JP2007071461A - 冷凍サイクル装置 - Google Patents

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Abstract

【課題】 冷房性能向上、および高圧側部品の耐久性確保を可能とする冷凍サイクル装置を提供する。
【解決手段】 圧縮機110、高圧側熱交換器120、減圧器131、低圧側熱交換器141を構成要素として含み、これら構成要素が配管150によって順次環状に接続されて、圧縮機110によって吸入圧縮された冷媒が循環する冷凍サイクルに、外管161と内管162とを有し、外管161と内管162との間、および内管162の内側に形成される2つの流路を用いて、減圧器131にて減圧される前の高圧冷媒と、圧縮機110に吸入される低圧冷媒との間で熱交換する二重管160が設けられた冷凍サイクル装置において、減圧器131によって、低圧側熱交換器141の出口側から二重管160に至る間の出口側冷媒状態が、乾き度0.9から過熱度5℃の間に制御されるようにする。
【選択図】 図1

Description

本発明は、外管と内管とを有する二重管が配設される冷凍サイクル装置に関するものであり、車両用空調装置に適用して好適である。
従来、例えば特許文献1に示されるような冷凍サイクル装置(特許文献1中では蒸気圧縮式冷凍機)が知られている。即ち、この冷凍サイクル装置は、圧縮機、放熱器、膨張弁、蒸発器が冷媒配管によって順次環状に接続されており、膨張弁にて減圧される前の高圧冷媒と圧縮機に吸引される低圧冷媒との間で熱交換する内部熱交換器を有している。そして、膨張弁においては、ダイヤフラムおよび弁体に弾性力を与えるバネに初期荷重を与える荷重付与部が、膨張弁のハウジングに一体形成され、ハウジングに対して移動することができない固定構造となっている。
これにより、内部熱交換器によって膨張弁に流入される冷媒が冷却されて、蒸発器の冷媒入口と出口とのエンタルピ差を大きくして蒸発器の吸熱性能を高めることができると共に、膨張弁におけるプリロード調節機構を不要として、圧縮機に吸引される冷媒に過熱度を与えることが可能となり、圧縮機における液圧縮を防止して冷凍サイクル装置を安定作動させることができるとしている。
特開2004−270966号公報
しかしながら、上記特許文献1の冷凍サイクル装置においては、文献中の図(図6)による蒸発器の性能安定領域が示されているものの、蒸発器出口側の最適な冷媒状態、特に過熱度についての明確な考えは示されていない。即ち、蒸発器出口側の過熱度を不用意に上げすぎると、その分、圧縮機における冷媒吐出温度も上昇して、冷凍サイクル装置の高圧側に配設される関係部品の耐久性悪化を招くおそれがある。
本発明の目的は、上記問題に鑑み、冷房性能向上、および高圧側部品の耐久性確保を可能とする冷凍サイクル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、以下の技術的手段を採用する。
請求項1に記載の発明では、圧縮機(110)、高圧側熱交換器(120)、減圧器(131)、低圧側熱交換器(141)を構成要素として含み、これら構成要素が配管(150)によって順次環状に接続されて、圧縮機(110)によって吸入圧縮された冷媒が循環する冷凍サイクルに、外管(161)と内管(162)とを有し、外管(161)と内管(162)との間、および内管(162)の内側に形成される2つの流路を用いて、減圧器(131)にて減圧される前の高圧冷媒と、圧縮機(110)に吸入される低圧冷媒との間で熱交換する二重管(160)が設けられた冷凍サイクル装置において、減圧器(131)は、低圧側熱交換器(141)の出口側から二重管(160)に至る間の出口側冷媒状態を、乾き度0.9から過熱度5℃の間に制御することを特徴としている。
まず、低圧側熱交換器(141)の出口側冷媒状態を乾き度0.9以上とすることで、二重管(160)による冷房能力が上昇する(後述する図7)。一方、低圧側熱交換器(141)から流出される低圧冷媒は二重管(160)で高圧冷媒によって最大15℃分過熱される。ここで、冷房の高負荷条件においては、圧縮機(110)の吸入側冷媒状態として過熱度が所定温度を超えると、圧縮機(110)によって圧縮された後の冷媒温度が非常に高くなる。このような高温状態が長時間継続したり、頻発することとなると、圧縮機(110)の吐出側にある各種部品の耐久性低下に繋がる。よって、低圧側熱交換器(141)の出口側における冷媒の過熱度を、吐出冷媒温度が過剰に高くならないように、低く抑える必要がある。例えば、ほとんどの運転状態にわたって吐出冷媒温度が過剰高温に到達しない吸入冷媒温度の上限温度としては、20℃程度が好適な一例である。よって、上記過熱度20℃を上限として、これから二重管(160)での過熱分15℃を差し引いて、低圧側熱交換器(141)の出口側における冷媒の過熱度を、5℃に抑えることが必要となる。よって、低圧側熱交換器(141)での出口側冷媒状態を、乾き度0.9から過熱度5℃に制御することで冷房性能向上、および高圧側部品の耐久性確保が可能な冷凍サイクル装置(100A)とすることができる。
