JP2001343173A - Ｃｏ２冷媒用冷凍サイクル装置 - Google Patents
Ｃｏ２冷媒用冷凍サイクル装置Info
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Abstract
(57)【要約】
【課題】 小口径の複数の貫通穴からなる扁平チューブ
を蒸発器の冷媒流路として用いるＣＯ2冷媒用冷凍サイ
クル装置において、熱交換率／圧力損失比のすぐれた冷
凍サイクル装置を提供する。 【解決手段】 油分離器またはオイルレス型やオイルプ
ア型のリニア圧縮機を用い、蒸発器入口におけるオイル
循環率が２％以下とし、冷媒流路が扁平チューブに形成
された複数の貫通穴からなる蒸発器や補助熱交換器の蒸
発側冷媒流路をもつＣＯ2冷媒用の冷凍サイクル装置。
を蒸発器の冷媒流路として用いるＣＯ2冷媒用冷凍サイ
クル装置において、熱交換率／圧力損失比のすぐれた冷
凍サイクル装置を提供する。 【解決手段】 油分離器またはオイルレス型やオイルプ
ア型のリニア圧縮機を用い、蒸発器入口におけるオイル
循環率が２％以下とし、冷媒流路が扁平チューブに形成
された複数の貫通穴からなる蒸発器や補助熱交換器の蒸
発側冷媒流路をもつＣＯ2冷媒用の冷凍サイクル装置。
Description
【０００１】
【発明の属する技術分野】本発明は、冷媒として二酸化
炭素冷媒（ＣＯ2冷媒）を用いた冷凍サイクル装置に関
するものである。
炭素冷媒（ＣＯ2冷媒）を用いた冷凍サイクル装置に関
するものである。
【０００２】
【従来の技術】空調機、カーエアコン、電気（冷凍）冷
蔵庫、冷蔵または冷凍倉庫、ショーケース等には、圧縮
機、放熱器、減圧器、蒸発器等を接続してなる冷凍サイ
クル装置が使われているが、この冷凍サイクル装置内に
封入される冷媒としては、フッ素原子を含有する炭化水
素類が用いられてきた。
蔵庫、冷蔵または冷凍倉庫、ショーケース等には、圧縮
機、放熱器、減圧器、蒸発器等を接続してなる冷凍サイ
クル装置が使われているが、この冷凍サイクル装置内に
封入される冷媒としては、フッ素原子を含有する炭化水
素類が用いられてきた。
【０００３】特にフッ素原子と塩素原子をともに含有す
る炭化水素（ＨＣＦＣ、ハイドロクロロフルオロカーボ
ン）類は性能がよく、かつ不燃性、人体に対して無毒で
あることから、冷凍サイクル装置に広く用いられてき
た。
る炭化水素（ＨＣＦＣ、ハイドロクロロフルオロカーボ
ン）類は性能がよく、かつ不燃性、人体に対して無毒で
あることから、冷凍サイクル装置に広く用いられてき
た。
【０００４】しかし、ＨＣＦＣ（ハイドロクロロフルオ
ロカーボン）類は塩素原子を有しているがゆえに、大気
に放出されて成層圏に達してしまった場合にオゾン層を
破壊してしまうことが明らかになり、これらに代わって
塩素原子を含まないＨＦＣ（ハイドロフルオロカーボ
ン）が使用されつつあるが、オゾン層を破壊する性質は
有しないものの大気中での寿命が長いために温室効果が
大きく、近年問題になっている地球温暖化を防止する上
では必ずしも満足な冷媒とはいえない。
ロカーボン）類は塩素原子を有しているがゆえに、大気
に放出されて成層圏に達してしまった場合にオゾン層を
破壊してしまうことが明らかになり、これらに代わって
塩素原子を含まないＨＦＣ（ハイドロフルオロカーボ
ン）が使用されつつあるが、オゾン層を破壊する性質は
有しないものの大気中での寿命が長いために温室効果が
大きく、近年問題になっている地球温暖化を防止する上
では必ずしも満足な冷媒とはいえない。
【０００５】上記ハロゲン原子を含有するＨＣＦＣ類や
ＨＦＣ類の代わりに、オゾン破壊係数がゼロでありかつ
地球温暖化係数もハロゲン原子を含有する炭化水素類に
比べれば格段に小さい二酸化炭素を冷媒として用いる冷
凍サイクル装置の可能性が検討されつつある。例えば、
特公平７−１８６０２号公報には、二酸化炭素を使用し
た冷凍サイクル装置が提案されている。
ＨＦＣ類の代わりに、オゾン破壊係数がゼロでありかつ
地球温暖化係数もハロゲン原子を含有する炭化水素類に
比べれば格段に小さい二酸化炭素を冷媒として用いる冷
凍サイクル装置の可能性が検討されつつある。例えば、
特公平７−１８６０２号公報には、二酸化炭素を使用し
た冷凍サイクル装置が提案されている。
【０００６】ここで二酸化炭素の臨界温度は３１．１
℃、臨界圧力は７３７２ｋＰａであり、これを用いた冷
凍サイクル装置では、図８を用い説明する遷臨界サイク
ルとなりうる。
℃、臨界圧力は７３７２ｋＰａであり、これを用いた冷
凍サイクル装置では、図８を用い説明する遷臨界サイク
ルとなりうる。
【０００７】図８は、二酸化炭素冷媒（ＣＯ2冷媒）を
冷媒として用いる冷凍サイクルのモリエル線図である。
図中のＡ−Ｂ−Ｃ−Ｄ−Ａで示されるように、圧縮機で
気相状態のＣＯ2冷媒を圧縮する圧縮行程（Ａ−Ｂ）、
この高温高圧の超臨界状態のＣＯ2冷媒を放熱器（ガス
クーラ）にて冷却する冷却行程（Ｂ−Ｃ）、そして、減
圧器により減圧する減圧行程（Ｃ−Ｄ）、気液二相状態
となったＣＯ2冷媒を蒸発させる蒸発器の蒸発行程（Ｄ
−Ａ）により、蒸発潜熱で空気等の外部流体から熱を奪
って外部流体を冷却する。
冷媒として用いる冷凍サイクルのモリエル線図である。
図中のＡ−Ｂ−Ｃ−Ｄ−Ａで示されるように、圧縮機で
気相状態のＣＯ2冷媒を圧縮する圧縮行程（Ａ−Ｂ）、
この高温高圧の超臨界状態のＣＯ2冷媒を放熱器（ガス
クーラ）にて冷却する冷却行程（Ｂ−Ｃ）、そして、減
圧器により減圧する減圧行程（Ｃ−Ｄ）、気液二相状態
となったＣＯ2冷媒を蒸発させる蒸発器の蒸発行程（Ｄ
−Ａ）により、蒸発潜熱で空気等の外部流体から熱を奪
って外部流体を冷却する。
【０００８】図８において、線（Ｂ−Ｃ）は、気液の臨
界点ＣＣにより高圧側に位置していて、飽和液線及び飽
和蒸気線に交差することはない。すなわち、蒸発行程
（Ｄ−Ａ）における飽和蒸気領域（気液二相領域）から
加熱蒸気領域（気相領域）への移行は、ＨＣＦＣ類やＨ
ＦＣ類の場合と同様に行われるが、臨界点ＣＣを越える
領域（超臨界領域）においては、ＨＣＦＣ類やＨＦＣ類
の場合のような凝縮行程が存在せず、ＣＯ2冷媒が液化
することなく冷却される冷却行程となる。
界点ＣＣにより高圧側に位置していて、飽和液線及び飽
和蒸気線に交差することはない。すなわち、蒸発行程
（Ｄ−Ａ）における飽和蒸気領域（気液二相領域）から
加熱蒸気領域（気相領域）への移行は、ＨＣＦＣ類やＨ
ＦＣ類の場合と同様に行われるが、臨界点ＣＣを越える
領域（超臨界領域）においては、ＨＣＦＣ類やＨＦＣ類
の場合のような凝縮行程が存在せず、ＣＯ2冷媒が液化
することなく冷却される冷却行程となる。
【０００９】このとき、二酸化炭素冷媒（ＣＯ2冷媒）
を用いた冷凍サイクル装置の作動圧力は、低圧側圧力は
３．５ＭＰａ程度、高圧側圧力は１０ＭＰａ程度となる
ため、ＨＣＦＣ類やＨＦＣ類を用いた場合に比較して、
作動圧力が高くなり、高圧側圧力と低圧側圧力は、ＨＣ
ＦＣ類やＨＦＣ類を用いた冷凍サイクル装置の約５〜１
０倍となる。
を用いた冷凍サイクル装置の作動圧力は、低圧側圧力は
３．５ＭＰａ程度、高圧側圧力は１０ＭＰａ程度となる
ため、ＨＣＦＣ類やＨＦＣ類を用いた場合に比較して、
作動圧力が高くなり、高圧側圧力と低圧側圧力は、ＨＣ
ＦＣ類やＨＦＣ類を用いた冷凍サイクル装置の約５〜１
０倍となる。
【００１０】
【発明が解決しようとする課題】しかしながら、ＣＯ2
冷媒用冷凍サイクル装置の放熱器や蒸発器に用いられる
熱交換器の冷媒流路は、高圧冷媒の圧力に耐えるため
に、図９の概略構成図に示すように、小口径の複数の貫
通孔２１ａから構成される扁平チューブ２１が用いられ
る。
冷媒用冷凍サイクル装置の放熱器や蒸発器に用いられる
熱交換器の冷媒流路は、高圧冷媒の圧力に耐えるため
に、図９の概略構成図に示すように、小口径の複数の貫
通孔２１ａから構成される扁平チューブ２１が用いられ
る。
【００１１】ここで、ＣＯ2冷媒用冷凍サイクル装置の
