JP2006200844A - 蒸気圧縮式冷凍装置 - Google Patents

Abstract

【課題】可変容量式コンプレッサとクロスチャージ式膨張弁とを組み合わせ、そのクロスチャージ式膨張弁とエバポレータとを冷媒配管で接続した冷凍サイクルにおいて、冷媒通過音を低減する。
【解決手段】 クロスチャージ式膨張弁５とエバポレータ６とを冷媒配管４で接続する場合、クロスチャージ式膨張弁５が天地方向においてエバポレータ６の冷媒入口６ｂよりも高くなるように配置した。 本発明は、膨張弁５の後に接続された冷媒配管４における液相冷媒の流速と重力の影響とに着目したものである。この請求項１に記載の発明によればエバポレータ６の冷媒入口６ｂを膨張弁５位置より低く配設することで、冷媒中の気泡（ガス冷媒）が液相冷媒と共にスムーズにエバポレータ６へ流入することから、低負荷における冷媒通過音を低減することができる。
【選択図】図６

Description

本発明は、低温側の熱を高温側に移動させる蒸気圧縮式冷凍装置においての冷媒通過音の低減に関するものであり、特に車両用空調装置などに適用して有効である。

蒸気圧縮式冷凍装置は、周知の如く、膨張弁にて液相冷媒を減圧し、低圧となった冷媒を蒸発させることにより吸熱し、蒸発して気相となった冷媒を圧縮機にて断熱圧縮してその温度を上昇させて蒸発時に吸熱した熱を放熱するものである。また、この蒸気圧縮式冷凍装置を車両用空調装置などに適用した場合、圧縮機を駆動する車両走行用エンジンの回転数変動を吸収すると共に冷房負荷に応じた圧縮容量に可変するため、可変容量式圧縮機が用いられるのが一般的である。

更に、可変容量式圧縮機を用いた蒸気圧縮式冷凍装置では、容量可変制御領域での圧縮機への潤滑オイルの戻り性を確保するため、クロスチャージ式膨張弁と組み合されることが多い。図５は、膨張弁の感温部温度と圧力室内の圧力との関係を示すグラフである。クロスチャージ式膨張弁とは、図５にも示すように感温部分の圧力特性を、冷凍サイクル使用冷媒の飽和圧力特性よりも勾配を緩くしたものである。

ガスチャージ方式では、感温部内に使用冷媒とは異なるガスを封入することでクロスチャージとなる（この場合、ガスクロスチャージ方式と称する。）。クロスチャージ式膨張弁を使用すると、温度が低い低負荷時では感温高圧力がノーマルチャージ方式よりも高くなるため、液戻りが生じ易い。これを利用して、最近では可変容量式圧縮機の小容量時のオイル戻りを確保するために便用されている。

そして近年、車両の燃費向上を目指して圧縮機の可変容量化や蒸発器の小型・軽量化が行われている。特に、可変容量式圧縮機を使用する冷凍サイクルでは、低温時に圧縮機へ潤滑オイルを循環させるため、クロスチャージ式膨張弁を使用し、低温時においても絞り開度を大きくして液相冷媒を積極的に圧縮機へ戻すようにしている。

そのため、膨張弁と蒸発器との間の配管内の冷媒は液相の割合が高く、低流速のため冷媒流れに乱れが生じて冷媒通過音と呼ばれる騒音が発生する場合があるという問題点がある。下記の特許文献１には、膨張弁の高圧側に直径３ｍｍ程度相当の断面積の絞り部を形成することにより、液相冷媒中に混入する気泡が微細化されて膨張弁内に発生する冷媒通過音が低減されることが開示されている。
特開平１１−２８７５３６号公報

図１２は、クロスチャージ式膨張弁５と蒸発器６との接続を示す部分模式図であり、従来における冷媒通過音の発生原因を表している。低温時に図示しない可変容量式圧縮機が低容量化すると冷媒は低流量となる。クロスチャージ式膨張弁５はある一定値以上の絞り開度を保つため、液相割合の高い冷媒が冷媒配管４を通じて蒸発器６に流れ込む。その際、冷媒配管４内で乱流が生じて冷媒通過音となっている。

この冷媒通過音は、蒸発器６の冷媒入口６ｂが膨張弁５よりも高い位置にあると、液相冷媒が重力の影響を受けて乱流が生じ易くなってより大きくなるという傾向がある。本発明は、上記従来の問題点に鑑みて成されたものであり、その目的は、可変容量式圧縮機とクロスチャージ式膨張弁とを組み合わせ、そのクロスチャージ式膨張弁と蒸発器とを冷媒配管で接続した冷凍サイクルにおいて、冷媒通過音を低減することのできる蒸気圧縮式冷凍装置を提供することにある。

