JP2010078190A - 受液器及びそれを備えた熱交換装置 - Google Patents

Abstract

【課題】冷媒貯留性能の高い受液器を提供する。
【解決手段】凝縮部１１０で凝縮した液相冷媒を貯留するとともに、貯留している液相冷媒を過冷却部１３０に供給する受液器であって、外管１２１と当該外管１２１の内側に設けられた内管１２２とを備えた二重管構造を有し、凝縮部１１０で凝縮した液相冷媒を内管１２２の内側に形成された内側空間１２５に貯留し、内側空間１２５に貯留されている液相冷媒に対する外部からの伝熱を抑制する伝熱抑制流体を、内管１２２の外側であって外管１２１の内側に形成された外側空間１２６に流通させるようにする。
【選択図】図１

Description

本発明は、冷凍サイクルに用いられ、凝縮した液相冷媒を貯留する受液器及びそれを備えた熱交換装置に関する。

特許文献１には、従来の熱交換装置が開示されている。この熱交換装置は、冷媒を凝縮させる凝縮部と、凝縮部で凝縮した液相冷媒を熱負荷に応じて一時的に貯留する受液器と、受液器に貯留されている液相冷媒を過冷却する過冷却部とを一体化した構成を有している。
特開２００５−１１４３５３号公報

上記のような熱交換装置を車両に搭載する際には、エンジンやオイルクーラ等の発熱体が配置されるエンジンルーム内に設置される。このため、受液器内に貯留されている液相冷媒は、発熱体からの伝熱によって、高圧飽和温度以上に加熱されて気化してしまう。したがって、受液器内の容積に占める液相冷媒比率が減少するため、受液器の冷媒貯留性能が低下してしまうという問題があった。

本発明の目的は、冷媒貯留性能の高い受液器及びそれを備えた熱交換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に記載の発明は、冷媒を圧縮する圧縮機（２０）と、圧縮機（２０）で圧縮された冷媒を凝縮させる凝縮部（１１０）と、凝縮部（１１０）で凝縮した液相冷媒を過冷却する過冷却部（１３０）と、過冷却部（１３０）で過冷却された液相冷媒を減圧膨張させる減圧手段（３０）と、減圧手段（３０）で減圧膨張した冷媒を蒸発させて圧縮機（２０）に戻す蒸発器（４０）とを有する冷凍サイクル（１０）に用いられ、凝縮部（１１０）で凝縮した液相冷媒を貯留するとともに、貯留している液相冷媒を過冷却部（１３０）に供給する受液器であって、外管（１２１）と当該外管（１２１）の内側に設けられた内管（１２２）とを備えた二重管構造を有し、凝縮部（１１０）で凝縮した液相冷媒を内管（１２２）の内側に形成された内側空間（１２５）に貯留し、内側空間（１２５）に貯留されている液相冷媒に対する外部からの伝熱を抑制する伝熱抑制流体を、内管（１２２）の外側であって外管（１２１）の内側に形成された外側空間（１２６）に流通させることを特徴とする受液器である。

二重管構造の受液器の外側空間（１２６）に伝熱抑制流体を流通させることによって、内側空間（１２５）に貯留されている液相冷媒に対する外部からの伝熱が抑制されるため、液相冷媒が受液器内で加熱されて気化してしまうのを防止できる。したがって、受液器の内側空間（１２５）内の容積に占める液相冷媒比率を増加させることができるため、冷媒貯留性能の高い受液器が得られる。

請求項２に記載の発明は、外側空間（１２６）は、蒸発器（４０）よりも下流側で圧縮機（２０）よりも上流側の冷媒流路の少なくとも一部を構成し、伝熱抑制流体として、蒸発器（４０）で蒸発した低圧冷媒が用いられることを特徴としている。

冷凍サイクル内の低圧冷媒は比較的低温であるため、高い伝熱抑制効果が得られるとともに、内側空間（１２５）に貯留されている液相冷媒の過冷却度を増大させる効果も得られる。

請求項３に記載の発明は、外側空間（１２６）は、蒸発器（４０）表面で凝縮した凝縮水が流通する凝縮水流路の少なくとも一部を構成し、伝熱抑制流体として、凝縮水が用いられることを特徴としている。

