JP2007327355A - 蒸気圧縮式冷凍回路及び当該回路を用いた車両用空調システム - Google Patents

Abstract

【課題】高回転数でも安定に作動する静粛なコンパウンド圧縮機及び簡単な構成の中間冷却器を備えた蒸気圧縮式冷凍回路及び当該冷凍回路を用いた車両用空調システムの提供。
【解決手段】蒸気圧縮式冷凍回路は、互いに直列に接続される低段圧縮部34及び高段圧縮部36を有するコンパウンド圧縮機14と、低段圧縮部34と高段圧縮部36との間を繋ぐ冷媒の流路に介挿され、低段圧縮部34から吐出された冷媒を冷却してから高段圧縮部36に吸入させる中間冷却器32とを備える。コンパウンド圧縮機14は、斜板62と、低段圧縮部34を構成するシリンダボア42a及びピストン48aと、高段圧縮部36を構成するシリンダボア42b及びピストン48bと、斜板62の回転運動を、低段圧縮部34及び高段圧縮部36のピストン48a,48bの往復運動に変換する変換手段とを有する。
【選択図】図２

Description

本発明は蒸気圧縮式冷凍回路及び当該冷凍回路を用いた車両用空調システムに関する。

蒸気圧縮式冷凍回路は、例えば車両用空調システムに用いられ、冷媒が循環する循環流路を備える。循環流路には、一般に、冷媒の流動方向でみて、圧縮機、放熱器（凝縮器又はガスクーラ）、減圧器（膨張弁）及び蒸発器が順次介挿される。
ところで近年、環境問題配慮の側面から、地球温暖化係数の小さい冷媒を用いた冷凍回路の開発が進められている。この種の冷媒の一例としては、無毒・不燃性である自然系のCO_２（二酸化炭素）が提案されている。冷媒としてCO_２を用いた冷凍回路は、CO_２の臨界温度が約31℃と低いことから遷臨界サイクル（超臨界サイクル）であり、冷凍回路の高圧側では、冷媒が例えば約7.4MPaの圧力の超臨界状態になる。

このようにCO_２を冷媒として用いた冷凍回路では、その高圧側での圧力が従来のHFC系冷媒を用いた場合に比べて高くなる。このため、冷媒の圧縮に要する圧縮機の動力が大きくなり、成績係数（COP）が低下してしまう。
そこで、圧縮機の動力を減らすべく、特許文献１に記載されたコンパウンド圧縮機及び中間冷却器を採用することが考えられる。より詳しくは、コンパウンド圧縮機は、互いに直列に接続された低段圧縮部及び高段圧縮部を有し、中間冷却器は、低段圧縮部の吐出口と高段圧縮部の吸入口との間を繋ぐ冷媒の流路に介挿される。中間冷却器が低段圧縮部から吐出された冷媒を冷却し、中間冷却器で冷却された冷媒を高段圧縮部が更に圧縮することによって、圧縮機全体としての消費動力が低減されるものと考えられる。
特開平5-164041号公報（段落番号0003）

しかしながら、特許文献１のコンパウンド圧縮機では、クランク軸に連接ロッドを介して３つのピストンが接続されている。このため、この圧縮機では、トルク変動により振動や騒音が発生してしまう。この結果として、この圧縮機を車両用空調システムの冷凍回路に適用した場合、車両の快適性が損なわれる。
また、この圧縮機は、振動の発生に起因して、高回転数での運転には適さない。このため、この圧縮機は、回転数が大きく変動する車両のエンジンから動力供給を受けるのに適さない。

更には、コンパウンド圧縮機及び中間冷却器を車両用空調システムの冷凍回路に適用した場合、構成機器の増加や配管の複雑化により、車両への搭載性が低下してしまう。
本発明は、上述した事情に基づいてなされたものであり、その目的とするところは、高回転数でも安定に作動する静粛なコンパウンド圧縮機及び簡単な構成の中間冷却器を備えた蒸気圧縮式冷凍回路及び当該冷凍回路を用いた車両用空調システムを提供することにある。

