JP2001056188A

JP2001056188A - 蒸気圧縮式冷凍サイクル等に使用される熱交換器

Info

Publication number: JP2001056188A
Application number: JP11300138A
Authority: JP
Inventors: Seiichi Yamamoto; 清一山本
Original assignee: Sanden Corp
Current assignee: Sanden Corp
Priority date: 1999-06-10
Filing date: 1999-10-21
Publication date: 2001-02-27

Abstract

(57)【要約】【課題】オゾン層の破壊の原因となるフロンに代わる
冷媒として、二酸化炭素ＣＯ₂が冷媒として研究中であ
り、特に、超臨界圧力で運転される蒸気圧縮型空気調和
装置で使用されている従来の熱交換器では、構造が複雑
でしかも低圧冷媒が外気に曝されているので、断熱が必
要である。また、高圧側の圧力は、例えば、ＣＯ₂の場
合、１５MPaで、従来使用中の１.５MPaである冷媒（R13
4a）に対して高圧であるので、耐圧強度が求めれてい
る。従って、熱交換器を簡単な構造として、且つ冷却効
果を向上させること、更に超臨界圧力で運転される蒸気
圧縮型空気調和装置において、効率的な熱交換器を備え
た冷凍サイクルを実現することにある。【解決手段】低圧で低温の媒体が流れる管路を囲むよ
うに外側に、高圧で高温の媒体が流れる管路を設けて熱
交換を行わせる熱交換器として構成し、特に、圧縮機、
ガス冷却器、内部熱交換器、受液器、蒸発器、膨張弁を
有する超臨界サイクルを利用した蒸気圧縮式装置構造に
おいて好適となる。

Description

【発明の詳細な説明】

【０００１】

【発明の属する技術分野】本発明は、空調装置に用いら
れる熱交換器に関し、特に、冷凍回路の一部において超
臨界状態が生じる空調装置に用いられる熱交換器に関す
るものである。

【０００２】

【従来の技術】現在地球環境を考慮し、冷凍回路に封入
される冷媒の脱フロン化が進められている。そして、こ
の脱フロン化の一つとして二酸化炭素（ＣＯ₂）を冷媒
として用いる蒸気圧縮式冷凍空調装置（以下、ＣＯ₂冷
凍空調装置と略称する。）が提案されている。

【０００３】図１は、上述したＣＯ₂冷凍空調装置の回
路構成図である。図１を参照すると、冷凍空調装置は、
圧縮機１０１、ガス冷却器１０２、膨張弁１０４及び蒸
発器１０５を有する冷凍回路を備えている。この空調装
置が運転されると、冷媒である二酸化炭素は、圧縮機１
０１、ガス冷却器１０２，膨張弁１０４，蒸発器１０５
の順で移動し、圧縮機１０１に戻る。そして、空調装置
の運転が続く間、上記したような冷媒の移動が繰り返さ
れる。

【０００４】なお、参照符号１０３は、受液器（気液分
離器とも言う）を示しており、蒸発器１０５と圧縮機１
０１との間の位置に設けられる。さらに、圧縮機１０１
は吐出圧力の設定値が高いものが選ばれている。この理
由は、外気温度が高い場合にあっても、所望の冷凍能力
を確保出きるようにするためである。

【０００５】それから、図１には四つの点Ａ,Ｂ,Ｃ及び
Ｄが示されており、点Ａは圧縮機１０１の入口側で且つ
受液器１０３の出口側、点Ｂは圧縮機１０１の出口側、
点Ｃはガス冷却器１０２の出口側、そして点Ｄは蒸発器
１０５の入口側の位置をそれぞれ表している。

【０００６】図２は、二酸化炭素のｐ−ｈ線図であり、
縦軸は圧力（ｐ）、横軸はエンタルピ（ｈ）を示してい
る。図中に示される四つの点Ａ,Ｂ,Ｃ及びＤは、図１中
の四つの点Ａ,Ｂ,Ｃ及びＤが表す位置における冷媒の状
態に対応している。そして、これら四つの点Ａ,Ｂ,Ｃ及
びＤを結ぶことで、図１で示したＣＯ₂冷凍空調装置の
冷凍サイクルが表現される。

【０００７】図２を中心に図１をも参照して、上記した
ＣＯ₂冷凍空調装置の冷凍サイクルを以下に説明する。
ＣＯ₂冷凍空調装置の運転によって圧縮機１０１が稼働
すると、冷媒のＣＯ₂ガスが圧縮され、圧力は、等エン
トロピー曲線Ｓ₁沿って上昇する。即ち、点Ａでの圧力
Ｐ₁（ＭＰaメガ・パスカル）から、点Ｂでの圧力Ｐ
₂（ＭＰa）まで上昇する。そして、点Ｂに至った冷媒Ｃ
Ｏ₂は、その臨界点を超えた超臨界の状態となってい
る。Ｐ₂(ＭＰa)まで上昇した冷媒ＣＯ₂は、ガス冷却器
１０２に移動し、ここを通過する際の放熱作用によっ
て、点Ｂから点Ｃに向けて等圧冷却される。等圧冷却さ
れ点Ｃの位置に至った冷媒ＣＯ₂は、依然として臨界点
を超えた超臨界の状態にある。なお、ガス冷却器１０２
の近傍には、モータファン（図示せず）が配設されてお
り、これによってガス冷却器１０２に於ける放熱作用が
促進されている。

【０００８】点Ｃの位置まで冷却された冷媒ＣＯ₂は、
膨張弁１０４に移動し、ここを通過する。そして、通過
の際の膨張作用によってＣＯ₂冷媒は、その圧力をＰ
₁(ＭＰa)まで降下させられ点Ｄに至る。点Ｄに至ったＣ
Ｏ₂冷媒は、湿り気蒸気の状態となっている。なお、点
Ｃから点Ｄに至る過程において、ＣＯ₂冷媒にエンタル
ピの変化は生じていない。

