JP2008094382A - 車両用超臨界冷凍サイクル - Google Patents

Abstract

【課題】予備タンクを用いることなくサイクル運転停止時におけるサイクル内冷媒圧力の上昇を抑制する。
【解決手段】冷媒を吸入圧縮する圧縮機１０と、圧縮機１０の吐出冷媒を冷却する放熱器１２と、放熱器１２の出口側冷媒を減圧する減圧手段１３と、減圧手段１３により減圧された低圧冷媒を蒸発させる蒸発器１４と、圧縮機１０の吸入側に配置されて蒸発器１４から流出した冷媒の気液を分離し、液冷媒を溜める気液分離器１５とを備え、気液分離器１５の内容積Ｖａｃｃと蒸発器１４の内容積Ｖｅｖａとの和Ｖａｃｃ＋Ｖｅｖａを低圧側内容積ＶＬとし、気液分離器１５の内容積Ｖａｃｃと低圧側内容積ＶＬとの比Ｖａｃｃ／ＶＬを気液分離器内容積比Ｒａｃｃとしたとき、気液分離器内容積比Ｒａｃｃを０．１８以上の範囲に設定する。
【選択図】図１

Description

本発明は、気液分離器を備える車両用超臨界冷凍サイクルに関するもので、エンジンを搭載する車両に用いて好適である。

従来、冷媒として二酸化炭素を採用し、高圧側圧力が臨界圧力以上（超臨界状態）となる超臨界冷凍サイクルが知られている。

この超臨界冷凍サイクルにおいては、冷媒である二酸化炭素の臨界温度が約３１℃と低いので、例えば、夏季のように外気温度が高いときに冷凍サイクルあるいはエンジンの運転を停止すると、高温の外気によってサイクル内機器が加熱され、サイクル内冷媒温度が臨界温度以上に上昇する。

サイクル内冷媒温度が臨界温度以上になっているとき、すなわち、冷媒（二酸化炭素）が超臨界状態になっているときには圧縮による冷媒の液化が起こらない。このため、冷凍サイクルの冷媒封入密度が大きいほどサイクル内冷媒温度の上昇に伴ってサイクル内冷媒圧力が著しく上昇してしまう。

そして、サイクル内冷媒圧力が低圧側機器の耐圧強度に上昇すると低圧側機器を破損させるに至ってしまう。特に、エンジンを搭載する車両においては、高温の外気のみならずエンジンの排熱や余熱によっても低圧側機器が加熱されてサイクル内冷媒温度がさらに上昇するので、より一層、サイクル内冷媒圧力が低圧側機器の耐圧強度以上に上昇しやすい。

そこで、特許文献１に記載の超臨界冷凍サイクルでは、特別の予備タンクをバルブを介して低圧側回路に接続し、サイクル内冷媒圧力が所定圧力を越えるとバルブを開くようになっている。これにより、冷媒の一部を予備タンクが引き取り、一時的に冷媒封入密度を減少させるのでサイクル内冷媒圧力の過度の上昇を防止できる。

なお、この従来技術では、通常運転時にはバルブが閉じられて、予備タンクが低圧側回路から切り離されるようになっている。
特表平８−５０４５０１号公報

しかしながら、この従来技術では、特別の予備タンクおよびバルブを用いているのでコスト高を招いてしまうという問題がある。

また、この従来技術では、通常運転時には予備タンクが低圧側回路から切り離されるので、予備タンクによって冷媒の気液分離機能を発揮することができない。このため、予備タンクとは別に気液分離機構を設ける必要がある。このため、冷凍サイクル全体として必要搭載スペースが大きくなり、冷凍サイクルの搭載性が悪化する。

特に、車両用の冷凍サイクルでは、搭載スペースに関する制約が強いので、搭載性悪化は実用上大きな問題となる。

本発明は、上記点に鑑み、予備タンクを用いることなくサイクル運転停止時におけるサイクル内冷媒圧力の上昇を抑制することを目的とする。

上記目的を達成するため、本発明は、冷媒を吸入圧縮する圧縮機（１０）と、
圧縮機（１０）の吐出冷媒を冷却する放熱器（１２）と、
放熱器（１２）の出口側冷媒を減圧する減圧手段（１３）と、
減圧手段（１３）により減圧された低圧冷媒を蒸発させる蒸発器（１４）と、
圧縮機（１０）の吸入側に配置されて蒸発器（１４）から流出した冷媒の気液を分離し、液冷媒を溜める気液分離器（１５）とを備え、
気液分離器（１５）の内容積（Ｖａｃｃ）と蒸発器（１４）の内容積（Ｖｅｖａ）との和（Ｖａｃｃ＋Ｖｅｖａ）を低圧側内容積（ＶＬ）とし、
気液分離器（１５）の内容積（Ｖａｃｃ）と低圧側内容積（ＶＬ）との比（Ｖａｃｃ／ＶＬ）を気液分離器内容積比（Ｒａｃｃ）としたとき、
気液分離器内容積比（Ｒａｃｃ）が０．１８以上の範囲に設定されていることを第１の特徴とする。

これによると、気液分離器内容積比（Ｒａｃｃ）が０．１８以上の範囲に設定すれば、冷凍サイクルの冷媒封入密度（ρａ）が目標上限密度（ρｍａｘ）以下になるので、予備タンクを用いることなくサイクル運転停止時におけるサイクル内冷媒圧力の上昇を抑制できることがわかった。

さらに、気液分離器内容積比（Ｒａｃｃ）を０．４４以上の範囲に設定すれば、サイクル運転停止時におけるサイクル内冷媒圧力の上昇をより抑制できることがわかった。

ところで、気液分離器内容積比（Ｒａｃｃ）を大きく設定するほど冷凍サイクルの冷媒封入密度（ρａ）を小さくでき、サイクル運転停止時におけるサイクル内冷媒圧力の上昇をより抑制できるのであるが、冷媒封入密度（ρａ）が小さすぎるとサイクル起動時に低圧側圧力が下がりすぎて高圧側圧力の立ち上がりが悪くなってしまうため、サイクル起動時間が長くなってしまうという問題がある。

この点に鑑み、本発明は、気液分離器内容積比（Ｒａｃｃ）が０．８７以下の範囲に設定されている。

これにより、冷媒封入密度（ρａ）が目標下限密度（ρｍｉｎ）以上になるので、サイクル起動時に低圧側圧力が下がりすぎることを抑制できることがわかった。

また、本発明は、冷媒を吸入圧縮する圧縮機（１０）と、
圧縮機（１０）の吐出冷媒を冷却する放熱器（１２）と、
放熱器（１２）の出口側冷媒を減圧する減圧手段（１３）と、
減圧手段（１３）により減圧された低圧冷媒を蒸発させる蒸発器（１４）と、
圧縮機（１０）の吸入側に配置されて冷媒の気液を分離し、液冷媒を溜める気液分離器（１５）と、
圧縮機（１０）の吸入側の低圧冷媒と、減圧手段（１３）の上流側の高圧冷媒との間で熱交換を行う内部熱交換器（１７）とを備え、
気液分離器（１５）の内容積（Ｖａｃｃ）と蒸発器（１４）の内容積（Ｖｅｖａ）との和（Ｖａｃｃ＋Ｖｅｖａ）を低圧側内容積（ＶＬ）とし、
気液分離器（１５）の内容積（Ｖａｃｃ）と低圧側内容積（ＶＬ）との比（Ｖａｃｃ／ＶＬ）を気液分離器内容積比（Ｒａｃｃ）とし、
内部熱交換器（１７）のうち高圧冷媒が流れる高圧側冷媒通路（１７ａ）の体積（Ｖｉｈｅ）と放熱器（１２）の内容積（Ｖｇｃ）との比（Ｖｉｈｅ／Ｖｇｃ）を高圧側通路容積比（Ｚ）としたとき、
気液分離器内容積比（Ｒａｃｃ）が、
Ｒａｃｃ≧０．３９Ｚ＋０．１８の範囲に設定されていることを第２の特徴とする。

これにより、内部熱交換器（１７）を備えていても冷媒封入密度（ρａ）が目標上限密度（ρｍａｘ）以下になるので、予備タンクを用いることなくサイクル運転停止時におけるサイクル内冷媒圧力の上昇を抑制できることがわかった。

さらに、気液分離器内容積比（Ｒａｃｃ）を、
Ｒａｃｃ≧０．４５Ｚ＋０．４４の範囲に設定すれば、サイクル運転停止時におけるサイクル内冷媒圧力の上昇をより抑制できることがわかった。

本発明は、気液分離器内容積比（Ｒａｃｃ）が、
Ｒａｃｃ≦０．２２Ｚ＋０．８７の範囲に設定されている。

これにより、冷媒封入密度（ρａ）が目標下限密度（ρｍｉｎ）以上になるので、サイクル起動時に低圧側圧力が下がりすぎることを抑制できることがわかった。

また、本発明は、高圧側通路容積比（Ｚ）が０．０５以上、０．４０以下の範囲に設定されている。

これにより、サイクル効率（ＣＯＰ）の向上と内部熱交換器（１７）の体格の大型化の抑制とを両立できることがわかった。

また、本発明は、冷媒を吸入圧縮する圧縮機（１０）と、
圧縮機（１０）の吐出冷媒を冷却する放熱器（１２）と、
放熱器（１２）の出口側冷媒を減圧する減圧手段（１３）と、
減圧手段（１３）により減圧された低圧冷媒を蒸発させる蒸発器（１４）と、
圧縮機（１０）の吸入側に配置されて蒸発器（１４）から流出した冷媒の気液を分離し、液冷媒を溜める気液分離器（１５）とを備え、
気液分離器（１５）の内容積（Ｖａｃｃ）が、
Ｖａｃｃ≧（（ρｇｃ−ρｍａｘ）・Ｖｇｃ＋（ρｅｖａ−ρｍａｘ）・Ｖｅｖａ）／（ρｍａｘ−ρａｃｃ）の範囲に設定されていることを第３の特徴とする。

ただし、
Ｖｇｃは放熱器（１２）の内容積、
Ｖｅｖａは蒸発器（１４）の内容積、
ρｇｃはサイクル高負荷運転時における放熱器（１２）での平均冷媒密度、
ρｅｖａはサイクル高負荷運転時における蒸発器（１４）での平均冷媒密度、
ρａｃｃはサイクル高負荷運転時における気液分離器（１５）での平均冷媒密度、
ρｍａｘは目標上限冷媒密度である。

これによると、気液分離器（１５）の内容積（Ｖａｃｃ）を上記範囲に設定すれば、冷媒封入密度（ρａ）が目標上限密度（ρｍａｘ）以下になるので、予備タンクを用いることなくサイクル運転停止時におけるサイクル内冷媒圧力の上昇を抑制できることがわかった。

なお、本発明における「サイクル高負荷運転時」とは、高圧側圧力が最高運転圧力になっているときのことを意味するものである。

また、本発明は、冷媒を吸入圧縮する圧縮機（１０）と、
圧縮機（１０）の吐出冷媒を冷却する放熱器（１２）と、
放熱器（１２）の出口側冷媒を減圧する減圧手段（１３）と、
減圧手段（１３）により減圧された低圧冷媒を蒸発させる蒸発器（１４）と、
圧縮機（１０）の吸入側に配置されて蒸発器（１４）から流出した冷媒の気液を分離し、液冷媒を溜める気液分離器（１５）と、
圧縮機（１０）の吸入側の低圧冷媒が流れる低圧側冷媒通路（１７ｂ）と、減圧手段（１３）の上流側の高圧冷媒が流れる高圧側冷媒通路（１７ａ）とを有し、低圧側冷媒通路（１７ｂ）を流れる低圧冷媒と高圧側冷媒通路（１７ａ）を流れる高圧冷媒との間で熱交換を行う内部熱交換器（１７）とを備え、
気液分離器（１５）の内容積（Ｖａｃｃ）が、
Ｖａｃｃ≧（（ρｇｃ−ρｍａｘ）・Ｖｇｃ＋（ρｉｈｅ−ρｍａｘ）・Ｖｉｈｅ＋（ρｅｖａ−ρｍａｘ）・Ｖｅｖａ）／（ρｍａｘ−ρａｃｃ）の範囲に設定されていることを第４の特徴とする。