本発明は上記目的を達成するために、請求項１ないし請求項４に記載の技術的手段を採用する。すなわち、請求項１に記載の発明では、クロスチャージ式膨張弁（５）と蒸発器（６）とを冷媒配管（４）で接続する場合、クロスチャージ式膨張弁（５）が天地方向において蒸発器（６）の冷媒入口（６ｂ）よりも高くなるように配置したことを特徴としている。

本発明は、膨張弁（５）の後に接続された冷媒配管（４）における液相冷媒の流速と重力の影響とに着目したものである。この請求項１に記載の発明によれば、蒸発器（６）の冷媒入口（６ｂ）を膨張弁（５）位置より低く配設することで、冷媒中の気泡（ガス冷媒）が液相冷媒と共にスムーズに蒸発器（６）へ流入することから、低負荷における冷媒通過音を低減することができる。

また、請求項２に記載の発明では、クロスチャージ式膨張弁（５）と蒸発器（６）とを冷媒配管（４）で接続する場合、冷媒配管（４）の内径を５〜８ｍｍとしたことを特徴としている。この請求項２に記載の発明によれば、配管径を細くすることで低負荷においても冷媒の流速を速くすることができ、冷媒通過音を低減することができる。

また、請求項３に記載の発明では、クロスチャージ式膨張弁（５）と蒸発器（６）とを冷媒配管（４）で接続する場合、クロスチャージ式膨張弁（５）と冷媒配管（４）との接続部近傍に絞り手段（７Ａ）を設けたことを特徴としている。この請求項３に記載の発明によれば、絞り手段（７Ａ）によって冷媒中の気泡（ガス冷媒）を微細化でき、気泡の存在による冷媒通過音を低減することができる。

また、請求項４に記載の発明では、クロスチャージ式膨張弁（５）と蒸発器（６）とを冷媒配管（４）で接続する場合、クロスチャージ式膨張弁（５）と冷媒配管（４）との接続部近傍に整流格子（７Ｂ）を設けたことを特徴としている。この請求項４に記載の発明によれば整流格子（７Ｂ）を設けることによって冷媒中の気泡（ガス冷媒）を微細化でき、気泡の存在による冷媒通過音を低減することができる。ちなみに、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。

（第１実施形態）
以下、本発明の第１実施形態について図面を用いて詳細に説明する。図１は、本発明の一実施形態に係る蒸気圧縮式冷凍装置の構成模式図である。尚、本実施形態は、本発明の蒸気圧縮式冷凍装置を車両用空調装置に適用した例として説明する。図１中の１は、冷媒を吸入圧縮する圧縮機であり、本実施形態では、車両の走行用エンジンに組み付けられてこのエンジンから動力を得て稼動する。また、本発明では圧縮容量を可変することのできる可変容量式圧縮機（以下、可変容量式コンプレッサと記す）を用いている。

図２は図１の蒸気圧縮式冷凍装置における可変容量式コンプレッサ１の構造例を示す断面図であり、最少容量運転時の状態を示している。図２中の１３０は、アルミニウム合金製のリヤハウジング（ハウジング）で、内部にシリンダ１３１が複数形成されている。本実施形態においては、シリンダ１３１は同心円上に６ヶ所、など間隔に離れて配置されている。このシリンダ１３１内にはピストン１３２が摺動自在に配置されている。ピストン１３２は、シリンダ１３１との間で良好な摺動が生じるよう、表面処理が施されている。

図２中の１３３は、リヤハウジング１３０に対してＯリングを介して気密配置されるフロントハウジング（ハウジング）である。このフロントハウジングもアルミニウム合金より形成されており、内部に斜板１０１を保持する制御圧力室１３４を形成している。シャフト１００は、このフロントハウジング１３３およびリヤハウジング１３０にそれぞれベアリング１３５および１３６を介して回転自在に保持されている。シャフト１００の一端は、フロントハウジング１３３のボス部１３７より外方に露出しており、この露出部にはプーリ１３８のハブ１３９がボルト１４０により固定されている。

プーリ１３８は、上述したフロントハウジング１３３のボス部１３７の外面に、ベアリング１４１を介して回転自在に配置されている。このプーリ１３８は、図示しないＶベルトを介して車両走行用エンジンの回転力を受けるようになっている。従って、フロントおよびリヤハウジング１３３・１３０も、車両走行用エンジンの側面に取り付けられている。

