よりもエンタルピが大きい気液2相状態の時の方が断熱熱落差は大きくなる。本実施形態の断熱熱落差Δhは、従来例の断熱熱落差Δh’よりも大きくなっている。
Therefore, the adiabatic heat drop is larger in the gas-liquid two-phase state where the enthalpy is larger than the liquid phase as in the present invention, rather than when the refrigerant is in the liquid phase at the
断熱熱落差Δh、Δh’は、エジェクタ13の入力エネルギとしてノズル13aで速度エネルギに変換され、この速度エネルギがディフューザ13dで圧力エネルギに変換される。したがって、断熱熱落差が大きいほどディフューザ13dでの冷媒圧力の昇圧量が増加、つまり圧縮機11の吸引側圧力が増加するため、エジェクタサイクルの効率を高めることができる。
The adiabatic heat drop Δh, Δh ′ is converted into velocity energy by the
したがって、断熱熱落差が大きい本実施形態のエジェクタ13での昇圧量ΔPの方が従来例のエジェクタ13での昇圧量ΔP’よりも大きくなるため、エジェクタサイクルの効率が高くなる。図4は、ノズル13a入口の冷媒状態以外(例えば冷媒循環量など)を同一とした場合のサイクル効率の変化を示したものである。上述したように気液2相状態でノズル13aに流入させた場合の方がサイクル効率が高くなることが確認されている。
Therefore, since the pressure increase ΔP in the
(第2実施形態)
図5の本実施形態は、第1実施形態とほぼ同構成であるが、第1実施形態におけるヒータ17に換えて発熱体である変位手段(ソレノイドコイル13g)の熱で放熱器12から流出した冷媒を加熱する発熱体放熱部20を備えている。
(Second Embodiment)
This embodiment of FIG. 5 has substantially the same configuration as that of the first embodiment, but instead of the
これによると、ヒータ17を備えなくてもよいため、より簡単な構成で第1実施形態で述べた作用効果(1)〜(3)を有するエジェクタサイクルを構成できる。
According to this, since it is not necessary to provide the
(第3実施形態)
図6の本実施形態は、第1実施形態とほぼ同構成であるが、第1実施形態におけるヒータ17に換えて圧縮機11から吐出される高温高圧冷媒の熱で放熱器12から流出した冷媒を加熱する吐出冷媒放熱部21を備えている。
(Third embodiment)
The present embodiment in FIG. 6 has substantially the same configuration as the first embodiment, but the refrigerant that has flowed out of the
これによっても、ヒータ17を備えなくてもよいため、より簡単な構成で第1実施形態で述べた作用効果(1)〜(3)を有するエジェクタサイクルを構成できる。
Also by this, since the
(第4実施形態)
図7の本実施形態は、第1実施形態とほぼ同構成であるが、ヒータ17の冷媒流れ下流側部位に冷媒の圧力を減圧する減圧手段である第2減圧器22が配置されている。図8のp−h線図を使用して説明すると、ヒータ17で加熱された冷媒は、第2減圧器22での減圧により気液2相状態となる(A3→A31)。
(Fourth embodiment)
This embodiment of FIG. 7 has substantially the same configuration as that of the first embodiment, but a
これにより、エジェクタ13に流入する冷媒を確実に気液二相化することができる。さらに、ヒータ17が冷媒に与える熱量を少なくすることができる。
Thereby, the refrigerant flowing into the
なお、本実施形態においても第1実施形態で述べた作用効果(1)〜(3)を発揮することができる。 In this embodiment, the effects (1) to (3) described in the first embodiment can be exhibited.
