JP2014231943A - 冷凍サイクル装置 - Google Patents

Abstract

【課題】サイクルを循環する循環冷媒流量の変化によらず、冷凍サイクル装置に高いＣＯＰを発揮させる。
【解決手段】冷媒を放熱させる放熱器１２としてパス構成を変更することで冷媒が放熱しながら流通する熱交換距離Ｌｈｘを変更可能に構成されたものを採用し、圧縮機から吐出された冷媒の吐出冷媒圧力Ｐｄが、熱交換距離Ｌｈｘを最短距離Ｌｍｉｎとしたときの最短時吐出冷媒圧力Ｐｄｍｉｎ以下となるように、熱交換距離Ｌｈｘを変化させる。これにより、循環冷媒流量の変化によらず、圧縮機の消費動力の増加を抑制して、冷凍サイクル装置に高いＣＯＰを発揮させる。
【選択図】図３

Description

本発明は、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、蒸気圧縮式の冷凍サイクル装置に適用される放熱器（凝縮器）であって、冷媒を流通させる流路構成（パス構成）を変更可能に構成されたものが開示されている。より具体的には、この特許文献１の放熱器は、いわゆるタンクアンドチューブ型の熱交換器で構成されており、タンク内に形成される空間を仕切るセパレータに設けられた開閉弁を開閉することによって、流路構成を変更可能に構成されている。

さらに、特許文献１の放熱器では、冷凍サイクルを循環する循環冷媒流量が予め定めた基準流量以上となった際（以下、高流量時という。）には、放熱器内の冷媒流路の流路断面積を増加させるように流路構成を変更し、循環冷媒流量が基準流量よりも少なくなった際（以下、低流量時という。）には、放熱器内の冷媒流路の流路断面積を縮小させるように流路構成を変更している。

つまり、特許文献１の放熱器では、循環冷媒流量の増加に伴って放熱器内の冷媒流路の流路断面積を拡大させることによって、冷媒が放熱器を流通する際に生じる圧力損失の増加を抑制している。

特開平４−３０９７６５号公報

ところが、特許文献１の放熱器が適用された冷凍サイクル装置を実際に作動させると、高流量時には、放熱器における圧力損失の増加が抑制されて、冷凍サイクル装置に高い成績係数（ＣＯＰ）を発揮させることができるものの、低流量時には、冷凍サイクル装置に所望のＣＯＰを発揮させることができないことがあった。

そこで、本発明者らがその原因について調査したところ、後述するように、高流量時に冷凍サイクルに高いＣＯＰを発揮させるために適切な放熱器の仕様（具体的には、放熱器の圧力損失および放熱器にて冷媒が空気に放熱しながら流通する熱交換距離）と、低流量時に冷凍サイクル装置に高いＣＯＰを発揮させるために適切な放熱器の仕様が異なることが原因であると判った。

つまり、特許文献１の放熱器が適用された冷凍サイクル装置では、高流量時に冷凍サイクル装置が高いＣＯＰを発揮できるように放熱器の仕様が決定されていたため、低流量時に、単に冷媒流路の流路断面積が縮小するように放熱器の流路構成を変更するだけでは、放熱器の仕様を適切に変更することができず、冷凍サイクル装置に所望のＣＯＰを発揮させることができないことがあった。

本発明は、上記点に鑑み、サイクルを循環する循環冷媒流量の変化によらず、冷凍サイクル装置に高い成績係数（ＣＯＰ）を発揮させることを目的とする。

本発明は、以下の解析的知見に基づいて案出されたものである。まず、本発明者らは、従来技術の放熱器（凝縮器）のように、同一の放熱器において冷媒と空気とを熱考案させる熱交換部の面積を変化させることなく流路構成（パス構成）を変化させると、放熱器内の冷媒流路の流路断面積のみならず、熱交換距離が変化することに着眼した。

前述の如く、熱交換距離とは、冷媒が放熱器にて空気に放熱しながら流通する距離である。従って、従来技術の放熱器のように、パスの数を変化させて冷媒流路の流路断面積を変化させる構成では、パスの数を増加させるに伴って、流路断面積が縮小するだけでなく、熱交換距離も長くなる。

なお、タンクアンドチューブ型の熱交換器におけるパスとは、タンク内に形成された同一の分配空間内の冷媒をタンク内に形成された同一の集合空間へ向けて同一の方向へ流すチューブ群によって形成される冷媒流路と定義することができる。

