JP2016035377A - 圧縮冷却システムおよび圧縮冷却システムの運転方法 - Google Patents

Abstract

【課題】乗り物内部の温度を下げる空調システムとしての圧縮冷却システムを作ることであり、圧縮冷却システムが運転中でない場合、コンプレッサに作用する停止圧を低下させる。【解決手段】コンプレッサ１２、ガス冷却器１４、膨張装置１６、および、蒸発器１８を備え、これらが冷媒を含む循環路内でラインを用いて互いに接続されている圧縮冷却システム１０に関し、第一の遮断弁３４は、コンプレッサ１２の下流かつガス冷却器１４の前に配置され、少なくとも１つの第二の遮断弁３６が、コンプレッサ１２の上流に配置される。また、圧縮冷却システム１０の運転方法にも関し、圧縮冷却システム１０が運転中でない場合は、第二の遮断弁３６は閉じられる。【選択図】図１

Description

本発明は、請求項１のプリアンブルに係る圧縮冷却システムおよび請求項９のプリアンブルに係る圧縮冷却システムの運転方法に関する。

圧縮冷却システムは、とりわけ、乗用車または乗客バスなどの乗り物において、乗り物内部における温度を下げるための空調システムとして用いられる。

この目的を達成するための汎用型の圧縮冷却システムは、とりわけ、コンプレッサ、ガス冷却器、膨張装置、および蒸発器を備え、これらは循環路内で互いに接続されている。この閉鎖循環路内に存在するのは、冷媒、例えば二酸化炭素（ＣＯ_２）である。

このタイプの圧縮冷却システムは、例えば、ＥＰ １４７ ９７２ Ｂ１に開示されている。

そのような圧縮冷却システムは、ＷＯ ９７／２７４３７にも見ることができる。また、ＷＯ ９７／２７４３７は、中間熱交換器を追加的に備える圧縮冷却システムも開示している。

ＤＥ １０ ２００６ ０１１ ０６０ Ａ１は、循環路内に組み込まれた分離型の（ｓｅｐａｒａｔｅ）アキュムレータを、蒸発器と熱交換器との間に追加的に備えるシステムを開示する。

ＷＯ ９４／１４０１６は、追加の膨張管を備えるシステムを開示する。この場合、膨張管は、膨張装置と蒸発器との間に、循環路のラインに接続されている。

ＤＥ １０ ２００６ ０４１ １５６ Ａ１は、追加の遮断弁を備えるシステムを開示する。遮断弁は、蒸発器と膨張装置との間のラインに組み込まれている。コンプレッサのスイッチを切ると遮断弁がラインを閉じ、コンプレッサのスイッチを入れると遮断弁がラインを開放する。

汎用型の圧縮冷却システムの運転中、比較的高い作動圧がコンプレッサの下流で優勢であり、比較的低い圧力がコンプレッサの上流で優勢である。システムが運転中でない場合は、均圧化が起きて、さらに比較的高い停止圧が圧縮冷却システムの循環路内に生じる。この場合、コンプレッサは、比較的高い停止圧のために設計されなければならず、したがって保護されなければならない。ある程度の充填（例えば、２６０ｇ／ｍ^３）を有するＥＰ０８７６５７６によるシステムの場合では、システムがＥＮ３７８に準拠した運転中でない場合に、最高温度の５５℃において最大圧力の９０．５バールが達成される。トリプルセーフティを備えるならば、破裂圧はこの場合、２７１．５バールであるべきである。

ＥＰ １４７ ９７２ Ｂ１ ＷＯ ９７／２７４３７ ＤＥ １０ ２００６ ０１１ ０６０ Ａ１ ＷＯ ９４／１４０１６ ＤＥ １０ ２００６ ０４１ １５６ Ａ１ ＥＰ０８７６５７６

本発明により対処される課題は、冒頭で述べたタイプの圧縮冷却システムを作ることであり、ここで、圧縮冷却システムが運転中でない場合、低下した停止圧がコンプレッサに作用する。

この課題は、本発明によれば、請求項１の特徴を有する圧縮冷却システムにより解決される。

本発明の有利な構成および発展は、従属請求項の要旨である。

汎用型の圧縮冷却システムは、コンプレッサ、ガス冷却器、および、膨張装置および蒸発器を備え、これらは冷媒を含む循環路内でラインを用いて互いに接続されている。

本発明によれば、第一の遮断弁は、コンプレッサの下流かつガス冷却器の前に配置され、少なくとも１つの第二の遮断弁は、コンプレッサの上流に配置される。したがって、第二の遮断弁は、ガス冷却器の出口とコンプレッサの入り口との間に配置される。

システムが運転中の場合、両方の遮断弁が開かれる。システムが運転中でない場合、両方の遮断弁は閉じていて、圧縮冷却システムは、閉じた遮断弁により２つの部分に分割される。

片方の部分（高圧部を意味する）では、冷媒（好ましくは二酸化炭素）は、この場合、約１００バールの作動圧よりも低い。他の部分（低圧部を意味する）では、冷媒は、この場合、約５５バールの停止圧よりも低い。したがって、冷媒（二酸化炭素）の停止圧は、約７３．８バールの臨界圧未満である。

このシステムは、例えば１００バールの高圧および３５バールの吸込圧力で運転される（これは、０℃での蒸発に相当する）。システムが運転中でない場合、圧力は、最初は同じままである。全てのシステム部分が５５℃（システムがＥＮ３７８に準拠した運転中でない場合の最高温度）まで加熱されると、低圧側の圧力が約５０〜６０バールに上昇する。これは臨界圧の７３．８バールよりも低く、また、遮断弁を備えないシステムよりもさらにいっそう低い。