上記の目的を達成するべく、本発明によれば、冷媒の吸入、圧縮及び吐出工程をそれぞれ実行し且つ互いに直列に接続される低段圧縮部及び高段圧縮部を有するコンパウンド圧縮機と、前記低段圧縮部と前記高段圧縮部との間を繋ぐ前記冷媒の流路に介挿され、前記低段圧縮部から吐出された前記冷媒を冷却してから前記高段圧縮部に吸入させる中間冷却器とを備える蒸気圧縮式冷凍回路において、前記コンパウンド圧縮機は、斜板と、前記低段圧縮部を構成するシリンダボア及びピストンと、前記高段圧縮部を構成するシリンダボア及びピストンと、前記斜板の回転運動を、前記低段圧縮部及び高段圧縮部のピストンの往復運動に変換する変換手段とを有することを特徴とする蒸気圧縮式冷凍回路が提供される（請求項１）。

好ましくは、前記中間冷却器は、前記コンパウンド圧縮機に一体に組み付けられている（請求項２）。
好ましくは、前記低段圧縮部及び高段圧縮部は、前記コンパウンド圧縮機のハウジングに開口した吸入口及び吐出口をそれぞれ有し、前記中間冷却器は、前記低段圧縮部の吐出口及び高段圧縮部の吸入口に接続された両端と、前記コンパウンド圧縮機のハウジングから離間した外面とを有する管部材を含む（請求項３）。

好ましくは、前記中間冷却器は、前記管部材の内周面及び外周面のうち一方又は両方に形成された凹凸部を有する（請求項４）。
好ましくは、前記中間冷却器は、放熱器に一体に組み付けられている（請求項５）。
好ましくは、前記中間冷却器は、前記低段圧縮部の吐出口と繋がれる入口と、前記高段圧縮部の吸入口に繋がれる出口とを有し、前記中間冷却器の入口と前記低段圧縮部の吐出口との間を延びる第１の管と、前記放熱器の入口と前記高段圧縮部の吐出口との間を延びる第２の管とは互いに一体に形成されている（請求項６）。

好ましくは、放熱器の出口と減圧器の入口との間を延びる冷媒の流路に介挿される高温部及び蒸発器の出口と前記圧縮機の前記低段圧縮部の入口との間を延びる冷媒の流路に介挿される低温部を有する内部熱交換器を更に備える（請求項７）。
好ましくは、前記冷媒はCO_２である（請求項８）。
また、本発明によれば、請求項１乃至８の何れかに記載の蒸気圧縮式冷凍回路を備えたことを特徴とする車両用空調システムが提供される（請求項９）。

本発明の請求項１の蒸気圧縮式冷凍回路に用いられたコンパウンド圧縮機では、斜板の回転運動が、低段圧縮部及び高段圧縮部のピストンの往復運動に変換される。このため、この圧縮機では、その作動時のトルク変動が少なく、振動や騒音が低減される。また、振動の低減に伴い、この圧縮機は高回転数での作動に適する。
請求項２の蒸気圧縮式冷凍回路は、中間冷却器がコンパウンド圧縮機に一体に組み付けられ、簡単な構成を有する。

請求項３の蒸気圧縮式冷凍回路では、中間冷却器の管部材がコンパウンド圧縮機のハウジングの外面から離間しているので、管部材を流れる冷媒が効率的に冷却される。
請求項４の蒸気圧縮式冷凍回路では、中間冷却器の管部材の内周面及び外周面の一方又は両方に凹凸部が形成され、中間冷却器の表面積が増大されている。このため、この冷凍回路は、中間冷却器を介して冷媒が効率的に冷却され、簡単な構成ながらも、優れた成績係数を有する。