請求項2に記載の発明では、上記請求項1に記載の発明に対して、減圧器(131)は、二重管(160)から圧縮機(110)の吸入側に至る間の吸入側冷媒状態を、所定の過熱度に制御することを特徴としている。
これにより、圧縮機(110)の吸入冷媒状態を、所定の過熱度として例えば、上記のように20℃を上限として直接的に制御することで、二重管(160)による熱交換量が急激に変化(増加)した場合でも、圧縮機(110)によって圧縮された後の冷媒温度を抑えることができるので、請求項1に記載の発明と同様に、冷房性能向上、および高圧側部品の耐久性確保が可能な冷凍サイクル装置(100A)とすることができる。
請求項3に記載の発明のように、上記減圧器(131)は、低圧側熱交換器(141)の出口側から二重管(160)に至る間の出口側冷媒温度、あるいは二重管(160)から圧縮機(110)の吸入側に至る間の吸入側冷媒温度に応じて開度が可変されて、出口側冷媒状態、あるいは吸入側冷媒状態を制御する温度式膨張弁(131)とすることができる。
請求項4に記載の発明では、上記温度式膨張弁(131)は、少なくとも高負荷時に出口側冷媒状態を、ほぼ過熱度0℃に制御することを特徴としている。
これにより、出口側冷媒状態を過熱度5℃とする場合に比べて、5℃分(過熱度5℃−過熱度0℃)低下され、それに応じて圧縮機(110)による圧縮後の冷媒温度を抑えることができるので、特に高負荷条件において高圧側部品の耐久性に係わる安全率を高めることができる。
請求項5に記載の発明では、温度式膨張弁(131)は、出口側冷媒温度、あるいは吸入側冷媒温度に応じて変化する密閉空間内のガスの圧力によって開度が可変され、ガスは、冷媒の飽和液特性を示す飽和液線図の温度軸の方向に平行移動された飽和液特性を有することを特徴としている。
これにより、低圧側熱交換器(141)の出口側圧力(圧縮機吸入側圧力)が変化しても、常に過熱度を一定として作動する温度式膨張弁(131)とすることができる。
請求項6に記載の発明では、冷媒は、HFC134aとしたことを特徴としている。
これにより、二重管(160)の外管(161)、内管(162)の耐圧性を維持しつつ、高効率な冷房性能効果を得ることができる。即ち、HFC134aの特徴として、低圧側熱交換器(141)内部の冷媒温度が0℃付近で低圧圧力は0.2MPaGとなり、また、高圧側熱交換器(120)内部の冷媒温度が60℃付近で高圧圧力は2MPaGとなり、二重管(160)の耐圧性に問題ない範囲で希望の冷媒温度が得られる。
請求項7に記載の発明では、本冷凍サイクル装置(100A)は、車両用の空調装置(100)に用いられることを特徴としている。
これにより、二重管(160)での高圧冷媒と低圧冷媒との熱交換により、高圧冷媒が冷却され、圧縮機(110)の動力をそのままで、冷房性能向上が可能となり、冷凍サイクル効率を向上させることができる。そのため、車両用空調装置においては特に、近年要求の高まっている車両燃費を向上させることができる。更に、車両においては、エンジンによって加熱された高温のエンジンルーム内空気が高圧側熱交換器(120)に巻き込まれることにより、高圧側熱交換器(120)による冷媒冷却性能が低下するが、二重管(160)によりその性能低下を防止することができる。
請求項8に記載の発明では、減圧器(131)、低圧側熱交換器(141)をそれぞれ第1減圧器(131)、第1低圧側熱交換器(141)とし、第1減圧器(131)と第1低圧側熱交換器(141)とをバイパスするバイパス流路(153)に、第2減圧器(132)と第2低圧側熱交換器(142)とが設けられ、二重管(160)は、バイパス流路(153)の分岐点(A)に至る前の高圧冷媒と、バイパス流路(153)の合流点(B)から圧縮機(110)に至る前の低圧冷媒との間で熱交換するように配設されたことを特徴としている。
これにより、二重管(160)によって熱交換されて過冷却された高圧冷媒を、第1低圧側熱交換器(141)、第2低圧側熱交換器(142)の両者に流すことができるため、両蒸発器141、142での冷房性能を向上させることができる。
そして、請求項9に記載の発明では、第2減圧器(132)は、第2低圧側熱交換器(142)の出口側から合流点(B)に至る間の第2低圧側熱交換器出口側冷媒状態を、乾き度0.9から過熱度5℃の間に制御することを特徴としている。
これにより、第2低圧側熱交換器(142)においても第1低圧側熱交換器(141)と同様に出口側冷媒の過熱度を抑えて、圧縮機(110)によって圧縮された後の冷媒温度を抑えることができる。
尚、上記各手段の括弧内の符号は、後述する実施形態記載の具体的手段との対応関係を示すものである。
(第1実施形態)
本実施形態の冷凍サイクル装置100Aは、車両用空調装置(以下、空調装置)100に適用されたものであり、以下、具体的な構成について、図1〜図5を用いて説明する。図1は空調装置100の全体を示す概略構成図、図2は冷凍サイクル装置100Aを示す外観斜視図、図3は膨張弁131を示す断面図、図4は膨張弁131に封入される作動ガスの飽和液特性を示す飽和液線図、図5は二重管160を示す断面図である。