ガス冷却器は高圧部に位置する。コンプレッサは低圧部に位置し、したがって、圧縮冷却システムが運転中でない場合は、従来技術で公知の圧縮冷却システムの場合よりも低い停止圧がコンプレッサに働く。したがって、コンプレッサをより低圧から保護することができ、したがって、より軽量かつより安価な方法で実現することができる。

本発明に係る圧縮冷却システムが運転中でない場合、コンプレッサの出口のラインにも、低下した停止圧のみが存在する。したがって、コンプレッサは、負荷下で開始する必要がない。

本発明の一つの有利な発展によれば、第一の遮断弁は、逆止弁の形状である。第一の逆止弁は、したがって、コンプレッサのスイッチを切り、コンプレッサ内の圧力が低下し、ガス冷却器内の圧力がコンプレッサ内よりも高くなると、自動的に閉じる。第一の逆止弁は、コンプレッサのスイッチを入れ、コンプレッサの後方の圧力が上昇すると、自動的に開く。したがって、第一の遮断弁の明確な制御は必要でない。

第二の遮断弁は、好ましくは電磁弁の形状である。特に有利には、第二の遮断弁はコンプレッサの制御装置に接続されていて、コンプレッサのスイッチを切ると自動的に閉じ、コンプレッサのスイッチを入れると自動的に開く。

有利には、ガス冷却器と膨張装置との間に配置される第一の熱交換器ラインと、蒸発器とコンプレッサとの間に配置される第二の熱交換器ラインとを備える、中間熱交換器が設置される。この場合、第二の遮断弁は、好ましくは、第一の熱交換器ラインと膨張装置との間に配置される。結果として、停止圧は特に低い。

有利に、アキュムレータは蒸発器とコンプレッサとの間に配置される。この場合、第二の遮断弁は、好ましくはアキュムレータとコンプレッサとの間に配置される。結果として、停止圧は特に低い。

課題は、請求項９の特徴を有する方法によっても解決される。

この場合、第二の遮断弁は、コンプレッサのスイッチを切ると、すなわち、圧縮冷却システムが運転中でない場合は、自動的に閉じる。

第二の遮断弁は、コンプレッサのスイッチを入れると、すなわち、圧縮冷却システムが運転中の場合は、自動的に開く。

本発明は、以下の文章において、図に示される有利な例示的な実施態様により、より詳細に説明される。しかしながら、本発明は、これらの例示的な実施態様に制限されない。図において：

第一の例示的な実施態様に係る圧縮冷却システムの略図を示す。 第一の例示的な実施態様に係る圧縮冷却システムの、ｐ−Ｈダイアグラムの形態での、概略サイクル図を示す。 第二の例示的な実施態様に係る圧縮冷却システムの略図を示す。 第二の例示的な実施態様に係る圧縮冷却システムの、ｐ−Ｈダイアグラムの形態での、概略サイクル図を示す。 第三の例示的な実施態様に係る圧縮冷却システムの略図を示す。 第三の例示的な実施態様に係る圧縮冷却システムの、ｐ−Ｈダイアグラムの形態での、概略サイクル図を示す。

第一の例示的な実施態様に係る圧縮冷却システム１０は、コンプレッサ１２、ガス冷却器１４、および膨張装置１６、および、蒸発器１８を備え、これらはラインを用いて循環路内で互いに接続されている。この場合、二酸化炭素（ＣＯ_２）が冷媒としてこの閉鎖循環路内に存在する。

コンプレッサ１２の下流かつガス冷却器１４の前のラインに配置されるのは、第一の遮断弁３４である。この場合、第一の遮断弁３４は、ガス冷却器１４のすぐ前に位置する。

この場合、第一の遮断弁３４は、逆止弁の形状である。圧縮冷却システム１０が運転中の場合、コンプレッサ１２により作動圧へ圧縮される冷媒は、第一の遮断弁３４を通ってガス冷却器１４へ流れることができる。圧縮冷却システム１０が運転中でない場合、第一の遮断弁３４は、冷媒がガス冷却器１４からコンプレッサ１２へ逆流するのを防ぐ。

コンプレッサ１２の上流（この場合、ガス冷却器１４と膨張装置１６との間）のラインに配置されるのは、第二の遮断弁３６である。第二の遮断弁３６は、この場合、ガス冷却器１４の後方に位置する。膨張装置１６に組み込むことも可能である。

この場合、第二の遮断弁３６は電磁弁の形状である。圧縮冷却システム１０が運転中の場合は、第二の遮断弁３６が開いて、冷媒は、ガス冷却器１４から第二の遮断弁３６を通って膨張装置１６へ流れることができる。圧縮冷却システム１０が運転中でない場合は、第二の遮断弁３６が閉じて、冷媒が、ガス冷却器１４から膨張装置へ流れ続けるのを防ぐ。

この場合、圧縮冷却システム１０は、遷臨界で運転される。運転中、例えば、１００バールの作動圧および１００℃の温度が、コンプレッサ１２の下流で優勢である。冷媒は、これらの条件下では超臨界状態である。運転中、例えば、３４．９バールの圧力および５℃の温度が、コンプレッサ１２の上流で優勢である。冷媒は、これらの条件下で、気体状態である。