請求項５の蒸気圧縮式冷凍回路は、中間冷却器が放熱器に一体に組み付けられているため、中間冷却器で効率的に冷媒が冷却される。この結果として、この冷凍回路は、優れた成績係数を有する。
請求項６の蒸気圧縮式冷凍回路では、中間冷却器の入口と低段圧縮部の吐出口との間を繋ぐ第１の管と、放熱器の入口と高段圧縮部の吐出口との間を延びる第２の管とが互いに一体に形成されている。このため、この冷凍回路は、配管の数が少なく、簡単な構成を有する。

請求項７の蒸気圧縮式冷凍回路は、内部熱交換器を更に備え、蒸発器の入口での冷媒のエンタルピが低減される。この結果として、この冷凍回路では、蒸発器でのエンタルピ変化量が増大し、成績係数が更に向上する。
請求項８の蒸気圧縮式冷凍回路は、冷媒としてCO_２を用いているので、地球環境に優しい。一方、この冷凍回路は、コンパウンド圧縮機及び中間冷却器を備えているので、高圧側の圧力が高くなるCO_２を冷媒として用いても、圧縮機の動力増加が抑制され、良好な成績係数が確保される。

請求項９の車両用空調システムでは、請求項１乃至８の蒸気圧縮式冷凍回路を用いているので、振動や騒音の発生が低減される。このため、車両の快適性が向上する。また、このシステムでは、コンパウンド圧縮機が高回転数での使用にも適しているため、当該圧縮機にエンジンの動力が簡単な構成にて伝達される。更に、冷凍回路における中間冷却器又は配管の構成が簡単なため、車両への搭載が容易である。

図１は、一実施形態に係る車両用空調システムの冷凍回路の概略を示す。冷凍回路は蒸気圧縮式であり、車室２へ送られる空気流の冷却又は除湿に利用される。
冷凍回路は循環流路４を有し、自然系冷媒であるCO_２冷媒（R-744）が、冷凍機油としての潤滑油を少量含んだ状態で循環流路４を循環する。循環流路４は、エンジンルーム６から隔壁８を貫通して車室２の前方部分に渡り、車室２の前方部分は、インストルメントパネル10によって機器スペース12として区画されている。

循環流路４には、冷媒の流動方向でみて、圧縮機14、放熱器（ガスクーラ）16、内部熱交換器18の高温部18a、減圧器（膨張弁）20、蒸発器22、アキュムレータ（気液分離器）24及び内部熱交換器18の低温部18bが順次介挿されている。
この冷凍回路では、エンジン26からベルトを介して動力供給を受けた圧縮機14が、内部熱交換器18の低温部18bから、低温低圧の気相の冷媒を吸入する。圧縮機14は、吸入した冷媒を圧縮して高温高圧の超臨界状態にしてから、放熱器16に向けて吐出する。すなわち、圧縮機14は、冷媒の吸入、圧縮、吐出工程を実行し、これにより冷媒は、循環流路４内を循環させられ、放熱器16、内部熱交換器18の高温部18a、減圧器20、蒸発器22、アキュムレータ24及び内部熱交換器18の低温部18bを順次通過する。

放熱器16の近傍にはファン28が配置され、放熱器16を通過する際、車両の走行又はファン28によって生成された風によって、冷媒は空冷され、その温度が低下する。この後、内部熱交換器18の高温部18aを通過する際、冷媒は、内部熱交換器18の低温部18bを通過する冷媒との熱交換によって冷却され、その温度が更に低下する。かくして温度が低下した高圧の超臨界若しくは液相の冷媒は、減圧器20を通過する際、膨張して圧力及び温度が低下し、低温低圧の気液混合状態（二相）の冷媒になる。

蒸発器22の近傍にはブロワ30が配置され、蒸発器22を通過する際、気液混合状態の冷媒に含まれる液相成分が蒸発して周囲から気化熱を奪い、これにより、ブロワ30によって生成された蒸発器22の外側を流れる空気流が冷風になる。この冷風が、車室２に流入することで、車室２が冷房又は除湿される。
かくして蒸発器22で液相成分が蒸発した低温低圧の冷媒は、アキュムレータ24を通過する際、残留している液相成分が略完全に除去される。この後、低温低圧の気相の冷媒は、内部熱交換器18の低温部18bを通過する際、内部熱交換器18の高温部18aを通過する冷媒との熱交換によって加熱されて過熱度をもつ。過熱度をもった冷媒は、圧縮機14に吸入され、上述したサイクルが繰り返される。

