JP2008304078A - 冷凍サイクル装置 - Google Patents

Abstract

【課題】内部熱交換器を備える冷凍サイクル装置において、蒸発器にて発揮される冷凍能力が、外部熱交換によって低減してしまうことを抑制する。
【解決手段】内部熱交換器１７のうち、第１熱交換部１７１を放熱器側空間に配置し、第２熱交換部１７２を蒸発器側空間に配置する。これにより、内部熱交換器１７全体を放熱器側空間に配置する場合に対して、高圧冷媒が放熱器側空間の周囲空気から受熱する熱量を小さくなり、第２熱交換部１７２へ流入した高圧冷媒と蒸発器側空間の周囲空気との温度差を小さくなる。さらに、高圧冷媒が蒸発器側空間の周囲空気へ放熱する熱量も小さくなるので、外部熱交換量を低減できる。その結果、第１、２蒸発器２２、２５にて発揮される冷凍能力が外部熱交換によって低減してしまうことを抑制できる。
【選択図】図２

Description

本発明は、内部熱交換器を備える蒸気圧縮式の冷凍サイクル装置に関する。

従来、特許文献１に、車両用空調装置に適用された内部熱交換器を備える蒸気圧縮式の冷凍サイクル装置が開示されている。

この種の冷凍サイクル装置では、内部熱交換器にて放熱器から流出した高圧冷媒と圧縮機へ吸入される低圧冷媒とを熱交換させることによって、蒸発器における冷媒入口・出口間の冷媒のエンタルピ差（冷凍能力）を増大させて、冷凍サイクルの成績係数（ＣＯＰ）を向上させている。

さらに、特許文献１では、具体的に、高圧冷媒が通過する外側管の内側に低圧冷媒が通過する内側管を配置した二重管構造の内部熱交換器を採用し、この内部熱交換器をエンジンルーム内に配置することによって、エンジン等からの輻射熱等によって内側管を通過する低圧冷媒が加熱されてしまうことを抑制して、冷房性能の低下を抑制している。
特開２００７−７１５２９号公報

ところが、特許文献１の内部熱交換器では、エンジン等からの輻射熱によって内側管を通過する低圧冷媒が加熱されてしまうことを抑制できるものの、外側管を通過する高圧冷媒については、エンジンルーム内の周囲空気が接触する外側管の外表面を介して、周囲空気と熱交換してしまう。

このような熱交換が生じると、放熱器にて冷却された高圧冷媒が内部熱交換器にて周囲空気によって再加熱されてしまうので、内部熱交換器から減圧手段へ流入する冷媒のエンタルピが上昇してしまう。その結果、蒸発器にて発揮できる冷凍能力が低下して、上述の内部熱交換器による冷凍能力の増大効果を充分に得ることができなくなってしまう。

この問題を解決する手段として、内部熱交換器を冷却対象空間内（例えば、特許文献１では、車室内）に配置することが考えられる。しかしながら、上記と同様に高圧冷媒と車室内の周囲空気が熱交換してしまうと、高圧冷媒の有する熱量によって車室内が加熱されてしまい、車室内温度を上昇させてしまうことになる。

さらに、高圧冷媒と車室内の周囲空気との熱交換が生じることによって、高圧冷媒と低圧冷媒との熱交換量が減ってしまうので、内部熱交換器による冷凍能力増大効果も低減してしまう。また、高圧冷媒が車室内の周囲空気および低圧冷媒によって、必要以上に過冷却化されてしまうと、蒸発器にて冷凍能力を発揮できなくなってしまうことがある。

すなわち、内部熱交換器から流出する高圧冷媒が、必要以上の過冷却度を有する液相冷媒になってしまうと、減圧手段の制御範囲を超えてしまい、減圧手段で高圧冷媒を充分に減圧しきれなくなる。つまり、高圧冷媒を減圧手段で減圧しても気液二相冷媒へ状態変化しないので、液相冷媒のまま低圧側へ流入してしまう。

この際、液相冷媒は気液二相冷媒に対して極めて密度が高いため、低圧側へ大量の冷媒が流入して、蒸発器における冷媒蒸発圧力を上昇させてしまう。そして、この冷媒蒸発圧力の上昇に伴って、蒸発器における冷媒蒸発温度が冷却対象空間の温度より高くなってしまうと、蒸発器にて冷凍能力を発揮できなくなってしまう。

以上のことから、内部熱交換器を備える冷凍サイクル装置においては、内部熱交換器内を流れる冷媒と内部熱交換器の配置される空間の周囲空気との熱交換（以下、このような熱交換を外部熱交換という。）が発生すると、内部熱交換器による蒸発器の冷凍能力増大効果を充分に得ることができなくなってしまう。

本発明は、上記点に鑑み、内部熱交換器を備える冷凍サイクル装置において、蒸発器にて発揮される冷凍能力が、外部熱交換によって低減してしまうこと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、冷媒を圧縮して吐出する圧縮機（１１）と、圧縮機（１１）吐出冷媒を放熱させる放熱器（１４）と、放熱器（１４）下流側の冷媒を減圧膨張させる減圧手段（１８、２０、２４）と、減圧手段（１８、２０、２４）にて減圧された冷媒を蒸発させる蒸発器（２２、２５）とを備える蒸気圧縮式の冷凍サイクル装置であって、放熱器（１４）から流出した高圧冷媒と圧縮機（１１）へ吸入される低圧冷媒とを熱交換させる内部熱交換器（１７、２７）を備え、内部熱交換器（１７、２７）は、第１熱交換部（１７１、２７１）および第２熱交換部（１７２、２７２）を有して構成され、第１熱交換部（１７１、２７１）は、放熱器（１４）が配置された放熱器側空間に配置され、第２熱交換部（１７２、２７２）は、蒸発器（２２、２５）が配置された蒸発器側空間に配置され、第１熱交換部（１７１、２７１）と第２熱交換部（１７２、２７２）とは、第１熱交換部（１７１、２７１）から第２熱交換部（１７２、２７２）への順で高圧冷媒が流れ、第２熱交換部（１７２、２７２）から第１熱交換部（１７１、２７１）への順で低圧冷媒が流れるように配置されていることを特徴とする。