圧縮機から、ＣＯ2冷媒とともにオイルが吐出される
と、特に小口径の複数の貫通孔の冷媒流路で構成される
蒸発器において、オイルがＣＯ2冷媒の蒸発阻害の要因
となり、ＣＯ2冷媒の蒸発熱伝達率が極端に低下し、圧
力損失が増大するという課題が見出された。
圧縮機から、ＣＯ2冷媒とともにオイルが吐出される
と、特に小口径の複数の貫通孔の冷媒流路で構成される
蒸発器において、オイルがＣＯ2冷媒の蒸発阻害の要因
となり、ＣＯ2冷媒の蒸発熱伝達率が極端に低下し、圧
力損失が増大するという課題が見出された。
【００１２】そこで、本発明はこのような課題を解決す
るために、小口径の複数の貫通孔からなる扁平チューブ
を蒸発器の冷媒流路として用いるＣＯ2冷媒用冷凍サイ
クル装置において、オイルフリーの冷凍サイクル装置を
提供することを目的とする。
るために、小口径の複数の貫通孔からなる扁平チューブ
を蒸発器の冷媒流路として用いるＣＯ2冷媒用冷凍サイ
クル装置において、オイルフリーの冷凍サイクル装置を
提供することを目的とする。
【００１３】
【課題を解決するための手段】上記の目的を達成するた
めに、第１の本発明（請求項１に対応）は、放熱器と、
前記放熱器に冷媒を流入させる圧縮機と、前記放熱器の
冷媒出口側と前記圧縮機との間に設けられ、扁平チュー
ブに形成された複数の貫通孔を冷媒流路として有する蒸
発器とを少なくとも備え、前記蒸発器入口におけるオイ
ル循環率が、２％以下であることを特徴とするＣＯ2冷
媒用の冷凍サイクル装置である。
めに、第１の本発明（請求項１に対応）は、放熱器と、
前記放熱器に冷媒を流入させる圧縮機と、前記放熱器の
冷媒出口側と前記圧縮機との間に設けられ、扁平チュー
ブに形成された複数の貫通孔を冷媒流路として有する蒸
発器とを少なくとも備え、前記蒸発器入口におけるオイ
ル循環率が、２％以下であることを特徴とするＣＯ2冷
媒用の冷凍サイクル装置である。
【００１４】また、第２の本発明（請求項２に対応）
は、前記貫通孔の水力相当直径が０．２ｍｍから６．０
ｍｍであることを特徴とする上記本発明である。
は、前記貫通孔の水力相当直径が０．２ｍｍから６．０
ｍｍであることを特徴とする上記本発明である。
【００１５】また、第３の本発明（請求項３に対応）
は、前記圧縮機と前記放熱器との間に設けられた第１の
油分離器と、前記第１の油分離器と、前記圧縮機との間
に設けられた、前記油分離器で分離されるオイルを前記
圧縮機に帰還させる第１のオイル帰還手段とをさらに備
え、前記第１の油分離器で分離されるオイルが前記第１
のオイル帰還手段を介して前記圧縮機に帰還されること
により、前記蒸発器入口におけるオイル循環率が低減さ
れることを特徴とする上記本発明である。
は、前記圧縮機と前記放熱器との間に設けられた第１の
油分離器と、前記第１の油分離器と、前記圧縮機との間
に設けられた、前記油分離器で分離されるオイルを前記
圧縮機に帰還させる第１のオイル帰還手段とをさらに備
え、前記第１の油分離器で分離されるオイルが前記第１
のオイル帰還手段を介して前記圧縮機に帰還されること
により、前記蒸発器入口におけるオイル循環率が低減さ
れることを特徴とする上記本発明である。
【００１６】また、第４の本発明（請求項４に対応）
は、前記放熱器の冷媒出口側に設けられた第２の油分離
器と、前記第２の油分離器と、前記圧縮機との間に設け
られた、前記油分離器で分離されるオイルを前記圧縮機
に帰還させる第２のオイル帰還手段とをさらに備え、前
記第２の油分離器で分離されるオイルが前記第２のオイ
ル帰還手段を介して前記圧縮機に帰還されることによ
り、前記蒸発器入口におけるオイル循環率が低減される
ことを特徴とする上記本発明である。
は、前記放熱器の冷媒出口側に設けられた第２の油分離
器と、前記第２の油分離器と、前記圧縮機との間に設け
られた、前記油分離器で分離されるオイルを前記圧縮機
に帰還させる第２のオイル帰還手段とをさらに備え、前
記第２の油分離器で分離されるオイルが前記第２のオイ
ル帰還手段を介して前記圧縮機に帰還されることによ
り、前記蒸発器入口におけるオイル循環率が低減される
ことを特徴とする上記本発明である。
【００１７】また、第５の本発明（請求項５に対応）
は、前記圧縮機は、オイルレス型またはオイルプア型の
リニア圧縮機であり、前記リニア圧縮機を用いることに
より前記蒸発器の入口におけるオイル循環率が低減され
ることを特徴とする上記本発明である。
は、前記圧縮機は、オイルレス型またはオイルプア型の
リニア圧縮機であり、前記リニア圧縮機を用いることに
より前記蒸発器の入口におけるオイル循環率が低減され
ることを特徴とする上記本発明である。
【００１８】また、第６の本発明（請求項６に対応）
は、前記放熱器と前記蒸発器との間に設けられた第１の
減圧器と、前記放熱器の冷媒出口側から前記第１の減圧
器の入口側までの間に形成された放熱側冷媒流路と、前
記蒸発器の冷媒出口側から前記圧縮機の吸入部までの間
に形成された蒸発側冷媒流路との間で熱交換を行う第１
の補助熱交換器とをさらに備え、前記第１の補助熱交換
器内の蒸発側冷媒流路は、扁平チューブに形成された複
数の貫通孔を有することを特徴とする上記本発明であ
る。
は、前記放熱器と前記蒸発器との間に設けられた第１の
減圧器と、前記放熱器の冷媒出口側から前記第１の減圧
器の入口側までの間に形成された放熱側冷媒流路と、前
記蒸発器の冷媒出口側から前記圧縮機の吸入部までの間
に形成された蒸発側冷媒流路との間で熱交換を行う第１
の補助熱交換器とをさらに備え、前記第１の補助熱交換
器内の蒸発側冷媒流路は、扁平チューブに形成された複
数の貫通孔を有することを特徴とする上記本発明であ
る。
【００１９】また、第７の本発明（請求項７に対応）
は、前記第１の補助熱交換器内の蒸発側冷媒流路の貫通
孔の水力相当直径は、前記蒸発器出口の貫通孔の水力相
当直径以上であることを特徴とする上記本発明である。
は、前記第１の補助熱交換器内の蒸発側冷媒流路の貫通
孔の水力相当直径は、前記蒸発器出口の貫通孔の水力相
当直径以上であることを特徴とする上記本発明である。
【００２０】また、第８の本発明（請求項８に対応）
は、前記第２のオイル帰還手段を介して、前記第２の油
分離器と、前記圧縮機との間に設けられた第３の減圧器
と、前記第２のオイル帰還手段を介さずに、前記第２の
油分離器と、前記蒸発器との間に設けられた第４の減圧
器と、前記第３の減圧器の出口側から、前記第２のオイ
ル帰還手段を経て、前記圧縮機の少なくとも吸入部まで
の区間に形成された蒸発側冷媒流路と、前記放熱器の冷
媒出口側から、前記第４の減圧器の入口側までの区間に
形成された放熱側冷媒流路との間で熱交換を行う第２の
補助熱交換器とをさらに備え、前記第２の補助熱交換器
内の蒸発側冷媒通路は、扁平チューブに形成された複数
の貫通孔を有することを特徴とする上記本発明である。
は、前記第２のオイル帰還手段を介して、前記第２の油
分離器と、前記圧縮機との間に設けられた第３の減圧器
と、前記第２のオイル帰還手段を介さずに、前記第２の
油分離器と、前記蒸発器との間に設けられた第４の減圧
器と、前記第３の減圧器の出口側から、前記第２のオイ
ル帰還手段を経て、前記圧縮機の少なくとも吸入部まで
の区間に形成された蒸発側冷媒流路と、前記放熱器の冷
媒出口側から、前記第４の減圧器の入口側までの区間に
形成された放熱側冷媒流路との間で熱交換を行う第２の
補助熱交換器とをさらに備え、前記第２の補助熱交換器
内の蒸発側冷媒通路は、扁平チューブに形成された複数
の貫通孔を有することを特徴とする上記本発明である。
【００２１】また、第９の本発明（請求項９に対応）
は、前記第２の補助熱交換器内の蒸発側冷媒流路の貫通
孔の水力相当直径は、前記蒸発器入口の貫通孔の水力相
当直径以下であることを特徴とする上記本発明である。
は、前記第２の補助熱交換器内の蒸発側冷媒流路の貫通
孔の水力相当直径は、前記蒸発器入口の貫通孔の水力相