図1、図2に示すように、車両はダッシュパネル3によって、走行用のエンジン10が搭載されるエンジンルーム1と、乗員用の車室2とに区画されており、空調装置100を構成する冷凍サイクル装置100Aおよび室内ユニット100Bのうち、冷凍サイクル装置100A(膨張弁131、蒸発器141を除く)がエンジンルーム1内に配設され、また、室内ユニット100Bが車室2のインストルメントパネル内に配設されている。
室内ユニット100Bは、空調ケース101内に送風機102、蒸発器141、ヒータコア103等が配設されて形成されるユニットである。送風機102は、車両の外気あるいは内気を空調空気として選択的に取り込んで、その空調空気を蒸発器141、ヒータコア103に送風するものである。蒸発器141は、後述する冷凍サイクル装置100Aの作動に伴う冷媒を内部で蒸発させて、その時の蒸発潜熱により空調空気を冷却する冷房用の熱交換器である。ヒータコア103は、エンジン10の温水を加熱源として空調空気を加熱する暖房用の熱交換器である。
尚、ヒータコア103近傍の空調ケース101内にはエアミックスドア104が設けられており、このエアミックスドア104の開度に応じて、蒸発器141によって冷却された空調空気と、ヒータコア103によって加熱された空調空気との混合比率が可変され、乗員の設定する温度に調節されるようになっている。
冷凍サイクル装置100Aは、圧縮機110、凝縮器120、膨張弁131、上記蒸発器141を備え、これらが配管150によって順次接続されて閉回路を形成するものであって、配管150の途中に二重管160が設けられている。凝縮器120は高圧側熱交換器であって、放熱器、あるいはガスクーラとも呼ばれる。蒸発器141は低圧側熱交換器であって、冷却器あるいは吸熱器とも呼ばれる。膨張弁131は、減圧器であって、絞り、弁、エジェクタなどによって提供され得る。
圧縮機110は、冷凍サイクル装置100A内の冷媒を高温高圧に圧縮する流体機器であり、ここではエンジン10の駆動力によって駆動されるようになっている。即ち、圧縮機110の駆動軸にはプーリ111が固定されており、エンジン10の駆動力がクランクプーリ11、駆動ベルト12を介してプーリ111に伝達され、圧縮機110は駆動される。尚、プーリ111には、圧縮機駆動軸とプーリ111との間を断続する電磁クラッチ(図示せず)が設けられている。凝縮器120は、圧縮機110の吐出側に接続され、外気との熱交換によって冷媒を凝縮液化する熱交換器である。
膨張弁131は、凝縮器120から流出される液相冷媒を減圧膨脹させて、等エンタルピ的に減圧する弁であり、蒸発器141に接して設けられ、室内ユニット100B側に設けられている。膨張弁131は、蒸発器141の出口側から後述する二重管160に至る間の出口側冷媒状態が、乾き度0.9から過熱度5℃の間となるように絞り開度を制御する温度式膨脹弁としている。
更に詳述すると、図3に示すように、膨張弁131は、薄膜状のダイヤフラム131cを挟んで形成される第1圧力室131aおよび第2圧力室131bと、第2圧力室131bの外側で反ダイヤフラム側に設けられて、ダイヤフラム131cが第2圧力室131b側に変位するほど絞り開度が大きくなる側に変化される弁体131dと、第2圧力室131b側から第1圧力室131a側に向けて第1圧力室131aの体積を縮小させるように弁体131dを介して弾性力を与えるバネ131eとを有している。
第1圧力室131a内には所定量の作動ガス(気液共存の飽和状態)が封入され、第1圧力室131a内の圧力は蒸発器141の出口側における冷媒の温度(本発明における出口側冷媒温度に対応)に応じて変化し、また、第2圧力室131b内には蒸発器141を流出した冷媒の圧力が作動するようになっている。よって、蒸発器141の出口側の冷媒状態として過熱度が所定値になると、作動ガスの圧力は過熱度分だけ蒸発器141から流出する冷媒の圧力よりも高くなり、第1圧力室131aと第2圧力室131bとの圧力差が生じ、バネ131eの弾性力を超えると弁体131dが開かれ、蒸発器141を循環する冷媒量が増加する。蒸発器141における循環冷媒量が増加すると冷媒の温度が低下し、上記圧力差が小さくなって、弁体131dが閉じる側に変位する。この繰返しにより、蒸発器141の出口側冷媒の過熱度がほぼ所定の過熱度に維持されるようになっている。
作動ガスとしては、図4に示すように、冷凍サイクル装置100Aに使用される冷媒(ここではHFC−134a)に対して、飽和液特性が温度軸の方向(ここでは温度軸の高温側)に平行移動した飽和液特性を有するものとしている(図4中の太実線の二重管用あるいは細実線のノーマル)。そして、蒸発器141の出口側における具体的な冷媒の過熱度としては、上記作動ガスの選択およびバネの設定により、0〜3℃となるように(5℃以下として、ほとんど過熱度を持たないように)している。
蒸発器141は、上記で説明したように膨張弁131から流出される冷媒の蒸発作用によって空調空気を冷却する冷房用の熱交換器であり、蒸発器141の冷媒出口側は、圧縮機110の吸入側に接続されている。