(第5実施形態)
図9の本実施形態は、第1実施形態とほぼ同構成であるが、第1実施形態におけるヒータ17を廃止したものである。そして、本実施形態の圧縮機11、エジェクタ13の開度を増減するニードル弁13fを変位させるソレノイドコイル13g、および放熱器12へ空気を送風する送風機12aは、電子制御装置(ECU図示せず)からの制御信号で制御されている。さらに、この電子制御装置には、放熱器12下流側の冷媒圧力、温度などがセンサ等から入力されている。
(Fifth embodiment)
The present embodiment in FIG. 9 has substantially the same configuration as the first embodiment, but the
そして、電子制御装置は放熱器12下流側の冷媒圧力、温度などが予め与えられている冷媒が気液2相となる領域の圧力、温度となるように、圧縮機11の作動、送風機12aの送風量(放熱器12への熱負荷)、エジェクタ13の開度(エジェクタ13を通過する冷媒流量)を制御している。
The electronic control unit operates the
これにより、第1実施形態に比べて、より簡単な構成で第1実施形態で述べた作用効果(1)〜(3)を有するエジェクタサイクルを構成できる。 Thereby, compared with 1st Embodiment, the ejector cycle which has the effect (1)-(3) described in 1st Embodiment with a simpler structure can be comprised.
(第6実施形態)
図11に示す第6実施形態は、第1実施形態におけるヒータ17を廃止し、圧縮機11の吸入側と放熱器12の出口側との間に内部熱交換器23を設けている。この内部熱交換器23により、放熱器12出口側の高圧液冷媒を低温の低圧冷媒で冷却して、放熱器12出口側の高圧液冷媒の過冷却度を増大させるようにしている。
(Sixth embodiment)
In the sixth embodiment shown in FIG. 11, the
そして、圧縮機11の作動やエジェクタ13の開度(エジェクタ13を通過する冷媒流量)を制御して、エジェクタ13に流入する冷媒を気液2相化する。
Then, the operation of the
(第7実施形態)
図12に示す第7実施形態は、気液分離器14を廃止したエジェクタサイクルに本発明を適用した例を示すものである。
(Seventh embodiment)
The seventh embodiment shown in FIG. 12 shows an example in which the present invention is applied to an ejector cycle in which the gas-
本実施形態は、図12に示すように、放熱器12の出口側の冷媒通路は2つに分岐されており、一方の冷媒通路は第1減圧器15および蒸発器16を介してエジェクタ13における気相冷媒流入口13bに接続され、他方の冷媒通路はエジェクタ13におけるノズル13aに直接接続されている。
In the present embodiment, as shown in FIG. 12, the refrigerant passage on the outlet side of the
また、エジェクタ13の出口側には、気液分離器14に代えて第2蒸発器24が設けられている。この第2蒸発器24は、冷媒と室内に吹き出す空気とを熱交換させて冷媒を蒸発(吸熱)させることにより冷房能力を発揮するものである。そして、第2蒸発器24から流出した冷媒は圧縮機11に吸引され、圧縮される。
Further, a
因みに、本実施形態によると、2つの蒸発器16、24の冷凍能力を異ならせて、車室内の任意の2ヶ所の冷却、または別々の2つの車室をそれぞれ最適な温度で冷却することができる。
Incidentally, according to the present embodiment, the cooling capacity of the two
(第8実施形態)
本実施形態は、ノズル13aに流入する際の高圧冷媒の乾き度(以下、ノズル入口乾き度という)の制御方法を示すものである。
(Eighth embodiment)
The present embodiment shows a method for controlling the dryness of the high-pressure refrigerant when flowing into the
まず、ノズル13aにおける喉部13eの冷媒通路面積、喉部13eを通過する高圧冷媒の流量、およびノズル13aにおける冷媒出入口間の圧力差を検出し、それらの物理量に基づいてノズル入口乾き度をエネルギ保存則から演算する。
First, the refrigerant passage area of the
次に、ノズル入口乾き度の演算結果とノズル入口乾き度の目標値とを比較し、ノズル入口乾き度に影響を及ぼす制御因子(すなわち、喉部13eの冷媒通路面積、喉部13eを通過する高圧冷媒の流量、ノズル13aにおける冷媒出入口間の圧力差)のうちどれかひとつ以上の因子を調節して、ノズル入口乾き度を目標値に制御する。
Next, the calculation result of the nozzle inlet dryness is compared with the target value of the nozzle inlet dryness, and a control factor that influences the nozzle inlet dryness (that is, the refrigerant passage area of the
このように、ノズル入口乾き度を目標値に制御することにより、ノズル効率の向上効果やエジェクタサイクルの効率向上効果を確実に発揮させることができる。 Thus, by controlling the nozzle inlet dryness to the target value, the effect of improving the nozzle efficiency and the effect of improving the efficiency of the ejector cycle can be surely exhibited.
