JP2011202811A - ヒートポンプ式空調装置 - Google Patents

Abstract

【課題】暖房運転時にヒートポンプの成績係数及び暖房機能を向上するヒートポンプ式空調装置を提供する。
【解決手段】空調装置のエバポレータ２０は、ヘッダ管２２、ヘッダ管２３、冷媒を通流させるＵ字形状の流路２１ａを内蔵する複数の吸熱フィン２１等を有している。吸熱フィン２１は、Ｕ字形状の流路２１ａを内蔵しており、外気５１Ｂ上流側に第１流路２１ａ₁が配置され、外気５１Ｂ下流側に第２流路２１ａ₂が配置され、下方で連通流路２１ａ₃により連通されている。暖房運転状態において、冷媒は第１流路２１ａ₁の上端に流入して流下しながら外気５１Ｂの上流側と熱交換し、第２流路２１ａ₂を昇流しながら外気５１Ｂの下流側と熱交換する。冷媒の入口側で外気５１Ｂと大きな温度差の状態で冷媒密度の高い気液相側と熱交換ができるので、熱交換効率が比較例の暖房運転サイクルより高くなる。つまり、ヒートポンプの成績係数及び暖房機能が向上する。
【選択図】図２

Description

本発明は、ヒートポンプ式空調装置に関し、特に、エバポレータの構成に関する。

従来の空調装置の冷房運転サイクル（冷房運転状態）において、エバポレータ（本願発明の「第２熱交換器」に対応）では、スーパーヒート機能を付与し、エバポレータで効率良く熱交換を行うために、冷却すべき空気の流れの下流側に冷媒体（実施の形態における「冷媒」に対応）の流れの上流側を配するとともに、冷却すべき空気の流れの上流側に冷媒体の流れの下流側を配している。例えば、特許文献１には、エバポレータ出口側の冷媒体の過熱度に応じて絞り量を可変する温度差動式膨張弁を（本願発明の「減圧部」に対応）用いている。すなわち、感温筒からの信号を受け、常にエバポレータ出口側でのスーパーヒートが一定となるように温度差動式膨張弁の絞り量を可変する空調装置の技術が開示されている。

特開平０５−３１９０７７号公報（図１、段落００５８参照）

しかしながら、同じエバポレータを用いた暖房運転サイクル（暖房運転状態）においてヒートポンプとして作用させる際には、エバポレータ内の下流側（低圧側）の冷媒体密度が減少し、圧縮式ヒートポンプの成績係数及び暖房機能が低下する。
また、ヒートポンプとして作用する際に、エバポレータ内の低圧側冷媒体の圧力が低いため、圧力損失による冷媒体の温度降下の影響が大きく、冷媒体の温度とエバポレータで吸熱される空気の温度とが、互いの流れ方向に対して逆勾配（対向流である冷媒体の温度と、吸熱される空気の温度がそれぞれの流れ方向に温度低下）となるような熱交換状態では、冷媒体のエバポレータでの吸熱量が低下してしまう。

本発明は、前記した従来の課題を解決するものであり、暖房運転時にヒートポンプの成績係数及び暖房機能を向上するヒートポンプ式空調装置を提供することを目的とする。

前記課題を解決するために、請求項１に係る発明のヒートポンプ式空調装置は、冷媒体を圧送するコンプレッサと、相対的に低温の第１気体と高温の冷媒体との間で熱交換が可能な第１熱交換器（コンデンサ）と、減圧部と、相対的に高温の第２気体と低温の冷媒体との間で熱交換が可能な第２熱交換器（エバポレータ）と、を備え、第２熱交換器は、第２気体の流れ方向に延伸する冷媒体熱交換通路を有するとともに、冷媒体熱交換通路を通流する冷媒体は、第２気体の流れ方向に延伸する冷媒体熱交換通路の部分において第２気体の流れ方向と並行に流されることを特徴とする。

冷房運転状態ではスーパーヒート機能を有する第２熱交換器において、例えば、従来技術のように暖房運転状態においても外気（第２の気体）と対向流で熱交換させると、エバポレータである第２熱交換器がヒートポンプとして作用する際に、第２熱交換器内の下流側（低圧側）の冷媒体の圧力が低いため、圧力損失による冷媒体の温度降下の影響が大きく、冷媒体の温度と第２熱交換器で吸熱される空気の温度とが、互いの流れ方向に対して逆勾配（対向流である冷媒体の温度と、吸熱される空気の温度がそれぞれの流れ方向に温度低下）となるような熱交換状態では、冷媒体の第２熱交換器での吸熱量が低下してしまう。つまり、第２熱交換器において減圧され冷媒体の冷媒体密度が減少した下流側（出口側）で、比較的高温の外気の上流側と熱交換することになり、第２熱交換器における熱交換効率が低下し、結果として暖房運転時のヒートポンプの成績係数及び暖房機能が低下する。

請求項１に記載の発明によれば、エバポレータである第２熱交換器は、第２気体の流れ方向に延伸する冷媒体熱交換通路を有するとともに、冷媒体熱交換通路を通流する冷媒体は、第２気体の流れ方向に延伸する冷媒体熱交換通路の部分において第２気体の流れ方向と並行に流される。
そして、請求項１に記載の発明では、暖房運転状態においては、外気（第２の気体）と並行流で熱交換させるので、第２熱交換器における減圧が進んでいない冷媒体密度の高い冷媒体の上流側（入口側）で、比較的高温の外気の上流側と熱交換することになり、又、減圧の進んだ温度の低い冷媒体の下流側（出口側）で吸熱された比較的低温の外気の下流側とが熱交換することになる。従って、外気と冷媒体との温度差が入口から出口までほぼ均一になることと、冷媒体の下流側の冷媒密度が大きくなることと、第２熱交換器における冷媒体の上流側の冷媒体密度が大きいことと、外気と冷媒体との温度差が大きいこととにより、第２熱交換器における熱交換効率が向上し、ヒートポンプの成績係数及び暖房機能が向上する。
つまり、冷媒体の温度と第２熱交換器で吸熱される空気の温度とが、互いの流れ方向に対して同一方向の勾配（並行流である冷媒体の温度と、吸熱される空気の温度がそれぞれの流れ方向に温度低下）となるような熱交換状態なので、冷媒体の第２熱交換器での吸熱量が増加する。