蒸発器（４０）で凝縮した凝縮水は比較的低温であるため、高い伝熱抑制効果が得られるとともに、内側空間（１２５）に貯留されている液相冷媒の過冷却度を増大させる効果も得られる。

請求項４に記載の発明は、蒸発器（４０）は、空調装置の空気通路に配置されて空調空気を冷却する冷却用熱交換器であり、伝熱抑制流体として、蒸発器（４０）で冷却された空調空気の一部が用いられることを特徴としている。

蒸発器（４０）で冷却された空調空気は比較的低温であるため、高い伝熱抑制効果が得られるとともに、内側空間（１２５）に貯留されている液相冷媒の過冷却度を増大させる効果も得られる。

請求項５に記載の発明は、上記発明の受液器と、凝縮部（１１０）及び過冷却部（１３０）とが一体化された構造を有することを特徴とする熱交換装置である。

これにより、上記発明と同様の効果が得られるとともに、熱交換装置を設置する工程を簡略化できる。

なお、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の一例を示している。

（第１実施形態）
本発明の第１実施形態について図１乃至図４を用いて説明する。本実施形態の熱交換装置を含む冷凍サイクルは、例えば車両に搭載される車両用空調装置を構成している。図１は、本実施形態における熱交換装置１００を含む冷凍サイクル１０の構成を示す模式図である。図１に示すように、冷凍サイクル１０は、圧縮機２０、熱交換装置１００、膨張弁（減圧手段）３０及び蒸発器４０が冷媒配管を介して順次環状に接続された構成を有している。冷凍サイクル１０内を循環する冷媒として、例えばフロン系冷媒が用いられている。

圧縮機２０は、冷凍サイクル１０内の冷媒を高温高圧に圧縮して吐出する流体機器である。圧縮機２０は、例えばエンジンの駆動力によって駆動されるようになっている。エンジンの駆動力は、駆動ベルトを介して、圧縮機２０の駆動軸に設けられたプーリ２１に伝達される。圧縮機２０の駆動軸とプーリ２１との間は、電磁クラッチ（図示せず）により断続されるようになっている。

熱交換装置１００は、凝縮器１０１と受液器（モジュレータ）１２０とが一体化された受液器一体型凝縮器である。凝縮器１０１は、圧縮機２０で圧縮された冷媒を空気との熱交換により凝縮させる凝縮部１１０と、凝縮した液相冷媒を空気との熱交換により過冷却する過冷却部１３０とを有している。受液器１２０は、凝縮部１１０で凝縮した液相冷媒を熱負荷に応じて一時的に貯留するとともに、貯留している液相冷媒を過冷却部１３０に供給するようになっている。熱交換装置１００は、車両のエンジンルーム内のうち走行風を受け易い場所に設置されている。凝縮部１１０、受液器１２０及び過冷却部１３０は例えば全てアルミニウム合金製であり、ろう接により一体的に結合されている。

凝縮器１０１は、冷媒と空気との熱交換を行う略矩形状のコア１０２を有している。コア１０２は、概ね水平な一方向に延伸して冷媒を流通させる複数の扁平チューブと、扁平チューブに熱的に接続され、空気に対する伝熱面積を増大させて熱交換を促進させる複数のコルゲートフィンとが、概ね鉛直方向に交互に積層された構造を有している。

コア１０２のチューブ延伸方向一端部（図中左側）には、概ね鉛直方向に延伸し、複数の扁平チューブの一端部同士を連通させるヘッダタンク１０３が設けられている。ヘッダタンク１０３の内部には、上部連通室１０３ａと中間部連通室１０３ｂとを区画するセパレータ１０４と、中間部連通室１０３ｂと下部連通室１０３ｃとを区画するセパレータ１０５とが設けられている。上部連通室１０３ａには、圧縮機２０側からの冷媒を流入させる流入部１０６が設けられている。

