JP2006038365A - 熱交換システム - Google Patents

Abstract

【課題】 駆動対象物のランニングコストの高騰化を抑制可能な熱交換システムを提供することを課題とする。
【解決手段】 熱交換システム１は、熱交換流体を圧送するポンプ３０と、動力発生装置９０に配置されポンプ３０出側の熱交換流体の気化熱により動力発生装置９０を冷却する熱交換器３２と、熱交換器３２出側の熱交換流体を凝縮する凝縮器３４と、凝縮器３４出側の熱交換流体を膨張させる膨張器３７と、膨張器３７出側の熱交換流体の気化熱により空調用空気を冷却する蒸発器３８と、を備えてなることを特徴とする。
【選択図】 図１

Description

本発明は、例えばエンジン、電池スタックなど動力発生装置の加熱、冷却、空調用空気の冷却等に用いられる熱交換システムに関する。

例えば、自動車には、エンジン冷却用の熱交換システムや空調用空気冷却用の熱交換システムが配置されている。図１７に、特許文献１に記載のエンジン冷却用の熱交換システムの回路図を示す。図に示すように、熱交換システム１００は、ポンプ１０１とウォータジャケット１０２と気液分離器１０３と蒸気用冷却器１０４と飽和水用冷却器１０５とサーモスタット弁１０６と補給タンク１０７とリリーフ弁１０８とを備えている。熱交換システム１００には、冷却水が循環している。ウォータジャケット１０２は、エンジン１０９に配置されている。

エンジン１０９が暖まる前は、冷却水は、気液分離器１０３、蒸気用冷却器１０４、飽和水用冷却器１０５を介さずに、循環している。すなわち、冷却水は、ポンプ１０１→ウォータジャケット１０２→サーモスタット弁１０６→再びポンプ１０１という経路で循環している。

エンジン１０９が暖まると、サーモスタット弁１０６により、経路が切り替えられる。ポンプ１０１により圧送される冷却水は、ウォータジャケット１０２において気化する。この気化熱により、エンジン１０９は冷却される。エンジン１０９出側の冷却水は、気液分離器１０３により、気体成分と液体成分とに分けられる。気体成分は、蒸気用冷却器１０４に導入される。気液分離器１０３出側の液体成分、および蒸気用冷却器１０４において凝縮発生する液体成分は、飽和水用冷却器１０５において凝縮される。凝縮後の冷却水は、サーモスタット弁１０６を介して、再びポンプ１０１に導入される。リリーフ弁１０８は、蒸気用冷却器１０４内の未凝縮の気体成分を、外部に解放している。また、補給タンク１０７は、冷却水をサイクルに補給している。

図１８に、従来の空調用空気冷却用の熱交換システムの回路図を示す。熱交換システム２００は、圧縮機２０１と凝縮器２０２と膨張弁２０３と蒸発器２０４とを備えている。熱交換システム２００には、フレオン（Ｒ１３４）が循環している。蒸発器２０４表面は、空調用空気に接触している。冷房時においては、蒸発器２０４内を流れるフレオンの気化熱により、蒸発器２０４表面に接触する空調用空気が冷却される。冷却された空調用空気は、空調用ダクト２０５を介して、車室内に供給される。
特開平５−１５３７号公報

上記、気化熱を用いて冷却対象物を冷却する熱交換システムは、冷媒（冷却水、フレオン）の相変態を伴うため、冷媒の相変態を伴わない熱交換システムと比較して、熱伝達率が高い。

しかしながら、前出図１７の熱交換システム１００は、エンジンの暖気性能が低い。すなわち、エンジン１０９が暖まる前、冷却水は、ポンプ１０１→ウォータジャケット１０２→サーモスタット弁１０６→再びポンプ１０１という経路で循環している。ここで、冷却水のヒートマスは比較的大きい。このため、エンジン１０９が暖まるのに比較的長い時間を要する。したがって、前出図１７の熱交換システム１００を用いると、車両の燃費が低下するおそれがある。すなわち、同熱交換システム１００を用いると、車両のランニングコストが高くなる。

また、前出図１８の熱交換システム２００の場合、車室内を急速冷房することができない。すなわち、エンジン始動直後においては、蒸発器２０４の圧力が比較的高い。このため、エンジン始動直後においては、圧縮機２０１の「引き」が悪い。圧縮機２０１は、エンジン出力により駆動されている。このため、エンジン始動直後においては、圧縮機２０１駆動の分だけ、車両駆動に用いられるエンジン出力が低下する。したがって、前出図１８の熱交換システム２００を用いると、車両の燃費が低下するおそれがある。すなわち、同熱交換システム２００を用いると、車両のランニングコストが高くなる。

また、前出図１７、図１８に示すように、車両には、エンジン冷却用と空調用空気冷却用という二系統の熱交換システムが、各々独立に配置されている。熱交換システムが、別個独立に配置されると、その分メンテナンスコストが高くなる。したがって、車両のランニングコストが高くなる。

本発明の熱交換システムは上記課題に鑑みて完成されたものである。したがって、本発明は、例えば自動車など駆動対象物のランニングコストの高騰化を抑制可能な熱交換システムを提供することを目的とする。

（１）上記課題を解決するため、本発明の熱交換システムは、熱交換流体を圧送するポンプと、動力発生装置に配置され該ポンプ出側の該熱交換流体の気化熱により該動力発生装置を冷却する熱交換器と、該熱交換器出側の該熱交換流体を凝縮する凝縮器と、該凝縮器出側の該熱交換流体を膨張させる膨張器と、該膨張器出側の該熱交換流体の気化熱により空調用空気を冷却する蒸発器と、を備えてなることを特徴とする。

つまり、本発明の熱交換システムは、動力発生装置冷却用と空調用空気冷却用という二系統の熱交換システムを、共用化したものである。具体的には、前出図１７の蒸気用冷却器１０４および飽和水用冷却器１０５、前出図１８の凝縮器２０２を、単一の凝縮器により共用化するものである。

本発明の熱交換システムによると、凝縮器共用化の分だけ、部品点数が少なくて済む。このため、動力発生装置（例えば、内燃機関、電池スタックなど）の駆動対象物（例えば、自動車、航空機、船舶など）のメンテナンスコスト延いてはランニングコストの高騰化を抑制することができる。また、部品点数が少ない分だけ、搭載スペースが小さくなる。並びに、部品点数が少ない分だけ、組み付け作業が簡単になる。

また、共用化した凝縮器の能力は、共用化前の個々の凝縮器の能力の総和（すなわち、前出図１７の蒸気用冷却器１０４の能力と、飽和水用冷却器１０５の能力と、前出図１８の凝縮器２０２の能力との和）よりも、小さくて済む。

（２）好ましくは、さらに、前記凝縮器と前記膨張器との間に、前記熱交換流体を減圧するエジェクタを備える構成とする方がよい。つまり、本構成は、凝縮器により凝縮された熱交換流体を、一旦エジェクタにより減圧してから、膨張器に導入するものである。

エジェクタは、後述するように、上流側から下流側に向かって、ノズル部と混合部とディフューザ部とを備えている。ノズル部においては、膨張損失エネルギを速度エネルギに変換している。混合部においては、ノズル部からの駆動流と吸引流とを混合している。ディフューザ部においては、混合部からの熱交換流体の流れを、断面積拡大により減速させている。そして、熱交換流体を昇圧している。本構成によると、ポンプの吸引圧力が高くなる。このため、熱交換流体の流量が大きくなる。また、ポンプの圧縮仕事を低減することができる。

（３）好ましくは、上記（２）の構成において、さらに、前記蒸発器出側の前記熱交換流体を前記エジェクタに導入する導入通路と、該導入通路の通路断面積を調整可能な導入通路弁と、を備える構成とする方がよい。

本構成によると、蒸発器出側の熱交換流体を、エジェクタに導入することができる。このため、エジェクタ→気液分離器→膨張器→蒸発器→再びエジェクタという経路を辿る空調用空気冷却用の冷凍サイクルを形成することができる。

また、導入通路弁により、空調用空気冷却用の冷凍サイクルを流れる熱交換流体の流量を、調整することができる。このため、熱交換流体の空調用空気に対する冷却能力、延いては空調用空気の室内に対する冷房能力を調整することができる。

（４）好ましくは、上記（２）の構成において、さらに、前記凝縮器入側に連通する圧縮機と、前記エジェクタと前記膨張器との間に配置され、該エジェクタ出側の前記熱交換流体を気体成分と液体成分とに分離し、該気体成分を該圧縮機に供給し、該液体成分を前記ポンプおよび該膨張器に供給する気液分離器と、を備え、該ポンプは、前記熱交換器を介して、気化された該液体成分を該凝縮器に圧送可能であり、該圧縮機は、該熱交換器をバイパスして、該気体成分を該凝縮器に圧送可能であり、該熱交換流体の前記空調用空気に対する冷却能力に応じて、該圧縮機を駆動制御する構成とする方がよい。

つまり、本構成は、動力発生装置が発生する熱を利用して、熱交換流体を加熱するものである。そして、熱交換流体の空調用空気に対する冷却能力が不足する場合、つまり動力発生装置が発生する熱量が不足する場合、当該不足分を、圧縮機の加熱により補うものである。

本構成によると、前出図１８に示す熱交換システム２００と比較して、圧縮機の回転速度を減速することができる。また、動力発生装置が発生する熱量により、熱交換流体の空調用空気に対する冷却能力が確保されている場合は、圧縮機の駆動を停止することができる。