ただし、
Ｖｇｃは放熱器（１２）の内容積、
Ｖｉｈｅは高圧側冷媒通路（１７ａ）の内容積、
Ｖｅｖａは蒸発器（１４）の内容積、
ρｇｃはサイクル高負荷運転時における放熱器（１２）での平均冷媒密度、
ρｉｈｅはサイクル高負荷運転時における高圧側冷媒通路（１７ａ）での平均冷媒密度、
ρｅｖａはサイクル高負荷運転時における蒸発器（１４）での平均冷媒密度、
ρａｃｃはサイクル高負荷運転時における気液分離器（１５）での平均冷媒密度、
ρｍａｘは目標上限冷媒密度である。

これにより、内部熱交換器（１７）を備えていても冷媒封入密度（ρａ）が目標上限密度（ρｍａｘ）以下になるので、予備タンクを用いることなくサイクル運転停止時におけるサイクル内冷媒圧力の上昇を抑制できることがわかった。

本発明は、具体的には、圧縮機（１０）吐出側と放熱器（１２）入口側との間に配置された第１冷媒配管（２１）と、
放熱器（１２）出口側と高圧側通路（１７ａ）入口側との間に配置された第２冷媒配管（２２）と、
高圧側通路（１７ａ）出口側と減圧手段（１３）入口側との間に配置された第３冷媒配管（２３）と、
減圧手段（１３）出口側と蒸発器（１４）入口側との間に配置された第４冷媒配管（２４）と、
蒸発器（１４）出口側と気液分離器（１５）入口側との間、および、気液分離器（１５）出口側と低圧側通路（１７ｂ）入口側との間に配置された第５冷媒配管（２５）と、
低圧側通路（１７ｂ）出口側と圧縮機（１０）吸入側との間に配置された第６冷媒配管（２６）とを備え、
気液分離器（１５）の内容積（Ｖａｃｃ）の設定範囲の算出が、
放熱器（１２）の内容積（Ｖｇｃ）および平均冷媒密度（ρｇｃ）の代わりに、以下の数式で補正された放熱器（１２）の内容積（Ｖ’ｇｃ）および平均冷媒密度（ρ’ｇｃ）を用い、
高圧側冷媒通路（１７ａ）の内容積（Ｖｉｈｅ）および平均冷媒密度（ρｉｈｅ）の代わりに、以下の数式で補正された高圧側冷媒通路（１７ａ）の内容積（Ｖ’ｉｈｅ）および平均冷媒密度（ρ’ｉｈｅ）を用い、
蒸発器（１４）の内容積（Ｖｅｖａ）および平均冷媒密度（ρｅｖａ）の代わりに、下記の数式で補正された蒸発器（１４）の内容積（Ｖ’ｅｖａ）および平均冷媒密度（ρ’ｅｖａ）を用いて行われている。

Ｖ’ｇｃ＝Ｖｇｃ＋Ｖｄｐｉｐｅ＋Ｖｈｐｉｐｅ
ρ’ｇｃ＝（ρｇｃ・Ｖｇｃ＋ρｄｐｉｐｅ・Ｖｄｐｉｐｅ＋
ρｈｐｉｐｅ・Ｖｈｐｉｐｅ）／Ｖ’ｇｃ
Ｖ’ｉｈｅ＝Ｖｉｈｅ＋Ｖｃｐｉｐｅ
ρ’ｉｈｅ＝（ρｉｈｅ・Ｖｉｈｅ＋ρｃｐｉｐｅ・Ｖｃｐｉｐｅ／Ｖ’ｉｈｅ
Ｖ’ｅｖａ＝Ｖｅｖａｉｎ＋Ｖｅｖａ＋Ｖｌｐｉｐｅ＋Ｖｉｈｅｌ＋Ｖｓｐｉｐｅ＋
Ｖｃｏｍｐ
ρ’ｅｖａ＝（ρｅｖａｉｎ・Ｖｅｖａｉｎ＋ρｅｖａ・Ｖｅｖａ＋
ρｌｐｉｐｅ・Ｖｌｐｉｐｅ＋ρｉｈｅｌ・Ｖｉｈｅｌ＋
ρｓｐｉｐｅ・Ｖｓｐｉｐｅ＋ρｃｏｍｐ・Ｖｃｏｍｐ）／Ｖ’ｅｖａ
ただし、
Ｖｄｐｉｐｅは第１冷媒配管（２１）の内容積、
Ｖｈｐｉｐｅは第２冷媒配管（２２）の内容積、
Ｖｃｐｉｐｅは第３冷媒配管（２３）の内容積、
Ｖｅｖａｉｎは第４冷媒配管（２４）の内容積、
Ｖｌｐｉｐｅは第５冷媒配管（２５）の内容積、
Ｖｉｈｅｌは低圧側通路（１７ｂ）の内容積、
Ｖｓｐｉｐｅは第６冷媒配管（２６）の内容積、
Ｖｃｏｍｐは圧縮機（１０）の内容積、
ρｄｐｉｐｅはサイクル高負荷運転時における第１冷媒配管（２１）での平均冷媒密度、
ρｈｐｉｐｅはサイクル高負荷運転時における第２冷媒配管（２２）での平均冷媒密度、
ρｃｐｉｐｅはサイクル高負荷運転時における第３冷媒配管（２３）での平均冷媒密度、
ρｅｖａｉｎはサイクル高負荷運転時における第４冷媒配管（２４）での平均冷媒密度、
ρｌｐｉｐｅはサイクル高負荷運転時における第５冷媒配管（２５）での平均冷媒密度、
ρｉｈｅｌはサイクル高負荷運転時における低圧側通路（１７ｂ）での平均冷媒密度、
ρｓｐｉｐｅはサイクル高負荷運転時における第６冷媒配管（２６）での平均冷媒密度、
ρｃｏｍｐはサイクル高負荷運転時における圧縮機（１０）の平均冷媒密度である。

これによると、放熱器（１２）、蒸発器（１４）および高圧側通路（１７ａ）の内容積および平均冷媒密度のみならず、圧縮機（１０）、各冷媒配管（２１〜２６）および低圧側通路（１７ｂ）の内容積および平均冷媒密度をも考慮して気液分離器（１５）の内容積（Ｖａｃｃ）を設定するので、気液分離器（１５）の内容積（Ｖａｃｃ）をより適切に設定できる。

なお、この欄および特許請求の範囲で記載した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ものである。

（第１実施形態）
以下、本発明の第１実施形態について図１〜図３に基づいて説明する。本実施形態は、本発明による超臨界冷凍サイクルを車両用空調装置に適用したものであって、図１は車両用空調装置の全体構成図であり、図２は車両用空調装置の車両搭載状態を示す模式図である。

圧縮機１０は電磁クラッチ、ベルト（いずれも図示せず）等を介して車両エンジン１１（図２）から駆動力を得て、冷媒（本例では二酸化炭素）を吸入して臨界圧力以上まで圧縮するものである。

本実施形態では、圧縮機１０として容量制御弁が設置された外部可変制御型圧縮機を採用している。なお、容量制御弁は、空調用制御装置（図示せず）から出力される制御信号によって制御電流を変化させて圧縮機の吐出量を調整している。

また、圧縮機１０は電磁クラッチを備えており、電磁クラッチは空調用制御装置から出力される要求信号に応じて圧縮機の運転/停止を制御する。

圧縮機１０の冷媒吐出側には放熱器１２が接続されている。放熱器１２は、圧縮機１０から吐出された超臨界状態の高温高圧冷媒と電動式の送風ファン１２ａによって送風された外気（室外空気）とを熱交換させて冷媒を冷却するものである。

放熱器１２は車両エンジン１１の前方であって、車両最前部に配置されている。図示を省略しているが、放熱器１２の前方には走行風を取り入れるラジエータグリルが配置されており、電動ファン１２ａはラジエータグリルから取り入れた外気を放熱器１２へ送風するようになっている。放熱器１２の空気流れ下流側には、車両エンジン冷却水を放熱させるラジエータ（図示せず）が配置されている。

放熱器１２の出口側には減圧手段をなす膨張弁１３が設けられている。この膨張弁１３はサイクルの高圧側圧力が目標高圧圧力となるように開度が調整される圧力制御弁としての役割も果たす。膨張弁１３としては、開度が機械的機構にて調整される機械式膨張弁、、開度が固定された固定絞り、または、電気的に開度が制御される電気式膨張弁を用いることができる。

膨張弁１３の出口側には、蒸発器１４が接続されている。蒸発器１４は、膨張弁１３にて減圧された低温低圧冷媒が電動式の送風ファン１４ａによって送風された外気（室外空気）または内気（室内空気）から蒸発潜熱を吸熱することにより送風空気を冷却するものである。

蒸発器１４は車室内前部の計器盤（図示せず）の内側に、車両用空調装置の室内ユニットケース（図示せず）内に収納された状態で配置されている。電動式の送風ファン１４ａは室内空調ユニット内における蒸発器１４の空気流れ上流側に配置され、図示しない内外気切替箱を通して導入される内気または外気を蒸発器１４に向けて送風するようになっている。

蒸発器１４の出口側には気液分離器（アキュムレータ）１５が接続されている。この気液分離器１５は、蒸発器１４から流出した冷媒を液相冷媒と気相冷媒に分離するとともに、サイクル内の余剰冷媒を蓄える気液分離器である。

気液分離器１５は上下方向に延びる縦長の円筒状に成形されたタンク本体部１５ａを有している。このタンク本体部１５ａは、本例ではアルミニュウム等の金属により成形された上側タンクと下側タンクとを溶接等の接合手段により一体に接合して構成されている。

タンク本体部１５ａの上面部を貫通するように冷媒入口管１５ｂを配置している。冷媒入口管１５ｂは、蒸発器１４出口からの冷媒をタンク本体部１５ａ内に流入させる冷媒流入部を構成する。また、タンク本体部１５ａの内部に、Ｕ字状に曲げ形成された冷媒出口管１５ｃを配置するとともに、冷媒出口管１５ｃの一端部をタンク本体部１５ａの上面部を貫通してタンク外部へ取り出すように配置している。冷媒出口管１５ｃの一端部側は圧縮機１０の吸入側に接続される。

また、冷媒出口管１５ｃの他端部は、タンク本体部１５ａ内の上部にて気液分離板１５ｄの下側空間に直接開口し、この上端開口部によりタンク本体部１５ａ内上部のガス冷媒を吸入するガス冷媒吸入部を構成している。

気液分離板１５ｄは、冷媒入口管１５ｂの下端開口部に対して所定間隔を介在してタンク本体部１５ａ内の上部に配置されている。この気液分離板１５ｄは、中央部が高く、外周縁部が垂下する椀状の形状に成形されている。気液分離板１５ｄは金属又は樹脂にて成形され、冷媒出口管１５ｃが貫通する貫通穴を有し、この貫通穴部分にて気液分離板１５ｄが冷媒出口管１５ｃに固定されている。また、気液分離板１５ｄの外周縁部とタンク本体部１５ａの内壁面との間には冷媒を通過させる隙間が形成されている。