そして、二重管160は、配管150のうち、凝縮器120から膨張弁131の間で圧縮機110からの高圧冷媒が流れる高圧配管151と、蒸発器141から圧縮機110の間で低圧冷媒が流れる低圧配管152との少なくとも一部で、二重管構造を形成するものである。
二重管160は、図2、図5に示すように、全長が700〜900mm程度の長さを有しており、エンジン10およびその他の機器、ボディ等との干渉を避けるために、複数の曲げ部163が形成されて、エンジンルーム1内に搭載されている。
二重管160は、それぞれ個別に形成された外管161と内管162とを備え、外管161の内部を内管162が貫通するように配設されている。外管161は、例えばアルミニウム製のφ22mm管(外径22mm、内径19.6mm)であり、長手方向両端部の全周が縮管されて、内管162の円周表面(後述するように外径19.1mm)に気密あるいは液密となるように溶接されている。よって、外管161と内管162との間には空間が形成され、この空間が内外間流路160aと成るようにしている。
外管161の長手方向両端部側の円周壁面には、外部と内外間流路160aとを連通させる連通穴161aが開口されている。一方の連通孔161aは、高圧配管151によって凝縮器120の出口側に接続され、他方の連通孔161aは高圧配管151によって膨張弁131の入口側に接続され、内外間流路160aは高圧配管151の一部を成して、内外間流路160aには高圧冷媒が流れるようにしている。
一方、内管162は、上記の外管161と同様に、例えばアルミニウム製の3/4インチ管(外径19.1mm、内径16.7mm)としている。即ち、内外間流路160aで高圧冷媒が流通しうる流路断面積(内外間流路160a)を確保しつつ、内管162の外径をできるだけ外管161に近づけることで、その表面積を大きくするように設定している訳である。
内管162は外管161よりも長く設定されており、長手方向両端部は低圧配管152としてそれぞれ、蒸発器141の出口側および圧縮機110の吸入側に接続され、内管162内には低圧冷媒が流れるようにしている。
そして、内外間流路160aが形成される領域に対応する内管162の表面には、周回溝部162cと螺旋溝部162aとが設けられている。周回溝部162cは外管161の連通孔161aの位置に対応して設けられ、内管162の周方向に延びる溝である。また、螺旋溝部162aは各周回溝部162cと接続されると共に、両周回溝部162c間で内管162の長手方向に螺旋状に延びる多条(ここでは3条)の溝である。上記周回溝部162cおよび螺旋溝部162aによって内外間流路160aは拡大される。
次に、上記構成に基づく作動およびその作用効果について、図6に示すモリエル線図を加えて説明する。
乗員からの空調要求、例えば冷房要求があると、圧縮機110の電磁クラッチが接続され、圧縮機110はエンジン10によって駆動され、蒸発器141側から冷媒を吸入、圧縮した後、高温の高圧冷媒として凝縮器120側に吐出する。高圧冷媒は凝縮器120において、冷却されて凝縮液化される(ほぼ液相状態)。凝縮液化された冷媒は、一方の高圧配管151から内外間流路160aを通り、他方の高圧配管151を経て膨張弁131で減圧膨張され、蒸発器141で蒸発される(過熱度0〜3℃のほぼ飽和ガス状態)。蒸発器141では、冷媒の蒸発に伴って空調空気が冷却される。そして、蒸発器141で蒸発した飽和ガス冷媒は、低温の低圧冷媒として一方の低圧配管152から内管162内を流通して、他方の低圧配管152を経て圧縮機110に戻る。
ここで、二重管160内を高圧冷媒、低圧冷媒が流通する際に両者間において熱交換が成され、高圧冷媒は冷却され、低圧冷媒は加熱(本二重管160では最大15℃加熱)されることになる。即ち、凝縮器120から流出した液相冷媒は、二重管160で更に過冷却されて低温化が促進される。また、蒸発器141から流出した飽和ガス冷媒は、主に二重管160で加熱されて過熱度(0〜3+15=最大18℃)を持ったガス冷媒となる。尚、本実施形態では低圧冷媒が流通する内管162が外管161によって覆われているため、エンジン10等からの輻射熱が低圧冷媒に受熱される心配がないため、冷房性能低下が防止される。
本実施形態における冷凍サイクル装置100Aにおいては、蒸発器141の出口側冷媒状態として、膨張弁131によって乾き度0.9から過熱度5℃の間となるようにしている。図7に示すように、まず、蒸発器141の出口側冷媒状態として、乾き度0.9から過熱度15℃とすることで、二重管160による冷房能力が上昇する。