【０００９】次に、点Ｄの位置に至り湿り蒸気となった
ＣＯ₂冷媒は、蒸発器１０５に移動し、ここを通過する
際の吸熱作用によって、点Ｄから点Ａに向けて等圧加熱
されて飽和蒸気となる。そして、この蒸発器１０５にお
ける吸熱作用によって、蒸発器１０５の外方の流体（一
般的には空気）が冷却される。

【００１０】ところで、フロン冷媒（例えば、Ｒ２２や
Ｒ１３４a）が封入された冷凍回路を備えた冷凍空調装
置にあっては、点Ｂと点Ｃを結ぶ等圧力線に沿って等圧
冷却された冷媒は、飽和液線Ｓ₁以下の温度となって冷
媒は液相化する。このため、等圧冷却過程に使用される
熱交換器は、一般的に凝縮器と呼ばれている。

【００１１】一方、上述した冷媒にＣＯ₂を用いた冷凍
空調装置においては、点Ｂと点Ｃを結ぶ等圧力線に沿っ
て等圧冷却された冷媒は、超臨界の状態にあって液相化
していない。それ故、冷媒にＣＯ₂を用いた冷凍空調装
置において、等圧冷却過程に使用される熱交換器は一般
的にガス冷却器またはガス放熱器と呼ばれている。しか
しながら、凝縮器と呼ばれる熱交換器とガス冷却器（ガ
ス放熱器）と呼ばれる熱交換器とは、基本機能において
差異は無い。

【００１２】話を元に戻し、図２を参照して、上記した
ＣＯ₂冷凍空調装置の運転中における冷媒の状態変化の
説明を続ける。さて、圧縮過程（点Ａから点Ｂに向かう
状態変化）並びに膨張過程（点Ｃから点Ｄに向かう状態
変化）は断熱変化であり、封入冷媒と外部流体（一般的
には空気）との間で熱の交換は行われない。しかしなが
ら、圧縮過程にあっては、圧縮機１０がＣＯ₂ガスを圧
縮するために行った仕事が熱に変換される。

【００１３】この結果、圧縮過程では、図２で示すよう
に、等エントロピー線Ｓ₁に沿って点Ａから点Ｂへと状
態変化する。従つて、放熱過程（点Ｂから点Ｃに向かう
状態変化）における変化熱量ｈ₂と吸熱過程（点Ｄから
点Ａに向かう状態変化）における変化熱量ｈ₁との関係
は、ｈ₂＞ｈ₁となる。さらに、図２で示した冷凍空調装
置の性能は熱量ｈ₁およびｈ₂を用いて以下のように表す
ことが出来る。 ε＝ｈ₁／（ｈ₂−ｈ₁）………（1）ここで、ε（イプシロン）は、成績係数であり、冷凍空
調装置の性能を示し、ｈ₁は冷凍熱量、（ｈ₂−ｈ₁）
は、圧縮仕事を示している。上記の式から分かるよう
に、成績係数εを大きくするためには、すなわち冷凍空
調装置の性能を上げるためには、（１）式において分母
を小さくするか、あるいは分子を大きくすればよい。

【００１４】成績係数εを大きくする（冷凍空調装置の
性能を上げる）例として、図３で示すようなＣＯ₂冷凍
空調装置が提案されている。

【００１５】図３を参照し、この冷凍空調装置の説明を
行う。図３において、図１の参照符号と同一なものは同
じ構成要素を示しており、これらについての説明は省略
する。さて、参照符号１０６は内部熱交換器と呼ばれ
るものであり、ガス冷却器１０２から膨張弁０４に移動
する冷媒と、受液器１０３から圧縮機１０１に移動する
冷媒との間で熱交換を行わせるものである。

【００１６】図３には、六つの点Ａ,Ａ´,Ｂ´,Ｃ,Ｃ´
及びＤ´が示されている。ここで、点Ａは、圧縮機１０
１の入口側で受液器１０３と内部熱交換器１０６との
間、点Ａ´は、圧縮機１０１の入口側で内部熱交換器１
０６と圧縮機１０１との間、点Ｂ´は、圧縮機１０１の
出口側、点Ｃはガス冷却器１０２の出口側でガス冷却器
１０２と内部熱交換器１０６との間、点Ｃ´はガス冷却
器１０２の出口側で内部熱交換器１０６と膨張弁１０４
との間、そして点Ｄ´は蒸発器１０５の入口側の位置を
それぞれ表している。なお、ガス冷却器１０２と蒸発器
１０５との近傍には、モーターファン１０２ａとブロワ
ーファン１０５ａが、それぞれ配設され、ガス冷却器１
０２における放熱作用ならびに蒸発器１０５における吸
熱作用を促進させている。

【００１７】図４は、図２と同様な二酸化炭素（Ｃ
Ｏ₂）のｐ-ｈ線図である。図４中に示される四つの点Ａ
´,Ｂ´,Ｃ´及びＤ´は、図３中の四つの点Ａ´,Ｂ´,
Ｃ´及びＤ´が示す位置における冷媒の状態に対応して
いる。そして、図４中の四つの点Ａ´,Ｂ´,Ｃ´及びＤ
´を結ぶことで、図３で示したＣＯ₂冷凍空調装置の冷
凍サイクルが表現される。なお、図４中の四つの点Ａ、
Ｂ、Ｃ及びＤを結んで示される冷凍サイクルは、図２中
で示された冷凍サイクルと同一のものである。さらに、
図３中の実線矢印はＣＯ₂冷媒の移動の方向を表してい
る。

【００１８】さて、図４を中心に図３も参照して、図３
で示したＣＯ₂冷凍空調装置の冷凍サイクルについて説
明する。

【００１９】ＣＯ₂冷凍空調装置の運転によって、圧縮
機１０１が稼働すると、冷媒のＣＯ₂ガスが圧縮され、
圧力は等エントロピー曲線Ｓ₂に沿つて上昇する。即
ち、点Ａ´での圧力P₁（MPa）から点Ｂ´での圧力P₂（M
Pa）まで上昇する。そして、点Ｂに至った冷媒ＣＯ
₂は、その臨界点を超えた超臨界の状態となっている。
ここで、点Ａ´は、点Ａと等圧であるが、△ｈだけ熱量
が大きい状態を示している。