なお、ノズル入口乾き度を演算する際の、喉部13eの冷媒通路面積、喉部13eを通過する高圧冷媒の流量、ノズル13aにおける冷媒出入口間の圧力差の各物理量については、それらを直接的に検出したものであってもよいし、或いは以下詳述するように、それらの物理量を推定可能な代替物理量から求めたものでもよい。
It should be noted that the physical quantities of the refrigerant passage area of the
例えば図2に示すような、喉部13eの開度をニードル弁13fにて増減する可変ノズルの場合は、ニードル弁13fの位置情報から喉部13eの冷媒通路面積を推定してもよい。
For example, in the case of a variable nozzle that increases or decreases the opening degree of the
喉部13eを通過する高圧冷媒の流量は、圧縮機11の回転数、圧縮機11の1回転当たりの吐出容量、圧縮機11に吸入される冷媒の密度、圧縮機11の体積効率から演算してもよい。また、圧縮機11に吸入される冷媒の密度は、圧縮機11の吸入圧力或いはそれに準ずる低圧系圧力、および低圧系圧力を推定可能な温度(低圧2相域温度)で代用してもよい。
The flow rate of the high-pressure refrigerant passing through the
ノズル13aにおける冷媒出入口間の圧力差は、ノズル13aにおける冷媒入口圧力或いはそれに準ずる高圧系圧力、および高圧系圧力を推定可能な温度(高圧2相域温度)で代用したもののいずれか1つ以上の因子と、ノズル13aにおける冷媒出口圧力或いはそれに準ずる低圧系圧力、および低圧系圧力を推定可能な温度(低圧2相域温度)で代用したもののいずれか1つ以上の因子の差分として検出してよい。
The pressure difference between the refrigerant inlet and outlet in the
また、ノズル入口乾き度を目標値に制御するための調整方法としては、以下詳述するように、上記制御因子を直接調整してもよいし、或いは間接的に調節する方法でもよい。 Further, as an adjustment method for controlling the nozzle inlet dryness to the target value, as described in detail below, the control factor may be adjusted directly or a method of adjusting it indirectly.
例えば図2に示すような、喉部13eの開度をニードル弁13fにて増減する可変ノズルの場合は、ニードル弁13fの位置を調節して喉部13eの冷媒通路面積を制御する。
For example, in the case of a variable nozzle that increases or decreases the opening of the
喉部13eを通過する高圧冷媒の流量は、圧縮機11の回転数、可変容量圧縮機11の場合の吐出容量、サイクル中(例えばノズル13aの上流側)に設けた流量調節弁の開度を調整してもよい。
The flow rate of the high-pressure refrigerant passing through the
ノズル13aにおける冷媒出入口間の圧力差は、冷凍サイクルの圧力バランスを変動させる因子を調節する。具体的には、例えば放熱器12の冷却風量、放熱器12の冷媒流量、蒸発器16の冷却風量、蒸発器16の冷媒流量、内部熱交換器23の冷媒流量等を調節する。
The pressure difference between the refrigerant inlet and outlet in the
因みに、放熱器12、蒸発器16、および内部熱交換器23に対してバイパス回路を設け、そのバイパス回路を開閉することにより、放熱器12の冷媒流量、蒸発器16の冷媒流量、内部熱交換器23の冷媒流量を調節することができる。
Incidentally, by providing a bypass circuit for the
なお、上気したノズル入口乾き度の算出に必要な因子および目標値への調整因子は一例であり、各制御因子を変動させるはたらきをもつ検出因子および調整因子であればよい。 Note that the factors necessary for calculating the above-described dryness of the nozzle inlet and the adjustment factors for the target value are merely examples, and any detection factors and adjustment factors may be used as long as each control factor is varied.