一方、蒸発器141から流出される低圧冷媒は二重管160で高圧冷媒によって最大15℃分過熱される。ここで、図8に示すように、例えば真夏時のレーシング走行(エンジン高回転での登坂走行)のような冷房の高負荷条件においては、圧縮機110の吸入側冷媒の過熱度が20℃を超えると、圧縮機110によって圧縮された後の冷媒温度が非常に高くなる。例えば圧縮機110の吐出冷媒温度が150℃を超えることもある。圧縮機110の吐出冷媒温度がこのような高温に達する状態が長時間継続したり、頻発すると、圧縮機110の吐出側にある各種部品の耐久性低下に繋がる。よって、蒸発器141の出口側における冷媒の過熱度を、上記過熱度20℃を上限として、二重管160での過熱分15℃を差し引いた5℃に抑えることが必要となる。この実施形態では、圧縮機110の吐出側の配管にゴム又は合成樹脂などの樹脂部品を使用しており、圧縮機110の吐出冷媒温度を低減することで、これら樹脂部品の耐久性低下を抑えることが可能となる。よって、蒸発器141での出口側冷媒状態を、乾き度0.9から過熱度5℃に制御することで冷房性能向上、および高圧側部品の耐久性確保が可能な冷凍サイクル装置100Aとすることができる。
また、膨張弁131の第1圧力室131aに封入する作動ガスの飽和液特性が、冷凍サイクル装置100Aに使用される冷媒の飽和液特性に対して、飽和液線図の温度軸の方向に平行移動された特性としているので、蒸発器141の出口側圧力が変化しても、常に過熱度を一定として作動する温度式膨張弁131とすることができる。
換言すると、図4中の二点鎖線で示すクロスチャージのように、飽和液特性の勾配が冷凍サイクル装置100Aに使用される冷媒の飽和液特性に対して緩やかなものとすると、圧力が上がりにくく、過熱度が大きくなるため好ましくない。図9に示すように、クロスチャージのものは、ノーマルチャージのもの(飽和液特性を上記のように並行移動したもの)に対して、過熱度が大きくなる分、圧縮機110によって圧縮された後の冷媒温度の上昇が大きくなってしまうのである。
また、冷凍サイクル装置100Aに使用される冷媒をHFC−134aとしているので、二重管160の外管161、内管162の耐圧性を維持しつつ、高効率な冷房性能効果を得ることができる。即ち、HFC134aの特徴として、蒸発器141内部の冷媒温度が0℃付近で低圧圧力は0.2MPaGとなり、また、凝縮器120内部の冷媒温度が60℃付近で高圧圧力は2MPaGとなり、二重管160の耐圧性に問題ない範囲で希望の冷媒温度が得られる。
尚、蒸発器141の出口側冷媒状態として、過熱度の上限をほぼ0℃となるようにしても良い。この場合、膨張弁131は、蒸発器141での出口側冷媒状態を、乾き度0.9から過熱度0℃に制御する構成をとることができる。これにより、過熱度が5℃分(過熱度5℃−過熱度0℃)低下され、それに応じて圧縮機110による圧縮後の冷媒温度を抑えることができるので、特に高負荷条件(上記のような真夏時のレーシング走行)において高圧側部品の耐久性に係わる安全率を高めることができる。また、膨張弁131は、蒸発器141での出口側冷媒状態を、乾き度0.95以上に制御するよう構成されても良い。
このように、膨張弁131は、冷媒状態検出部によって検出される冷媒状態を所定の制御目標状態とするように冷媒流量を調節する。その制御目標状態を示す値は、蒸発器141と圧縮機110との間に設けられた内部熱交換器としての二重管160における熱交換量に応じて、圧縮機110に吸引される冷媒状態が望ましい状態となるように設定される。その制御目標値は、蒸発器110における冷媒挙動が冷房能力の観点から望ましい状態となり、しかも圧縮機110の吐出冷媒温度が過剰に高くならないように設定される。具体的には、蒸発器110出口における冷媒状態を、飽和状態の近傍に制御するような制御目標値が与えられる。例えば、乾き度0.9といった若干の液成分が残る状態から過熱度5℃といった飽和温度近傍の低過熱度状態の間の制御目標値を与えることができる。従って、膨張弁131の制御目標値は、二重管160を持たない冷凍サイクルにその膨張弁131を適用した場合に比べて、二重管160による熱交換量だけ小さい乾き度あるいは小さい過熱度を、蒸発器110出口において実現するように設定される。
(第2実施形態)
本発明の第2実施形態を図10に示す。第2実施形態は、上記第1実施形態に対して、膨張弁131の開度制御を圧縮機110の吸入側の冷媒温度に応じて行うようにしたものである。
即ち、膨張弁131の第1圧力室131a内の圧力が二重管160から圧縮機110の吸入側に至る間の吸入側冷媒の温度(本発明における吸入側冷媒温度に対応)に応じて変化するようにしている。そして、圧縮機110の吸入側冷媒状態として、所定の過熱度となるようにしている。所定の過熱度は、上記第1実施形態のように、20℃以下と設定すれば良い。尚、ここでは凝縮器120は、凝縮部121と気液分離器122と過冷却部123とが一体的に形成されたものとしている。
これにより、圧縮機110の吸入冷媒の過熱度を直接的に制御でき、二重管160による熱交換量が急激に変化(増加)した場合でも、圧縮機110によって圧縮された後の冷媒温度を抑えることができるので、上記第1実施形態と同様に、冷房性能向上、および高圧側部品の耐久性確保が可能な冷凍サイクル装置100Aとすることができる。
(第3実施形態)
本発明の第3実施形態を図11に示す。第3実施形態は、上記第1実施形態に対して、冷凍サイクル装置100Aが、例えば車両の後席用に蒸発器(142)を有するデュアルエアコンとした場合に、二重管160の配設位置を考慮したものである。