これによれば、高圧冷媒が、放熱器側空間に配置された第１熱交換部（１７１、２７１）→蒸発器側空間に配置された第２熱交換部（１７２、２７２）の順に通過するので、例えば、特許文献１の内部熱交換器のように、高圧冷媒と内部熱交換器の周囲空気とが外部熱交換する場合であっても、外部熱交換量を抑制できる。

すなわち、内部熱交換器（１７、２７）全体を放熱器側空間に配置する場合に対して、第１熱交換部（１７１、２７１）にて高圧冷媒が放熱器側空間の周囲空気から受熱する熱量が小さくなる分、外部熱交換量を抑制できる。そして、第１熱交換部（１７１、２７１）から第２熱交換部（１７２、２７２）へ流入する高圧冷媒の温度上昇を抑制できる。

これにより、第２熱交換部（１７２、２７２）へ流入した高圧冷媒と蒸発器側空間の周囲空気との温度差が小さくなり、高圧冷媒が蒸発器側空間の周囲空気へ放熱する熱量も小さくなる。その結果、蒸発器（２２、２５）にて発揮される冷凍能力が、外部熱交換によって低減してしまうことを効果的に抑制できる。

また、内部熱交換器（１７、２７）全体を蒸発器側空間に配置する場合に対して、第１熱交換部（１７１、２７１）が放熱器側空間に配置されている分、高圧冷媒が蒸発器側空間の周囲空気を加熱してしまうことを防止できる。その結果、高圧冷媒と低圧冷媒との熱交換量の減少を抑制できるので、内部熱交換器（１７、２７）による冷凍能力増大効果を充分に得ることができる。

一方、低圧冷媒は、蒸発器側空間に配置された第２熱交換部（１７２、２７２）→放熱器側空間に配置された第１熱交換部（１７１、２７１）の順に通過するので、高圧冷媒と対向する流れとなり、高圧冷媒と低圧冷媒との温度差を確保して効率的に内部熱交換できる。

さらに、特許文献１の内部熱交換器とは、逆に、低圧冷媒と内部熱交換器の周囲空気とが外部熱交換する場合であっても、同様に、外部熱交換量を抑制できる。つまり、低圧冷媒が、第１熱交換部（１７１、２７１）へ流入した際に放熱器側空間の周囲空気から受熱する熱量を小さくできるので、外部熱交換量を抑制できる。その結果、蒸発器（２２、２５）にて発揮される冷凍能力が、外部熱交換によって低減してしまうことを抑制できる。

また、上記特徴の冷凍サイクル装置において、第１熱交換部（２７１）は、高圧冷媒が流通する第１高圧側冷媒通路（２７１ａ）および低圧冷媒が流通する第１低圧側冷媒通路（２７１ｂ）を有し、第１高圧側冷媒通路（２７１ａ）と放熱器側空間との接触面積は、第１低圧側冷媒通路（２７１ｂ）と放熱器側空間との接触面積よりも大きく形成され、第２熱交換部（２７２）は、高圧冷媒が流通する第２高圧側冷媒通路（２７２ｂ）および低圧冷媒が流通する第２低圧側冷媒通路（２７２ａ）を有し、第２低圧側冷媒通路（２７２ａ）と蒸発器側空間との接触面積は、第２高圧側冷媒通路（２７２ｂ）と蒸発器側空間との接触面積よりも大きく形成されていてもよい。

これによれば、第１熱交換部（２７１）では、第１低圧側冷媒通路（２７１ｂ）と放熱器側空間との接触面積に対して、第１高圧側冷媒通路（２７１ａ）と放熱器側空間との接触面積が大きくなっているので、低圧冷媒に対して、高圧冷媒と放熱器側空間の周囲空気との熱交換量が多くなる。

一方、第２熱交換部（２７２）では、第２高圧側冷媒通路（２７２ｂ）と蒸発器側空間との接触面積に対して、第２低圧側冷媒通路（２７２ａ）と蒸発器側空間との接触面積が大きくなっているので、高圧冷媒に対して、低圧冷媒と蒸発器側空間の周囲空気との熱交換量が多くなる。

つまり、高圧冷媒および低圧冷媒のうち、周囲空気との温度差が少なくなる方の冷媒を、周囲空気と外部熱交換させることになる。従って、より一層、効果的に外部熱交換量を抑制することができる。その結果、蒸発器（２２、２５）にて発揮される冷凍能力が、外部熱交換によって低減してしまうことを、より一層、効果的に抑制できる。

また、上述の特徴の冷凍サイクル装置において、第１熱交換部（１７１、２７１）および第２熱交換部（１７２、２７２）は、具体的に、それぞれ二重管構造の熱交換器によって構成されていてもよいし、それぞれ高圧側冷媒配管と低圧側冷媒配管とを接合することによって構成されていてもよい。これにより、内部熱交換器を容易に形成できる。

なお、具体的に、高圧側冷媒配管と低圧側冷媒配管とを接合することによって構成するとは、例えば、単に高圧側冷媒配管および低圧側冷媒配管の外表面同士を互いに接合してもよいし、高圧側冷媒配管に対して、外径の太い低圧側冷媒配管の外周に溝部を形成して、この溝部に高圧側冷媒配管を嵌め込んだ状態で接合してもよい。

また、第１熱交換部（１７１、２７１）および第２熱交換部（１７２、２７２）が上記の如く構成された上述の特徴の冷凍サイクル装置において、第１熱交換部（１７１、２７１）の長手方向長さ（１７１Ｌ、２７１Ｌ）および第２熱交換部（１７２、２７２）の長手方向長さ（１７２Ｌ、２７２Ｌ）は、同等の長さに形成されていてもよい。

これによれば、後述する図６で説明するように、より一層、効果的に、外部熱交換による冷凍能力の低減を抑制できる。

なお、本発明における同等とは、第１熱交換部（１７１、２７１）の長手方向長さ（１７１Ｌ、２７１Ｌ）および第２熱交換部（１７２、２７２）の長手方向長さ（１７２Ｌ、２７２Ｌ）が完全に一致していることのみを意味するものではなく、第１熱交換部（１７１、２７１）および第２熱交換部（１７２、２７２）の製造工程における加工誤差、組付誤差等によって、完全に一致するものから微小にずれたものも同等という用語の範囲内に含むものとする。