また、ノズル入口乾き度の目標値に関しては、各冷媒およびシステム毎に異なるが、物理的には乾き度0(飽和液状態)から乾き度1(飽和ガス状態)まで制御可能である。 Further, the target value of the nozzle inlet dryness differs depending on each refrigerant and system, but physically it can be controlled from the dryness 0 (saturated liquid state) to the dryness 1 (saturated gas state).
また、具体的な制御方法として、検出した物理量の信号を入力して演算してノズル入口乾き度を算出する方法でもよいが、予めそのシステムにおける検出信号に対する出力値をマップ化しておく方法でもよい。また、別の方法であっても検出因子および調整因子が含有されれば本発明の意図しているところと等価である。 Further, as a specific control method, a method of calculating a nozzle inlet dryness by inputting a signal of a detected physical quantity may be used, or a method of mapping an output value for a detection signal in the system in advance may be used. . Moreover, even if it is another method, if a detection factor and an adjustment factor are contained, it is equivalent to what the present invention intends.
他の実施形態
上述の実施形態では、ノズル13aに末広ノズルを使用した例を示したが、ノズル13aは1つの喉部13eを有するものであれば、先細ノズル、ラバールノズルなど種々適用可能である。
Other Embodiments In the above-described embodiment, an example in which a divergent nozzle is used as the
また、上述の第2実施形態では、発熱体放熱部20において、発熱体であるソレノイドコイル13gが放熱器12から流出した過冷却冷媒に放熱した例を示したが、発熱体はエジェクタサイクル中の圧縮機であってもよいし、サイクル外の発熱体、例えばエンジンなどであってもよい。
In the second embodiment described above, in the heating element
また、上述の第4実施形態では、第2減圧器22がヒータ17で加熱された後の冷媒を減圧した例を示したが、第2減圧器22をヒータ17の上流に配置して加熱前の冷媒を減圧してもよいし、加熱中の冷媒を減圧してもよい。
Further, in the above-described fourth embodiment, the example in which the refrigerant after the
また、上述の第5実施形態では、電子制御装置が圧縮機11の作動、送風機12aの送風量、エジェクタ13の開度を同時に制御した例を示したが、これらの制御は独立して行うことが可能であるため、いずれか1つの制御のみを行ってもよい。また、例えは送風量とエジェクタ開度のように、任意の2つの制御を行うものであってもよい。
In the fifth embodiment described above, the electronic control device controls the operation of the
また、上述の実施形態では本発明を車両用空調装置に適用した例を示したが、本発明を車両用空調装置に限らず、給湯器用のヒートポンプサイクルなどの蒸気圧縮式サイクルに適用してもよい。また、設置場所は車両のような移動体に限られるものではなく定置固定されていてもよいのは当然である。 Moreover, although the example which applied this invention to the vehicle air conditioner was shown in the above-mentioned embodiment, even if this invention is applied not only to a vehicle air conditioner but to vapor compression-type cycles, such as a heat pump cycle for water heaters. Good. Also, the installation location is not limited to a moving body such as a vehicle, and it may be fixed.
また、上述の実施形態では冷媒の種類を限定していないが冷媒は、フロン系冷媒、HC系冷媒、CO2冷媒などが適用可能である。なお、二酸化炭素冷媒を冷媒として使用する場合には、二酸化炭素が高圧側で臨界点を超えない場合に上述した作用効果を発揮させることができる。 The refrigerant is not limited to the type of refrigerant in the above embodiments, the fluorocarbon refrigerant, HC-based refrigerant, CO, etc. 2 refrigerant is applicable. When carbon dioxide refrigerant is used as the refrigerant, the above-described effects can be exhibited when carbon dioxide does not exceed the critical point on the high pressure side.