請求項２に係る発明のヒートポンプ式空調装置は、請求項１に記載の発明の構成に加えて、第２熱交換器は、第１ヘッダ管と、第２ヘッダ管と、前記冷媒体熱交換通路を内蔵して冷媒体を通流させるＵ字形状の複数の熱交換要素と、を有し、熱交換要素が、冷媒体熱交換通路におけるＵ字形状の一方の縦方向の冷媒体熱交換通路部を第２気体の上流側に配置され、Ｕ字形状の他方の縦方向の冷媒体熱交換通路部を第２気体の下流側に配置されるように設置されるとともに、第１ヘッダ管が、熱交換要素それぞれのＵ字形状の一方の縦方向の冷媒体熱交換通路部と上端側で接続し、第２ヘッダ管が、熱交換要素それぞれのＵ字形状の他方の縦方向の冷媒体熱交換通路部と上端側で接続することを特徴とする。

請求項２に記載の発明によれば、熱交換要素が、冷媒体熱交換通路におけるＵ字形状の一方の縦方向の冷媒体熱交換通路部を、例えば、外気（第２気体）の上流側に配置され、Ｕ字形状の他方の縦方向の冷媒体熱交換通路部を外気（第２気体）の下流側に配置される。その結果、暖房運転状態においては、冷媒体熱交換通路におけるＵ字形状の一方の縦方向の冷媒体熱交換通路部が、比較的温度の高い外気（第２の気体）の上流側と熱交換させられ、Ｕ字形状の他方の縦方向の冷媒体熱交換通路部が外気（第２気体）の下流側と熱交換させられることになる。つまり、外気（第２の気体）と並行流で熱交換させるので、第２熱交換器における減圧が進んでいない冷媒体密度の高い冷媒体の上流側（入口側）で、比較的高温の外気の上流側と熱交換することになり、又、減圧の進んだ温度の低い冷媒体の下流側（出口側）と吸熱された比較的低温の外気の下流側とが熱交換することになる。従って、外気と冷媒体との温度差が入口から出口までほぼ均一になることと、冷媒体の下流側の冷媒密度が大きくなることと、第２熱交換器における冷媒体の上流側の冷媒体密度が大きいことと、外気と冷媒体との温度差が大きいこととにより、第２熱交換器における熱交換効率が向上し、ヒートポンプの成績係数及び暖房機能が向上する。
つまり、冷媒体の温度と第２熱交換器で吸熱される空気の温度とが、互いの流れ方向に対して同一方向の勾配（並行流である冷媒体の温度と、吸熱される空気の温度がそれぞれの流れ方向に温度低下）となるような熱交換状態なので、冷媒体の第２熱交換器での吸熱量が増加する。

請求項３に係る発明のヒートポンプ式空調装置は、冷媒体を圧送するコンプレッサと、相対的に温度差のある第１気体と冷媒体との間で熱交換が可能な第１熱交換器（コンデンサ）と、減圧部と、相対的に温度差のある第２気体と冷媒体との間で熱交換が可能な第２熱交換器（エバポレータ）と、を備え、
第２熱交換器は、第２気体の流れ方向に延伸する冷媒体熱交換通路を備えるとともに、第２熱交換器が相対的に低温の第２気体と高温にされた冷媒体との間で熱交換する際には、冷媒体熱交換通路を通流する冷媒体は、第２気体の流れ方向に延伸する冷媒体熱交換通路の部分において第２気体の流れ方向と対向して流され、
第２熱交換器が相対的に高温の第２気体と低温にされた冷媒体との間で熱交換する際には、冷媒体熱交換通路を通流する冷媒体は、第２気体の流れ方向に延伸する冷媒体熱交換通路の部分において第２気体の流れ方向と並行して流されることを特徴とする。

請求項３に記載の発明によれば、第２熱交換器が相対的に低温の第２気体と高温にされた冷媒体との間で熱交換する際（冷房運転状態）には、冷媒体熱交換通路を通流する冷媒体は、第２気体の流れ方向に延伸する冷媒体熱交換通路の部分において第２気体の流れ方向と対向して流され、第２熱交換器が相対的に高温の第２気体と低温にされた冷媒体との間で熱交換する際（暖房運転状態）には、冷媒体熱交換通路を通流する冷媒体は、第２気体の流れ方向に延伸する冷媒体熱交換通路の部分において第２気体の流れ方向と並行して流される。

従って、冷房運転状態においては、エバポレータである第２熱交換器において、外気（第２気体）と冷媒体が対向流で熱交換状態とすることができ、第２熱交換器の出口側で冷媒体にスーパーヒートをつけることができ、ヒートポンプの成績係数及び冷房機能が向上する。