ここで、上述した圧縮機14は、コンパウンド圧縮機であり、中間冷却器32を介して互いに直列に接続された低段圧縮部34及び高段圧縮部36を有する。
より詳しくは、圧縮機14は、図２に示したように可変容量型の斜板式圧縮機をベースとして構成されている。圧縮機14は、円柱状のシリンダブロック40を備え、シリンダブロック40には、例えば７つのシリンダボア42が形成されている。これらシリンダボア42は、シリンダブロック40の軸線を中心として同心上に配置され、各シリンダボア42は、シリンダブロック40をその軸線方向に貫通している。

シリンダブロック40は、円筒状のケーシング44の一端側に嵌合され、ケーシング44内には、シリンダブロック40とケーシング44の他端部との間にクランク室46が確保されている。クランク室46には、各シリンダボア42に挿入されたピストン48の端部が突出している。
また、クランク室46には、ピストン48と平行に延びる駆動軸50が配置され、駆動軸50は、ラジアルベアリング及びスラストベアリングによって回転自在に支持されている。駆動軸50はケーシング44の他端部を貫通しており、駆動軸50の外端部には、電磁クラッチ52のドリブンユニットが固定される。ドリブンユニットと電磁力によって連結されるドライブユニットは、ラジアルベアリングによって回転自在に支持されている。ドライブユニットはプーリ54を有し、プーリ54には、エンジン26との間にベルトが架け回される。

クランク室46内を延びる駆動軸50の部分にはベースロータ56が一体に固定され、ベースロータ56には、ヒンジ58を介して斜板ボス60が連結されている。駆動軸50は、斜板ボス60を貫通しており、斜板ボス60には、環状の斜板62が固定されている。従って、斜板62は、駆動軸50と一体に回転可能であり、且つ、駆動軸50に対して傾動可能である。
斜板62の外周部は、各ピストン48の端部に形成されたコの字状の凹所内に位置付けられ、斜板62を厚さ方向に挟む１組の半球状のシュー64を介して、各ピストン48が斜板62と連結されている。従って、駆動軸50の回転運動は、ベースロータ56、ヒンジ58、斜板ボス60、斜板62及びシュー64を介してピストン48の往復運動に変換される。

一方、ケーシング44の一端部には、ケーシング44とともに圧縮機14のハウジングを構成するシリンダヘッド66が気密に固定され、シリンダヘッド66と、シリンダブロック40との間には、ガスケットを介してバルブプレート68が配置されている。バルブプレート68には、各シリンダボア42を閉塞する領域に吸入孔70及び吐出孔72が形成されている。各吸入孔70は、シリンダボア42側に配置された吸入リード弁によって開閉され、各吐出孔72は、シリンダヘッド66側に配置された吐出リード弁74によって開閉される。

シリンダヘッド66内には、低段吸入室78、低段吐出室80、高段吸入室82及び高段吐出室84が互いに気密に区画され、図３に示したように、７つのシリンダボア42のうち、４つのシリンダボア42aが、吸入孔70及び吐出孔72を通じ、低段吸入室78及び低段吐出室80と連通している。また、３つのシリンダボア42bが、吸入孔70及び吐出孔72を通じ、高段吸入室82及び高段吐出室84と連通している。

また、シリンダヘッド66には、再び図２を参照すると、その外面に開口する低段吸入口86、低段吐出口88、高段吸入口90及び高段吐出口92が形成され、これら低段吸入口86、低段吐出口88、高段吸入口90及び高段吐出口92は、低段吸入室78、低段吐出室80、高段吸入室82及び高段吐出室84のうち対応する一つの室にそれぞれ通じている。
低段吸入口86は、内部熱交換器18の低温部18bの出口と繋がっており、高段吐出口92は、放熱器16の入口と繋がっている。従って、低段吸入口86が圧縮機14の吸入ポートとして機能し、高段吐出口92が圧縮機14の吐出ポートとして機能する。