冷媒入口管１５ｂおよび冷媒出口管１５ｃはともにアルミニュウム等の金属により成形される。冷媒入口管１５ｂはタンク本体部１５ａの上面部の貫通穴に挿入され、この貫通穴部に溶接等の接合手段により固定される。また、冷媒出口管１５ｃの一端部がタンク本体部１５ａの上面部の貫通穴に挿入され、この貫通穴部に溶接等の接合手段により固定される。

Ｕ字状の冷媒出口管１５ｃの底部には径１ｍｍ程度の微小な円形穴からなるオイル戻し穴１５ｅが開けてある。従って、タンク本体部１５ａ内の下部に溜まる潤滑オイルをオイル戻し穴１５ｅから冷媒出口管１５ｃ内に吸入できるので、圧縮機１０へのオイル戻り不足を防止できる。

また、冷媒出口管１５ｃの上部には径１．５ｍｍ程度の微小な円形穴からなるガス抜き穴１５ｆが設けてあり、システム停止時に圧縮機１０の温度低下による圧縮機１０への液冷媒流入を防止できるようになっている。

冷媒出口管１５ｃは熱伝導率の高いアルミ材で形成されている。このため、冷媒出口管１５ｃを樹脂材で形成した場合に比べて蒸発器１４の負荷が変動したときの応答性が良くなっている。

本例では、気液分離器１５を、車両エンジン１１の排熱や余熱を受けにくい車両最前部のヘッドランプ（図示せず）の下方に配置している。これにより、エンジンの排熱や余熱によって気液分離器１５内の冷媒の温度が上昇してしまうことを抑制している。

気液分離器１５の冷媒出口側と圧縮機１０の吸入側との間には、サイクルの低圧側圧力が異常上昇したときに冷媒を大気中に放出することにより低圧側機器を保護するリリーフ弁１６が配置されている。

このリリーフ弁１６は通常時は閉弁状態を維持する常閉式の弁機構であり、本例では周知の機械式圧力応動弁を用いている。

サイクル内冷媒圧力が低圧側機器保護のために設定した所定値以上に異常上昇すると、リリーフ弁１６が開弁して冷媒を大気中に放出するようになっている。これにより、サイクル内冷媒圧力が異常上昇して低圧側機器を損傷させてしまうことを回避できる。

なお、本例では、サイクル内冷媒圧力が１１ＭＰａに達するとリリーフ弁１６が開弁するように設定している。

また、図示を省略しているが、圧縮機１０の吐出側にはサイクルの高圧側圧力が異常上昇したときに冷媒を大気中に放出することにより高圧側機器を保護するリリーフ弁が配置されている。

なお、本実施形態では、高圧側圧力の最高運転圧力が１２ＭＰａ〜１５．５ＭＰａの範囲に設定されている。具体的には、高圧側圧力が最高運転圧力を超えないように圧縮機１０が制御される。

図３は、放熱器１２出口の冷媒温度と最適性能高圧側圧力との関係を示す周知のグラフである。すなわち、放熱器１２出口の冷媒温度と高圧側圧力とが図３の実線に示す関係にあるとき、サイクル効率（ＣＯＰ）が最高となることを示している。図３の破線は、サイクル効率（ＣＯＰ）が最高値から５％低下するラインを示している。

車両用超臨界冷凍サイクルにおいては、車両が停止して走行風が無風状態になると車両エンジン１１の熱風が放熱器１２に吸い込まれてしまい、放熱器１２出口の冷媒温度が５０℃を超えてしまうことが頻繁にある。

このような場合には、図３からわかるように、高圧側圧力が１２ＭＰａ程度になるように圧縮機１０を制御すれば高いサイクル効率（ＣＯＰ）を引き出すことができる。このため、高圧側圧力の最高運転圧力は最低でも１２ＭＰａに設定される。

一方、放熱器１２出口の冷媒温度が最も高くなる場合であっても、放熱器１２出口の冷媒温度が定常的に７０℃を超えることはないので、高圧側圧力の最高運転圧力は最高でも１５．５ＭＰａに設定される。

ところで、冷媒である二酸化炭素の臨界温度は約３１℃と低いので、例えば、夏季のように外気温度が高いときに冷凍サイクルの運転を停止すると、高温の外気によってサイクル内機器が加熱され、サイクル内冷媒温度が臨界温度以上に上昇してしまう。さらに、低圧側機器は高温の外気のみならず、車両エンジン１１の排熱や余熱によっても加熱されるので、より一層、サイクル内冷媒温度が臨界温度以上に上昇しやすい。

具体的には、サイクル内冷媒の平均温度が最高で６０℃程度にまで達してしまう。なお、以下では、サイクル内冷媒の最高到達平均温度を最高サイクル内冷媒温度Ｔと言う。

サイクル内冷媒温度が臨界温度以上になっているとき、すなわち、冷媒（二酸化炭素）が超臨界状態になっているときには圧縮による冷媒の液化が起こらない。このため、冷凍サイクルの冷媒封入密度が大きいほどサイクル内冷媒温度の上昇に伴ってサイクル内冷媒圧力が著しく上昇してしまう。

そして、サイクル内冷媒圧力がリリーフ弁１６の開弁圧力以上（本例では１１ＭＰａ以上）に達してしまい、リリーフ弁１６が開弁して冷媒を大気中に放出するに至ってしまう。

そこで、本実施形態では、気液分離器１５の内容積Ｖａｃｃを適切に設定して、冷媒封入密度を適切な密度にすることによって、サイクル内冷媒圧力の過度の上昇を抑制し、サイクル運転停止時にサイクル内冷媒圧力がリリーフ弁１６の開弁圧力以上に達してしまうことを抑制している。

以下に、気液分離器１５の内容積Ｖａｃｃについて具体的に述べる。まず、冷凍サイクルの運転に必要な冷媒量が最大となるのは、高圧側圧力が最高運転圧力になるとき（以下、サイクル高負荷運転時と言う。）であるので、冷凍サイクルの必要最低限の冷媒封入量Ｗ（ｋｇ）は次の数式１で近似的に求められる。

Ｗ＝ρｇｃ・Ｖｇｃ＋ρｅｖａ・Ｖｅｖａ＋ρａｃｃ・Ｖａｃｃ…（数式１）
ここで、ρｇｃはサイクル高負荷運転時における放熱器１２での平均冷媒密度（ｋｇ／ｍ³）、ρｅｖａはサイクル高負荷運転時における蒸発器１４での平均冷媒密度（ｋｇ／ｍ³）、ρａｃｃはサイクル高負荷運転時における気液分離器１５での平均冷媒密度（ｋｇ／ｍ³）、Ｖｇｃは放熱器１２の内容積（ｍ³）、Ｖｅｖａは蒸発器１４の内容積（ｍ³）、Ｖａｃｃは気液分離器１５の内容積（ｍ³）である。

また、冷凍サイクルに冷媒封入量Ｗだけ冷媒を封入したときにおける冷媒封入密度ρａは次の数式２で近似的に求められる。

ρａ＝Ｗ／（Ｖｇｃ＋Ｖｅｖａ＋Ｖａｃｃ）…（数式２）
ここで、数式１、２では、放熱器１２、蒸発器１４および気液分離器１５の内容積のみを考慮し、圧縮機１０および冷媒配管の内容積を考慮していないが、この理由は次のとおりである。

すなわち、高圧側機器である放熱器１２は高圧側機器であり、運転中の冷媒密度が大きいので、放熱器１２の内容積は冷媒封入量、冷媒封入密度に大きく影響する。蒸発器１４は低圧側機器であるものの、運転中の冷媒密度が比較的高いため、蒸発器１４の内容積は冷媒封入量、冷媒封入密度に大きく影響する。気液分離器１５は低圧側機器であるため運転中の冷媒密度が小さいものの内容積が大きいため、気液分離器１５の内容積は冷媒封入量、冷媒封入密度に大きく影響する。これらの理由から、数式１、２では、放熱器１２、蒸発器１４および気液分離器１５の内容積を考慮している。

一方、圧縮機１０は内容積が比較的大きいものの内容積の大部分はほぼ低圧圧力の空間が占めており、さらに、運転中は内部の冷媒が１００℃以上に加熱されて密度が極めて小さく、冷媒重量として少ないことから、圧縮機１０の内容積と冷媒はサイクル停止時の内圧上昇への影響は少ない。逆に、圧縮機１０は、内圧を下げる作用をもつ部分である。

これらの事情から、この圧縮機１０の内容積と冷媒量は考慮しない方が、アキュムレ−タの必要容積を求める場合には、安全側の結論を得ることができる。

低圧側冷媒配管も同様に安全側に働くものであり、計算には考慮しなくて良い。また高圧側冷媒配管の内容積は冷凍サイクルの総内容積と比較して微小である（本例では、内径が５ｍｍ程度の冷媒配管を用いており、高圧側冷媒配管の内容積の合計が５ｃｃ程度にすぎない）ので冷媒封入量、冷媒封入密度にほとんど影響しない。これらの理由から、数式１、２では、圧縮機１０および冷媒配管の内容積を考慮していない。

なお、数式１、２において、圧縮機１０および冷媒配管の内容積を考慮してもよいのはもちろんである。

そして、冷媒封入密度ρａが次の数式３を満たすように（冷媒封入密度ρａが目標上限密度ρｍａｘ以下になるように）気液分離器１５の内容積Ｖａｃｃを設定する。

ρａ≦ρｍａｘ…（数式３）
ここで、目標上限密度ρｍａｘは最高サイクル内冷媒温度Ｔ、サイクル内冷媒圧力の目標上限値（以下、目標上限圧力と言う。）Ｐにおける冷媒密度である。

上述の数式１、２を用いて数式３を変形すると、以下の数式４を得ることができる。

Ｖａｃｃ≧（（ρｇｃ−ρｍａｘ）・Ｖｇｃ＋（ρｅｖａ−ρｍａｘ）・Ｖｅｖａ）／（ρｍａｘ−ρａｃｃ）…（数式４）
したがって、気液分離器１５の内容積Ｖａｃｃを上記数式４の範囲に設定すれば、冷媒封入密度を目標上限密度ρｍａｘ以下に抑えることができることがわかった。

ここで、蒸発器１４の内容積Ｖｅｖａと気液分離器１５の内容積Ｖａｃｃとの和（Ｖｅｖａ＋Ｖａｃｃ）を低圧側内容積ＶＬとし、気液分離器１５の内容積Ｖａｃｃと低圧側内容積ＶＬとの比（Ｖａｃｃ／ＶＬ）を気液分離器容積比Ｒａｃｃとし、放熱器１２の内容積Ｖｇｃと低圧側内容積ＶＬとの比（Ｖｇｃ／ＶＬ）を放熱器容積比Ｒｇｃとする。

そして、気液分離器容積比Ｒａｃｃおよび放熱器容積比Ｒｇｃを用いて数式４を変形すると、以下の数式５を得ることができる。

Ｒａｃｃ≧（（ρｇｃ−ρｍａｘ）・Ｒｇｃ＋ρｅｖａ−ρｍａｘ）／（ρｅｖａ−ρａｃｃ）…（数式５）
つまり、気液分離器容積比Ｒａｃｃを上記数式５の範囲に設定すれば、冷媒封入密度を目標上限密度ρｍａｘ以下に抑えることができる。