これに対し、暖房運転状態においては、エバポレータである第２熱交換器において、外気（第２気体）と冷媒体が並行流で熱交換状態とすることができ、第２熱交換器における減圧が進んでいない冷媒体密度の高い冷媒体の上流側（入口側）で、比較的高温の外気の上流側と熱交換することになり、又、減圧の進んだ温度の低い冷媒体の下流側（出口側）と吸熱された比較的低温の外気の下流側とが熱交換することになる。従って、外気と冷媒体との温度差が入口から出口までほぼ均一になることと、冷媒体の下流側の冷媒密度が大きくなることと、第２熱交換器における冷媒体の上流側の冷媒体密度が大きいことと、外気と冷媒体との温度差が大きいこととにより、第２熱交換器における熱交換効率が向上し、ヒートポンプの成績係数及び暖房機能が向上する。
つまり、暖房運転状態では、冷媒体の温度と第２熱交換器で吸熱される空気の温度とが、互いの流れ方向に対して同一方向の勾配（並行流である冷媒体の温度と、吸熱される空気の温度がそれぞれの流れ方向に温度低下）となるような熱交換状態なので、第２熱交換器における冷媒体の第２熱交換器での吸熱量が増加する。

請求項４に係る発明のヒートポンプ式空調装置は、請求項３に記載の発明の構成に加え
さらに、第２熱交換器を通流する前記冷媒体の流れ方向を切り替える流れ方向切替手段を備え、第２熱交換器は、第１ヘッダ管と、第２ヘッダ管と、冷媒体熱交換通路を内蔵して冷媒体を通流させるＵ字形状の複数の熱交換要素と、を有し、熱交換要素が、冷媒体熱交換通路におけるＵ字形状の一方の縦方向の冷媒体熱交換通路部を第２気体の上流側に配置され、Ｕ字形状の他方の縦方向の冷媒体熱交換通路部を第２気体の下流側に配置されるように設置されるとともに、第１ヘッダ管が、熱交換要素それぞれのＵ字形状の一方の縦方向の冷媒体熱交換通路部と上端側で接続し、第２ヘッダ管が、熱交換要素それぞれのＵ字形状の他方の縦方向の冷媒体熱交換通路部と上端側で接続し、
冷房運転状態では、流れ方向切替手段は、第２ヘッダ管が第２熱交換器の冷媒体の入口側とし、第１ヘッダ管が第２熱交換器の冷媒体の出口側とする流れ方向に設定し、
暖房運転状態では、流れ方向切替手段は、第１ヘッダ管が第２熱交換器の冷媒体の入口側とし、第２ヘッダ管が第２熱交換器の冷媒体の出口側とする流れ方向に設定することを特徴とする。

請求項４に記載の発明によれば、冷房運転状態では、流れ方向切替手段は、第２ヘッダ管が第２熱交換器の冷媒体の入口側とし、第１ヘッダ管が第２熱交換器の冷媒体の出口側とする流れ方向に設定し、暖房運転状態では、流れ方向切替手段は、第１ヘッダ管が第２熱交換器の冷媒体の入口側とし、第２ヘッダ管が第２熱交換器の冷媒体の出口側とする流れ方向に設定する。

従って、冷房運転状態においては、エバポレータである第２熱交換器において、外気（第２気体）と冷媒体が対向流で熱交換状態とすることができ、第２熱交換器の出口側で冷媒体にスーパーヒートをつけることができ、ヒートポンプの成績係数及び冷房機能が向上する。

これに対し、暖房運転状態においては、エバポレータである第２熱交換器において、外気（第２気体）と冷媒体が並行流で熱交換状態とすることができる。つまり、外気（第２の気体）と並行流で熱交換させるので、第２熱交換器における減圧が進んでいない冷媒体密度の高い冷媒体の上流側（入口側）で、比較的高温の外気の上流側と熱交換することになり、又、減圧の進んだ温度の低い冷媒体の下流側（出口側）と吸熱された比較的低温の外気の下流側とが熱交換することになる。従って、外気と冷媒体との温度差が入口から出口までほぼ均一になることと、冷媒体の下流側の冷媒密度が大きくなることと、第２熱交換器における冷媒体の上流側の冷媒体密度が大きいことと、外気と冷媒体との温度差が大きいこととにより、第２熱交換器における熱交換効率が向上し、ヒートポンプの成績係数及び暖房機能が向上する。
つまり、冷媒体の温度と第２熱交換器で吸熱される空気の温度とが、互いの流れ方向に対して同一方向の勾配（並行流である冷媒体の温度と、吸熱される空気の温度がそれぞれの流れ方向に温度低下）となるような熱交換状態なので、冷媒体の第２熱交換器での吸熱量が増加する。

本発明によれば、暖房運転時にヒートポンプの成績係数及び暖房機能を向上するヒートポンプ式空調装置を提供することができる。

実施形態に係るヒートポンプ式空調装置の概略構成図である。 図１におけるエバポレータの構造の説明図であり、（ａ）は、エバポレータの斜視図、（ｂ）は、冷房運転状態における各熱交換要素内の冷媒の流れ説明図、（ｃ）は、暖房運転状態における各熱交換要素内の冷媒の流れ説明図である。 エバポレータの各熱交換要素内の流路の位置における空気温度と冷媒温度の説明図であり、（ａ）は、冷房運転状態時、対向流の場合の説明図、（ｂ）は、暖房運転状態時、並行流の場合の説明図、（ｃ）は、暖房運転状態時、対向流の場合（従来技術）の説明図である。 実施形態に係るヒートポンプ式空調装置の系統をモリエル線図上で示したものである。 暖房運転状態におけるエバポレータ内での圧損と吸熱量の関係の説明図である。 実施形態における暖房運転状態におけるエバポレータへ導入される外気温度と吸熱量の関係を従来技術と比較した説明図である。

以下に、本発明の実施形態に係る空調装置（ヒートポンプ式空調装置）１について図１、図２を参照しながら詳細に説明する。空調装置１は、車両用の空調装置に適用されたヒートポンプ式空調装置であり、冷房運転、暖房運転の両方の機能を有している。
図１は、実施形態に係るヒートポンプ式空調装置の概略構成図であり、図２は、図１におけるエバポレータの構造の説明図であり、（ａ）は、エバポレータの斜視図、（ｂ）は、冷房運転状態における各熱交換要素内の冷媒の流れ説明図、（ｂ）は、暖房運転状態における各熱交換要素内の冷媒の流れ説明図である。