コア１０２のチューブ延伸方向他端部（図中右側）には、概ね鉛直方向に延伸し、複数の扁平チューブの他端部同士を連通させるヘッダタンク１０７が設けられている。ヘッダタンク１０７の内部には、上部連通室１０７ａと下部連通室１０７ｂとを区画するセパレータ１０８が、セパレータ１０５と同じ高さに設けられている。下部連通室１０７ｂには、冷媒を膨張弁３０側に流出させる流出部１０９が設けられている。

凝縮部１１０は、ヘッダタンク１０３の上部連通室１０３ａ及び中間部連通室１０３ｂと、ヘッダタンク１０７の上部連通室１０７ａと、上部連通室１０３ａ又は中間部連通室１０３ｂに接続された扁平チューブとにより構成されている。すなわち、ヘッダタンク１０３の上部連通室１０３ａに流入した冷媒は、上部連通室１０３ａに接続された扁平チューブ内を図中右向きに流れ、ヘッダタンク１０７の上部連通室１０７ａに流入してＵターンし、中間部連通室１０３ｂに接続された扁平チューブ内を図中左向きに流れ、中間部連通室１０３ｂに流入するようになっている。

過冷却部１３０は、ヘッダタンク１０３の下部連通室１０３ｃと、ヘッダタンク１０７の下部連通室１０７ｂと、下部連通室１０３ｃに接続された扁平チューブとにより構成されている。

受液器１２０は、概ね鉛直方向に延伸し、ヘッダタンク１０３に隣接して設けられている。受液器１２０の鉛直方向の高さは、例えば１５０ｍｍ程度である。

図２は、受液器１２０をほぼ水平な平面で切断した断面を示す模式図である。図２に示すように、受液器１２０は、外管１２１と、外管１２１の内側に配置された内管１２２とを備えた二重管構造を有している。外管１２１及び内管１２２は、互いにほぼ同軸に概ね鉛直方向に延伸するように配置されている。受液器１２０の寸法の一例を挙げると、外管１２１の外径は４４ｍｍ以上であり、板厚は１ｍｍ以上である。内管１２２の外径は外管１２１の内径よりも小さい３５ｍｍ程度であり、板厚は１ｍｍ以上である。外管１２１の内周面と内管１２２の外周面との間には、全周に亘って幅２ｍｍ以上の隙間が形成されている。ここで、受液器１２０を構成する二重管は、内管１２２及び外管１２１を別工程で形成した後に内管１２２を外管１２１内に挿通させて作製してもよいし、押出し成形等により内管１２２及び外管１２１を一括して作製してもよい。

内管１２２の内側には、断面円形状の内側空間１２５が形成されている。内管１２２よりも外側であって外管１２１よりも内側には、断面円環状の外側空間１２６が形成されている。外側空間１２６には、全周に亘って所定幅の隙間を維持するとともに外管１２１及び内管１２２を相互に固定する、アルミニウム合金製の複数の位置決め部材１２９が設けられている。本例では、８つの位置決め部材１２９が周方向において等間隔に設けられている。各位置決め部材１２９は、帯状の形状を有しており、外管１２１及び内管１２２の管軸に沿って延伸している。また各位置決め部材１２９の図２に示す断面の長手方向は、外管１２１及び内管１２２の径方向に延伸している。位置決め部材１２９は、外側空間１２６を流通する流体に対する伝熱面積を増大させる機能も有している。なお、位置決め部材１２９の形状、位置、個数等は任意に変更可能である。

図１に戻り、内管１２２の延伸方向両端部は、閉塞部材１２３、１２４により閉塞されている。内側空間１２５は、例えば内管１２２及び外管１２１の管壁を貫通して形成された連通部１２７を介して、ヘッダタンク１０３の中間部連通室１０３ｂに連通している。これにより、内側空間１２５には、凝縮部１１０で凝縮した液相冷媒が流入し、一時的に貯留されるようになっている。

また内側空間１２５は、例えば内管１２２及び外管１２１の管壁を貫通して連通部１２７よりも下方に形成された連通部１２８を介して、ヘッダタンク１０３の下部連通室１０３ｃに連通している。これにより、内側空間１２５に貯留されている液相冷媒は、過冷却部１３０に供給されるようになっている。

