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JP2006038365A - Heat exchange system - Google Patents

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JP2006038365A
JP2006038365A JP2004220207A JP2004220207A JP2006038365A JP 2006038365 A JP2006038365 A JP 2006038365A JP 2004220207 A JP2004220207 A JP 2004220207A JP 2004220207 A JP2004220207 A JP 2004220207A JP 2006038365 A JP2006038365 A JP 2006038365A
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JP
Japan
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heat exchange
exchange system
ejector
compressor
condenser
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Application number
JP2004220207A
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Japanese (ja)
Inventor
Masashi Takagi
正支 高木
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Denso Corp
Original Assignee
Denso Corp
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Publication date
Application filed by Denso Corp filed Critical Denso Corp
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2341/00—Details of ejectors not being used as compression device; Details of flow restrictors or expansion valves
    • F25B2341/001—Ejectors not being used as compression device
    • F25B2341/0012—Ejectors with the cooled primary flow at high pressure
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
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    • Y02A—TECHNOLOGIES FOR ADAPTATION TO CLIMATE CHANGE
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    • Y02A30/27—Relating to heating, ventilation or air conditioning [HVAC] technologies
    • Y02A30/274—Relating to heating, ventilation or air conditioning [HVAC] technologies using waste energy, e.g. from internal combustion engine

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Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a heat exchange system capable of suppressing elevation of the running cost of a driven object. <P>SOLUTION: The heat exchange system 1 comprises a pump 30 for pressure-feeding heat exchange fluid, a heat exchanger 32 that is arranged in a power generator 90 and cools the power generator 90 with heat of vaporization of the heat exchange fluid on the outlet side of the pump 30, a condenser 34 for condensing the heat exchange fluid on the outlet side of the heat exchanger 32, an expansion apparatus 37 for expanding the heat exchange fluid on the outlet side of the condenser 34, and an evaporator 38 for cooling air for air-conditioning with heat of vaporization of the heat exchange fluid on the outlet side of the expansion apparatus 37. <P>COPYRIGHT: (C)2006,JPO&NCIPI

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。   The present invention relates to a heat exchange system used for heating and cooling power generators such as engines and battery stacks, cooling air conditioning air, and the like.

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。   For example, an automobile is provided with a heat exchange system for engine cooling and a heat exchange system for air-conditioning air cooling. In FIG. 17, the circuit diagram of the heat exchange system for engine cooling described in Patent Document 1 is shown. As shown in the figure, a heat exchange system 100 includes a pump 101, a water jacket 102, a gas-liquid separator 103, a steam cooler 104, a saturated water cooler 105, a thermostat valve 106, a replenishment tank 107, and a relief valve 108. It has. Cooling water circulates in the heat exchange system 100. The water jacket 102 is disposed on the engine 109.

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。   Before the engine 109 is warmed, the cooling water circulates without passing through the gas-liquid separator 103, the steam cooler 104, and the saturated water cooler 105. That is, the cooling water is circulated through the path of the pump 101 → the water jacket 102 → the thermostat valve 106 → the pump 101 again.

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。   When the engine 109 is warmed, the path is switched by the thermostat valve 106. Cooling water pumped by the pump 101 is vaporized in the water jacket 102. The engine 109 is cooled by the heat of vaporization. Cooling water on the exit side of the engine 109 is divided into a gas component and a liquid component by the gas-liquid separator 103. The gaseous component is introduced into the steam cooler 104. The liquid component on the outlet side of the gas-liquid separator 103 and the liquid component condensed and generated in the steam cooler 104 are condensed in the saturated water cooler 105. The condensed cooling water is again introduced into the pump 101 through the thermostat valve 106. The relief valve 108 releases uncondensed gas components in the steam cooler 104 to the outside. The replenishment tank 107 replenishes the cycle with cooling water.

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 FIG. 18 shows a circuit diagram of a conventional heat exchange system for air-conditioning air cooling. The heat exchange system 200 includes a compressor 201, a condenser 202, an expansion valve 203, and an evaporator 204. In the heat exchange system 200, Freon (R134) is circulated. The surface of the evaporator 204 is in contact with the air for air conditioning. During cooling, the air-conditioning air in contact with the surface of the evaporator 204 is cooled by the heat of vaporization of Freon flowing in the evaporator 204. The cooled air-conditioning air is supplied into the vehicle interior via the air-conditioning duct 205.
JP-A-5-1537

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。   Since the heat exchange system that cools the object to be cooled using the heat of vaporization involves a phase transformation of the refrigerant (cooling water, freon), the heat transfer coefficient compared to the heat exchange system that does not involve the phase transformation of the refrigerant. Is expensive.

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。   However, the heat exchange system 100 of FIG. 17 has low engine warm-up performance. That is, before the engine 109 is warmed, the coolant circulates along the path of the pump 101 → the water jacket 102 → the thermostat valve 106 → the pump 101 again. Here, the heat mass of the cooling water is relatively large. For this reason, it takes a relatively long time for the engine 109 to warm up. Therefore, if the heat exchange system 100 shown in FIG. 17 is used, the fuel consumption of the vehicle may be reduced. That is, if the heat exchange system 100 is used, the running cost of the vehicle increases.

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。   Further, in the case of the heat exchange system 200 shown in FIG. 18, the vehicle interior cannot be rapidly cooled. That is, immediately after the engine is started, the pressure of the evaporator 204 is relatively high. For this reason, the “pull” of the compressor 201 is poor immediately after the engine is started. The compressor 201 is driven by engine output. For this reason, immediately after the engine is started, the engine output used for driving the vehicle is reduced by the amount of driving of the compressor 201. Therefore, if the heat exchange system 200 shown in FIG. 18 is used, the fuel consumption of the vehicle may be reduced. That is, when the heat exchange system 200 is used, the running cost of the vehicle increases.

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。   As shown in FIGS. 17 and 18, the vehicle is provided with two heat exchange systems for engine cooling and air cooling for air conditioning. If the heat exchange system is arranged separately and independently, the maintenance cost increases accordingly. Therefore, the running cost of the vehicle increases.

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。   The heat exchange system of the present invention has been completed in view of the above problems. Therefore, an object of the present invention is to provide a heat exchange system capable of suppressing an increase in running cost of a driving object such as an automobile.

（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。   (1) In order to solve the above-described problem, a heat exchange system according to the present invention includes a pump that pumps a heat exchange fluid, and the power generation device that is disposed in the power generation device and generates heat by vaporization heat of the heat exchange fluid on the pump outlet side. A heat exchanger for cooling the heat exchanger, a condenser for condensing the heat exchange fluid on the outlet side of the heat exchanger, an expander for expanding the heat exchange fluid on the outlet side of the condenser, and the condenser on the outlet side of the expander And an evaporator that cools the air-conditioning air using the heat of vaporization of the heat exchange fluid.

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。   That is, the heat exchanging system of the present invention is a dual heat exchanging system for cooling the power generation device and for air cooling for air conditioning. Specifically, the steam cooler 104 and the saturated water cooler 105 shown in FIG. 17 and the condenser 202 shown in FIG. 18 are shared by a single condenser.

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。   According to the heat exchange system of the present invention, the number of parts can be reduced as much as the condenser is shared. For this reason, it is possible to suppress the maintenance cost of the driving object (for example, an automobile, an aircraft, a ship, etc.) of the power generation device (for example, the internal combustion engine, the battery stack, etc.) and the increase of the running cost. Further, the mounting space is reduced by the smaller number of parts. In addition, the assembly work is simplified by the smaller number of parts.

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。   The capacity of the shared condenser is the sum of the capacity of individual condensers before sharing (that is, the capacity of the steam cooler 104 in FIG. 17 and the capacity of the saturated water cooler 105). This is smaller than the sum of the capacity of the condenser 202 in FIG.

（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。   (2) Preferably, it is preferable to further include an ejector for reducing the pressure of the heat exchange fluid between the condenser and the expander. In other words, in this configuration, the heat exchange fluid condensed by the condenser is once decompressed by the ejector and then introduced into the expander.

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。   As will be described later, the ejector includes a nozzle portion, a mixing portion, and a diffuser portion from the upstream side toward the downstream side. In the nozzle portion, the expansion loss energy is converted into velocity energy. In the mixing unit, the driving flow from the nozzle unit and the suction flow are mixed. In the diffuser part, the flow of the heat exchange fluid from the mixing part is decelerated by enlarging the cross-sectional area. The pressure of the heat exchange fluid is increased. According to this configuration, the suction pressure of the pump is increased. For this reason, the flow rate of the heat exchange fluid increases. Moreover, the compression work of the pump can be reduced.

（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。   (3) Preferably, in the configuration of (2), an introduction passage for introducing the heat exchange fluid on the outlet side of the evaporator into the ejector, and an introduction passage valve capable of adjusting a passage sectional area of the introduction passage. It is better to have a configuration comprising

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。   According to this configuration, the heat exchange fluid on the outlet side of the evaporator can be introduced into the ejector. Therefore, it is possible to form an air-cooling air cooling refrigeration cycle that follows the path of ejector → gas-liquid separator → expander → evaporator → ejector again.

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。   Moreover, the flow rate of the heat exchange fluid which flows through the refrigerating cycle for air-conditioning air cooling can be adjusted with the introduction passage valve. Therefore, it is possible to adjust the cooling capacity of the heat exchange fluid with respect to the air-conditioning air, and thus the cooling capacity of the air-conditioning air with respect to the room.