図１では、後記する風路切替板４５Ａ，４５Ｂの設定位置や、後記する切替弁（流れ方向切替手段）１７Ａ，１７Ｂの流れ方向については、実線で暖房運転状態を示し、二点鎖線の仮想線で冷房運転状態を示してある。
図１に示すように本実施形態の空調装置１は、冷媒（冷媒体）を圧縮して高圧ガスとして吐出するコンプレッサ１０と、外気５１Ａ等と熱交換を行って冷媒を凝縮させるコンデンサ（第１熱交換器）１２と、コンデンサ１２で外気５１Ａに熱交換し凝縮された冷媒を膨張させる自動膨張弁（減圧部）１４と、自動膨張弁１４で減圧した冷媒を外気５１Ｂ等と熱交換を行うエバポレータ（第２熱交換器）２０と、エバポレータ２０内の冷媒の流れ方向を切り替える切替弁１７Ａ，１７Ｂと、配管１１,１３,１５，１６Ａ，１６Ｂ，１８Ａ，１８Ｂ等で構成される。

空調装置１は、その他にコンデンサ１２に外気５１Ａ等を取り込むファン４１Ａ、エバポレータ２０に外気５１Ｂ等を取り込むファン４１Ｂ、コンデンサ１２通過後の空気を暖房運転時にファン４１Ａの後方の風路４２Ａを経て車室側に取り込んだり、冷房運転時に逆に車室外に誘導して排出させたりする風路切替板４５Ａと、エバポレータ２０通過後の空気を暖房運転時に車室外に誘導して排出させたり、冷房運転時に逆にファン４１Ｂの後方の風路４２Ｂを経て車室側に取り込んだりする風路切替板４５Ｂと、コンプレッサ１０の回転速度の制御、ファン４１Ａ，４１Ｂの回転速度の制御、風路切替板４５Ａ，４５Ｂの角度位置の設定制御、切替弁１７Ａ，１７Ｂの動作等を制御する空調制御ＥＣＵ（Electric Control Unit）３０を備えている。

コンプレッサ１０から吐出された冷媒は、配管１１を経由してコンデンサ１２の入口に入り、冷媒の温度よりも相対的に低い温度の外気５１Ａ等と熱交換する。コンデンサ１２の出口から出た冷媒は、その出口に接続された配管１３を経由して、自動膨張弁１４に到り、自動膨張弁１４で減圧されて断熱膨張する。自動膨張弁１４を通過した冷媒は、配管１５を経由して切替弁１７Ａの開口端１７ａに到る。

なお、自動膨張弁１４は、エバポレータ２０から流出し、配管１９を流れる冷媒の温度や圧力を検知する手段（図示せず）を有し、エバポレータ２０から流出した冷媒の温度や圧力に応じて、自動膨張弁１４の開度を変えることにより、冷媒流量を変えている。具体的には、エバポレータ２０から流出した冷媒の圧力における蒸発温度に対し流出温度が高いほど、開度を大きくすることで、自動膨張弁１４から流出される冷媒量を増加させる。逆に、エバポレータ２０から流出された冷媒の温度が低いほど、開度を小さくすることにより、自動膨張弁１４から流出される冷媒量を減少させる。

切替弁１７Ａは、例えば、開口端１７ａ，１７ｂ，１７ｃを有し、ソレノイド１７ｄの通電、非通電により流れ方向を切り替えることができる三方弁である。切替弁１７Ａの開口端１７ｂに接続する配管１６Ａは、エバポレータ２０のヘッダ管（第１ヘッダ管）２２に接続している。切替弁１７Ａの開口端１７ｃに接続する配管１６Ｂは、配管１８Ａの途中にＴ字形に接続し、配管１８Ａを介してエバポレータ２０のヘッダ管（第２ヘッダ管）２３に接続している。

切替弁１７Ｂも、切替弁１７Ａと同様に、開口端１７ａ，１７ｂ，１７ｃを有し、ソレノイド１７ｄの通電、非通電により流れ方向を切り替えることができる三方弁である。切替弁１７Ｂの開口端１７ａに接続する配管１９は、自動膨張弁１４の前記した冷媒温度や圧力を検知する手段の部分で配管１５に近接し、コンプレッサ１０の吸入側に接続している。切替弁１７Ｂの開口端１７ｂに接続する配管１８Ａは、エバポレータ２０のヘッダ管２３に接続している。切替弁１７Ｂの開口端１７ｃに接続する配管１８Ｂは、配管１６Ａの途中にＴ字形に接続し、配管１６Ａを介してエバポレータ２０のヘッダ管２２に接続している。

空調制御ＥＣＵ３０の操作部３１が、車室側に設置されており、乗員の操作により、冷房運転や暖房運転の選択、目標室温の設定、風量の設定等が可能になっており、それにより空調制御ＥＣＵ３０は、コンプレッサ１０の回転速度制御をしたり、切替弁１７Ａ，１７Ｂのそれぞれの流れ方向の切り替え、風路切替板４５Ａによる車室側への温風５２Ａの導入、又は車室外への温風５２Ｂの排出の制御をするとともに、風路切替板４５Ｂによる車室外への冷風５３Ａの排出、又は車室側への冷風５３Ｂの導入の制御をしたり、ファン４１Ａ，４１Ｂの回転速度の制御をしたりする。
図１では、空調装置１は、暖房運転状態を示しており、風路切替板４５Ａは、コンデンサ１２で暖められた外気５１Ａを、実線で示すように温風５２Ａとして車室側に導入し、風路切替板４５Ｂは、エバポレータ２０で吸熱された外気５１Ｂを、実線で示すように冷風５３Ａとして車室外に排出している。冷房運転状態では、空調装置１は、風路切替板４５Ａは、コンデンサ１２で暖められた外気５１Ａを、二点鎖線の仮想線で示すように温風５２Ｂとして車室外に排出し、風路切替板４５Ｂは、エバポレータ２０で吸熱された外気５１Ｂを、二点鎖線の仮想線で示すように冷風５３Ｂとして車室内に導入する。