冷媒は、コンプレッサ１２から第一の遮断弁３４を通ってガス冷却器１４へ流れ、そこで冷却される。ガス冷却器１４から、冷媒が、開いた第二の遮断弁３６を通って膨張装置１６へ流れ、そこで膨張して圧力および温度が低下する。その過程において、冷媒は、部分的に液体になり、部分的に気体になる。膨張装置１６から、冷媒が蒸発器１８の上へ流れ、そこで冷媒の液体画分は再度蒸発して気体になる。蒸発器１８から出てくる気体冷媒は、コンプレッサ１２によって吸引され、作動圧へ圧縮される。

図１ａ、図２ａおよび図３ａに示される圧力−エンタルピーダイアグラムとともに、冷媒のそれぞれの状態（それを経て、前記冷媒は、本発明に係る圧縮冷却システム１０を通って通過する）を、以下の文章で簡潔に説明する。

１は、コンプレッサ１２への入口での、過熱ガスとしての冷媒を表す。１’は、蒸発器１８の出口での、わずかに液体画分を有する蒸気としての冷媒の状態を表す。２は、コンプレッサ１２の出口での、圧縮ガスとしての冷媒を表し、引用符号３は、ガス冷却器４の出口での、冷却された超臨界ガスとしての冷媒を表し、状態３’は、膨張装置１６への入口での、さらに冷却された超臨界ガス状冷媒を表し、引用符号４は、膨張番号１６の出口および蒸発器１８の入口での、液体および蒸気画分を有する膨張冷媒を表し、４’は、アキュムレータ２４の中の冷媒の液相を表し、４’’は、アキュムレータ２４の中の冷媒の気相を表す。

図１ａは、サイクルを圧力エンタルピーダイアグラムで示す。それぞれの場合において優勢の冷媒の圧力は、等積線から読むことができる。コンプレッサ１２における圧縮は、状態１から状態２まで行われる。密度は９２ｇ／ｍ^３から１８８ｇ／ｍ^３まで変化する。コンプレッサ１２の低圧部は、例えば、システム容量（ｓｙｓｔｅｍ ｖｏｌｕｍｅ）の１０．８３％の割合を占め、高圧部は、０．４０％の割合を占める。ガス冷却器１４への圧力ラインは、４．９３％の割合を占め、状態２に相当する密度は１８８ｇ／ｍ^３である。

第一の遮断弁３４の後方で、冷媒は、状態２から状態３へ、ガス冷却器１４の中で冷却される。この場合、密度は６２１ｇ／ｍ^３に上昇する。ガス冷却器１４は、等産出量を有する３部分に細分される。システム容量の平均密度および割合は、それぞれ、２１９ｇ／ｍ^３および４．８５％、３１７ｇ／ｍ^３および１０．９２％、４８８ｇ／ｍ^３および３０．９１％である。ガス冷却器１４の最も高温の部分は、温度差が大きいので、熱伝導のために最小領域および最小量を必要とする。第二の遮断弁３６および膨張装置へのラインは、システム容量の１．９８％の割合を占める。状態３に相当する密度は６２１ｇ／ｍ^３である。

膨張装置１６は、システム容量の割合を多くは占めない。等エンタルピー膨張は、状態３から状態４まで行われる。部分的に液体の冷媒を、蒸発器１８からの出口で状態１に再度到達するように、蒸発器１８の中で蒸発させる。蒸発器１８は、等産出量を有する３部分に細分される。システム容量の平均密度および割合は、それぞれ、１５６ｇ／ｍ^３および７．２２％、１２４ｇ／ｍ^３および７．２２％、１０１ｇ／ｍ^３および８．２４％である。一定の蒸発温度の結果として、全ての部分はだいたい同じサイズである。コンプレッサ１２への吸入ラインは、システム容量の１２．４９％の割合を占める。状態１に相当する密度は９２ｇ／ｍ^３である。

システムの全体的な充填度は２６８ｇ／ｍ^３である。等積線は、９１．８バールの圧力下で、５５℃の等温線４２と交差する。コンプレッサ１２は、この最大停止圧のために設計すべきである。遮断弁３４および３６を備える有利な第一の実施態様の結果として、システムは、ガス冷却器１４およびガス冷却器１４と第二の遮断弁３６との間のラインを備える高圧部４０、および、低圧部３８に細分される。高圧部４０は、システム容量の４８．６７％の割合を占め、４２８ｇ／ｍ^３の平均密度または充填度を有する。低圧部３８は、５１．３３％の割合を占め、１１７ｇ／ｍ^３の平均密度または平均度を有する。高圧部および低圧部（４０、３８）の等積線が引かれ、それぞれ１１０．９バールおよび５５．７バールで、５５℃の等温線４２と交差する。これは最大停止圧である。図１ａでは、低圧部３８における低圧充填度が引用符号４４で表され；高圧部４０における高圧充填度が引用４６で表される。

圧縮冷却システム１０が運転中でない場合、第二の遮断弁３６は閉じられる。ガス冷却器１４において、冷媒は、なお作動圧より低い。圧縮冷却システム１０の残りの部分、すなわち、膨張装置１６、蒸発器１８、およびコンプレッサ１２において、均圧化が起きて、冷媒はそこでは、より低い停止圧（例えば５５．７バール）よりも低い。

第一の遮断弁３４（この場合、逆止弁の形状である）は、冷媒がガス冷却器１４からコンプレッサ１２へ逆流するのを防ぎ、したがって、ガス冷却器１４とコンプレッサ１２との間の均圧化を防ぐ。第二の遮断弁３６は、冷媒がガス冷却器１４から膨張装置１６へ流れるのを防ぎ、したがって、ガス冷却器１４と膨張装置１６との間の均圧化を防ぐ。