（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。   (4) Preferably, in the configuration of (2) above, the heat exchange fluid further disposed between the compressor communicating with the condenser inlet side, the ejector and the expander, and on the ejector outlet side A gas-liquid separator that supplies the gas component to the compressor and supplies the liquid component to the pump and the expander. Via the exchanger, the vaporized liquid component can be pumped to the condenser, and the compressor can bypass the heat exchanger and pump the gas component to the condenser, The compressor is preferably driven and controlled in accordance with the cooling capacity of the heat exchange fluid with respect to the air-conditioning air.

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。   That is, this structure heats the heat exchange fluid by using heat generated by the power generation device. When the cooling capacity of the heat exchange fluid for the air-conditioning air is insufficient, that is, when the amount of heat generated by the power generation device is insufficient, the shortage is compensated by heating the compressor.

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。   According to this configuration, the rotation speed of the compressor can be reduced as compared with the heat exchange system 200 shown in FIG. Moreover, when the cooling capacity with respect to the air for air conditioning of a heat exchange fluid is ensured with the quantity of heat which a motive power generator generates, the drive of a compressor can be stopped.

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。   Moreover, according to this structure, only a liquid component is introduce | transduced into an expander by a gas-liquid separator. For this reason, gas components, that is, bubbles do not enter the evaporator. Therefore, the pressure loss of the evaporator is reduced.

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。   Further, according to this configuration, the suction pressure of the compressor is increased. For this reason, the volumetric efficiency of the heat exchange fluid increases. Therefore, the flow rate of the heat exchange fluid increases. Further, the compression work of the compressor can be reduced.

（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。   (5) Preferably, in the configuration of (4) above, an auxiliary ejector and the heat exchange fluid on the outlet side of the auxiliary ejector are arranged between the gas-liquid separator and the expander as a gas component and a liquid component. And an auxiliary gas-liquid separator that separates the gas component into the ejector and the liquid component into the expander.

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。   That is, in this configuration, the ejector, the gas-liquid separator, the auxiliary ejector, and the auxiliary gas-liquid separator are arranged in series between the condenser and the expander from the upstream side toward the downstream side. According to this configuration, the suction pressure of the pump and the compressor is further increased. For this reason, the volumetric efficiency of the heat exchange fluid increases. Therefore, the flow rate of the heat exchange fluid increases. Moreover, the compression work of the pump and the compressor can be further reduced.

（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。   (6) Preferably, in the configuration of (5), an auxiliary introduction passage for introducing the heat exchange fluid on the outlet side of the evaporator into the auxiliary ejector, and a passage sectional area of the auxiliary introduction passage can be adjusted. It is better to have an auxiliary introduction passage valve.

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。   According to this configuration, the heat exchange fluid on the outlet side of the evaporator can be introduced into the auxiliary ejector. Therefore, it is possible to form a refrigeration cycle for air cooling for air conditioning that follows the path of auxiliary ejector → auxiliary gas-liquid separator → expander → evaporator → auxiliary ejector again.

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。   Further, the flow rate of the heat exchange fluid flowing through the refrigeration cycle for air-conditioning air cooling can be adjusted by the auxiliary introduction passage valve. Therefore, it is possible to adjust the cooling capacity of the heat exchange fluid with respect to the air-conditioning air, and thus the cooling capacity of the air-conditioning air with respect to the room.

（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。   (7) Preferably, in the configuration of (4) above, an ejector bypass passage that bypasses the ejector and communicates the condenser and the gas-liquid separator, and a cross-sectional area of the ejector bypass passage is adjusted. It is better to have a configuration including a possible ejector bypass passage valve.

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。   According to this configuration, the flow rate of the heat exchange fluid flowing through the ejector can be adjusted. Therefore, it is possible to adjust the cooling capacity of the heat exchange fluid with respect to the air-conditioning air, and thus the cooling capacity of the air-conditioning air with respect to the room.

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。   Also, the differential pressure between the ejector entry side and the exit side can be reduced. For this reason, the suction pressure of the pump and the compressor is further increased. Therefore, the compression work of the pump and the compressor can be further reduced.

（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。   (8) Preferably, it is preferable that a gas side ejector for reducing the pressure of the heat exchange fluid is further provided between the heat exchanger and the condenser. That is, in this configuration, the gas side ejector is arranged on the inlet side of the condenser. According to this configuration, as in the configuration (2) above, the ejector efficiency (energy conversion efficiency in the ejector) is higher than when the ejector is arranged on the outlet side of the condenser.

（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。   (9) Preferably, the heat exchange fluid is a water-based refrigerant containing moisture. The water-based refrigerant can be used at atmospheric pressure or lower. For this reason, according to this configuration, the pressure resistance of the heat exchange system may be lower than that in the case where Freon or the like is used as the heat exchange fluid as shown in FIG. Therefore, the equipment cost of the heat exchange system can be reduced. In addition, since the water-based refrigerant can be used at atmospheric pressure or lower, the heat exchange system is easy to handle. Further, since the water-based refrigerant is a natural refrigerant, the influence on the environment is small.

（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。   (10) Moreover, in order to solve the said subject, the heat exchange system of this invention is the compressor which pumps gaseous heat exchange fluid, and this heat exchange fluid which is arrange | positioned at a motive power generator and is the compressor outlet side. And a heat exchanger capable of heating the power generation device.

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。   The heat exchange system of the present invention pumps a gas heat exchange fluid instead of a liquid to the power generator. And a motive power generator is warmed with the said gaseous heat exchange fluid.

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。   A gaseous heat mass is smaller than a liquid heat mass. For this reason, according to the heat exchange system of this invention, the time required for a power generator to warm up can be shortened. Therefore, according to the heat exchange system of the present invention, it is possible to suppress an increase in running cost of the object to be driven of the power generation device.

（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。   (11) Preferably, in the configuration of (10) above, it is preferable to further include a recompression passage for returning the heat exchange fluid on the outlet side of the heat exchanger to the inlet side of the compressor. According to this configuration, the time required for the power generation device to warm can be further shortened.

（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。   (12) Preferably, in the configuration of (10), the compressor further includes a temperature sensor capable of detecting the temperature condition on the heat exchanger inlet side, and when the detected value of the temperature sensor exceeds a predetermined value, the compressor It is better to have a configuration that reduces the rotational speed of the motor.

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。   Here, the “deceleration” of the rotational speed includes a case where the rotational speed is made zero, that is, a case where the driving of the compressor is stopped. According to this structure, it can suppress that a motive power generator is heated more than necessary.

（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。   (13) Preferably, in the configuration of (10), the condenser further condenses the heat exchange fluid on the outlet side of the heat exchanger, and the heat exchange fluid on the outlet side of the condenser includes a gas component and a liquid component. A gas-liquid separator that separates the liquid component, and a pump disposed in parallel with the compressor between the gas-liquid separator and the heat exchanger. A cooling mode in which the compressor is capable of pumping the gaseous component to the heat exchanger, and the heat exchanger cools the power generation device by heat of vaporization of the liquid component; It is better that the heat exchanger can be switched to a heating mode in which the power generator is heated by the gas component.

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。   According to this configuration, the cooling mode and the heating mode can be switched according to the state of the power generation device. That is, in the cooling mode, the power generation device can be cooled by pumping the liquid component of the heat exchange fluid from the pump to the heat exchanger. On the other hand, in the heating mode, the power generation device can be heated by pumping the gaseous component of the heat exchange fluid from the compressor to the heat exchanger.

（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。   (14) Preferably, in the configuration of (13), further comprising a heat exchanger bypass passage that bypasses the heat exchanger and communicates the compressor and the condenser, and in the cooling mode, It is better to have a configuration in which the gas component is released to the condenser via the heat exchanger bypass passage by driving a compressor.

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。   That is, in this configuration, in the cooling mode, when the gas component of the heat exchange fluid in the gas-liquid separator remains, the compressor is driven to let the gas component escape to the condenser. According to this configuration, the gas component of the heat exchange fluid can be processed while cooling the power generation device with the liquid component of the heat exchange fluid of the heat exchanger.

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。   In the case of the heat exchange system 100 shown in FIG. 17, the excess gas component is released to the outside by the relief valve 108. In addition, the replenishing tank 107 replenishes the system with the released cooling water.

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。   On the other hand, according to this configuration, the surplus gas component is introduced into the condenser via the heat exchanger bypass passage. In the condenser, the excess gas component merges with the liquid component vaporized in the heat exchanger. And an excess gas component is condensed with the liquid component vaporized with the heat exchanger. For this reason, according to this structure, an excess gas component can be utilized for cooling of a motive power generator. Therefore, it is not necessary to release the gas component to the outside. Moreover, it is not necessary to supplement a gas component from the outside.

（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。   (15) Preferably, in the configuration of (13), the condenser includes a fan, and adjusts at least one of a rotational speed of the fan, a rotational speed of the pump, and a rotational speed of the compressor. Therefore, it is better to adopt a configuration in which the pressure of the heat exchanger is maintained at a predetermined value.

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。   According to this configuration, the degree of heating of the heat exchanger (the difference between the evaporation temperature and the heat exchanger outlet temperature) can be controlled. For this reason, the temperature fluctuation of a motive power generator can be made small. In the case of the heat exchange system 100 shown in FIG. 17, the engine is cooled by cooling water. Since the cooling water temperature change is relatively large, precise engine temperature control is difficult. On the other hand, according to this configuration, the pressure at which the liquid component evaporates in the heat exchanger is maintained at a predetermined value. For this reason, the temperature of the power generation device can be controlled relatively accurately.