以下に、この数式５に基づく気液分離器容積比Ｒａｃｃの具体的な計算例を示す。まず、本計算例では、目標上限密度ρｍａｘに関しては、最高サイクル内冷媒温度Ｔを６０℃と近似し、目標上限圧力Ｐをリリーフ弁１６の開弁圧力である１１ＭＰａに設定する。すなわち、目標上限密度ρｍａｘに６０℃、１１ＭＰａにおける二酸化炭素の密度である３５８．４ｋｇ／ｍ³を代入する。

また、本計算例では、各平均冷媒密度ρｇｃ、ρｅｖａ、ρａｃｃとして、サイクル高負荷運転時における実測値を用いている。ここで、上述のように、高圧側圧力の最高運転圧力は１２ＭＰａ〜１５．５ＭＰａの範囲に設定されうるが、本計算例では、ワーストケースとして、高圧側圧力が１５．５ＭＰａのときの各平均冷媒密度ρｇｃ、ρｅｖａ、ρａｃｃを用いている。

具体的には、放熱器１２での平均冷媒密度ρｇｃに４３９ｋｇ／ｍ³、蒸発器１４での平均冷媒密度ρｅｖａに３６６ｋｇ／ｍ³、気液分離器１５での平均冷媒密度ρａｃｃに１９２ｋｇ／ｍ³を代入する。

また、放熱器１２の内容積Ｖｇｃは、通常、車両側搭載空間の制約から、低圧側内容積ＶＬの３．５倍以上、９倍以下に設定されるので、放熱器容積比Ｒｇｃとしては１／９以上、１／３．５以下の範囲の値を用いうるが、本計算例では、ワーストケースとして、放熱器容積比Ｒｇｃに最大値を代入する（Ｒｇｃ＝１／３．５）。

この結果、Ｒａｃｃ≧０．１８が得られる。したがって、気液分離器容積比ＲａｃｃをＲａｃｃ≧０．１８の範囲に設定すれば、サイクル内冷媒の平均温度が６０℃に達したときにサイクル内冷媒圧力が１１ＭＰａ以上に達することを抑制できるので、サイクル運転停止時にサイクル内冷媒圧力がリリーフ弁１６の開弁圧力以上に達することを抑制できることがわかった。

このように、本例では、気液分離器１５の内容積Ｖａｃｃを適切に設定することによって、上述の従来技術のような特別な予備タンクを用いることなくサイクル運転停止時におけるサイクル内冷媒圧力の上昇を抑制できる。

ところで、気液分離器１５の内容積Ｖａｃｃではなく、蒸発器１４の内容積Ｖｅｖａを適切に設定することによってもサイクル運転停止時におけるサイクル内冷媒圧力の上昇を抑制可能である。

しかし、上述のように、サイクル運転時における気液分離器１５での平均冷媒密度は、サイクル運転時における蒸発器１４での平均冷媒密度よりも小さい。換言すれば、サイクル運転時における気液分離器１５での平均冷媒密度とサイクル運転停止時の気液分離器１５での平均冷媒密度との密度差は、蒸発器１４での同密度差よりも大きい。

さらに、蒸発器１４は車室内前部の計器盤（図示せず）の内側に、車両用空調装置の室内ユニットケース（図示せず）内に収納された状態で配置されているので、夏季には車室内温度が８０℃程度まで上昇するのに伴い蒸発器１４内部の冷媒温度も８０℃程度まで上昇してしまう。

これに対して、気液分離器１５は車両エンジン１１の排熱や余熱を受けにくい車両最前部のヘッドランプ（図示せず）の下方等に配置されているので、サイクル運転停止時における気液分離器１５内の冷媒温度を蒸発器１４内の冷媒温度よりも低く抑えることができる。

このため、蒸発器１４の内容積Ｖｅｖａの設定によってサイクル内冷媒圧力の上昇を抑制するよりも、気液分離器１５の内容積Ｖａｃｃの設定によってサイクル内冷媒圧力の上昇を抑制する方が効果的である。

ところで、リリーフ弁１６は機構上、開弁圧力に対していくらかの誤差を有しているので、実際には開弁圧力以下（本例では１１ＭＰａ以下）で作動してしまう場合がある。このような開弁圧力以下でのリリーフ弁１６の作動を抑制するためには、高精度なリリーフ弁１６を用いなければならず、コスト高を招いてしまう。

そこで、上述の計算例において、目標上限密度ρｍａｘを最高サイクル内冷媒温度Ｔ＝６０℃、目標上限圧力Ｐ＝１０．５ＭＰａにおける二酸化炭素の密度である３２２．６ｋｇ／ｍ³に置き換えれば、サイクル運転停止時のサイクル内冷媒圧力の上昇をより抑制可能な気液分離器１５の内容積Ｖａｃｃの設定範囲を得ることができる。

具体的には、気液分離器容積比ＲａｃｃをＲａｃｃ≧０．４４の範囲に設定すれば、低圧側冷媒の平均温度が６０℃に達したときにサイクル内冷媒圧力が１０．５ＭＰａ以上に達することを抑制できるので、サイクル運転停止時のサイクル内冷媒圧力の上昇をより抑制できることがわかった。

このように気液分離器１５の内容積Ｖａｃｃを設定することにより、高精度なリリーフ弁１６を用いることなくリリーフ弁１６の作動を抑制できるので、コスト低減を図ることができる。

さらに、上述の計算例において、目標上限密度ρｍａｘを最高サイクル内冷媒温度Ｔ＝６０℃、目標上限圧力Ｐ＝９．７ＭＰａにおける二酸化炭素の密度である２６９．９ｋｇ／ｍ³に置き換えれば、サイクル運転停止時のサイクル内冷媒圧力をより一層抑制可能な気液分離器１５の内容積Ｖａｃｃの設定範囲を得ることができる。

具体的には、気液分離器容積比ＲａｃｃをＲａｃｃ≧０．８３の範囲に設定すれば、低圧側冷媒の平均温度が６０℃に達したときにサイクル内冷媒圧力が９．７ＭＰａ以上に達することを抑制できるので、サイクル運転停止時のサイクル内冷媒圧力の上昇をより一層抑制でき、リリーフ弁１６のコストをより低減することができる。

以上の説明からわかるように、目標上限圧力Ｐを小さく設定するほどサイクル運転停止時のサイクル内冷媒圧力の上昇を抑制できるのであるが、目標上限圧力Ｐをわずかに小さくするだけであっても気液分離器容積比Ｒａｃｃの設定範囲が大きく変化する。このことは、サイクル運転停止時のサイクル内冷媒圧力の上昇を抑制するためには、気液分離器容積比Ｒａｃｃの設定値が非常に重要であることを意味している。

ところで、冷媒封入密度ρａが２２０ｋｇ／ｍ³以下であると、サイクル起動時に低圧側圧力が下がりすぎ、高圧側圧力の立ち上がりが悪くなってしまうので、サイクル起動時間が長くなってしまうという問題がある。

本例では、圧縮機１０が車両エンジン１１から駆動力を得ているので、圧縮機１０が低回転で起動される場合が多い。このため、圧縮機１０が低回転で起動される場合にはサイクル起動時間がより長くなってしまう。

そこで、本実施形態では、以下のように気液分離器１５の内容積Ｖａｃｃを設定することによって、冷媒封入密度ρａを２２０ｋｇ／ｍ³以上確保し、サイクル起動時に低圧が下がりすぎることを抑制している。

すなわち、２２０ｋｇ／ｍ³を冷媒封入密度ρａの目標下限密度ρｍｉｎとしたとき、冷媒封入密度ρａが次の数式６を満たすように（冷媒封入密度ρａが目標下限密度ρｍｉｎ以上になるように）気液分離器１５の内容積Ｖａｃｃを設定する。

ρａ≧ρｍｉｎ…（数式６）
この数式６を上述の数式１、２を用いて変形すると、以下の数式７を得ることができる。

Ｖａｃｃ≦（（ρｇｃ−ρｍｉｎ）・Ｖｇｃ＋（ρｅｖａ−ρｍｉｎ）・Ｖｅｖａ）／（ρｍｉｎ−ρａｃｃ）…（数式７）
そして、数式７を上述の気液分離器容積比Ｒａｃｃおよび放熱器容積比Ｒｇｃを用いて変形すると、以下の数式８を得ることができる。

Ｒａｃｃ≦（（ρｇｃ−ρｍｉｎ）・Ｒｇｃ＋ρｅｖａ−ρｍｉｎ）／（ρｅｖａ−ρａｃｃ）…（数式８）
したがって、気液分離器容積比Ｒａｃｃを上記数式８の範囲に設定すれば、冷媒封入密度ρａを２２０ｋｇ／ｍ³以上確保できるので、サイクル起動時に低圧が下がりすぎることを抑制できる。

以下に、この数式８に基づく気液分離器容積比Ｒａｃｃの具体的な計算例を示す。まず、目標下限密度ρｍｉｎに２２０ｋｇ／ｍ³を代入する。

また、各平均冷媒密度ρｇｃ、ρｅｖａ、ρａｃｃにはサイクル高負荷運転時における各平均冷媒密度ρｇｃ、ρｅｖａ、ρａｃｃの実測値を用いるのであるが、ここでは高圧側圧力が１２ＭＰａのときの各平均冷媒密度ρｇｃ、ρｅｖａ、ρａｃｃの実測値を用いる。

この理由は、上述のように、高圧側圧力の最高運転圧力は１２ＭＰａ〜１５．５ＭＰａの範囲に設定されるのであるが、気液分離器容積比Ｒａｃｃの上限値を考えるときのワーストケースは必要冷媒量が最も少ない場合、すなわち、高圧側圧力の最高運転圧力が最も小さい場合だからである。

具体的には、放熱器１２での平均冷媒密度ρｇｃに４３３ｋｇ／ｍ³、蒸発器１４での平均冷媒密度ρｅｖａに３７７．３ｋｇ／ｍ³、気液分離器１５での平均冷媒密度ρａｃｃに１７１ｋｇ／ｍ³を代入する。

また、上述のように、放熱器容積比Ｒｇｃとしては１／９以上、１／３．５以下の範囲の値を用いうるが、本計算例では、ワーストケースとして、放熱器容積比Ｒｇｃに最小値を代入する（Ｒｇｃ＝１／９）。

この結果、Ｒａｃｃ≦０．８７が得られる。したがって、気液分離器容積比ＲａｃｃをＲａｃｃ≦０．８７の範囲に設定すれば、冷媒封入密度ρａを２２０ｋｇ／ｍ³以上確保できるので、サイクル起動時に低圧が下がりすぎることを抑制できることがわかった。

なお、本実施形態による車両用超臨界冷凍サイクルの一設計例を示すと、圧縮機１０の内容積Ｖｃを２００ｃｃ、放熱器１２の内容積Ｖｇｃを１３０ｃｃ、蒸発器１４の内容積Ｖｅｖａを１６０ｃｃ、気液分離器１５の内容積Ｖａｃｃを７９０ｃｃとすれば、上述の効果を発揮する車両用超臨界冷凍サイクルを構成することができる。

（第２実施形態）
本第２実施形態では、図４に示すように、上記第１実施形態に対して内部熱交換器１７を追加している。

内部熱交換器１７は、高圧側通路１７ａを通過する放熱器１２流出冷媒と低圧側通路１７ｂを通過する圧縮機１０吸入冷媒と熱交換させて、放熱器１２流出冷媒を放熱させるものである。これにより、蒸発器１４における冷媒入口・出口間の冷媒のエンタルピ差を増大させて、サイクル効率（ＣＯＰ）を向上させることができる。

