JP2004324935A - 冷凍サイクルおよび熱交換器 - Google Patents
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Abstract
【課題】冷媒の冷却効率を向上させることのできる冷凍サイクルを提供する。
【解決手段】アキュームレータ５とコンプレッサ１との間に補助冷却熱交換器６を設けてエバポレータ４にて蒸発したガス冷媒を流通させると共に、補助冷却熱交換器６に冷却空気を通過させ、ガス冷媒と冷却空気とを熱交換させて冷却空気を冷却し、その冷却空気をガスクーラ２に通過させるようにした。
本考案の特徴は、車室内冷房に使われた後のガス冷媒を利用して、放熱器であるガスクーラ２を冷却する冷却空気の温度を低下させることにある。その結果、従来の冷凍サイクルに構成する高圧冷媒と低圧冷媒とを熱交換して高圧側の冷媒温度を下げる内部熱交換器と同様の働きをし、ガスクーラ２での放熱性能を向上させて冷媒の冷却効率を向上させる（放熱器下流の冷媒温度を下げる）ことができるため、冷凍サイクルの効率（性能）を向上させることができる。
【選択図】 図１
【解決手段】アキュームレータ５とコンプレッサ１との間に補助冷却熱交換器６を設けてエバポレータ４にて蒸発したガス冷媒を流通させると共に、補助冷却熱交換器６に冷却空気を通過させ、ガス冷媒と冷却空気とを熱交換させて冷却空気を冷却し、その冷却空気をガスクーラ２に通過させるようにした。
本考案の特徴は、車室内冷房に使われた後のガス冷媒を利用して、放熱器であるガスクーラ２を冷却する冷却空気の温度を低下させることにある。その結果、従来の冷凍サイクルに構成する高圧冷媒と低圧冷媒とを熱交換して高圧側の冷媒温度を下げる内部熱交換器と同様の働きをし、ガスクーラ２での放熱性能を向上させて冷媒の冷却効率を向上させる（放熱器下流の冷媒温度を下げる）ことができるため、冷凍サイクルの効率（性能）を向上させることができる。
【選択図】 図１
Description
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、蒸気圧縮式の冷凍サイクル、およびこれに用いる熱交換器に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
図７は、二酸化炭素（以下、ＣＯ２と記す。）冷媒による冷凍サイクルのｐ−ｈ線図、および従来の冷凍サイクルの構成を示す模式図である。高圧側の放熱器（ガスクーラ）２は、冷媒蒸発器４が吸収した熱量と冷媒圧縮器１による発熱量とを大気中に放出する必要があり、車両用空調装置においては一般的に車両の前方に設置され、車両走行時に受ける風や冷却ファンの風により放熱器２内部の冷媒を冷却している。
【０００３】
そして、ＣＯ２冷媒における放熱器２において、内部の冷媒は一般に超臨界状態であり、前面風の温度が４０〜５０℃とすると、入口冷媒温度は１１０〜１２０℃で、出口冷媒温度は４５〜５５℃程度である。このようにＣＯ２冷媒の放熱器２では、出口冷媒温度は冷却風温度に近い温度まで冷却される。尚、図７での６００は、冷凍サイクルの効率（性能）を向上させるため、冷媒蒸発器４下流の低温低圧冷媒と放熱器２下流の高温高圧冷媒とを熱交換させて放熱器２下流の冷媒温度を下げる内部熱交換器であり、３は膨張弁である。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
図８は、問題点を説明する説明図である。車両用空調装置では、乗員スペースを広く取りたいことからエンジンルームが縮小されると共に、車両抵抗（Ｃ／Ｄ値）低減の為、車両前方の開口が押さえられ、車外の空気を吸い込もうとファンを回転させると、実際の車両では、地面からの熱（地熱）の放射やエンジンルームからの熱風巻き込み等から放熱器２の下方側に流入する冷却風が加熱されたりして、放熱器２に対する冷却風は温度分布を有する場合がほとんどである。
【０００５】
ちなみに、発明者等の試験検討によると、外気温度が４０℃の場合には、下方側には約５５℃の冷却風が流入し、一方、上方側には約４５℃の冷却風が流入することを確認している。この例から明らかなように、放熱器２の上方側と下方側とでは、大きな温度差がある。前述の通り、放熱器２の出口冷媒温度は冷却風温度近くまで冷却されるので、冷却風の温度が上ると、その性能低下が著しくなるという問題がある。
【０００６】
また、本冷凍サイクルをヒートポンプ方式として、暖房装置としても用いる場合がある。しかしながら、このようなヒートポンプサイクルとした場合、暖房時には外気から吸熱するため、上記とは逆に外気温度が低下すると吸熱効率が低下して暖房能力が低下するという問題がある。これは、暖房能力が必要となる低外気温時ほど能力が不足するものである。
【０００７】
本発明は、上記従来の問題に鑑みて成されたものであり、第１の目的は冷媒の冷却効率を向上させることのできる、第２の目的はヒートポンプサイクルとして用いた場合に冷媒の吸熱効率を向上させることのできる冷凍サイクルおよび熱交換器を提供することにある。
【０００８】
【課題を解決するための手段】
上記目的を達成するために、請求項１ないし請求項８に記載の技術的手段を採用する。すなわち、請求項１に記載の発明によれば、気液分離器（５）と冷媒圧縮機（１）との間に補助冷却熱交換器（６）を設けて低圧側熱交換器（４）にて蒸発した冷媒を流通させると共に、補助冷却熱交換器（６）に冷却流体を通過させ、冷媒と冷却流体とを熱交換させて冷却流体を冷却し、その冷却流体を高圧側熱交換器（２）に通過させるようにしたことを特徴とする。
【０００９】