また、上述の特徴の冷凍サイクル装置において、減圧手段は、高圧冷媒を減圧膨張させるノズル部（２０ａ）から噴射する高速度の冷媒流により冷媒を内部に吸引して、吸引された冷媒と高速度の冷媒流を混合して昇圧させるエジェクタ（２０）にて構成されていてもよい。

これによれば、上述の如く、外部熱交換を抑制して、エジェクタ（２０）へ流入する冷媒の過冷却度が不必要に高くなってしまうことを防止できるので、エジェクタ（２０）における回収エネルギー量の低減を抑制できる。その結果、冷凍サイクルの成績係数（ＣＯＰ）を効果的に上昇できる。

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）
図１〜７により、本発明の第１実施形態を説明する。本実施形態では、本発明の冷凍サイクル装置１０を冷凍車１に適用している。図１は、本実施形態の冷凍車１の模式図であり、冷凍サイクル装置１０の概略的な搭載状態を示している。なお、冷凍車とは食品等の冷却対象物を−３０〜０℃程度の極低温で保存して運搬する車両である。

冷凍車１は、車両最前部に配置された車室（運転室）２の後方に冷却対象物を収容する冷凍庫室３を有している。そして、この冷凍庫室３の庫内が冷凍サイクル装置１０によって冷却される冷却対象空間となる。また、冷凍庫室３の後部には、冷却対象物を搬入・搬出する開口部４を開閉する開閉ドア５が設けられている。

冷凍サイクル装置１０は、圧縮機１１、後述する放熱器１４等が収容された放熱器ユニット１２、さらに、後述する第１、２蒸発器２２、２５等が収容されたクーリングユニット１３、これらを接続する冷媒配管等によって構成されている。そして、図１に示すように、圧縮機１１および放熱器ユニット１２は庫外（冷却対象空間外）に配置され、クーリングユニット１３は、庫内（冷却対象空間内）に配置されている。

冷凍サイクル装置１０の具体的構成については、図２により説明する。なお、図２は、本実施形態の冷凍サイクル装置１０の全体構成図である。さらに、図２の太破線は、庫内側と庫外側との仕切線を示しており、太破線より放熱器ユニット１２側（図２では、右側）の機器類は庫外側に配置され、太破線よりクーリングユニット１３側（図２では、左側）の機器類は庫内側に配置されている。

まず、冷凍サイクル装置１０において、冷媒を吸入し、圧縮して吐出する圧縮機１１は、電磁クラッチ、ベルト等を介して図示しない車両走行用エンジンにより回転駆動される。そのため、圧縮機１１は、図１に示すように、庫外のうちエンジンルーム内に配置されている。

圧縮機１１としては、吐出容量の変化により冷媒吐出能力を調整できる可変容量型圧縮機、あるいは電磁クラッチの断続により圧縮機作動の稼働率を変化させて冷媒吐出能力を調整する固定容量型圧縮機のいずれを使用してもよい。また、圧縮機１１として電動圧縮機を使用すれば、電動モータの回転数調整により冷媒吐出能力を調整できる。

圧縮機１１の冷媒吐出側には、放熱器１４が接続されている。この放熱器１４は、圧縮機１１から吐出された高圧冷媒と電動送風機１５から送風された外気（庫外空気）とを熱交換させて高圧冷媒を冷却する放熱用熱交換器である。従って、本実施形態では、放熱器１４周辺の庫外空間が放熱器側空間となる。この放熱器側空間の温度は、必ずしも外気温と同等ではなく、エンジン廃熱等により外気温よりも上昇することがある。

なお、放熱器１４として、車両エンジンを冷却する冷却水を放熱させるラジエータと一体化された複合型熱交換器を採用できる。この場合には、複合型熱交換器はエンジンルーム内に配置されるので、エンジンルーム内が放熱器側空間となる。

また、本実施形態の冷凍サイクル装置１０は、冷媒として通常のフロン系冷媒を採用しており、圧縮機１１から吐出された高圧冷媒の圧力が冷媒の臨界圧力を超えない亜臨界サイクルを構成している。従って、放熱器１４は冷媒を凝縮させる凝縮器として機能する。

放熱器１４の出口側には、レシーバ１６が接続されている。このレシーバ１６は、放熱器１４にて冷却された冷媒の気液を分離して、余剰冷媒を蓄える気液分離器である。本実施形態では、これらの放熱器１４、電動送風機１５およびレシーバ１６が一体化されて、放熱器ユニット１２を構成している。そして、放熱器ユニット１２は、図１に示すように、車両下方部に配置されている。

レシーバ１６の液相冷媒出口には、内部熱交換器１７が接続されている。内部熱交換器１７は、放熱器ユニット１２から流出した高圧冷媒（具体的には、レシーバ１６から流出した液相冷媒）と圧縮機１１へ吸入される低圧冷媒とを熱交換させるものである。これにより、後述する第１、２蒸発器２２、２５における冷媒入口・出口間の冷媒のエンタルピ差（冷凍能力）を増大させて、冷凍サイクルの成績係数（ＣＯＰ）を向上させる。

内部熱交換器１７の具体的構成については、図３、４により説明する。なお、図３は、内部熱交換器１７の長手方向断面図である。内部熱交換器１７は、図３に示すように、第１熱交換部１７１および第２熱交換部１７２の２つに分割された熱交換部を有している。さらに、第１熱交換部１７１は庫外側（放熱器側空間）に配置され、第２熱交換部１７２は庫内側（蒸発器側空間）に配置されている。

第１熱交換部１７１は、第１外側管１７１ａの内部に第１内側管１７１ｂを隙間バメ状態で嵌挿した、いわゆる二重管式の熱交換器構成になっている。より具体的には、第１外側管１７１ａは、高圧冷媒が流通する第１高圧側冷媒通路を構成しており、第１内側管１７１ｂは、低圧冷媒が流通する第１低圧側冷媒通路を構成する。従って、上述のレシーバ１６の液相冷媒出口は、より具体的には、第１外側管１７１ａに接続される。

さらに、図４の分解斜視図に示すように、第１内側管１７１ｂの外周面（第１外側管１７１ａ側の面）には、螺旋状の溝１７１ｃが形成されている。従って、レシーバ１６から流出した液相冷媒（高圧冷媒）は、この溝１７１ｃに沿って第１外側管１７１ａ内側面と第１内側管１７１ｂ外側面との隙間を旋回しながら流れる。これにより、高圧冷媒が第１内側管１７１ｂに接触する面積を拡大して熱交換効率を向上させている。