鉄製のシャフト１００に対して鉄製のラグプレート（プレート）１１０が圧入固定されている。従って、ラグプレート１１０はシャフト１００と一体に、フロントハウジング１３３の制御圧力室１３４内で回転するようになっている。このラグプレート１１０は、スラストベアリング１４２によって支持されており、このスラストベアリング１４２を介して軸方向の荷重をフロントハウジング１３３で受けつつ、制御圧力室１３４内で回転することとなる。

斜板１０１はシャフト１００の外周に、その傾斜角度θ（図３に図示）を可変することが出来る様に取り付けられている。具体的には、斜板１０１の駆動ピン（斜板側ピン部、ヒンジ機構）１０２が、ラグプレート１１０の駆動孔（プレート側孔部、ヒンジ機構）１１１の内面に接触して、ラグプレート１１０の回転を斜板１０１に伝達するようになっている。そして、斜板１０１とシャフト１００との間には、所定のクリアランスが形成されており、このクリアランスを利用してシャフト１００の外面に沿って斜板１０１が移動できるようになっている。

フロントハウジング１３３と斜板１０１との間にはフロント側スプリング１５０が配設されており、このフロント側スプリング１５０は斜板１０１の傾斜角度θを小さくする方向、換言すれば斜板１０１が立ち上がりピストン１３２の往復ストロークが小さくなる方向の荷重を付勢する。逆に、リヤハウジング１３０と斜板１０１との間にはリヤ側スプリング１５１が配設されている。このリヤ側スプリング１５１は、斜板１０１の傾斜角度θを大きくする方向、換言すれば斜板１０１がシャフト１００に対して傾斜してピストン１３２の往復ストロークが大きくなる方向の荷重を付勢している。

図２中の１５２は、リヤハウジング１３０の後方に配置されたエンドハウジングで、内部に吸入通路１５３が形成されている。また、このエンドハウジング１５２内には、制御圧力室１３４内の圧力Ｐｃを切替制御する電磁弁１５４が配置されている。すなわち、図示しないが制御圧力室１３４と電磁弁１５４との間には制御圧通路が形成されており、この制御圧通路を介して制御圧力室１３４へ供給される圧力を、吸入通路１５３側の吸入圧Ｐｓと、吐出室１５５側の吐出圧Ｐｄとの間で切り替えるようになっている。

上述した斜板１０１とピストン１３２との間は、球面シュー１６０・１６１により動力伝達が行われる。球面シュー１６０・１６１は斜板１０１の両面を鋏持し、この両面に配置された状態で両シュー１６０・１６１の外形が球になるようになっている。従って、斜板１０１とピストン１３２との間の傾斜角度θが可変しても、斜板１０１の往復ストロークは球面シュー１６０・１６１を介して確実にピストン１３２に伝わるようになる。また球面シュー１６０・１６１の斜板１０１側の面にはテーパー部１６２・１６３が形成されており、球面シュー１６０・１６１と斜板１０１との間に潤滑油が良好に供給されるようになっている。

またシャフト１００の内部には通路穴１７０が形成されており、この通路穴１７０は、フロント側ベアリング１３５近傍に開口した連通孔１７１を介して制御圧力室１３４とつながっている。また通路穴１７０の端面は吸入圧室１７２に開口している。従って、制御圧力室１３４内の冷媒は、この通路穴１７０を介して吸入室１７２側に吸引される。但し、この冷媒吸引が過大とならないよう制御圧力室１３４と連通孔１７１との間は通路が絞られている。

リヤ側スプリング１５１と斜板１０１との間には、スプリングの荷重が部分的に斜板１０１に当たるように偏当り部材１８０が配置されている。この偏当り部材１８０は、リヤ側スプリング１５１端面のうち一部分のみが偏当り部材１８０を介して斜板１０１に当接できるようになっている。

次に、上記構成よりなる可変容量式コンプレッサ１の作動を説明する。図示しない車両走行用エンジンが回転駆動すると、その回転を図示しないＶベルトを介してプーリ１３８が受ける。このプーリ１３８の回転はハブ１３９を介してシャフト１００に伝達され、シャフト１００はハウジング１３３・１３０内でベアリング１３５および１３６に支持されて回転する。この回転はシャフト１００に圧入されたラグプレート１１０に伝達され、ラグプレート１１０も制御圧力室１３４内で回転することになる。このラグプレート１１０の回転が、駆動孔１１１および駆動ピン１０２を介して斜板１０１に伝達され、斜板１０１も制御圧力室１３４内で回転する。