したがって、運転中でない場合は、圧縮冷却システム１０は、遮断弁３４、３６により、高圧部および低圧部に分けられる。この場合、ガス冷却器１４は高圧部に位置し、コンプレッサ１２は低圧部に位置し、そこでは、例えば最高で５５．７バールの停止圧が優勢である。

この場合、圧縮冷却システム１０が運転中でない場合は、膨張装置１６および蒸発器１８は、低圧部にも位置する。

第一の例示的な実施態様の第一の改変では、第二の遮断弁３６は、膨張装置１６と蒸発器１８との間のラインに配置される。この場合、圧縮冷却システム１０が運転中でない場合は、膨張装置１６は高圧部に位置する。

第一の例示的な実施態様の第二の改変では、第二の遮断弁３６は、蒸発器１８とコンプレッサ１２との間のラインに配置される。この場合、圧縮冷却システム１０が運転中でない場合は、膨張装置１６および蒸発器１８は高圧部に位置する。

第二の例示的な実施態様に係る圧縮冷却システム１０は、構造および機能的観点から、第一の例示的な実施態様に係る圧縮冷却システム１０に類似する。したがって、特に、違いを以下の文章で説明する。

第二の例示的な実施態様に係る圧縮冷却システム１０は、コンプレッサ１２、ガス冷却器１４、膨張装置１６、および蒸発器１８に加えて、中間熱交換器２８を追加的に備え、これらは循環路内でラインを用いて互いに接続されている。この場合、二酸化炭素（ＣＯ_２）も、冷媒としてこの閉鎖循環路に存在する。

中間熱交換器２８は、第一の熱交換器ライン１３および第二の熱交換器ライン３２を備える。第一の熱交換器ライン３０は、ガス冷却器１４と膨張装置１６との間に位置する。第二の熱交換器ライン３２は、蒸発器１８とコンプレッサ１２との間に位置する。

圧縮冷却システムが運転中の場合、中間熱交換器２８は、膨張装置１６に入る前に冷媒の温度を低下させ、コンプレッサ１２に入る前に冷媒の温度を上昇させる。

コンプレッサ１２の下流かつガス冷却器１４の前のラインに配置されるのは、第一の遮断弁３４である。第一の遮断弁３４は、この場合、ガス冷却器１４のすぐ前に位置する。

第一の遮断弁３４は、この場合、逆止弁の形状である。圧縮冷却システム１０が運転中の場合、コンプレッサにより作動圧へ圧縮された冷媒は、第一の遮断弁３４を通ってガス冷却器１４へ流れることができる。圧縮冷却システム１０が運転中でない場合は、第一の遮断弁３４は、冷媒が、ガス冷却器１４からコンプレッサ１２へ逆流するのを防ぐ。

コンプレッサ１２の上流のライン（この場合、中間熱交換器２８の第一の熱交換器ライン３０と膨張装置１６との間）に配置されるのは、第二の遮断弁３６である。この場合、第二の遮断弁３６は、中間熱交換器２８の第一の熱交換器ライン３０のすぐ後方に位置する。

この場合、第二の遮断弁は電磁弁の形状である。圧縮冷却システム１０が運転中の場合、第二の遮断弁３６が開き、冷媒は、中間熱交換器２８から第二の遮断弁３６を通って膨張装置１６へ流れることができる。圧縮冷却システム１０が運転中でない場合は、第二の遮断弁３６が閉じて、冷却剤が、中間熱交換器２８から膨張装置１６へ流れ続けるのを防ぐ。

圧縮冷却システム１０は、この場合、遷臨界で運転される。運転中、例えば、１００バールの作動圧および１００℃の温度が、コンプレッサ１２の下流で優勢である。冷媒は、これらの条件下では超臨界状態である。運転中、例えば、３４．９バールの圧力および５℃の温度が、コンプレッサ１２の上流で優勢である。冷媒は、これらの条件下では気体状態である。

冷媒は、コンプレッサ１２から第一の遮断弁３４を通ってガス冷却器１４へ流れ、そこで冷却される。ガス冷却器１４から、冷媒が中間熱交換器２８の第一の熱交換器ライン３０の上へ流れ、そこでさらに冷却される。中間熱交換器２８の第一の熱交換器ライン３０から、冷媒が、開いた第二の遮断弁３６を通って膨張装置１６へ流れ、そこで膨張して圧力および温度が低下する。この過程において、冷媒は部分的に液体になり、部分的に気体になる。膨張装置１６から、冷媒が蒸発器１８の上へ流れ、そこで冷媒の液体画分が再度蒸発して気体になる。蒸発器１８から、冷媒が、中間熱交換器２８の第二の熱交換器ライン３２の上へ流れ、そこで加熱される。中間熱交換器２８の第二の熱交換器ライン３２から出てくる気体冷媒は、コンプレッサ１２によって吸引され、作動圧へ圧縮される。

図２ａは、サイクルを圧力エンタルピーダイアグラムで示す。それぞれの場合において優勢の冷媒の圧力は、等積線から読むことができる。コンプレッサ１２における圧縮は、状態１から状態２まで行われる。密度は９２ｇ／ｍ^３から１８８ｇ／ｍ^３まで変化する。コンプレッサ１２の低圧部は、例えばシステム容量の１０．７５％の割合を占め、高圧部は０．３９％の割合を占める。ガス冷却器１４への圧力ラインは、４．９０％の割合を占め、状態２に相当する密度は１８８ｇ／ｍ^３である。