当直径以下であることを特徴とする上記本発明である。
【００２２】また、第１０の本発明（請求項１０に対
応）は、前記第１または第２の補助熱交換器内におい
て、前記放熱側冷媒流路も、扁平チューブに形成された
複数の貫通孔を備えることを特徴とする上記本発明であ
る。
応）は、前記第１または第２の補助熱交換器内におい
て、前記放熱側冷媒流路も、扁平チューブに形成された
複数の貫通孔を備えることを特徴とする上記本発明であ
る。
【００２３】また、第１１の本発明（請求項１１に対
応）は、前記蒸発器は、前記扁平チューブの肉厚方向に
交互に積層された複数のフィンをさらに備えることを特
徴とする上記本発明である。
応）は、前記蒸発器は、前記扁平チューブの肉厚方向に
交互に積層された複数のフィンをさらに備えることを特
徴とする上記本発明である。
【００２４】
【発明の実施の形態】以下、本発明の実施の形態につい
て、図１から図６を用いて説明する。
て、図１から図６を用いて説明する。
【００２５】（実施の形態１）図１は、水力相当直径
０．８６ｍｍの形状が三角形である小口径で２５本の貫
通孔からなる扁平チューブにおけるＣＯ2冷媒の蒸発熱
伝達率と圧力損失の特性図である。
０．８６ｍｍの形状が三角形である小口径で２５本の貫
通孔からなる扁平チューブにおけるＣＯ2冷媒の蒸発熱
伝達率と圧力損失の特性図である。
【００２６】図１では、横軸はオイル循環量を冷媒循環
量で割ったオイル循環率である。また、左側の縦軸はオ
イル循環率が０％のときの熱伝達率を１００とした熱伝
達率の百分率であり、右側の縦軸はオイル循環率が０％
のときの圧力損失を１００とした圧力損失の百分率であ
る。図１には、ＣＯ2冷媒との溶解性が異なる２種類の
オイルについての特性を示しており、オイルの種類によ
り低下の程度に違いがあるが、熱伝達率はオイル循環量
が増加するにしたがって低下する。また、圧力損失はオ
イル循環量が増加するにしたがって増加する。さらに、
不溶解性オイルでもこれらのオイルと同様の特性となる
と想像される。
量で割ったオイル循環率である。また、左側の縦軸はオ
イル循環率が０％のときの熱伝達率を１００とした熱伝
達率の百分率であり、右側の縦軸はオイル循環率が０％
のときの圧力損失を１００とした圧力損失の百分率であ
る。図１には、ＣＯ2冷媒との溶解性が異なる２種類の
オイルについての特性を示しており、オイルの種類によ
り低下の程度に違いがあるが、熱伝達率はオイル循環量
が増加するにしたがって低下する。また、圧力損失はオ
イル循環量が増加するにしたがって増加する。さらに、
不溶解性オイルでもこれらのオイルと同様の特性となる
と想像される。
【００２７】特に、オイル循環率が２％より大きい場合
には、オイルの種類に関わらず、熱伝達率は極端に低下
する。
には、オイルの種類に関わらず、熱伝達率は極端に低下
する。
【００２８】したがって、ＣＯ2冷媒の蒸発熱伝達率の
低下と圧力損失の増大を防止するためには、オイル循環
率は２％以下が望ましいものである。
低下と圧力損失の増大を防止するためには、オイル循環
率は２％以下が望ましいものである。
【００２９】ＣＯ2冷媒の蒸発熱伝達率を向上させると
とともに圧力損失を減らすためには、ＣＯ2冷媒と一緒
に吐出されるオイルを極めて少量にするか、オイルを全
く使用しないことが有効であることがわかる。すなわ
ち、冷媒流路が扁平チューブに引き抜き加工により形成
された複数の貫通孔からなる蒸発器を備える場合には、
蒸発器入口におけるオイル循環率が２％以下となるよう
にすることによって、できるだけ圧力損失の増加を招く
ことなしに、蒸発熱伝達率の低下を極力低減したＣＯ2
冷媒用の冷凍サイクル装置を実現することができる。
とともに圧力損失を減らすためには、ＣＯ2冷媒と一緒
に吐出されるオイルを極めて少量にするか、オイルを全
く使用しないことが有効であることがわかる。すなわ
ち、冷媒流路が扁平チューブに引き抜き加工により形成
された複数の貫通孔からなる蒸発器を備える場合には、
蒸発器入口におけるオイル循環率が２％以下となるよう
にすることによって、できるだけ圧力損失の増加を招く
ことなしに、蒸発熱伝達率の低下を極力低減したＣＯ2
冷媒用の冷凍サイクル装置を実現することができる。
【００３０】（実施の形態２）実施の形態１で示したデ
ータを含む様々な実験データから、オイルとＣＯ2冷媒
が循環する場合の扁平チューブの蒸発熱伝達率と圧力損
失は、次に述べる相関式による計算値と良好に一致し
た。
ータを含む様々な実験データから、オイルとＣＯ2冷媒
が循環する場合の扁平チューブの蒸発熱伝達率と圧力損
失は、次に述べる相関式による計算値と良好に一致し
た。
【００３１】すなわち、蒸発熱伝達率については、管内
蒸発熱伝達率の相関式として一般的に知られたＬｉｕ−
Ｗｉｎｔｅｒｔｏｎの相関式を、核沸騰熱伝達率に及ぼ
すオイル混合の影響を考慮したパラメータＫｆで修正
し、強制対流熱伝達率については、液の物性値を冷媒と
オイルとの混合物の値に変える修正を行った。
蒸発熱伝達率の相関式として一般的に知られたＬｉｕ−
Ｗｉｎｔｅｒｔｏｎの相関式を、核沸騰熱伝達率に及ぼ
すオイル混合の影響を考慮したパラメータＫｆで修正
し、強制対流熱伝達率については、液の物性値を冷媒と
オイルとの混合物の値に変える修正を行った。
【００３２】
【数１】
【００３３】
【数２】
【００３４】ここで、ｈは蒸発熱伝達率、ａは定数、ｈ
ｌは液相のみが流れるとみなした場合の強制対流熱伝達
率、ｈｐｏｏｌはプール沸騰熱伝達率、Ｅ、Ｓはそれぞ
れ強制対流、核沸騰の度合を表すパラメータである。
ｌは液相のみが流れるとみなした場合の強制対流熱伝達
率、ｈｐｏｏｌはプール沸騰熱伝達率、Ｅ、Ｓはそれぞ
れ強制対流、核沸騰の度合を表すパラメータである。
【００３５】また、圧力損失については、二相流圧力損
失の相関式として一般的に知られたＬｏｃｋｈａｒｔ−
Ｍａｒｔｉｎｅｌｌｉの相関式に、液の物性値を冷媒と
オイルとの混合物の値に変える修正を行った。
失の相関式として一般的に知られたＬｏｃｋｈａｒｔ−
Ｍａｒｔｉｎｅｌｌｉの相関式に、液の物性値を冷媒と
オイルとの混合物の値に変える修正を行った。
【００３６】
【数３】
【００３７】ここで、ΔＰｆは液相のみが流れるとみな
した場合の摩擦損失である。
した場合の摩擦損失である。
【００３８】次に、図２、３は、上記の相関式により求
めたＣＯ2冷媒の蒸発熱伝達率と圧力損失の特性図であ
る。
めたＣＯ2冷媒の蒸発熱伝達率と圧力損失の特性図であ
る。
【００３９】図２、３では、横軸はオイル循環量を冷媒
循環量で割ったオイル循環率である。また、縦軸はオイ
ル循環率が０％のときの熱伝達率を１００とした熱伝達
率の比（上記（式１）、（式２）により算出）を、オイ
ル循環率が０％のときの圧力損失を１００とした圧力損
失（上記（式３）により算出）の比で除した値の百分率
である。すなわち、オイル循環率が０％の場合に１００
となり、オイル循環量の増加により熱伝達率の低下が大
きく、かつ／または、圧力損失の上昇が大きいほど、１
００より小さな値となる。
循環量で割ったオイル循環率である。また、縦軸はオイ
ル循環率が０％のときの熱伝達率を１００とした熱伝達
率の比（上記（式１）、（式２）により算出）を、オイ
ル循環率が０％のときの圧力損失を１００とした圧力損
失（上記（式３）により算出）の比で除した値の百分率
である。すなわち、オイル循環率が０％の場合に１００
となり、オイル循環量の増加により熱伝達率の低下が大
きく、かつ／または、圧力損失の上昇が大きいほど、１
００より小さな値となる。
【００４０】図２は、動粘度が異なるオイルについての
特性を示しており、従来の冷凍サイクル装置で用いられ
る様なオイル、例えば、蒸発器内での動粘度が１０００
から５０００ｃＳｔ程度となるオイル（不溶解性オイル
も含む）では、オイル循環率が２％より大きい場合に、
熱伝達率は極端に低下することを示している。
特性を示しており、従来の冷凍サイクル装置で用いられ