この斜板１０１の回転は、球面シュー１６０・１６１を介してピストン１３２に伝達される。斜板１０１の周方向の動きは、球面シュー１６０・１６１が斜板外周を滑動することにより逃がされ、斜板１０１がシャフト１００に対して傾斜して生じる往復ストロークのみがピストン１３２に伝達される。この結果、ピストン１３２は斜板１０１の傾斜角度θに応じた往復ストロークでシリンダ１３１内を往復運動することになる。

この往復運動に伴い、車両用空調装置の図示しない冷媒蒸発器側より吸入された低温低圧の冷媒が、吸入通路１５３から吸入室１７２を経てシリンダ１３２内に吸入される。そして、ピストン１３２の往復ストロークに伴ってシリンダ１３１内の冷媒が圧縮され、冷媒圧力が吐出室１５５側の圧力Ｐｄよりも高くなると、図示しない吐出弁を開いて冷媒が吐出室１５５側に吐出される。

ここで、斜板１０１の傾斜角度θは、もっぱら制御圧力室１３４内の圧力Ｐｃによりコントロールされることになる。制御圧力室１３４内の圧力Ｐｃが高くなると、圧力バランスよりピストン１３２が制御圧力室１３４側へ移動しづらくなる。すなわち、制御圧力室１３４内の圧力Ｐｃが高くなれば、ピストン１３２の往復ストロークは小さくなり、逆に制御圧力室１３４内の圧力Ｐｃが低くなればピストン１３２の往復ストロークが大きくなって斜板１０１の傾斜角度θは大きくなる。

このように制御圧力室１３４内の圧力Ｐｃを制御することで、斜板１０１の傾斜角度θ、ひいてはピストン１３２の往復ストロークが制御できる。制御圧力室１３４内の圧力制御は電磁弁１５４によって行われる。この電磁弁１５４はノーマルオープンタイプの電磁弁を用いており、電磁弁１５４が励磁しない状態では、吐出室１５５側の高圧が制御圧力室１３４内に供給されることになる。すなわち、電磁弁１５４を励磁しない状態では制御圧力室１３４内の圧力Ｐｃが高まり、斜板１０１の傾斜角度θが小さくなってピストン１３２は最小容量運転を行う。

また逆に、電磁弁１５４を励磁することにより吸入圧室１７２と制御圧力室１３４が連通する。これにより制御圧力室１３４内の圧力Ｐｃを低下させ、斜板１０１の傾斜角度θを大きくすると共にピストン１３２の往復ストロークを大きくし、コンプレッサ１の容量を増大させる。図３は、制御圧力室１３４内の圧力Ｐｃを低下させることにより、斜板１０１の傾斜角度θを大きくしてコンプレッサ１の吐出容量を最大とした状態を示している。

２は、可変容量式コンプレッサ１から吐出された高圧冷媒と外気とを熱交換して高圧冷媒を冷却して凝縮させる放熱器（高圧側熱交換器、以下、コンデンサと記す）である。また、２ａはコンデンサ２に外気を供給する送風機であり、コンプレッサ１と同様に車両の走行用エンジンから動力を得て回転するようになっている。尚、本実施形態では、高圧冷媒の圧力を冷媒の臨界圧力未満としているので、放熱器２にて冷媒は、気相冷媒から液相冷媒に相変化しながらそのエンタルピを低下させる。

３は、放熱器２から流出した冷媒を気相冷媒と液相冷媒とに分離して余剰冷媒を液相冷媒として蓄える気液分離器（以下、レシ−バと記す）である。５は、レシ−バ３から供給される液相冷媒を減圧する減圧手段としての膨張弁であり、本実施形態では、後述する蒸発器（以下、エバポレータと記す）６の出口側の冷媒過熱度に基づいて絞り開度を調節する可変絞り部と冷媒過熱度を検出する感温部とが一体化された温度式膨張弁を採用している。

更に、本発明では容量可変制御領域での可変容量式コンプレッサ１への潤滑オイルの戻り性を確保するため、クロスチャージ式の膨張弁５を用いている。クロスチャージ式膨張弁５とは、図５にも示すように感温部分の圧力特性を、冷凍サイクル使用冷媒の飽和圧力特性よりも勾配を緩くしたものであり、後述する感温部内に使用冷媒とは異なるガスを封入してクロスチャージとしている。