外側空間１２６は、冷凍サイクル１０の低圧冷媒流路の一部を構成しており、内部に低圧冷媒（伝熱抑制流体）が流通するようになっている。外側空間１２６には、外部から低圧冷媒を流入させる流入部１４１と、流入部１４１から流入した低圧冷媒を外部に流出させる流出部１４２とが形成されている。例えば流入部１４１は流出部１４２よりも下方に設けられ、外側空間１２６内では低圧冷媒が上向きに流れるようになっている。

過冷却部１３０の下流側に設けられた膨張弁３０は、過冷却部１３０から流出した液相冷媒を等エンタルピー的に減圧膨張させる弁である。膨張弁３０は、例えば蒸発器４０に隣接して設けられている。膨張弁３０としては、例えば、蒸発器４０から流出する冷媒の過熱度が所定値となるように絞り開度を制御する温度式膨張弁が用いられる。

蒸発器４０は、膨張弁３０で減圧膨張した冷媒を外部流体との熱交換により蒸発させる熱交換器である。蒸発器４０は、例えば車両用空調装置の空気通路内に配置され、空調空気を冷却する冷却用熱交換器として用いられる。蒸発器４０の冷媒流出口は、外側空間１２６の流入部１４１に接続されている。また外側空間１２６の流出部１４２は、圧縮機２０の冷媒吸入口に接続されている。これにより、蒸発器４０で蒸発した低圧冷媒は、流入部１４１から流入して外側空間１２６内を流通し、流出部１４２から流出して圧縮機２０に吸入されるようになっている。

次に、本実施形態の作動について説明する。乗員からの空調要求、例えば冷房要求があると、圧縮機２０の電磁クラッチが接続される。これにより、圧縮機２０はエンジンによって駆動され、蒸発器４０側から冷媒を吸入して圧縮し、高温の高圧冷媒として凝縮器１０１側に吐出する。高圧冷媒は、凝縮器１０１の凝縮部１１０で空気との熱交換により冷却されて凝縮液化し、受液器１２０の内側空間１２５に貯留される。受液器１２０に貯留されている液相冷媒は、凝縮器１０１の過冷却部１３０に供給されて、空気との熱交換により過冷却される。

過冷却部１３０で過冷却された液相冷媒は、膨張弁３０で減圧膨張し、蒸発器４０で蒸発する。蒸発器４０では冷媒の蒸発に伴って空調空気が冷却される。蒸発器４０で蒸発した低圧冷媒は、受液器１２０の外側空間１２６を通って圧縮機２０に戻る。

本実施形態では、二重管構造の受液器１２０において、内側空間１２５には液相冷媒が貯留され、外側空間１２６には蒸発器４０で蒸発した低圧冷媒が流通するようになっている。このため、外側空間１２６を流通する低圧冷媒によって、内側空間１２５内に貯留されている液相冷媒への外部からの直接的な伝熱が抑制される。したがって、エンジンやオイルクーラ等の発熱体が配置されるエンジンルーム内に受液器１２０が設置されていても、内側空間１２５内の液相冷媒が温度上昇して気化するのを抑制できる。したがって、受液器１２０の容積に占める液相冷媒比率を増加させることができるため、受液器１２０の冷媒貯留性能を高めることができる。これにより、受液器１２０の容積を大型化することなく、受液器１２０に貯留される冷媒量を増加させることができる。

また本実施形態において、外側空間１２６を流通する低圧冷媒の温度は例えば１５℃程度であり、内側空間１２５内の液相冷媒よりも低温になっている。これにより、外側空間１２６内の低圧冷媒と内側空間１２５内の液相冷媒との間で熱交換が行われるため、内側空間１２５内の液相冷媒は、温度が維持されるだけでなく低温化が促進される。したがって、単に受液器を外部から断熱した構成と比較しても高い昇温抑制効果が得られるとともに、液相冷媒の過冷却度を高める効果も得られる。