る様なオイル、例えば、蒸発器内での動粘度が１０００
から５０００ｃＳｔ程度となるオイル（不溶解性オイル
も含む）では、オイル循環率が２％より大きい場合に、
熱伝達率は極端に低下することを示している。
【００４１】また、図３は、水力相当直径が異なる貫通
孔についての特性を示しており、水力相当直径が０．２
ｍｍから６．０ｍｍの場合には、特に、オイル循環率が
２％より大きい場合に、熱伝達率は極端に低下すること
を示している。なお、貫通孔の数や形状に関する影響を
除いた水力相当直径を用いた整理を用いていることか
ら、上述の傾向が、蒸発器における貫通孔の数や貫通孔
の形状によらず成立することは、容易に想像できる。
孔についての特性を示しており、水力相当直径が０．２
ｍｍから６．０ｍｍの場合には、特に、オイル循環率が
２％より大きい場合に、熱伝達率は極端に低下すること
を示している。なお、貫通孔の数や形状に関する影響を
除いた水力相当直径を用いた整理を用いていることか
ら、上述の傾向が、蒸発器における貫通孔の数や貫通孔
の形状によらず成立することは、容易に想像できる。
【００４２】したがって、実施の形態１で示した以外の
オイルの種類や貫通孔の形状、個数であっても、貫通孔
の水力相当直径が０．２ｍｍから６．０ｍｍの場合に
は、ＣＯ2冷媒の蒸発熱伝達率の低下と圧力損失の増大
を防止するためには、オイル循環率は２％以下が望まし
いものである。
オイルの種類や貫通孔の形状、個数であっても、貫通孔
の水力相当直径が０．２ｍｍから６．０ｍｍの場合に
は、ＣＯ2冷媒の蒸発熱伝達率の低下と圧力損失の増大
を防止するためには、オイル循環率は２％以下が望まし
いものである。
【００４３】（実施の形態３）本発明の実施の形態３に
おける冷凍サイクル装置の概略構成を、図４に示す。図
４において、４１は圧縮機、４２は放熱器、４３は減圧
器、４４は蒸発器であり、これらを配管接続することに
より、図中矢印の方向に冷媒が循環する冷凍サイクルを
構成し、冷媒として放熱側となる経路（圧縮機１の吐出
部〜放熱器４２〜減圧器４３入口部までの流路）で超臨
界状態となり得る冷媒である二酸化炭素冷媒（ＣＯ2冷
媒）が封入されている。また、圧縮機４１と放熱器４２
との間には、油分離器４５を備え、油分離器４５で分離
されるオイルは、油分離器４５の出口を分岐して、副減
圧器４７を介して、圧縮機４１に配管接続された補助経
路４８により、圧縮機４１に帰還される構成となってい
る。さらに、放熱器４２の出口から減圧器４３の入口ま
での冷媒流路である放熱側冷媒流路と、蒸発器４４の出
口から圧縮機４１の吸入部までの冷媒流路である蒸発側
冷媒流路と、で熱交換を行う補助熱交換器４６を備えて
いる。なお、油分離器４５は、本発明の第１の油分離器
に相当し、補助経路４８は、本発明の第１のオイル帰還
手段に相当するものであり、補助熱交換器４６は、本発
明の第１の補助熱交換器に相当するものである。
おける冷凍サイクル装置の概略構成を、図４に示す。図
４において、４１は圧縮機、４２は放熱器、４３は減圧
器、４４は蒸発器であり、これらを配管接続することに
より、図中矢印の方向に冷媒が循環する冷凍サイクルを
構成し、冷媒として放熱側となる経路（圧縮機１の吐出
部〜放熱器４２〜減圧器４３入口部までの流路）で超臨
界状態となり得る冷媒である二酸化炭素冷媒（ＣＯ2冷
媒）が封入されている。また、圧縮機４１と放熱器４２
との間には、油分離器４５を備え、油分離器４５で分離
されるオイルは、油分離器４５の出口を分岐して、副減
圧器４７を介して、圧縮機４１に配管接続された補助経
路４８により、圧縮機４１に帰還される構成となってい
る。さらに、放熱器４２の出口から減圧器４３の入口ま
での冷媒流路である放熱側冷媒流路と、蒸発器４４の出
口から圧縮機４１の吸入部までの冷媒流路である蒸発側
冷媒流路と、で熱交換を行う補助熱交換器４６を備えて
いる。なお、油分離器４５は、本発明の第１の油分離器
に相当し、補助経路４８は、本発明の第１のオイル帰還
手段に相当するものであり、補助熱交換器４６は、本発
明の第１の補助熱交換器に相当するものである。
【００４４】以上のような構成を有する、本実施の形態
による冷凍サイクル装置の動作について説明する。圧縮
機４１で圧縮（本実施の形態では、圧力は、例えば約１
０ＭＰａに圧縮する）されたＣＯ2冷媒は高温高圧状態
となり、油分離器４５で圧縮機４１から冷媒とともに吐
き出されたオイルを分離した後、放熱器４２へ導入され
る。また、オイルを分離された後の冷媒は、補助経路４
８を介して圧縮機４１へ帰還する。
による冷凍サイクル装置の動作について説明する。圧縮
機４１で圧縮（本実施の形態では、圧力は、例えば約１
０ＭＰａに圧縮する）されたＣＯ2冷媒は高温高圧状態
となり、油分離器４５で圧縮機４１から冷媒とともに吐
き出されたオイルを分離した後、放熱器４２へ導入され
る。また、オイルを分離された後の冷媒は、補助経路４
８を介して圧縮機４１へ帰還する。
【００４５】放熱器４２では、ＣＯ2冷媒は超臨界状態
であるので、場合によって気液二相状態とはならずに、
空気や水などの媒体に放熱して、補助熱交換器４６の放
熱器４２の出口から減圧器４３の入口までの放熱側冷媒
流路においてさらに冷却される。減圧器４３では減圧
（本実施の形態では、圧力は例えば、約３．５ＭＰａに
減圧する）されて、低圧の気液二相状態となり蒸発器４
４へ導入される。蒸発器４４では、空気などから吸熱し
て、補助熱交換器４６の蒸発器４４の出口から圧縮機１
の吸入部までの蒸発側冷媒流路においてガス状態とな
り、再び圧縮機４１に吸入される。このようなサイクル
を繰り返すことにより、放熱器４２で放熱による加熱作
用、蒸発器４４で吸熱による冷却作用を行う。
であるので、場合によって気液二相状態とはならずに、
空気や水などの媒体に放熱して、補助熱交換器４６の放
熱器４２の出口から減圧器４３の入口までの放熱側冷媒
流路においてさらに冷却される。減圧器４３では減圧
（本実施の形態では、圧力は例えば、約３．５ＭＰａに
減圧する）されて、低圧の気液二相状態となり蒸発器４
４へ導入される。蒸発器４４では、空気などから吸熱し
て、補助熱交換器４６の蒸発器４４の出口から圧縮機１
の吸入部までの蒸発側冷媒流路においてガス状態とな
り、再び圧縮機４１に吸入される。このようなサイクル
を繰り返すことにより、放熱器４２で放熱による加熱作
用、蒸発器４４で吸熱による冷却作用を行う。
【００４６】ここで、補助熱交換器４６では、放熱器４
２を出て減圧器４３に向かう比較的高温の冷媒と、蒸発
器４４を出て圧縮機４１に向かう比較的低温の冷媒とで
熱交換が行われる。このため、放熱器４２を出たＣＯ2
冷媒がさらに冷却されて減圧器４３で減圧されるため、
蒸発器４４の入口エンタルピが減少して、蒸発器４４の
入口と出口でのエンタルピ差が大きくなり、吸熱能力
（冷却能力）が増大する。
２を出て減圧器４３に向かう比較的高温の冷媒と、蒸発
器４４を出て圧縮機４１に向かう比較的低温の冷媒とで
熱交換が行われる。このため、放熱器４２を出たＣＯ2
冷媒がさらに冷却されて減圧器４３で減圧されるため、
蒸発器４４の入口エンタルピが減少して、蒸発器４４の
入口と出口でのエンタルピ差が大きくなり、吸熱能力
（冷却能力）が増大する。
【００４７】次に図５は、本実施の形態に係る蒸発器４
４を構成する熱交換器５１の概略構成図である。図５
中、５２はＣＯ2冷媒と空気との間で熱交換を行うコア
部であり、このコア部５２は、ＣＯ2冷媒が流通する複
数のアルミニウム製の扁平チューブ２１、および複数の
コルゲート状に成形されたアルミニウム製のフィン２２
が、扁平チューブ２１の肉厚方向に交互に積層された構
成となっている。
４を構成する熱交換器５１の概略構成図である。図５
中、５２はＣＯ2冷媒と空気との間で熱交換を行うコア
部であり、このコア部５２は、ＣＯ2冷媒が流通する複
数のアルミニウム製の扁平チューブ２１、および複数の