一方、低段吐出口88及び高段吸入口90には、図４に示したように、中間冷却器32としての熱交換パイプの両端が、例えばろう付けによって接続されている。熱交換パイプは、管94の中間部の外周面にろう付けによって固定された複数の鍔状のフィン96を有する。熱交換パイプは、その両端を除き、シリンダヘッド66の外面から離間している。
以下、上述した圧縮機14及び中間冷却器32の動作について、図５に示したモリエール線図を参照して説明する。

内部熱交換器18の低温部18bから流出した冷媒は、低段吸入口86を通じて低段吸入室78に流入し、この後、吸入孔70を通じてシリンダボア42a内に吸入される。低段吸入室78での冷媒の状態は、図５のモリエール線図において、点Aにて示される。
シリンダボア42a内に流入した冷媒は、ピストン48aの往復運動に伴いシリンダボア42a内で圧縮され、そして、吐出孔72を通じて低段吐出室80に吐出される。低段吐出室80での冷媒の状態は、図５中、点Bにて示される。

低段吐出室80の冷媒は、低段吐出口88を通じて中間冷却器32に流入し、中間冷却器32を通過する間に、中間冷却器32の周囲の空気（外部媒体）との熱交換によって冷却される。そして、中間冷却器32で冷却された冷媒は、高段吸入口90を通じて高段吸入室82に流入する。高段吸入室82での冷媒の状態は、図５中、点Cにて示される。
高段吸入室82の冷媒は、ピストン48bの往復運動に伴い、吸入孔70を通じてシリンダボア42bに吸入され、吸入された冷媒は圧縮された後、吐出孔72を通じて高段吐出室84に吐出される。高段吐出室84での冷媒の状態は、図５中、点Dにて示される。

高段吐出室84の冷媒は、高段吐出口92を通じて圧縮機14から流出し、放熱器16の入口に向けて流れる。
以上の説明から明らかなように、４組のピストン48a及びシリンダボア42aは低段圧縮部34を構成し、３組のピストン48b及びシリンダボア42bは高段圧縮部36を構成している。
上述した冷凍回路に適用された圧縮機14では、斜板62の回転運動が、低段圧縮部34及び高段圧縮部36のピストン48a,48bの往復運動に変換される。このため、圧縮機14は、その作動時のトルク変動が少なく、圧縮機14での振動や騒音の発生が低減される。また、振動の低減に伴い、圧縮機14は高回転数での作動に適する。

また、この冷凍回路は、中間冷却器32が圧縮機14に一体に組み付けられ、簡単な構成を有する。
更に、この冷凍回路では、中間冷却器32の熱交換パイプが、その両端を除き圧縮機14のハウジング、即ちケーシング44及びシリンダヘッド66の外面から離間しているので、中間冷却器32を流れる冷媒が効率的に冷却される。

その上、この冷凍回路では、中間冷却器32の熱交換パイプの外面にフィン96が取り付けられ、熱交換パイプの表面積が増大されている。このため、この冷凍回路は、熱交換パイプを介して冷媒が効率的に冷却され、簡単な構成ながらも、優れた成績係数を有する。
本発明は、上記した一実施形態に限定されることはなく、種々変形が可能であり、例えば冷媒はCO_２に限定されることはないが、地球環境への影響を考慮し、CO_２を用いるのが好ましい。なお、上述した冷凍回路は、圧縮機14及び中間冷却器32を備えているので、高圧側の圧力が高くなるCO_２を冷媒として用いても、圧縮機14の動力増加が抑制され、良好な成績係数が確保される。