また、冷媒として非共沸性冷媒(R404A等)または擬似共沸冷媒(R410A等)を用いる場合は、2相域においても圧力と温度の間に1対1の関係が成立することから、ノズル13aの冷媒入口側の冷媒圧力とノズル13aの冷媒入口側の冷媒温度とに基づいてノズル入口乾き度を算出してもよい。そして、そのノズル入口乾き度の算出結果に基づいてノズル入口乾き度に影響を及ぼす因子のうち1つ以上の因子を調整することにより、ノズル入口乾き度を目標値に制御するようにしてもよい。
Further, when a non-azeotropic refrigerant (R404A or the like) or a pseudo-azeotropic refrigerant (R410A or the like) is used as the refrigerant, a one-to-one relationship is established between the pressure and the temperature even in the two-phase region. The nozzle inlet dryness may be calculated based on the refrigerant pressure on the refrigerant inlet side of 13a and the refrigerant temperature on the refrigerant inlet side of the
なお、ノズル13aの冷媒入口側の冷媒圧力、およびノズル13aの冷媒入口側の冷媒温度の各物理量については、それらを直接的に検出したものであってもよいし、或いはそれらの物理量を推定可能な代替物理量から求めたものでもよい。
The physical quantities of the refrigerant pressure on the refrigerant inlet side of the
また、上述の第1〜第6実施形態では、気液分離器14で分離された液相冷媒を、1つの蒸発器16にて蒸発させてエジェクタ13における気相冷媒流入口13bに供給させる例を示したが、気液分離器14で分離された液相冷媒を、複数の蒸発器16にて蒸発させてエジェクタ13における気相冷媒流入口13bに供給させるようにしたエジェクタサイクルにも、本発明は適用することができる。
In the first to sixth embodiments described above, an example in which the liquid-phase refrigerant separated by the gas-
11…圧縮機発熱体、12…放熱器、12a…送風機、13…エジェクタ、13a…ノズル、13b…気相冷媒流入口、13d…ディフューザ、13e…喉部、13f…ニードル弁弁手段、13g…ソレノイドコイル発熱体、14…気液分離器、16…蒸発器、17…ヒータ加熱手段、20…発熱体放熱部、21…吐出冷媒放熱部、22…第2減圧器減圧手段。
DESCRIPTION OF
Claims (13)
前記圧縮機(11)から吐出した前記高圧冷媒の熱を放熱する放熱器(12)と、
液相冷媒を蒸発させて吸熱する蒸発器(16)と、
冷媒通路面積が最も縮小する1つの喉部(13e)を有し、前記放熱器(12)から流出した前記高圧冷媒が前記喉部(13e)を通過して等エントロピ的に減圧膨張するノズル(13a)と、前記ノズル(13a)から噴出する高い速度の冷媒流により前記蒸発器(16)にて蒸発した気相冷媒が内部に吸引される気相冷媒流入口(13b)と、冷媒通路断面積を拡大して冷媒の圧力を昇圧するディフューザ(13d)とを有するエジェクタ(13)とを備え、
前記エジェクタ(13)から流出した気相冷媒は前記圧縮機(11)に吸引され、前記エジェクタ(13)から流出した液相冷媒は前記蒸発器(16)へ流入するようになっており、
前記放熱器(12)から流出した前記高圧冷媒は、気液2相状態で前記ノズル(13a)に流入するようになっていることを特徴とするエジェクタサイクル。 A compressor (11) for bringing the refrigerant into a high pressure state;
A radiator (12) for radiating heat of the high-pressure refrigerant discharged from the compressor (11);
An evaporator (16) that absorbs heat by evaporating the liquid-phase refrigerant;
A nozzle having one throat portion (13e) in which the refrigerant passage area is reduced most, and the high-pressure refrigerant flowing out of the radiator (12) passes through the throat portion (13e) and isentropically decompressed and expanded ( 13a), a gas-phase refrigerant inlet (13b) into which the vapor-phase refrigerant evaporated in the evaporator (16) by the high-speed refrigerant flow ejected from the nozzle (13a) is sucked into the refrigerant passage, An ejector (13) having a diffuser (13d) for expanding the area and increasing the pressure of the refrigerant,
The gas-phase refrigerant that has flowed out of the ejector (13) is sucked into the compressor (11), and the liquid-phase refrigerant that has flowed out of the ejector (13) flows into the evaporator (16),
The ejector cycle characterized in that the high-pressure refrigerant that has flowed out of the radiator (12) flows into the nozzle (13a) in a gas-liquid two-phase state.