第２熱交換部１７２の基本的構成は、第１熱交換部１７１と同一である。従って、第１熱交換部１７１と同様の第２外側管１７２ａ、螺旋状の溝１７２ｃが形成された第２内側管１７２ｂを有して構成されている。そして、第２外側管１７２ａは、高圧冷媒が流通する第２高圧側冷媒通路を構成し、第２内側管１７１ｂは、低圧冷媒が流通する第２低圧側冷媒通路を構成している。

そして、図３に示すように、第１外側管１７１ａおよび第２外側管１７２ａは、接続配管１７３を介して接続されており、また、第１内側管１７１ｂおよび第２内側管１７２ｂは、直接接続されている。さらに、本実施形態では、第１熱交換部１７１の長手方向長さ１７１Ｌおよび第２熱交換部１７２の長手方向長さ１７２Ｌが、略同等となっている。

次に、内部熱交換器１７の高圧冷媒出口側（具体的には、第２外側管１７２ａの出口側）には、図２に示すように、内部熱交換器１７から流出した高圧冷媒を中間圧の冷媒に減圧させる周知の温度式膨張弁１８が接続されている。

温度式膨張弁１８は、後述する第１蒸発器２２の出口側に配置された感温部１８ａを有しており、第１蒸発器２２出口側冷媒の温度と圧力とに基づいて、第１蒸発器２２出口側冷媒の過熱度を検出し、第１蒸発器２２出口側冷媒の過熱度が予め設定された所定値となるように弁開度（冷媒流量）を調整する。

温度式膨張弁１８の下流側には、冷媒の流れを分岐する分岐部１９が設けられ、分岐部１９で分岐された一方の冷媒は、エジェクタ２０のノズル部２０ａ側に流入し、他方の冷媒は冷媒分岐通路２１を介して、エジェクタ２０の冷媒吸引口２０ｂ側に流入するようになっている。

エジェクタ２０は、冷媒を減圧する減圧手段であるとともに、高速で噴出する冷媒流の吸引作用によって冷媒の循環を行う冷媒循環手段でもある。

また、エジェクタ２０は、温度式膨張弁１８から流出した中間圧の冷媒の通路面積を小さく絞って、冷媒を等エントロピ的に減圧膨張させるノズル部２０ａと、ノズル部２０ａの冷媒噴射口と連通するように配置されて後述する第２蒸発器２５から流出した冷媒を吸引する冷媒吸引口２０ｂとを有して構成される。

さらに、ノズル部２０ａおよび冷媒吸引口２０ｂの冷媒流れ下流側部位には、ノズル部２０ａから噴射された高速度の噴射冷媒と冷媒吸引口２０ｂからの吸引冷媒とを混合する混合部２０ｃが設けられ、混合部２０ｃの冷媒流れ下流側には昇圧部をなすディフューザ部２０ｄが設けられている。

ディフューザ部２０ｄは冷媒通路面積を徐々に大きくする形状に形成されており、冷媒流れを減速して冷媒圧力を上昇させる作用、つまり、冷媒の速度エネルギーを圧力エネルギーに変換する作用を果たす。さらに、エジェクタ２０のディフューザ部２０ｄ出口側には第１蒸発器２２が接続されている。

第１蒸発器２２は、内部を通過する低圧冷媒と電動送風機２３から循環送風される冷凍庫室３内の庫内空気とを熱交換させることによって、低圧冷媒を蒸発させて吸熱作用を発揮させる吸熱用熱交換器である。

第１蒸発器２２の冷媒出口側には、前述の内部熱交換器１７の低圧冷媒入口側（具体的には、第２内側管１７２ｂの入口側）が接続され、内部熱交換器１７の低圧冷媒出口側（具体的には、第１内側管１７１ｂの出口側）には圧縮機１１吸入側が接続されている。

一方、分岐部１９で分岐された他方の冷媒は冷媒分岐通路２１を介して、エジェクタ２０の冷媒吸引口２０ｂ側に流入する。この冷媒分岐通路２１には、固定絞り２４および第２蒸発器２５が配置されている。固定絞り２４は、第２蒸発器２５の冷媒流れ上流側に配置されて、第２蒸発器２５へ流入する冷媒を減圧膨張させる減圧手段である。この固定絞り２４としては、具体的に、キャピラリチューブやオリフィスを採用できる。

第２蒸発器２５は、内部を通過する低圧冷媒と前述の電動送風機２３から循環送風された庫内空気とを熱交換させることによって、低圧冷媒を蒸発させて吸熱作用を発揮させる吸熱用熱交換器である。さらに、第２蒸発器２５は、第１蒸発器２２に対して、庫内送風空気流れ（矢印１００）下流側に配置されている。

従って、電動送風機２３により送風された送風空気は矢印１００方向に流れ、まず、第１蒸発器２２で冷却され、次に、第２蒸発器２５で冷却されて冷却対象空間（庫内）へ送付される。すなわち、本実施形態では、第１蒸発器２２と第２蒸発器２５にて同一の冷却対象空間を冷却するようになっている。

また、本実施形態では、第１蒸発器２２および第２蒸発器２５をフィンアンドチューブ構造の熱交換器で構成し、第１蒸発器２２および第２蒸発器２５の熱交換フィンを共通化し、エジェクタ２０から流出した冷媒を流通させるチューブ構成と固定絞り２４から流出した冷媒を流通させるチューブ構成とを互いに独立に設けることで、第１蒸発器２２および第２蒸発器２５とを一体構造に構成している。

もちろん、第１蒸発器２２および第２蒸発器２５を、２つの別体の蒸発器で構成し、風路方向（図１では、矢印１００方向）に直列に配置してもよい。さらに、本実施形態では、これらの温度式膨張弁１８、分岐部１９、エジェクタ２０、第１蒸発器２２、電動送風機２３、固定絞り２４および第２蒸発器２５が一体化されて、クーリングユニット１３を構成している。

そして、図１に示すように、クーリングユニット１３は、庫内前側上方部に配置されている。従って、本実施形態では、第１、２蒸発器２２、２５が配置される庫内空間（冷却対象空間）が蒸発器側空間となる。