第一の遮断弁３４の後方で、冷媒は、ガス冷却器１４の中で状態２から状態３まで冷却される。この場合、密度は６２１ｇ／ｍ^３まで上昇する。ガス冷却器１４は、等産出量を有する３部分に細分される。システム容量の平均密度および割合は、それぞれ、２１９ｇ／ｍ^３および４．８１％、３１７ｇ／ｍ^３および１０．８４％、４８８ｇ／ｍ^３および３０．６８％である。ガス冷却器１４の最も高温の部分は、温度差が大きいので、熱伝導のために最小領域および最小量を必要とする。

中間熱交換器２８の第一の熱交換器ライン３０へのラインは、システム容量の０．１４％の割合を占める。状態３に相当する密度は６２１ｇ／ｍ^３である。中間熱交換器２８の第一の熱交換器ライン３０において、冷媒は、状態３’および６９０ｇ／ｍ^３の密度まで、さらに冷却される。第一の熱交換器ライン３０は、システム容量の０．３４％の割合を占め、平均密度は６５４ｇ／ｍ^３である。第二の遮断弁３６および膨張装置１６へのラインは、システム容量の１．８３％の割合を占める。状態３’に相当する密度は６９０ｇ／ｍ^３である。

膨張装置１６は、システム容量の割合を多くは占めない。等エンタルピー膨張は、状態３’から状態４まで行われる。部分的に液体の冷媒は、蒸発器１８において、および中間熱交換器２８の第二の熱交換器ライン３２において、蒸発される。蒸発器１８からの出口において、状態１’および１０２ｇ／ｍ^３の平均密度に再び到達する。蒸発器１８は等産出量を有する３部分に細分される。システム容量の平均密度および割合は、それぞれ、１８２ｇ／ｍ^３および７．５０％、１３９ｇ／ｍ^３および７．５０％、１１２ｇ／ｍ^３および７．５０％である。一定の蒸発温度の結果として、全ての部分は同じサイズである。蒸発器１８は、第一の実施態様と比較してより良好に充填される。

蒸発器と、中間熱交換器２８の第二の熱交換器ライン３２との間のラインは、システム容量の２．１０％の割合を占め、状態１’に相当する平均密度は１０２ｇ／ｍ^３である。第二の熱交換器ライン３２において、冷媒はさらに蒸発し、状態１に再び到達するように過熱される。中間熱交換器２８の第二の熱交換器ライン３２は、システム容量の０．４２％の割合を占め、平均密度は９７ｇ／ｍ^３である。コンプレッサ１２への吸入ラインは、システム容量の１０．３０％の割合を占める。状態１に相当する密度は９２ｇ／ｍ^３である。

システムの全体的な充填度は２７５ｇ／ｍ^３である。等積線は、９２．８バールの圧力下で、５５℃の等温線４２と交差する。コンプレッサ１２は、この最大停止圧のために設計すべきである。遮断弁３４および３６を備える有利な第二の実施態様の結果として、システムは、ガス冷却器１４、中間熱交換器の第一の熱交換器ライン３０、および、ガス冷却器１４と第二の遮断弁３６との間のラインを備える高圧部４０、および、低圧部３８に、細分される。高圧部４０は、システム容量の４８．６４％の割合を占め、４３２ｇ／ｍ^３の平均密度または充填度を有する。低圧部３８は５１．３６％の割合を占め、１２５ｇ／ｍ^３の平均密度または充填度を有する。高圧部および低圧部４０、３８の等積線が引かれ、それぞれ１１１．５バールおよび５８．５バールで、５５℃の等温線４２を交差する。これは最大停止圧である。

圧縮冷却システム１０が運転中でない場合、第二の遮断弁３６は閉じられる。ガス冷却器１４において、および、中間熱交換器２８の第一の熱交換器ライン３０において、冷媒はなお作動圧よりも低い。圧縮冷却システム１０の残りの部分、すなわち、膨張装置１６、蒸発器１８、中間熱交換器２８の第二の熱交換器ライン３２、および、コンプレッサ１２では、均圧化が起きて、冷媒はそこでは、より低い停止圧（例えば５８．５バール）よりも低い。

第一の遮断弁３４（この場合、逆止弁の形状である）は、冷媒がガス冷却器１４からコンプレッサ１２へ逆流するのを防ぎ、したがって、ガス冷却器１４とコンプレッサ１２との間の均圧化を防ぐ。第二の遮断弁３６は、冷媒が中間熱交換器２８の第一の熱交換器ライン３０から膨張装置１６へ流れるのを防ぎ、したがって、中間熱交換器２８の第一の熱交換器ライン３０と膨張装置１６との間の均圧化を防ぐ。

したがって、運転中でないときは、圧縮冷却システム１０は、遮断弁３４、３６によって高圧部および低圧部に分けられる。この場合、ガス冷却器１４は高圧部に位置し、コンプレッサ１２は低圧部に位置し、そこでは、例えば最高で５８．５バールの停止圧が優勢である。

この場合、圧縮冷却システム１０が運転中でない場合は、中間熱交換器２８の第一の熱交換器ライン３０は、高圧部にも位置する。この場合、膨張装置１６、蒸発器１８、および、中間熱交換器２８の第二の熱交換器ライン３２は、圧縮冷却システム１０が運転中でない場合は、低圧部にも位置する。

第二の例示的な実施態様の第一の改変では、第二の遮断弁３６は、ガス冷却器１４と、中間熱交換器２８の第一の熱交換器ライン３０との間のラインに配置される。この場合、中間熱交換器２８の第一の熱交換器ライン３０は、圧縮冷却システム１０が運転中でない場合は、低圧部に位置する。