（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。   (16) Preferably, in the configuration of (10), the heat exchange fluid may be a water-based refrigerant containing moisture. The water-based refrigerant can be used at atmospheric pressure or lower. For this reason, according to this configuration, the pressure resistance of the heat exchange system may be lower than that in the case where Freon or the like is used as the heat exchange fluid as shown in FIG. Therefore, the equipment cost of the heat exchange system can be reduced. In addition, since the water-based refrigerant can be used at atmospheric pressure or lower, the heat exchange system is easy to handle. Further, since the water-based refrigerant is a natural refrigerant, the influence on the environment is small.

（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。   (17) Moreover, in order to solve the said subject, the heat exchange system of this invention is the compressor which pumps gaseous heat exchange fluid, and the condenser which condenses this heat exchange fluid of this compressor outlet side, An expander that expands the heat exchange fluid on the outlet side of the condenser; an evaporator that cools air-conditioning air by heat of vaporization of the heat exchange fluid on the outlet side of the expander and communicates with the compressor; And an absorber for depressurizing the evaporator by absorbing at least a part of the heat exchange fluid on the outlet side.

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。   According to the heat exchange system of the present invention, the pressure in the air cooling process for air conditioning performed in the evaporator can be reduced. For this reason, the room can be rapidly cooled. Further, since the room is rapidly cooled by the decompression of the evaporator, the load on the compressor can be reduced accordingly. Therefore, it is possible to suppress an increase in the running cost of the driven object of the power generation device.

（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。   (18) Preferably, in the configuration of (17), the apparatus further includes a pressure sensor capable of detecting the pressure state of the evaporator, and a pressure supply passage for supplying pressure to the evaporator. When the detected value is less than a predetermined value, it is better to supply pressure to the evaporator from the pressure supply passage. According to this structure, it can suppress that the pressure of an evaporator becomes low too much. For this reason, freezing of the heat exchange fluid can be suppressed.

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。   More preferably, the pressure supply passage communicates the heat exchanger and the evaporator via an absorber. If it carries out like this, an absorber can be dried with the high temperature and gaseous heat exchange fluid of a heat exchanger exit side.

（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。   (19) Preferably, in the configuration of (17), the heat exchange fluid may be a water-based refrigerant containing moisture. The water-based refrigerant can be used at atmospheric pressure or lower. For this reason, according to this configuration, the pressure resistance of the heat exchange system may be lower than that in the case where Freon or the like is used as the heat exchange fluid as shown in FIG. Therefore, the equipment cost of the heat exchange system can be reduced. In addition, since the water-based refrigerant can be used at atmospheric pressure or lower, the heat exchange system is easy to handle. Further, since the water-based refrigerant is a natural refrigerant, the influence on the environment is small.

（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。   (20) Preferably, in the configuration of the above (19), it is preferable that the absorber has a silica gel capable of adsorbing the moisture of the aqueous refrigerant. According to this configuration, the evaporator can be depressurized relatively easily and inexpensively. Moreover, the silica gel which adsorb | sucked the water | moisture content can be utilized repeatedly by making it dry. For this reason, the maintenance frequency is low.

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。   ADVANTAGE OF THE INVENTION According to this invention, the heat exchange system which can suppress the raise of the running cost of the drive target object of a motive power generator can be provided.

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。   Hereinafter, an embodiment in which the heat exchange system of the present invention is used in an automobile having an internal combustion engine will be described.

＜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。 <First embodiment>
First, the structure of the heat exchange system of this embodiment is demonstrated. In FIG. 1, the circuit diagram of the heat exchange system of this embodiment is shown. As shown in the figure, the heat exchange system 1 of the present embodiment mainly includes a pump 30, a water jacket 32, a condenser 34, an ejector 35, a gas-liquid separator 36, an expansion valve 37, an evaporator 38, and an introduction passage 39. A recompression passage 41, a water jacket bypass passage 42, a pressure supply passage 43, an absorber 45, and a compressor 46. Of these, the water jacket 32 is included in the heat exchanger of the present invention. The expansion valve 37 is included in the expander of the present invention. Further, cooling water (LLC: Long Life Coolant) circulates inside the heat exchange system 1. The cooling water is included in the aqueous refrigerant of the present invention.

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。   The pump 30 and the compressor 46 are arranged in parallel. A valve 80 is disposed on the outlet side of the pump 30. A valve 81 is arranged on the outlet side of the compressor 46. The water jacket 32 is disposed on the combined outflow side between the pump 30 and the compressor 46. Specifically, the water jacket 32 is disposed in the engine 90. The engine 90 is included in the power generation device of the present invention. FIG. 2 shows a schematic cross-sectional view of the engine. As shown in the figure, the engine 90 includes a cylinder block 91 and a cylinder head 92. A combustion chamber 93 is defined by the cylinder block 91 and the cylinder head 92. The water jacket 32 is disposed so as to surround the combustion chamber 93 in the cylinder block 91 and the cylinder head 92. Returning to FIG. 1, a temperature sensor 31 is arranged on the water jacket 32 entry side. On the other hand, a pressure sensor 33 is disposed on the outlet side of the water jacket 32.

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。   The water jacket bypass passage 42 connects the outlet side of the compressor 46 and the outlet side of the water jacket 32. That is, the water jacket bypass passage 42 bypasses the water jacket 32. A valve 82 is disposed in the water jacket bypass passage 42.

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。   The recompression passage 41 connects the compressor 46 inlet side and the water jacket 32 outlet side. A valve 87 is disposed in the recompression passage 41. The condenser 34 is disposed on the downstream side of the pressure sensor 33. A valve 86 is disposed between the condenser 34 and the pressure sensor 33. Further, a fan 340 is disposed in the condenser 34.

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。   The ejector 35 is disposed on the outlet side of the condenser 34. FIG. 3A shows a schematic cross-sectional view of the ejector. FIG. 2B shows a pressure fluctuation diagram of the ejector. As shown in the figure, the ejector 35 includes a nozzle part 350, a mixing part 351, and a diffuser part 352.

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。   The nozzle part 350 has a cylindrical shape with a diameter reduced toward the downstream side. An inner cylinder 350 a is disposed inside the nozzle portion 350. The inside of the nozzle 350 is partitioned into an inner peripheral portion and an outer peripheral portion by the inner cylinder 350a. The inner peripheral portion communicates with the outlet side of the condenser 34. The outer peripheral portion communicates with the outlet side of an evaporator 38 to be described later.

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。   The mixing unit 351 has a cylindrical shape with the same diameter. The mixing unit 351 is disposed on the downstream side of the nozzle unit 350. The diffuser portion 352 has a cylindrical shape whose diameter increases toward the downstream side. The diffuser portion 352 communicates with the inlet side of the gas-liquid separator 36 described later.

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。   Returning to FIG. 1, the gas-liquid separator 36 is disposed on the exit side of the ejector 35. The gas-liquid separator 36 includes two liquid ports 360 and 361 and one gas port 362. Among these, the gas port 362 communicates with the inlet side of the compressor 46. The liquid port 361 communicates with the inlet side of the pump 30.

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。   The expansion valve 37 is disposed on the outlet side of the liquid port 360 of the gas-liquid separator 36. The evaporator 38 is disposed on the outlet side of the expansion valve 37. The evaporator 38 includes a fan 380. The introduction passage 39 communicates the outlet side of the evaporator 38 and the nozzle portion 350 of the ejector 35 (see FIG. 3A). The introduction passage valve 40 is disposed in the introduction passage 39. A pressure sensor 44 is disposed upstream of the introduction passage valve 40 in the introduction passage 39.

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。   The pressure supply passage 43 communicates the introduction passage 39 and the outlet side of the water jacket 32. The absorber 45 is interposed in the middle of the pressure supply passage 43. Silica gel (not shown) is disposed in the absorber 45. A valve 83 is disposed closer to the introduction passage 39 than the absorber 45 in the pressure supply passage 43. On the other hand, a valve 84 is disposed closer to the water jacket 32 than the absorber 45 in the pressure supply passage 43.

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。   A heater core passage 50 is disposed between the water jacket 32 side and the outlet side of the condenser 34 with respect to the absorber 45 in the pressure supply passage 43. A heater core 51 is interposed in the middle of the heater core passage 50. A valve 85 is disposed in the heater core passage 50 closer to the water jacket 32 than the heater core 51.

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。   Next, the cycle at the time of warming-up operation and air cooling for air conditioning of the heat exchange system of this embodiment will be described. During warm-up operation and air-conditioning air cooling, the introduction passage valve 40 and the valves 81, 85, 86 in FIG. 1 are open. Further, the valves 80, 82, 83, 84, 87 are closed.

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。   FIG. 4 shows a ph diagram during warm-up operation and during air-conditioning air cooling. The horizontal axis represents specific enthalpy and the vertical axis represents pressure. In the figure, L1 indicates a saturated liquid line. L2 represents a saturated vapor line. Point Z represents a critical point. Further, the points A to G in FIG. 4 correspond to the points A to G in FIG.