上記した一実施形態では、冷凍回路が内部熱交換器18を備えていたけれども、内部熱交換器18を省略してもよい。ただし、内部熱交換器18を用いれば、蒸発器22の入口での冷媒のエンタルピが低減される。この結果として、蒸発器22でのエンタルピ変化量が増大し、成績係数が更に向上する。
上記した一実施形態では、斜板62の回転運動がシュー64によってピストン48の往復運動に変換されていたけれども、シュー64に代えて、斜板の回転運動に伴い揺動する揺動板と、揺動板の外周部とピストンとの間を繋ぐ連接ロッドとを用いてもよい。即ち、圧縮機は揺動板式であってもよい。また、圧縮機は、固定容量型であってもよく、電動圧縮機であってもよい。

上記した一実施形態では、中間冷却器32として熱交換パイプを用いたけれども、熱交換パイプに代えて、図６に示したローフィンチューブを用いてもよい。ローフィンチューブは、その外周面に転造によって形成された螺旋状の突条98を有し、突条98によって表面積が増大されている。
また、熱交換パイプに代えて、図７に示した内面溝付管を用いてもよい。内面溝付管は、内周面に複数の溝100を有することで、表面積が増大されている。

更に、熱交換パイプに代えて、図８に示した扁平管を用いてもよい。扁平管は、複数の内部流路102を有することで、流路の表面積が増大されている。
そして更に、熱交換チューブの内周面に凹凸部としての溝を形成したものや、内面溝付管又は扁平管の外面に複数のフィンを取り付けたものを用いてもよい。
上記した一実施形態では、中間冷却器32が圧縮機14に一体に組み付けられていたけれども、図９に示したように、放熱器16と一体に組み付けられた中間冷却器104を用いてもよい。

図１０は、放熱器16及び中間冷却器104を示し、例えば放熱器16の下側に、中間冷却器104が組み付けられる。この場合、中間冷却器104も、放熱器16と同様に、車両の走行又はファン28によって生成された風によって効率的に空冷される。この結果として、この冷凍回路は、優れた成績係数を有する。
そして、この場合、放熱器16の入口と高段吐出口92との間、及び、中間冷却器104の入口と低段吐出口88との間は、図１１に示した吐出管106によって接続するのが好ましい。吐出管106では、その内部が仕切壁108によって２つの流路に分けられており、換言すれば、中間冷却器104の入口と低段吐出口88との間を繋ぐ第１の管と、放熱器16の入口と高段吐出口92との間を延びる第２の管とが互いに一体に形成されている。このような吐出管106を用いれば、冷凍回路の配管の数が少なくなり、構成が簡単になる。

なお、図５に示したように、中間冷却器104の入口と低段吐出口88との間を流れる冷媒の温度と、放熱器16の入口と高段吐出口92との間を流れる冷媒を流れる冷媒の温度とでは、大きな差はない。このため、１本の吐出管106を用いても、低段吐出口88から中間冷却器104に向けて流れる冷媒が、高段吐出口92から放熱器16に向かって流れる冷媒によって加熱されてしまうことはなく、その逆に、高段吐出口92から放熱器16に向かって流れる冷媒が、低段吐出口88から中間冷却器104に向けて流れる冷媒によって冷却されてしまうこともない。

最後に、本発明の蒸気圧縮式冷凍回路は、車両用空調システムのみならず、冷凍冷蔵庫等にも適用可能であるのは勿論である。なお、一実施形態の車両用空調システムを用いた場合、冷凍回路の圧縮機14における振動や騒音の発生が低減されているので、車両の快適性が向上する。また、このシステムでは、圧縮機14が高回転数での使用にも適しているため、当該圧縮機14にエンジン26の動力が簡単な構成にて伝達される。更に、冷凍回路における中間冷却器32又は吐出管106の構成が簡単なため、車両への搭載が容易である。