第二の例示的な実施態様の第二の改変では、第二の遮断弁３６は、膨張装置１６と、蒸発器１８との間のラインに配置される。この場合、膨張装置１６は、圧縮冷却システム１０が運転中でない場合は、高圧部に位置する。

第二の例示的な実施態様の第三の改変では、第二の遮断弁３６は、蒸発器１８と、中間熱交換器２８の第二の熱交換器ライン３２との間のラインに配置される。この場合、膨張装置１６および蒸発器１８は、圧縮冷却システム１０が運転中でない場合は、高圧部に位置する。

第二の例示的な実施態様の第四の改変では、第二の遮断弁３６は、中間熱交換器２８の第二の熱交換器ライン３２と、コンプレッサ１２との間のラインに配置される。この場合、膨張装置１６、蒸発器１８、および、中間熱交換器２８の第二の熱交換器ライン３２は、圧縮冷却システム１０が運転中でない場合は、高圧部に位置する。

第三の例示的な実施態様に係る圧縮冷却システム１０は、構造および機能的観点から、第二の例示的な実施態様に係る圧縮冷却システム１０に類似する。したがって、特に、違いを以下の文章で説明する。

第三の例示的な実施態様に係る圧縮冷却システム１０は、コンプレッサ１２、ガス冷却器１４、膨張装置１６、蒸発器１８、および、中間熱交換器２８に加えて、アキュムレータ２４を追加的に備え、これらは循環路内でラインを用いて互いに接続されている。この場合、二酸化炭素（ＣＯ_２）も、冷媒としてこの閉鎖循環路に存在する。

この場合、アキュムレータ２４は、蒸発器１８と、中間熱交換器２８の第二の熱交換器ラインとの間に位置する。アキュムレータ２４の目的は、追加量の冷媒を保管すること、および、必要であれば、それを圧縮冷却システム１０の循環路へ流出させることである。

コンプレッサ１２の下流かつガス冷却器１４の前のラインに配置されるのは、第一の遮断弁３４である。この場合、第一の遮断弁３４は、ガス冷却器１４のすぐ前に位置する。

第一の遮断弁３４は、この場合、逆止弁の形状である。圧縮冷却システム１０が運転中の場合、コンプレッサによって作動圧へ圧縮された冷媒は、第一の遮断弁３４を通ってガス冷却器１４へ流れることができる。圧縮冷却システム１０が運転中でない場合、第一の遮断弁３４は、冷媒が、ガス冷却器１４からコンプレッサ１２へ逆流するのを防ぐ。

コンプレッサ１２の上流（この場合、中間熱交換器２８とコンプレッサ１２との間）のラインに配置されるのは、第二の遮断弁３６である。第二の遮断弁３６は、この場合、中間熱交換器２８のすぐ後方に位置する。

第二の遮断弁３６は、この場合、電磁弁の形状である。圧縮冷却システム１０が運転中の場合、第二の遮断弁３６は開いていて、冷媒は、中間熱交換器２８から第二の遮断弁３６を通ってコンプレッサ１２へ流れることができる。圧縮冷却システム１０が運転中でない場合、第二の遮断弁３６は閉じていて、冷却剤が、中間熱交換器２８からコンプレッサ１２へ流れ続けるのを防ぐ。

圧縮冷却システム１０は、この場合、遷臨界で運転される。運転中、例えば、１００バールの作動圧および１００℃の温度が、コンプレッサ１２の下流で優勢である。冷媒は、これらの条件下では超臨界状態である。運転中、例えば、３４．９バールの圧力および５℃の温度が、コンプレッサ１２の上流で優勢である。冷媒は、これらの条件下では気体状態である。

第二の例示的な実施態様に係る圧縮冷却システム１０とは対照的に、第三の例示的な実施態様によれば、冷媒は、蒸発器１８からアキュムレータ２４へ流れて、圧縮冷却システム１０の運転の間、そこから前へ、熱交換器２８へと流れる。

図３ａは、乗用車空調システムにおけるサイクルを圧力エンタルピーダイアグラムで示す。それぞれの場合において優勢の冷媒の圧力は、等積線から読むことができる。コンプレッサ１２における圧縮は、状態１から状態２まで行われる。密度は、９２ｇ／ｍ^３から１８８ｇ／ｍ^３まで変化する。コンプレッサ１２の低圧部は、例えば、システム容量の１６．１７％の割合を占め、高圧部は２．２６％の割合を占める。ガス冷却器１４への圧力ラインは、１．８９％の割合を占め、状態２に相当する密度は１８８ｇ／ｍ^３である。

第一の遮断弁３４の後方で、冷媒は、ガス冷却器１４において状態２から状態３まで冷却される。この場合、密度は６２１ｇ／ｍ^３まで増加する。ガス冷却器１４は、等産出量を有する３部分に細分される。システム容量の平均密度および割合は、それぞれ、２１９ｇ／ｍ^３および１．６０％、３１７ｇ／ｍ^３および３．６２％、４８８ｇ／ｍ^３および１０．４４％である。ガス冷却器１４の最も高温の部分は、温度差が大きいので、熱伝導のために最小領域および最小量を必要とする。

中間熱交換器２８の第一の熱交換器ライン３０へのラインは、システム容量の１．２２％の割合を占める。状態３に相当する密度は６２１ｇ／ｍ^３である。中間熱交換器２８の第一の熱交換器ライン３０において、冷媒は、状態３’および６９０ｇ／ｍ^３の密度まで、さらに冷却される。第一の熱交換器ライン３０は、システム容量の１．６５％の割合を占め、平均密度は６５４ｇ／ｍ^３である。