コルゲート状に成形されたアルミニウム製のフィン２２
が、扁平チューブ２１の肉厚方向に交互に積層された構
成となっている。
【００４８】また、複数の扁平チューブ２１の長手方向
両端側には、複数の扁平チューブ２１（貫通孔２１ａ）
と連通する内部空間が形成された一対のヘッダタンク５
３が、扁平チューブ２１の長手方向と直交するように延
びて配設されている。ヘッダタンク５３は、押し出し、
または、引き抜き加工、あるいは、ダイカスト法にて成
型されており、十分な耐圧強度を有する。図５中、５４
はヘッダタンク５３の内部空間を複数個の空間に仕切る
セパレータである。また、５５は圧縮機４１の吸入部に
接続される接続パイプであり、５６は減圧器３の出口側
に接続される接続パイプである。因みに、図５の実線矢
印および破線矢印は、ＣＯ2冷媒の流れを示すものであ
り、下部の接続パイプ５６から流入するＣＯ2冷媒は、
セパレータ５４を境にしてヘッダタンク５３を逐次経由
しながら、熱交換器５１の扁平チューブ２１の内部で蒸
発し、上部の接続パイプ５５から圧縮機４１に流出す
る。
両端側には、複数の扁平チューブ２１（貫通孔２１ａ）
と連通する内部空間が形成された一対のヘッダタンク５
３が、扁平チューブ２１の長手方向と直交するように延
びて配設されている。ヘッダタンク５３は、押し出し、
または、引き抜き加工、あるいは、ダイカスト法にて成
型されており、十分な耐圧強度を有する。図５中、５４
はヘッダタンク５３の内部空間を複数個の空間に仕切る
セパレータである。また、５５は圧縮機４１の吸入部に
接続される接続パイプであり、５６は減圧器３の出口側
に接続される接続パイプである。因みに、図５の実線矢
印および破線矢印は、ＣＯ2冷媒の流れを示すものであ
り、下部の接続パイプ５６から流入するＣＯ2冷媒は、
セパレータ５４を境にしてヘッダタンク５３を逐次経由
しながら、熱交換器５１の扁平チューブ２１の内部で蒸
発し、上部の接続パイプ５５から圧縮機４１に流出す
る。
【００４９】また、扁平チューブ２１には、図９と同様
に、扁平チューブ２１の長手方向に貫通し、冷媒流路と
なる小口径の複数の貫通孔２１ａが形成されており、こ
れらの貫通孔２１ａは、扁平チューブ２１と一体成形さ
れている。熱交換器５１において、比較的高圧状態のＣ
Ｏ2冷媒が流れる冷媒流路を形成している扁平チューブ
２１は、押し出し、または、引き抜き加工により成形さ
れており、冷媒が流通する貫通孔の口径を小さくできる
ために、十分な耐圧強度を有する。貫通孔２１ａの断面
形状は、応力集中を緩和しつつ断面積の拡大を図るべ
く、丸形状または角が丸められた矩形状となっている。
ここで、熱交換器５１の流出側の扁平チューブ２１の貫
通孔の水力相当直径は、流入側の扁平チューブ２１の貫
通孔の水力相当直径以上となることが、ＣＯ2冷媒の蒸
発時の圧力損失の観点からは望ましい。
に、扁平チューブ２１の長手方向に貫通し、冷媒流路と
なる小口径の複数の貫通孔２１ａが形成されており、こ
れらの貫通孔２１ａは、扁平チューブ２１と一体成形さ
れている。熱交換器５１において、比較的高圧状態のＣ
Ｏ2冷媒が流れる冷媒流路を形成している扁平チューブ
２１は、押し出し、または、引き抜き加工により成形さ
れており、冷媒が流通する貫通孔の口径を小さくできる
ために、十分な耐圧強度を有する。貫通孔２１ａの断面
形状は、応力集中を緩和しつつ断面積の拡大を図るべ
く、丸形状または角が丸められた矩形状となっている。
ここで、熱交換器５１の流出側の扁平チューブ２１の貫
通孔の水力相当直径は、流入側の扁平チューブ２１の貫
通孔の水力相当直径以上となることが、ＣＯ2冷媒の蒸
発時の圧力損失の観点からは望ましい。
【００５０】補助熱交換器４６は、図６に示すように、
放熱器４２の出口から減圧器４３の入口までの放熱側冷
媒流路と、蒸発器４４の出口から圧縮機１の吸入部まで
の蒸発側冷媒流路の両方が、扁平チューブに引き抜き加
工により形成された小口径の複数の貫通孔を備え、ＣＯ
2冷媒の流れ方向は互いに対向している。
放熱器４２の出口から減圧器４３の入口までの放熱側冷
媒流路と、蒸発器４４の出口から圧縮機１の吸入部まで
の蒸発側冷媒流路の両方が、扁平チューブに引き抜き加
工により形成された小口径の複数の貫通孔を備え、ＣＯ
2冷媒の流れ方向は互いに対向している。
【００５１】また、補助熱交換器４６の蒸発器４４の出
口から圧縮機４１の吸入部までの蒸発側冷媒流路の貫通
孔の水力相当直径は、蒸発器４４の出口の貫通孔の水力
相当直径以上としている。具体的には、例えば、蒸発器
４４の出口パス数と、補助熱交換器４６の蒸発側冷媒流
路のパス数が同一の場合には、補助熱交換器４６の蒸発
側冷媒流路の貫通孔の管径を、蒸発器４４の出口の貫通
孔の管径以上とするものである。これにより、蒸発の乾
き度が大きくなるにつれて単位長さ当たりの圧力損失が
増大する悪影響を防止することができる。
口から圧縮機４１の吸入部までの蒸発側冷媒流路の貫通
孔の水力相当直径は、蒸発器４４の出口の貫通孔の水力
相当直径以上としている。具体的には、例えば、蒸発器
４４の出口パス数と、補助熱交換器４６の蒸発側冷媒流
路のパス数が同一の場合には、補助熱交換器４６の蒸発
側冷媒流路の貫通孔の管径を、蒸発器４４の出口の貫通
孔の管径以上とするものである。これにより、蒸発の乾
き度が大きくなるにつれて単位長さ当たりの圧力損失が
増大する悪影響を防止することができる。
【００５２】これらの構成により、オイルは蒸発器およ
び吸入側の補助熱交換器の蒸発側冷媒流路の小口径の複
数の貫通孔からなる扁平チューブに流入することが防止
されできるだけ圧力損失の増加をまねくことなしに、蒸
発熱伝達率の低下を極力低減したＣＯ2冷媒用の冷凍サ
イクル装置を実現することができる。
び吸入側の補助熱交換器の蒸発側冷媒流路の小口径の複
数の貫通孔からなる扁平チューブに流入することが防止
されできるだけ圧力損失の増加をまねくことなしに、蒸
発熱伝達率の低下を極力低減したＣＯ2冷媒用の冷凍サ
イクル装置を実現することができる。
【００５３】（実施の形態４）本発明の実施の形態４に
おける冷凍サイクル装置の概略構成を、図７に示す。図
７においては、図４と同じ構成要素については同一の符
号を付し、説明を省略する。図７において、７３は減圧
器であり、７７は放熱器４２の冷媒出口側に設けた油分
離器である。さらに、油分離器７７から分岐され、副減
圧器７８を介した蒸発側冷媒流路と、減圧器４３に至る
放熱側冷媒流路とで熱交換を行う補助熱交換器７９を備
えている。また、油分離器７７で分離したオイルは、油
分離器７７の出口から分岐され、副減圧器７８，蒸発側
冷媒流路（補助熱交換器７９）を介して圧縮機４１に配
管接続された補助経路８０により圧縮機４１に帰還され
る構成となっている。なお、副減圧器７８は本発明の第
３の減圧器に相当し、減圧器７３は本発明の第４の減圧
器に相当し、油分離器７７は本発明の第２の油分離器に
相当し、補助熱交換器７９は本発明の第２の補助熱交換
器に相当し、補助経路８０は本発明の第２のオイル帰還
手段に相当するものである。
おける冷凍サイクル装置の概略構成を、図７に示す。図
７においては、図４と同じ構成要素については同一の符
号を付し、説明を省略する。図７において、７３は減圧
器であり、７７は放熱器４２の冷媒出口側に設けた油分
離器である。さらに、油分離器７７から分岐され、副減
圧器７８を介した蒸発側冷媒流路と、減圧器４３に至る
放熱側冷媒流路とで熱交換を行う補助熱交換器７９を備
えている。また、油分離器７７で分離したオイルは、油
分離器７７の出口から分岐され、副減圧器７８，蒸発側
冷媒流路（補助熱交換器７９）を介して圧縮機４１に配
管接続された補助経路８０により圧縮機４１に帰還され
る構成となっている。なお、副減圧器７８は本発明の第
３の減圧器に相当し、減圧器７３は本発明の第４の減圧
器に相当し、油分離器７７は本発明の第２の油分離器に
相当し、補助熱交換器７９は本発明の第２の補助熱交換