また、本構成によると、気液分離器により、液体成分のみが膨張器に導入される。このため、気体成分つまり気泡が蒸発器に進入しない。したがって、蒸発器の圧力損失が小さくなる。

また、本構成によると、圧縮機の吸引圧力が高くなる。このため、熱交換流体の体積効率が上昇する。したがって、熱交換流体の流量が大きくなる。また、圧縮機の圧縮仕事を低減することができる。

（５）好ましくは、上記（４）の構成において、さらに、前記気液分離器と前記膨張器との間に、補助エジェクタと、該補助エジェクタ出側の前記熱交換流体を気体成分と液体成分とに分離する補助気液分離器と、を備え、該気体成分は前記エジェクタに導入され、該液体成分は該膨張器に導入される構成とする方がよい。

つまり、本構成は、凝縮器と膨張器との間に、上流側から下流側に向かって、エジェクタと気液分離器と補助エジェクタと補助気液分離器とを、直列に並べるものである。本構成によると、ポンプおよび圧縮機の吸引圧力がさらに高くなる。このため、熱交換流体の体積効率が上昇する。したがって、熱交換流体の流量が大きくなる。また、ポンプおよび圧縮機の圧縮仕事をさらに低減することができる。

（６）好ましくは、上記（５）の構成において、さらに、前記蒸発器出側の前記熱交換流体を前記補助エジェクタに導入する補助導入通路と、該補助導入通路の通路断面積を調整可能な補助導入通路弁と、を備える構成とする方がよい。

本構成によると、蒸発器出側の熱交換流体を、補助エジェクタに導入することができる。このため、補助エジェクタ→補助気液分離器→膨張器→蒸発器→再び補助エジェクタという経路を辿る空調用空気冷却用の冷凍サイクルを形成することができる。

また、補助導入通路弁により、空調用空気冷却用の冷凍サイクルを流れる熱交換流体の流量を、調整することができる。このため、熱交換流体の空調用空気に対する冷却能力、延いては空調用空気の室内に対する冷房能力を調整することができる。

（７）好ましくは、上記（４）の構成において、さらに、前記エジェクタをバイパスして前記凝縮器と前記気液分離器とを連通するエジェクタバイパス通路と、該エジェクタバイパス通路の通路断面積を調整可能なエジェクタバイパス通路弁と、を備える構成とする方がよい。

本構成によると、エジェクタを流れる熱交換流体の流量を調整することができる。このため、熱交換流体の空調用空気に対する冷却能力、延いては空調用空気の室内に対する冷房能力を調整することができる。

また、エジェクタ入側と出側との差圧を小さくすることができる。このため、ポンプおよび圧縮機の吸引圧力がさらに高くなる。したがって、ポンプおよび圧縮機の圧縮仕事をさらに低減することができる。

（８）好ましくは、さらに、前記熱交換器と前記凝縮器との間に、前記熱交換流体を減圧する気体側エジェクタを備える構成とする方がよい。つまり、本構成は、凝縮器の入側に、気体側エジェクタを配置するものである。本構成によると、上記（２）の構成のように、凝縮器の出側にエジェクタを配置する場合と比較して、エジェクタ効率（エジェクタにおけるエネルギ変換効率）が高くなる。

（９）好ましくは、前記熱交換流体は、水分を含有する水系冷媒である構成とする方がよい。水系冷媒は、大気圧以下で使用することができる。このため、本構成によると、前出図１８に示すようにフレオン等を熱交換流体として使用する場合と比較して、熱交換システムの耐圧性が低くて済む。したがって、熱交換システムの設備コストを削減することができる。また、水系冷媒は大気圧以下で使用することができるため、熱交換システムの取り扱いが容易である。また、水系冷媒は自然冷媒であるため、環境に対する影響も小さい。

（１０）また、上記課題を解決するため、本発明の熱交換システムは、気体状の熱交換流体を圧送する圧縮機と、動力発生装置に配置され該圧縮機出側の該熱交換流体により該動力発生装置を加熱可能な熱交換器と、を備えてなることを特徴とする。

本発明の熱交換システムは、動力発生装置に、液体状ではなく気体状の熱交換流体を圧送するものである。そして、当該気体状の熱交換流体により、動力発生装置を暖めるものである。

気体のヒートマスは、液体のヒートマスに対して小さい。このため、本発明の熱交換システムによると、動力発生装置が暖まるのに要する時間が短くて済む。したがって、本発明の熱交換システムによると、動力発生装置の駆動対象物のランニングコストの高騰化を抑制することができる。

（１１）好ましくは、上記（１０）の構成において、さらに、前記熱交換器出側の前記熱交換流体を前記圧縮機入側に戻す再圧縮通路を備える構成とする方がよい。本構成によると、さらに、動力発生装置が暖まるのに要する時間を、短くすることができる。

（１２）好ましくは、上記（１０）の構成において、さらに、前記熱交換器入側の温度状況を検出可能な温度センサを備え、該温度センサの検出値が所定値を超える場合、前記圧縮機の回転速度を減速する構成とする方がよい。

ここで、回転速度の「減速」には、回転速度をゼロにする場合、つまり圧縮機の駆動を停止する場合も含まれる。本構成によると、動力発生装置が必要以上に加熱されるのを、抑制することができる。

（１３）好ましくは、上記（１０）の構成において、さらに、前記熱交換器出側の前記熱交換流体を凝縮する凝縮器と、該凝縮器出側の該熱交換流体を気体成分と液体成分とに分離する気液分離器と、該気液分離器と前記熱交換器との間において前記圧縮機に対して並列に配置されるポンプと、を備え、該ポンプは該液体成分を該熱交換器に圧送可能であり、該圧縮機は該気体成分を該熱交換器に圧送可能であり、該液体成分の気化熱により該熱交換器が前記動力発生装置を冷却する冷却モードと、該気体成分により該熱交換器が該動力発生装置を加熱する加熱モードと、に切り替え可能な構成とする方がよい。

本構成によると、動力発生装置の状況に応じて、冷却モードと加熱モードとを切り替えることができる。すなわち、冷却モードにおいては、ポンプから熱交換器に熱交換流体の液体成分を圧送することにより、動力発生装置を冷却することができる。一方、加熱モードにおいては、圧縮機から熱交換器に熱交換流体の気体成分を圧送することにより、動力発生装置を加熱することができる。

（１４）好ましくは、上記（１３）の構成において、さらに、前記熱交換器をバイパスして、前記圧縮機と前記凝縮器とを連通する熱交換器バイパス通路を備え、前記冷却モードにおいて、該圧縮機を駆動することにより、該熱交換器バイパス通路を介して、前記気体成分を該凝縮器に逃がす構成とする方がよい。

つまり、本構成は、冷却モードにおいて、気液分離器内の熱交換流体の気体成分が余る場合、圧縮機を駆動して、気体成分を凝縮器に逃がすものである。本構成によると、熱交換器の熱交換流体の液体成分により動力発生装置を冷却しながら、熱交換流体の気体成分を処理することができる。

また、前出図１７の熱交換システム１００の場合、リリーフ弁１０８により、余剰の気体成分を外部に解放していた。並びに、補給タンク１０７により、解放した分の冷却水を系内に補給していた。

これに対し、本構成によると、余剰の気体成分は、熱交換器バイパス通路を介して凝縮器に導入される。凝縮器において、余剰の気体成分は、熱交換器で気化した液体成分と合流する。そして、余剰の気体成分は、熱交換器で気化した液体成分と共に、凝縮される。このため、本構成によると、余剰の気体成分を、動力発生装置の冷却に利用することができる。したがって、気体成分を外部に解放する必要がない。また、気体成分を外部から補う必要がない。

（１５）好ましくは、上記（１３）の構成において、前記凝縮器はファンを備え、該ファンの回転速度および前記ポンプの回転速度および前記圧縮機の回転速度のうち、少なくとも一つを調整することにより、前記熱交換器の圧力を所定値に保つ構成とする方がよい。

本構成によると、熱交換器の加熱度（蒸発温度と熱交換器出口温度との差）を制御することができる。このため、動力発生装置の温度変動を小さくすることができる。また、前出図１７の熱交換システム１００の場合、冷却水によりエンジンを冷却していた。冷却水の水温変化は比較的大きいため、緻密なエンジン温度制御は困難であった。これに対し、本構成によると、熱交換器において液体成分が蒸発する圧力を所定値に保っている。このため、動力発生装置の温度を、比較的緻密に制御することができる。

（１６）好ましくは、上記（１０）の構成において、前記熱交換流体は、水分を含有する水系冷媒である構成とする方がよい。水系冷媒は、大気圧以下で使用することができる。このため、本構成によると、前出図１８に示すようにフレオン等を熱交換流体として使用する場合と比較して、熱交換システムの耐圧性が低くて済む。したがって、熱交換システムの設備コストを削減することができる。また、水系冷媒は大気圧以下で使用することができるため、熱交換システムの取り扱いが容易である。また、水系冷媒は自然冷媒であるため、環境に対する影響も小さい。

（１７）また、上記課題を解決するため、本発明の熱交換システムは、気体状の熱交換流体を圧送する圧縮機と、該圧縮機出側の該熱交換流体を凝縮する凝縮器と、該凝縮器出側の該熱交換流体を膨張させる膨張器と、該膨張器出側の該熱交換流体の気化熱により空調用空気を冷却すると共に該圧縮機に連通する蒸発器と、該蒸発器出側の該熱交換流体の少なくとも一部を吸収することにより該蒸発器を減圧する吸収器と、を備えてなることを特徴とする。