膨張装置１６へのラインおよび膨張装置１６は、システム容量の割合を多くは占めない。等エンタルピー膨張は、状態３’から状態４まで行われる。部分的に液体の冷媒は、蒸発器１８において、および、中間熱交換器２８の第二の熱交換器ライン３２において、蒸発する。状態１’および１０２ｇ／ｍ^３の平均密度は、蒸発器１８からの出口で再び到達される。蒸発器は、等産出量を有する３部分に細分される。システム容量の平均密度および割合は、それぞれ、１８２ｇ／ｍ^３および４．８０％、１３９ｇ／ｍ^３および４．７１％、１１２ｇ／ｍ^３および４．６２％である。一定の蒸発温度の結果として、全ての部分はだいたい同じサイズである。

蒸発器１８、アキュムレータ２４、および、中間熱交換器２８の第二の熱交換器ライン３２の間のラインは、システム容量の５．０３％の割合を占め、状態１’に相当する平均密度は１０２ｇ／ｍ^３である。追加のアキュムレータ２４は、第二の実施態様と比較して、システム容量の３６．７９％の割合を占める。結果として、システム容量におけるガス冷却器１４および蒸発器１８の割合は、それに応じて低下する。システムが充填されると、アキュムレータ２４は、状態４’からの約３０％の液体冷媒および状態４"からの７０％の気体冷媒を含む。したがって、平均密度は３４６ｇ／ｍ^３である。

第二の熱交換器ライン３２において、冷媒はさらに蒸発し、状態１に再び到達するように過熱される。中間熱交換器２８の第二の熱交換器ライン３２は、システム容量の１．６８％の割合を占め、平均密度は９７ｇ／ｍ^３である。コンプレッサ１２への吸入ラインは、システム容量の３．５０％の割合を占める。状態１に相当する密度は９２ｇ／ｍ^３である。

システムの全体的な充填度は２７５ｇ／ｍ^３である。等積線は、９１．４バールの圧力下で、５５℃の等温線４２と交差する。コンプレッサ１２は、この最大停止圧のために設計すべきである。遮断弁３４および３６を備える有利な第三の実施態様の結果として、システムは、コンプレッサ１２およびその直接接続ラインを備える低圧部３８、および、高圧部４０に、細分される。高圧部４０は、システム容量の７６．１７％の割合を占め、３１４ｇ／ｍ^３の平均密度または充填度を有する。低圧部３８は、２３．８３％の割合を占め、１０９ｇ／ｍ^３の平均密度または充填度を有する。高圧部および低圧部４０、３８の等積線が引かれ、５５℃の等温線４２と、それぞれ９８．３バールおよび５２．９バールで交差する。これは最大停止圧である。

圧縮冷却システム１０が運転中でない場合、第二の遮断弁３６は閉じられる。ガス冷却器１４において、中間熱交換器２８、膨張装置１６、蒸発器１８、および、アキュムレータ２４は、均圧化が起きて、冷媒は、そこでは作動圧よりも多少低い。コンプレッサ１２において、冷媒は、より低い停止圧（例えば最高で５２．９バール）よりも低い。

第一の遮断弁３４（この場合、逆止弁の形状である）は、冷媒がガス冷却器１４からコンプレッサ１２へ逆流するのを防ぎ、したがって、ガス冷却器１４とコンプレッサ１２との間の均圧化を防ぐ。第二の遮断弁３６は、冷媒が中間熱交換器２８からコンプレッサ１２へ流れるのを防ぎ、したがって、第一の中間熱交換器２８とコンプレッサ１２との間の均圧化を防ぐ。

したがって、運転中でない場合、圧縮冷却システム１０は、遮断弁３４、３６によって、高圧部４０および低圧部３８に分けられる。この場合、ガス冷却器１４は高圧部４０に位置し、コンプレッサ１２は低圧部３８に位置し、そこでは例えば最高で５２．９バールの停止圧が優勢である。

この場合、中間熱交換器２８の両方の熱交換器ライン、膨張装置１６、蒸発器１８、および、アキュムレータ２４は、圧縮冷却システム１０が運転中でない場合、高圧部にも位置する。

第三の例示的な実施態様の第一の改変では、第二の遮断弁３６は、ガス冷却器１４と中間熱交換器２８との間のラインに配置される。この場合、中間熱交換器２８の両方の熱交換器ライン、膨張装置１６、蒸発器１８、および、アキュムレータは、圧縮冷却システム１０が運転中でない場合、低圧部に位置する。

第三の例示的な実施態様の第二の改変では、第二の遮断弁３６は、中間熱交換器２８と膨張装置１６との間のラインに配置される。この場合、中間熱交換器２８の第二の熱交換器ライン、膨張装置１６、蒸発器１８、および、アキュムレータ２４は、圧縮冷却システム１０が運転中でない場合、低圧部に位置する。

第三の例示的な実施態様の第三の改変では、第二の遮断弁３６は、膨張装置１６と蒸発器１８との間のラインに配置される。この場合、中間熱交換器２８の第二の熱交換器ライン、蒸発器１８、および、アキュムレータ２４は、圧縮冷却システム１０が運転中でない場合、低圧部に位置する。

第三の例示的な実施態様の第四の改変では、第二の遮断弁３６は、蒸発器１８とアキュムレータ２４との間のラインに配置される。この場合、中間熱交換器２８の第二の熱交換器ラインおよびアキュムレータ２４は、圧縮冷却システム１０が運転中でない場合、低圧部に位置する。