図３は、本実施形態の受液器１２０と従来の一般的な受液器２２０とを比較して示す模式図である。図３（ａ）は本実施形態の受液器１２０を示し、図３（ｂ）は従来構造の受液器２２０（容量は受液器１２０と同等）を示している。図３（ｂ）に示すように、従来の受液器２２０では、発熱体からの伝熱により液相冷媒が気化して液面レベルＬ２が低下し、受液器２２０内の容積に占める液相冷媒比率が低くなっている。したがって、気液の密度差によって、受液器２２０内に貯留される冷媒の質量が減少するため、受液器２２０の冷媒貯留性能が低下していた。

これに対し、図３（ａ）に示すように、本実施形態の受液器１２０では、外側空間１２６を流通する低圧冷媒によって外部から内側空間１２５内の液相冷媒への伝熱が抑制されるため、液相冷媒が気化し難く、液面レベルＬ１は従来の液面レベルＬ２よりも上方に位置する。したがって、内側空間１２５内の容積に占める液相冷媒比率を高めることができるため、受液器１２０の冷媒貯留性能を向上できる。

ここで、本実施形態では、外側空間１２６を流通した低圧冷媒は、内側空間１２５内の液相冷媒との熱交換により温度が上昇することが考えられる。この場合、圧縮機２０の吸入冷媒温度が上昇し、吐出冷媒温度も上昇するため、冷凍サイクル１０の各機能部品への悪影響が大きくなる。したがって、膨張弁３０の作動圧力を比較的低く調整することにより、この影響を緩和することが望ましい。

以下、本実施形態によって得られる、より具体的な効果の一例を説明する。図４は、冷凍サイクル１０内への冷媒封入量と、冷凍サイクル１０作動時の高圧圧力及びサブクール温度との関係を示すグラフである。図４（ａ）は、本実施形態の受液器１２０を用いた場合における上記関係を示し、図４（ｂ）は、従来の受液器２２０を用いた場合における上記関係を示している。図４（ａ）、（ｂ）の横軸は冷媒封入量を表し、縦軸は高圧圧力及びサブクール温度を表している。曲線Ｃ１、Ｃ３は高圧圧力を示し、曲線Ｃ２、Ｃ４はサブクール温度を示している。

図４（ｂ）の曲線Ｃ３に示すように、冷凍サイクル１０作動時の高圧圧力は冷凍サイクル内への冷媒封入量の増加に伴って上昇するが、受液器２２０で液相冷媒が貯留されることにより、ある範囲（冷媒安定域）では高圧圧力が一定となる。冷媒封入量が冷媒安定域からさらに増加すると、受液器２２０で貯留しきれない液相冷媒が凝縮部側に流れてしまい、凝縮部の熱交換性能が低下するため、高圧圧力が再び上昇する。一般に、冷媒安定域から高圧圧力が上昇開始する点Ｐ１はオーバーチャージ点として設定され、オーバーチャージ点Ｐ１よりも高圧圧力が上昇すると、圧縮機２０の電磁クラッチが切断されるいわゆる異常高圧カットが行われるようになっている。したがって、異常高圧カットが頻繁に行われることにより冷凍能力が低下するのを防ぐために、冷媒封入量はオーバーチャージ点Ｐ１以下に設定される。

また、図４（ｂ）の曲線Ｃ４に示すように、サブクール温度は、冷媒封入量の変化に対して高圧圧力と同様に変化する。サブクール温度が低下すると、液相冷媒に気泡が生じ、過冷却部１３０で得られる過冷却度が減少してしまう。したがって、過冷却度の減少により冷凍能力が低下するのを防ぐために、冷媒封入量は、気泡の生じない下限の冷媒封入量（泡消え点Ｐ２）以上となるように設定される。

すなわち、冷媒封入量は、泡消え点Ｐ２以上オーバーチャージ点Ｐ１以下の冷媒安定域の範囲内で決定される。また、冷媒封入量を決定する際には、冷媒封入工程における冷媒封入量のライン公差や、冷凍サイクル１０の構成部品からの経年の冷媒漏れを考慮する必要がある。

ところが、冷媒安定域の広さは主に受液器２２０での冷媒貯留量に依存して変化するため、受液器２２０での液相冷媒比率が低下して冷媒貯留量が減少すると、冷媒安定域の範囲が狭くなる。したがって、冷媒安定域の範囲内で冷媒封入量を決定する際に、冷媒封入量のライン公差や経年の冷媒漏れ量分を確保するのが困難になっていた。