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。   At point A → B, the compressor 46 adiabatically compresses the dry saturated steam of the cooling water. The dry saturated steam is heated and pressurized to become superheated steam. At point B → C, first, the water jacket 32 is used to exchange heat between the superheated steam and the engine 90. That is, the engine 90 is heated by the superheated steam. Next, the superheated steam is cooled at an equal pressure by the condenser 34. The superheated steam passes through dry saturated steam, wet saturated steam, and saturated water, and becomes compressed water. By the way, the superheated steam also flows into the heater core passage 50. In the heater core 51, heat exchange is performed between the superheated steam and the air for air conditioning. For this reason, the superheated steam is cooled by the air for air conditioning.

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。   At point C → D, the ejector 35 depressurizes the compressed water. As shown in FIG. 3, the compressed water first passes through the nozzle portion 350. In the nozzle part 350, the compressed water expands adiabatically. The outlet pressure of the nozzle part 350 is set lower than the pressure at the outer peripheral part of the inner cylinder 350a. Due to this differential pressure, dry saturated steam on the outlet side of the evaporator 38, which will be described later, is drawn into the mixing portion 351 (in this respect, the ejector 35 serves as a pump). Moreover, the compressed water is depressurized by this differential pressure. In the mixing unit 351, the compressed water and the dry saturated steam are mixed until the speed becomes substantially uniform. In the diffuser section 352, the mixed flow of compressed water and dry saturated steam is decelerated due to the cross-sectional area expansion. For this reason, the mixed flow is boosted. At point D, the mixed stream becomes wet saturated steam.

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。   At point D → E and point D → A, the gas-liquid separator 36 separates the wet saturated vapor into gas and liquid. That is, wet saturated steam is separated into saturated water at point E and dry saturated steam at point A. At the point E → F, the saturated water is adiabatically expanded by the expansion valve 37. The saturated water is cooled and depressurized to become wet saturated steam.

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。   At the point F → G, the evaporator 38 evaporates the wet saturated vapor. Wet saturated steam becomes dry saturated steam. At this time, heat is exchanged between the wet saturated steam and the air for air conditioning. That is, the air-conditioning air is cooled by the heat of vaporization of the wet saturated steam. The air for air conditioning is supplied to the vehicle interior (not shown) through the heater core 51 and the air conditioning duct 94. At the point G → A, the dry saturated steam is boosted by the mixing unit 351 and the diffuser unit 352 of the ejector 35. The dry saturated steam is adiabatically compressed by the compressor 46 again at the point A → B.

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。   When the temperature of the temperature sensor 31 on the water jacket 32 entry side exceeds Tm2 (= 98 ° C.), the rotational speed of the compressor 46 is controlled to be reduced. In the warm-air operation and the air-conditioning air cooling, the cooling water circulates through the heat exchange system 1 in this way.

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。   Next, the cycle during the rapid warm-up operation of the heat exchange system of the present embodiment will be described. During the rapid warm-up operation, only the valves 81 and 87 in FIG. 1 are open. That is, during the rapid warm-up operation, the superheated steam circulates through the path of the compressor 46 → the water jacket 32 → the recompression passage 41 → the compressor 46 again. When the temperature of the temperature sensor 31 on the water jacket 32 entry side exceeds Tm2 (= 98 ° C.), the rotational speed of the compressor 46 becomes zero. In the rapid warm-up operation, the cooling water (superheated steam) is circulated through the heat exchange system 1 in this way.

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。   Next, the cycle at the time of engine cooling of the heat exchange system of this embodiment and the air cooling for air conditioning is demonstrated. During engine cooling and air conditioning air cooling, the introduction passage valve 40 and the valves 80, 85, 86 in FIG. 1 are open. Further, the valves 81, 82, 83, 84, 87 are closed.

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。   FIG. 5 shows a ph diagram during engine cooling and air conditioning air cooling. The horizontal axis represents specific enthalpy and the vertical axis represents pressure. In the figure, L1 indicates a saturated liquid line. L2 represents a saturated vapor line. Point Z represents a critical point. Further, the points A, C to J, e in FIG. 5 correspond to the points A, C to J, e in FIG.

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。   At the point e → H, the saturated water of the cooling water is adiabatically compressed by the pump 30. Saturated water is heated and pressurized to become compressed water. At the point H → I, the water jacket 32 causes the compressed water and the engine 90 to exchange heat. That is, the engine 90 is cooled by the heat of vaporization of the compressed water. The compressed water becomes superheated steam through saturated water, wet saturated steam, and dry saturated steam. The state of superheated steam at points I and J is almost the same.

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。   From point J to point C, the condenser 34 cools the superheated steam at an equal pressure. The superheated steam passes through dry saturated steam, wet saturated steam, and saturated water, and becomes compressed water. By the way, the superheated steam also flows into the heater core passage 50. In the heater core 51, heat exchange is performed between the superheated steam and the air for air conditioning. For this reason, the superheated steam is cooled by the air for air conditioning.

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。   At the point C → D, as described above, the compressed water is depressurized by the ejector 35 to obtain wet saturated steam. At points D → E and e and points D → A, the gas-liquid separator 36 performs gas-liquid separation of the wet saturated steam. That is, wet saturated steam is separated into saturated water at points E and e and dry saturated steam at point A. The saturated water at the point e is adiabatically compressed by the pump 30 again at the point e → H. Note that the operations at point E → F, point F → G, and point G → A are the same as described above, and will not be described.

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。   When the pressure of the pressure sensor 33 on the outlet side of the water jacket 32 deviates from Pm1 (= 0.8 atm), the rotational speed of the fan 340 of the condenser 34 changes so as to keep the pressure Pm1. For this reason, the heat radiation in the condenser 34 is controlled. Therefore, the engine 90 is cooled by vaporization at a constant temperature. The heater core 51 also radiates heat at the same temperature. During engine cooling and air conditioning air cooling, the cooling water circulates through the heat exchange system 1 in this manner.

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。   Next, degassing in a cycle during engine cooling and air conditioning air cooling of the heat exchange system of the present embodiment will be described. At the time of degassing, the introduction passage valve 40 and the valves 80, 82, 85, 86 in FIG. 1 are open. Further, the valves 81, 83, 84, 87 are closed.

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。   FIG. 6 shows a ph diagram at the time of degassing. The horizontal axis represents specific enthalpy and the vertical axis represents pressure. In the figure, L1 indicates a saturated liquid line. L2 represents a saturated vapor line. Point Z represents a critical point. Further, the points A, C to K, e in FIG. 6 correspond to the points A, C to K, e in FIG. The difference between FIG. 6 and FIG. 5 is only the process of point A → K and point K → C. Therefore, only the differences will be described here.

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。   At the point A → K, the compressor 46 adiabatically compresses the dry saturated steam of the cooling water. The dry saturated steam is heated and pressurized to become superheated steam. The superheated steam passes through the water jacket bypass passage 42. The temperature of the superheated steam at the point K is controlled to Tm1 (= 93 ° C.).

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。   At the point K → C, the superheated steam is cooled at an equal pressure by the condenser 34. The superheated steam passes through dry saturated steam, wet saturated steam, and saturated water, and becomes compressed water. The superheated steam also flows into the heater core passage 50. In the heater core 51, the superheated steam is cooled by air for air conditioning.

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。   Next, the cycle at the time of engine cooling and rapid cooling of the heat exchange system of the present embodiment will be described. During engine cooling and rapid cooling, the introduction passage valve 40 and the valves 80, 83, 86 in FIG. 1 are open. Further, the valves 81, 82, 84, 85, 87 are closed.

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。   FIG. 7 shows a ph diagram during engine cooling and rapid cooling. The horizontal axis represents specific enthalpy and the vertical axis represents pressure. In the figure, L1 indicates a saturated liquid line. L2 represents a saturated vapor line. Point Z represents a critical point. Further, the points A, C to J, e, j, and j 'in FIG. 7 correspond to the points A, C to J, e, j, and j' in FIG. The difference between FIG. 7 and FIG. 5 is only the process of point F → G. Therefore, only the differences will be described here.

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。   When the valve 83 is opened, the absorber 45 and the evaporator 38 communicate with each other. For this reason, the evaporator 38 is decompressed. Therefore, the pressure in the process of point F → G can be reduced to point F ′ → G ′.

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。   Here, when the pressure of the pressure sensor 44 is less than Pm4 (= 0.06 atm), in other words, when the pressure in the point F → G process is reduced to the point F ″ → G ″, the cooling water freezes. There is a fear. In this case, the valve 84 is opened. When the valve 84 is opened, superheated steam on the outlet side of the water jacket 32 is supplied to the evaporator 38 via the pressure supply passage 43. For this reason, the evaporator 38 can be boosted. Therefore, freezing of the cooling water can be prevented.

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。   Next, the cooling on / off control of the heat exchange system of the present embodiment will be described. The cooling is turned on / off by opening and closing the introduction passage valve 40. That is, the movement of the introduction passage valve 40 is linked to the switch of the air conditioner device (not shown). When the switch is turned on, the introduction passage valve 40 opens. For this reason, the cooling water circulates along the path of gas-liquid separator 36 → expansion valve 37 → evaporator 38 → introduction passage 39 → ejector 35 → gas-liquid separator 36 again. Therefore, the air-conditioning air is cooled by the cooling water. On the other hand, when the switch is turned off, the introduction passage valve 40 is closed. For this reason, the circulation of the cooling water is interrupted. Therefore, the air for air conditioning is not cooled. Thus, the heat exchange system 1 of the present embodiment controls the on / off of the cooling by opening and closing the introduction passage valve 40.