本発明の熱交換システムによると、蒸発器において行われる空調用空気冷却過程の圧力を、下げることができる。このため、室内を急速冷房することができる。また、蒸発器の減圧により室内を急速冷房するため、その分圧縮機の負荷が小さくて済む。したがって、動力発生装置の駆動対象物のランニングコストの高騰化を抑制することができる。

（１８）好ましくは、上記（１７）の構成において、さらに、前記蒸発器の圧力状況を検出可能な圧力センサと、該蒸発器に圧力を供給する圧力供給通路と、を備え、該圧力センサの検出値が所定値未満の場合、該圧力供給通路から該蒸発器に圧力を供給する構成とする方がよい。本構成によると、蒸発器の圧力が過剰に低くなるのを抑制することができる。このため、熱交換流体の凍結を抑制することができる。

より好ましくは、圧力供給通路は、吸収器を経由して熱交換器と蒸発器とを連通する方がよい。こうすると、熱交換器出側の高温かつ気体状の熱交換流体により、吸収器を乾燥させることができる。

（１９）好ましくは、上記（１７）の構成において、前記熱交換流体は、水分を含有する水系冷媒である構成とする方がよい。水系冷媒は、大気圧以下で使用することができる。このため、本構成によると、前出図１８に示すようにフレオン等を熱交換流体として使用する場合と比較して、熱交換システムの耐圧性が低くて済む。したがって、熱交換システムの設備コストを削減することができる。また、水系冷媒は大気圧以下で使用することができるため、熱交換システムの取り扱いが容易である。また、水系冷媒は自然冷媒であるため、環境に対する影響も小さい。

（２０）好ましくは、上記（１９）の構成において、前記吸収器は、前記水系冷媒の前記水分を吸着可能なシリカゲルを持つ構成とする方がよい。本構成によると、比較的簡単に、かつ安価に、蒸発器を減圧することができる。また、水分を吸着したシリカゲルは、乾燥させることにより、繰り返し利用することができる。このため、メンテナンス頻度が少なくて済む。

本発明によると、動力発生装置の駆動対象物のランニングコストの高騰化を抑制可能な熱交換システムを提供することができる。

以下、本発明の熱交換システムを、内燃機関を有する自動車に用いた実施の形態について説明する。

＜第一実施形態＞
まず、本実施形態の熱交換システムの構成について説明する。図１に、本実施形態の熱交換システムの回路図を示す。図に示すように、本実施形態の熱交換システム１は、主に、ポンプ３０とウォータジャケット３２と凝縮器３４とエジェクタ３５と気液分離器３６と膨張弁３７と蒸発器３８と導入通路３９と再圧縮通路４１とウォータジャケットバイパス通路４２と圧力供給通路４３と吸収器４５と圧縮機４６とを備えている。このうち、ウォータジャケット３２は、本発明の熱交換器に含まれる。また、膨張弁３７は、本発明の膨張器に含まれる。また、熱交換システム１内部には、冷却水（ＬＬＣ：Ｌｏｎｇ Ｌｉｆｅ Ｃｏｏｌａｎｔ）が循環している。冷却水は、本発明の水系冷媒に含まれる。

ポンプ３０と圧縮機４６とは、並列に配置されている。ポンプ３０出側には、バルブ８０が配置されている。圧縮機４６出側には、バルブ８１が配置されている。ウォータジャケット３２は、これらポンプ３０と圧縮機４６との合流出側に配置されている。具体的には、ウォータジャケット３２は、エンジン９０に配置されている。エンジン９０は、本発明の動力発生装置に含まれる。図２に、エンジンの模式断面図を示す。図に示すように、エンジン９０は、シリンダブロック９１とシリンダヘッド９２とを備えている。シリンダブロック９１とシリンダヘッド９２とにより、燃焼室９３が区画されている。ウォータジャケット３２は、これらシリンダブロック９１およびシリンダヘッド９２において、燃焼室９３を囲うように配置されている。図１に戻って、ウォータジャケット３２入側には、温度センサ３１が配置されている。一方、ウォータジャケット３２出側には、圧力センサ３３が配置されている。

ウォータジャケットバイパス通路４２は、圧縮機４６出側とウォータジャケット３２出側とを接続している。つまり、ウォータジャケットバイパス通路４２は、ウォータジャケット３２を迂回している。ウォータジャケットバイパス通路４２には、バルブ８２が配置されている。

再圧縮通路４１は、圧縮機４６入側とウォータジャケット３２出側とを接続している。再圧縮通路４１には、バルブ８７が配置されている。凝縮器３４は、圧力センサ３３の下流側に配置されている。凝縮器３４と圧力センサ３３との間には、バルブ８６が配置されている。また、凝縮器３４には、ファン３４０が配置されている。

エジェクタ３５は、凝縮器３４の出側に配置されている。図３（ａ）に、エジェクタの模式断面図を示す。同図（ｂ）にエジェクタの圧力変動図を示す。図に示すように、エジェクタ３５は、ノズル部３５０と混合部３５１とディフューザ部３５２とを備えている。

ノズル部３５０は、下流側に向かって縮径する円筒状を呈している。ノズル部３５０の内部には、内筒３５０ａが配置されている。内筒３５０ａにより、ノズル３５０内部は、内周部と外周部とに区画されている。内周部は、前記凝縮器３４の出側に連通している。外周部は、後述する蒸発器３８の出側に連通している。

混合部３５１は、同径円筒状を呈している。混合部３５１はノズル部３５０下流側に配置されている。ディフューザ部３５２は、下流側に向かって拡径する円筒状を呈している。ディフューザ部３５２は、後述する気液分離器３６の入側に連通している。

図１に戻って、気液分離器３６は、エジェクタ３５の出側に配置されている。気液分離器３６は、二つの液体ポート３６０、３６１と、一つの気体ポート３６２とを備えている。このうち、気体ポート３６２は、前記圧縮機４６入側に連通している。また、液体ポート３６１は、前記ポンプ３０入側に連通している。

膨張弁３７は、気液分離器３６の液体ポート３６０出側に配置されている。蒸発器３８は、膨張弁３７の出側に配置されている。蒸発器３８は、ファン３８０を備えている。導入通路３９は、蒸発器３８出側とエジェクタ３５のノズル部３５０（前出図３（ａ）参照）とを連通している。導入通路弁４０は、導入通路３９に配置されている。また、導入通路３９における導入通路弁４０上流側には、圧力センサ４４が配置されている。

圧力供給通路４３は、導入通路３９と前記ウォータジャケット３２の出側とを連通している。吸収器４５は、圧力供給通路４３の中程に、介装されている。吸収器４５には、シリカゲル（図略）が配置されている。圧力供給通路４３における吸収器４５よりも導入通路３９側には、バルブ８３が配置されている。一方、圧力供給通路４３における吸収器４５よりもウォータジャケット３２側には、バルブ８４が配置されている。

圧力供給通路４３における吸収器４５よりもウォータジャケット３２側と、前記凝縮器３４出側と、の間には、ヒータコア通路５０が配置されている。ヒータコア通路５０の中程には、ヒータコア５１が介装されている。ヒータコア通路５０におけるヒータコア５１よりもウォータジャケット３２側には、バルブ８５が配置されている。

次に、本実施形態の熱交換システムの暖気運転時および空調用空気冷却時のサイクルについて説明する。暖気運転時および空調用空気冷却時においては、図１における導入通路弁４０、バルブ８１、８５、８６が開いている。また、バルブ８０、８２、８３、８４、８７が閉じている。

図４に、暖気運転時および空調用空気冷却時のｐ−ｈ線図を示す。横軸は比エンタルピーを、縦軸は圧力を、それぞれ示す。図中、Ｌ１は、飽和液線を示す。Ｌ２は、飽和蒸気線を示す。点Ｚは、臨界点を示す。また、図４の点Ａ〜Ｇと前出図１の点Ａ〜Ｇとは、それぞれ対応している。

点Ａ→Ｂにおいては、圧縮機４６により、冷却水の乾き飽和蒸気を断熱圧縮する。乾き飽和蒸気は、加熱、昇圧され、過熱蒸気となる。点Ｂ→Ｃにおいては、まず、ウォータジャケット３２により、過熱蒸気とエンジン９０とを熱交換させる。すなわち、エンジン９０が過熱蒸気により加熱される。次いで、凝縮器３４により、過熱蒸気を等圧冷却する。過熱蒸気は、乾き飽和蒸気、湿り飽和蒸気、飽和水を経て、圧縮水となる。ところで、過熱蒸気は、ヒータコア通路５０にも流れ込む。ヒータコア５１においては、過熱蒸気と空調用空気とを熱交換させる。このため、過熱蒸気は、空調用空気により冷却される。

点Ｃ→Ｄにおいては、エジェクタ３５により、圧縮水を減圧する。前出図３に示すように、圧縮水は、まずノズル部３５０を通過する。ノズル部３５０において、圧縮水は断熱膨張する。ノズル部３５０出口圧力は、内筒３５０ａの外周部の圧力よりも、低く設定されている。この差圧により、後述する蒸発器３８出側の乾き飽和蒸気が、混合部３５１に引き込まれる（この点においてエジェクタ３５はポンプの役割を果たしている）。また、この差圧により、圧縮水は減圧される。混合部３５１においては、圧縮水と乾き飽和蒸気とが、ほぼ均一速度になるまで混合される。ディフューザ部３５２においては、圧縮水と乾き飽和蒸気との混合流は、断面積拡大により減速する。このため、混合流は昇圧される。点Ｄにおいて、混合流は、湿り飽和蒸気になる。