【００２０】これは、内部熱交換器１０６において、蒸
発器１０５から移勤してきた低温低圧のＣＯ₂冷媒が、
ガス冷却器１０２から移動してきた高温高圧のＣＯ₂冷
媒から△ｈの熱を吸収したことによっている。また、点
Ｂ´は、点Ｂと等圧であるが△ｈ´だけ熱量が大きい状
態を示している。また、点Ｂ´における温度Ｔ₂は、点
Ｂにおける温度Ｔ₁より高くなっている。なお、ＣＯ₂
冷媒の―般特性として△ｈ´は、△ｈより大きな値とな
る（△h´>△h）。

【００２１】Ｐ₂（MPa）まで上昇した冷媒は、ガス冷却
器１０２に移動し、ここを通過する際の放熱作用によっ
て、点Ｂ´から点Ｃに向けて等圧冷却される。等圧冷却
され点Ｃの位置に至った冷媒ＣＯ₂は、依然として臨界
点を超えた超臨界の状態にある。

【００２２】等圧冷却され点Ｃの位置に至った冷媒は、
内部熱交換器１０６に移動し、ここを通過する際の熱交
換作用によって、更に冷却され点Ｃ´に至る。点Ｃ´
は、点Ｃと等圧であるが、△ｈだけ熱量が小さい状態を
示している。点Ｃ´の位置に至った冷媒ＣＯ₂は、ＣＯ
₂冷凍空調装置の仕様に応じて超臨界あるいは液相のど
ちらかの状態となっている。

【００２３】点Ｃ´の位置まで冷却された冷媒ＣＯ
₂は、膨張弁１０４に移動し、ここを通過する。そし
て、通過の際の膨張作用によつてＣＯ₂冷媒は、その圧
力をP₁（MPa）まで降下させられ点Ｄ´に至る。点Ｄ´
に至ったＣＯ₂冷媒は、湿り蒸気の状態となっている。

【００２４】なお、点Ｃ´から点Ｄ´に至る過程におい
て、ＣＯ₂冷媒にエンタルピの変化は生じていない。次
に、点Ｄ´の位置に至り湿り蒸気となったＣＯ₂冷媒
は、蒸発器１０５に移動し、ここを通過する際の吸熱作
用によって点Ｄ´から点Ａに向けて等圧加熱され飽和蒸
気となる。そして、この蒸発器１０５における吸熱作用
によって蒸発器１０５の外方の流体（一般的には空気）
が冷却される。従つて、（ｈ₁＋△ｈ）の熱量が蒸発器
１０５によって吸熱されることになる。等圧加熱され
点Ａの位置に至った冷媒は、内部熱交換器１０６に移動
通過し、既に述べたここでの熱交換作用によって、更に
等圧加熱され点Ａ´に至る。

【００２５】ここで、図３で示した冷凍空調装置の成績
係数εは、以下の式で表すことが出来る。 ε＝（ｈ₁＋△ｈ）／（ｈ₂−ｈ₁）＋（△ｈ´ー△ｈ）………（２）一方、ＣＯ₂冷媒の一般特性として、△ｈ＞（△ｈ´−
△ｈ）なる関係がある。このことから、図１で示した冷
凍空調装置の成績係数ε（（１）式参照）より図３で示
した冷凍空調装置の成績係数ε（（２）式参照）の方が
大きくなることが分かる。すなわち、冷凍性能は、図１
で示した冷凍空調装置より図３で示した冷凍空調装置の
方が良くなることが分かる。さらに、図３で示した冷凍
空調装置の蒸発器１０５では、（△ｈ＋ｈ₁）の熱吸収
が行われことになり、図１で示した冷凍空調装置の蒸発
器１０５での熱吸収（ｈ₁）より大きな値となる。従つ
て、図３で示した冷凍空調装置の蒸発器１０５のほう
が、図１で示した冷凍空調装置の蒸発器１０５より冷却
効果を高めることが出来る。従って、内部熱交換器を工
夫することにより、（１）式と（２）式の成績係数εの
差（増加分）を大きくすることが出来る。すなわち、冷
凍空調装置の冷凍性能向上を高めることが出来る。

【００２６】ところで、図３で示した、冷凍空調装置に
適用される内部熱交換器は、従来から知られている（例
えば、特開平９−１１３１５２号）。図１９ならびに図
３を参照して、特開平９−１１３１５２号で開示した内
部熱交換器について詳述する。

【００２７】内部熱交換器１０６は、第１ならびに第２
の渦巻状の流路２０、３０を有している。第１と第２の
流路２０、３０は互いに隔壁を介して連続的に隣接して
いる。第１の流路２０は―端に入口部２１、他端に出
口部２２を有している。第１の流路２０の入口部２１
は、ガス冷却器１０２の出口側（図３参照）に連結さ
れ、出口部２２は膨張弁１０４の入口側（図３参照）に
連結されている。第１の流路２０と同様に、第２の流路
３０も―端に入口部３１、他端に出口部３２を有してい
る。そして、第２の流路３０の入口部３１は、受液器１
０３の出口側（図３参照）に連結され、出口部３２は圧
縮機１０１の入ロ側（図３参照）に連結されている。従
って、第１の流路２０には、ガス冷却器１０２から移動
してくる高温高圧の冷媒が流れ（図１９中の実線矢印参
照）、第２の流路３０には蒸発器１０５から受液器１０
３を経て移動してくる低温低圧の冷媒が流れる（図１９
中の破線矢印参照）ことになる。

【００２８】図１９から分かるように、第１の流路２０
の入ロ部２１と第２の流路３０の出口部３２とは、渦巻
きの内方開始端にあって互いに隣接配置されている。ま
た、第１の流路２０の出口部２２と第２の流路３０の入
口部３１とは、渦巻きの外方終了端にあって互いに隣接
配置されている。そして、低温低圧の冷媒が流れる第２
の流路３０の最外周部３０１は、高温高圧の冷媒が流れ
る第１の流路２０の最外周部２０１を取り囲むよう配置
されている。上記したように、第１の流路２０と第２の
流路３０とが互いに隔壁を介して連続的に隣接している
ので、第１の流路を流れる高温高圧の冷媒と第２の流路
３０を流れる低温低圧の冷媒との間で熱交換が行われる
ことになる。