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。   Next, the effect of the heat exchange system of this embodiment is demonstrated. The heat exchange system 1 of the present embodiment is a common system of three heat exchange systems for engine heating, engine cooling, and air conditioning air cooling. For this reason, the number of parts is small. Accordingly, it is possible to suppress an increase in the maintenance cost of the automobile and the running cost. In addition, the mounting space in the automobile is reduced by the smaller number of parts. In addition, the work of assembling the heat exchange system 1 with respect to the automobile is simplified by the smaller number of parts.

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。   In addition, the capacity of the condenser 34 of the heat exchange system 1 of the present embodiment is the sum of the capacities of individual condensers before sharing (that is, the capacity of the steam cooler 104 in FIG. 17 and the cooling for saturated water). The sum of the capacity of the condenser 105 and the capacity of the condenser 202 shown in FIG.

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。   In addition, the heat exchange system 1 of the present embodiment uses the ejector 35 to depressurize the cooling water. For this reason, the suction pressure of the compressor 46 increases. Therefore, the flow rate of the cooling water is increased. Further, the compression work of the compressor 46 can be reduced.

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。   Further, according to the heat exchange system 1 of the present embodiment, as shown by the point H → I in FIG. 5, the cooling water is heated using the heat of the engine 90 for cooling the air for air conditioning. ing. Therefore, it is not necessary to drive the compressor 46 for cooling the air-conditioning air.

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。   Further, according to the heat exchange system 1 of the present embodiment, only saturated water is introduced into the expansion valve 37 by the gas-liquid separator 36. For this reason, bubbles do not enter the evaporator 38. Therefore, the pressure loss of the evaporator 38 is reduced.

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。   Moreover, according to the heat exchange system 1 of this embodiment, the cooling water is used as a heat exchange fluid. The cooling water can be used below atmospheric pressure. For this reason, the pressure resistance of the heat exchange system 1 may be lower than that in the case where Freon or the like is used as the heat exchange fluid as shown in FIG. Therefore, the equipment cost of the heat exchange system 1 can be reduced. Moreover, since cooling water can be used below atmospheric pressure, the heat exchange system 1 is easy to handle. Moreover, since the cooling water is a natural refrigerant, the influence on the environment is small.

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。   Further, according to the heat exchange system 1 of the present embodiment, superheated steam is introduced into the water jacket 32 during the warm-up operation and the rapid warm-up operation (see point B → C in FIG. 4 above). The heat mass of superheated steam is smaller than that of saturated water or compressed water. For this reason, according to the heat exchange system 1 of this embodiment, the time required for warming up the engine 90 can be shortened. Therefore, according to the heat exchange system 1 of the present embodiment, the fuel efficiency of the automobile is improved. That is, an increase in running cost of the automobile can be suppressed. In addition, since the time required for warming up is short, emissions can be improved.

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。   Further, according to the heat exchange system 1 of the present embodiment, the superheated steam can be circulated through the path of the compressor 46 → the water jacket 32 → the recompression passage 41 → the compressor 46 again. For this reason, the time required for warming can be further shortened.

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。   Further, according to the heat exchange system 1 of the present embodiment, the rotational speed of the compressor 46 is controlled by the temperature of the temperature sensor 31 during the warm-up operation and the rapid warm-up operation. For this reason, it can suppress that the engine 90 is heated more than necessary. Further, according to the heat exchange system 1 of the present embodiment, the engine cooling mode and the warm-up operation mode can be freely switched according to the temperature state of the engine 90.

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。   Moreover, the water jacket bypass passage 42 is arrange | positioned at the heat exchange system 1 of this embodiment. For this reason, at the time of engine cooling, when the dry saturated steam in the gas-liquid separator 36 remains, the compressor 46 can be driven to convert the dry saturated steam into superheated steam and let it escape to the condenser 34.

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。   In the case of the heat exchange system 100 shown in FIG. 17, the excess gas component is released to the outside by the relief valve 108. In addition, the replenishing tank 107 replenishes the system with the released cooling water.

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。   On the other hand, according to the heat exchange system 1 of the present embodiment, excess superheated steam is introduced into the condenser 34 via the water jacket bypass passage 42. At point J, the surplus superheated steam joins the superheated steam generated by the water jacket 32 (see FIG. 6 above). The surplus superheated steam is condensed together with the superheated steam generated in the water jacket 32. For this reason, according to the heat exchange system 1 of this embodiment, it is not necessary to release the excess dry saturated steam in the gas-liquid separator 36 to the outside. Moreover, there is no need to supplement the cooling water from the outside.

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。   Further, according to the heat exchange system 1 of the present embodiment, the pressure of the pressure sensor 33 is maintained at Pm1 (= 0.8 atm) by the rotational speed of the fan 340 of the condenser 34. For this reason, the heating degree of the water jacket 32 can be kept at a predetermined value (for example, 3 ° C.). Therefore, the temperature fluctuation of the engine 90 can be reduced.

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。   Further, according to the heat exchange system 1 of the present embodiment, the pressure of the air cooling process for air conditioning performed in the evaporator 38 can be reduced (point F ′ → G ′ in FIG. 7). For this reason, the vehicle interior can be rapidly cooled. Further, since the interior of the vehicle is rapidly cooled by the decompression of the evaporator 38, the load on the compressor 46 can be reduced accordingly. Here, the compressor 46 is driven by the engine 90. Therefore, according to the heat exchange system 1 of the present embodiment, it is possible to suppress the fuel consumption of the automobile and the increase in running cost.

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。   Further, according to the heat exchange system 1 of the present embodiment, when the detected value of the pressure sensor 44 is less than Pm4 (= 0.06 atm), high temperature and high pressure overheating on the outlet side of the water jacket 32 is performed via the pressure supply passage 43. Steam is supplied to the evaporator 38. For this reason, freezing of cooling water can be suppressed. Moreover, the silica gel of the absorber 45 which has adsorbed moisture can be dried by the superheated steam on the outlet side of the water jacket 32. For this reason, silica gel can be used repeatedly. Therefore, the maintenance frequency of the absorber 45 can be reduced.

＜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。 <Second embodiment>
The difference between the present embodiment and the first embodiment is that the inlet side and the outlet side of the ejector are connected by an ejector bypass passage. Therefore, only the differences will be described here.

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。   First, the structure of the heat exchange system of this embodiment is demonstrated. FIG. 8 shows a circuit diagram of the heat exchange system of the present embodiment. In addition, about the site | part corresponding to FIG. 1, it shows with the same code | symbol. As shown in the drawing, the entrance side and the exit side of the ejector 35 are connected by an ejector bypass passage 47. An ejector bypass passage valve 48 is disposed in the ejector bypass passage 47.

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。   Next, a cycle when the pump power is reduced when the air conditioner device of the heat exchange system of the present embodiment is stopped (hereinafter simply referred to as “pump power reduction”) will be described. When the pump power is reduced, the ejector bypass passage valve 48 and the valves 80 and 86 in FIG. 8 are open. On the other hand, the introduction passage valve 40 and the valves 81, 82, 83, 84, 85, 87 are closed.

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。   FIG. 9 shows a ph diagram when the pump power is reduced. The horizontal axis represents specific enthalpy and the vertical axis represents pressure. In the figure, L1 indicates a saturated liquid line. L2 represents a saturated vapor line. Point Z represents a critical point. Further, the points A, C, D, H to J, e in FIG. 9 correspond to the points A, C, D, H to J, e in FIG.

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。   At the point e → H, the saturated water of the cooling water is adiabatically compressed by the pump 30. Saturated water is heated and pressurized to become compressed water. At the point H → I, the water jacket 32 causes the compressed water and the engine 90 to exchange heat. That is, the engine 90 is cooled by the heat of vaporization of the compressed water. The compressed water becomes superheated steam through saturated water, wet saturated steam, and dry saturated steam. The state of superheated steam at points I and J is almost the same.

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。   From point J to point C, the condenser 34 cools the superheated steam at an equal pressure. The superheated steam passes through dry saturated steam, wet saturated steam, and saturated water, and becomes compressed water. At the point C → D, the compressed water is divided into the ejector 35 and the ejector bypass passage 47 and merges. The compressed water is decompressed by the ejector 35 and becomes wet saturated steam. However, since the compressed water flows not only into the ejector 35 but also into the ejector bypass passage 47, the differential pressure between the inlet side and the outlet side of the ejector 35 becomes small.

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。   At the point D → e and the point D → A, the gas-liquid separator 36 separates the wet saturated vapor into gas and liquid. That is, wet saturated steam is separated into saturated water at point e and dry saturated steam at point A. The saturated water at the point e is adiabatically compressed by the pump 30 again at the point e → H.

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。   When the pressure of the pressure sensor 33 on the outlet side of the water jacket 32 deviates from Pm1 (= 0.8 atm), the rotational speed of the fan 340 of the condenser 34 changes so as to keep the pressure Pm1. For this reason, the heat radiation in the condenser 34 is controlled. When the pump power is reduced, the cooling water circulates through the heat exchange system 1 in this way.

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。   Next, the degassing in the cycle at the time of the pump power reduction of the heat exchange system of this embodiment is demonstrated. At the time of degassing, the ejector bypass passage valve 48 and the valves 80, 82, 86 in FIG. 8 are open. On the other hand, the introduction passage valve 40 and the valves 81, 83, 84, 85, 87 are closed.