点Ｄ→Ｅおよび点Ｄ→Ａにおいては、気液分離器３６により、湿り飽和蒸気を、気液分離する。すなわち、点Ｅの飽和水と点Ａの乾き飽和蒸気とに、湿り飽和蒸気を分離する。点Ｅ→Ｆにおいては、膨張弁３７により、飽和水を断熱膨張する。飽和水は、冷却、減圧され、湿り飽和蒸気となる。

点Ｆ→Ｇにおいては、蒸発器３８により、湿り飽和蒸気を蒸発させる。湿り飽和蒸気は、乾き飽和蒸気となる。この際、湿り飽和蒸気と空調用空気とを熱交換させる。すなわち、湿り飽和蒸気の気化熱により、空調用空気を冷却する。空調用空気は、前記ヒータコア５１、空調用ダクト９４を介して、車室内（図略）に供給される。点Ｇ→Ａにおいては、エジェクタ３５の混合部３５１、ディフューザ部３５２により、乾き飽和蒸気を昇圧する。乾き飽和蒸気は、再び点Ａ→Ｂにおいて、圧縮機４６により断熱圧縮される。

ウォータジャケット３２入側の温度センサ３１の温度がＴｍ２（＝９８℃）を超えると、圧縮機４６の回転速度が減速制御される。暖気運転時および空調用空気冷却時においては、このようにして、熱交換システム１を冷却水が循環する。

次に、本実施形態の熱交換システムの急速暖気運転時のサイクルについて説明する。急速暖気運転時においては、図１におけるバルブ８１、８７のみが開いている。すなわち、急速暖気運転時においては、圧縮機４６→ウォータジャケット３２→再圧縮通路４１→再び圧縮機４６という経路で、過熱蒸気が循環する。ウォータジャケット３２入側の温度センサ３１の温度がＴｍ２（＝９８℃）を超えると、圧縮機４６の回転速度がゼロになる。急速暖気運転時においては、このようにして、熱交換システム１を冷却水（過熱蒸気）が循環する。

次に、本実施形態の熱交換システムのエンジン冷却時および空調用空気冷却時のサイクルについて説明する。エンジン冷却時および空調用空気冷却時においては、図１における導入通路弁４０、バルブ８０、８５、８６が開いている。また、バルブ８１、８２、８３、８４、８７が閉じている。

図５に、エンジン冷却時および空調用空気冷却時のｐ−ｈ線図を示す。横軸は比エンタルピーを、縦軸は圧力を、それぞれ示す。図中、Ｌ１は、飽和液線を示す。Ｌ２は、飽和蒸気線を示す。点Ｚは、臨界点を示す。また、図５の点Ａ、Ｃ〜Ｊ、ｅと前出図１の点Ａ、Ｃ〜Ｊ、ｅとは、それぞれ対応している。

点ｅ→Ｈにおいては、ポンプ３０により、冷却水の飽和水を断熱圧縮する。飽和水は、加熱、昇圧され、圧縮水となる。点Ｈ→Ｉにおいては、ウォータジャケット３２により、圧縮水とエンジン９０とを熱交換させる。すなわち、エンジン９０が圧縮水の気化熱により冷却される。圧縮水は、飽和水、湿り飽和蒸気、乾き飽和蒸気を経て、過熱蒸気となる。点Ｉおよび点Ｊにおける過熱蒸気の状態は、ほぼ同一である。

点Ｊ→点Ｃにおいては、凝縮器３４により、過熱蒸気を等圧冷却する。過熱蒸気は、乾き飽和蒸気、湿り飽和蒸気、飽和水を経て、圧縮水となる。ところで、過熱蒸気は、ヒータコア通路５０にも流れ込む。ヒータコア５１においては、過熱蒸気と空調用空気とを熱交換させる。このため、過熱蒸気は、空調用空気により冷却される。

点Ｃ→Ｄにおいては、前述したように、エジェクタ３５により、圧縮水を減圧し、湿り飽和蒸気とする。点Ｄ→Ｅ、ｅおよび点Ｄ→Ａにおいては、気液分離器３６により、湿り飽和蒸気を、気液分離する。すなわち、点Ｅ、ｅの飽和水と点Ａの乾き飽和蒸気とに、湿り飽和蒸気を分離する。点ｅの飽和水は、再び点ｅ→Ｈにおいて、ポンプ３０により断熱圧縮される。なお、点Ｅ→Ｆ、点Ｆ→Ｇ、点Ｇ→Ａにおける動作は、前述の通りであるため、説明を割愛する。

ウォータジャケット３２出側の圧力センサ３３の圧力がＰｍ１（＝０．８ａｔｍ）から外れると、圧力Ｐｍ１を保つように、凝縮器３４のファン３４０の回転速度が変化する。このため、凝縮器３４における放熱が制御される。したがって、エンジン９０は一定の温度の気化により、冷却されることになる。なお、ヒータコア５１も同一温度で放熱している。エンジン冷却時および空調用空気冷却時においては、このようにして、熱交換システム１を冷却水が循環する。

次に、本実施形態の熱交換システムのエンジン冷却時および空調用空気冷却時のサイクルにおけるガス抜きについて説明する。ガス抜き時においては、図１における導入通路弁４０、バルブ８０、８２、８５、８６が開いている。また、バルブ８１、８３、８４、８７が閉じている。

図６に、ガス抜き時のｐ−ｈ線図を示す。横軸は比エンタルピーを、縦軸は圧力を、それぞれ示す。図中、Ｌ１は、飽和液線を示す。Ｌ２は、飽和蒸気線を示す。点Ｚは、臨界点を示す。また、図６の点Ａ、Ｃ〜Ｋ、ｅと前出図１の点Ａ、Ｃ〜Ｋ、ｅとは、それぞれ対応している。図６と図５との相違点は、点Ａ→Ｋ、点Ｋ→Ｃの過程のみである。したがって、ここでは相違点についてのみ説明する。

点Ａ→Ｋにおいては、圧縮機４６により、冷却水の乾き飽和蒸気を断熱圧縮する。乾き飽和蒸気は、加熱、昇圧され、過熱蒸気となる。過熱蒸気は、ウォータジャケットバイパス通路４２を通過する。点Ｋにおける過熱蒸気の温度は、Ｔｍ１（＝９３℃）に管理される。

点Ｋ→Ｃにおいては、凝縮器３４により、過熱蒸気を等圧冷却する。過熱蒸気は、乾き飽和蒸気、湿り飽和蒸気、飽和水を経て、圧縮水となる。過熱蒸気は、ヒータコア通路５０にも流れ込む。ヒータコア５１において、過熱蒸気は、空調用空気により冷却される。

次に、本実施形態の熱交換システムのエンジン冷却時および急速冷房時のサイクルについて説明する。エンジン冷却時および急速冷房時においては、図１における導入通路弁４０、バルブ８０、８３、８６が開いている。また、バルブ８１、８２、８４、８５、８７が閉じている。

図７に、エンジン冷却時および急速冷房時のｐ−ｈ線図を示す。横軸は比エンタルピーを、縦軸は圧力を、それぞれ示す。図中、Ｌ１は、飽和液線を示す。Ｌ２は、飽和蒸気線を示す。点Ｚは、臨界点を示す。また、図７の点Ａ、Ｃ〜Ｊ、ｅ、ｊ、ｊ’と前出図１の点Ａ、Ｃ〜Ｊ、ｅ、ｊ、ｊ’とは、それぞれ対応している。図７と図５との相違点は、点Ｆ→Ｇの過程のみである。したがって、ここでは相違点についてのみ説明する。

バルブ８３が開くと、吸収器４５と蒸発器３８とが連通する。このため、蒸発器３８が減圧される。したがって、点Ｆ→Ｇの過程の圧力を、点Ｆ’→Ｇ’にまで減圧することができる。

ここで、圧力センサ４４の圧力がＰｍ４（＝０．０６ａｔｍ）未満になると、言い換えると点Ｆ→Ｇ過程の圧力が点Ｆ’’→Ｇ’’にまで減圧されると、冷却水が氷結するおそれがある。この場合は、バルブ８４を開く。バルブ８４を開くと、圧力供給通路４３を介して、ウォータジャケット３２出側の過熱蒸気が蒸発器３８に供給される。このため、蒸発器３８を昇圧することができる。したがって、冷却水の氷結を防止することができる。

次に、本実施形態の熱交換システムの冷房のオン／オフ制御について説明する。冷房のオン／オフは、導入通路弁４０の開閉により行う。すなわち、導入通路弁４０の動きは、エアコンディショナ装置（図略）のスイッチに連動している。スイッチがオンになると、導入通路弁４０が開く。このため、気液分離器３６→膨張弁３７→蒸発器３８→導入通路３９→エジェクタ３５→再び気液分離器３６という経路を辿り、冷却水が循環する。したがって、冷却水により空調用空気が冷却される。一方、スイッチがオフになると、導入通路弁４０が閉じる。このため、冷却水の循環が遮断される。したがって、空調用空気が冷却されなくなる。このように、本実施形態の熱交換システム１は、導入通路弁４０の開閉により、冷房のオン／オフを制御している。

次に、本実施形態の熱交換システムの作用効果について説明する。本実施形態の熱交換システム１は、エンジン加熱用とエンジン冷却用と空調用空気冷却用という三系統の熱交換システムを、共用化したものである。このため、部品点数が少なくて済む。したがって、自動車のメンテナンスコスト延いてはランニングコストの高騰化を抑制することができる。また、部品点数が少ない分だけ、自動車における搭載スペースが小さくなる。並びに、部品点数が少ない分だけ、熱交換システム１の自動車に対する組み付け作業が簡単になる。