【００２９】

【発明が解決しようとする課題】しかしながら、上記し
たような内部熱交換器１０６にあっては、低温低圧の冷
媒が流れる第２の流路３０の最外周部３０１が、高温高
圧の冷媒が流れる第１の流路２０の最外周部２０１を取
り囲むように配置されているので、第２の流路３０の最
外周部３０１は内部熱交換器１０６の外方の流体（―般
的には空気）と接触することになる。それ故、流路３０
を流れる低温低圧の冷媒の一部は、内部熱交換器１０６
の外方の空気と熱交換を行うことになる。

【００３０】この為、内部熱交換器１０６において高温
高圧の冷媒は、全ての低温低圧の冷媒を対象にして放熱
することが出来ない。この結果、高温高圧の冷媒の放熱
量は高温高圧の冷媒が全ての低温低圧の冷媒を対象にし
て放熱した場合の熱量△ｈより小さくなってしまう（△
ｈ＞△ｈ_a）。ここで、△ｈ_aは、高温高圧の冷媒が低温
低圧の冷媒の一部を除いた状態で、これに放熱した量を
示している。従つて、蒸発器１０５での熱吸収は,（△
ｈ_a＋ｈ₁）で示すことが出来る。

【００３１】このことは、高温高圧の冷媒が全ての低温
低圧の冷媒を対象にして放熱した場合、（△ｈ＋ｈ₁）
と較べ、蒸発器１０５における冷却効果の高まりが抑制
されてしまうことを意味している。さらにまた、図３で
示した冷凍空調装置の成績係数εの向上が、抑えられて
しまうことも意味している。

【００３２】上記不具合を解消するには、流路３０の最
外周部３０１の外縁に断熱壁を設け、これによって外方
空気の低温低圧の冷媒への熱的影響を遮断すればよい
が、一方で内部熱交換器１０６の構造が複雑化してしま
うという問題が生じてしまう。それから、流路２０およ
び３０を、渦巻状に形成すること自体、内部熱交換器１
０６の構造を複雑にさせており、製造工数ならびに製造
コストを引き上げる要因となっている。

【００３３】さらにまた、冷媒として、Ｒ１３４ａが封
入される従来の冷凍回路では、高圧側の流路の圧力は、
約1.5ＭＰａ（メガ・パスカル）であるのに対し、二酸
化炭素ＣＯ₂が封入され超臨界状態が発生するような冷
凍回路では、高圧側の流路の圧力が約１５ＭＰaとなる
ことから、高い耐圧強度を有する内部熱交換器が求めら
れている。

【００３４】以上のことに鑑み、本願発明が解決しよう
とする課題は、構造が簡単でしかも熱交換能力が損なわ
れない内部熱交換器を提供することである。また、本願
発明が解決しようとする更なる課題は、高い耐圧強度を
有する内部熱交換器を提供することである。

【００３５】

【課題を解決するための手段】本発明は、上記課題を解
決するため、低圧で低温の冷媒が流れる管路を囲むよう
に外側に、高圧で高温の媒体が流れる管路を設けて熱交
換を行わせる蒸気圧縮式冷凍サイクル等に使用される熱
交換器を提供する。また、低圧・低温の媒体が流れる管
路を囲むように外側に、高温・高圧の媒体が流れる複数
の細管を、該低圧・低温の媒体が流れる管路周囲に環状
に設けて熱交換を行わせる。

【００３６】高温・高圧の媒体が流れる管路から複数の
細管を分別して構成し、その内側に低温低圧の媒体が流
れる管路を挿入して熱交換器を形成する。

【００３７】前記細管の間隙には熱伝達物質を充填して
熱交換器を形成する。

【００３８】更に、低圧の媒体が流れる管路を蛇行状に
形成し、該管路を囲むように外側に高圧の媒体が流れる
管路を巻き付けて熱交換器を構成する。

【００３９】低圧の媒体が流れる管路を囲むように外側
に、高圧の媒体が流れる管路を螺旋状に巻き付けて熱交
換器を構成し、低圧の媒体が流れる管路の随意の箇所に
熱交換の能力に必要に応じて設置できるようにする。

【００４０】本発明の熱交換器をガスクーラのファンの
風量が届く範囲内に配置することで、冷却効果の向上を
図り熱交換の能力を上げる。

【００４１】本発明は、圧縮機、ガス冷却器、内部熱交
換器、受液器、膨張弁、及び蒸発器を備えた、超臨界サ
イクルを利用した蒸気圧縮式空気調和装置において、前
記内部熱交換器は、低圧の管路を囲むように外側に高圧
の管路を設ける構成として、熱交換を行わせるものとし
た蒸気圧縮式空気調和装置を提供する。

【００４２】

【発明の実施の形態】本発明の実施例について図面を参
照しつつ、以下詳述する。

【００４３】図５は、本発明の第１の実施例に基づく内
部熱交換器の断面斜視図を示している。この内部熱交換
器は、図３で示したような冷凍空調装置に適用される。
図５を参照して説明すれば、内部熱交換器４０は、直線
状の大径管４１とその内部に同心状に配設された直線状
の中径管４２を有している。従つて、大径管４１と中径
管４２との間には円環柱状の隙間４３が画成される。隙
間４３にはその軸方向に沿って複数の直線状の小径管４
４が配設されており、周方向で略等間隔に配置されてい
る。さらに小径管４４を除いた隙間４３には小径管４４
の軸方向長さに渡つて伝熱性の高い部材、例えばアルミ
合金製の部材４３ａが充填されている。

【００４４】なお、上記した三つの管４１、４２及び４
３は、高い伝熱性を有する物質、例えばアルミ合金で形
成されている。

【００４５】図６をも参照して、説明を続けると、管の
軸方向寸法は、中径管４２、大径管４１そして小径管４
４の順で小さくなっている。小径管４４の両端は、図６
中の破線で示す部分まで延在している。大径管４１の両
端部は閉塞部４１１および４１２によって、それぞれ閉
塞されている。さらに、大径管４１の両端部の外側面に
は、入口管４０１および出口管４０２がそれぞれ設けら
れている。入口管４０１を介してガス冷却器１０２の出
口側（図３参照）と小径部４４の一端とが連通され、出
口管４０２を介して膨張弁１０４の入口側（図３参照）
と小径部４４の他端とが連通されている。