本実施形態の冷凍サイクル装置100Aでは、膨張弁131、蒸発器141をそれぞれ第1膨張弁131、第1蒸発器142として、第1膨張弁131、第1蒸発器141をバイパスするバイパス流路153を設け、このバイパス流路153に第2膨張弁(本発明における第2減圧器に対応)132と、第2蒸発器(本発明における第2低圧側熱交換器に対応)142とを設けている。尚、バイパス流路153の分岐点をA、合流点をBとしている。
二重管160の外管161は、凝縮器120からバイパス流路153の分岐点Aまでの間に配設され、また、内管162は、バイパス流路153の合流点Bから圧縮機110までの間に配設されるようにしている。
第1膨張弁131は、合流点Bと二重管160との間の冷媒温度に応じて開度が制御されて、第1蒸発器141の出口側冷媒状態が乾き度0.9から過熱度5℃の間になるようにし、また、第2膨張弁132は、第2蒸発器142と合流点Bとの間の冷媒温度に応じて開度が制御されて、第2蒸発器142の出口側冷媒状態(本発明における第2低圧側熱交換器出口側冷媒状態に対応)が乾き度0.9から過熱度5℃の間になるようにしている。
これにより、二重管160によって熱交換されて過冷却された高圧冷媒を、第1蒸発器141、第2蒸発器142の両者に流すことができるため、両蒸発器141、142での冷房性能を向上させることができる。
そして、第2蒸発器142においても第1蒸発器141と同様に出口側冷媒の過熱度を抑えて、圧縮機110によって圧縮された後の冷媒温度を抑えることができる。
尚、上記第3実施形態に対して、図12に示すように、二重管160Aを追加するようにしても良い。即ち、バイパス流路153の分岐点Aと第2膨張弁132との間に、二重管160Aの外管161を配設し、また、第2蒸発器142からバイパス流路153の合流点Bまでの間に二重管160Aの内管162を配設する。
これにより、二重管160Aによって熱交換されて過冷却された高圧冷媒を、第2蒸発器142に流すことができるため、第2蒸発器142での冷房性能を更に向上させることができる。
(その他の実施形態)
上記各実施形態では、減圧器を温度式膨張弁131(132、133)として説明したが、蒸発器141の出口側冷媒状態を乾き度0.9から過熱度5℃に制御できるもの、あるいは圧縮機110の吸入側冷媒状態を所定の過熱度に制御できるものであれば、これに限らず、固定絞り弁や低圧膨張弁等としても良い。
また、冷凍サイクル装置100Aに使用される冷媒はHFC−134aに限らず、他の冷媒でも良い。
また、冷凍サイクル装置100Aに配設される二重管160を車両用空調装置100に適用したものとしたが、これに限らず、家庭用の空調装置に適用しても良い。この場合、外管161の外気雰囲気温度は、車両用として使用されるエンジンルーム1の場合よりも低い条件で使用可能であるので、高圧冷媒と低圧冷媒の熱交換性能によっては、内外間流路160aに低圧冷媒を流通させ、内管162内に高圧冷媒を流通させるようにしても良い。
車両用空調装置の全体を示す概略構成図である。 冷凍サイクル装置を示す外観斜視図である。 膨張弁を示す断面図である。 膨張弁に封入される作動ガスの飽和液特性を示す飽和液線図である。 二重管を示す断面図である。 冷凍サイクル装置のモリエル線図を示したグラフである。 蒸発器あるいは圧縮機における好適な乾き度あるいは過熱度を示すグラフである。 高負荷時における走行条件に対する圧縮機の吐出側温度を示すグラフである。 膨張弁に封入する作動ガスの違いによる圧縮機の吐出側温度を示すグラフである。 第2実施形態における冷凍サイクル装置を示す概略構成図である。 第3実施形態のデュアルエアコンにおける二重管搭載時の冷凍サイクル装置を示す概略構成図である。 デュアルエアコンにおける2つの二重管搭載時の冷凍サイクル装置を示す概略構成図である。
符号の説明
100 車両用空調装置
100A 冷凍サイクル装置
110 圧縮機
120 凝縮器(高圧側熱交換器)
131 膨張弁、第1膨張弁(減圧器、第1減圧器)
132 第2膨張弁(第2減圧器)
141 蒸発器、第1蒸発器(低圧側熱交換器)
142 第2蒸発器(第2低圧側熱交換器)
150 配管
153 バイパス流路
160 二重管
161 外管
162 内管
請求項1に記載の発明では、圧縮機(110)、高圧側熱交換器(120)、減圧器(131)、低圧側熱交換器(141)を構成要素として含み、これら構成要素が配管(150)によって順次環状に接続されて、圧縮機(110)によって吸入圧縮された冷媒が循環する冷凍サイクルに、外管(161)と内管(162)とを有し、外管(161)と内管(162)との間、および内管(162)の内側に形成される2つの流路を用いて、減圧器(131)にて減圧される前の高圧冷媒と、圧縮機(110)に吸入される低圧冷媒との間で熱交換する二重管(160)が設けられた冷凍サイクル装置において、減圧器(131)は、低圧側熱交換器(141)の出口側から二重管(160)に至る間の出口側冷媒温度に応じて変化する密閉空間内のガスの圧力によって開度が可変され、ガスは冷媒の飽和液特性を示す飽和液線図の温度軸の方向に平行移動された飽和液特性を有する温度式膨張弁(131)であり、低圧側熱交換器(141)の出口側から二重管(160)に至る間の出口側冷媒状態を、乾き度0.9から過熱度5℃の間に制御することを特徴としている。