ちなみに、図１では省略されているが、矢印で示した外気５１Ａがコンデンサ１２に導入される前面側に、車室側からの戻り空気を導くダクト（図示せず）を配設し、そのダクト内に空調制御ＥＣＵ３０によりその開度が制御される循環量調節ダンパ（図示せず）を設け、車室内の空気を循環させることが好ましい。また、コンデンサ１２に導入される前面側に空調制御ＥＣＵ３０によりその開度が制御される外気量調節ダンパを設け、外気５１Ａの取り込み量を調節することが好ましい。
従って、特許請求の範囲の「第１気体」は、本実施形態における外気５１Ａのみに対応するとは限定されず、外気５１Ａと車室側からの循環空気の混ざったものにも対応する。

また、図１では省略されているが、矢印で示した外気５１Ｂがエバポレータ２０に導入される側（前面側）に、車室側からの戻り空気を導くダクト（図示せず）を配設し、そのダクト内に空調制御ＥＣＵ３０によりその開度が制御される循環量調節ダンパ（図示せず）を設け、車室内の空気を循環させることが好ましい。また、空調制御ＥＣＵ３０によりその開度が制御される外気量調節ダンパを設け、外気５１Ｂの取り込み量を調節することが好ましい。
従って、特許請求の範囲の「第２気体」は、本実施形態における外気５１Ｂのみに対応するとは限定されず、外気５１Ｂと車室側からの循環空気の混ざったものにも対応する。

次に、図２を参照しながら、エバポレータ２０の構造について説明する。図２は、図１におけるエバポレータの構造の説明図であり、（ａ）は、エバポレータの斜視図、（ｂ）は、冷房運転状態における各熱交換要素内の冷媒の流れ説明図、（ｃ）は、暖房運転状態における各熱交換要素内の冷媒の流れ説明図である。
なお、図２でも、前記した車室側からの戻り空気をエバポレータ２０の前面側（外気５１Ｂの流入する側）に導くダクトや、その中に内蔵されるダンパは図示してない。

エバポレータ２０は、例えば、車両のエンジンルームの前側に配置され、図２の（ａ）に示すように、車両前方からの外気５１Ｂの流れに対して、上下方向に直交するように、かつ、外気５１Ｂの流れ方向に薄板状の面が沿うように複数の吸熱フィン（熱交換要素）２１が、所定の間隙を取って一定の間隔で複数配置されている。
各吸熱フィン２１は、図２の（ｂ）に示すように、Ｕ字形状の流路（冷媒体熱交換通路）２１ａを内蔵し、流路２１ａは、例えば、外気５１Ｂが導入される側（上流側）の第１流路２１ａ₁と、外気５１Ｂの流れの下流側の第２流路２１ａ₂とに流路区画部２１ｂで区画され、第１流路２１ａ₁及び第２流路２１ａ₂それぞれの下端部を連通させる連通流路２１ａ₃とから構成されている。
ここで、第１流路２１ａ₁が特許請求の範囲に記載の「冷媒体熱交換通路における前記Ｕ字形状の一方の縦方向の冷媒体熱交換通路部」に対応し、第２流路２１ａ₂が「冷媒体熱交換通路における前記Ｕ字形状の他方の縦方向の冷媒体熱交換通路部」に対応する。
また、連通流路２１ａ₃が、特許請求の範囲に記載の「第２気体の流れ方向に延伸する冷媒体熱交換通路の部分」に対応する。
ここで、流路２１ａは、Ｕ字形状と例示したが、Ｕ字形状の中には、連通流路２１ａ₃が外気５１Ｂの流れ方向に沿ってより長い、例えば、ヘッダ管２２，２３よりも下方側に連通流路２１ａ₃が突出して外気５１Ｂと熱交換可能とするように第１流路２１ａ₁、第２流路２１ａ₂の下方への長さを最低限確保した漢字の部首である「かんにょう」、又は「うけばこ」と呼ばれる「凵」の字形状も含むものとする。

第１流路２１ａ₁の上端部はヘッダ管２２に連通し、第２流路２１ａ₂の上端部はヘッダ管２３に連通している。
そして、冷房運転状態では、図２の（ｂ）に示すように冷媒は、ヘッダ管２３から後側の第２流路２１ａ₂に流入し、外気５１Ｂと熱交換しながら流下し、連通流路２１ａ₃を外気５１Ｂの流れと対向して流れて、前側の第１流路２１ａ₁を昇流し、ヘッダ管２２に流入する。ここで、エバポレータ２０の流路２１ａは、冷房運転状態において、前記した自動膨張弁１４の動作と協調してスーパーヒート（過熱度）を確保するように冷媒が減圧されるだけの圧損を生じるように設定してある。
また、暖房運転状態では、図２の（ｃ）に示すように冷媒は、ヘッダ管２２から前側の第１流路２１ａ₁に流入し、外気５１Ｂと熱交換しながら流下し、連通流路２１ａ₃を外気５１Ｂの流れと並行して流れて、後側の第２流路２１ａ₂を昇流し、ヘッダ管２３に流入する。