ここで、熱交換距離が長くなるに伴って、放熱器内の冷媒流路の流路断面積が縮小するので、放熱器における圧力損失が増加する。従って、熱交換距離を短くすることは、放熱器における圧力損失を減少させて圧縮機の消費動力を低減させることができるという点で、冷凍サイクル装置に高いＣＯＰを発揮させるために有効な手段と考えられる。

一方、熱交換距離が長くなるに伴って、冷媒と空気との熱交換量を増加させやすくなるので、放熱器にて冷媒を充分に冷却しやすくなる。従って、熱交換距離を長くすることも、サイクルの高圧側冷媒圧力を低下させて圧縮機の消費動力を低減させることができるという点で、冷凍サイクル装置に高いＣＯＰを発揮させるために有効な手段と考えられる。

つまり、循環冷媒流量の変化によらず、冷凍サイクル装置に高いＣＯＰを発揮させるためには、循環冷媒流量に応じて、熱交換距離を短くして圧力損失を減少させることによるＣＯＰ向上効果および熱交換距離を長くして冷媒を充分に冷却することによるＣＯＰ向上効果のうち、高い効果が得られる方が選択されるように熱交換距離を変化させればよい。

このことを、従来技術の放熱器について検討すると、高流量時には、図８に示すように、熱交換距離が長くなるに伴って放熱器における圧力損失が大きく増加しており、熱交換距離を短くして圧力損失を減少させることによるＣＯＰ向上効果が高くなっている。従って、従来技術の放熱器では、高流量時には、熱交換距離を短くして圧力損失を減少させた仕様とすることで、冷凍サイクル装置に高いＣＯＰを発揮させることができる。

一方、低流量時には、図９に示すように、熱交換距離が長くなるに伴って放熱器における圧力損失が増加するものの、その増加度合が高流量時よりも少なく、熱交換距離を長くして冷媒を充分に冷却することによるＣＯＰ向上効果が高くなっている。従って、従来技術の放熱器では、低流量時には、圧力損失が増加しても熱交換距離を充分に長くした仕様とすることで、冷凍サイクル装置に高いＣＯＰを発揮させることができる。

さらに、熱交換距離を短くすることによるＣＯＰ向上効果および熱交換距離を長くすることによるＣＯＰ向上効果のうち、高い効果が得られる方を選択するためには、実際に圧縮機が消費する消費動力を減少させるように熱交換距離を変化させればよい。

そこで、請求項１に記載の発明では、冷媒を圧縮して吐出する圧縮機（１１）、および圧縮機（１１）から吐出された冷媒を放熱させる放熱器（１２）を有する蒸気圧縮式の冷凍サイクル装置であって、
放熱器（１２）にて冷媒が放熱しながら流通する距離を熱交換距離（Ｌｈｘ）としたときに、熱交換距離（Ｌｈｘ）を変化させる熱交換距離変更手段（１２７ａ、１２７ｂ、１５ａ、１５ｂ）を備え、
熱交換距離変更手段（１２７ａ…１５ｂ）は、圧縮機（１１）から吐出された冷媒の吐出冷媒圧力（Ｐｄ）が、圧縮機（１１）の冷媒吐出能力を変化させることなく熱交換距離（Ｌｈｘ）を最短距離（Ｌｍｉｎ）としたときの最短時吐出冷媒圧力（Ｐｄｍｉｎ）以下となるように、熱交換距離（Ｌｈｘ）を変化させるものであることを特徴としている。

これによれば、圧縮機（１１）から吐出された冷媒の吐出冷媒圧力（Ｐｄ）が最短時吐出冷媒圧力（Ｐｄｍｉｎ）以下となるように、熱交換距離変更手段（１２７ａ、１２７ｂ）が熱交換距離（Ｌｈｘ）を変化させるので、サイクルを循環する循環冷媒流量が変化しても、放熱器（１２）における圧力損失および熱交換距離（Ｌｈｘ）を適切に変化させて、圧縮機（１１）の消費動力の増加を抑制できる。

より詳細には、循環冷媒流量が増加し、熱交換距離（Ｌｈｘ）を短くして放熱器（１２）における圧力損失を減少させることによるＣＯＰ向上効果が高くなる際には、熱交換距離変更手段（１２７ａ、１２７ｂ）が熱交換距離（Ｌｈｘ）を最短距離（Ｌｍｉｎ）として、吐出冷媒圧力（Ｐｄ）を最短時吐出冷媒圧力（Ｐｄｍｉｎ）とするので、圧縮機（１１）の消費動力の増加を抑制できる。