本考案の特徴は、車室内冷房に使われた後のガス冷媒を利用して、放熱器である高圧側熱交換器（２）を冷却する冷却空気（冷却流体）の温度を低下させることにある。その結果、図７の従来の冷凍サイクル構成に示した高圧冷媒と低圧冷媒とを熱交換して高圧側の冷媒温度を下げる内部熱交換器６００と同様の働きをすることとなる。これにより、高圧側熱交換器（２）での放熱性能を向上させて冷媒の冷却効率を向上させる（放熱器下流の冷媒温度を下げる）ことができるため、冷凍サイクルの効率（性能）を向上させることができる。ちなみに内部熱交換器は不要となる。
【００１０】
また、請求項２に記載の発明によれば、冷凍サイクルは、高圧側の圧力が冷媒の臨界圧力以上となる超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルであることを特徴とする。これにより、放熱器である高圧側熱交換器（２）の出口冷媒温度が冷却風温度近くまで冷却される超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルにおいて、冷却風の温度を下げることができ、その性能低下を防ぐことができる。
【００１１】
また、請求項３に記載の発明によれば、高圧側熱交換器（２０）と減圧手段（３）との間に補助加熱熱交換器（６０）を設けて高圧側熱交換器（２０）にて冷却した冷媒を流通させると共に、補助加熱熱交換器（６０）に蓄熱流体を通過させ、冷媒と蓄熱流体とを熱交換させて蓄熱流体を加熱し、その蓄熱流体を低圧側熱交換器（４０）に通過させるようにしたことを特徴とする。
【００１２】
本考案の特徴は、車室内暖房に使われた後のガス冷媒を利用して、吸熱器である低圧側熱交換器（４０）に吸熱させる外気（蓄熱流体）の温度を上昇させることにある。これにより、ヒートポンプサイクルとして用いた場合の低圧側熱交換器（４０）での吸熱性能を向上させて冷媒の過熱効率を向上させる（吸熱器下流の冷媒温度を上げる）ことができるため、低外気温時であっても冷凍サイクルの効率（性能）を向上させることができる。また、室外器となる低圧側熱交換器（４０）に温度の高くなった外気を供給することから、低外気温時の低圧側熱交換器（４０）の除霜性を向上させることができる。
【００１３】
また、請求項４に記載の発明によれば、高圧側熱交換器（２）と補助冷却熱交換器（６）とを一体にしたことを特徴とする。また、請求項５に記載の発明によれば、低圧側熱交換器（４０）と前記補助加熱熱交換器（６０）とを一体にしたことを特徴とする。
【００１４】
補助冷却熱交換器（６）の表面には大気中の水分が凝縮して凝縮水が発生するが、この凝縮水を一体となった高圧側熱交換器（２）の伝熱面に供給して蒸発させることにより、冷媒温度を更に冷却することが可能となる。また、熱交換する熱交換器同士を一体とすることで、流体を介した熱交換に直接の伝熱による熱交換が加わって熱交換効率が良くなるうえ、２つの熱交換器を一体として製造できることで、製造コストを抑えることができる。
【００１５】
また、請求項６に記載の発明によれば、高圧側熱交換器（２）の冷却流体が通過する前面サイズと、補助冷却熱交換器（６）の冷却流体が通過する前面サイズとを略同等としたことを特徴とする。また、請求項７に記載の発明によれば、低圧側熱交換器（４０）の蓄熱流体が通過する前面サイズと、補助加熱熱交換器（６０）の蓄熱流体が通過する前面サイズとを略同等としたことを特徴とする。これにより、高圧側熱交換器（２）と補助冷却熱交換器（６）、もしくは低圧側熱交換器（４０）と補助加熱熱交換器（６０）とが全面で熱交換することができ熱交換効率が良くすることができる。
【００１６】
また、請求項８に記載の発明によれば、補助冷却熱交換器（６）を通過した冷却流体を、高圧側熱交換器（２）の冷媒出口側を通過させることを特徴とする。これは通常、高圧側熱交換器（２）の冷媒出口付近では冷媒温度が冷却風温度に近い温度まで下がり温度差が小さくなって冷却効率が悪くなるが、補助冷却熱交換器（６）を通過して冷却された冷却流体を、この高圧側熱交換器（２）の冷媒出口側に供給することにより、冷媒との温度差が確保されて効率良く冷媒の温度を下げることができる。尚、上記各手段の括弧内の符号は、後述する実施形態に記載の具体的手段との対応関係を示す一例である。
【００１７】
【発明の実施の形態】
（第１実施形態）
以下、本発明の実施形態を、図面に基づき説明する。尚、本実施形態は、本発明に関わる冷凍サイクルおよび熱交換器を超臨界サイクルの車両用空調装置に適用したものである。図１は超臨界冷凍サイクル（車両用空調装置）の構成を示す斜視図であり、図２は第１実施形態における冷凍サイクルの構成を示す模式図である。
【００１８】
図１中、１は図示しない車両走行用エンジンから駆動力を得て、冷媒（本実施形態では、二酸化炭素）を吸入圧縮するコンプレッサ（冷媒圧縮機）であり、２はコンプレッサ１から吐出される高圧の冷媒を冷媒流入部から導入し、冷却風（冷却流体）と熱交換して冷媒を冷却する放熱器としてのガスクーラ（高圧側熱交換器）である。尚、ガスクーラ２は本発明の要部の一つであり、詳細は後述する。
【００１９】
３は、ガスクーラ２から流出する冷媒を減圧すると共に、ガスクーラ２の冷媒流出部側の冷媒温度に基づいて、超臨界サイクルの成績係数（ＣＯＰ）が最大となるようにガスクーラ２の冷媒流出部側の冷媒温度を制御する圧力制御弁（減圧手段）である。尚、この圧力制御弁３は、特願平８−３３９６２号に記載されたものと同等の機能を有するものであるので、本明細書では、詳細説明を省略する。
【００２０】
４は、圧力制御弁３にて減圧された冷媒を蒸発させて冷凍能力（冷房能力）を発揮する冷媒蒸発器としてのエバポレータ（低圧側熱交換器）であり、５は、エバポレータ４から流出する冷媒を気相冷媒と液相冷媒とに分離して気相冷媒をコンプレッサ１の吸入側に流出させると共に、超臨界サイクル中の余剰冷媒を蓄えるアキュームレータ（気液分離器）である。