図４は、図１の蒸気圧縮式冷凍装置におけるクロスチャージ式膨張弁５の構造を示す断面図である。本実施形態のクロスチャージ式膨張弁５は、いわゆるボックス型と呼ばれるタイプのものである。クロスチャージ式膨張弁５は、弁ブロックＢ、エレメント部Ｅ、伝熱部８、伝達ロッド９、およびボール弁１０などより構成されている。弁ブロックＢは、例えばアルミニウム製で略直方体形状に設けられ、第１の冷媒通路１１と第２の冷媒通路１２を有している。

第１の冷媒通路１１は、レシ−バ３の出口側に接続される流入ポート１１ａ、蒸発器６の入口側に接続される流出ポート１１ｂ、および流入ポート１１ａ側と流出ポート１１ｂ側とを連通する連通孔１１ｃを有し、この連通孔１１ｃの入口側（流入ポート１１ａ側）に円錐状のシート面１１ｄが設けられている。第２の冷媒通路１２は、蒸発器６の出口側に接続される流入ポート１２ａ、可変容量式コンプレッサ１の吸入側に接続される流出ポート１２ｂ、および流入ポート１２ａと流出ポート１２ｂとを連通し、伝熱部８へも連通する連通路１２ｃを有している。

エレメント部Ｅは、可撓性のある薄い金属板から成るダイヤフラム１３と、このダイヤフラム１３を挟持する受け部１４と蓋部１５とを具備し、弁ブロックＢの上部にパッキン１６を介して螺子結合される。受け部１４と蓋部１５は、例えばＴＩＧ溶接により接合され、ダイヤフラム１３と蓋部１５とでダイヤフラム室１７を形成している。

このダイヤフラム室１７には、冷凍サイクルに使用される冷媒ガスと異なる種類の飽和ガスが封入されている。尚、蓋部１５には、ダイヤフラム室１７に飽和ガスを入れるための孔が開けられており、飽和ガスを入れた後、プラグ１８によって気密に閉塞されている。また、このエレメント部Ｅを構成する各部品（ダイヤフラム１３、受け部１４、蓋部１５およびプラグ１８）は、全て同一の金属材料（例えばステンレス）を使用して形成されている。

伝熱部８は、熱伝導率の高い金属材料（例えばアルミニウムまたは黄銅など）を使用して円柱状に形成されている。そして、円柱状の上面は下方からの後述する付勢力を受けてダイヤフラム１３の下面に密着しており、第２の冷媒通路１２を流れる冷媒（蒸発器６で蒸発した気相冷媒）の温度変化をダイヤフラム１３に伝達すると共に、円柱状の下面には伝達ロッド９が当接しており、ダイヤフラム１３の変位を伝達ロッド９と協同してボール弁１０に伝達するものである。

伝達ロッド９は、伝熱部８の下部に配されて、弁ブロックＢに摺動自在に保持されている。その上端部は伝熱部８の下面に当接すると共に、第２の冷媒通路１２（連通路１２ｃ）を上下方向に貫通し、第１の冷媒通路１１の連通孔１１ｃ内部に挿通され、下端部は円錐状のシート面１１ｄに押し当たるボール弁１０の上面に当接している。また、上下方向に摺動自在に嵌挿されている伝達ロッド９に対して、第１の冷媒通路１１と第２の冷媒通路１２との間の弁ブロックＢ部にはＯリング１９によるシール部が設けられている。

ボール弁１０は、図４に示すように、連通孔１１ｃの入口側に配されて、伝達ロッド９と弁受け部材２１との間に保持され、シート面１１ｄに着座することで連通孔１１ｃを閉じ、シート面１１ｄから離脱（リフト）することで連通孔１１ｃを開くことができる。このボール弁１０は、図４において、ダイヤフラム１３を下方へ押し下げる力（ダイヤフラム室１７の圧力−ダイヤフラム１３の下側に作用する冷媒蒸気の圧力）と弁受け部材２１を介してボール弁１０を図４の上方へ付勢するスプリング２２の荷重とが釣り合った位置に静止している。

スプリング２２は、弁ブロックＢの下端部に取り付けられた調節螺子２３と弁受け部材２１との間に配され、弁受け部材２１を介してボール弁１０を図４の上方（弁開度が小さくなる方向）へ付勢している。調節螺子２３は、ボール弁１０の開弁圧（ボール弁１０を付勢するスプリング２２の荷重）を調節するもので、Ｏリング２４を介して弁ブロックＢの下端部に螺子結合されている。