前記弁手段(13f)が前記ノズル(13a)の開度を増減することにより、前記放熱器(12)から流出した前記高圧冷媒が気液2相状態で前記ノズル(13a)に流入するようになっていることを特徴とする請求項1に記載のエジェクタサイクル。 The ejector (13) includes valve means (13f) for increasing or decreasing the opening of the nozzle (13a),
The valve means (13f) increases or decreases the opening of the nozzle (13a) so that the high-pressure refrigerant flowing out of the radiator (12) flows into the nozzle (13a) in a gas-liquid two-phase state. The ejector cycle according to claim 1, wherein:
前記送風機(12a)が送風量を増減することにより、前記放熱器(12)から流出した前記高圧冷媒が気液2相状態で前記ノズル(13a)に流入するようになっていることを特徴とする請求項1または2に記載のエジェクタサイクル。 A fan (12a) for blowing air to exchange heat with the high-pressure refrigerant to the radiator (12),
The high-pressure refrigerant that has flowed out of the radiator (12) flows into the nozzle (13a) in a gas-liquid two-phase state when the blower (12a) increases or decreases the amount of blown air. The ejector cycle according to claim 1 or 2.
前記加熱手段(17)が前記過冷却液相冷媒を加熱することにより、前記過冷却液相冷媒のエンタルピを所定量増加させることを特徴とする請求項4に記載のエジェクタサイクル。 Heating means (17) disposed at a portion between the radiator (12) and the ejector (13);
The ejector cycle according to claim 4, wherein the heating means (17) increases the enthalpy of the supercooled liquid phase refrigerant by a predetermined amount by heating the supercooled liquid phase refrigerant.
前記ノズル入口乾き度の算出結果に基づいて前記ノズル入口乾き度に影響を及ぼす因子のうち1つ以上の因子を調整することを特徴とする請求項10に記載のエジェクタサイクルの制御方法。 The nozzle inlet dryness is calculated based on the refrigerant passage area of the throat (13e), the flow rate of the high-pressure refrigerant passing through the throat (13e), and the pressure difference between the refrigerant inlets and outlets of the nozzle (13a). ,
The method for controlling an ejector cycle according to claim 10, wherein one or more factors affecting the nozzle inlet dryness are adjusted based on the calculation result of the nozzle inlet dryness.
前記ノズル(13a)の冷媒入口側の冷媒圧力、および前記ノズル(13a)の冷媒入口側の冷媒温度に基づいて前記ノズル入口乾き度を算出し、
前記ノズル入口乾き度の算出結果に基づいて前記ノズル入口乾き度に影響を及ぼす因子のうち1つ以上の因子を調整することを特徴とする請求項10に記載のエジェクタサイクルの制御方法。 The refrigerant is a non-azeotropic refrigerant or a pseudo-azeotropic refrigerant,
Based on the refrigerant pressure on the refrigerant inlet side of the nozzle (13a) and the refrigerant temperature on the refrigerant inlet side of the nozzle (13a), the nozzle inlet dryness is calculated,
The method for controlling an ejector cycle according to claim 10, wherein one or more factors affecting the nozzle inlet dryness are adjusted based on the calculation result of the nozzle inlet dryness.
The refrigerant, chlorofluorocarbon refrigerants, HC-based refrigerant, the control method of the ejector cycle according to any one of claims 10 to 12, characterized in that any one of the CO 2 refrigerant.
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