【００４６】この結果、複数の小径管４４により、第１
の流路４４ａが形成される。中径管４２は、その両端を
大径管４１の両閉塞部４１１、４１２にそれぞれ貫通さ
せている。中径管４２の一端開ロ部４２１は、受液器１
０３の出口側（図３参照）と連通して入口部と為し、他
端開口部４２２は圧縮機１０１の入口側（図３参照）と
連通して出ロ部と為している。こうして、中径管４２に
よって第２の流路４２ａが形成される。

【００４７】上記のような内部熱交換器４０を有するＣ
Ｏ₂冷凍空調装置が運転すると、受液器１０３から移動
してきた低温低圧の冷媒が、入ロ部４２１を介して第２
の流路４２ａを流れ（図６中の破線矢印参照）、ガス冷
却器１０２から移動してきた高温高圧の冷媒が、入ロ管
４０１を介して第１の流路４４ａを流れる（図６中の実
線矢印参照）。そしてこの時、第１の流路４４ａを流れ
る高温高圧の冷媒と第２の流路４２ａを流れる低温低圧
の冷媒との間で熱交換が行われる。第２の流路４２ａを
流れた低温低圧の冷媒は、出ロ部４２２を介して圧縮機
１０１の入口側へと移動し（図６中の破線矢印参照）、
第１の流路４４ａを流れた高温高圧の冷媒は出口管４０
２を介して膨張弁１０４の入口側へと移動する（図６中
の実線矢印参照）。

【００４８】図５及び図６で示すように、本実施例によ
れば、第１の流路４４ａは、高温高圧の冷媒が流れる複
数の小径管４４によって構成され、第２の流路４２ａは
低温低圧の冷媒が流れる単―の中径管４２によって構成
されている。そして、小径管４４は、中径管４２を径方
向外方で等間隔を置いて取り囲んでいる。従って、第２
の流路４２ａを流れる低温低圧の冷媒の全てが第１の流
路４４ａを流れる高温高圧の冷媒と熱交換を行うことに
なる。この為、内部熱交換器１０６において、高温高圧
の冷媒は、全ての低温低圧の冷媒を対象にして放熱する
ことが出来る。

【００４９】更に、第１の流路４４ａを流れる高温高圧
の冷媒の一部は、内部熱交換器１０６の外方の流体（一
般的には空気）と接触することになる。この為、第１の
流路４４ａを流れる高温高圧の冷媒の一部は、内部熱交
換器１０６の外方の空気とも熱交換を行うことになる。
それ故、高温高圧の冷媒は、全ての低温低圧の冷媒を対
象にして放熱するだけでなく、外部空気にも放熱するこ
とが出来る。この結果、高温高圧の冷媒の放熱量を高温
高圧の冷媒が全ての低温低圧の冷媒を対象にして放熱し
た場合の熱量△ｈより大きくすることが出来る（△ｈ＜
△ｈ_b）。

【００５０】ここで、△ｈ_bは、高温高圧の冷媒が低温
低圧の冷媒の全てに放熱すると共に、その一部が空気に
も放熱した量の和を示している。従つて、蒸発器１０５
での熱吸収は（△ｈ_b＋ｈ₁）で示すことが出来る。この
ことは、高温高圧の冷媒が全ての低温低圧の冷媒を対象
にして放熱した場合（△ｈ＋ｈ₁）と較べ、蒸発器１０
５における冷却効果を―層高めていることを意味してい
る。また、図３で示した冷凍空調装置の成績係数εをさ
らに向上させていることも意味している。それから、従
来技術ように外方空気を熱的遮断することを目的に断熱
部材を設ける必要がないので、内部熱交換器の構造が複
雑化してしまうようなことがない。さらにまた、低温低
圧の冷媒流路ならびに高温高圧の冷媒流路は実質的に単
純な直管部材によって画成できるので、内部熱交換器の
構造が簡単になって製造が容易となる。

【００５１】それから耐圧性について述べれば、本実施
例では高温高圧の冷媒流路を複数の断面円形の小径管４
４によって構成している為、個々の小径管４４の管厚を
薄くしても所要の耐圧強度を得ることが可能である。こ
れは、『管の内圧で生じる半径方向応力ならびに周方向
応力に対する管の耐久性低下は、管の内径に比例し、管
厚に反比例する。』という関係が適用できるからであ
る。さらに、個々の小径管４４の管厚を薄くできるので
高温高圧の冷媒流路を構成する管の総重量を軽減するこ
とが出来る。

【００５２】図７は、内部熱交換器に係わる本発明の第
２の実施例を示しており、以下の点で第１の実施例と異
なっている。図７を参照すれば、この第２の実施例で
は、アルミ合金部材を引き抜き加工することにより、単
一の円筒状空所５２ならびに複数の円筒状空所５４が画
成されている。そして、円筒状空所５４の内径は、円筒
状空所５２の内径より小さくなるように設計されてい
る。さらに、それぞれの円筒状空所５４は径方向に距離
を置いて上記円筒状空所５２を取り囲み、しかも周方向
で略等距離となって配置させられている。このようにし
て、円筒状空所５４と円筒状空所５２は、実質的に第１
の実施例における小径管４４と中径管４２にそれぞれ対
応しており、第１の実施例同様に第１の流路４４ａなら
びに第２の流路４２ａをそれぞれ形成している。

【００５３】図８は、内部熱交換器に係わる本発明の第
３の実施例を示しており、以下の点で第１の実施例と異
なっている。すなわち、図８から分かるように、複数の
小径管４４は中径管４２の外周面に接触した状態で中径
管４２を取り囲み、且つ隣接する小径管４４は互いに外
周面を接触させている。さらに、中径管４２の外周面と
小径管４４の外周面とによって画成される隙間４３１に
は伝熱性の高い物質からなる部材、例えば、アルミ合金
製の部材が充填されている。さらにまた、アルミ合金製
の管状の部材４５が、複数の小径管４４をその軸方向全
長に亘って接触して取り囲んでいる。