次に、クロスチャージ式膨張弁５の作動を説明する。連通孔１１ｃを通過する冷媒流量は、ボール弁１０の開度、即ちシート面１１ｄに対するボール弁１０の位置（リフト量）によって決定される。そのボール弁１０は、ダイヤフラム１３を図４の下方へ付勢するダイヤフラム室１７の圧力と、ダイヤフラム１３を図４の上方へ付勢するスプリング２２の荷重およびサイクル内の低圧圧力（ダイヤフラム１３の下側に作用する冷媒蒸気の圧力）とが釣り合った位置に移動する。

そこで、蒸発圧力が安定している状態から車室内の温度が上昇し、エバポレータ６で急速に冷媒が蒸発すると、エバポレータ６出口部の冷媒蒸気の温度（過熱度）が高くなる。これにより、第２の冷媒通路１２を流れる冷媒蒸気の温度変化が伝熱部８およびダイヤフラム１３を介してダイヤフラム室１７に封入されているガスに伝達され、そのガスの温度上昇に伴ってダイヤフラム室１７の圧力が上昇する。

その結果、ダイヤフラム１３が図４の下方へ押し下げられ、伝熱部８および伝達ロッド９を介してボール弁１０が図４の下方へ移動することにより、弁開度が大きくなってエバポレータ６へ供給される冷媒流量が増加する。一方、車室内の温度が低下してエバポレータ６の出口部の過熱度が低くなると、第２の冷媒通路１２を流れる冷媒蒸気の温度変化がダイヤフラム室１７のガスに伝達され、そのガスの温度低下に伴ってダイヤフラム室１７の圧力が低下する。

その結果、ダイヤフラム１３が図４の上方へ押し上げられてボール弁１０が図４の上方へ移動することにより、弁開度が小さくなってエバポレータ６へ供給される冷媒流量が減少する。以上の動作により、通常のサイクル運転時には、エバポレータ６で蒸発した冷媒蒸気の温度（過熱度）が例えば略５℃になるように弁開度を調節して、連通孔１１ｃを流れる冷媒流量をコントロールしている。

図１の６は、クロスチャージ式膨張弁５で減圧された液相冷媒を蒸発させるエバポレータ（低圧側熱交換器）であり、６ａは、エバポレータ６に空調用空気を供給する送風機である。本実施形態では、車室内に吹き出す空気から吸熱して冷媒を蒸発させることにより車室内に吹き出す空気を冷却し、その吸熱した熱をコンデンサ２にて室外に放熱しているが、これとは逆に、外気から吸熱してその吸熱した熱を車室内に吹き出す空気中に放熱することにより車室内を暖房しても良い。

最後に本発明の要部構成を説明する。４は、クロスチャージ式膨張弁５の流出ポート１１ｂとエバポレータ６の冷媒入口６ｂとを接続する冷媒配管である。図６は、本発明の第１実施形態におけるクロスチャージ式膨張弁５とエバポレータ６との配置を示す部分模式図であり、本実施形態では膨張弁５が天地方向においてエバポレータ６の冷媒入口６ｂよりも高くなるように配置したものである。

次に、本実施形態での特徴と作用効果について述べる。クロスチャージ式膨張弁５とエバポレータ６とを冷媒配管４で接続する場合、クロスチャージ式膨張弁５が天地方向においてエバポレータ６の冷媒入口６ｂよりも高くなるように配置している。本発明は、膨張弁５の後に接続された冷媒配管４における液相冷媒の流速と重力の影響とに着目したものである。これによれば、エバポレータ６の冷媒入口６ｂを膨張弁５位置より低く配設することで、冷媒中の気泡（ガス冷媒）が液相冷媒と共にスムーズにエバポレータ６へ流入することから、低負荷における冷媒通過音を低減することができる。

（第２実施形態）
図７は、本発明の第２実施形態におけるクロスチャージ式膨張弁５とエバポレータ６との接続を示す部分模式図である。上述した第１実施形態と異なる特徴として、クロスチャージ式膨張弁５とエバポレータ６とを冷媒配管４で接続する場合、冷媒配管４の内径を５〜８ｍｍとしている。

図８は、第１実施形態のようにクロスチャージ式膨張弁５が天地方向においてエバポレータ６の冷媒入口６ｂよりも高くなるように配置したうえで、クロスチャージ式膨張弁５とエバポレータ６との間の配管径と冷媒通過音の発生との関係を示すグラフである。また、図９はエアコンをオン・オフさせたときの騒音レベルの違いを表すグラフであり、（ａ）は従来、（ｂ）は第１・第２実施形態を適用した場合である。