次に、上述の構成において本実施形態の作動について説明する。まず、圧縮機１１に車両エンジンから回転駆動力が伝達されると、圧縮機１１が冷媒を吸入し、圧縮して吐出する。圧縮機１１から吐出された高温高圧状態の気相冷媒は放熱器ユニット１２の放熱器１４に流入する。

放熱器１４では、高温高圧の気相冷媒が外気により冷却されて凝縮し、凝縮した冷媒はレシーバ１６に流入して、気相冷媒と液相冷媒とに分離される。分離された液相冷媒は、内部熱交換器１７の第１熱交換部１７１の第１外側管１７１ａ→第２熱交換部１７２の第２外側管１７２ａの順に流れて、第２熱交換部１７２の第２内側管１７２ｂ→第１熱交換部１７１の第１内側管１７１ｂの順に流れる圧縮機１１吸入側の低圧冷媒と熱交換して、エンタルピを低下させる。

内部熱交換器１７から流出した高圧冷媒は、温度式膨張弁１８にて中間圧の冷媒に減圧膨張されて、分岐部１９にてエジェクタ２０のノズル部２０ａ側へ流入する冷媒流れと、冷媒分岐通路２１へ流入する冷媒流れとに分流される。

エジェクタ２０のノズル部２０ａへ流入した冷媒流れは、ノズル部２０ａで減圧され膨張する。これにより、ノズル部２０ａで冷媒の圧力エネルギーが速度エネルギーに変換され、ノズル部２０ａの冷媒噴射口から冷媒が噴射される。この際、高速度の噴射冷媒の吸引作用によって、冷媒吸引口２０ｂから第２蒸発器２５下流側の冷媒が吸引される。

ノズル部２０ａから噴射された噴射冷媒および冷媒吸引口２０ｂから吸引された吸引冷媒は、ノズル部２０ａ下流側の混合部２０ｃで混合してディフューザ部２０ｄに流入する。ディフューザ部２０ｄでは通路面積の拡大により、冷媒の速度エネルギーが圧力エネルギーに変換されるため、冷媒の圧力が上昇する。

エジェクタ２０のディフューザ部２０ｄから流出した冷媒は第１蒸発器２２に流入する。第１蒸発器２２では、低圧冷媒が電動送風機２３の送風空気から吸熱して蒸発する。これにより、庫内へ送風される空気が冷却される。

第１蒸発器２２から流出した低圧冷媒は、上述の如く、内部熱交換器１７の第２熱交換部１７２の第２内側管１７２ｂ→第１熱交換部１７１の第１内側管１７１ｂの順に流れ、高圧冷媒と熱交換する。さらに、内部熱交換器１７から流出した低圧冷媒は圧縮機１１に吸入され再び圧縮される。

一方、冷媒分岐通路２１に流入した冷媒流れは、固定絞り２４で減圧されて低圧冷媒となり、この低圧冷媒が第２蒸発器２５に流入する。第２蒸発器２５では、低圧冷媒が電動送風機２３の送風空気から吸熱して蒸発する。これにより、第１蒸発器２２にて冷却された庫内への送風空気がさらに冷却される。さらに、第２蒸発器２５から流出した冷媒は、冷媒吸引口２０ｂからエジェクタ２０内へ吸引される。

本実施形態の冷凍サイクル装置１０は、以上の如く作動するので、第１、２蒸発器２２、２５の双方に冷媒を供給でき、第１、２蒸発器２２、２５で同時に冷却作用を発揮できる。さらに、電動送風機２３によって循環送風される庫内空気を第１蒸発器２２→第２蒸発器２５の順に通過させて冷却できる。

その際に、第１蒸発器２２の冷媒蒸発圧力をディフューザ部２０ｄで昇圧した後の圧力として、一方、第２蒸発器２５は冷媒吸引口１４ｂに接続されるので、第２蒸発器２５の冷媒蒸発圧力をノズル部２０ａ減圧直後の最も低い圧力とすることができる。

従って、第１蒸発器２２の冷媒蒸発圧力（冷媒蒸発温度）よりも第２蒸発器２５の冷媒蒸発圧力（冷媒蒸発温度）を低くすることができる。その結果、第１蒸発器２２および第２蒸発器２５の冷媒蒸発温度と電動送風機２３から送風された庫内空気との温度差を確保して、効率的に庫内空気を冷却できる。

しかも、エジェクタ２０のディフューザ部２０ｄの昇圧作用によって圧縮機１１の吸入冷媒圧力を上昇できる分だけ、圧縮機１１の圧縮仕事量を低減できるので、圧縮機１１の省動力効果を得ることができる。その結果、冷凍サイクルの成績係数（ＣＯＰ）を向上させることができる。

さらに、内部熱交換器１７の作用によって、第１、２蒸発器２２、２５における冷媒入口・出口間の冷媒のエンタルピ差を拡大できるので、第１、２蒸発器２２、２５にて発揮できる冷凍能力を増大できる。しかも、本実施形態では、内部熱交換器１７のうち、第１熱交換部１７１を放熱器側空間に配置し、第２熱交換部１７２を蒸発器側空間に配置しているので、以下の（ａ）〜（ｃ）に説明するように効果的に冷凍能力を増大できる。

（ａ）まず、内部熱交換器１７において、高圧冷媒が、第１熱交換部１７１→第２熱交換部１７２の順に通過するので、例えば、特許文献１の内部熱交換器のように、高圧冷媒と内部熱交換器の周囲空気とが外部熱交換する場合であっても、外部熱交換量を低減できる。

すなわち、内部熱交換器１７全体を放熱器側空間に配置する場合に対して、第１熱交換部１７１において高圧冷媒が放熱器側空間の周囲空気から受熱する熱量が小さくなる分、外部熱交換量を抑制できる。そして、第１熱交換部１７１から第２熱交換部１７２へ流入する高圧冷媒の温度上昇を抑制できる。

これにより、第２熱交換部１７２へ流入した高圧冷媒と蒸発器側空間の周囲空気との温度差が小さくなり、高圧冷媒が蒸発器側空間の周囲空気へ放熱する熱量も小さくなる。その結果、第１、２蒸発器２２、２５にて発揮される冷凍能力が、外部熱交換によって低減してしまうことを効果的に抑制できる。