器に相当し、補助経路８０は本発明の第２のオイル帰還
手段に相当するものである。
【００５４】本冷凍サイクル装置の動作について説明す
る。圧縮機４１で圧縮（本実施の形態では、圧力は例え
ば、約１０ＭＰａに圧縮する）された二酸化炭素冷媒
（ＣＯ 2冷媒）は高温高圧状態となり、放熱器４２で
は、ＣＯ2冷媒は超臨界状態であるので、場合によって
気液二相状態とはならずに、空気や水などの媒体に放熱
する。さらに、放熱器４２の出口に設けた油分離器７７
で、副減圧器７８を介した蒸発側冷媒流路と、減圧器７
３に至る放熱側冷媒流路とに分岐され、副減圧器７８を
介した蒸発側冷媒はオイルとともに補助経路８０を通じ
て圧縮機４１に帰還される。補助熱交換器７９の放熱側
冷媒流路を経たＣＯ2冷媒は、減圧器７３で減圧（本実
施の形態では、圧力は、例えば、約３．５ＭＰａに減圧
される）されて気液二相状態となり、蒸発器４４へ導入
される。蒸発器４４では、空気などから吸熱してガス状
態となり、再び圧縮機４１に吸入される。このようなサ
イクルを繰り返すことにより、放熱器４２で放熱による
加熱作用、蒸発器４で吸熱による冷却作用を行う。
る。圧縮機４１で圧縮（本実施の形態では、圧力は例え
ば、約１０ＭＰａに圧縮する）された二酸化炭素冷媒
（ＣＯ 2冷媒）は高温高圧状態となり、放熱器４２で
は、ＣＯ2冷媒は超臨界状態であるので、場合によって
気液二相状態とはならずに、空気や水などの媒体に放熱
する。さらに、放熱器４２の出口に設けた油分離器７７
で、副減圧器７８を介した蒸発側冷媒流路と、減圧器７
３に至る放熱側冷媒流路とに分岐され、副減圧器７８を
介した蒸発側冷媒はオイルとともに補助経路８０を通じ
て圧縮機４１に帰還される。補助熱交換器７９の放熱側
冷媒流路を経たＣＯ2冷媒は、減圧器７３で減圧（本実
施の形態では、圧力は、例えば、約３．５ＭＰａに減圧
される）されて気液二相状態となり、蒸発器４４へ導入
される。蒸発器４４では、空気などから吸熱してガス状
態となり、再び圧縮機４１に吸入される。このようなサ
イクルを繰り返すことにより、放熱器４２で放熱による
加熱作用、蒸発器４で吸熱による冷却作用を行う。
【００５５】ここで、補助熱交換器７９では、油分離器
７７を出て減圧器７３に向かう比較的高温の冷媒と、油
分離器７７を出て副減圧器７８を介した比較的低温の冷
媒とで熱交換が行われる。このため、減圧器７３に向か
うＣＯ2冷媒がさらに冷却されて減圧器７３で減圧され
るため、蒸発器４４の入口エンタルピが減少して、蒸発
器４４の入口と出口でのエンタルピ差が大きくなり、吸
熱能力（冷却能力）が増大する。
７７を出て減圧器７３に向かう比較的高温の冷媒と、油
分離器７７を出て副減圧器７８を介した比較的低温の冷
媒とで熱交換が行われる。このため、減圧器７３に向か
うＣＯ2冷媒がさらに冷却されて減圧器７３で減圧され
るため、蒸発器４４の入口エンタルピが減少して、蒸発
器４４の入口と出口でのエンタルピ差が大きくなり、吸
熱能力（冷却能力）が増大する。
【００５６】補助熱交換器７９は、図６に示す補助熱交
換器４６と同様に、副減圧器７８を介した蒸発側冷媒流
路と、減圧器７３に至る放熱側冷媒流路の両方が、扁平
チューブに引き抜き加工により形成された小口径の複数
の貫通孔を備え、ＣＯ2冷媒の流れ方向は互いに対向し
ている。
換器４６と同様に、副減圧器７８を介した蒸発側冷媒流
路と、減圧器７３に至る放熱側冷媒流路の両方が、扁平
チューブに引き抜き加工により形成された小口径の複数
の貫通孔を備え、ＣＯ2冷媒の流れ方向は互いに対向し
ている。
【００５７】また、補助熱交換器７９の副減圧器７８を
介した蒸発側冷媒流路の貫通孔の水力相当直径は、蒸発
器４４の入口の貫通孔の水力相当直径以下としている。
具体的には、例えば、蒸発器４４の入口の貫通孔の管径
が、補助熱交換器７９の蒸発側冷媒流路の貫通孔の管径
と同一の場合には、補助熱交換器７９の蒸発側冷媒流路
のパス数を、蒸発器４４の入口のパス数以下とするもの
である。これは、油分離器７７で分岐される、副減圧器
７８を介した蒸発側冷媒流路を流れるＣＯ2冷媒の流量
が、減圧器７３に至る放熱側冷媒流路を流れるＣＯ2冷
媒に比較して少ないためであり、圧縮機４１にオイルが
一緒に帰還される場合にも、補助熱交換器７９の副減圧
器７８を介した蒸発側冷媒流路の圧力損失は、冷凍サイ
クル装置全体の効率に大きな影響を与えないためであ
る。
介した蒸発側冷媒流路の貫通孔の水力相当直径は、蒸発
器４４の入口の貫通孔の水力相当直径以下としている。
具体的には、例えば、蒸発器４４の入口の貫通孔の管径
が、補助熱交換器７９の蒸発側冷媒流路の貫通孔の管径
と同一の場合には、補助熱交換器７９の蒸発側冷媒流路
のパス数を、蒸発器４４の入口のパス数以下とするもの
である。これは、油分離器７７で分岐される、副減圧器
７８を介した蒸発側冷媒流路を流れるＣＯ2冷媒の流量
が、減圧器７３に至る放熱側冷媒流路を流れるＣＯ2冷
媒に比較して少ないためであり、圧縮機４１にオイルが
一緒に帰還される場合にも、補助熱交換器７９の副減圧
器７８を介した蒸発側冷媒流路の圧力損失は、冷凍サイ
クル装置全体の効率に大きな影響を与えないためであ
る。
【００５８】これらの構成により、オイルは蒸発器の小
口径の複数の貫通孔からなる扁平チューブに流入するこ
とが防止され、できるだけ圧力損失の増加をまねくこと
なしに、蒸発熱伝達率の低下を極力低減したＣＯ2冷媒
用の冷凍サイクル装置を実現することができる。
口径の複数の貫通孔からなる扁平チューブに流入するこ
とが防止され、できるだけ圧力損失の増加をまねくこと
なしに、蒸発熱伝達率の低下を極力低減したＣＯ2冷媒
用の冷凍サイクル装置を実現することができる。
【００５９】（実施の形態５）本発明の実施の形態５
は、ＣＯ2冷媒用冷凍サイクル装置の圧縮機４１とし
て、オイルを用いないオイルレス型、又はオイルの使用
が少量のオイルプア型のリニア圧縮機を用いたものであ
る。リニア圧縮機は、シェル内のシリンダに摺動自在に
支持されるピストンをリニアモータで往復動させてＣＯ
2冷媒を圧縮して吐出する圧縮機である。特に１段圧縮
のリニア圧縮機は、実施の形態３における冷凍サイクル
装置に用いられるものであり、オイルレス型やオイルプ
ア型のリニア圧縮機を用いる場合には、圧縮機から冷媒
とともに吐出されるオイルが無いか、きわめて少量とな
るために、実施の形態３の冷凍サイクル装置において、
油分離器４５や補助減圧器４７や補助経路４８を省略す
ることも可能である。
は、ＣＯ2冷媒用冷凍サイクル装置の圧縮機４１とし
て、オイルを用いないオイルレス型、又はオイルの使用
が少量のオイルプア型のリニア圧縮機を用いたものであ
る。リニア圧縮機は、シェル内のシリンダに摺動自在に
支持されるピストンをリニアモータで往復動させてＣＯ
2冷媒を圧縮して吐出する圧縮機である。特に１段圧縮
のリニア圧縮機は、実施の形態３における冷凍サイクル
装置に用いられるものであり、オイルレス型やオイルプ
ア型のリニア圧縮機を用いる場合には、圧縮機から冷媒
とともに吐出されるオイルが無いか、きわめて少量とな
るために、実施の形態３の冷凍サイクル装置において、
油分離器４５や補助減圧器４７や補助経路４８を省略す
ることも可能である。
【００６０】リニア圧縮機は、シリンダとピストンとは
接触状態での摺動動作を必要とするが、回転式モータを
用いた従来の圧縮機で必要となる軸受が不要となるた
め、その他の部材は、必ずしも接触状態での摺動動作を
必要としない。従って、ピストン又はシリンダに表面処
理を施すことで、耐久性が向上し、低摩擦係数化の効果
があり、オイルを用いないで動作させることができる。
また、ＣＯ2冷媒用冷凍サイクル装置内を循環する冷媒
ガスを、ピストンとシリンダの間に高圧で流入させるガ
スベアリングを採用することにより、オイルを用いない
で動作させることができる。また、ピストン又はシリン
ダに多孔性表面層を形成することで、多孔性表面層でオ