第三の例示的な実施態様の第五の改変では、第二の遮断弁３６は、アキュムレータ２４と中間熱交換器２８との間のラインに配置される。この場合、中間熱交換器２８の第二の熱交換器ラインは、圧縮冷却システム１０が運転中でない場合、低圧部に位置する。

本発明は、本明細書中に記載の例示的な実施態様およびそこに強調される態様に制限されない。むしろ、当業者の能力の範囲内の数多くの改変が、請求項に明記される範囲内で可能である。

１ 冷媒状態、過熱ガス
２ コンプレッサ出口での、圧縮された、冷媒状態
３ 冷媒状態、ガス冷却器の出口での、冷却された超臨界冷媒
３’ さらに冷却された冷媒、膨張装置への入口での超臨界ガス
４ 冷媒状態、膨張した、液体および蒸気画分
４’ アキュムレータ中の液相冷媒
４’’ アキュムレータ中の気相冷媒
１０ 圧縮冷却システム
１２ コンプレッサ
１４ ガス冷却器
１６ 膨張装置
１８ 蒸発器
２４ アキュムレータ
２８ 中間熱交換器
３０ 第一の熱交換器ライン
３２ 第二の熱交換器ライン
３４ 第一の遮断弁
３６ 第二の遮断弁
３８ 低圧部
４０ 高圧部
４２ 等温線（５５℃）
４４ 低圧充填度
４６ 高圧充填度

Claims (13)

1. コンプレッサ（１２）、ガス冷却器（１４）、膨張装置（１６）、および、蒸発器（１８）を備え、これらが冷媒を含む循環路内でラインを用いて互いに接続されている圧縮冷却システム（１０）であって、
   第一の遮断弁（３４）が、前記コンプレッサ（１２）の下流かつ前記ガス冷却器（１４）の前に配置され、
   少なくとも１つの第二の遮断弁（３６）が、前記コンプレッサ（１２）の上流に配置され、そして、前記の２つの遮断弁（３４、３６）は、システムが運転中でない場合に、亜臨界圧が優勢である低圧部（３８）と超臨界圧が優勢である高圧部（４０）とを、互いに分離することを特徴とする、
   圧縮冷却システム（１０）。
2. 請求項１に記載の圧縮冷却システム（１０）であって、
   前記冷媒が二酸化炭素であることを特徴とする、
   圧縮冷却システム（１０）。
3. 請求項１または２のいずれかに記載の圧縮冷却システム（１０）であって、
   前記の第一の遮断弁（３４）が、逆止弁の形状であることを特徴とする、
   圧縮冷却システム（１０）。
4. 請求項１から３のいずれか一項に記載の圧縮冷却システム（１０）であって、
   前記の第二の遮断弁（３６）が、電磁弁および／または膨張装置（１６）の形状であることを特徴とする、
   圧縮冷却システム（１０）。
5. 請求項１から４のいずれか一項に記載の圧縮冷却システム（１０）であって、
   前記ガス冷却器（１４）と前記膨張装置（１６）との間に配置される第一の熱交換器ライン（３０）と、前記蒸発器（１８）と前記コンプレッサ（１２）との間に配置される第二の熱交換器ライン（３２）とを備える、中間熱交換器（２８）が設置されることを特徴とする、
   圧縮冷却システム（１０）。
6. 請求項５に記載の圧縮冷却システム（１０）であって、
   前記の第二の遮断弁（３６）が、前記の第一の熱交換器ライン（３０）と前記の膨張装置（１６）との間に配置されることを特徴とする、
   圧縮冷却システム（１０）。
7. 請求項１から６のいずれか一項に記載の圧縮冷却システム（１０）であって、
   アキュムレータ（２４）が、前記蒸発器（１８）と前記コンプレッサ（１２）との間に配置されることを特徴とする、
   圧縮冷却システム（１０）。
8. 請求項７に記載の圧縮冷却システム（１０）であって、
   前記の第二の遮断弁（３６）が、前記アキュムレータ（２４）と前記コンプレッサ（１２）との間に配置されることを特徴とする、
   圧縮冷却システム（１０）。
9. 請求項１に記載の圧縮冷却システム（１０）であって、
   前記コンプレッサ（１２）が、臨界圧よりも大きな最大作動圧を生じるように設計され、そして、冷媒の臨界圧よりも低い最大停止圧のために設計されることを特徴とする、
   圧縮冷却システム（１０）。
10. 請求項１に記載の圧縮冷却システム（１０）であって、
    前記コンプレッサ（１２）が、冷媒の臨界圧の１．５〜３倍、好ましくは２倍に相当する破裂圧のために設計されることを特徴とする、
    圧縮冷却システム（１０）。
11. コンプレッサ（１２）、ガス冷却器（１４）、膨張装置（１６）、および、蒸発器（１８）を備え、これらが冷媒を含む循環路内でラインを用いて互いに接続されている圧縮冷却システム（１０）であって、
    前記コンプレッサ（１２）が、臨界圧よりも大きな最大作動圧を生じるように設計され、そして、臨界圧よりも低い最大停止圧のために設計されることを特徴とする、
    圧縮冷却システム（１０）。
12. 請求項１から１１のいずれか一項に記載の圧縮冷却システム（１０）の運転方法であって、
    前記圧縮冷却システム（１０）が運転中でない場合は、前記の第二の遮断弁（３６）が閉じられることを特徴とする、
    圧縮冷却システム（１０）の運転方法。
13. 請求項１２に記載の方法であって、
    前記圧縮冷却システム（１０）が運転中の場合は、前記の第二の遮断弁（３６）が開かれることを特徴とする、
    方法。