【００２１】
そして６は、本発明の要部である補助冷却熱交換器である。アキュームレータ５とコンプレッサ１との間に設けられ、エバポレータ４にて蒸発した冷媒を流通させている。また、ガスクーラ２に供給する冷却空気をこの補助冷却熱交換器６に通過させ、冷媒と冷却空気とを熱交換させて冷却空気を冷却し、その冷却した空気をガスクーラ２に通過させるようにしている。
【００２２】
次に、本実施形態に関わる熱交換器の構造について述べる。図３は、第１実施形態における熱交換器の構造を示す斜視図である。本実施形態で、ガスクーラ２の本体は、本実施形態では直交流構造の熱交換コア部（上下Ｕターン）で構成されている。７は、上下方向に複数本並んだ状態でその各々が水平方向に延びると共に、冷媒が流通する多数本の冷媒チューブであり、この冷媒チューブ７には、押し出し加工又は引き抜き加工により内部に冷媒が流通する冷媒通路が複数本形成されている。そして、この冷媒チューブ２７と、その間に配設された波状のコルゲートフィン８とにより、冷媒を冷却する熱交換コア部が構成されている。
【００２３】
また、冷媒チューブ７の長手方向両端側には、多数本の冷媒チューブ７に連通する図示しないヘッダタンクが配設されている。そして、図３の図示しない左側のヘッダタンク上側には、コンプレッサ１から吐出した高温冷媒が流入する冷媒流入部２１が形成され、同じく図示しない左側のヘッダタンクの下側には、熱交換を終えた冷媒が流出する冷媒流出部２３が形成されている。
【００２４】
このため、ガスクーラ２内を流通する冷媒は、ガスクーラ２内を上から下へＵターンして流通する。つまり、冷媒流入部２１から流入した高温冷媒は上側の第１冷媒流路２ａを左から右へと流れ、右端に設けられた図示しないヘッダタンク部で下方へと折り返し（２２）、下側奥の第２冷媒流路２ｂを右から左へと流れ、冷却された冷媒が冷媒流出部２３から流出する流れとなっている。
【００２５】
そして、上記直交流構造のガスクーラ２の下部手前側に、補助冷却熱交換器６を一体にして設けている。補助冷却熱交換器６の流体流路は１パス（全パス）で構成されており、左側の図示しないヘッダタンクに冷媒流入部６１が形成され、そこから流入した低温のガス冷媒は左から右へと流れ、通過するガスクーラ冷却用の空気を冷却して右側の図示しないヘッダタンクに形成された冷媒流出部６２から流入する。
【００２６】
次に、本実施形態での特徴について述べる。まず、アキュームレータ５とコンプレッサ１との間に補助冷却熱交換器６を設けてエバポレータ４にて蒸発した冷媒を流通させると共に、補助冷却熱交換器６に冷却空気を通過させ、冷媒と冷却空気とを熱交換させて冷却空気を冷却し、その冷却空気をガスクーラ２に通過させるようにしている。
【００２７】
本考案の特徴は、車室内冷房に使われた後のガス冷媒を利用して、放熱器であるガスクーラ２を冷却する冷却空気の温度を低下させることにある。その結果、図７の従来の冷凍サイクル構成に示した高圧冷媒と低圧冷媒とを熱交換して高圧側の冷媒温度を下げる内部熱交換器６００と同様の働きをすることとなる。これにより、ガスクーラ２での放熱性能を向上させて冷媒の冷却効率を向上させる（放熱器下流の冷媒温度を下げる）ことができるため、冷凍サイクルの効率（性能）を向上させることができる。ちなみに内部熱交換器は不要となる。
【００２８】
また、冷凍サイクルは、高圧側の圧力が冷媒の臨界圧力以上となる超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルである。これにより、放熱器であるガスクーラ２の出口冷媒温度が冷却風温度近くまで冷却される超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルにおいて、冷却風の温度を下げることができ、その性能低下を防ぐことができる。
【００２９】
また、ガスクーラ２と補助冷却熱交換器６とを一体にしている。補助冷却熱交換器６の表面には大気中の水分が凝縮して凝縮水が発生するが、この凝縮水を一体となったガスクーラ２の伝熱面に供給して蒸発させることにより、冷媒温度を更に冷却することが可能となる。また、熱交換する熱交換器同士を一体とすることで、流体を介した熱交換に直接の伝熱による熱交換が加わって熱交換効率が良くなるうえ、２つの熱交換器を一体として製造できることで、製造コストを抑えることができる。
【００３０】
また、ガスクーラ２の冷却空気が通過する前面サイズと、補助冷却熱交換器６の冷却空気が通過する前面サイズとを略同等としている。これにより、ガスクーラ２と補助冷却熱交換器６とが全面で熱交換することができ熱交換効率が良くすることができる。また、補助冷却熱交換器６を通過した冷却流体を、ガスクーラ２の冷媒出口側を通過させている。
【００３１】
これは通常、ガスクーラ２の冷媒出口付近では冷媒温度が冷却風温度に近い温度まで下がり温度差が小さくなって冷却効率が悪くなるが、補助冷却熱交換器６を通過して冷却された冷却空気を、このガスクーラ２の冷媒出口側に供給することにより、冷媒との温度差が確保されて効率良く冷媒の温度を下げることができる。
【００３２】
（第２実施形態）
図４は本発明の第２実施形態における冷凍サイクルの構成を示す模式図であり、図５は本発明の第２実施形態における熱交換器の構造を示す斜視図である。尚、本実施形態は、本発明に関わる冷凍サイクルおよび熱交換器を超臨界のヒートポンプサイクルの車両用空調装置に適用したものである。
【００３３】