図１に戻って、空調装置１における冷房運転と、暖房運転との前記したエバポレータ２０の流路２１ａの流れ方向の切替方法について説明する。
図１に示すように、暖房運転状態では、切替弁１７Ａは、開口端１７ａと開口端１７ｂとの間を開弁状態とし、開口端１７ｃ側を閉弁状態とし、冷媒の流れ方向を実線矢印で示すように配管１５から配管１６Ａ方向に流す。また、そのとき、図１に示すように、切替弁１７Ｂは、開口端１７ａと開口端１７ｂとの間を開弁状態とし、開口端１７ｃ側を閉弁状態とし、冷媒の流れ方向を実線矢印で示すように配管１８Ａから配管１９方向に流す。
つまり、図２の（ｃ）に示すようなエバポレータ２０の流路２１ａ内の冷媒の流れとなる。

図１に示すように、冷房運転状態では、切替弁１７Ａは、開口端１７ａと開口端１７ｃとの間を開弁状態とし、開口端１７ｂ側を閉弁状態とし、冷媒の流れ方向を二点鎖線の仮想線の矢印で示すように配管１５から配管１６Ｂを介して配管１８Ａ方向に流す。また、そのとき、図１に示すように、切替弁１７Ｂは、開口端１７ａと開口端１７ｃとの間を開弁状態とし、開口端１７ｂ側を閉弁状態とし、冷媒の流れ方向を二点鎖線の仮想線の矢印で示すように配管１６Ａから配管１８Ｂを介して配管１９方向に流す。
つまり、図２の（ｂ）に示すようなエバポレータ２０の流路２１ａ内の冷媒の流れとなる。

次に、図３から図６を参照しながら、本実施形態におけるエバポレータ２０内の冷房運転状態及び暖房運転状態における冷媒の温度について、特に、暖房運転状態における冷媒の吸熱作用について説明する。図３は、エバポレータの各熱交換要素内の流路の経路位置における空気温度と冷媒温度の説明図であり、（ａ）は、冷房運転状態時、対向流の場合の説明図、（ｂ）は、暖房運転状態時、並行流の場合の説明図、（ｃ）は、暖房運転状態時、対向流の場合（従来技術）の説明図である。

図３における横軸は、エバポレータ２０内の流路２１ａのヘッダ管２２（図３中の、経路位置の左側）からヘッダ管２３（図３中の、経路位置の右側）までの経路位置（図３中、「エバポレータ内の経路位置」と表示）を示している。図３における縦軸は、エバポレータ２０において熱交換される空気の入口側からの温度の変化、冷媒の入口側からの温度の変化を、矢印を付して示している。
なお、外気５１Ｂ（図２参照）については、流路２１ａに沿って流れるのではなく、第１流路２１ａ₁，第２流路２１ａ₂を横切るように流れ、連通流路２１ａ₃においてはそれに沿って流れるので、空気温度については、エバポレータ内の経路位置に対しては模式的な温度変化を示している。

図４は、実施形態に係るヒートポンプ式空調装置の系統をモリエル線図上で示したものである。図４において、縦軸は冷媒の圧力（単位ＭＰａ）を常用対数で示し、横軸は、冷媒のエンタルピー（単位ｋＪ／ｋｇ）を示している片対数のグラフ表示である。
左側の太実線は冷媒の飽和液線を示し、右側の太実線は冷媒の飽和蒸気線を示し、左右の太実線で囲まれた領域が冷媒の気液相（気液混合相）を示し、飽和液線の左側の領域が冷媒の液相を示し、飽和蒸気線の右側の領域が冷媒の気相を示している。
本実施形態の空調装置１の冷房運転状態は、図４のモリエル線図において細実線で冷房運転サイクル１００で示したものであり、コンプレッサ１０、コンデンサ１２、自動膨張弁１４、エバポレータ２０をそれぞれモリエル線図上のコンプレッサ１１０、コンデンサ１１２、自動膨張弁１１４、エバポレータ１２０で示している。
本実施形態の空調装置１の暖房運転状態は、図４のモリエル線図において太実線で表示した暖房運転サイクル２００で示したものであり、コンプレッサ１０、コンデンサ１２、自動膨張弁１４、エバポレータ２０をそれぞれモリエル線図上のコンプレッサ２１０、コンデンサ２１２、自動膨張弁２１４、エバポレータ２２０で示している。

そして、比較例として、従来技術の空調装置の暖房運転状態は、図４のモリエル線図において二点鎖線の仮想線で表示した暖房運転サイクル３００で示したものであり、コンプレッサ１０、コンデンサ１２、自動膨張弁１４、エバポレータ２０をそれぞれモリエル線図上のコンプレッサ３１０、コンデンサ３１２、自動膨張弁３１４、エバポレータ３２０で示している。

（冷房運転状態の作用説明）
図３の（ａ）に示すように冷房運転状態では、外気温度は、例えば、４０℃前後と考えると、エバポレータ２０において、図２の（ｂ）に示すような外気５１Ｂと冷媒とは対向流で熱交換をし、外気５１Ｂから吸熱して空気温度を低下させる。エバポレータ２０内を流れる冷媒は、ヘッダ管２３からの経路（図３中の経路位置の右側から左側）に沿って吸熱によって液相よりも気相の割合が増加しながらも、冷媒の流路２１ａでの圧損による減圧によってやや冷媒温度が低下する。しかし、流路２１ａの出口側（第１流路２１ａ₁）の上端部近傍では、冷媒が気相１００％になってからも外気５１Ｂの流入側と熱交換をするように、つまり、冷媒の出口側で高い温度の空気と熱交換するように流路が切り替えられており、冷媒の圧損による温度低下以上に、スーパーヒートされ、熱交換の効率を上げている。図４のモリエル線図上では、このスーパーヒートは、冷媒の飽和蒸気線よりも右側にエバポレータ１２０を示す四角枠が延長されていることがそれを示す。