本発明の一実施形態に係る車両用空調システムの冷凍回路を示す構成図である。 図１の冷凍回路に適用された圧縮機の概略を示す断面図である。 図２のIII-III線に沿う断面図である。 図１の圧縮機に取り付けられた中間冷却器を示す図である。 図１の冷凍回路における圧縮機及び中間冷却器の動作を説明するためのモリエール線図である。 変形例の中間冷却器の一部を示す部分断面図である。 他の変形例の中間冷却器の一部を示す斜視図である。 更に他の変形例の中間冷却器の一部を示す斜視図である。 変形例の中間冷却器を適用した冷凍回路の一部を示す構成図である。 放熱器に組み付けた変形例の中間冷却器の概略を示す図であって、（a）は正面図、（b）は下面図、(c)は側面図である。 図９の放熱器の入口と圧縮機の高段吐出口との間及び中間冷却器入口と圧縮機の低段吐出口との間を接続する吐出管の一部を示す斜視図である。

符号の説明

４ 循環流路
14 圧縮機（コンパウンド圧縮機）
32 中間冷却器
34 低段圧縮部
36 高段圧縮部
62 斜板
42a, 42b シリンダボア
48a, 48b ピストン

Claims (9)

1. 冷媒の吸入、圧縮及び吐出工程をそれぞれ実行し且つ互いに直列に接続される低段圧縮部及び高段圧縮部を有するコンパウンド圧縮機と、前記低段圧縮部と前記高段圧縮部との間を繋ぐ前記冷媒の流路に介挿され、前記低段圧縮部から吐出された前記冷媒を冷却してから前記高段圧縮部に吸入させる中間冷却器とを備える蒸気圧縮式冷凍回路において、
   前記コンパウンド圧縮機は、
   斜板と、
   前記低段圧縮部を構成するシリンダボア及びピストンと、
   前記高段圧縮部を構成するシリンダボア及びピストンと、
   前記斜板の回転運動を、前記低段圧縮部及び高段圧縮部のピストンの往復運動に変換する変換手段と
   を有する
   ことを特徴とする蒸気圧縮式冷凍回路。
2. 前記中間冷却器は、前記コンパウンド圧縮機に一体に組み付けられていることを特徴とする請求項１に記載の蒸気圧縮式冷凍回路。
3. 前記低段圧縮部及び高段圧縮部は、前記コンパウンド圧縮機のハウジングに開口した吸入口及び吐出口をそれぞれ有し、
   前記中間冷却器は、前記低段圧縮部の吐出口及び高段圧縮部の吸入口に接続された両端と、前記コンパウンド圧縮機のハウジングから離間した外面とを有する管部材を含む
   ことを特徴とする請求項１又は２に記載の蒸気圧縮式冷凍回路。
4. 前記中間冷却器は、前記管部材の内周面及び外周面のうち一方又は両方に形成された凹凸部を有することを特徴とする請求項１乃至３の何れかに記載の蒸気圧縮式冷凍回路。
5. 前記中間冷却器は、放熱器に一体に組み付けられていることを特徴とする請求項１に記載の蒸気圧縮式冷凍回路。
6. 前記中間冷却器は、前記低段圧縮部の吐出口と繋がれる入口と、前記高段圧縮部の吸入口に繋がれる出口とを有し、
   前記中間冷却器の入口と前記低段圧縮部の吐出口との間を延びる第１の管と、前記放熱器の入口と前記高段圧縮部の吐出口との間を延びる第２の管とは互いに一体に形成されている
   ことを特徴とする請求項５に記載の蒸気圧縮式冷凍回路。
7. 放熱器の出口と減圧器の入口との間を延びる冷媒の流路に介挿される高温部及び蒸発器の出口と前記圧縮機の前記低段圧縮部の入口との間を延びる冷媒の流路に介挿される低温部を有する内部熱交換器を更に備えることを特徴とする請求項１乃至６の何れかに記載の蒸気圧縮式冷凍回路。
8. 前記冷媒はＣＯ_２であることを特徴とする請求項１乃至７の何れかに記載の蒸気圧縮式冷凍回路。
9. 請求項１乃至８の何れかに記載の蒸気圧縮式冷凍回路を備えたことを特徴とする車両用空調システム。