これらのグラフからも分かるように、エバポレータ６の冷媒入口６ｂを膨張弁５位置より低く配設することで冷媒通過音を低減することができるが、更に配管径を細くすることで低負荷においても冷媒の流速を速くすることができ、冷媒通過音をなくすことができる。但し、高負荷時の冷房性能が低下しないよう配管径は５ｍｍ以上を確保している。

（第３実施形態）
図１０の（ａ）は本発明の第３実施形態におけるクロスチャージ式膨張弁５とエバポレータ６との接続状態を示す部分模式図であり、（ｂ）は（ａ）中のＡ部拡大断面図である。上述した各実施形態と異なる特徴として、クロスチャージ式膨張弁５とエバポレータ６とを冷媒配管４で接続する場合、クロスチャージ式膨張弁５と冷媒配管４との接続部近傍に絞り手段７Ａを設けている。

本実施形態で具体的には、ゴム材料で形成した長さ１．５ｃｍ程度で内径３ｍｍ程度の孔を設けた絞り管７Ａを移動しないよう冷媒配管４内に挿入している。但しこの絞り管７Ａは、冷媒配管４と同じ金属材料（例えば、アルミニウム）などから切削などで形成したものであっても良いし、別体部品ではなく冷媒配管４そのものを加工して絞り部７Ａを形成したものであっても良い。これによれば、絞り管７Ａによって冷媒の流速が上がり、冷媒中の気泡（ガス冷媒）を微細化でき、気泡の存在による冷媒通過音を低減することができる。

（第４実施形態）
図１１の（ａ）は本発明の第４実施形態におけるクロスチャージ式膨張弁５とエバポレータ６との接続状態を示す部分模式図であり、（ｂ）は（ａ）中のＢ部拡大斜視図である。上述した各実施形態と異なる特徴として、クロスチャージ式膨張弁５とエバポレータ６とを冷媒配管４で接続する場合、クロスチャージ式膨張弁５と冷媒配管４との接続部近傍に整流格子７Ｂを設けている。

本実施形態で具体的には、例えばステンレスの細線で形成した０．０１ｍｍ^２程度の整流ネット７Ｂを冷媒配管４の端面に被せている。これによれば整流ネット７Ｂを設けることによって冷媒中の気泡（ガス冷媒）を微細化でき、気泡の存在による冷媒通過音を低減することができる。

（その他の実施形態）
上述の実施形態では、本発明を車両用空調装置に適用したが、本発明の適用はこれに限定するものではない。また、上述の実施形態では、可変容量式コンプレッサ1を斜板型で説明し、一般的な可変制御方式についてもコンプレッサ吸入圧力を使って制御する内部可変制御方式と、外部からの信号により電磁弁を作動させて容量を自由に可変制御可能な外部可変方式とがあるが、必要な冷房能力に合わせて容量を可変させる機構を持ったコンプレッサであれば形式を限定するものではない。

また、コンデンサ２は、レシ−バ３から供給される液相冷媒を更に冷却して冷媒の過冷却度を高めるための過冷却器（サブク−ラ）を備えたコンデンサであっても良いし、凝縮器を成すコンデンサ２にレシ−バ３部分とサブク−ラ部分とを一体に形成したサブクールコンデンサ（過冷却放熱器）であっても良く、形式を限定するものではないし、クロスチャージ式膨張弁５も上述の実施形態に示したボックス型に限定するものではない。

本発明の一実施形態に係る蒸気圧縮式冷凍装置の構成模式図である。 図１の蒸気圧縮式冷凍装置における可変容量式コンプレッサ１の構造例を示す断面図であり、最少容量運転時の状態を示す。 図２の可変容量式コンプレッサ１での最大容量運転時の状態を示す断面図である。 図１の蒸気圧縮式冷凍装置におけるクロスチャージ式膨張弁５の構造例を示す断面図である。 膨張弁の感温部温度と圧力室内の圧力との関係を示すグラフである。 本発明の第１実施形態におけるクロスチャージ式膨張弁５とエバポレータ６との配置を示す部分模式図である。 本発明の第２実施形態におけるクロスチャージ式膨張弁５とエバポレータ６との接続を示す部分模式図である。 クロスチャージ式膨張弁５とエバポレータ６との間の配管径と冷媒通過音の発生との関係を示すグラフである。 エアコンをオン・オフさせたときの騒音レベルの違いを表すグラフであり、（ａ）は従来、（ｂ）は第１・第２実施形態を適用した場合である。 （ａ）は本発明の第３実施形態におけるクロスチャージ式膨張弁５とエバポレータ６との接続状態を示す部分模式図であり、（ｂ）は（ａ）中のＡ部拡大断面図である。 （ａ）は本発明の第４実施形態におけるクロスチャージ式膨張弁５とエバポレータ６との接続状態を示す部分模式図であり、（ｂ）は（ａ）中のＢ部拡大斜視図である。 クロスチャージ式膨張弁５とエバポレータ６との接続を示す部分模式図であり、従来における冷媒通過音の発生原因を表している。