【００５４】なお、管状の部材４５に替えて、複数の帯
状のリング部材（図示せず）を用意し、これを用いて複
数の小径管４４を軸方向の数ヵ所で束ねるように取り囲
んでもよい。何れにせよ、複数の小径管４４が中径管４
２の周りで確実に固定されるようになつていればよい。

【００５５】図９は、内部熱交換器に係わる本発明の第
４の実施例を示している。この実施例は、内部熱交換器
４０に接続される配管（図示せず）の取り回しを考慮し
たものである。

【００５６】図９および図６を参照して、第４の実施例
の要部について説明する。第１の実施例では図６から分
かるように、大径管４１の一方端部の外側面に入口管４
０１を設けたが、この実施例では、大径管４１の一方の
閉塞部４１１の略中央部分に入口管４０１を設けてい
る。そしてさらに、中径管４２の入口部４２１は大径管
４１の一方端部近傍で直角に曲げられ大径管４１の側部
を貫通している。

【００５７】なお、出口管４０２と出口部４２２につい
ては、図６で示すような配置ままでもよいし、図示はし
ないが上記した入口管４０１と入口部４２１と同様な配
置を行ってもよい。また、入口管４０１と入口部４２１
は図６で示すような配置とし、出ロ管４０２と出ロ部４
２２のみを、図９と同様な配置を行ってもよい。このよ
うに入ロ管４０１、出ロ管４０２、入口部４２１ならび
に出口部４２２の取り付け位置を各々適宜選択できるの
で、内部熱交換器４０に接続される配管（図示せず）の
取り回しの自由度を大きくすることが出来る。

【００５８】なお、第１乃至第４の実施例では、図６で
示すように第１の流路４４ａ中を流れる高温高圧の冷媒
と第２の流路４２ａを流れる低温低圧の冷媒とが同一方
向に流れるようしたが、これに限定される必要はなく、
上記二つの流路を流れる冷媒がそれぞれ互いに向かい合
つて流れるようにしてもよい。

【００５９】図１０は、内部熱交換器に係わる本発明の
第５の実施例を示している。この実施例では伝熱性の高
い物質（例えば、アルミ合金）によって作成した複数の
環状部材４６が、大径管４１に嵌装されている。環状板
部材４６が嵌装される大径管４１の部位は、小径管４４
が延在する部分に相当し、軸方向で略等間隔に配設され
ている。このような構造とすることにより、高温高圧の
冷媒が流れる第１の流路４４ａと内部熱交換器４０の外
方空気との熱交換が促進される。この結果、内部熱交換
器４０の熱交換能力を高めることが出来る。これは、最
終的には蒸発器１０５（図３参照）の冷却能力を高め且
つ、ＣＯ₂冷凍空調装置の成績係数εを向上させること
に繋がる。上記したような熱交換能力の向上は、高温高
圧の冷媒が流れる第１の流路４４ａと低温低圧の冷媒が
流れる第２の流路４２ａとの配置関係を図５で示すよう
にすることによって初めて可能となる。

【００６０】図１１、図１３、図１５および図１６は、
内部熱交換器に係わる本発明の第６乃至第９の実施例を
それぞれ示している。これらの実施例では第１の流路な
らびに第２の流路を形成する管路の構造が、前記した第
１乃至第５の実施例と異なっている。しかしながら、低
温低圧の冷媒が流れる第２の流路を高温高圧の冷媒が流
れる第１流路が囲むという本発明の基本構成について
は、第１乃至第５の実施例と何ら変わるものではない。

【００６１】図１１ならびに図１２を参照し、第６の実
施例に基づく内部熱交換器５０について説明する。本実
施例では低温低圧の冷媒が流れる第２の流路５２ａは、
蛇行するように折り曲げられた―本の円形管５２によっ
て形成されている。図１２から分かるように、上記の管
５２は蛇行するように折り曲げられていることで、複数
の直行部５２１と複数の曲部５２２とを有している。そ
して、隣接する直行部５２１は、互いに接触するように
配置されるとともに、その両端は曲部５２２によって接
続されている。管５２の―方端は直行部５２１ａを形成
し、その端部は入口部５２３を為して受液器１０３の出
口側（図３参照）と連通している。同様に、他方端も直
行部５２１ｂを形成し、その端部は出口部５２４を為し
て圧縮機１０１の入口側（図３参照）と連通している。

【００６２】なお、上記した複数の直行部５２１および
複数の曲部５２２は、同一平面上に載るような配置とな
っている。高温高圧の冷媒が流れる第１の流路５４ａも
―本の円形管５４によって形成されている。

【００６３】図１１から分かるように、管５４は上記し
た管５２の直行部５２１に略直交する状態で直行部５２
１に複数回にわたり巻回されている。この結果、管５４
には複数の周回部５４１が形成される。そして、隣接す
る周回部５４１は、互いに接触するように配置させられ
ている。管５４の―方端部は入口部５４２を為してガス
冷却器１０２の出口側（図３参照）と連通し、他方端部
は出口部５４３を為して膨張弁１０４の入口側（図３参
照）と連通している。

【００６４】この実施例では高温高圧の冷媒が流れる第
１の流路５４ａと、低温低圧の冷媒が流れる第２の流路
５２ａとは、互いに略直交する。ところで、上記直行部
５２１および曲部５２２の数、ならびに管５４の巻回し
回数は、必要に応じて適宜選択できることは言うまでも
ない。

【００６５】図１３ならびに図１４を参照して、第７の
実施例を以下説明する。本実施例においても、低温低圧
の冷媒が流れる第２の流路５２ａは、上記した第６の実
施例と同様な構成となっている。第６の実施例と異なる
ところは図１３から分かるように、高温高圧の冷媒が流
れる第１の流路５４ａを構成する管５４が、管５２の直
行部５２１に略平行する状態で直行部５２１ならびに曲
部５２２に巻回されていることである。このように巻回
すことにより、第６の実施例と比較して管５２と管５４
との接触面積を大きくすることが出来る。この結果、
内部熱交換器５０の熱交換能力が高まる。