イルを保持するため、極めて少ないオイルで動作させる
こともできる。
接触状態での摺動動作を必要とするが、回転式モータを
用いた従来の圧縮機で必要となる軸受が不要となるた
め、その他の部材は、必ずしも接触状態での摺動動作を
必要としない。従って、ピストン又はシリンダに表面処
理を施すことで、耐久性が向上し、低摩擦係数化の効果
があり、オイルを用いないで動作させることができる。
また、ＣＯ2冷媒用冷凍サイクル装置内を循環する冷媒
ガスを、ピストンとシリンダの間に高圧で流入させるガ
スベアリングを採用することにより、オイルを用いない
で動作させることができる。また、ピストン又はシリン
ダに多孔性表面層を形成することで、多孔性表面層でオ
イルを保持するため、極めて少ないオイルで動作させる
こともできる。
【００６１】従って、リニア圧縮機は、シリンダとピス
トンとの摺動面において、オイルを用いないか極めて少
量のオイルを用いるだけで摺動可能な構成とすることが
できるので、オイルは蒸発器の小口径の複数の貫通孔か
らなる扁平チューブに流入することが防止され、できる
だけ圧力損失の増加をまねくことなしに、蒸発熱伝達率
の低下を極力低減したＣＯ2冷媒用の冷凍サイクル装置
を実現することができる。
トンとの摺動面において、オイルを用いないか極めて少
量のオイルを用いるだけで摺動可能な構成とすることが
できるので、オイルは蒸発器の小口径の複数の貫通孔か
らなる扁平チューブに流入することが防止され、できる
だけ圧力損失の増加をまねくことなしに、蒸発熱伝達率
の低下を極力低減したＣＯ2冷媒用の冷凍サイクル装置
を実現することができる。
【００６２】また、オイルを用いないか、又は極めて少
量とすることができれば、使用するＣＯ2冷媒のオイル
との反応や特性を考慮する必要がなくなるばかりでな
く、オイル中へのＣＯ2冷媒の溶解もないため、使用す
るＣＯ2冷媒量を低減することができる。
量とすることができれば、使用するＣＯ2冷媒のオイル
との反応や特性を考慮する必要がなくなるばかりでな
く、オイル中へのＣＯ2冷媒の溶解もないため、使用す
るＣＯ2冷媒量を低減することができる。
【００６３】（実施の形態６）本発明の実施の形態６
は、ＣＯ2冷媒用冷凍サイクル装置の圧縮機１として、
オイルを用いないオイルレス型、又はオイルの使用が少
量のオイルプア型のリニア圧縮機を用いたものであり、
２段圧縮の構成となっているものである。特に２段圧縮
のリニア圧縮機は、実施の形態４における冷凍サイクル
装置に用いられるものであり、オイルレス型やオイルプ
ア型のリニア圧縮機を用いる場合には、圧縮機から冷媒
とともに吐出されるオイルが無いか、きわめて少量とな
るために、実施の形態４の冷凍サイクル装置において、
油分離器７７を省略することも可能である。
は、ＣＯ2冷媒用冷凍サイクル装置の圧縮機１として、
オイルを用いないオイルレス型、又はオイルの使用が少
量のオイルプア型のリニア圧縮機を用いたものであり、
２段圧縮の構成となっているものである。特に２段圧縮
のリニア圧縮機は、実施の形態４における冷凍サイクル
装置に用いられるものであり、オイルレス型やオイルプ
ア型のリニア圧縮機を用いる場合には、圧縮機から冷媒
とともに吐出されるオイルが無いか、きわめて少量とな
るために、実施の形態４の冷凍サイクル装置において、
油分離器７７を省略することも可能である。
【００６４】２段圧縮のリニア圧縮機の構成は説明を省
略するが、圧縮機のシェル内を中間圧力し、実施の形態
４における冷凍サイクル装置の副減圧器７８を介した蒸
発側冷媒流路を流れるＣＯ2冷媒を、圧縮機の中間圧力
部にオイルと一緒に帰還させるようにしている。したが
って、オイルレス型又はオイルの使用が少量のオイルプ
ア型の２段圧縮のリニア圧縮機を用いる場合には、補助
熱交換器７９の副減圧器７８を介した蒸発側冷媒流路の
圧力損失も小さくなり、蒸発熱伝達率が向上して、小さ
な補助熱交換器を用いることができる。
略するが、圧縮機のシェル内を中間圧力し、実施の形態
４における冷凍サイクル装置の副減圧器７８を介した蒸
発側冷媒流路を流れるＣＯ2冷媒を、圧縮機の中間圧力
部にオイルと一緒に帰還させるようにしている。したが
って、オイルレス型又はオイルの使用が少量のオイルプ
ア型の２段圧縮のリニア圧縮機を用いる場合には、補助
熱交換器７９の副減圧器７８を介した蒸発側冷媒流路の
圧力損失も小さくなり、蒸発熱伝達率が向上して、小さ
な補助熱交換器を用いることができる。
【００６５】シリンダとピストンとの摺動面において、
オイルを用いないか極めて少量のオイルを用いるだけで
摺動可能な構成とする２段圧縮のリニア圧縮機は、実施
の形態５における１段圧縮のリニア圧縮機と同様である
が、オイルは蒸発器の小口径の複数の貫通孔からなる扁
平チューブに流入することが防止され、できるだけ圧力
損失の増加をまねくことなしに、蒸発熱伝達率の低下を
極力低減したＣＯ2冷媒用の冷凍サイクル装置を実現す
ることができる。
オイルを用いないか極めて少量のオイルを用いるだけで
摺動可能な構成とする２段圧縮のリニア圧縮機は、実施
の形態５における１段圧縮のリニア圧縮機と同様である
が、オイルは蒸発器の小口径の複数の貫通孔からなる扁
平チューブに流入することが防止され、できるだけ圧力
損失の増加をまねくことなしに、蒸発熱伝達率の低下を
極力低減したＣＯ2冷媒用の冷凍サイクル装置を実現す
ることができる。
【００６６】
【発明の効果】以上述べたことから明らかなように、本
発明によれば、油分離器またはオイルレス型やオイルプ
ア型のリニア圧縮機を用いたことにより、蒸発器入口に
おけるオイル循環率が２％以下となり、冷媒流路が扁平
チューブに形成された複数の貫通孔からなる蒸発器や補
助熱交換器の蒸発側冷媒流路において、できるだけ圧力
損失の増加をまねくことなしに、蒸発熱伝達率の低下を
極力低減したＣＯ2冷媒用の冷凍サイクル装置を実現す
ることができる。
発明によれば、油分離器またはオイルレス型やオイルプ
ア型のリニア圧縮機を用いたことにより、蒸発器入口に
おけるオイル循環率が２％以下となり、冷媒流路が扁平
チューブに形成された複数の貫通孔からなる蒸発器や補
助熱交換器の蒸発側冷媒流路において、できるだけ圧力
損失の増加をまねくことなしに、蒸発熱伝達率の低下を
極力低減したＣＯ2冷媒用の冷凍サイクル装置を実現す
ることができる。
【図１】本発明の実施の形態１における扁平チューブに
おけるＣＯ2冷媒の蒸発熱伝達率と圧力損失の特性図
おけるＣＯ2冷媒の蒸発熱伝達率と圧力損失の特性図
【図２】本発明の実施の形態２における扁平チューブに
おけるＣＯ2冷媒の蒸発熱伝達率／圧力損失の特性図
おけるＣＯ2冷媒の蒸発熱伝達率／圧力損失の特性図
【図３】本発明の実施の形態２における扁平チューブに
おけるＣＯ2冷媒の蒸発熱伝達率／圧力損失の特性図
おけるＣＯ2冷媒の蒸発熱伝達率／圧力損失の特性図
【図４】本発明の実施の形態３における冷凍サイクル装
置の概略構成図
置の概略構成図
【図５】本発明の実施の形態３における蒸発器の概略構
成図
成図
【図６】本発明の実施の形態４における補助熱交換器の
概略構成図
概略構成図
【図７】本発明の実施の形態４における冷凍サイクル装
置の概略構成図
置の概略構成図
【図８】二酸化炭素を用いた冷凍サイクルの模式的なモ
リエル線図
リエル線図
【図９】本発明の実施の形態１〜６における扁平チュー
ブの概略構成図
ブの概略構成図
４１ 圧縮機 ４２ 放熱器 ４３ 減圧器 ４４ 蒸発器 ４５、７７ 油分離器 ４６、７９ 補助熱交換器 ７８ 副減圧器 ２１ 扁平チューブ ２１ａ 貫通孔 ２２ フィン
Claims (11)
- 【請求項１】 放熱器と、 前記放熱器に冷媒を流入させる圧縮機と、 前記放熱器の冷媒出口側と前記圧縮機との間に設けら
れ、扁平チューブに形成された複数の貫通孔を冷媒流路
として有する蒸発器とを少なくとも備え、 前記蒸発器入口におけるオイル循環率が、２％以下であ