また、本実施形態では、リリーフ弁１６が蒸発器１４の冷媒出口側と気液分離器１５の冷媒入口側との間に配置されている。

ところで、本実施形態のように車両用超臨界冷凍サイクルに内部熱交換器１７を配置すると、高圧冷媒が内部熱交換器１７の高圧側通路１７ａにて冷却されて高密度になるため、内部熱交換器１７を配置しない第１実施形態と比較してサイクル運転に必要な冷媒封入量Ｗが増加する。

このため、第１実施形態と同様に気液分離器１５の内容積Ｖａｃｃを設定すると冷媒封入密度が大きくなりすぎてしまうので、サイクル運転停止時にサイクル内冷媒圧力がリリーフ弁１６の開弁圧力以上に達してしまう。

このため、本実施形態では、以下のように、内部熱交換器１７を考慮して気液分離器１５の内容積Ｖａｃｃを設定することによって、冷媒封入密度を適切な密度にして、サイクル運転停止時にサイクル内冷媒圧力がリリーフ弁１６の開弁圧力以上に達してしまうことを抑制している。

まず、冷凍サイクルの必要最低限の冷媒封入量Ｗ（ｋｇ）を次の数式９で近似的に求める。

Ｗ＝ρｇｃ・Ｖｇｃ＋ρｉｈｅ・Ｖｉｈｅ＋ρｅｖａ・Ｖｅｖａ＋ρａｃｃ・Ｖａｃｃ…（数式９）
ここで、ρｉｈｅはサイクル高負荷運転時における高圧側通路１７ａでの平均冷媒密度（ｋｇ／ｍ³）、Ｖｉｈｅは高圧側通路１７ａの内容積（ｍ³）である。その他については第１実施形態と同様である。

また、冷凍サイクルに冷媒封入量Ｗだけ冷媒を封入したときにおける冷媒封入密度ρａを次の数式１０で近似的に求める。

ρａ＝Ｗ／（Ｖｇｃ＋Ｖｉｈｅ＋Ｖｅｖａ＋Ｖａｃｃ）…（数式１０）
ここで、数式９、１０では、内部熱交換器１７のうち高圧側通路１７ａの内容積のみを考慮し、低圧側通路１７ｂの内容積を考慮していないが、この理由は次のとおりである。

すなわち、高圧側機器である高圧側通路１７ａは運転中の冷媒密度が大きいので、内容積が小さくても冷媒封入量Ｗ、冷媒封入密度ρａへの寄与度が大きい。このため、高圧側通路１７ａの内容積を考慮している。

一方、低圧側通路１７ｂの内容積は冷凍サイクルの総内容積と比較して微小であるとともに、低圧側通路１７ｂでは冷媒が高圧側冷媒によって加熱されることによって運転中の冷媒密度が小さくなるので、低圧配管以上に低圧側通路１７ｂの冷媒封入量Ｗ、冷媒封入密度ρａへの寄与度は小さい。このため、低圧側通路１７ｂの内容積を考慮していない。なお、数式９、１０において、低圧側通路１７ｂの内容積を考慮してもよいのはもちろんである。

そして、第１実施形態と同様に、冷媒封入密度ρａが上述の数式３を満たすように、気液分離器１５の内容積Ｖａｃｃを設定すればよい。つまり、上述の数式９、１０を用いて数式３を変形すれば、次の数式１１を得ることができる。

Ｖａｃｃ≧（（ρｇｃ−ρｍａｘ）・Ｖｇｃ＋（ρｉｈｅ−ρｍａｘ）・Ｖｉｈｅ＋（ρｅｖａ−ρｍａｘ）・Ｖｅｖａ）／（ρｍａｘ−ρａｃｃ）…（数式１１）
したがって、気液分離器１５の内容積Ｖａｃｃを上記数式１１の範囲に設定すれば、内部熱交換器１７を備えていても冷媒封入密度を目標上限密度ρｍａｘ以下に抑えることができることがわかった。

ここで、高圧側通路１７ａの内容積Ｖｉｈｅと放熱器１２の内容積Ｖｇｃと比（Ｖｉｈｅ／Ｖｇｃ）を高圧側通路容積比Ｚとする。上述の気液分離器容積比Ｒａｃｃ、放熱器容積比Ｒｇｃおよび高圧側通路容積比Ｚを用いて数式１１を変形すると、次の数式１２を得ることができる。

Ｒａｃｃ≧（（ρｉｈｅ−ρｍａｘ）・Ｒｇｃ・Ｚ＋（ρｇｃ−ρｍａｘ）・Ｒｇｃ＋ρｅｖａ−ρｍａｘ）／（ρｅｖａ−ρａｃｃ）…（数式１２）
したがって、気液分離器容積比Ｒａｃｃを上記数式１２の範囲に設定すれば、内部熱交換器１７を備えていても冷媒封入密度を目標上限密度ρｍａｘ以下に抑えることができる。

以下に、この数式１２に基づく気液分離器容積比Ｒａｃｃの具体的な計算例を示す。まず、目標上限密度ρｍａｘには最高サイクル内冷媒温度Ｔ＝６０℃、目標上限圧力Ｐ＝１１ＭＰａにおける二酸化炭素の密度である３５８．４ｋｇ／ｍ³を代入する。

また、各平均冷媒密度ρｇｃ、ρｉｈｅ、ρｅｖａ、ρａｃｃには高圧側圧力が１５．５Ｍｐａのときの各平均冷媒密度ρｇｃ、ρｉｈｅ、ρｅｖａ、ρａｃｃの実測値を用いる。なお、高圧側圧力が１５．５Ｍｐａのときの各平均冷媒密度ρｇｃ、ρｉｈｅ、ρｅｖａ、ρａｃｃを用いる理由は第１実施形態と同様である。

具体的には、放熱器１２での平均冷媒密度ρｇｃに４３９ｋｇ／ｍ³、内部熱交換器１７の高圧側通路１７ａでの平均冷媒密度ρｉｈｅに５９９ｋｇ／ｍ³、蒸発器１４での平均冷媒密度ρｅｖａに３６６ｋｇ／ｍ³、気液分離器１５での平均冷媒密度ρａｃｃに１９２ｋｇ／ｍ³を代入する。

また、第１実施形態と同様に、ワーストケースとして放熱器容積比Ｒｇｃに最大値を代入する（Ｒｇｃ＝１／３．５）。この結果、Ｒａｃｃ≧０．３９Ｚ＋０．１８が得られる。

したがって、気液分離器容積比ＲａｃｃをＲａｃｃ≧０．３９Ｚ＋０．１８の範囲に設定すれば、内部熱交換器１７を備えていても低圧側冷媒の平均温度が６０℃に達したときにサイクル内冷媒圧力が１１ＭＰａ以上に達することを抑制でき、サイクル内冷媒圧力がリリーフ弁１６の開弁圧力以上に達することを抑制できることがわかった。

図５のグラフ中、実線ＡはＲａｃｃ＝０．３９Ｚ＋０．１８を示すものであり、この実線Ａよりも上方の範囲に気液分離器容積比Ｒａｃｃを設定すればサイクル内冷媒圧力がリリーフ弁１６の開弁圧力以上に達することを抑制できることを示している。

また、上述の計算例において、目標上限密度ρｍａｘを最高サイクル内冷媒温度Ｔ＝６０℃、目標上限圧力Ｐ＝１０．５ＭＰａにおける二酸化炭素の密度である３２２．６ｋｇ／ｍ³に置き換えれば、サイクル運転停止時のサイクル内冷媒圧力の上昇をより抑制可能な気液分離器１５の内容積Ｖａｃｃの設定範囲を得ることができる。

具体的には、気液分離器容積比ＲａｃｃをＲａｃｃ≧０．４５Ｚ＋０．４４の範囲に設定すれば、低圧側冷媒の平均温度が６０℃に達したときにサイクル内冷媒圧力が１０．５ＭＰａ以上に達することを抑制できるので、サイクル運転停止時のサイクル内冷媒圧力の上昇をより抑制できることがわかった。図５のグラフ中、実線ＢはＲａｃｃ＝０．４５Ｚ＋０．４４を示すものであり、この実線Ｂよりも上方の範囲に気液分離器容積比Ｒａｃｃを設定すればサイクル内冷媒圧力がリリーフ弁１６の開弁圧力以上に達することをより抑制できることを示している。

さらに、上述の計算例において、目標上限密度ρｍａｘを最高サイクル内冷媒温度Ｔ＝６０℃、目標上限圧力Ｐ＝９．７ＭＰａにおける二酸化炭素の密度である２６９．９ｋｇ／ｍ³に置き換えれば、運転停止時のサイクル内冷媒圧力をより一層抑制可能な気液分離器１５の内容積Ｖａｃｃの設定範囲を得ることができる。

具体的には、気液分離器容積比ＲａｃｃをＲａｃｃ≧０．５４Ｚ＋０．８３の範囲に設定すれば、低圧側冷媒の平均温度が６０℃に達したときにサイクル内冷媒圧力が９．７ＭＰａ以上に達することを抑制できるので、運転停止時のサイクル内冷媒圧力をより一層抑制できることがわかった。

ところで、第１実施形態と同様に、冷媒封入密度ρａが２２０ｋｇ／ｍ³以下であると、サイクル起動時に低圧側圧力が下がりすぎ、高圧側圧力の立ち上がりが悪くなってしまうので、サイクル起動時間が長くなってしまうという問題があるのであるが、本実施形態では、以下のように気液分離器１５の内容積Ｖａｃｃを設定することによって、冷媒封入密度ρａを２２０ｋｇ／ｍ³以上確保し、サイクル起動時に低圧が下がりすぎることを抑制している。

すなわち、第１実施形態で述べた数式６を数式９、１０を用いて変形すると、以下の数式１３を得ることができる。

Ｖａｃｃ≦（（ρｇｃ−ρｍｉｎ）・Ｖｇｃ＋（ρｉｈｅ−ρｍｉｎ）・Ｖｉｈｅ＋（ρｅｖａ−ρｍｉｎ）・Ｖｅｖａ）／（ρｍｉｎ−ρａｃｃ）…（数式１３）
そして、数式１３を上述の気液分離器容積比Ｒａｃｃ、放熱器容積比Ｒｇｃおよび高圧側通路容積比Ｚを用いて変形すると、以下の数式１４を得ることができる。

Ｒａｃｃ≦（（ρｉｈｅ−ρｍｉｎ）・Ｒｇｃ・Ｚ＋（ρｇｃ−ρｍｉｎ）・Ｒｇｃ＋ρｅｖａ−ρｍｉｎ）／（ρｅｖａ−ρａｃｃ）…（数式１４）
したがって、気液分離器容積比Ｒａｃｃを上記数式１４の範囲に設定すれば、冷媒封入密度ρａを２２０ｋｇ／ｍ³以上確保できるので、サイクル起動時に低圧が下がりすぎることを抑制できる。

以下に、この数式１４に基づく気液分離器容積比Ｒａｃｃの具体的な計算例を示す。まず、目標下限密度ρｍｉｎに２２０ｋｇ／ｍ³を代入する。

また、各平均冷媒密度ρｇｃ、ρｉｈｅ、ρｅｖａ、ρａｃｃには高圧側圧力が１２Ｍｐａのときの各平均冷媒密度ρｇｃ、ρｉｈｅ、ρｅｖａ、ρａｃｃの実測値を用いる。なお、高圧側圧力が１２Ｍｐａのときの各平均冷媒密度ρｇｃ、ρｅｖａ、ρａｃｃを用いる理由は第１実施形態と同様である。