【００６６】この実施例では、高温高圧の冷媒が流れる
第１の流路５４ａと低温低圧の冷媒が流れる第２の流路
５２ａとは、互いに略平行状態となる。そして、ある部
位では第１の流路５４ａを流れる高温高圧の冷媒と、第
２の流路５２ａを流れる低温低圧の冷媒とが同―方向に
流れ、他の部位では上記二つの冷媒がそれぞれ互いに向
かい合つて流れることになる。

【００６７】図１５を参照して、第８の実施例を以下説
明する。本実施例の内部熱交換器６０は、図１５で示す
ように、好ましくは、一対の集配器（ディストリビュー
タ）６１、６２および複数の細管６３とによって、高温
高圧の冷媒が流れる第１の流路６４ａが構成されてい
る。複数の細管６３は、―対の集配器６１、６２の間に
掛け渡されている。一方の集配器６１には細管６３とは
反対の位置に入口部６１１が設けられ、同様にして、
他方の集配器６２には、細管６３とは反対の位置に出口
部６１２が設けられいる。そして、入ロ部６１１はガス
冷却器１０２の出ロ側（図３参照）と連通し、出口部６
１２は、膨張井１０４の入口側（図３参照）と連通する
ことになる。低温低圧の冷媒が流れる第２の流路６２ａ
は、―本の円形の管６４によって構成され、上記した複
数の細管６３の中に略軸方向に沿って延在配置されてい
る。さらに、管６４の両端部は互いに逆方行で直角に曲
げられ、それぞれ入口部６４１、出口部６４２を形成し
ている。そして、入口部６４１は受液器１０３の出口側
（図３参照）と連通し、出口部６４２は圧縮機１０１の
入ロ側（図３参照）と連通することになる。

【００６８】なお、図１５では細管６３の本数が少なく
疎らに描かれているが、実際は管６４の外周面全体を密
着して覆う程度の本数である。さらに、必要に応じて細
管６３の本数ならびにその長さを適宜選択することは全
く自由である。

【００６９】図１６を参照して、第９の実施例を以下説
明する。本実施例の内部熱交換器７０では、低温低圧の
冷媒が流れる第２の流路７２ａは、―本の管７１によっ
て構成されている。管７１の一方端部は入口部７１１を
為して受液器１０３の出口側（図３参照）と連通し、他
方端部は出口部７１２を為して圧縮機１０１の入口側
（図３参照）と連通している。

【００７０】高温高圧の冷媒が流れる第１の流路７４ａ
は、一本の細管７２によって構成されている。この細管
７２は、上記した管７１の中央部の外周面に複数回にわ
たり密着して巻回されている。この結果、細管７２には
複数の周回部７２１が形成される。そして、隣接する周
回部７２１は、互いに接触するように配置させられてい
る。細管７２の一方端部は入口部７２２を為してガス冷
却器１０２の出口側（図３参照）と連通し、他方端部は
出口部７２３を為して膨張弁１０４の入口側（図３参
照）と連通している。

【００７１】上記したように、本実施例の内部熱交換器
７０は、極めて簡単な構造であるため、設置場所に関し
て大きな自由度を有している。さらに、必要に応じて細
管７２の巻回し回数を適宜選択することは全く自由であ
る。

【００７２】なお、上記した第１乃至第９の実施例で
は、高温高圧の冷媒が流れる第１流路を構成する複数の
流体通路の断面形状を円形としているが、本発明はこれ
に拘らず断面形状は自由に選択可能である。

【００７３】図１７は、自動車空調用ＣＯ₂冷凍空調装
置の一部を示した斜視図である。具体的にはガス冷却器
１０２および図１０で示した内部熱交換器４０が図示さ
れている。図１７から分かるように、内部熱交換器４０
は、ガス冷却器１０２の側部に隣接して配置されてい
る。このような配置は、内部熱交換器の設置の自由度が
大きいことにより可能となっている。そして、内部熱交
換器４０がガス冷却器１０２とともに走行風（図１７中
の白抜き矢印Ａを参照）を受けることを可能とさせてい
る。この結果、第１の流路４４ａを流れる高温高圧の冷
媒と空気との熱交換が一層促進され、内部熱交換器４０
の熱交換能力を更に高めることが出来る。

【００７４】図１８は、家庭用の空調用ＣＯ₂冷凍空調
装置の一部を示した斜視図である。図１８を参照し、ガ
ス冷却器１０２およびこれに付設されたモーターファン
１０２ａが直方体の函体２００内に収容されている。函
体２００の前面部２００ａおよび後面部は、空気の流通
を考慮してルーバー状に形成されている。函体２００内
には、更に本発明による内部熱交換器４０が収容されて
いる。図１８から分かるように、内部熱交換器４０とガ
ス冷却器１０２は、互いに隣接して配置され、函体２０
０の前面部２００ａの近傍に位置させられている。

【００７５】なお、図示をしないが函体２００内には、
圧縮機も収容されている。モーターファン１０２ａは、
ガス冷却器１０２の後方すなわち函体２００の後面部側
に位置するよう付設されている。さらに、モータ−ファ
ン１０２ａは、その回転領域がガス冷却器１０２だけで
なく内部熱交換器４０をも覆うように、その回転軸を位
置させている。

【００７６】モーターファン１０２ａが駆動すると、白
抜き矢印Ａで示したように函体２００を後面部から前面
部２００ａに向かって通過する空気の流れが発生する。
このように、函体２００で画成された空間の中に内部熱
交換器４０とガス冷却器１０２とを互いに隣接して配置
させたので、ガス冷却器１０２だけでなく内部熱交換器
４０をもモーターファン１０２ａの空気流の中に置くこ
とが出来る。この結果、第１の流路４４ａ（図６参照）
を流れる高温高圧の冷媒と空気との熱交換が―層促進さ
れ、内部熱交換器４０の熱交換能力を更に高めることが
出来る。