また、循環冷媒流量が減少し、熱交換距離（Ｌｈｘ）を長くして冷媒を充分に冷却することによるＣＯＰ向上効果が高くなる際には、熱交換距離変更手段（１２７ａ、１２７ｂ）が吐出冷媒圧力（Ｐｄ）を最短時吐出冷媒圧力（Ｐｄｍｉｎ）より低くなるように熱交換距離（Ｌｈｘ）を変化させるので、圧縮機（１１）の消費動力の増加を抑制できる。

つまり、本請求項に記載の発明によれば、サイクルを循環する循環冷媒流量の変化によらず、圧縮機（１１）の消費動力が増加してしまうことを抑制でき、冷凍サイクル装置に高い成績係数（ＣＯＰ）を発揮させることができる。

また、具体的に、放熱器（１２）として、内部に冷媒を流通させる複数のチューブ（１２１）、および複数のチューブ（１２１）を流通する冷媒の集合あるいは分配を行うタンク（１２２、１２３）を有して構成された、いわゆるタンクアンドチューブ型のものを採用し、さらに、熱交換距離変更手段（１２７ａ、１２７ｂ）として、パスの数を変化させることによって、熱交換距離（Ｌｈｘ）を変化させるものを採用すればよい。

つまり、熱交換距離変更手段（１２７ａ、１２７ｂ）は、圧縮機（１１）から吐出された冷媒の吐出冷媒圧力（Ｐｄ）が、圧縮機（１１）の冷媒吐出能力を変化させることなくパスの数を１つとしたときの最短時吐出冷媒圧力（Ｐｄｍｉｎ）以下となるように、パスの数を変化させるものであってもよい。これにより、１つの放熱器（１２）にて熱交換距離（Ｌｈｘ）を変更可能な構成を容易時実現できる。

なお、この欄および特許請求の範囲に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一例である。

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実施形態の放熱器の第１冷媒流路に切り替えられている際の流路構成を示す模式的な断面図である。 第１実施形態の放熱器の第２冷媒流路に切り替えられている際の流路構成を示す模式的な断面図である。 第１実施形態の放熱器が第１冷媒流路に切り替えられる際の冷凍サイクル装置の冷媒の状態を示すモリエル線図である。 第１実施形態の放熱器が第２冷媒流路に切り替えられる際の冷凍サイクル装置の冷媒の状態を示すモリエル線図である。 第２実施形態の冷凍サイクル装置の全体構成図である。 第３実施形態の冷凍サイクル装置の全体構成図である。 従来技術の放熱器の高流量時における熱交換距離の変化に対する圧力損失およびＣＯＰの変化を示すグラフである。 従来技術の凝縮器の低流量時における熱交換距離の変化に対する圧力損失およびＣＯＰの変化を示すグラフである。

（第１実施形態）
図１〜図５を用いて本発明の第１実施形態を説明する。本実施形態の冷凍サイクル装置１０は、車両用空調装置に適用されており、空調対象空間である車室内に送風される送風空気を冷却する機能を果たす。この冷凍サイクル装置１０は、図１の全体構成図に示すように、圧縮機１１、放熱器１２、膨張弁１３および蒸発器１４を、冷媒配管を介して環状に接続することによって構成されている。

また、冷凍サイクル装置１０では、冷媒としてＨＦＣ系冷媒（具体的には、Ｒ１３４ａ）を採用しており、高圧側冷媒圧力が冷媒の臨界圧力を超えない蒸気圧縮式の亜臨界冷凍サイクルを構成している。もちろん、ＨＦＯ系冷媒（例えば、Ｒ１２３４ｙｆ）等を採用してもよい。さらに、冷媒には圧縮機１１を潤滑するための冷凍機油が混入されており、冷凍機油の一部は冷媒とともにサイクルを循環している。

冷凍サイクル装置１０において、圧縮機１１は、低圧冷媒を吸入して高圧冷媒となるまで圧縮して吐出するものである。具体的には、本実施形態の圧縮機１１は、１つのハウジング内に固定容量型の圧縮機構、および圧縮機構を駆動する電動モータを収容して構成された電動圧縮機である。圧縮機１１の電動モータは、後述する制御装置から出力される制御信号によって、その作動（回転数）が制御される。

もちろん、圧縮機１１として、プーリ、ベルト等を介して車両走行用エンジンから伝達された回転駆動力によって駆動されるエンジン駆動式の圧縮機を採用してもよい。この種のエンジン駆動式の圧縮機としては、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の稼働率を変化させることによって冷媒吐出能力を調整する固定容量型圧縮機等を採用することができる。