例えば、ライン公差を考慮した冷媒封入量の上限がオーバーチャージ点Ｐ１となるように冷媒封入量を決定したとしても、製造から所定年数が経過すると、経年の冷媒漏れにより冷媒封入量が泡消え点Ｐ２を下回ってしまう場合がある（図４（ｂ）のＡ部）。したがって、車両用空調装置の空調性能を長期に亘って維持できず、性能保証期間の設定が困難になっていた。

一方、泡消え点Ｐ２を基準とし、所定年数での冷媒漏れ量を考慮して冷媒封入量を決定したとすると、冷媒封入量がオーバーチャージ点Ｐ１を超える製品が所定割合で製造されてしまう場合がある（図４（ｂ）のＢ部）。これらの製品では、異常高圧カットが頻繁に行われることにより冷凍能力が低下するため、空調性能が低下してしまう。

これに対し、本実施形態では受液器１２０の冷媒貯留性能が向上するため、図４（ａ）の曲線Ｃ１、Ｃ２に示すように冷媒安定域の範囲が拡大する。したがって本実施形態によれば、冷媒封入量のライン公差や経年の冷媒漏れを考慮して冷媒封入量を決定するのが容易になり、車両用空調装置の空調性能を長期に亘って維持できるようになる。

（第２実施形態）
次に、本発明の第２実施形態について図５及び図６を用いて説明する。本実施形態の熱交換装置を含む冷凍サイクルは、車両前席側の空調装置と車両後席側の空調装置とが独立して設けられたデュアルエアコンシステムに用いられる。図５は、本実施形態における熱交換装置１００を含む冷凍サイクル１５の構成を示す模式図である。

図５に示すように、本実施形態の冷凍サイクル１５は、過冷却部１３０と圧縮機２０との間で互いに分岐して再び合流する主流路１５ａ及び副流路１５ｂを有している。主流路１５ａには、膨張弁３１及び蒸発器４１が設けられている。副流路１５ｂには、膨張弁３２及び蒸発器４２が膨張弁３１及び蒸発器４１に対し並列に設けられている。また副流路１５ｂには、膨張弁３２及び蒸発器４２への冷媒の流入を遮断可能な電磁弁５０が設けられている。蒸発器４１は車両前席側の空調装置の冷却用熱交換器として用いられ、蒸発器４２は車両後席側の空調装置の冷却用熱交換器として用いられる。本実施形態では、車両前席側の空調装置のみを運転するシングル運転と、車両前席側及び後席側の双方の空調装置を運転するデュアル運転とが可能になっている。熱交換装置１００の構成は、第１実施形態の熱交換装置１００と同様である。

図６は、冷凍サイクル１５内への冷媒封入量と、冷凍サイクル１５作動時の高圧圧力及びサブクール温度との関係を示すグラフである。図６（ａ）は、本実施形態の受液器１２０を用いた場合における上記関係を示し、図６（ｂ）は、従来の受液器２２０を用いた場合における上記関係を示している。曲線Ｃ５、Ｃ９はシングル運転時の高圧圧力を示し、Ｃ６、Ｃ１０はシングル運転時のサブクール温度を示している。曲線Ｃ７、Ｃ１１はデュアル運転時の高圧圧力を示し、曲線Ｃ８、Ｃ１２はデュアル運転時のサブクール温度を示している。

図６（ｂ）に示すように、デュアルエアコンシステムの場合、デュアル運転時の高圧圧力及びサブクール温度の特性は、シングル運転時の特性に対してグラフ中の右上方にずれる。デュアルエアコンシステムでは、シングル運転時における高圧圧力とデュアル運転時における安定域での高圧圧力とが等しくなる点がオーバーチャージ点Ｐ３として設定される。したがって、デュアルエアコンシステムの冷媒封入量は、泡消え点Ｐ４以上オーバーチャージ点Ｐ３以下の冷媒安定域で決定される。