また、減圧器(131)として、密閉空間内のガスの飽和液特性が冷媒の飽和液特性に対して温度軸の方向に平行移動された温度式膨張弁(131)としているので、低圧側熱交換器(141)の出口側圧力(圧縮機吸入側圧力)が変化しても、常に過熱度を一定にすることができる。
請求項2に記載の発明では、二重管(160)は、出口側冷媒状態が乾き度0.9から過熱度5℃の時に、圧縮機(110)に吸入される冷媒状態が過熱度20℃を上限とする状態となる熱交換量を有することを特徴としている。
請求項3に記載の発明では、冷媒は、HFC134aとしたことを特徴としている。
請求項4に記載の発明では、本冷凍サイクル装置(100A)は、車両用の空調装置(100)に用いられることを特徴としている。
請求項5に記載の発明では、減圧器(131)、低圧側熱交換器(141)をそれぞれ第1減圧器(131)、第1低圧側熱交換器(141)とし、第1減圧器(131)と第1低圧側熱交換器(141)とをバイパスするバイパス流路(153)に、第2減圧器(132)と第2低圧側熱交換器(142)とが設けられ、二重管(160)は、バイパス流路(153)の分岐点(A)に至る前の高圧冷媒と、バイパス流路(153)の合流点(B)から圧縮機(110)に至る前の低圧冷媒との間で熱交換するように配設されたことを特徴としている。
そして、請求項6に記載の発明では、第2減圧器(132)は、第2低圧側熱交換器(142)の出口側から合流点(B)に至る間の第2低圧側熱交換器出口側冷媒状態を、乾き度0.9から過熱度5℃の間に制御することを特徴としている。
請求項1に記載の発明では、圧縮機(110)、高圧側熱交換器(120)、減圧器(131)、低圧側熱交換器(141)を構成要素として含み、これら構成要素が配管(150)によって順次環状に接続されて、圧縮機(110)によって吸入圧縮された冷媒が循環する冷凍サイクルに、外管(161)と内管(162)とを有し、外管(161)と内管(162)との間、および内管(162)の内側に形成される2つの流路を用いて、減圧器(131)にて減圧される前の高圧冷媒と、圧縮機(110)に吸入される低圧冷媒との間で熱交換する二重管(160)が設けられた冷凍サイクル装置において、冷凍サイクルは、車両用の空調装置(100)に用いられ、減圧器(131)は、低圧側熱交換器(141)の出口側から二重管(160)に至る間の出口側冷媒温度に応じて変化する密閉空間内のガスの圧力によって開度が可変され、ガスは冷媒の飽和液特性を示す飽和液線図の温度軸の方向に平行移動された飽和液特性を有する温度式膨張弁(131)であり、低圧側熱交換器(141)の出口側から二重管(160)に至る間の出口側冷媒状態を、乾き度0.9から過熱度5℃の間に、低圧側熱交換器(141)の出口側圧力が変化しても一定に制御することを特徴としている。
まず、低圧側熱交換器(141)の出口側冷媒状態を乾き度0.9以上とすることで、二重管(160)による冷房能力が上昇する(後述する図7)。一方、低圧側熱交換器(141)から流出される低圧冷媒は二重管(160)で高圧冷媒によって最大15℃分過熱される。ここで、冷房の高負荷条件においては、圧縮機(110)の吸入側冷媒状態として過熱度が所定温度を超えると、圧縮機(110)によって圧縮された後の冷媒温度が非常に高くなる。このような高温状態が長時間継続したり、頻発することとなると、圧縮機(110)の吐出側にある各種部品の耐久性低下に繋がる。よって、低圧側熱交換器(141)の出口側における冷媒の過熱度を、吐出冷媒温度が過剰に高くならないように、低く抑える必要がある。例えば、ほとんどの運転状態にわたって吐出冷媒温度が過剰高温に到達しない吸入冷媒温度の上限温度としては、20℃程度が好適な一例である。よって、上記過熱度20℃を上限として、これから二重管(160)での過熱分15℃を差し引いて、低圧側熱交換器(141)の出口側における冷媒の過熱度を、5℃に抑えることが必要となる。よって、低圧側熱交換器(141)での出口側冷媒状態を、乾き度0.9から過熱度5℃に制御することで冷房性能向上、および高圧側部品の耐久性確保が可能な冷凍サイクル装置(100A)とすることができる。
これにより、低圧側熱交換器(141)の出口側圧力(圧縮機吸入側圧力)が変化しても、常に過熱度を一定として作動する温度式膨張弁(131)とすることができる。
これにより、二重管(160)での高圧冷媒と低圧冷媒との熱交換により、高圧冷媒が冷却され、圧縮機(110)の動力をそのままで、冷房性能向上が可能となり、冷凍サイクル効率を向上させることができる。そのため、車両用空調装置においては特に、近年要求の高まっている車両燃費を向上させることができる。更に、車両においては、エンジンによって加熱された高温のエンジンルーム内空気が高圧側熱交換器(120)に巻き込まれることにより、高圧側熱交換器(120)による冷媒冷却性能が低下するが、二重管(160)によりその性能低下を防止することができる。