また、本実施形態の熱交換システム１の凝縮器３４の能力は、共用化前の個々の凝縮器の能力総和（すなわち、前出図１７の蒸気用冷却器１０４の能力と、飽和水用冷却器１０５の能力と、前出図１８の凝縮器２０２の能力との和）よりも、小さくて済む。

また、本実施形態の熱交換システム１は、エジェクタ３５を用いて冷却水を減圧している。このため、圧縮機４６の吸引圧力が高くなる。したがって、冷却水の流量が大きくなる。また、圧縮機４６の圧縮仕事を低減することができる。

また、本実施形態の熱交換システム１によると、前出図５の点Ｈ→Ｉに示すように、空調用空気の冷却のために、エンジン９０の熱を利用して、冷却水を加熱している。したがって、空調用空気の冷却のために、敢えて圧縮機４６を駆動する必要がない。

また、本実施形態の熱交換システム１によると、気液分離器３６により、飽和水のみが膨張弁３７に導入される。このため、気泡が蒸発器３８に進入しない。したがって、蒸発器３８の圧力損失が小さくなる。

また、本実施形態の熱交換システム１によると、熱交換流体として冷却水が使用されている。冷却水は、大気圧以下で使用することができる。このため、前出図１８に示すようにフレオン等を熱交換流体として使用する場合と比較して、熱交換システム１の耐圧性が低くて済む。したがって、熱交換システム１の設備コストを削減することができる。また、冷却水は大気圧以下で使用することができるため、熱交換システム１の取り扱いが容易である。また、冷却水は自然冷媒であるため、環境に対する影響も小さい。

また、本実施形態の熱交換システム１によると、暖気運転時および急速暖気運転時に、過熱蒸気がウォータジャケット３２に導入される（前出図４の点Ｂ→Ｃ参照）。過熱蒸気のヒートマスは、飽和水や圧縮水のヒートマスよりも小さい。このため、本実施形態の熱交換システム１によると、エンジン９０の暖気に要する時間が短くて済む。したがって、本実施形態の熱交換システム１によると、自動車の燃費が向上する。つまり、自動車のランニングコストの高騰化を抑制することができる。また、暖気に要する時間が短いため、エミッションを改善することができる。

また、本実施形態の熱交換システム１によると、圧縮機４６→ウォータジャケット３２→再圧縮通路４１→再び圧縮機４６という経路で過熱蒸気を循環させることができる。このため、さらに暖気に要する時間を短くすることができる。

また、本実施形態の熱交換システム１によると、暖気運転時および急速暖気運転時において、温度センサ３１の温度により、圧縮機４６の回転速度を制御している。このため、エンジン９０が必要以上に加熱されるのを、抑制することができる。また、本実施形態の熱交換システム１によると、エンジン９０の温度状況に応じて、エンジン冷却モードと暖気運転モードとを、自在に切り替えることができる。

また、本実施形態の熱交換システム１にはウォータジャケットバイパス通路４２が配置されている。このため、エンジン冷却時において、気液分離器３６内の乾き飽和蒸気が余る場合、圧縮機４６を駆動して、乾き飽和蒸気を過熱蒸気にして、凝縮器３４に逃がすことができる。

また、前出図１７の熱交換システム１００の場合、リリーフ弁１０８により、余剰の気体成分を外部に解放していた。並びに、補給タンク１０７により、解放した分の冷却水を系内に補給していた。

これに対し、本実施形態の熱交換システム１によると、余剰の過熱蒸気は、ウォータジャケットバイパス通路４２を介して凝縮器３４に導入される。点Ｊにおいて、余剰の過熱蒸気は、ウォータジャケット３２で生成された過熱蒸気と合流する（前出図６参照）。そして、余剰の過熱蒸気は、ウォータジャケット３２で生成された過熱蒸気と共に、凝縮される。このため、本実施形態の熱交換システム１によると、気液分離器３６内の余剰の乾き飽和蒸気を、外部に解放する必要がない。また、冷却水を外部から補う必要がない。

また、本実施形態の熱交換システム１によると、凝縮器３４のファン３４０の回転速度により、圧力センサ３３の圧力がＰｍ１（＝０．８ａｔｍ）に保たれている。このため、ウォータジャケット３２の加熱度を、所定値（例えば３℃）に保つことができる。したがって、エンジン９０の温度変動を小さくすることができる。

また、本実施形態の熱交換システム１によると、蒸発器３８において行われる空調用空気冷却過程の圧力を、下げることができる（前出図７の点Ｆ’→Ｇ’）。このため、車室内を急速冷房することができる。また、蒸発器３８の減圧により車室内を急速冷房するため、その分圧縮機４６の負荷が小さくて済む。ここで、圧縮機４６は、エンジン９０により、駆動されている。したがって、本実施形態の熱交換システム１によると、自動車の燃費延いてはランニングコストの高騰化を抑制することができる。

また、本実施形態の熱交換システム１によると、圧力センサ４４の検出値がＰｍ４（＝０．０６ａｔｍ）未満の場合、圧力供給通路４３を介して、ウォータジャケット３２出側の高温、高圧の過熱蒸気が蒸発器３８に供給される。このため、冷却水の氷結を抑制することができる。また、ウォータジャケット３２出側の過熱蒸気により、水分を吸着した吸収器４５のシリカゲルを、乾燥させることができる。このため、シリカゲルを繰り返し利用することができる。したがって、吸収器４５のメンテナンス頻度が少なくて済む。

＜第二実施形態＞
本実施形態と第一実施形態との相違点は、エジェクタの入側と出側とがエジェクタバイパス通路により接続されている点である。したがって、ここでは相違点についてのみ説明する。

まず、本実施形態の熱交換システムの構成について説明する。図８に、本実施形態の熱交換システムの回路図を示す。なお、図１と対応する部位については、同じ符号で示す。図に示すように、エジェクタ３５の入側と出側とは、エジェクタバイパス通路４７により接続されている。エジェクタバイパス通路４７には、エジェクタバイパス通路弁４８が配置されている。

次に、本実施形態の熱交換システムのエアコンディショナ装置の停止時におけるポンプ動力低減時（以下、単に「ポンプ動力低減時」と略称する）のサイクルについて説明する。ポンプ動力低減時においては、図８におけるエジェクタバイパス通路弁４８、バルブ８０、８６は開いている。一方、導入通路弁４０、バルブ８１、８２、８３、８４、８５、８７は閉じている。

図９に、ポンプ動力低減時のｐ−ｈ線図を示す。横軸は比エンタルピーを、縦軸は圧力を、それぞれ示す。図中、Ｌ１は、飽和液線を示す。Ｌ２は、飽和蒸気線を示す。点Ｚは、臨界点を示す。また、図９の点Ａ、Ｃ、Ｄ、Ｈ〜Ｊ、ｅと前出図８の点Ａ、Ｃ、Ｄ、Ｈ〜Ｊ、ｅとは、それぞれ対応している。

点ｅ→Ｈにおいては、ポンプ３０により、冷却水の飽和水を断熱圧縮する。飽和水は、加熱、昇圧され、圧縮水となる。点Ｈ→Ｉにおいては、ウォータジャケット３２により、圧縮水とエンジン９０とを熱交換させる。すなわち、エンジン９０が圧縮水の気化熱により冷却される。圧縮水は、飽和水、湿り飽和蒸気、乾き飽和蒸気を経て、過熱蒸気となる。点Ｉおよび点Ｊにおける過熱蒸気の状態は、ほぼ同一である。

点Ｊ→点Ｃにおいては、凝縮器３４により、過熱蒸気を等圧冷却する。過熱蒸気は、乾き飽和蒸気、湿り飽和蒸気、飽和水を経て、圧縮水となる。点Ｃ→Ｄにおいては、圧縮水は、エジェクタ３５とエジェクタバイパス通路４７とに分流して、合流する。圧縮水は、エジェクタ３５により減圧され、湿り飽和蒸気となる。ただし、エジェクタ３５のみならずエジェクタバイパス通路４７にも圧縮水が流れ込むため、エジェクタ３５入側と出側との差圧は小さくなる。

点Ｄ→ｅおよび点Ｄ→Ａにおいては、気液分離器３６により、湿り飽和蒸気を、気液分離する。すなわち、点ｅの飽和水と点Ａの乾き飽和蒸気とに、湿り飽和蒸気を分離する。点ｅの飽和水は、再び点ｅ→Ｈにおいて、ポンプ３０により断熱圧縮される。

ウォータジャケット３２出側の圧力センサ３３の圧力がＰｍ１（＝０．８ａｔｍ）から外れると、圧力Ｐｍ１を保つように、凝縮器３４のファン３４０の回転速度が変化する。このため、凝縮器３４における放熱が制御される。ポンプ動力低減時においては、このようにして、熱交換システム１を冷却水が循環する。

次に、本実施形態の熱交換システムのポンプ動力低減時のサイクルにおけるガス抜きについて説明する。ガス抜き時においては、図８におけるエジェクタバイパス通路弁４８、バルブ８０、８２、８６は開いている。一方、導入通路弁４０、バルブ８１、８３、８４、８５、８７は閉じている。

図１０に、ガス抜き時のｐ−ｈ線図を示す。横軸は比エンタルピーを、縦軸は圧力を、それぞれ示す。図中、Ｌ１は、飽和液線を示す。Ｌ２は、飽和蒸気線を示す。点Ｚは、臨界点を示す。また、図１０の点Ａ、Ｃ、Ｄ、Ｈ〜Ｋ、ｅと前出図８の点Ａ、Ｃ、Ｄ、Ｈ〜Ｋ、ｅとは、それぞれ対応している。図１０と図９との相違点は、点Ａ→Ｋ、点Ｋ→Ｃの過程のみである。したがって、ここでは相違点についてのみ説明する。