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。   FIG. 10 shows a ph diagram at the time of degassing. The horizontal axis represents specific enthalpy and the vertical axis represents pressure. In the figure, L1 indicates a saturated liquid line. L2 represents a saturated vapor line. Point Z represents a critical point. Further, the points A, C, D, H to K, e in FIG. 10 correspond to the points A, C, D, H to K, e in FIG. The difference between FIG. 10 and FIG. 9 is only the process of point A → K and point K → C. Therefore, only the differences will be described here.

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。   At the point A → K, the compressor 46 adiabatically compresses the dry saturated steam of the cooling water. The dry saturated steam is heated and pressurized to become superheated steam. The superheated steam passes through the water jacket bypass passage 42. The temperature of the superheated steam at the point K is controlled to Tm1 (= 93 ° C.). At the point K → C, the superheated steam is cooled at an equal pressure by the condenser 34. The superheated steam passes through dry saturated steam, wet saturated steam, and saturated water, and becomes compressed water. At the time of degassing, the cooling water circulates through the heat exchange system 1 in this way.

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。   The heat exchange system 1 of the present embodiment has the same effects as the heat exchange system of the first embodiment. Moreover, according to the heat exchange system 1 of this embodiment, the differential pressure | voltage of the ejector 35 entrance side and exit side can be made small. For this reason, the power of the pump 30 can be reduced.

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。   Further, according to the heat exchange system 1 of the present embodiment, the flow rate of the compressed water flowing through the ejector 35 can be adjusted by the opening degree of the ejector bypass passage valve 48. For this reason, the cooling capacity can be adjusted when the air conditioner device is driven.

＜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。 <Third embodiment>
The difference between the present embodiment and the first embodiment is that an auxiliary ejector and an auxiliary gas-liquid separator are arranged on the outlet side of the gas-liquid separator. Further, the evaporator and the auxiliary ejector are connected by an auxiliary introduction passage. Therefore, only the differences will be described here.

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。   First, the structure of the heat exchange system of this embodiment is demonstrated. In FIG. 11, the circuit diagram of the heat exchange system of this embodiment is shown. In addition, about the site | part corresponding to FIG. 1, it shows with the same code | symbol. As shown in the figure, the auxiliary ejector 60 is connected to the outlet side of the liquid port 360 of the gas-liquid separator 36. The configuration of the auxiliary ejector 60 is the same as the configuration of the ejector 35 shown in FIG. Therefore, explanation is omitted here.

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。   The auxiliary gas-liquid separator 61 is connected to the outlet side of the auxiliary ejector 60. The liquid port 610 of the auxiliary gas-liquid separator 61 is connected to the expansion valve 37. The gas port 612 of the auxiliary gas-liquid separator 61 is connected to the nozzle portion 350 (see FIG. 3A) of the ejector 35.

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。   The auxiliary introduction passage 62 communicates the outlet side of the evaporator 38 and the nozzle portion of the auxiliary ejector 60 (see FIG. 3A). The auxiliary introduction passage valve 63 is disposed in the auxiliary introduction passage 62. A pressure sensor 44 is disposed upstream of the auxiliary introduction passage valve 63 in the auxiliary introduction passage 62.

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。   Next, the cycle at the time of warming-up operation and air cooling for air conditioning of the heat exchange system of this embodiment will be described. During warm-up operation and air-conditioning air cooling, the auxiliary introduction passage valve 63 and the valves 81, 85, 86 in FIG. 11 are open. Further, the valves 80, 82, 83, 84, 87 are closed.

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。   FIG. 12 shows a ph diagram during the warm-up operation and during the air-conditioning air cooling. The horizontal axis represents specific enthalpy and the vertical axis represents pressure. In the figure, L1 indicates a saturated liquid line. L2 represents a saturated vapor line. Point Z represents a critical point. Further, the points A to G, A ′, D ′, and E ′ in FIG. 12 correspond to the points A to G, A ′, D ′, and E ′ in FIG.

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。   At point A → B, the compressor 46 adiabatically compresses the dry saturated steam of the cooling water. The dry saturated steam is heated and pressurized to become superheated steam. At point B → C, first, the water jacket 32 is used to exchange heat between the superheated steam and the engine 90. That is, the engine 90 is heated by the superheated steam. Next, the superheated steam is cooled at an equal pressure by the condenser 34. The superheated steam passes through dry saturated steam, wet saturated steam, and saturated water, and becomes compressed water. By the way, the superheated steam also flows into the heater core passage 50. In the heater core 51, heat exchange is performed between the superheated steam and the air for air conditioning. For this reason, the superheated steam is cooled by the air for air conditioning.

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。   At point C → D, the ejector 35 depressurizes the compressed water. As shown in FIG. 3, the compressed water first passes through the nozzle portion 350. In the nozzle part 350, the compressed water expands adiabatically. The outlet pressure of the nozzle part 350 is set lower than the pressure at the outer peripheral part of the inner cylinder 350a. Due to this differential pressure, dry saturated steam on the outlet side of the gas port 612 of the auxiliary gas-liquid separator 61, which will be described later, is drawn into the mixing section 351 (in this respect, the ejector 35 serves as a pump). Moreover, the compressed water is depressurized by this differential pressure. In the mixing unit 351, the compressed water and the dry saturated steam are mixed until the speed becomes substantially uniform. In the diffuser section 352, the mixed flow of compressed water and dry saturated steam is decelerated due to the cross-sectional area expansion. For this reason, the mixed flow is boosted. At point D, the mixed stream becomes wet saturated steam.

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。   At point D → E and point D → A, the gas-liquid separator 36 separates the wet saturated vapor into gas and liquid. That is, wet saturated steam is separated into saturated water at point E and dry saturated steam at point A. At the point E → D ′, the auxiliary water is decompressed by the auxiliary ejector 60. The operation of the auxiliary ejector 60 is the same as the operation of the ejector 35 described above. Therefore, explanation is omitted here. Due to the reduced pressure, the saturated water becomes wet saturated steam.

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。   At the point D ′ → E ′ and the point D ′ → A ′, the auxiliary saturated gas / liquid separator 61 performs gas / liquid separation of the wet saturated vapor. That is, the wet saturated steam is separated into saturated water at the point E ′ and dry saturated steam at the point A ′. At the point E ′ → F, the saturated water is adiabatically expanded by the expansion valve 37. The saturated water is cooled and depressurized to become wet saturated steam.

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。   At the point F → G, the evaporator 38 evaporates the wet saturated vapor. Wet saturated steam becomes dry saturated steam. At this time, heat is exchanged between the wet saturated steam and the air for air conditioning. That is, the air-conditioning air is cooled by the heat of vaporization of the wet saturated steam. The air for air conditioning is supplied to the vehicle interior via the heater core 51 and the air conditioning duct 94.

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。   At point G → A ′, the dry saturated steam is boosted by the mixing unit and the diffuser unit of the auxiliary ejector 60. At point A ′ → A, the dry saturated steam is further boosted by the mixing unit 351 and the diffuser unit 352 of the ejector 35. The dry saturated steam is adiabatically compressed by the compressor 46 again at the point A → B.

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。   When the temperature of the temperature sensor 31 on the water jacket 32 entry side exceeds Tm2 (= 98 ° C.), the rotational speed of the compressor 46 is controlled to be reduced. In the warm-air operation and the air-conditioning air cooling, the cooling water circulates through the heat exchange system 1 in this way.

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。   Next, the cycle at the time of engine cooling of the heat exchange system of this embodiment and the air cooling for air conditioning is demonstrated. During engine cooling and air-conditioning air cooling, the auxiliary introduction passage valve 63 and the valves 80, 85, 86 in FIG. 11 are open. Further, the valves 81, 82, 83, 84, 87 are closed.

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。   FIG. 13 shows a ph diagram during engine cooling and air conditioning air cooling. The horizontal axis represents specific enthalpy and the vertical axis represents pressure. In the figure, L1 indicates a saturated liquid line. L2 represents a saturated vapor line. Point Z represents a critical point. Further, the points A, C to J, A ′, D ′, E ′, and e in FIG. 13 correspond to the points A, C to J, A ′, D ′, E ′, and e in FIG. is doing.

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。   At the point e → H, the saturated water of the cooling water is adiabatically compressed by the pump 30. Saturated water is heated and pressurized to become compressed water. At the point H → I, the water jacket 32 causes the compressed water and the engine 90 to exchange heat. That is, the engine 90 is cooled by the heat of vaporization of the compressed water. The compressed water becomes superheated steam through saturated water, wet saturated steam, and dry saturated steam. The state of superheated steam at points I and J is almost the same.

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。   From point J to point C, the condenser 34 cools the superheated steam at an equal pressure. The superheated steam passes through dry saturated steam, wet saturated steam, and saturated water, and becomes compressed water. By the way, the superheated steam also flows into the heater core passage 50. In the heater core 51, heat exchange is performed between the superheated steam and the air for air conditioning. For this reason, the superheated steam is cooled by the air for air conditioning.