デュアルエアコンシステムの場合、第１実施形態のように１つの蒸発器４０を備えたシングルエアコンシステムと比較して、冷媒安定域が狭くなる傾向にある。したがって、冷媒封入量を決定する際に、冷媒封入量のライン公差や経年の冷媒漏れ量を確保するのがさらに困難であった。

これに対し、図６（ａ）に示すように、本実施形態では第１実施形態と同様に冷媒安定域の範囲を拡大できるため、冷媒封入量を決定する際にライン公差や経年の冷媒漏れ量を確保するのが容易になり、空調装置の空調性能を長期に亘って維持できるようになる。

（第３実施形態）
次に、本発明の第３実施形態について図７を用いて説明する。図７は、本実施形態における熱交換装置１５０を含む冷凍サイクル１６の構成を示す模式図である。図７に示すように、本実施形態では、空調装置の蒸発器４０表面で凝縮した凝縮水が流通する凝縮水流路の一部を外側空間１２６が構成しており、外側空間１２６を流通する伝熱抑制流体として凝縮水が用いられている。

蒸発器４０の下方には、蒸発器４０表面で凝縮して滴下した凝縮水を空調ケース外部に排水する排水口１６０が設けられている。排水口１６０には、凝縮水を流下させるドレインホース１６１の一端部が接続されている。ドレインホース１６１の他端部は、排水口１６０よりも下方に位置する外側空間１２６の流入部１６２に接続されている。流入部１６２は、外管１２１の管壁の上方部に形成されている。外側空間１２６において流入部１６２よりも下方（例えば外側空間１２６底部）には、流入した凝縮水を受液器１２０の外部に流出させて排水する流出部１６３が形成されている。これにより、蒸発器４０表面で凝縮した凝縮水は、排水口１６０、ドレインホース１６１及び流入部１６２を介して外側空間１２６に流入し、外側空間１２６内を下向きに流れて流出部１６３から外部に排出されるようになっている。

本実施形態において、外側空間１２６に流入する凝縮水の温度は例えば５℃程度であり、内側空間１２５内の液相冷媒よりも低温になっている。したがって、本実施形態によっても第１及び第２実施形態と同様の効果が得られる。

ここで本実施形態では、外側空間１２６に凝縮水を流通させているため、受液器１２０の内部腐食が生じ易くなってしまうおそれがある。このため、孔食による冷媒漏れを防ぐために、例えば外管１２１の内周面や内管１２２の外周面に犠牲腐食層を設けるか、あるいは、少なくとも一方の表面に犠牲腐食層が形成されたアルミニウム合金製のフィンを外側空間１２６に設けるようにしてもよい。

本実施形態の構成では、蒸発器４０での熱交換により冷却された空調空気の一部は、排水口１６０、ドレインホース１６１及び流入部１６２を介して凝縮水と共に外側空間１２６に流入し、不図示の排気口から外部に流出するようになっている。この空気の温度は例えば１０℃程度であり、内側空間１２５内の液相冷媒よりも低温であるため、受液器１２０の冷媒貯留性能を高める効果が得られる。また、ドレインホース１６１の途中において、凝縮水を別の箇所に流出させる孔部をドレインホース１６１側面に形成し、冷風のみを外側空間１２６に流入させるようにしても、第１及び第２実施形態と同様の効果が得られる。ここで、外側空間１２６に冷風を流すことにより笛吹き音等の異音が発生し易くなる場合があるが、排気口の位置や形状を調整することによって異音発生を抑制できる。

（その他の実施形態）
上記実施形態では、凝縮部１１０、受液器１２０及び過冷却部１３０が一体化された熱交換装置１００、１５０を例に挙げたが、受液器１２０は、冷凍サイクル１０、１５、１６において凝縮部１１０よりも下流側でかつ過冷却部１３０よりも上流側に配置されていれば、凝縮部１１０や過冷却部１３０から独立して設けられていてもよい。

また上記第１及び第２実施形態では、外側空間１２６において流入部１４１が流出部１４２よりも下方に設けられ、外側空間１２６内の低圧冷媒は上向きに流れるようになっているが、流入部１４１を流出部１４２よりも上方に設け、外側空間１２６内の低圧冷媒を下向きに流すようにしてもよい。