点Ａ→Ｋにおいては、圧縮機４６により、冷却水の乾き飽和蒸気を断熱圧縮する。乾き飽和蒸気は、加熱、昇圧され、過熱蒸気となる。過熱蒸気は、ウォータジャケットバイパス通路４２を通過する。点Ｋにおける過熱蒸気の温度は、Ｔｍ１（＝９３℃）に管理される。点Ｋ→Ｃにおいては、凝縮器３４により、過熱蒸気を等圧冷却する。過熱蒸気は、乾き飽和蒸気、湿り飽和蒸気、飽和水を経て、圧縮水となる。ガス抜き時においては、このようにして、熱交換システム１を冷却水が循環する。

本実施形態の熱交換システム１は、第一実施形態の熱交換システムと同様の作用効果を有する。また、本実施形態の熱交換システム１によると、エジェクタ３５入側と出側との差圧を小さくすることができる。このため、ポンプ３０の動力を低減させることができる。

また、本実施形態の熱交換システム１によると、エジェクタ３５を流れる圧縮水の流量を、エジェクタバイパス通路弁４８の開度により、調整することができる。このため、エアコンディショナ装置の駆動時において、冷房能力を調整することができる。

＜第三実施形態＞
本実施形態と第一実施形態との相違点は、気液分離器の出側に、補助エジェクタと補助気液分離器とが配置されている点である。また、蒸発器と補助エジェクタとが補助導入通路により接続されている点である。したがって、ここでは相違点についてのみ説明する。

まず、本実施形態の熱交換システムの構成について説明する。図１１に、本実施形態の熱交換システムの回路図を示す。なお、図１と対応する部位については同じ符号で示す。図に示すように、補助エジェクタ６０は、気液分離器３６の液体ポート３６０出側に接続されている。補助エジェクタ６０の構成は、前出図３（ａ）に示すエジェクタ３５の構成と同様である。したがって、ここでは説明を割愛する。

補助気液分離器６１は、補助エジェクタ６０出側に接続されている。補助気液分離器６１の液体ポート６１０は、膨張弁３７に接続されている。補助気液分離器６１の気体ポート６１２は、エジェクタ３５のノズル部３５０（前出図３（ａ）参照）に接続されている。

補助導入通路６２は、蒸発器３８出側と補助エジェクタ６０のノズル部（前出図３（ａ）参照）とを連通している。補助導入通路弁６３は、補助導入通路６２に配置されている。また、補助導入通路６２における補助導入通路弁６３上流側には、圧力センサ４４が配置されている。

次に、本実施形態の熱交換システムの暖気運転時および空調用空気冷却時のサイクルについて説明する。暖気運転時および空調用空気冷却時においては、図１１における補助導入通路弁６３、バルブ８１、８５、８６が開いている。また、バルブ８０、８２、８３、８４、８７が閉じている。

図１２に、暖気運転時および空調用空気冷却時のｐ−ｈ線図を示す。横軸は比エンタルピーを、縦軸は圧力を、それぞれ示す。図中、Ｌ１は、飽和液線を示す。Ｌ２は、飽和蒸気線を示す。点Ｚは、臨界点を示す。また、図１２の点Ａ〜Ｇ、Ａ’、Ｄ’、Ｅ’と、前出図１１の点Ａ〜Ｇ、Ａ’、Ｄ’、Ｅ’とは、それぞれ対応している。

点Ａ→Ｂにおいては、圧縮機４６により、冷却水の乾き飽和蒸気を断熱圧縮する。乾き飽和蒸気は、加熱、昇圧され、過熱蒸気となる。点Ｂ→Ｃにおいては、まず、ウォータジャケット３２により、過熱蒸気とエンジン９０とを熱交換させる。すなわち、エンジン９０が過熱蒸気により加熱される。次いで、凝縮器３４により、過熱蒸気を等圧冷却する。過熱蒸気は、乾き飽和蒸気、湿り飽和蒸気、飽和水を経て、圧縮水となる。ところで、過熱蒸気は、ヒータコア通路５０にも流れ込む。ヒータコア５１においては、過熱蒸気と空調用空気とを熱交換させる。このため、過熱蒸気は、空調用空気により冷却される。

点Ｃ→Ｄにおいては、エジェクタ３５により、圧縮水を減圧する。前出図３に示すように、圧縮水は、まずノズル部３５０を通過する。ノズル部３５０において、圧縮水は断熱膨張する。ノズル部３５０出口圧力は、内筒３５０ａの外周部の圧力よりも、低く設定されている。この差圧により、後述する補助気液分離器６１の気体ポート６１２出側の乾き飽和蒸気が、混合部３５１に引き込まれる（この点においてエジェクタ３５はポンプの役割を果たしている）。また、この差圧により、圧縮水は減圧される。混合部３５１においては、圧縮水と乾き飽和蒸気とが、ほぼ均一速度になるまで混合される。ディフューザ部３５２においては、圧縮水と乾き飽和蒸気との混合流は、断面積拡大により減速する。このため、混合流は昇圧される。点Ｄにおいて、混合流は、湿り飽和蒸気になる。

点Ｄ→Ｅおよび点Ｄ→Ａにおいては、気液分離器３６により、湿り飽和蒸気を、気液分離する。すなわち、点Ｅの飽和水と点Ａの乾き飽和蒸気とに、湿り飽和蒸気を分離する。点Ｅ→Ｄ’においては、補助エジェクタ６０により、飽和水を減圧する。補助エジェクタ６０の作用は、上記エジェクタ３５の作用と同様である。したがって、ここでは説明を割愛する。減圧により、飽和水は、湿り飽和蒸気になる。

点Ｄ’→Ｅ’および点Ｄ’→Ａ’においては、補助気液分離器６１により、湿り飽和蒸気を、気液分離する。すなわち、点Ｅ’の飽和水と点Ａ’の乾き飽和蒸気とに、湿り飽和蒸気を分離する。点Ｅ’→Ｆにおいては、膨張弁３７により、飽和水を断熱膨張する。飽和水は、冷却、減圧され、湿り飽和蒸気となる。

点Ｆ→Ｇにおいては、蒸発器３８により、湿り飽和蒸気を蒸発させる。湿り飽和蒸気は、乾き飽和蒸気となる。この際、湿り飽和蒸気と空調用空気とを熱交換させる。すなわち、湿り飽和蒸気の気化熱により、空調用空気を冷却する。空調用空気は、前記ヒータコア５１、空調用ダクト９４を介して、車室内に供給される。

点Ｇ→Ａ’においては、補助エジェクタ６０の混合部、ディフューザ部により、乾き飽和蒸気を昇圧する。点Ａ’→Ａにおいては、エジェクタ３５の混合部３５１、ディフューザ部３５２により、さらに乾き飽和蒸気を昇圧する。乾き飽和蒸気は、再び点Ａ→Ｂにおいて、圧縮機４６により断熱圧縮される。

ウォータジャケット３２入側の温度センサ３１の温度がＴｍ２（＝９８℃）を超えると、圧縮機４６の回転速度が減速制御される。暖気運転時および空調用空気冷却時においては、このようにして、熱交換システム１を冷却水が循環する。

次に、本実施形態の熱交換システムのエンジン冷却時および空調用空気冷却時のサイクルについて説明する。エンジン冷却時および空調用空気冷却時においては、図１１における補助導入通路弁６３、バルブ８０、８５、８６が開いている。また、バルブ８１、８２、８３、８４、８７が閉じている。

図１３に、エンジン冷却時および空調用空気冷却時のｐ−ｈ線図を示す。横軸は比エンタルピーを、縦軸は圧力を、それぞれ示す。図中、Ｌ１は、飽和液線を示す。Ｌ２は、飽和蒸気線を示す。点Ｚは、臨界点を示す。また、図１３の点Ａ、Ｃ〜Ｊ、Ａ’、Ｄ’、Ｅ’、ｅと前出図１１の点Ａ、Ｃ〜Ｊ、Ａ’、Ｄ’、Ｅ’、ｅとは、それぞれ対応している。

点ｅ→Ｈにおいては、ポンプ３０により、冷却水の飽和水を断熱圧縮する。飽和水は、加熱、昇圧され、圧縮水となる。点Ｈ→Ｉにおいては、ウォータジャケット３２により、圧縮水とエンジン９０とを熱交換させる。すなわち、エンジン９０が圧縮水の気化熱により冷却される。圧縮水は、飽和水、湿り飽和蒸気、乾き飽和蒸気を経て、過熱蒸気となる。点Ｉおよび点Ｊにおける過熱蒸気の状態は、ほぼ同一である。

点Ｊ→点Ｃにおいては、凝縮器３４により、過熱蒸気を等圧冷却する。過熱蒸気は、乾き飽和蒸気、湿り飽和蒸気、飽和水を経て、圧縮水となる。ところで、過熱蒸気は、ヒータコア通路５０にも流れ込む。ヒータコア５１においては、過熱蒸気と空調用空気とを熱交換させる。このため、過熱蒸気は、空調用空気により冷却される。