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。   At the point C → D, as described above, the compressed water is depressurized by the ejector 35 to obtain wet saturated steam. At points D → E and e and points D → A, the gas-liquid separator 36 performs gas-liquid separation of the wet saturated steam. That is, wet saturated steam is separated into saturated water at points E and e and dry saturated steam at point A. The saturated water at the point e is adiabatically compressed by the pump 30 again at the point e → H. The operations at point E → D ′, point D ′ → E ′, point D ′ → A ′, point E ′ → F, point F → G, point G → A ′, point A ′ → A are described above. Because it is street, I will omit the explanation.

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。   When the pressure of the pressure sensor 33 on the outlet side of the water jacket 32 deviates from Pm1 (= 0.8 atm), the rotational speed of the fan 340 of the condenser 34 changes so as to keep the pressure Pm1. For this reason, the heat radiation in the condenser 34 is controlled. Therefore, the engine 90 is cooled by vaporization at a constant temperature. The heater core 51 also radiates heat at the same temperature. During engine cooling and air conditioning air cooling, the cooling water circulates through the heat exchange system 1 in this manner.

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。   Next, the cooling on / off control of the heat exchange system of the present embodiment will be described. The cooling is turned on / off by opening / closing the auxiliary introduction passage valve 63. That is, the movement of the auxiliary introduction passage valve 63 is interlocked with the switch of the air conditioner device. When the switch is turned on, the auxiliary introduction passage valve 63 is opened. For this reason, the cooling water is circulated by following the path of the auxiliary gas-liquid separator 61 → expansion valve 37 → evaporator 38 → auxiliary introduction passage 62 → auxiliary ejector 60 → auxiliary gas-liquid separator 61 again. Therefore, the air-conditioning air is cooled by the cooling water. On the other hand, when the switch is turned off, the auxiliary introduction passage valve 63 is closed. For this reason, the circulation of the cooling water is interrupted. Therefore, the air for air conditioning is not cooled. Thus, the heat exchange system 1 of the present embodiment controls the on / off of the cooling by opening and closing the auxiliary introduction passage valve 63.

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。   The heat exchange system 1 according to the present embodiment and the heat exchange system according to the first embodiment have the same operational effects. Moreover, according to the heat exchange system 1 of this embodiment, the suction pressure of the compressor 46 becomes still higher. For this reason, the volumetric efficiency of cooling water increases. Therefore, the flow rate of the cooling water is increased. Further, the compression work of the compressor 46 can be further reduced.

＜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。 <Fourth embodiment>
The difference between this embodiment and 1st embodiment is a point by which the gas side ejector is arrange | positioned instead of an ejector. Therefore, only the differences will be described here.

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。   First, the structure of the heat exchange system of this embodiment is demonstrated. In FIG. 14, the circuit diagram of the heat exchange system of this embodiment is shown. In addition, about the site | part corresponding to FIG. 1, it shows with the same code | symbol. For convenience of explanation, the pressure supply passage, the absorber, the heater core passage, and the heater core are omitted.

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。   As shown in the figure, the gas side ejector 70 is interposed between the valve 86 and the condenser 34. The configuration of the gas side ejector 70 is the same as the configuration of the ejector 35 shown in FIG. Therefore, explanation is omitted here.

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。   The gas side introduction passage 71 communicates the outlet side of the evaporator 38 and the nozzle portion of the gas side ejector 70 (see FIG. 3A). The gas side introduction passage valve 72 is disposed in the gas side introduction passage 71. A pressure sensor (not shown) is disposed upstream of the gas side introduction passage valve 72 in the gas side introduction passage 71. An inlet side of the compressor 46 is branched and connected between the gas side ejector 70 and the condenser 34. Further, the inlet side of the expansion valve 37 and the inlet side of the pump 30 are connected to the outlet side of the condenser 34 in two separate ways.

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。   Next, the cycle at the time of warming-up operation and air cooling for air conditioning of the heat exchange system of this embodiment will be described. During the warm-up operation and air-conditioning air cooling, the gas-side introduction passage valve 72 and the valves 81 and 86 in FIG. 14 are open. Further, the valves 80, 82 and 87 are closed.

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。   FIG. 15 shows a ph diagram during warm-up operation and during air-conditioning air cooling. The horizontal axis represents specific enthalpy and the vertical axis represents pressure. In the figure, L1 indicates a saturated liquid line. L2 represents a saturated vapor line. Point Z represents a critical point. Further, the points A, B, E to G, and D ″ in FIG. 15 correspond to the points A, B, E to G, and D ″ in FIG.

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。   At point A → B, the compressor 46 adiabatically compresses the dry saturated steam of the cooling water. The dry saturated steam is heated and pressurized to become superheated steam. At the point B → D ″, first, the water jacket 32 is used to exchange heat between the superheated steam and the engine 90. That is, the engine 90 is heated by the superheated steam. Next, the superheated steam is decompressed by the gas side ejector 70. The operation of the gas side ejector 70 is the same as the operation of the ejector 35 shown in FIG. Therefore, explanation is omitted here. Due to the reduced pressure, the superheated steam becomes dry and saturated steam.

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。   At the point D ″ → E, the condenser 34 cools the dry saturated vapor at an equal pressure. The dry saturated steam becomes compressed water through wet saturated steam and saturated water. At the point E → F, the expansion water 37 adiabatically expands the compressed water. The compressed water is cooled and depressurized to become wet saturated steam.

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。   At the point F → G, the evaporator 38 evaporates the wet saturated vapor. Wet saturated steam becomes dry saturated steam. At this time, heat is exchanged between the wet saturated steam and the air for air conditioning. That is, the air-conditioning air is cooled by the heat of vaporization of the wet saturated steam. At point G → A (= D ″), the dry saturated steam is boosted by the mixing unit and the diffuser unit (see FIG. 3A) of the gas-side ejector 70. The dry saturated steam is adiabatically compressed by the compressor 46 again at the point A → B.

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。   When the temperature of the temperature sensor 31 on the water jacket 32 entry side exceeds Tm2 (= 98 ° C.), the rotational speed of the compressor 46 is controlled to be reduced. In the warm-air operation and the air-conditioning air cooling, the cooling water circulates through the heat exchange system 1 in this way.

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。   Next, the cycle at the time of engine cooling of the heat exchange system of this embodiment and the air cooling for air conditioning is demonstrated. During engine cooling and air-conditioning air cooling, the gas side introduction passage valve 72 and the valves 80 and 86 in FIG. 14 are open. Further, the valves 81, 82 and 87 are closed.

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。   FIG. 16 shows a ph diagram during engine cooling and air conditioning air cooling. The horizontal axis represents specific enthalpy and the vertical axis represents pressure. In the figure, L1 indicates a saturated liquid line. L2 represents a saturated vapor line. Point Z represents a critical point. Further, the points E to H, J, and D ″ in FIG. 16 correspond to the points E to H, J, and D ″ in FIG.

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。   At the point E → H, the pump 30 adiabatically compresses the compressed water of the cooling water. The compressed water is heated and pressurized. At point H → J, the water jacket 32 causes the compressed water and the engine 90 to exchange heat. That is, the engine 90 is cooled by the heat of vaporization of the compressed water. The compressed water passes through saturated water and wet saturated steam, and becomes dry saturated steam.

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。   At point J → D ″, the dry saturated steam is decompressed by the ejector 35. At the point D ″ → the point E, the condenser 34 cools the dry saturated vapor at an equal pressure. The dry saturated steam becomes compressed water through wet saturated steam and saturated water. The compressed water at point E is adiabatically compressed by the pump 30 again at point E → H. Note that the operations at the points E → F, F → G, and G → D ″ are the same as described above, and thus the description thereof is omitted.

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。   When the pressure of the pressure sensor 33 on the outlet side of the water jacket 32 deviates from Pm1 (= 0.8 atm), the rotational speed of the fan 340 of the condenser 34 and the rotational speed of the pump 30 change so as to maintain the pressure Pm1. For this reason, the heat radiation in the condenser 34 and the flow rate of the cooling water are controlled. Therefore, the engine 90 is cooled by vaporization at a constant temperature. During engine cooling and air conditioning air cooling, the cooling water circulates through the heat exchange system 1 in this manner.

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。   Next, the cooling on / off control of the heat exchange system of the present embodiment will be described. The cooling is turned on / off by opening and closing the gas side introduction passage valve 72. That is, the movement of the gas side introduction passage valve 72 is interlocked with the switch of the air conditioner device. When the switch is turned on, the gas side introduction passage valve 72 is opened. For this reason, the cooling water circulates along the path of gas side ejector 70 → condenser 34 → expansion valve 37 → evaporator 38 → gas side introduction passage 71 → gas side ejector 70 again. Therefore, the air-conditioning air is cooled by the cooling water. On the other hand, when the switch is turned off, the gas side introduction passage valve 72 is closed. For this reason, the circulation of the cooling water is interrupted. Therefore, the air for air conditioning is not cooled. Thus, the heat exchange system 1 of the present embodiment controls the on / off of the cooling by opening and closing the gas side introduction passage valve 72.

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。   The heat exchange system 1 of the present embodiment has the same effects as the heat exchange system of the first embodiment. Moreover, according to the heat exchange system 1 of this embodiment, the gas side ejector 70 is arrange | positioned not on the liquid side (saturated liquid line side) but on the gas side (saturated vapor line side). For this reason, ejector efficiency is high. Moreover, a gas-liquid separator is unnecessary.

＜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。 <Others>
The embodiment of the heat exchange system of the present invention has been described above. However, the embodiment is not particularly limited to the above embodiment. Various modifications and improvements that can be made by those skilled in the art are also possible.