また、内部熱交換器１７全体を蒸発器側空間に配置する場合に対して、第１熱交換部１７１が放熱器側空間に配置されている分、高圧冷媒が蒸発器側空間の周囲空気を加熱してしまうことを防止できる。その結果、高圧冷媒と低圧冷媒との熱交換量の減少を抑制できるので、内部熱交換器１７による冷凍能力増大効果を充分に得ることができる。

一方、低圧冷媒は、蒸発器側空間に配置された第２熱交換部１７２→放熱器側空間に配置された第１熱交換部１７１の順に通過するので、高圧冷媒と対向する流れとなり、高圧冷媒と低圧冷媒との温度差を確保して効率的に内部熱交換できる。

ここで、本発明者らの試験検討によれば、図５に示すように、本実施形態によれば、内部熱交換器１７の全部（第１熱交換部１７１および第２熱交換部１７２の双方）を蒸発器側空間（庫内）に配置した場合に対して、外部熱交換量を約６０％抑制することができ、第１、２蒸発器２２、２５にて発揮できる冷凍能力が５％向上することが判明している。

なお、図５の縦軸は、外部熱交換量であり、横軸は、内部熱交換器１７へ流入する高圧冷媒の温度と庫内温度との温度差である。また、図５の実線は、本実施形態の構成における外部熱交換量の変化を示し、破線は、内部熱交換器１７の全部を蒸発器側空間（庫内）に配置した場合の外部熱交換量の変化を示している。

さらに、図５の試験条件としては、放熱器側空間の温度を３５℃とし、第１熱交換部１７１の長手方向長さ１７１Ｌおよび第２熱交換部１７２の長手方向長さ１７２Ｌを４００ｍｍとしている。

（ｂ）次に、本実施形態では、上記の如く、第１熱交換部１７１の長手方向長さ１７１Ｌおよび第２熱交換部１７２の長手方向長さ１７２Ｌを同等寸法としているので、外部熱交換量を効果的に低減して、冷凍能力の低減を抑制できる。

すなわち、本発明者らの試験検討によれば、図６に示すように、内部熱交換器１７の全長を１７１Ｌ＋１７２Ｌとしたときに、内部熱交換器１７の全長に対する第２熱交換部１７２Ｌの占める割合である分割比（１７２Ｌ／（１７１Ｌ＋１７２Ｌ））が０．５となったときに、外部熱交換量が最も少なくなることが判明している。

なお、図６の縦軸は、外部熱交換量であり、横軸は、内部熱交換器１７の全長に対する第２熱交換部１７２Ｌの占める割合を示す分割比である。つまり、分割比０は、内部熱交換器１７全体が庫内に配置され、分割比１は、内部熱交換器１７全体が庫外に配置されていることを意味する。また、図６の試験条件としては、放熱器側空間の温度を３５℃とし、蒸発器側空間の温度を−１８℃としている。

さらに、本実施形態では、第１熱交換部１７１および第２熱交換部１７２を、それぞれ二重管構造の熱交換器によって構成しているので、内部熱交換器１７１を容易に形成できるとともに、上述の内部熱交換器１７の全長に対する第２熱交換部１７２Ｌの占める割合を容易に調整できる。

（ｃ）さらに、本実施形態では、第１熱交換部１７１を放熱器側空間に配置し、第２熱交換部１７２を蒸発器側空間に配置することによって、外部熱交換量を低減できるので、エジェクタ２０へ流入する冷媒の過冷却度が不必要に高くなってしまうことを防止できる。その結果、エジェクタ２０の膨張損失エネルギーの回収量（以下、回収エネルギー量という。）の低減を抑制できる。

このことを図７のモリエル線図により説明する。図７の実線は、本実施形態の冷凍サイクル装置１０を作動させた際の冷媒の状態を示し、破線は、本実施形態の冷凍サイクル１０の構成において、過冷却度が不必要に高くなった冷媒をエジェクタ２０へ流入させた際の冷媒の状態を示している。

なお、モリエル線図上の各●点は、図２の同一の符号の箇所における冷媒の状態を示している。また、上記実線上の符号と破線上の符号との区別を明確にするために、破線上の符号については、「’（ダッシュ）」付の符号で示している。

本実施形態の冷凍サイクル装置１０を作動させると、エジェクタ２０へ流入する冷媒は、適切な過冷却度の冷媒状態１０２となる。この場合、エジェクタ２０における回収エネルギー量は、実線中に示される冷媒状態１０３から冷媒状態１０４へのエンタルピの低下量ΔＨ１で表される。そして、ディフューザ部２０ｄでは、昇圧量ΔＰ１の昇圧を行うことができる。

一方、エジェクタ２０へ流入する冷媒が、不必要に過冷却度の高い冷媒状態１０２’になっていると、図７に示すように、エジェクタ２０における回収エネルギー量は、破線中に示される冷媒状態１０３’から冷媒状態１０４’へのエンタルピの低下量ΔＨ２に減少してしまう。その結果、ディフューザ２０ｄにおける昇圧量もΔＰ２に減少してしまう。

すなわち、本実施形態では、外部熱交換量を低減して、エジェクタ２０へ流入する冷媒の過冷却度が不必要に高くなってしまうことを防止できるので、エジェクタ２０の回収エネルギー量の低下を抑制して、ディフューザ部２０ｄにおける冷媒昇圧量が低下してしまうことを防止できる。その結果、減圧手段としてエジェクタ２０を採用するサイクルにおいては、極めて、効果的に冷凍サイクルの成績係数（ＣＯＰ）を向上できる。

（第２、３実施形態）
第２、３実施形態では、第１実施形態に対して、内部熱交換器１７の第１熱交換部１７１および第２熱交換部１７２の構成が異なる。その他の構成は、第１実施形態と同様である。第１実施形態と同様に、第２、３実施形態においても、第１熱交換部１７１および第２熱交換部１７２の基本的構成は同一であるので、それぞれ、第１熱交換部１７１の構成について説明する。

まず、第２実施形態の第１熱交換部１７１は、図８に示すように、第１外側管１７１ａの外表面に、第１実施形態の第１内側配管１７１ｂに相当する第１配管１７１ｂ’を接着したものである。より具体的には、高熱伝導性を有するとともに接着強度の高い高熱伝導接着剤（エポキシ系接着剤）２００にて、第１外側間１７１ａと第１配管１７１ｂ’とを接着している。もちろん、ろう付け、溶接等の接合手段で接合してもよい。