請求項4に記載の発明では、減圧器(131)、低圧側熱交換器(141)をそれぞれ第1減圧器(131)、第1低圧側熱交換器(141)とし、第1減圧器(131)と第1低圧側熱交換器(141)とをバイパスするバイパス流路(153)に、第2減圧器(132)と第2低圧側熱交換器(142)とが設けられ、二重管(160)は、バイパス流路(153)の分岐点(A)に至る前の高圧冷媒と、バイパス流路(153)の合流点(B)から圧縮機(110)に至る前の低圧冷媒との間で熱交換するように配設されたことを特徴としている。
そして、請求項5に記載の発明では、第2減圧器(132)は、第2低圧側熱交換器(142)の出口側から合流点(B)に至る間の第2低圧側熱交換器出口側冷媒状態を、乾き度0.9から過熱度5℃の間に制御することを特徴としている。

Claims (9)

  1. 圧縮機(110)、高圧側熱交換器(120)、減圧器(131)、低圧側熱交換器(141)を構成要素として含み、これら構成要素が配管(150)によって順次環状に接続されて、前記圧縮機(110)によって吸入圧縮された冷媒が循環する冷凍サイクルに、
    外管(161)と内管(162)とを有し、前記外管(161)と前記内管(162)との間、および前記内管(162)の内側に形成される2つの流路を用いて、前記減圧器(131)にて減圧される前の高圧冷媒と、前記圧縮機(110)に吸入される低圧冷媒との間で熱交換する二重管(160)が設けられた冷凍サイクル装置において、
    前記減圧器(131)は、前記低圧側熱交換器(141)の出口側から前記二重管(160)に至る間の出口側冷媒状態を、乾き度0.9から過熱度5℃の間に制御することを特徴とする冷凍サイクル装置。
  2. 圧縮機(110)、高圧側熱交換器(120)、減圧器(131)、低圧側熱交換器(141)を構成要素として含み、これら構成要素が配管(150)によって順次環状に接続されて、前記圧縮機(110)によって吸入圧縮された冷媒が循環する冷凍サイクルに、
    外管(161)と内管(162)とを有し、前記外管(161)と前記内管(162)との間、および前記内管(162)の内側に形成される2つの流路を用いて、前記減圧器(131)にて減圧される前の高圧冷媒と、前記圧縮機(110)に吸入される低圧冷媒との間で熱交換する二重管(160)が設けられた冷凍サイクル装置において、
    前記減圧器(131)は、前記二重管(160)から前記圧縮機(110)の吸入側に至る間の吸入側冷媒状態を、所定の過熱度に制御することを特徴とする冷凍サイクル装置。
  3. 前記減圧器(131)は、前記低圧側熱交換器(141)の出口側から前記二重管(160)に至る間の出口側冷媒温度、あるいは前記二重管(160)から前記圧縮機(110)の吸入側に至る間の吸入側冷媒温度に応じて開度が可変されて、前記出口側冷媒状態、あるいは前記吸入側冷媒状態を制御する温度式膨張弁(131)であることを特徴とする請求項1または請求項2に記載の冷凍サイクル装置。
  4. 前記温度式膨張弁(131)は、少なくとも高負荷時に前記出口側冷媒状態を、ほぼ過熱度0℃に制御することを特徴とする請求項3に記載の冷凍サイクル装置。
  5. 前記温度式膨張弁(131)は、前記出口側冷媒温度、あるいは前記吸入側冷媒温度に応じて変化する密閉空間内のガスの圧力によって前記開度が可変され、
    前記ガスは、前記冷媒の飽和液特性を示す飽和液線図の温度軸の方向に平行移動された飽和液特性を有することを特徴とする請求項3または請求項4に記載の冷凍サイクル装置。
  6. 前記冷媒は、HFC134aとしたことを特徴とする請求項1〜請求項5のいずれか1つに記載の冷凍サイクル装置。
  7. 車両用の空調装置(100)に用いられることを特徴とする請求項1〜請求項6のいずれか1つに記載の冷凍サイクル装置。
  8. 前記減圧器(131)、前記低圧側熱交換器(141)をそれぞれ第1減圧器(131)、第1低圧側熱交換器(141)とし、
    前記第1減圧器(131)と前記第1低圧側熱交換器(141)とをバイパスするバイパス流路(153)に、第2減圧器(132)と第2低圧側熱交換器(142)とが設けられ、
    前記二重管(160)は、前記バイパス流路(153)の分岐点(A)に至る前の高圧冷媒と、前記バイパス流路(153)の合流点(B)から前記圧縮機(110)に至る前の低圧冷媒との間で熱交換するように配設されたことを特徴とする請求項1〜請求項7に記載の冷凍サイクル装置。
  9. 前記第2減圧器(132)は、前記第2低圧側熱交換器(142)の出口側から前記合流点(B)に至る間の第2低圧側熱交換器出口側冷媒状態を、乾き度0.9から過熱度5℃の間に制御することを特徴とする請求項8に記載の冷凍サイクル装置。
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