具体的には、放熱器１２での平均冷媒密度ρｇｃに４３３ｋｇ／ｍ³、内部熱交換器１７の高圧側通路１７ａでの平均冷媒密度ρｉｈｅに６２５ｋｇ／ｍ³、蒸発器１４での平均冷媒密度ρｅｖａに３７７．３ｋｇ／ｍ³、気液分離器１５での平均冷媒密度ρａｃｃに１７１ｋｇ／ｍ³を代入する。また、第１実施形態と同様に、ワーストケースとして放熱器容積比Ｒｇｃに最小値を代入する（Ｒｇｃ＝１／９）。

この結果、Ｒａｃｃ≦０．２２Ｚ＋０．８７が得られる。したがって、気液分離器容積比ＲａｃｃをＲａｃｃ≦０．２２Ｚ＋０．８７の範囲に設定すれば、冷媒封入密度ρａを２２０ｋｇ／ｍ³以上確保できるので、サイクル起動時に低圧が下がりすぎることを抑制できることがわかった。

図５のグラフ中、実線ＣはＲａｃｃ＝０．２２Ｚ＋０．８７を示すものであり、この実線Ｃよりも下方の範囲に気液分離器容積比Ｒａｃｃを設定すればサイクル起動時に低圧が下がりすぎることを抑制できることを示している。

なお、本実施形態による車両用超臨界冷凍サイクルの一設計例を示すと、圧縮機１０の内容積Ｖｃを２００ｃｃ、放熱器１２の内容積Ｖｇｃを１３０ｃｃ、内部熱交換器１７の高圧側通路１７ａの内容積Ｖｉｈｅを２０ｃｃ、内部熱交換器１７の低圧側通路１７ｂの内容積を６．４ｃｃ、蒸発器１４の内容積Ｖｅｖａを１６０ｃｃ、気液分離器１５の内容積Ｖａｃｃを７９０ｃｃとすれば、上述の効果を発揮する車両用超臨界冷凍サイクルを構成することができる。

なお、内部熱交換器１７についてより具体的に述べておくと、図６は内部熱交換器１７の長さＬとサイクル効率（ＣＯＰ）との関係を示すグラフである。図６からわかるように、内部熱交換器１７の長さＬが２０００ｍｍ以下の場合には内部熱交換器１７の長さＬが長いほどサイクル効率（ＣＯＰ）は向上する。

しかし、内部熱交換器１７の長さＬが２０００ｍｍを越えると、内部熱交換器１７の長さＬが長くなってもサイクル効率（ＣＯＰ）サイクル効率（ＣＯＰ）はほぼ一定である。一方、内部熱交換器１７の長さＬが長くなるほど、内部熱交換器１７の体格が大型化して車両への搭載性が悪化する。

このため、内部熱交換器１７の長さＬを５００ｍｍ〜２０００ｍｍの範囲に設定することにより、サイクル効率（ＣＯＰ）の向上と内部熱交換器１７の体格の大型化の抑制とを両立するのが好ましい。

本例では、内部熱交換器の高圧側通路の内径を５ｍｍに設定している。このため、図７に示すように、内部熱交換器１７の長さＬを５００ｍｍ〜２０００ｍｍの範囲に設定すると、内部熱交換器１７の高圧側通路１７ａの内容積Ｖｉｈｅは１０ｃｃ〜４０ｃｃの範囲に設定されることになる。

一方、車両用超臨界冷凍サイクルとしては、通常、放熱器１２の内容積Ｖｇｃを車両側搭載空間の制約から１００ｃｃ〜２１０ｃｃに設定する。すなわち、内部熱交換器１７の高圧側通路１７ａの内容積Ｖｉｈｅと放熱器１２の内容積Ｖｇｃは図７のハッチング領域に示す関係を有することとなり、高圧側通路容積比Ｚ（Ｚ＝Ｖｉｈｅ／Ｖｇｃ）は０．０５〜０．４０の範囲に設定されることとなる。

換言すれば、高圧側通路容積比Ｚ（Ｚ＝Ｖｉｈｅ／Ｖｇｃ）を０．０５〜０．４０の範囲に設定すれば、サイクル効率（ＣＯＰ）の向上と内部熱交換器１７の体格の大型化の抑制とを両立できることがわかった。

（第３実施形態）
上記第２実施形態では、蒸発器１４を１つの蒸発器のみで構成しているが、本第３実施形態では、図４に示すように、蒸発器１４を前席用蒸発器１４１および後席用蒸発器１４２の２つの蒸発器で構成している。

前席用蒸発器１４１は、前席用膨張弁１３１にて減圧された低温低圧冷媒が電動式の送風ファン１４１ａによって送風された外気（室外空気）または内気（室内空気）から蒸発潜熱を吸熱することにより送風空気を冷却するものである。

また、前席用蒸発器１４１は車室内前部の計器盤（図示せず）の内側に、車両用空調装置の室内ユニットケース（図示せず）内に収納された状態で配置されている。電動式の送風ファン１４１ａは室内空調ユニット内における前席用蒸発器１４１の空気流れ上流側に配置され、図示しない内外気切替箱を通して導入される内気または外気を前席用蒸発器１４１に向けて送風するようになっている。

前席用蒸発器１４１の出口側に気液分離器１５が接続され、リリーフ弁１６が前席用蒸発器１４１の冷媒出口側と気液分離器１５の冷媒入口側との間に配置されている。

後席用膨張弁１３２は、圧縮機１０からの冷媒流れに対して前席用膨張弁１３１と並列に配置され、後席用膨張弁１３２の出口側に後席用蒸発器１４２が接続されている。後席用蒸発器１４２は圧縮機１０からの冷媒流れに対して前席用蒸発器１４１に並列に配置され、後席用膨張弁１３２にて減圧された低温低圧冷媒が電動式の送風ファン１４２ａによって送風された外気（室外空気）または内気（室内空気）から蒸発潜熱を吸熱することにより送風空気を冷却する。

後席用蒸発器１４２から流出した冷媒は、本例では一例として、気液分離器１５の下流側の合流点１８にて気液分離器１５から流出した冷媒と合流し、内部熱交換器１７の低圧側通路１７ｂに流入するようになっている。

後席用蒸発器１４２から流出した冷媒に液相冷媒が存在する場合があるが、この液相冷媒は内部熱交換器１７の低圧側通路１７ｂにおいて高圧側通路１７ａを通過する放熱器１２流出冷媒と熱交換して蒸発する。このため、後席用蒸発器１４２から流出した冷媒を気液分離器１５に流入させる必要がない。

後席用蒸発器１４２は車室内後部に、車両用空調装置の室内ユニットケース（図示せず）内に収納された状態で配置されている。電動式の送風ファン１４２ａは室内空調ユニット内における後席用蒸発器１４２の空気流れ上流側に配置され、図示しない内外気切替箱を通して導入される内気または外気を蒸発器１４に向けて送風するようになっている。

また、放熱器１２出口側と内部熱交換器１７の高圧側通路１７ａ入口側との間の冷媒配管１９として、内径ｄ１＝５ｍｍ、肉厚ｔ１＝２ｍｍの配管を用いている。後席用蒸発器１４２出口側と合流点１８との間の冷媒配管２０として、内径ｄ２＝８ｍｍ、肉厚ｔ２＝１．５ｍｍの配管を用いている。

本実施形態では、蒸発器１４を前席用蒸発器１４１および後席用蒸発器１４２の２つの蒸発器で構成しているが、以下のように気液分離器１５の内容積Ｖａｃｃを設定することによって、冷媒封入密度を適切な密度にして、サイクル運転停止時にサイクル内冷媒圧力がリリーフ弁１６の開弁圧力以上に達してしまうことを抑制している。

すなわち、本実施形態では、サイクル高負荷運転時において前席用蒸発器１４１での平均冷媒密度ρｅｖａ１と後席用蒸発器１４２における平均冷媒密度ρｅｖａ２とがほぼ同一であると近似して、数式９においてρｅｖａ＝ρｅｖａ１またはρｅｖａ＝ρｅｖａ２とする。

なお、サイクル高負荷運転時において前席用蒸発器１４１における平均冷媒密度ρｅｖａ１と後席用蒸発器１４２における平均冷媒密度ρｅｖａ２とがほぼ同一であると近似できる理由は、冷媒配管２０によって前席用蒸発器１４１と後席用蒸発器１４２が接続されているため、両蒸発器１４１、１４２内部はほぼ同じ蒸発圧力になるためである。

そして、数式９、１０においてＶｅｖａを前席用蒸発器１４１の内容積Ｖｅｖａ１と後席用蒸発器１４２の内容積Ｖｅｖａ２との和（Ｖｅｖａ＝Ｖｅｖａ１＋Ｖｅｖａ２）とすれば、上記第２実施形態と同様に数式１１、１２を得ることができる。

したがって、本実施形態においても、気液分離器１５の内容積Ｖａｃｃを数式１１の範囲に設定し、または、気液分離器容積比Ｒａｃｃを数式１２の範囲に設定すれば、冷媒封入密度を目標上限密度ρｍａｘ以下に抑えることができる。この結果、サイクル運転停止時にサイクル内冷媒圧力がリリーフ弁１６の開弁圧力以上に達してしまうことを抑制できる。

また、本実施形態では、上記第２実施形態に対して後席用蒸発器１４２を追加しているが、以下のように気液分離器１５の内容積Ｖａｃｃを設定することによって、サイクル起動時に低圧が下がりすぎることを抑制できる。

すなわち、数式９においてρｅｖａ＝ρｅｖａ１またはρｅｖａ＝ρｅｖａ２とし、数式９、１０においてＶｅｖａ＝Ｖｅｖａ１＋Ｖｅｖａ２とすれば、上記第２実施形態と同様に数式１３、１４を得ることができる。

したがって、本実施形態においても、気液分離器容積比Ｒａｃｃを数式１４の範囲に設定すれば、冷媒封入密度ρａを２２０ｋｇ／ｍ³以上確保できるので、サイクル起動時に低圧が下がりすぎることを抑制できる。

（第４実施形態）
上記第２実施形態では、気液分離器１５の内容積Ｖａｃｃの設定範囲（上記の数式１３）の算出が、放熱器１２、蒸発器１４および内部熱交換器１７の高圧側通路１７ａの内容積Ｖｇｃ、Ｖｉｈｅ、Ｖｅｖａおよび平均冷媒密度ρｇｃ、ρｉｈｅ、ρｅｖａのみを考慮して行われているが、本実施形態では、これに加えて、圧縮機１０、各冷媒配管および内部熱交換器１７の低圧側通路１７ｂの内容積および平均冷媒密度をも考慮して行われている。

図９は本実施形態による車両用空調装置の全体構成を示すものであり、図４に対して第１〜第６冷媒配管２１〜２６の符号を追加した以外は図４と同じである。

ここで、第１冷媒配管２１は圧縮機１０吐出側と放熱器１２入口側との間の冷媒配管である。第２冷媒配管２２は放熱器１２出口側と内部熱交換器１７の高圧側通路１７ａ入口側との間の冷媒配管である。第３冷媒配管２３は高圧側通路１７ａ出口側と膨張弁１３入口側との間の冷媒配管である。

第４冷媒配管２４は膨張弁１３出口側と蒸発器１４入口側との間の冷媒配管である。第５冷媒配管２５は蒸発器１４出口側と気液分離器１５入口側との間の冷媒配管および気液分離器１５出口側と低圧側通路１７ｂ入口側との間の冷媒配管である。第６冷媒配管２６は低圧側通路１７ｂ出口側と圧縮機１０吸入側との間の冷媒配管である。