【００７７】なお、開ロ部４２１は、受液器１０３の出
口側（図３参照）と連通して入口部と為し、他端開口部
４２２は、圧縮機１０１の入口側（図３参照）と連通し
て出ロ部と為している点は先の実施例におけるものと変
わりない。

【００７８】上記した説明から分かるように、本発明に
係わる内部熱交換器は、冷凍回路の一部において超臨界
状態が生じるＣＯ₂冷凍空調装置に好ましく用いられる
が、これに限定されるものでなく、他の冷凍空調装置に
適用でき得ることは言うまでもない。

【００７９】

【発明の効果】以上で説明したように、本発明に係わる
内部熱交換器は、低温低圧の冷媒が流れる第２の流路を
高温高圧の冷媒が流れる第１の流路が囲むように配置さ
れているので、従来技術と比較して内部熱交換器の熱交
換能を高めることが出来る。この結果、蒸発器の冷却能
力が高まり、且つ冷凍空調装置の成績係数εも向上する
ことが出来る。また、従来技術のように熱交換能の低減
を防ぐため断熱部材を設ける必要がないので構造を単純
化できる。さらに、内部熱交換器の設置の自由度を大き
く出来るし、小型化も可能としている。さらにまた、高
温高圧の冷媒が流れる第１流路を複数の管路で構成して
いるので、内部熱交換器を軽量化させつつ耐圧性を向上
させることができ、高い耐圧性が求められるＣＯ₂冷凍
空調装置に好適である。

【図面の簡単な説明】

【図１】従来技術を示す内部熱交換器を具備しないＣＯ
₂冷凍空調装置の回路構成図である。

【図２】二酸化炭素のｐ−ｈ線図である。

【図３】内部熱交換器を具備したＣＯ₂冷凍空調装置の
回路構成図である。

【図４】図３で示す回路構成の説明に対応させた二酸化
炭素のｐ-ｈ線図である。

【図５】本発明の第１の実施例に基づく内部熱交換器の
断面斜視図である。

【図６】本発明の第１の実施例に基づく内部熱交換器の
全体構成概念図である。

【図７】本発明の第２の実施例に基づく内部熱交換器の
断面斜視図である。

【図８】本発明の第３の実施例に基づく内部熱交換器の
断面斜視図である。

【図９】本発明の第４の実施例に基づく内部熱交換器の
一部構成概念図である。

【図１０】本発明の第５の実施例に基づく内部熱交換器
の全体構成概念図である。

【図１１】本発明の第６の実施例に基づく内部熱交換器
の全体斜視図である。

【図１２】図１１に示した内部熱交換器のうち、第２の
流路の全体斜視図である。

【図１３】本発明の第７の実施例に基づく内部熱交換器
の全体斜視図である。

【図１４】図１３に示した内部熱交換器のうち、第２の
流路の全体斜視図である。

【図１５】本発明の第８の実施例に基づく内部熱交換器
の全体斜視図である。

【図１６】本発明の第９の実施例に基づく内部熱交換器
の全体斜視図である。

【図１７】本発明を適用した自動車空調用CO₂冷凍空調
装置の一部を示した斜視図である。

【図１８】本発明を適用した家庭用の空調用CO₂冷凍空
調装置の一部を示した斜視図である。

【図１９】図３で示した冷凍空調装置に適用される従来
の内部熱交換器の模式図である。

【符号の説明】

１０１圧縮機１０２ガス冷却器（ガスクーラー）１０３受液器（レシーバー）１０４膨張弁（減圧弁）１０５蒸発器（エバポレーター）１０６内部熱交換器２０、３０第１の流路、第２の流路２１、２２入口部,出出口４０内部熱交換器４１大径管４２中径管４３、４３１隙間４４小径管４４ａ第１の流路４２ａ第２の流路４５管状の部材５２円筒状空所５４円筒状空所６０内部熱交換器６１，６２集配器（ディストリビュータ）６３細管７０内部熱交換器７２細管

Claims

【特許請求の範囲】

【請求項１】低温低圧の媒体が流れる管路を囲むように
外側に、高温高圧の媒体が流れる管路を設けて熱交換を
行わせることを特徴とする蒸気圧縮式冷凍サイクル等に
使用される熱交換器。
【請求項２】低温低圧の媒体が流れる管路を囲むように
外側に、高温高圧の媒体が流れる複数の細管を設けて熱
交換を行わせることを特徴とする蒸気圧縮式冷凍サイク
ル等に使用される熱交換器。
【請求項３】前記細管の間隙には熱伝達物質を充填した
請求項２記載の蒸気圧縮式冷凍サイクル等に使用される
熱交換器。
【請求項４】高温高圧の媒体が流れる管路から複数の細
管を分別して構成し、その内側に低温低圧の媒体が流れ
る管路を挿入して熱交換を行わせることを特徴とする蒸
気圧縮式冷凍サイクル等に使用される請求項１記載の熱
交換器。
【請求項５】低温低圧の媒体が流れる管路を蛇行状と
し、該管路を囲むように外側に高温高圧の媒体が流れる
管路を巻き付けたことを特徴とする蒸気圧縮式冷凍サイ
クル等に使用される請求項１記載の熱交換器。
【請求項６】低温低圧の媒体が流れる管路を囲むように
外側に高温高圧の媒体が流れる管路を螺旋状に巻き付け
たことを特徴とする蒸気圧縮式冷凍サイクル等に使用さ
れる請求項１記載の熱交換器。
【請求項７】前記熱交換器をガスクーラのファンの風量
が届く範囲内に配置することを特徴とする蒸気圧縮式冷
凍サイクル等に使用される請求項１記載の熱交換器。
【請求項８】圧縮機、ガス冷却器、内部熱交換器、受液
器、膨張弁、及び蒸発器を備えた、超臨界サイクルを利
用した蒸気圧縮式空気調和装置において、前記内部熱交
換器は低圧の管路を囲むように外側に高温・高圧の管路
を設けて熱交換を行わせる構成としたことを特徴とする
蒸気圧縮式空気調和装置。