符号の説明

１…可変容量式コンプレッサ（可変容量式圧縮機）
２…コンデンサ（放熱器）
４…冷媒配管
５…クロスチャージ式膨張弁
６…エバポレータ（蒸発器）
６ｂ…冷媒入口
７Ａ…絞り管（絞り手段）
７Ｂ…整流ネット（整流格子）

Claims (4)

1. 低温側の熱を高温側に移動させる蒸気圧縮式冷凍装置であり、
   冷媒を吸入圧縮すると共にその圧縮容量を可変する可変容量式圧縮機（１）と、
   前記可変容量式圧縮機（１）が吐出した高温高圧冷媒の熱を放熱する放熱器（２）と、
   前記放熱器（２）にて冷却された冷媒を減圧膨脹させるクロスチャージ式膨張弁（５）と、
   前記クロスチャージ式膨張弁（５）で減圧された冷媒を蒸発させて吸熱する蒸発器（６）とを備えた蒸気圧縮式冷凍装置において、
   前記クロスチャージ式膨張弁（５）と前記蒸発器（６）とを冷媒配管（４）で接続する場合、前記クロスチャージ式膨張弁（５）が天地方向において前記蒸発器（６）の冷媒入口（６ｂ）よりも高くなるように配置したことを特徴とする蒸気圧縮式冷凍装置。
2. 低温側の熱を高温側に移動させる蒸気圧縮式冷凍装置であり、
   冷媒を吸入圧縮すると共にその圧縮容量を可変する可変容量式圧縮機（１）と、
   前記可変容量式圧縮機（１）が吐出した高温高圧冷媒の熱を放熱する放熱器（２）と、
   前記放熱器（２）にて冷却された冷媒を減圧膨脹させるクロスチャージ式膨張弁（５）と、
   前記クロスチャージ式膨張弁（５）で減圧された冷媒を蒸発させて吸熱する蒸発器（６）とを備えた蒸気圧縮式冷凍装置において、
   前記クロスチャージ式膨張弁（５）と前記蒸発器（６）とを冷媒配管（４）で接続する場合、前記冷媒配管（４）の内径を５〜８ｍｍとしたことを特徴とする蒸気圧縮式冷凍装置。
3. 低温側の熱を高温側に移動させる蒸気圧縮式冷凍装置であり、
   冷媒を吸入圧縮すると共にその圧縮容量を可変する可変容量式圧縮機（１）と、
   前記可変容量式圧縮機（１）が吐出した高温高圧冷媒の熱を放熱する放熱器（２）と、
   前記放熱器（２）にて冷却された冷媒を減圧膨脹させるクロスチャージ式膨張弁（５）と、
   前記クロスチャージ式膨張弁（５）で減圧された冷媒を蒸発させて吸熱する蒸発器（６）とを備えた蒸気圧縮式冷凍装置において、
   前記クロスチャージ式膨張弁（５）と前記蒸発器（６）とを冷媒配管（４）で接続する場合、前記クロスチャージ式膨張弁（５）と前記冷媒配管（４）との接続部近傍に絞り手段（７Ａ）を設けたことを特徴とする蒸気圧縮式冷凍装置。
4. 低温側の熱を高温側に移動させる蒸気圧縮式冷凍装置であり、
   冷媒を吸入圧縮すると共にその圧縮容量を可変する可変容量式圧縮機（１）と、
   前記可変容量式圧縮機（１）が吐出した高温高圧冷媒の熱を放熱する放熱器（２）と、
   前記放熱器（２）にて冷却された冷媒を減圧膨脹させるクロスチャージ式膨張弁（５）と、
   前記クロスチャージ式膨張弁（５）で減圧された冷媒を蒸発させて吸熱する蒸発器（６）とを備えた蒸気圧縮式冷凍装置において、
   前記クロスチャージ式膨張弁（５）と前記蒸発器（６）とを冷媒配管（４）で接続する場合、前記クロスチャージ式膨張弁（５）と前記冷媒配管（４）との接続部近傍に整流格子（７Ｂ）を設けたことを特徴とする蒸気圧縮式冷凍装置。

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