点Ｃ→Ｄにおいては、前述したように、エジェクタ３５により、圧縮水を減圧し、湿り飽和蒸気とする。点Ｄ→Ｅ、ｅおよび点Ｄ→Ａにおいては、気液分離器３６により、湿り飽和蒸気を、気液分離する。すなわち、点Ｅ、ｅの飽和水と点Ａの乾き飽和蒸気とに、湿り飽和蒸気を分離する。点ｅの飽和水は、再び点ｅ→Ｈにおいて、ポンプ３０により断熱圧縮される。なお、点Ｅ→Ｄ’、点Ｄ’→Ｅ’、点Ｄ’→Ａ’、点Ｅ’→Ｆ、点Ｆ→Ｇ、点Ｇ→Ａ’、点Ａ’→Ａにおける動作は、前述の通りであるため、説明を割愛する。

ウォータジャケット３２出側の圧力センサ３３の圧力がＰｍ１（＝０．８ａｔｍ）から外れると、圧力Ｐｍ１を保つように、凝縮器３４のファン３４０の回転速度が変化する。このため、凝縮器３４における放熱が制御される。したがって、エンジン９０は一定の温度の気化により、冷却されることになる。なお、ヒータコア５１も同一温度で放熱している。エンジン冷却時および空調用空気冷却時においては、このようにして、熱交換システム１を冷却水が循環する。

次に、本実施形態の熱交換システムの冷房のオン／オフ制御について説明する。冷房のオン／オフは、補助導入通路弁６３の開閉により行う。すなわち、補助導入通路弁６３の動きは、エアコンディショナ装置のスイッチに連動している。スイッチがオンになると、補助導入通路弁６３が開く。このため、補助気液分離器６１→膨張弁３７→蒸発器３８→補助導入通路６２→補助エジェクタ６０→再び補助気液分離器６１という経路を辿り、冷却水が循環する。したがって、冷却水により空調用空気が冷却される。一方、スイッチがオフになると、補助導入通路弁６３が閉じる。このため、冷却水の循環が遮断される。したがって、空調用空気が冷却されなくなる。このように、本実施形態の熱交換システム１は、補助導入通路弁６３の開閉により、冷房のオン／オフを制御している。

本実施形態の熱交換システム１と第一実施形態の熱交換システムとは同様の作用効果を有する。また、本実施形態の熱交換システム１によると、圧縮機４６の吸引圧力がさらに高くなる。このため、冷却水の体積効率が上昇する。したがって、冷却水の流量が大きくなる。また、圧縮機４６の圧縮仕事をさらに低減することができる。

＜第四実施形態＞
本実施形態と第一実施形態との相違点は、エジェクタの代わりに気体側エジェクタが配置されている点である。したがって、ここでは相違点についてのみ説明する。

まず、本実施形態の熱交換システムの構成について説明する。図１４に、本実施形態の熱交換システムの回路図を示す。なお、図１と対応する部位については同じ符号で示す。また、説明の便宜上、圧力供給通路、吸収器、ヒータコア通路、ヒータコアは、省略して示す。

図に示すように、気体側エジェクタ７０は、バルブ８６と凝縮器３４との間に介装されている。気体側エジェクタ７０の構成は、前出図３（ａ）に示すエジェクタ３５の構成と同様である。したがって、ここでは説明を割愛する。

気体側導入通路７１は、蒸発器３８出側と気体側エジェクタ７０のノズル部（前出図３（ａ）参照）とを連通している。気体側導入通路弁７２は、気体側導入通路７１に配置されている。また、気体側導入通路７１における気体側導入通路弁７２上流側には、圧力センサ（図略）が配置されている。気体側エジェクタ７０と凝縮器３４との間には、圧縮機４６入側が分岐接続されている。また、凝縮器３４出側には、膨張弁３７入側とポンプ３０入側とが二手に分かれて接続されている。

次に、本実施形態の熱交換システムの暖気運転時および空調用空気冷却時のサイクルについて説明する。暖気運転時および空調用空気冷却時においては、図１４における気体側導入通路弁７２、バルブ８１、８６が開いている。また、バルブ８０、８２、８７が閉じている。

図１５に、暖気運転時および空調用空気冷却時のｐ−ｈ線図を示す。横軸は比エンタルピーを、縦軸は圧力を、それぞれ示す。図中、Ｌ１は、飽和液線を示す。Ｌ２は、飽和蒸気線を示す。点Ｚは、臨界点を示す。また、図１５の点Ａ、Ｂ、Ｅ〜Ｇ、Ｄ’’と前出図１４の点Ａ、Ｂ、Ｅ〜Ｇ、Ｄ’’とは、それぞれ対応している。

点Ａ→Ｂにおいては、圧縮機４６により、冷却水の乾き飽和蒸気を断熱圧縮する。乾き飽和蒸気は、加熱、昇圧され、過熱蒸気となる。点Ｂ→Ｄ’’においては、まず、ウォータジャケット３２により、過熱蒸気とエンジン９０とを熱交換させる。すなわち、エンジン９０が過熱蒸気により加熱される。次いで、気体側エジェクタ７０により、過熱蒸気を減圧する。気体側エジェクタ７０の作用は、前出図３に示すエジェクタ３５の作用と同様である。したがって、ここでは説明を割愛する。減圧により、過熱蒸気は乾き飽和蒸気となる。

点Ｄ’’→Ｅにおいては、凝縮器３４により、乾き飽和蒸気を等圧冷却する。乾き飽和蒸気は、湿り飽和蒸気、飽和水を経て、圧縮水となる。点Ｅ→Ｆにおいては、膨張弁３７により、圧縮水を断熱膨張する。圧縮水は、冷却、減圧され、湿り飽和蒸気となる。

点Ｆ→Ｇにおいては、蒸発器３８により、湿り飽和蒸気を蒸発させる。湿り飽和蒸気は、乾き飽和蒸気となる。この際、湿り飽和蒸気と空調用空気とを熱交換させる。すなわち、湿り飽和蒸気の気化熱により、空調用空気を冷却する。点Ｇ→Ａ（＝Ｄ’’）においては、気体側エジェクタ７０の混合部、ディフューザ部（前出図３（ａ）参照）により、乾き飽和蒸気を昇圧する。乾き飽和蒸気は、再び点Ａ→Ｂにおいて、圧縮機４６により断熱圧縮される。

ウォータジャケット３２入側の温度センサ３１の温度がＴｍ２（＝９８℃）を超えると、圧縮機４６の回転速度が減速制御される。暖気運転時および空調用空気冷却時においては、このようにして、熱交換システム１を冷却水が循環する。

次に、本実施形態の熱交換システムのエンジン冷却時および空調用空気冷却時のサイクルについて説明する。エンジン冷却時および空調用空気冷却時においては、図１４における気体側導入通路弁７２、バルブ８０、８６が開いている。また、バルブ８１、８２、８７が閉じている。

図１６に、エンジン冷却時および空調用空気冷却時のｐ−ｈ線図を示す。横軸は比エンタルピーを、縦軸は圧力を、それぞれ示す。図中、Ｌ１は、飽和液線を示す。Ｌ２は、飽和蒸気線を示す。点Ｚは、臨界点を示す。また、図１６の点Ｅ〜Ｈ、Ｊ、Ｄ’’と前出図１４の点Ｅ〜Ｈ、Ｊ、Ｄ’’とは、それぞれ対応している。

点Ｅ→Ｈにおいては、ポンプ３０により、冷却水の圧縮水を断熱圧縮する。圧縮水は、加熱、昇圧される。点Ｈ→Ｊにおいては、ウォータジャケット３２により、圧縮水とエンジン９０とを熱交換させる。すなわち、エンジン９０が圧縮水の気化熱により冷却される。圧縮水は、飽和水、湿り飽和蒸気を経て、乾き飽和蒸気となる。

点Ｊ→Ｄ’’においては、エジェクタ３５により、乾き飽和蒸気を減圧する。点Ｄ’’→点Ｅにおいては、凝縮器３４により、乾き飽和蒸気を等圧冷却する。乾き飽和蒸気は、湿り飽和蒸気、飽和水を経て、圧縮水となる。点Ｅの圧縮水は、再び点Ｅ→Ｈにおいて、ポンプ３０により断熱圧縮される。なお、点Ｅ→Ｆ、点Ｆ→Ｇ、点Ｇ→Ｄ’’における動作は、前述の通りであるため、説明を割愛する。

ウォータジャケット３２出側の圧力センサ３３の圧力がＰｍ１（＝０．８ａｔｍ）から外れると、圧力Ｐｍ１を保つように、凝縮器３４のファン３４０の回転速度、およびポンプ３０の回転速度が変化する。このため、凝縮器３４における放熱、および冷却水の流量が制御される。したがって、エンジン９０は一定の温度の気化により、冷却されることになる。エンジン冷却時および空調用空気冷却時においては、このようにして、熱交換システム１を冷却水が循環する。

次に、本実施形態の熱交換システムの冷房のオン／オフ制御について説明する。冷房のオン／オフは、気体側導入通路弁７２の開閉により行う。すなわち、気体側導入通路弁７２の動きは、エアコンディショナ装置のスイッチに連動している。スイッチがオンになると、気体側導入通路弁７２が開く。このため、気体側エジェクタ７０→凝縮器３４→膨張弁３７→蒸発器３８→気体側導入通路７１→再び気体側エジェクタ７０という経路を辿り、冷却水が循環する。したがって、冷却水により空調用空気が冷却される。一方、スイッチがオフになると、気体側導入通路弁７２が閉じる。このため、冷却水の循環が遮断される。したがって、空調用空気が冷却されなくなる。このように、本実施形態の熱交換システム１は、気体側導入通路弁７２の開閉により、冷房のオン／オフを制御している。