本実施形態では、上記第２実施形態の数式１３において、放熱器１２の内容積Ｖｇｃおよび平均冷媒密度ρｇｃの代わりに、下記の数式１５、１６で補正された放熱器１２の内容積Ｖ’ｇｃおよび平均冷媒密度ρ’ｇｃを用い、高圧側冷媒通路１７ａの内容積Ｖｉｈｅおよび平均冷媒密度ρｉｈｅの代わりに、下記の数式１７、１８で補正された高圧側冷媒通路１７ａの内容積Ｖ’ｉｈｅおよび平均冷媒密度ρ’ｉｈｅを用い、蒸発器１４の内容積Ｖｅｖａおよび平均冷媒密度ρｅｖａの代わりに、下記の数式１９、２０で補正された蒸発器１４の内容積Ｖ’ｅｖａおよび平均冷媒密度ρ’ｅｖａを用いる。

Ｖ’ｇｃ＝Ｖｇｃ＋Ｖｄｐｉｐｅ＋Ｖｈｐｉｐｅ …（数式１５）
ρ’ｇｃ＝（ρｇｃ・Ｖｇｃ＋ρｄｐｉｐｅ・Ｖｄｐｉｐｅ＋
ρｈｐｉｐｅ・Ｖｈｐｉｐｅ）／Ｖ’ｇｃ …（数式１６）
Ｖ’ｉｈｅ＝Ｖｉｈｅ＋Ｖｃｐｉｐｅ …（数式１７）
ρ’ｉｈｅ＝（ρｉｈｅ・Ｖｉｈｅ＋ρｃｐｉｐｅ・Ｖｃｐｉｐｅ／Ｖ’ｉｈｅ
…（数式１８）
Ｖ’ｅｖａ＝Ｖｅｖａｉｎ＋Ｖｅｖａ＋Ｖｌｐｉｐｅ＋Ｖｉｈｅｌ＋Ｖｓｐｉｐｅ＋
Ｖｃｏｍｐ …（数式１９）
ρ’ｅｖａ＝（ρｅｖａｉｎ・Ｖｅｖａｉｎ＋ρｅｖａ・Ｖｅｖａ＋
ρｌｐｉｐｅ・Ｖｌｐｉｐｅ＋ρｉｈｅｌ・Ｖｉｈｅｌ＋
ρｓｐｉｐｅ・Ｖｓｐｉｐｅ＋ρｃｏｍｐ・Ｖｃｏｍｐ）／Ｖ’ｅｖａ
…（数式２０）
ここで、数式１５において、Ｖｄｐｉｐｅは第１冷媒配管２１の内容積（ｍ³）であり、Ｖｈｐｉｐｅは第２冷媒配管２２の内容積（ｍ³）である。数式１６において、ρｄｐｉｐｅはサイクル高負荷運転時における第１冷媒配管２１での平均冷媒密度（ｋｇ／ｍ³）であり、ρｈｐｉｐｅはサイクル高負荷運転時における第２冷媒配管２２での平均冷媒密度（ｋｇ／ｍ³）である。

数式１７において、Ｖｃｐｉｐｅは第３冷媒配管２３の内容積（ｍ³）である。数式１８において、ρｃｐｉｐｅはサイクル高負荷運転時における第３冷媒配管２３での平均冷媒密度（ｋｇ／ｍ³）である。

数式１９において、Ｖｅｖａｉｎは第４冷媒配管２４の内容積（ｍ³）であり、Ｖｌｐｉｐｅは第５冷媒配管２５の内容積（ｍ³）であり、Ｖｉｈｅｌは低圧側通路１７ｂの内容積（ｍ³）であり、Ｖｓｐｉｐｅは第６冷媒配管２６の内容積（ｍ³）であり、Ｖｃｏｍｐは圧縮機１０の内容積（ｍ³）である。本例では、圧縮機１０の内容積として圧縮機１０のクランクケースの内容積を用いている。

数式２０において、ρｅｖａｉｎはサイクル高負荷運転時における第４冷媒配管２４での平均冷媒密度（ｋｇ／ｍ³）であり、ρｌｐｉｐｅはサイクル高負荷運転時における第５冷媒配管２５での平均冷媒密度（ｋｇ／ｍ³）であり、ρｉｈｅｌはサイクル高負荷運転時における低圧側通路１７ｂでの平均冷媒密度（ｋｇ／ｍ³）であり、ρｓｐｉｐｅはサイクル高負荷運転時における第６冷媒配管２６での平均冷媒密度（ｋｇ／ｍ³）であり、ρｃｏｍｐはサイクル高負荷運転時における圧縮機１０の平均冷媒密度（ｋｇ／ｍ³）である。本例では、圧縮機１０の平均冷媒密度として圧縮機１０のクランクケースでの平均冷媒密度を用いている。

つまり、数式１５の内容積Ｖ’ｇｃは、放熱器１２、第１冷媒配管２１および第２冷媒配管２２の合計内容積であり、数式１６の平均冷媒密度ρ’ｇｃは、放熱器１２、第１冷媒配管２１および第２冷媒配管２２の平均冷媒密度である。

数式１７の内容積Ｖ’ｉｈｅは、高圧側通路１７ａおよび第３冷媒配管２３の合計内容積であり、数式１８の平均冷媒密度ρ’ｉｈｅは、高圧側通路１７ａおよび第３冷媒配管２３の合計平均冷媒密度である。

数式１９の内容積Ｖ’ｅｖａは、第４冷媒配管２４、蒸発器１４、第５冷媒配管２５、低圧側通路１７ｂ、第６冷媒配管２６および圧縮機１０の合計内容積であり、数式２０の平均冷媒密度ρ’ｅｖａは、第４冷媒配管２４、蒸発器１４、第５冷媒配管２５、低圧側通路１７ｂ、第６冷媒配管２６および圧縮機１０の合計平均冷媒密度である。

これにより、上記の数式１３で算出される気液分離器１５の内容積Ｖａｃｃの設定範囲は、放熱器１２、蒸発器１４、および高圧側通路１７ａの内容積および平均冷媒密度のみならず、圧縮機１０、各冷媒配管２１〜２６および低圧側通路１７ｂの内容積および平均冷媒密度をも考慮したものになる。そのため、気液分離器１５の内容積Ｖａｃｃをより適切に設定できる。

ちなみに、上記の数式１６、１８、２０における平均冷媒密度ρｄｐｉｐｅ、ρｈｐｉｐｅ、ρｃｐｉｐｅ、ρｅｖａｉｎ、ρｌｐｉｐｅ、ρｉｈｅｌ、ρｓｐｉｐｅ、ρｃｏｍｐには、上記第２実施形態と同様に、高圧側圧力が１２Ｍｐａのときの各平均冷媒密度の実測値を用いればよい。

例えば、第１冷媒配管２１での平均冷媒密度ρｄｐｉｐｅに２５１ｋｇ／ｍ³を用い、第２冷媒配管２２での平均冷媒密度ρｈｐｉｐｅに５２４ｋｇ／ｍ³を用い、第３冷媒配管２３での平均冷媒密度ρｃｐｉｐｅに７２０ｋｇ／ｍ³を用い、第４冷媒配管２４での平均冷媒密度ρｅｖａｉｎに４５３ｋｇ／ｍ³を用い、第５冷媒配管２５での平均冷媒密度ρｌｐｉｐｅに１９２ｋｇ／ｍ³を用い、低圧側通路１７ｂでの平均冷媒密度ρｉｈｅｌに１７０ｋｇ／ｍ³を用い、第６冷媒配管２６での平均冷媒密度ρｓｐｉｐｅに１３２ｋｇ／ｍ³を用い、圧縮機１０での平均冷媒密度ρｃｏｍｐに１９２ｋｇ／ｍ³を用いればよい。

（他の実施形態）
なお、上記各実施形態では、冷媒として二酸化炭素を用いる超臨界冷凍サイクルに対して本発明を適用した例を示したが、二酸化炭素以外の冷媒、例えば、エチレン、エタン、酸化窒素等の冷媒を用いる超臨界冷凍サイクルの冷媒に対しても本発明を適用可能であることはもちろんである。

また、上記各実施形態では、車両エンジン１１による駆動力を電磁クラッチを介して圧縮機１０に伝達しているが、電磁クラッチではなく、介する動力が所定値以上になると、機械的に破断することで圧縮機１０と車両エンジン１１の動力伝達を遮断するプーリを介してもよい。

また、上記各実施形態では、圧縮機１０として外部可変制御型圧縮機を採用しているが、圧縮機１０として固定容量式圧縮機、または、内部可変式圧縮機を採用してもよいことはもちろんである。

また、上記各実施形態では、車両エンジン１１を搭載する車両に対して本発明を適用した例を示したが、車両エンジン１１とモータを合わせて搭載するハイブリッド車、または、車両エンジン１１を搭載せず燃料電池を搭載するいわゆる燃料電池車に対しても本発明を適用可能である。

なお、ハイブリッド車や燃料電池車に本発明を適用する場合においては、圧縮機１０として電動型圧縮機を採用することができる。例えば、電動型圧縮機は、空調用制御装置によって回転数が制御される電動機によって駆動され、電動機の回転数によって吐出容量が調節される。

本発明の第１実施形態による車両用空調装置の全体構成の概要図である。 本発明の第１実施形態による車両用空調装置の車両搭載状態を説明する斜視図である。 放熱器出口の冷媒温度と最適性能高圧側圧力との関係を示すグラフである。 本発明の第２実施形態による車両用空調装置の全体構成の概要図である。 高圧側通路容積比と気液分離器容積比の設定範囲との関係を示すグラフである。 内部熱交換器の長さとサイクル効率（ＣＯＰ）との関係を示すグラフである。 高圧側通路容積比の設定範囲を説明するグラフである。 本発明の第３実施形態による車両用空調装置の全体構成の概要図である。 本発明の第４実施形態による車両用空調装置の全体構成の概要図である。

符号の説明

１０…圧縮機、１２…放熱器、１３…減圧手段、１４…蒸発器、１５…気液分離器。

Claims (12)