上述の第１実施形態と異なるのは、室内放熱器（高圧側熱交換器）２０と圧力制御弁３との間に補助加熱熱交換器６０を設けて室内放熱器２にて冷却した冷媒を流通させると共に、補助加熱熱交換器６０に外気（蓄熱流体）を通過させ、冷媒と外気とを熱交換させて外気を加熱し、その加熱した外気を室外吸熱器（低圧側熱交換器）４０に通過させるようにしている。本考案の特徴は、車室内暖房に使われた後のガス冷媒を利用して、室外吸熱器４０に吸熱させる外気（蓄熱流体）の温度を上昇させることにある。
【００３４】
これにより、ヒートポンプサイクルとして用いた場合の室外吸熱器４０での吸熱性能を向上させて冷媒の過熱効率を向上させる（吸熱器下流の冷媒温度を上げる）ことができるため、低外気温時であっても冷凍サイクルの効率（性能）を向上させることができる。また、室外吸熱器４０に温度の高くなった外気を供給することから、低外気温時の室外吸熱器４０の除霜性を向上させることができる。
【００３５】
次に、本実施形態に関わる熱交換器の構造について述べる。図５は、第２実施形態における熱交換器の構造を示す斜視図である。本実施形態で、室外吸熱器４０の流体流路は１パス（全パス）で構成されており、右側の図示しないヘッダタンクに冷媒流入部４１が形成され、そこから流入したガス冷媒は右から左へと流れ、通過する外気から吸熱して右側の図示しないヘッダタンクに形成された冷媒流出部４２から流入する。
【００３６】
そして、上記構造の室外吸熱器４０の手前側に、補助加熱熱交換器６０を一体にして設けている。補助加熱熱交換器６０の流体流路も１パス（全パス）で構成されており、左側の図示しないヘッダタンクに冷媒流入部６１が形成され、そこから流入したガス冷媒は左から右へと流れ、通過する室外吸熱器吸熱用の外気を加熱して右側の図示しないヘッダタンクに形成された冷媒流出部６２から流入する。
【００３７】
このように、室外吸熱器４０と補助加熱熱交換器６０とを一体にしている。これにより、熱交換する熱交換器同士を一体とすることで、流体を介した熱交換に直接の伝熱による熱交換が加わって熱交換効率が良くなるうえ、２つの熱交換器を一体として製造できることで、製造コストを抑えることができる。
【００３８】
また、室外吸熱器４０の外気が通過する前面サイズと、補助加熱熱交換器６０の外気が通過する前面サイズとを略同等としている。これにより、室外吸熱器４０と補助加熱熱交換器６０とが全面で熱交換することができ熱交換効率が良くすることができる。
【００３９】
（その他の実施形態）
図６は、本発明のその他の実施形態における熱交換器の構造を示す斜視図である。上述の第１実施形態では、ガスクーラ２の部分を上下Ｕターン２２構造としたが（図３参照）、図６に示すように前後Ｕターン２２構造を取り入れた流路で形成しても良い。このため、図６のガスクーラ２内を流通する冷媒は、ガスクーラ２内をまず後ろから手前へ前後Ｕターンしてから上から下へと上下Ｕターンして流通する。
【００４０】
つまり、冷媒流入部２１から流入した高温冷媒は上側奥の第１冷媒流路２ａを左から右へと流れ、右端に設けられた図示しないヘッダタンク部で手前へと折り返し（２２）、上側手前の第２冷媒流路２ｂを右から左へと流れ、左端に設けられた図示しないヘッダタンク部で下へと折り返し（２３）、下側奥の第３冷媒流路２ｃを左から右へと流れ、冷却された冷媒が冷媒流出部２４から流出する流れとなっている。
【００４１】
また、上述の実施形態では、二酸化炭素を冷媒とする超臨界サイクルであったが、従来のフロン等の冷媒を用いた臨界圧力以下での冷凍サイクルであっても良いし、エチレン・エタン・酸化窒素等の冷媒を超臨界域で使用する冷凍サイクルであっても良い。
【００４２】
また、上述の第１実施形態では車両用空調装置に本発明を適用しているが、車両用空調装置に限るものではなく、定置式の空調装置であっても良いし、冷却・加熱する流体も空気に限らず水や不凍液等のブライン（熱交換媒体）を冷却・加熱する給湯装置やチラー装置等であっても良い。また、上述の実施形態では、ガスクーラ２と補助冷却熱交換器、もしくはエバポレータ４と補助加熱熱交換器６０とを一体化した構成としたが、例えば図１に示す構成のように、別々の熱交換器を並列に配置した構成であっても良いし、補助冷却熱交換器６と補助加熱熱交換器６０とを同じサイクル中に構成しても良い。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の第１実施形態における冷凍サイクルの構成を示す斜視図である。
【図２】本発明の第１実施形態における冷凍サイクルの構成を示す模式図である。
【図３】本発明の第１実施形態における熱交換器の構造を示す斜視図である。
【図４】本発明の第２実施形態における冷凍サイクルの構成を示す模式図である。
【図５】本発明の第２実施形態における熱交換器の構造を示す斜視図である。
【図６】本発明のその他の実施形態における熱交換器の構造を示す斜視図である。
【図７】二酸化炭素冷媒による冷凍サイクルのｐ−ｈ線図、および従来の冷凍サイクルの構成を示す模式図である。
【図８】問題点を説明する説明図である。
【符号の説明】
１…コンプレッサ（冷媒圧縮機）
２…ガスクーラ（高圧側熱交換器）
３…圧力制御弁（減圧手段）
４…エバポレータ（低圧側熱交換器）
５…アキュームレータ（気液分離器）
６…補助冷却熱交換器
２０…室内放熱器（高圧側熱交換器）
４０…室外吸熱器（低圧側熱交換器）
６０…補助加熱熱交換器
【発明の属する技術分野】
本発明は、蒸気圧縮式の冷凍サイクル、およびこれに用いる熱交換器に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