本実施形態の熱交換システム１は、第一実施形態の熱交換システムと同様の作用効果を有する。また、本実施形態の熱交換システム１によると、液体側（飽和液線側）ではなく、気体側（飽和蒸気線側）に、気体側エジェクタ７０が配置されている。このため、エジェクタ効率が高い。また、気液分離器が不要である。

＜その他＞
以上、本発明の熱交換システムの実施の形態について説明した。しかしながら、実施の形態は上記形態に特に限定されるものではない。当業者が行いうる種々の変形的形態、改良的形態で実施することも可能である。

例えば、暖気運転時においては、ウォータジャケット３２出側の過熱蒸気をサイクル循環させず、外部に解放してもよい。こうすると、システムを単純化できる。また、上記実施形態においては、熱交換流体として冷却水を用いたが、例えば、アンモニア、二酸化炭素、フレオンなどを用いてもよい。

また、上記実施形態においては、動力発生装置としてエンジン９０を配置したが、電気自動車などに本発明の熱交換システムを用いる場合であれば、動力発生装置として電池スタックを配置してもよい。こうすると、電池スタックの冷却、加熱（例えば凍結解除時に行う加熱）などを、本発明の熱交換システムにより行うことができる。また、自動車に限らず、電車、航空機、船舶などに、本発明の熱交換システムを用いてもよい。

第一実施形態の熱交換システムの回路図である。 同熱交換システムのウォータジャケットが配置されているエンジンの模式断面図である。 （ａ）は同熱交換システムのエジェクタの模式断面図である。（ｂ）は同エジェクタの圧力変動図である。 同熱交換システムの暖気運転時および空調用空気冷却時のｐ−ｈ線図である。 同熱交換システムのエンジン冷却時および空調用空気冷却時のｐ−ｈ線図である。 同熱交換システムのガス抜き時のｐ−ｈ線図である。 同熱交換システムのエンジン冷却時および急速冷房時のｐ−ｈ線図である。 第二実施形態の熱交換システムの回路図である。 同熱交換システムのポンプ動力低減時のｐ−ｈ線図である。 同熱交換システムのガス抜き時のｐ−ｈ線図である。 第三実施形態の熱交換システムの回路図である。 同熱交換システムの暖気運転時および空調用空気冷却時のｐ−ｈ線図である。 同熱交換システムのエンジン冷却時および空調用空気冷却時のｐ−ｈ線図である。 第四実施形態の熱交換システムの回路図である。 同熱交換システムの暖気運転時および空調用空気冷却時のｐ−ｈ線図である。 同熱交換システムのエンジン冷却時および空調用空気冷却時のｐ−ｈ線図である。 従来のエンジン冷却用の熱交換システムの回路図である。 従来の空調用空気冷却用の熱交換システムの回路図である。

符号の説明

１：熱交換システム、３０：ポンプ、３１：温度センサ、３２：ウォータジャケット（熱交換器）、３３：圧力センサ、３４：凝縮器、３４０：ファン、３５：エジェクタ、３５０：ノズル部、３５０ａ：内筒、３５１：混合部、３５２：ディフューザ部、３６：気液分離器、３６０：液体ポート、３６１：液体ポート、３６２：気体ポート、３７：膨張弁（膨張器）、３８：蒸発器、３８０：ファン、３９：導入通路、４０：導入通路弁、４１：再圧縮通路、４２：ウォータジャケットバイパス通路、４３：圧力供給通路、４４：圧力センサ、４５：吸収器、４６：圧縮機、４７：エジェクタバイパス通路、４８：エジェクタバイパス通路弁、５０：ヒータコア通路、５１：ヒータコア、６０：補助エジェクタ、６１：補助気液分離器、６１０：液体ポート、６１２：気体ポート、６２：補助導入通路、６３：補助導入通路弁、７０：気体側エジェクタ、７１：気体側導入通路、７２：気体側導入通路弁、８０〜８７：バルブ、９０：エンジン（動力発生装置）、９１：シリンダブロック、９２：シリンダヘッド、９３：燃焼室、９４：空調用ダクト。

Claims (20)

1. 熱交換流体を圧送するポンプと、動力発生装置に配置され該ポンプ出側の該熱交換流体の気化熱により該動力発生装置を冷却する熱交換器と、該熱交換器出側の該熱交換流体を凝縮する凝縮器と、該凝縮器出側の該熱交換流体を膨張させる膨張器と、該膨張器出側の該熱交換流体の気化熱により空調用空気を冷却する蒸発器と、を備えてなる熱交換システム。
2. さらに、前記凝縮器と前記膨張器との間に、前記熱交換流体を減圧するエジェクタを備える請求項１に記載の熱交換システム。
3. さらに、前記蒸発器出側の前記熱交換流体を前記エジェクタに導入する導入通路と、該導入通路の通路断面積を調整可能な導入通路弁と、を備える請求項２に記載の熱交換システム。
4. さらに、前記凝縮器入側に連通する圧縮機と、
   前記エジェクタと前記膨張器との間に配置され、該エジェクタ出側の前記熱交換流体を気体成分と液体成分とに分離し、該気体成分を該圧縮機に供給し、該液体成分を前記ポンプおよび該膨張器に供給する気液分離器と、を備え、
   該ポンプは、前記熱交換器を介して、気化された該液体成分を該凝縮器に圧送可能であり、
   該圧縮機は、該熱交換器をバイパスして、該気体成分を該凝縮器に圧送可能であり、
   該熱交換流体の前記空調用空気に対する冷却能力に応じて、該圧縮機を駆動制御する請求項２に記載の熱交換システム。
5. さらに、前記気液分離器と前記膨張器との間に、補助エジェクタと、該補助エジェクタ出側の前記熱交換流体を気体成分と液体成分とに分離する補助気液分離器と、を備え、
   該気体成分は前記エジェクタに導入され、該液体成分は該膨張器に導入される請求項４に記載の熱交換システム。
6. さらに、前記蒸発器出側の前記熱交換流体を前記補助エジェクタに導入する補助導入通路と、該補助導入通路の通路断面積を調整可能な補助導入通路弁と、を備える請求項５に記載の熱交換システム。
7. さらに、前記エジェクタをバイパスして前記凝縮器と前記気液分離器とを連通するエジェクタバイパス通路と、該エジェクタバイパス通路の通路断面積を調整可能なエジェクタバイパス通路弁と、を備える請求項４に記載の熱交換システム。
8. さらに、前記熱交換器と前記凝縮器との間に、前記熱交換流体を減圧する気体側エジェクタを備える請求項１に記載の熱交換システム。
9. 前記熱交換流体は、水分を含有する水系冷媒である請求項１に記載の熱交換システム。
10. 気体状の熱交換流体を圧送する圧縮機と、動力発生装置に配置され該圧縮機出側の該熱交換流体により該動力発生装置を加熱可能な熱交換器と、を備えてなる熱交換システム。
11. さらに、前記熱交換器出側の前記熱交換流体を前記圧縮機入側に戻す再圧縮通路を備える請求項１０に記載の熱交換システム。
12. さらに、前記熱交換器入側の温度状況を検出可能な温度センサを備え、該温度センサの検出値が所定値を超える場合、前記圧縮機の回転速度を減速する請求項１０に記載の熱交換システム。
13. さらに、前記熱交換器出側の前記熱交換流体を凝縮する凝縮器と、該凝縮器出側の該熱交換流体を気体成分と液体成分とに分離する気液分離器と、該気液分離器と前記熱交換器との間において前記圧縮機に対して並列に配置されるポンプと、を備え、
    該ポンプは該液体成分を該熱交換器に圧送可能であり、該圧縮機は該気体成分を該熱交換器に圧送可能であり、
    該液体成分の気化熱により該熱交換器が前記動力発生装置を冷却する冷却モードと、該気体成分により該熱交換器が該動力発生装置を加熱する加熱モードと、に切り替え可能な請求項１０に記載の熱交換システム。
14. さらに、前記熱交換器をバイパスして、前記圧縮機と前記凝縮器とを連通する熱交換器バイパス通路を備え、
    前記冷却モードにおいて、該圧縮機を駆動することにより、該熱交換器バイパス通路を介して、前記気体成分を該凝縮器に逃がす請求項１３に記載の熱交換システム。
15. 前記凝縮器はファンを備え、該ファンの回転速度および前記ポンプの回転速度および前記圧縮機の回転速度のうち、少なくとも一つを調整することにより、前記熱交換器の圧力を所定値に保つ請求項１３に記載の熱交換システム。
16. 前記熱交換流体は、水分を含有する水系冷媒である請求項１０に記載の熱交換システム。
17. 気体状の熱交換流体を圧送する圧縮機と、該圧縮機出側の該熱交換流体を凝縮する凝縮器と、該凝縮器出側の該熱交換流体を膨張させる膨張器と、該膨張器出側の該熱交換流体の気化熱により空調用空気を冷却すると共に該圧縮機に連通する蒸発器と、該蒸発器出側の該熱交換流体の少なくとも一部を吸収することにより該蒸発器を減圧する吸収器と、を備えてなる熱交換システム。
18. さらに、前記蒸発器の圧力状況を検出可能な圧力センサと、該蒸発器に圧力を供給する圧力供給通路と、を備え、
    該圧力センサの検出値が所定値未満の場合、該圧力供給通路から該蒸発器に圧力を供給する請求項１７に記載の熱交換システム。
19. 前記熱交換流体は、水分を含有する水系冷媒である請求項１７に記載の熱交換システム。
20. 前記吸収器は、前記水系冷媒の前記水分を吸着可能なシリカゲルを持つ請求項１９に記載の熱交換システム。

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