1. 冷媒を吸入圧縮する圧縮機（１０）と、
   前記圧縮機（１０）の吐出冷媒を冷却する放熱器（１２）と、
   前記放熱器（１２）の出口側冷媒を減圧する減圧手段（１３）と、
   前記減圧手段（１３）により減圧された低圧冷媒を蒸発させる蒸発器（１４）と、
   前記圧縮機（１０）の吸入側に配置されて前記蒸発器（１４）から流出した冷媒の気液を分離し、液冷媒を溜める気液分離器（１５）とを備え、
   前記気液分離器（１５）の内容積（Ｖａｃｃ）と前記蒸発器（１４）の内容積（Ｖｅｖａ）との和（Ｖａｃｃ＋Ｖｅｖａ）を低圧側内容積（ＶＬ）とし、
   前記気液分離器（１５）の内容積（Ｖａｃｃ）と前記低圧側内容積（ＶＬ）との比（Ｖａｃｃ／ＶＬ）を気液分離器内容積比（Ｒａｃｃ）としたとき、
   前記気液分離器内容積比（Ｒａｃｃ）が０．１８以上の範囲に設定されていることを特徴とする車両用超臨界冷凍サイクル。
2. 前記気液分離器内容積比（Ｒａｃｃ）が０．４４以上の範囲に設定されていることを特徴とする請求項１に記載の車両用超臨界冷凍サイクル。
3. 前記気液分離器内容積比（Ｒａｃｃ）が０．８７以下の範囲に設定されていることを特徴とする請求項１または２に記載の車両用超臨界冷凍サイクル。
4. 冷媒を吸入圧縮する圧縮機（１０）と、
   前記圧縮機（１０）の吐出冷媒を冷却する放熱器（１２）と、
   前記放熱器（１２）の出口側冷媒を減圧する減圧手段（１３）と、
   前記減圧手段（１３）により減圧された低圧冷媒を蒸発させる蒸発器（１４）と、
   前記圧縮機（１０）の吸入側に配置されて冷媒の気液を分離し、液冷媒を溜める気液分離器（１５）と、
   前記圧縮機（１０）の吸入側の低圧冷媒と、前記減圧手段（１３）の上流側の高圧冷媒との間で熱交換を行う内部熱交換器（１７）とを備え、
   前記気液分離器（１５）の内容積（Ｖａｃｃ）と前記蒸発器（１４）の内容積（Ｖｅｖａ）との和（Ｖａｃｃ＋Ｖｅｖａ）を低圧側内容積（ＶＬ）とし、
   前記気液分離器（１５）の内容積（Ｖａｃｃ）と前記低圧側内容積（ＶＬ）との比（Ｖａｃｃ／ＶＬ）を気液分離器内容積比（Ｒａｃｃ）とし、
   前記内部熱交換器（１７）のうち前記高圧冷媒が流れる高圧側冷媒通路（１７ａ）の体積（Ｖｉｈｅ）と前記放熱器（１２）の内容積（Ｖｇｃ）との比（Ｖｉｈｅ／Ｖｇｃ）を高圧側通路容積比（Ｚ）としたとき、
   前記気液分離器内容積比（Ｒａｃｃ）が、
   Ｒａｃｃ≧０．３９Ｚ＋０．１８の範囲に設定されていることを特徴とする車両用超臨界冷凍サイクル。
5. 前記気液分離器内容積比（Ｒａｃｃ）が、
   Ｒａｃｃ≧０．４５Ｚ＋０．４４の範囲に設定されていることを特徴とする請求項４に記載の車両用超臨界冷凍サイクル。
6. 前記気液分離器内容積比（Ｒａｃｃ）が、
   Ｒａｃｃ≦０．２２Ｚ＋０．８７の範囲に設定されていることを特徴とする請求項４または５に記載の車両用超臨界冷凍サイクル。
7. 前記高圧側通路容積比（Ｚ）が０．０５以上、０．４０以下の範囲に設定されていることを特徴とする請求項４ないし６のいずれか１つに記載の車両用超臨界冷凍サイクル。
8. 冷媒を吸入圧縮する圧縮機（１０）と、
   前記圧縮機（１０）の吐出冷媒を冷却する放熱器（１２）と、
   前記放熱器（１２）の出口側冷媒を減圧する減圧手段（１３）と、
   前記減圧手段（１３）により減圧された低圧冷媒を蒸発させる蒸発器（１４）と、
   前記圧縮機（１０）の吸入側に配置されて前記蒸発器（１４）から流出した冷媒の気液を分離し、液冷媒を溜める気液分離器（１５）とを備え、
   前記気液分離器（１５）の内容積（Ｖａｃｃ）が、
   Ｖａｃｃ≧（（ρｇｃ−ρｍａｘ）・Ｖｇｃ＋（ρｅｖａ−ρｍａｘ）・Ｖｅｖａ）／（ρｍａｘ−ρａｃｃ）の範囲に設定されていることを特徴とする車両用超臨界冷凍サイクル。
   ただし、
   Ｖｇｃは前記放熱器（１２）の内容積、
   Ｖｅｖａは前記蒸発器（１４）の内容積、
   ρｇｃはサイクル高負荷運転時における前記放熱器（１２）での平均冷媒密度、
   ρｅｖａはサイクル高負荷運転時における前記蒸発器（１４）での平均冷媒密度、
   ρａｃｃはサイクル高負荷運転時における前記気液分離器（１５）での平均冷媒密度、
   ρｍａｘは目標上限冷媒密度である。
9. 冷媒を吸入圧縮する圧縮機（１０）と、
   前記圧縮機（１０）の吐出冷媒を冷却する放熱器（１２）と、
   前記放熱器（１２）の出口側冷媒を減圧する減圧手段（１３）と、
   前記減圧手段（１３）により減圧された低圧冷媒を蒸発させる蒸発器（１４）と、
   前記圧縮機（１０）の吸入側に配置されて前記蒸発器（１４）から流出した冷媒の気液を分離し、液冷媒を溜める気液分離器（１５）と、
   前記圧縮機（１０）の吸入側の低圧冷媒が流れる低圧側冷媒通路（１７ｂ）と、前記減圧手段（１３）の上流側の高圧冷媒が流れる高圧側冷媒通路（１７ａ）とを有し、前記低圧側冷媒通路（１７ｂ）を流れる低圧冷媒と前記高圧側冷媒通路（１７ａ）を流れる高圧冷媒との間で熱交換を行う内部熱交換器（１７）とを備え、
   前記気液分離器（１５）の内容積（Ｖａｃｃ）が、
   Ｖａｃｃ≧（（ρｇｃ−ρｍａｘ）・Ｖｇｃ＋（ρｉｈｅ−ρｍａｘ）・Ｖｉｈｅ＋（ρｅｖａ−ρｍａｘ）・Ｖｅｖａ）／（ρｍａｘ−ρａｃｃ）の範囲に設定されていることを特徴とする車両用超臨界冷凍サイクル。
   ただし、
   Ｖｇｃは前記放熱器（１２）の内容積、
   Ｖｉｈｅは前記高圧側冷媒通路（１７ａ）の内容積、
   Ｖｅｖａは前記蒸発器（１４）の内容積、
   ρｇｃはサイクル高負荷運転時における前記放熱器（１２）での平均冷媒密度、
   ρｉｈｅはサイクル高負荷運転時における前記高圧側冷媒通路（１７ａ）での平均冷媒密度、
   ρｅｖａはサイクル高負荷運転時における前記蒸発器（１４）での平均冷媒密度、
   ρａｃｃはサイクル高負荷運転時における前記気液分離器（１５）での平均冷媒密度、
   ρｍａｘは目標上限冷媒密度である。
10. 前記圧縮機（１０）吐出側と前記放熱器（１２）入口側との間に配置された第１冷媒配管（２１）と、
    前記放熱器（１２）出口側と前記高圧側通路（１７ａ）入口側との間に配置された第２冷媒配管（２２）と、
    前記高圧側通路（１７ａ）出口側と前記減圧手段（１３）入口側との間に配置された第３冷媒配管（２３）と、
    前記減圧手段（１３）出口側と前記蒸発器（１４）入口側との間に配置された第４冷媒配管（２４）と、
    前記蒸発器（１４）出口側と前記気液分離器（１５）入口側との間、および、前記気液分離器（１５）出口側と前記低圧側通路（１７ｂ）入口側との間に配置された第５冷媒配管（２５）と、
    前記低圧側通路（１７ｂ）出口側と前記圧縮機（１０）吸入側との間に配置された第６冷媒配管（２６）とを備え、
    前記気液分離器（１５）の内容積（Ｖａｃｃ）の設定範囲の算出が、
    前記放熱器（１２）の内容積（Ｖｇｃ）および平均冷媒密度（ρｇｃ）の代わりに、下記の数式で補正された前記放熱器（１２）の内容積（Ｖ’ｇｃ）および平均冷媒密度（ρ’ｇｃ）を用い、
    前記高圧側冷媒通路（１７ａ）の内容積（Ｖｉｈｅ）および平均冷媒密度（ρｉｈｅ）の代わりに、下記の数式で補正された前記高圧側冷媒通路（１７ａ）の内容積（Ｖ’ｉｈｅ）および平均冷媒密度（ρ’ｉｈｅ）を用い、
    前記蒸発器（１４）の内容積（Ｖｅｖａ）および平均冷媒密度（ρｅｖａ）の代わりに、下記の数式で補正された前記蒸発器（１４）の内容積（Ｖ’ｅｖａ）および平均冷媒密度（ρ’ｅｖａ）を用いて行われていることを特徴とする請求項９に記載の車両用超臨界冷凍サイクル。
    Ｖ’ｇｃ＝Ｖｇｃ＋Ｖｄｐｉｐｅ＋Ｖｈｐｉｐｅ
    ρ’ｇｃ＝（ρｇｃ・Ｖｇｃ＋ρｄｐｉｐｅ・Ｖｄｐｉｐｅ＋
    ρｈｐｉｐｅ・Ｖｈｐｉｐｅ）／Ｖ’ｇｃ
    Ｖ’ｉｈｅ＝Ｖｉｈｅ＋Ｖｃｐｉｐｅ
    ρ’ｉｈｅ＝（ρｉｈｅ・Ｖｉｈｅ＋ρｃｐｉｐｅ・Ｖｃｐｉｐｅ／Ｖ’ｉｈｅ
    Ｖ’ｅｖａ＝Ｖｅｖａｉｎ＋Ｖｅｖａ＋Ｖｌｐｉｐｅ＋Ｖｉｈｅｌ＋Ｖｓｐｉｐｅ＋
    Ｖｃｏｍｐ
    ρ’ｅｖａ＝（ρｅｖａｉｎ・Ｖｅｖａｉｎ＋ρｅｖａ・Ｖｅｖａ＋
    ρｌｐｉｐｅ・Ｖｌｐｉｐｅ＋ρｉｈｅｌ・Ｖｉｈｅｌ＋
    ρｓｐｉｐｅ・Ｖｓｐｉｐｅ＋ρｃｏｍｐ・Ｖｃｏｍｐ）／Ｖ’ｅｖａ
    ただし、
    Ｖｄｐｉｐｅは前記第１冷媒配管（２１）の内容積、
    Ｖｈｐｉｐｅは前記第２冷媒配管（２２）の内容積、
    Ｖｃｐｉｐｅは前記第３冷媒配管（２３）の内容積、
    Ｖｅｖａｉｎは前記第４冷媒配管（２４）の内容積、
    Ｖｌｐｉｐｅは前記第５冷媒配管（２５）の内容積、
    Ｖｉｈｅｌは前記低圧側通路（１７ｂ）の内容積、
    Ｖｓｐｉｐｅは前記第６冷媒配管（２６）の内容積、
    Ｖｃｏｍｐは前記圧縮機（１０）の内容積、
    ρｄｐｉｐｅはサイクル高負荷運転時における前記第１冷媒配管（２１）での平均冷媒密度、
    ρｈｐｉｐｅはサイクル高負荷運転時における前記第２冷媒配管（２２）での平均冷媒密度、
    ρｃｐｉｐｅはサイクル高負荷運転時における前記第３冷媒配管（２３）での平均冷媒密度、
    ρｅｖａｉｎはサイクル高負荷運転時における前記第４冷媒配管（２４）での平均冷媒密度、
    ρｌｐｉｐｅはサイクル高負荷運転時における前記第５冷媒配管（２５）での平均冷媒密度、
    ρｉｈｅｌはサイクル高負荷運転時における前記低圧側通路（１７ｂ）での平均冷媒密度、
    ρｓｐｉｐｅはサイクル高負荷運転時における前記第６冷媒配管（２６）での平均冷媒密度、
    ρｃｏｍｐはサイクル高負荷運転時における前記圧縮機（１０）の平均冷媒密度である。
11. 前記目標上限冷媒密度ρｍａｘは６０℃、１１ＭＰａでの冷媒密度であることを特徴とする請求項８ないし１０のいずれか１つに記載の車両用超臨界冷凍サイクル。
12. 前記目標上限冷媒密度ρｍａｘは６０℃、１０．５ＭＰａでの冷媒密度であることを特徴とする請求項８ないし１０のいずれか１つに記載の車両用超臨界冷凍サイクル。

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