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。   For example, during warm-up operation, the superheated steam on the outlet side of the water jacket 32 may be released to the outside without being cycled. This can simplify the system. Moreover, in the said embodiment, although cooling water was used as a heat exchange fluid, you may use ammonia, a carbon dioxide, a freon etc., for example.

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。   Moreover, in the said embodiment, although the engine 90 was arrange | positioned as a motive power generator, if the heat exchange system of this invention is used for an electric vehicle etc., you may arrange | position a battery stack as a motive power generator. In this way, the battery stack can be cooled, heated (for example, heated when the freeze is released), and the like, by the heat exchange system of the present invention. Moreover, you may use the heat exchange system of this invention not only for a motor vehicle but for a train, an aircraft, a ship, etc.

第一実施形態の熱交換システムの回路図である。It is a circuit diagram of the heat exchange system of a first embodiment. 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。It is a schematic cross section of the engine in which the water jacket of the heat exchange system is arranged. （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。(A) is a schematic cross section of the ejector of the heat exchange system. (B) is a pressure fluctuation diagram of the ejector. 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。It is a ph diagram at the time of warm-up operation of the heat exchange system and air-conditioning air cooling. 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。It is a ph diagram at the time of engine cooling of the heat exchange system and air cooling for air conditioning. 同熱交換システムのガス抜き時のｐ−ｈ線図である。It is a ph diagram at the time of degassing of the heat exchange system. 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。It is a ph diagram at the time of engine cooling and rapid cooling of the heat exchange system. 第二実施形態の熱交換システムの回路図である。It is a circuit diagram of the heat exchange system of 2nd embodiment. 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。It is a ph diagram at the time of pump power reduction of the heat exchange system. 同熱交換システムのガス抜き時のｐ−ｈ線図である。It is a ph diagram at the time of degassing of the heat exchange system. 第三実施形態の熱交換システムの回路図である。It is a circuit diagram of the heat exchange system of 3rd embodiment. 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。It is a ph diagram at the time of warm-up operation of the heat exchange system and air-conditioning air cooling. 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。It is a ph diagram at the time of engine cooling of the heat exchange system and air cooling for air conditioning. 第四実施形態の熱交換システムの回路図である。It is a circuit diagram of the heat exchange system of 4th embodiment. 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。It is a ph diagram at the time of warm-up operation of the heat exchange system and air-conditioning air cooling. 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。It is a ph diagram at the time of engine cooling of the heat exchange system and air cooling for air conditioning. 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。It is a circuit diagram of the conventional heat exchange system for engine cooling. 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。It is a circuit diagram of the heat exchange system for the conventional air cooling for air conditioning.

符号の説明Explanation of symbols

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。   1: heat exchange system, 30: pump, 31: temperature sensor, 32: water jacket (heat exchanger), 33: pressure sensor, 34: condenser, 340: fan, 35: ejector, 350: nozzle part, 350a: Inner cylinder, 351: mixing section, 352: diffuser section, 36: gas-liquid separator, 360: liquid port, 361: liquid port, 362: gas port, 37: expansion valve (expander), 38: evaporator, 380 : Fan, 39: Introduction passage, 40: Introduction passage valve, 41: Recompression passage, 42: Water jacket bypass passage, 43: Pressure supply passage, 44: Pressure sensor, 45: Absorber, 46: Compressor, 47: Ejector bypass passage, 48: Ejector bypass passage valve, 50: Heater core passage, 51: Heater core, 60: Auxiliary ejector, 61: Auxiliary gas-liquid separator, 6 0: liquid port, 612: gas port, 62: auxiliary introduction passage, 63: auxiliary introduction passage valve, 70: gas side ejector, 71: gas side introduction passage, 72: gas side introduction passage valve, 80 to 87: valve, 90: engine (power generation device), 91: cylinder block, 92: cylinder head, 93: combustion chamber, 94: duct for air conditioning.

Claims (20)

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。   A pump for pumping the heat exchange fluid; a heat exchanger disposed in the power generator for cooling the power generator by heat of vaporization of the heat exchange fluid on the pump outlet; and the heat exchange on the heat exchanger outlet A condenser that condenses the fluid, an expander that expands the heat exchange fluid on the outlet side of the condenser, and an evaporator that cools the air-conditioning air using heat of vaporization of the heat exchange fluid on the outlet side of the expander. A heat exchange system provided. 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。   The heat exchange system according to claim 1, further comprising: an ejector that decompresses the heat exchange fluid between the condenser and the expander. 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。   The heat exchange system according to claim 2, further comprising: an introduction passage for introducing the heat exchange fluid on the outlet side of the evaporator into the ejector; and an introduction passage valve capable of adjusting a passage sectional area of the introduction passage. 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。 And a compressor communicating with the condenser inlet side;
Disposed between the ejector and the expander, the heat exchange fluid on the outlet side of the ejector is separated into a gas component and a liquid component, the gas component is supplied to the compressor, and the liquid component is supplied to the pump And a gas-liquid separator that supplies the expander,
The pump is capable of pumping the vaporized liquid component to the condenser via the heat exchanger;
The compressor is capable of pumping the gaseous component to the condenser, bypassing the heat exchanger;
The heat exchange system according to claim 2, wherein the compressor is driven and controlled according to a cooling capacity of the heat exchange fluid with respect to the air-conditioning air. 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。 Further, an auxiliary ejector between the gas-liquid separator and the expander, and an auxiliary gas-liquid separator that separates the heat exchange fluid on the outlet side of the auxiliary ejector into a gas component and a liquid component,
The heat exchange system according to claim 4, wherein the gaseous component is introduced into the ejector and the liquid component is introduced into the expander. 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。   6. The auxiliary introduction passage for introducing the heat exchange fluid on the outlet side of the evaporator into the auxiliary ejector, and an auxiliary introduction passage valve capable of adjusting a passage sectional area of the auxiliary introduction passage. Heat exchange system. 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。   Further, the present invention includes an ejector bypass passage that bypasses the ejector and communicates the condenser and the gas-liquid separator, and an ejector bypass passage valve that can adjust a passage sectional area of the ejector bypass passage. The described heat exchange system. 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。   Furthermore, the heat exchange system of Claim 1 provided with the gas side ejector which decompresses the said heat exchange fluid between the said heat exchanger and the said condenser. 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。   The heat exchange system according to claim 1, wherein the heat exchange fluid is an aqueous refrigerant containing moisture. 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。   A heat exchange system comprising: a compressor that pumps a gaseous heat exchange fluid; and a heat exchanger that is disposed in the power generation device and that can heat the power generation device with the heat exchange fluid on the outlet side of the compressor . 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。   The heat exchange system according to claim 10, further comprising a recompression passage for returning the heat exchange fluid on the outlet side of the heat exchanger to the inlet side of the compressor. 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。   The heat exchange according to claim 10, further comprising a temperature sensor capable of detecting a temperature condition on the inlet side of the heat exchanger, wherein the rotation speed of the compressor is reduced when a detected value of the temperature sensor exceeds a predetermined value. system. 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。 Furthermore, a condenser that condenses the heat exchange fluid on the outlet side of the heat exchanger, a gas-liquid separator that separates the heat exchange fluid on the outlet side of the condenser into a gas component and a liquid component, and the gas-liquid separation A pump arranged in parallel with the compressor between a heat exchanger and the heat exchanger,
The pump can pump the liquid component to the heat exchanger, the compressor can pump the gas component to the heat exchanger;
11. The cooling mode in which the heat exchanger cools the power generation device by heat of vaporization of the liquid component and the heating mode in which the heat exchanger heats the power generation device by the gas component can be switched. The heat exchange system as described in. 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。 The heat exchanger further includes a heat exchanger bypass passage that bypasses the heat exchanger and communicates the compressor and the condenser.
The heat exchange system according to claim 13, wherein in the cooling mode, the gas component is released to the condenser through the heat exchanger bypass passage by driving the compressor. 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。   The condenser includes a fan, and the pressure of the heat exchanger is maintained at a predetermined value by adjusting at least one of a rotation speed of the fan, a rotation speed of the pump, and a rotation speed of the compressor. Item 14. The heat exchange system according to Item 13. 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。   The heat exchange system according to claim 10, wherein the heat exchange fluid is an aqueous refrigerant containing moisture. 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。   A compressor for pumping a gaseous heat exchange fluid; a condenser for condensing the heat exchange fluid on the outlet side of the compressor; an expander for expanding the heat exchange fluid on the outlet side of the condenser; and the expander The air-conditioning air is cooled by the heat of vaporization of the heat exchange fluid on the outlet side, the evaporator communicates with the compressor, and the evaporator by absorbing at least a part of the heat exchange fluid on the outlet side of the evaporator An absorber for depressurizing, and a heat exchange system. 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。 Furthermore, a pressure sensor capable of detecting the pressure state of the evaporator, and a pressure supply passage for supplying pressure to the evaporator,
The heat exchange system according to claim 17, wherein when the detected value of the pressure sensor is less than a predetermined value, pressure is supplied from the pressure supply passage to the evaporator. 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。   The heat exchange system according to claim 17, wherein the heat exchange fluid is an aqueous refrigerant containing moisture. 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。   The heat exchanger system according to claim 19, wherein the absorber has silica gel capable of adsorbing the moisture of the aqueous refrigerant.
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