なお、図８は、第２実施形態の第１熱交換部１７１の長手方向垂直断面である。また、図８では、第１実施形態と同一もしくは均等部分には同一の符号を付している。これは以下の実施形態でも同様である。

また、第３実施形態の第１熱交換部１７１では、図９に示すように、第１外側管１７１ａの外表面に、第１内側管１７１ｂを嵌め込むための溝部１７１ｄを形成して、この溝部１７１ｄに第１内側管１７１ｂを嵌め込んだ状態で接合したものである。なお、図９は、第３実施形態の第１熱交換部１７１の長手方向垂直断面である。

なお、第１実施形態では、第１外側管１７１ａによって、高圧冷媒が流通する第１高圧側冷媒通路を構成し、第１内側管１７１ｂによって、低圧冷媒が流通する第１低圧側冷媒通路を構成しているが、第２、３実施形態では、第１外側管１７１ａによって、低圧冷媒が流通する第１低圧側冷媒通路を構成し、第１外側管１７１ａよりも外径の細い第１内側管１７１ｂによって、高圧冷媒が流通する第１高圧側冷媒通路を構成している。

つまり、第２、３実施形態では、低圧冷媒と周囲空気との外部熱交換が生じやすくなる構成になる。このような構成であっても、内部熱交換器１７のうち、第１熱交換部１７１を放熱器側空間に配置し、第２熱交換部１７２を蒸発器側空間に配置することによって、第１実施形態と同様な効果を得ることができる。

すなわち、内部熱交換器１７全体を庫外に配置する場合に対して、低圧冷媒が第１熱交換部１７１へ流入した際に、放熱器側空間の周囲空気から受熱する熱量を小さくできる。これにより、外部熱交換量を抑制できるので、第１実施形態と同様の効果を得ることができる。

（第４実施形態）
本実施形態では、第１実施形態に対して、内部熱交換器２７を採用している。その他の構成は、第１実施形態と同様である。

内部熱交換器２７の詳細については、図１０により説明する。なお、図１０は、内部熱交換器２７の長手方向断面図である。図１０に示すように、内部熱交換器２７は、２つに分割された第１熱交換部２７１および第２熱交換部２７２を有している。さらに、第１熱交換部２７１は庫外側（放熱器側空間）に配置され、第２熱交換部２７２は庫内側（蒸発器側空間）に配置されている。

第１熱交換部２７１は、第１実施形態の第１熱交換部１７１と基本的に同様の構成である。一方、第２熱交換部２７２は、第２外側管２７１ａの内部に第２内側管２７１ｂを隙間バメ状態で嵌挿した、二重管式の熱交換器構成になっているものの、第２外側管２７１ａは、低圧冷媒が流通する第２低圧側冷媒通路を構成しており、第２内側管２７１ｂは、高圧冷媒が流通する第２高圧側冷媒通路を構成している。

そして、図１０に示すように、第１外側管２７１ａおよび第２内側管２７２ｂは、接続配管２７４を介して接続されており、また、第１内側管２７１ｂおよび第２外側管２７２ａは、接続配管２７３を介して接続されている。さらに、第１熱交換部２７１の長手方向長さ２７１Ｌおよび第２熱交換部２７２の長手方向長さ２７２Ｌは、略同等となっている。

なお、図１０では、第１熱交換部２７１および第２熱交換部２７２の接続関係を明確にするために、第１実施形態の螺旋状の溝１７１ｃ、１７２ｃに相当する溝を省略しているが、もちろん同様の螺旋状の溝を第１内側管２７１ｂおよび第２内側管２７２ｂに設けてもよい。

すなわち、内部熱交換器２７の第１熱交換部２７１では、第１高圧側冷媒通路と放熱器側空間との接触面積が、第１低圧側冷媒通路と放熱器側空間との接触面積よりも大きく形成され、第２熱交換部２７２では、第２低圧側冷媒通路と蒸発器側空間との接触面積が、第２高圧側冷媒通路と蒸発器側空間との接触面積よりも大きく形成されている。

従って、第１熱交換部２７１では、高圧冷媒と放熱器側空間の周囲空気との熱交換量が、低圧冷媒と放熱器側空間の周囲空気との熱交換量よりも多くなる。一方、第２熱交換部２７２では、低圧冷媒と蒸発器側空間の周囲空気との熱交換量が、高圧冷媒と蒸発器側空間の周囲空気との熱交換量よりも多くなる。

これにより、高圧冷媒および低圧冷媒のうち、周囲空気との温度差が少なくなる方の冷媒と周囲空気とが外部熱交換することになるので、より一層、効果的に外部熱交換量を抑制して、蒸発器にて発揮される冷凍能力が、外部熱交換によって低減してしまうことを抑制できる。

（第５実施形態）
上述の実施形態では、減圧手段として、温度式膨張弁１８、エジェクタ２０および固定絞り２４を採用しているが、本実施形態では、図１１の全体構成図に示すように、第１実施形態に対して、分岐部１９、エジェクタ２０、冷媒分岐通路２１、固定絞り２４および第２蒸発器２５を廃止し、減圧手段としては、温度式膨張弁１８のみを採用している。すなわち、本実施形態の冷凍サイクル装置１０は、通常の蒸気圧縮式の冷凍サイクルを構成している。

本実施形態の冷凍サイクル装置１０を作動させても、内部熱交換器１７のうち、第１熱交換部１７１を放熱器側空間に配置し、第２熱交換部１７２を蒸発器側空間に配置しているので、第１実施形態と同様に、蒸発器２２にて発揮される冷凍能力が、外部熱交換によって低減してしまうことを抑制できる。

もちろん、本実施形態のサイクル構成に、第２、３実施形態で説明した内部熱交換器１７および第４実施形態で説明した内部熱交換器２７を適用してもよい。

（他の実施形態）
本発明は上述の実施形態に限定されることなく、以下のように種々変形可能である。

（１）上述の各実施形態では、第１蒸発器２２、２５を冷凍庫室３の冷却用に用いたが、第１、２蒸発器２２、２５の用途は、これに限定されない。例えば、第１蒸発器２２を車室内空調用に用い、第１蒸発器２２に対して冷媒蒸発温度の低い第２蒸発器２５を冷凍庫室あるいは冷蔵庫室に用いてもよい。