図７は、二酸化炭素（以下、ＣＯ２と記す。）冷媒による冷凍サイクルのｐ−ｈ線図、および従来の冷凍サイクルの構成を示す模式図である。高圧側の放熱器（ガスクーラ）２は、冷媒蒸発器４が吸収した熱量と冷媒圧縮器１による発熱量とを大気中に放出する必要があり、車両用空調装置においては一般的に車両の前方に設置され、車両走行時に受ける風や冷却ファンの風により放熱器２内部の冷媒を冷却している。
【０００３】
そして、ＣＯ２冷媒における放熱器２において、内部の冷媒は一般に超臨界状態であり、前面風の温度が４０〜５０℃とすると、入口冷媒温度は１１０〜１２０℃で、出口冷媒温度は４５〜５５℃程度である。このようにＣＯ２冷媒の放熱器２では、出口冷媒温度は冷却風温度に近い温度まで冷却される。尚、図７での６００は、冷凍サイクルの効率（性能）を向上させるため、冷媒蒸発器４下流の低温低圧冷媒と放熱器２下流の高温高圧冷媒とを熱交換させて放熱器２下流の冷媒温度を下げる内部熱交換器であり、３は膨張弁である。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
図８は、問題点を説明する説明図である。車両用空調装置では、乗員スペースを広く取りたいことからエンジンルームが縮小されると共に、車両抵抗（Ｃ／Ｄ値）低減の為、車両前方の開口が押さえられ、車外の空気を吸い込もうとファンを回転させると、実際の車両では、地面からの熱（地熱）の放射やエンジンルームからの熱風巻き込み等から放熱器２の下方側に流入する冷却風が加熱されたりして、放熱器２に対する冷却風は温度分布を有する場合がほとんどである。
【０００５】
ちなみに、発明者等の試験検討によると、外気温度が４０℃の場合には、下方側には約５５℃の冷却風が流入し、一方、上方側には約４５℃の冷却風が流入することを確認している。この例から明らかなように、放熱器２の上方側と下方側とでは、大きな温度差がある。前述の通り、放熱器２の出口冷媒温度は冷却風温度近くまで冷却されるので、冷却風の温度が上ると、その性能低下が著しくなるという問題がある。
【０００６】
また、本冷凍サイクルをヒートポンプ方式として、暖房装置としても用いる場合がある。しかしながら、このようなヒートポンプサイクルとした場合、暖房時には外気から吸熱するため、上記とは逆に外気温度が低下すると吸熱効率が低下して暖房能力が低下するという問題がある。これは、暖房能力が必要となる低外気温時ほど能力が不足するものである。
【０００７】
本発明は、上記従来の問題に鑑みて成されたものであり、第１の目的は冷媒の冷却効率を向上させることのできる、第２の目的はヒートポンプサイクルとして用いた場合に冷媒の吸熱効率を向上させることのできる冷凍サイクルおよび熱交換器を提供することにある。
【０００８】
【課題を解決するための手段】
上記目的を達成するために、請求項１ないし請求項８に記載の技術的手段を採用する。すなわち、請求項１に記載の発明によれば、気液分離器（５）と冷媒圧縮機（１）との間に補助冷却熱交換器（６）を設けて低圧側熱交換器（４）にて蒸発した冷媒を流通させると共に、補助冷却熱交換器（６）に冷却流体を通過させ、冷媒と冷却流体とを熱交換させて冷却流体を冷却し、その冷却流体を高圧側熱交換器（２）に通過させるようにしたことを特徴とする。
【０００９】
本考案の特徴は、車室内冷房に使われた後のガス冷媒を利用して、放熱器である高圧側熱交換器（２）を冷却する冷却空気（冷却流体）の温度を低下させることにある。その結果、図７の従来の冷凍サイクル構成に示した高圧冷媒と低圧冷媒とを熱交換して高圧側の冷媒温度を下げる内部熱交換器６００と同様の働きをすることとなる。これにより、高圧側熱交換器（２）での放熱性能を向上させて冷媒の冷却効率を向上させる（放熱器下流の冷媒温度を下げる）ことができるため、冷凍サイクルの効率（性能）を向上させることができる。ちなみに内部熱交換器は不要となる。
【００１０】
また、請求項２に記載の発明によれば、冷凍サイクルは、高圧側の圧力が冷媒の臨界圧力以上となる超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルであることを特徴とする。これにより、放熱器である高圧側熱交換器（２）の出口冷媒温度が冷却風温度近くまで冷却される超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルにおいて、冷却風の温度を下げることができ、その性能低下を防ぐことができる。
【００１１】
また、請求項３に記載の発明によれば、高圧側熱交換器（２０）と減圧手段（３）との間に補助加熱熱交換器（６０）を設けて高圧側熱交換器（２０）にて冷却した冷媒を流通させると共に、補助加熱熱交換器（６０）に蓄熱流体を通過させ、冷媒と蓄熱流体とを熱交換させて蓄熱流体を加熱し、その蓄熱流体を低圧側熱交換器（４０）に通過させるようにしたことを特徴とする。
【００１２】
本考案の特徴は、車室内暖房に使われた後のガス冷媒を利用して、吸熱器である低圧側熱交換器（４０）に吸熱させる外気（蓄熱流体）の温度を上昇させることにある。これにより、ヒートポンプサイクルとして用いた場合の低圧側熱交換器（４０）での吸熱性能を向上させて冷媒の過熱効率を向上させる（吸熱器下流の冷媒温度を上げる）ことができるため、低外気温時であっても冷凍サイクルの効率（性能）を向上させることができる。また、室外器となる低圧側熱交換器（４０）に温度の高くなった外気を供給することから、低外気温時の低圧側熱交換器（４０）の除霜性を向上させることができる。
【００１３】
また、請求項４に記載の発明によれば、高圧側熱交換器（２）と補助冷却熱交換器（６）とを一体にしたことを特徴とする。また、請求項５に記載の発明によれば、低圧側熱交換器（４０）と前記補助加熱熱交換器（６０）とを一体にしたことを特徴とする。
【００１４】