さらに上記第３実施形態では、外側空間１２６において流入部１６２が流出部１６３よりも上方に設けられ、外側空間１２６内の凝縮水は下向きに流れるようになっているが、流入部１６２を流出部１６３よりも下方に設け、外側空間１２６内の凝縮水を上向きに流すようにしてもよい。

また上記実施形態では、車両用の冷凍サイクルを例に挙げたが、車両用以外の冷凍サイクルにも適用できる。

第１実施形態における熱交換装置を含む冷凍サイクルの構成を示す模式図である。 第１実施形態における受液器をほぼ水平な平面で切断した断面を示す模式図である。 第１実施形態の受液器と従来の受液器とを比較して示す模式図である。 第１実施形態における冷凍サイクル内への冷媒封入量と、冷凍サイクル作動時の高圧圧力及びサブクール温度との関係を示すグラフである。 第２実施形態における熱交換装置を含む冷凍サイクルの構成を示す模式図である。 第２実施形態における冷凍サイクル内への冷媒封入量と、冷凍サイクル作動時の高圧圧力及びサブクール温度との関係を示すグラフである。 第３実施形態における熱交換装置を含む冷凍サイクルの構成を示す模式図である。

符号の説明

１０、１５、１６ 冷凍サイクル
２０ 圧縮機
３０、３１、３２ 膨張弁（減圧手段）
４０、４１、４２ 蒸発器
１００、１５０ 熱交換装置
１０１ 凝縮器
１１０ 凝縮部
１２０ 受液器
１２１ 外管
１２２ 内管
１２５ 内側空間
１２６ 外側空間
１３０ 過冷却部

Claims (5)

1. 冷媒を圧縮する圧縮機（２０）と、
   前記圧縮機（２０）で圧縮された冷媒を凝縮させる凝縮部（１１０）と、
   前記凝縮部（１１０）で凝縮した液相冷媒を過冷却する過冷却部（１３０）と、
   前記過冷却部（１３０）で過冷却された液相冷媒を減圧膨張させる減圧手段（３０）と、
   前記減圧手段（３０）で減圧膨張した冷媒を蒸発させて前記圧縮機（２０）に戻す蒸発器（４０）とを有する冷凍サイクル（１０）に用いられ、前記凝縮部（１１０）で凝縮した液相冷媒を貯留するとともに、貯留している液相冷媒を前記過冷却部（１３０）に供給する受液器であって、
   外管（１２１）と当該外管（１２１）の内側に設けられた内管（１２２）とを備えた二重管構造を有し、
   前記凝縮部（１１０）で凝縮した液相冷媒を前記内管（１２２）の内側に形成された内側空間（１２５）に貯留し、
   前記内側空間（１２５）に貯留されている液相冷媒に対する外部からの伝熱を抑制する伝熱抑制流体を、前記内管（１２２）の外側であって前記外管（１２１）の内側に形成された外側空間（１２６）に流通させることを特徴とする受液器。
2. 前記外側空間（１２６）は、前記蒸発器（４０）よりも下流側で前記圧縮機（２０）よりも上流側の冷媒流路の少なくとも一部を構成し、
   前記伝熱抑制流体として、前記蒸発器（４０）で蒸発した低圧冷媒が用いられることを特徴とする請求項１に記載の受液器。
3. 前記外側空間（１２６）は、前記蒸発器（４０）表面で凝縮した凝縮水が流通する凝縮水流路の少なくとも一部を構成し、
   前記伝熱抑制流体として、前記凝縮水が用いられることを特徴とする請求項１に記載の受液器。
4. 前記蒸発器（４０）は、空調装置の空気通路に配置されて空調空気を冷却する冷却用熱交換器であり、
   前記伝熱抑制流体として、前記蒸発器（４０）で冷却された空調空気の一部が用いられることを特徴とする請求項１又は３に記載の受液器。
5. 請求項１乃至４のいずれか１項に記載の受液器と、前記凝縮部（１１０）及び前記過冷却部（１３０）とが一体化された構造を有することを特徴とする熱交換装置。

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