ちなみに、モリエル線図上で冷媒の飽和液線と飽和蒸気線で囲まれた冷媒の気液相の領域においては、冷媒圧力が一定なら、吸熱により液相から気相になる潜熱分だけ吸熱するが冷媒温度は一定である、つまり、等温曲線は水平である。しかし、飽和蒸気線の右側では等温曲線は、右下方下がり、又は、垂直下方になり、エバポレータ１２０において飽和蒸気線よりも右側に延長されていることは、温度上昇、つまり、スーパーヒートされていることを示している。このように、本実施形態では、冷房運転状態において、冷媒をスーパーヒートすることができ、ヒートポンプの成績係数及び冷房機能が向上する。

（暖房運転状態の作用説明）
図３の（ｂ）に示すように暖房運転状態では、外気温度は、例えば、０℃前後と考えると、エバポレータ２０において、図２の（ｂ）に示すような外気５１Ｂと冷媒との並行流で熱交換をし、外気５１Ｂから吸熱する。エバポレータ２０内を流れる冷媒は、ヘッダ管２２からの経路（図３中の経路位置の左側から右側）に沿って吸熱によって液相よりも気相の割合が増加しながらも、冷媒の圧力が冷房運転状態よりもより初期値が低い状態でさらに冷媒の流路２１ａでの圧損による減圧によって冷媒温度が低下する。図３の（ｃ）に示す比較例の暖房運転状態でも、外気温度は、例えば、０℃前後と考えると、エバポレータ２０において、図２の（ｃ）に示すような外気５１Ｂと冷媒との対向流で熱交換をし、外気５１Ｂから吸熱する。エバポレータ２０内を流れる冷媒は、ヘッダ管２３からの経路（図３中の経路位置の右側から左側）に沿って吸熱によって液相よりも気相の割合が増加しながらも、冷媒の圧力が冷房運転状態よりもより初期値が低い状態でさらに冷媒の流路２１ａでの圧損による減圧によって冷媒温度が低下する。
ちなみに、モリエル線図上で冷媒圧力の絶対値が低いほど、同じ冷媒の圧損による温度低下はより大きくなる。

図４において本実施形態の暖房運転サイクル２００と仮想線で示した比較例（従来技術）の暖房運転サイクル３００とで比較する。暖房運転サイクル２００では、エバポレータ２２０に入った吸熱される前の外気５１Ｂは、第１流路２１ａ₁において冷媒の液相割合が高い、つまり、冷媒密度の高い気液相側（入口側）と熱交換をし、吸熱されて空気温度が低い状態で第２流路２１ａ₂において冷媒の気相側（出口側）と熱交換をする。
これに対し、比較例の暖房運転サイクル３００では、エバポレータ３２０に入った吸熱される前の外気５１Ｂは、第１流路２１ａ₁において冷媒の気相側、つまり、冷媒密度の低い気相側（出口側）と熱交換をし、吸熱されて空気温度が低い状態で第２流路２１ａ₂において冷媒の液相割合の高い、つまり、冷媒密度の高い気液相側（入口側）と熱交換をする。

従って、比較例の暖房運転サイクル３００では、冷媒の入口側で外気５１Ｂとの温度差が小さい状態で、冷媒密度が高い気液相側と熱交換して、熱交換効率が低いのに対し、本実施形態の暖房運転サイクル２００では、冷媒の入口側で外気５１Ｂと大きな温度差の状態で冷媒密度の高い気液相側と熱交換ができるので、熱交換効率が暖房運転サイクル３００より高くなる。つまり、ヒートポンプの成績係数及び暖房機能が向上する。
この結果は、図３の（ｂ）に示すように本実施形態ではエバポレータ２０通過時の空気温度の低下量（吸熱量）が、図３の（ｃ）に示す比較例におけるエバポレータ２０通過時の空気温度の低下量（吸熱量）よりも大きくなることで示される。

図５は、暖房運転状態におけるエバポレータ内での圧損と吸熱量の関係の説明図である。流路２１ａを冷媒が通流するときの圧損が低いほど吸熱量が大きくなる傾向を示している。図６は、実施形態における暖房運転状態におけるエバポレータへ導入される外気温度と吸熱量の関係を従来技術と比較した説明図である。図６の横軸は外気温度（図６中、「吸熱空気温度［℃］」と表示）を示し、縦軸は吸熱量（単位ｋＷ）を示す。本発明によれば、暖房運転状態で、冷媒の流れ方向を外気５１Ｂの流れと並行流にすることによりエバポレータ２０に流入する吸熱空気温度（外気温度）が−１５℃ぐらいでは、冷媒を外気５１Ｂに対し対向流で流す従来技術よりも約１７％も吸熱量が増加し、吸熱空気温度が０℃ぐらいでは約１０％も吸熱量が増加する。そして、この差は外気５１Ｂの温度が１５℃ぐらいまで続くことが示されている。

本実施形態によれば、冷房運転状態では、エバポレータ２０における冷媒の流れ方向を外気５１Ｂに対して対向流とすることができ、スーパーヒートを利用でき、ヒートポンプ成績係数及び冷房機能を向上することができるとともに、暖房運転状態ではエバポレータ２０における冷媒の流れ方向を外気５１Ｂに対して並行流とすることができ、ヒートポンプ成績係数及び暖房機能を従来の対向流よりも向上することができる。
その結果、同一暖房能力の要求仕様に対し、エバポレータ２０を小型化することができる。
また、暖房運転の開始直後は、コンプレッサ１０が十分冷媒の圧力を高めておらず、エバポレータ２０内の冷媒の圧力低下が大きい場合でも、比較例の場合よりも外気（吸熱空気）からの吸熱量を大きくすることができ、暖房運転の立ち上がりが比較例よりも早くなる。

《変形例》
本実施形態では、車両用の空調装置を例に説明したが、それに限定されるものではなく、家庭用、業務用の空調装置にも適用可能である。
また、冷暖房切り替え可能な空調装置を例に説明したが、暖房専用のヒートポンプ式空調装置にも適用可能なことはいうまでもない。