補助冷却熱交換器（６）の表面には大気中の水分が凝縮して凝縮水が発生するが、この凝縮水を一体となった高圧側熱交換器（２）の伝熱面に供給して蒸発させることにより、冷媒温度を更に冷却することが可能となる。また、熱交換する熱交換器同士を一体とすることで、流体を介した熱交換に直接の伝熱による熱交換が加わって熱交換効率が良くなるうえ、２つの熱交換器を一体として製造できることで、製造コストを抑えることができる。
【００１５】
また、請求項６に記載の発明によれば、高圧側熱交換器（２）の冷却流体が通過する前面サイズと、補助冷却熱交換器（６）の冷却流体が通過する前面サイズとを略同等としたことを特徴とする。また、請求項７に記載の発明によれば、低圧側熱交換器（４０）の蓄熱流体が通過する前面サイズと、補助加熱熱交換器（６０）の蓄熱流体が通過する前面サイズとを略同等としたことを特徴とする。これにより、高圧側熱交換器（２）と補助冷却熱交換器（６）、もしくは低圧側熱交換器（４０）と補助加熱熱交換器（６０）とが全面で熱交換することができ熱交換効率が良くすることができる。
【００１６】
また、請求項８に記載の発明によれば、補助冷却熱交換器（６）を通過した冷却流体を、高圧側熱交換器（２）の冷媒出口側を通過させることを特徴とする。これは通常、高圧側熱交換器（２）の冷媒出口付近では冷媒温度が冷却風温度に近い温度まで下がり温度差が小さくなって冷却効率が悪くなるが、補助冷却熱交換器（６）を通過して冷却された冷却流体を、この高圧側熱交換器（２）の冷媒出口側に供給することにより、冷媒との温度差が確保されて効率良く冷媒の温度を下げることができる。尚、上記各手段の括弧内の符号は、後述する実施形態に記載の具体的手段との対応関係を示す一例である。
【００１７】
【発明の実施の形態】
（第１実施形態）
以下、本発明の実施形態を、図面に基づき説明する。尚、本実施形態は、本発明に関わる冷凍サイクルおよび熱交換器を超臨界サイクルの車両用空調装置に適用したものである。図１は超臨界冷凍サイクル（車両用空調装置）の構成を示す斜視図であり、図２は第１実施形態における冷凍サイクルの構成を示す模式図である。
【００１８】
図１中、１は図示しない車両走行用エンジンから駆動力を得て、冷媒（本実施形態では、二酸化炭素）を吸入圧縮するコンプレッサ（冷媒圧縮機）であり、２はコンプレッサ１から吐出される高圧の冷媒を冷媒流入部から導入し、冷却風（冷却流体）と熱交換して冷媒を冷却する放熱器としてのガスクーラ（高圧側熱交換器）である。尚、ガスクーラ２は本発明の要部の一つであり、詳細は後述する。
【００１９】
３は、ガスクーラ２から流出する冷媒を減圧すると共に、ガスクーラ２の冷媒流出部側の冷媒温度に基づいて、超臨界サイクルの成績係数（ＣＯＰ）が最大となるようにガスクーラ２の冷媒流出部側の冷媒温度を制御する圧力制御弁（減圧手段）である。尚、この圧力制御弁３は、特願平８−３３９６２号に記載されたものと同等の機能を有するものであるので、本明細書では、詳細説明を省略する。
【００２０】
４は、圧力制御弁３にて減圧された冷媒を蒸発させて冷凍能力（冷房能力）を発揮する冷媒蒸発器としてのエバポレータ（低圧側熱交換器）であり、５は、エバポレータ４から流出する冷媒を気相冷媒と液相冷媒とに分離して気相冷媒をコンプレッサ１の吸入側に流出させると共に、超臨界サイクル中の余剰冷媒を蓄えるアキュームレータ（気液分離器）である。
【００２１】
そして６は、本発明の要部である補助冷却熱交換器である。アキュームレータ５とコンプレッサ１との間に設けられ、エバポレータ４にて蒸発した冷媒を流通させている。また、ガスクーラ２に供給する冷却空気をこの補助冷却熱交換器６に通過させ、冷媒と冷却空気とを熱交換させて冷却空気を冷却し、その冷却した空気をガスクーラ２に通過させるようにしている。
【００２２】
次に、本実施形態に関わる熱交換器の構造について述べる。図３は、第１実施形態における熱交換器の構造を示す斜視図である。本実施形態で、ガスクーラ２の本体は、本実施形態では直交流構造の熱交換コア部（上下Ｕターン）で構成されている。７は、上下方向に複数本並んだ状態でその各々が水平方向に延びると共に、冷媒が流通する多数本の冷媒チューブであり、この冷媒チューブ７には、押し出し加工又は引き抜き加工により内部に冷媒が流通する冷媒通路が複数本形成されている。そして、この冷媒チューブ２７と、その間に配設された波状のコルゲートフィン８とにより、冷媒を冷却する熱交換コア部が構成されている。
【００２３】
また、冷媒チューブ７の長手方向両端側には、多数本の冷媒チューブ７に連通する図示しないヘッダタンクが配設されている。そして、図３の図示しない左側のヘッダタンク上側には、コンプレッサ１から吐出した高温冷媒が流入する冷媒流入部２１が形成され、同じく図示しない左側のヘッダタンクの下側には、熱交換を終えた冷媒が流出する冷媒流出部２３が形成されている。
【００２４】
このため、ガスクーラ２内を流通する冷媒は、ガスクーラ２内を上から下へＵターンして流通する。つまり、冷媒流入部２１から流入した高温冷媒は上側の第１冷媒流路２ａを左から右へと流れ、右端に設けられた図示しないヘッダタンク部で下方へと折り返し（２２）、下側奥の第２冷媒流路２ｂを右から左へと流れ、冷却された冷媒が冷媒流出部２３から流出する流れとなっている。
【００２５】
そして、上記直交流構造のガスクーラ２の下部手前側に、補助冷却熱交換器６を一体にして設けている。補助冷却熱交換器６の流体流路は１パス（全パス）で構成されており、左側の図示しないヘッダタンクに冷媒流入部６１が形成され、そこから流入した低温のガス冷媒は左から右へと流れ、通過するガスクーラ冷却用の空気を冷却して右側の図示しないヘッダタンクに形成された冷媒流出部６２から流入する。
【００２６】