ることを特徴とするＣＯ2冷媒用の冷凍サイクル装置。 - 【請求項２】 前記貫通孔の水力相当直径が０．２ｍｍ
から６．０ｍｍであることを特徴とする請求項１に記載
のＣＯ2冷媒用の冷凍サイクル装置。 - 【請求項３】 前記圧縮機と前記放熱器との間に設けら
れた第１の油分離器と、 前記第１の油分離器と、前記圧縮機との間に設けられ
た、前記油分離器で分離されるオイルを前記圧縮機に帰
還させる第１のオイル帰還手段とをさらに備え、 前記第１の油分離器で分離されるオイルが前記第１のオ
イル帰還手段を介して前記圧縮機に帰還されることによ
り、前記蒸発器入口におけるオイル循環率が低減される
ことを特徴とする請求項１または２に記載のＣＯ2冷媒
用の冷凍サイクル装置。 - 【請求項４】 前記放熱器の冷媒出口側に設けられた第
２の油分離器と、 前記第２の油分離器と、前記圧縮機との間に設けられ
た、前記油分離器で分離されるオイルを前記圧縮機に帰
還させる第２のオイル帰還手段とをさらに備え、 前記第２の油分離器で分離されるオイルが前記第２のオ
イル帰還手段を介して前記圧縮機に帰還されることによ
り、前記蒸発器入口におけるオイル循環率が低減される
ことを特徴とする請求項１または２に記載のＣＯ2冷媒
用の冷凍サイクル装置。 - 【請求項５】 前記圧縮機は、オイルレス型またはオイ
ルプア型のリニア圧縮機であり、 前記リニア圧縮機を用いることにより前記蒸発器の入口
におけるオイル循環率が低減されることを特徴とする請
求項１から４のいずれかに記載のＣＯ2冷媒用の冷凍サ
イクル装置。 - 【請求項６】 前記放熱器と前記蒸発器との間に設けら
れた第１の減圧器と、 前記放熱器の冷媒出口側から前記第１の減圧器の入口側
までの間に形成された放熱側冷媒流路と、前記蒸発器の
冷媒出口側から前記圧縮機の吸入部までの間に形成され
た蒸発側冷媒流路との間で熱交換を行う第１の補助熱交
換器とをさらに備え、 前記第１の補助熱交換器内の蒸発側冷媒流路は、扁平チ
ューブに形成された複数の貫通孔を有することを特徴と
する請求項３から５のいずれかに記載のＣＯ2冷媒用の
冷凍サイクル装置。 - 【請求項７】 前記第１の補助熱交換器内の蒸発側冷媒
流路の貫通孔の水力相当直径は、前記蒸発器出口の貫通
孔の水力相当直径以上であることを特徴とする請求項６
に記載のＣＯ2冷媒用の冷凍サイクル装置。 - 【請求項８】 前記第２のオイル帰還手段を介して、前
記第２の油分離器と、前記圧縮機との間に設けられた第
３の減圧器と、 前記第２のオイル帰還手段を介さずに、前記第２の油分
離器と、前記蒸発器との間に設けられた第４の減圧器
と、 前記第３の減圧器の出口側から、前記第２のオイル帰還
手段を経て、前記圧縮機の少なくとも吸入部までの区間
に形成された蒸発側冷媒流路と、前記放熱器の冷媒出口
側から、前記第４の減圧器の入口側までの区間に形成さ
れた放熱側冷媒流路との間で熱交換を行う第２の補助熱
交換器とをさらに備え、 前記第２の補助熱交換器内の蒸発側冷媒通路は、扁平チ
ューブに形成された複数の貫通孔を有することを特徴と
する請求項４に記載のＣＯ2冷媒用の冷凍サイクル装
置。 - 【請求項９】 前記第２の補助熱交換器内の蒸発側冷媒
流路の貫通孔の水力相当直径は、前記蒸発器入口の貫通
孔の水力相当直径以下であることを特徴とする請求項８
に記載のＣＯ2冷媒用の冷凍サイクル装置。 - 【請求項１０】 前記第１または第２の補助熱交換器内
において、前記放熱側冷媒流路も、扁平チューブに形成
された複数の貫通孔を備えることを特徴とする請求項６
または８に記載のＣＯ2冷媒用の冷凍サイクル装置。 - 【請求項１１】 前記蒸発器は、前記扁平チューブの肉
厚方向に交互に積層された複数のフィンを、さらに備え
ることを特徴とする請求項１から５に記載のＣＯ2冷媒
用の冷凍サイクル装置。
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP2000163806A JP2001343173A (ja) | 2000-05-31 | 2000-05-31 | Ｃｏ２冷媒用冷凍サイクル装置 |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP2000163806A JP2001343173A (ja) | 2000-05-31 | 2000-05-31 | Ｃｏ２冷媒用冷凍サイクル装置 |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JP2001343173A true JP2001343173A (ja) | 2001-12-14 |
| JP2001343173A5 JP2001343173A5 (ja) | 2005-12-08 |
Family
ID=18667511
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP2000163806A Pending JP2001343173A (ja) | 2000-05-31 | 2000-05-31 | Ｃｏ２冷媒用冷凍サイクル装置 |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JP2001343173A (ja) |
Cited By (9)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| WO2002025189A1 (fr) * | 2000-09-25 | 2002-03-28 | Zexel Valeo Climate Control Corporation | Echangeur thermique et son procede de realisation |
| JP2004135755A (ja) * | 2002-10-16 | 2004-05-13 | Matsushita Electric Ind Co Ltd | 洗濯乾燥機 |
| EP1411163A3 (en) * | 2002-10-16 | 2005-11-30 | Matsushita Electric Industrial Co., Ltd. | Washing and drying machine |
| EP1795834A2 (en) * | 2005-12-06 | 2007-06-13 | Sanden Corporation | Vapor compression refrigerating system |
| JP2007163042A (ja) * | 2005-12-14 | 2007-06-28 | Showa Denko Kk | 熱交換器 |
| JP2009300041A (ja) * | 2008-06-16 | 2009-12-24 | Mitsubishi Electric Corp | 冷凍サイクル装置及び冷凍サイクル装置の圧力損失抑制方法 |
| US7694528B2 (en) | 2002-06-11 | 2010-04-13 | Denso Corporation | Heat exchanging apparatus |
| EP1632733A3 (en) * | 2004-09-07 | 2010-04-21 | Panasonic Corporation | Refrigeration cycle apparatus and control method |
| US7861541B2 (en) | 2004-07-13 | 2011-01-04 | Tiax Llc | System and method of refrigeration |
-
2000
- 2000-05-31 JP JP2000163806A patent/JP2001343173A/ja active Pending
Cited By (11)
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