１ 空調装置（ヒートポンプ式空調装置）
１０ コンプレッサ
１２ コンデンサ（第１熱交換器）
１４ 自動膨張弁（減圧部）
１７Ａ，１７Ｂ 切替弁（流れ方向切替手段）
２０ エバポレータ（第２熱交換器）
２１ 吸熱フィン（熱交換要素）
２１ａ 流路（冷媒体熱交換通路）
２１ａ₁ 第１流路（一方の縦方向の冷媒体熱交換通路部）
２１ａ₂ 第２流路（他方の縦方向の冷媒体熱交換通路部）
２１ａ₃ 連通流路
２１ｂ 流路区画部
２２ ヘッダ管（第１ヘッダ管）
２３ ヘッダ管（第２ヘッダ管）
３０ 空調制御ＥＣＵ
５１Ａ 外気（第１気体）
５１Ｂ 外気（第２気体）
１００ 冷房運転サイクル
１１０ コンプレッサ
１１２ コンデンサ（第１熱交換器）
１１４ 自動膨張弁（減圧部）
１２０ エバポレータ（第２熱交換器）
２００ 暖房運転サイクル
２１０ コンプレッサ
２１２ コンデンサ（第１熱交換器）
２１４ 自動膨張弁（減圧部）
２２０ エバポレータ（第２熱交換器）

Claims (4)

1. 冷媒体を圧送するコンプレッサと、
   相対的に低温の第１気体と高温の前記冷媒体との間で熱交換が可能な第１熱交換器と、
   減圧部と、
   相対的に高温の第２気体と低温の前記冷媒体との間で熱交換が可能な第２熱交換器と、を備え、
   前記第２熱交換器は、
   前記第２気体の流れ方向に延伸する冷媒体熱交換通路を有するとともに、
   該冷媒体熱交換通路を通流する前記冷媒体は、前記第２気体の流れ方向に延伸する前記冷媒体熱交換通路の部分において前記第２気体の流れ方向と並行に流されることを特徴とするヒートポンプ式空調装置。
2. 前記第２熱交換器は、
   第１ヘッダ管と、
   第２ヘッダ管と、
   前記冷媒体熱交換通路を内蔵して前記冷媒体を通流させるＵ字形状の複数の熱交換要素と、を有し、
   前記熱交換要素が、前記冷媒体熱交換通路における前記Ｕ字形状の一方の縦方向の冷媒体熱交換通路部を前記第２気体の上流側に配置され、前記Ｕ字形状の他方の縦方向の冷媒体熱交換通路部を前記第２気体の下流側に配置されるように設置されるとともに、
   前記第１ヘッダ管が、前記熱交換要素それぞれの前記Ｕ字形状の一方の縦方向の冷媒体熱交換通路部と上端側で接続し、
   前記第２ヘッダ管が、前記熱交換要素それぞれの前記Ｕ字形状の他方の縦方向の冷媒体熱交換通路部と上端側で接続することを特徴とする請求項１に記載のヒートポンプ式空調装置。
3. 冷媒体を圧送するコンプレッサと、
   相対的に温度差のある第１気体と前記冷媒体との間で熱交換が可能な第１熱交換器と、
   減圧部と、
   相対的に温度差のある第２気体と前記冷媒体との間で熱交換が可能な第２熱交換器と、を備え、
   前記第２熱交換器は、
   前記第２気体の流れ方向に延伸する冷媒体熱交換通路を備えるとともに、
   前記第２熱交換器が相対的に低温の前記第２気体と高温にされた前記冷媒体との間で熱交換する際には、前記冷媒体熱交換通路を通流する前記冷媒体は、前記第２気体の流れ方向に延伸する前記冷媒体熱交換通路の部分において前記第２気体の流れ方向と対向して流され、
   前記第２熱交換器が相対的に高温の前記第２気体と低温にされた前記冷媒体との間で熱交換する際には、前記冷媒体熱交換通路を通流する前記冷媒体は、前記第２気体の流れ方向に延伸する前記冷媒体熱交換通路の部分において前記第２気体の流れ方向と並行して流されることを特徴とするヒートポンプ式空調装置。
4. さらに、前記第２熱交換器を通流する前記冷媒体の流れ方向を切り替える流れ方向切替手段を備え、
   前記第２熱交換器は、
   第１ヘッダ管と、
   第２ヘッダ管と、
   前記冷媒体熱交換通路を内蔵して前記冷媒体を通流させるＵ字形状の複数の熱交換要素と、を有し、
   前記熱交換要素が、前記冷媒体熱交換通路における前記Ｕ字形状の一方の縦方向の冷媒体熱交換通路部を前記第２気体の上流側に配置され、前記Ｕ字形状の他方の縦方向の冷媒体熱交換通路部を前記第２気体の下流側に配置されるように設置されるとともに、
   前記第１ヘッダ管が、前記熱交換要素それぞれの前記Ｕ字形状の一方の縦方向の冷媒体熱交換通路部と上端側で接続し、
   前記第２ヘッダ管が、前記熱交換要素それぞれの前記Ｕ字形状の他方の縦方向の冷媒体熱交換通路部と上端側で接続し、
   冷房運転状態では、前記流れ方向切替手段は、前記第２ヘッダ管が前記第２熱交換器の前記冷媒体の入口側とし、前記第１ヘッダ管が前記第２熱交換器の前記冷媒体の出口側とする流れ方向に設定し、
   暖房運転状態では、前記流れ方向切替手段は、前記第１ヘッダ管が前記第２熱交換器の前記冷媒体の入口側とし、前記第２ヘッダ管が前記第２熱交換器の前記冷媒体の出口側とする流れ方向に設定することを特徴とする請求項３に記載のヒートポンプ式空調装置。

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