次に、本実施形態での特徴について述べる。まず、アキュームレータ５とコンプレッサ１との間に補助冷却熱交換器６を設けてエバポレータ４にて蒸発した冷媒を流通させると共に、補助冷却熱交換器６に冷却空気を通過させ、冷媒と冷却空気とを熱交換させて冷却空気を冷却し、その冷却空気をガスクーラ２に通過させるようにしている。
【００２７】
本考案の特徴は、車室内冷房に使われた後のガス冷媒を利用して、放熱器であるガスクーラ２を冷却する冷却空気の温度を低下させることにある。その結果、図７の従来の冷凍サイクル構成に示した高圧冷媒と低圧冷媒とを熱交換して高圧側の冷媒温度を下げる内部熱交換器６００と同様の働きをすることとなる。これにより、ガスクーラ２での放熱性能を向上させて冷媒の冷却効率を向上させる（放熱器下流の冷媒温度を下げる）ことができるため、冷凍サイクルの効率（性能）を向上させることができる。ちなみに内部熱交換器は不要となる。
【００２８】
また、冷凍サイクルは、高圧側の圧力が冷媒の臨界圧力以上となる超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルである。これにより、放熱器であるガスクーラ２の出口冷媒温度が冷却風温度近くまで冷却される超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルにおいて、冷却風の温度を下げることができ、その性能低下を防ぐことができる。
【００２９】
また、ガスクーラ２と補助冷却熱交換器６とを一体にしている。補助冷却熱交換器６の表面には大気中の水分が凝縮して凝縮水が発生するが、この凝縮水を一体となったガスクーラ２の伝熱面に供給して蒸発させることにより、冷媒温度を更に冷却することが可能となる。また、熱交換する熱交換器同士を一体とすることで、流体を介した熱交換に直接の伝熱による熱交換が加わって熱交換効率が良くなるうえ、２つの熱交換器を一体として製造できることで、製造コストを抑えることができる。
【００３０】
また、ガスクーラ２の冷却空気が通過する前面サイズと、補助冷却熱交換器６の冷却空気が通過する前面サイズとを略同等としている。これにより、ガスクーラ２と補助冷却熱交換器６とが全面で熱交換することができ熱交換効率が良くすることができる。また、補助冷却熱交換器６を通過した冷却流体を、ガスクーラ２の冷媒出口側を通過させている。
【００３１】
これは通常、ガスクーラ２の冷媒出口付近では冷媒温度が冷却風温度に近い温度まで下がり温度差が小さくなって冷却効率が悪くなるが、補助冷却熱交換器６を通過して冷却された冷却空気を、このガスクーラ２の冷媒出口側に供給することにより、冷媒との温度差が確保されて効率良く冷媒の温度を下げることができる。
【００３２】
（第２実施形態）
図４は本発明の第２実施形態における冷凍サイクルの構成を示す模式図であり、図５は本発明の第２実施形態における熱交換器の構造を示す斜視図である。尚、本実施形態は、本発明に関わる冷凍サイクルおよび熱交換器を超臨界のヒートポンプサイクルの車両用空調装置に適用したものである。
【００３３】
上述の第１実施形態と異なるのは、室内放熱器（高圧側熱交換器）２０と圧力制御弁３との間に補助加熱熱交換器６０を設けて室内放熱器２にて冷却した冷媒を流通させると共に、補助加熱熱交換器６０に外気（蓄熱流体）を通過させ、冷媒と外気とを熱交換させて外気を加熱し、その加熱した外気を室外吸熱器（低圧側熱交換器）４０に通過させるようにしている。本考案の特徴は、車室内暖房に使われた後のガス冷媒を利用して、室外吸熱器４０に吸熱させる外気（蓄熱流体）の温度を上昇させることにある。
【００３４】
これにより、ヒートポンプサイクルとして用いた場合の室外吸熱器４０での吸熱性能を向上させて冷媒の過熱効率を向上させる（吸熱器下流の冷媒温度を上げる）ことができるため、低外気温時であっても冷凍サイクルの効率（性能）を向上させることができる。また、室外吸熱器４０に温度の高くなった外気を供給することから、低外気温時の室外吸熱器４０の除霜性を向上させることができる。
【００３５】
次に、本実施形態に関わる熱交換器の構造について述べる。図５は、第２実施形態における熱交換器の構造を示す斜視図である。本実施形態で、室外吸熱器４０の流体流路は１パス（全パス）で構成されており、右側の図示しないヘッダタンクに冷媒流入部４１が形成され、そこから流入したガス冷媒は右から左へと流れ、通過する外気から吸熱して右側の図示しないヘッダタンクに形成された冷媒流出部４２から流入する。
【００３６】
そして、上記構造の室外吸熱器４０の手前側に、補助加熱熱交換器６０を一体にして設けている。補助加熱熱交換器６０の流体流路も１パス（全パス）で構成されており、左側の図示しないヘッダタンクに冷媒流入部６１が形成され、そこから流入したガス冷媒は左から右へと流れ、通過する室外吸熱器吸熱用の外気を加熱して右側の図示しないヘッダタンクに形成された冷媒流出部６２から流入する。
【００３７】
このように、室外吸熱器４０と補助加熱熱交換器６０とを一体にしている。これにより、熱交換する熱交換器同士を一体とすることで、流体を介した熱交換に直接の伝熱による熱交換が加わって熱交換効率が良くなるうえ、２つの熱交換器を一体として製造できることで、製造コストを抑えることができる。
【００３８】
また、室外吸熱器４０の外気が通過する前面サイズと、補助加熱熱交換器６０の外気が通過する前面サイズとを略同等としている。これにより、室外吸熱器４０と補助加熱熱交換器６０とが全面で熱交換することができ熱交換効率が良くすることができる。
【００３９】
（その他の実施形態）