すなわち、第１、２蒸発器２２、２５によって異なる冷却対象空間を冷却するようにしてもよい。なお、この場合は、内部熱交換器１７、２７のうち、第２熱交換部１７２、２７２を、外部熱交換量の少なくなる側の蒸発器側空間に配置すればよい。また、冷凍サイクル装置１０の適用対象は、車両用に限定されることはなく、定置用等の冷凍サイクル装置として用いてもよい。

（２）上述の各実施形態では、エジェクタ２０のディフューザ部２０ｄの下流側に第１蒸発器２２を配置しているが、この第１蒸発器２２を廃止してもよい。また、第１蒸発器２２出口側と内部熱交換器１７、２７の低圧冷媒入口側との間に、冷媒の気液を分離する気液分離器をなすアキュムレータを配置してもよい。

（３）上述の実施形態では、放熱器１４を冷媒と外気とを熱交換させる室外側熱交換器とし、第１、２蒸発器２２、２５を室内側熱交換器として冷凍庫室の冷却用に適用しているが、逆に、第１、２蒸発器２２、２５を外気等の熱源から吸熱する室外側熱交換器として構成し、放熱器１４を空気あるいは水等の被加熱流体を加熱する室内側熱交換器として構成するヒートポンプサイクルに本発明を適用してもよい。

第１実施形態の冷凍車の模式図である。 第１実施形態の冷凍サイクル装置の全体構成図である。 第１実施形態の内部熱交換器の長手方向断面図である。 第１実施形態の内部熱交換器の要部を示す斜視図である。 高圧冷媒と庫内との温度差および外部熱交換量の関係を示すグラフである。 分割比と外部熱交換量の関係を示すグラフである。 第１実施形態の冷媒の状態を示すモリエル線図である。 第２実施形態の内部熱交換器の長手方向垂直断面図である。 第３実施形態の内部熱交換器の長手方向垂直断面図である。 第４実施形態の内部熱交換器の長手方向断面図である。 第５実施形態の冷凍サイクル装置の全体構成図である。

符号の説明

１１…圧縮機、１４…放熱器、１７、２７…内部熱交換器、１８…温度式膨張弁、
２０…エジェクタ、２０ａ…ノズル部、２２…第１蒸発器、２４…固定絞り、
２５…第２蒸発器、１７１、２７１…第１熱交換部、１７２、２７２…第２熱交換部、
２７１ａ…第１外側管、２７１ｂ…第１内側管、２７２ａ…第２外側管、
２７２ｂ…第２内側管、

Claims (6)

1. 冷媒を圧縮して吐出する圧縮機（１１）と、
   前記圧縮機（１１）吐出冷媒を放熱させる放熱器（１４）と、
   前記放熱器（１４）下流側の冷媒を減圧膨張させる減圧手段（１８、２０、２４）と、
   前記減圧手段（１８、２０、２４）にて減圧された冷媒を蒸発させる蒸発器（２２、２５）とを備える蒸気圧縮式の冷凍サイクル装置であって、
   前記放熱器（１４）から流出した高圧冷媒と前記圧縮機（１１）へ吸入される低圧冷媒とを熱交換させる内部熱交換器（１７、２７）を備え、
   前記内部熱交換器（１７、２７）は、第１熱交換部（１７１、２７１）および第２熱交換部（１７２、２７２）を有して構成され、
   前記第１熱交換部（１７１、２７１）は、前記放熱器（１４）が配置された放熱器側空間に配置され、
   前記第２熱交換部（１７２、２７２）は、前記蒸発器（２２、２５）が配置された蒸発器側空間に配置され、
   前記第１熱交換部（１７１、２７１）と前記第２熱交換部（１７２、２７２）とは、前記第１熱交換部（１７１、２７１）から前記第２熱交換部（１７２、２７２）への順で前記高圧冷媒が流れ、前記第２熱交換部（１７２、２７２）から前記第１熱交換部（１７１、２７１）への順で前記低圧冷媒が流れるように配置されていることを特徴とする冷凍サイクル装置。
2. 前記第１熱交換部（２７１）は、高圧冷媒が流通する第１高圧側冷媒通路（２７１ａ）および低圧冷媒が流通する第１低圧側冷媒通路（２７１ｂ）を有し、
   前記第１高圧側冷媒通路（２７１ａ）と前記放熱器側空間との接触面積は、前記第１低圧側冷媒通路（２７１ｂ）と前記放熱器側空間との接触面積よりも大きく形成され、
   前記第２熱交換部（２７２）は、高圧冷媒が流通する第２高圧側冷媒通路（２７２ｂ）および低圧冷媒が流通する第２低圧側冷媒通路（２７２ａ）を有し、
   前記第２低圧側冷媒通路（２７２ａ）と前記蒸発器側空間との接触面積は、前記第２高圧側冷媒通路（２７２ｂ）と前記蒸発器側空間との接触面積よりも大きく形成されていることを特徴とする請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
3. 前記第１熱交換部（１７１、２７１）および前記第２熱交換部（１７２、２７２）は、それぞれ二重管構造の熱交換器によって構成されていることを特徴とする請求項１または２に記載の冷凍サイクル装置。
4. 前記第１熱交換部（１７１）および前記第２熱交換部（１７２）は、それぞれ高圧側冷媒配管と低圧側冷媒配管とを接合することによって構成されていることを特徴とする請求項１または２に記載の冷凍サイクル装置。
5. 前記第１熱交換部（１７１、２７１）の長手方向長さ（１７１Ｌ、２７１Ｌ）および前記第２熱交換部（１７２、２７２）の長手方向長さ（１７２Ｌ、２７２Ｌ）は、同等の長さに形成されている特徴とする請求項１ないし４のいずれか１つに記載の冷凍サイクル装置。
6. 前記減圧手段は、前記高圧冷媒を減圧膨張させるノズル部（２０ａ）から噴射する高速度の冷媒流により冷媒を内部に吸引して、吸引された冷媒と前記高速度の冷媒流を混合して昇圧させるエジェクタ（２０）にて構成されていることを特徴とする請求項１ないし５のいずれか１つに記載の冷凍サイクル装置。

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