図６は、本発明のその他の実施形態における熱交換器の構造を示す斜視図である。上述の第１実施形態では、ガスクーラ２の部分を上下Ｕターン２２構造としたが（図３参照）、図６に示すように前後Ｕターン２２構造を取り入れた流路で形成しても良い。このため、図６のガスクーラ２内を流通する冷媒は、ガスクーラ２内をまず後ろから手前へ前後Ｕターンしてから上から下へと上下Ｕターンして流通する。
【００４０】
つまり、冷媒流入部２１から流入した高温冷媒は上側奥の第１冷媒流路２ａを左から右へと流れ、右端に設けられた図示しないヘッダタンク部で手前へと折り返し（２２）、上側手前の第２冷媒流路２ｂを右から左へと流れ、左端に設けられた図示しないヘッダタンク部で下へと折り返し（２３）、下側奥の第３冷媒流路２ｃを左から右へと流れ、冷却された冷媒が冷媒流出部２４から流出する流れとなっている。
【００４１】
また、上述の実施形態では、二酸化炭素を冷媒とする超臨界サイクルであったが、従来のフロン等の冷媒を用いた臨界圧力以下での冷凍サイクルであっても良いし、エチレン・エタン・酸化窒素等の冷媒を超臨界域で使用する冷凍サイクルであっても良い。
【００４２】
また、上述の第１実施形態では車両用空調装置に本発明を適用しているが、車両用空調装置に限るものではなく、定置式の空調装置であっても良いし、冷却・加熱する流体も空気に限らず水や不凍液等のブライン（熱交換媒体）を冷却・加熱する給湯装置やチラー装置等であっても良い。また、上述の実施形態では、ガスクーラ２と補助冷却熱交換器、もしくはエバポレータ４と補助加熱熱交換器６０とを一体化した構成としたが、例えば図１に示す構成のように、別々の熱交換器を並列に配置した構成であっても良いし、補助冷却熱交換器６と補助加熱熱交換器６０とを同じサイクル中に構成しても良い。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の第１実施形態における冷凍サイクルの構成を示す斜視図である。
【図２】本発明の第１実施形態における冷凍サイクルの構成を示す模式図である。
【図３】本発明の第１実施形態における熱交換器の構造を示す斜視図である。
【図４】本発明の第２実施形態における冷凍サイクルの構成を示す模式図である。
【図５】本発明の第２実施形態における熱交換器の構造を示す斜視図である。
【図６】本発明のその他の実施形態における熱交換器の構造を示す斜視図である。
【図７】二酸化炭素冷媒による冷凍サイクルのｐ−ｈ線図、および従来の冷凍サイクルの構成を示す模式図である。
【図８】問題点を説明する説明図である。
【符号の説明】
１…コンプレッサ（冷媒圧縮機）
２…ガスクーラ（高圧側熱交換器）
３…圧力制御弁（減圧手段）
４…エバポレータ（低圧側熱交換器）
５…アキュームレータ（気液分離器）
６…補助冷却熱交換器
２０…室内放熱器（高圧側熱交換器）
４０…室外吸熱器（低圧側熱交換器）
６０…補助加熱熱交換器
Claims (8)
- 少なくとも冷媒圧縮機（１）、高圧側熱交換器（２）、減圧手段（３）、低圧側熱交換器（４）、および気液分離器（５）を冷媒流路で環状に接続して冷凍サイクルを形成すると共に、
前記高圧側熱交換器（２）に冷却流体を通過させ、前記高圧側熱交換器（２）内を流通する冷媒と前記冷却流体とを熱交換させて前記冷媒を冷却する冷凍サイクルにおいて、
前記気液分離器（５）と前記冷媒圧縮機（１）との間に補助冷却熱交換器（６）を設けて前記低圧側熱交換器（４）にて蒸発した冷媒を流通させると共に、
前記補助冷却熱交換器（６）に前記冷却流体を通過させ、前記冷媒と前記冷却流体とを熱交換させて前記冷却流体を冷却し、その冷却流体を前記高圧側熱交換器（２）に通過させるようにしたことを特徴とする冷凍サイクル。 - 前記冷凍サイクルは、高圧側の圧力が冷媒の臨界圧力以上となる超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルであることを特徴とする請求項１に記載の冷凍サイクル。
- 少なくとも冷媒圧縮機（１）、高圧側熱交換器（２０）、減圧手段（３）、低圧側熱交換器（４０）、および気液分離器（５）を冷媒流路で環状に接続して冷凍サイクルを形成すると共に、
前記低圧側熱交換器（４０）に蓄熱流体を通過させ、前記低圧側熱交換器（４０）内を流通する冷媒と前記蓄熱流体とを熱交換させて前記冷媒に吸熱させる冷凍サイクルにおいて、
前記高圧側熱交換器（２０）と前記減圧手段（３）との間に補助加熱熱交換器（６０）を設けて前記高圧側熱交換器（２０）にて冷却した冷媒を流通させると共に、
前記補助加熱熱交換器（６０）に前記蓄熱流体を通過させ、前記冷媒と前記蓄熱流体とを熱交換させて前記蓄熱流体を加熱し、その蓄熱流体を前記低圧側熱交換器（４０）に通過させるようにしたことを特徴とする冷凍サイクル。 - 前記高圧側熱交換器（２）と前記補助冷却熱交換器（６）とを一体にしたことを特徴とする請求項１または請求項２に記載の熱交換器。
- 前記低圧側熱交換器（４０）と前記補助加熱熱交換器（６０）とを一体にしたことを特徴とする請求項３に記載の熱交換器。
- 前記高圧側熱交換器（２）の前記冷却流体が通過する前面サイズと、前記補助冷却熱交換器（６）の前記冷却流体が通過する前面サイズとを略同等としたことを特徴とする請求項１または請求項２に記載の熱交換器。
- 前記低圧側熱交換器（４０）の前記蓄熱流体が通過する前面サイズと、前記補助加熱熱交換器（６０）の前記蓄熱流体が通過する前面サイズとを略同等としたことを特徴とする請求項３に記載の熱交換器。
- 前記補助冷却熱交換器（６）を通過した前記冷却流体を、前記高圧側熱交換器（２）の冷媒出口側を通過させることを特徴とする請求項１または請求項２に記載の熱交換器。
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