放熱器１２は、エンジンルーム内の車両前方側に配置されており、圧縮機１１から吐出された高圧冷媒と図示しない冷却ファンにより送風された車室外空気（外気）とを熱交換させることによって、高温高圧冷媒を放熱させて冷却する放熱用熱交換器である。

具体的には、本実施形態の放熱器１２は、圧縮機１１から吐出された高圧気相冷媒と冷却ファンから送風された外気とを熱交換させ、高圧気相冷媒を放熱させて凝縮させる凝縮部１２ａ、凝縮部１２ａから流出した冷媒の気液を分離して余剰液相冷媒を蓄えるモジュレータ部１２ｂ、およびモジュレータ部１２ｂから流出した液相冷媒と冷却ファンから送風される外気とを熱交換させ、液相冷媒を過冷却する過冷却部１２ｃを有して構成されるサブクール型の凝縮器である。なお、放熱器１２の詳細構成については後述する。

膨張弁１３は、放熱器１２から流出した冷媒を減圧膨張させる減圧手段である。具体的には、本実施形態の膨張弁１３は、蒸発器１４出口側冷媒の温度および圧力に基づいて蒸発器１４出口側冷媒の過熱度を検出し、蒸発器１４出口側冷媒の過熱度が予め定めた所定範囲となるように弁開度（絞り開度）を調整する温度式膨張弁である。

蒸発器１４は、車室内へ送風される送風空気の空気通路を形成する室内空調ユニット内に配置されており、膨張弁１３にて減圧された低圧冷媒と図示しない送風ファンにより送風された送風空気とを熱交換させて、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。

次に、図２、図３を用いて、放熱器１２の詳細構成を説明する。図２に示すように、本実施形態の放熱器１２は、内部に圧縮機１１から吐出された高温高圧冷媒を流通させる複数のチューブ１２１、この複数のチューブ１２１の長手方向（水平方向）両端側に配置されて複数のチューブ１２１を流通する冷媒の集合あるいは分配を行う一対の第１、第２ヘッダタンク１２２、１２３等を有して構成される、いわゆるタンクアンドチューブ型の熱交換器として構成されている。

なお、図２、図３における上下の各矢印は、冷凍サイクル装置１０を車両用空調装置に搭載した状態における上下の各方向を示している。

チューブ１２１は、伝熱性に優れる金属（例えば、アルミニウム合金）で形成され、水平方向に延びるとともに、その長手方向に垂直な断面が扁平形状に形成された扁平チューブである。さらに、その外表面に形成された平坦面（扁平面）が、外気の流れ方向と略平行に配置されている。なお、チューブ１２１としては、単穴チューブあるいは多穴チューブのいずれを採用してもよい。

さらに、複数のチューブ１２１は、それぞれのチューブ１２１の平坦面同士が互いに平行となるように、鉛直方向に等間隔に積層配置されており、隣り合うチューブ１２１同士の間には、外気が流通する空気通路が形成されている。また、隣り合うチューブ１２１同士の間には、冷媒と外気との熱交換を促進するフィン１２４が配置されている。

フィン１２４は、チューブ１２１と同じ材質の薄板材を波状に曲げ成形することによって形成されたコルゲートフィンであり、その頂部がチューブ１２１の平坦面にろう付け接合されている。なお、図２、図３では、図示の明確化のため、フィン１２４を一部のみ図示しているが、フィン１２４は、隣り合うチューブ１２１の間の略全域に亘って配置されている。

第１、第２ヘッダタンク１２２、１２３は、チューブ１２１と同じ材質で形成されているとともに、複数のチューブ１２１の積層方向（鉛直方向）に延びて両端部が蓋部材で閉塞された筒状部材で形成されている。さらに、第１、第２ヘッダタンク１２２、１２３は、その内部に、複数のチューブ１２１から流出した冷媒を集合させる集合空間、および複数のチューブ１２１へ冷媒を分配する分配空間を形成している。

第１、第２ヘッダタンク１２２、１２３の筒状側面には、その内外を貫通する複数のスリット穴が形成されている。そして、それぞれのチューブ１２１が対応するスリット穴に挿入された状態でろう付け接合されることによって、第１、第２ヘッダタンク１２２、１２３の内部に形成される集合空間あるいは分配空間とチューブ１２１内の冷媒通路が連通している。

また、第１、第２ヘッダタンク１２２、１２３の内部には、内部に形成される空間を仕切るセパレータ１２５ａ〜１２５ｄが配置されている。これにより、第１、第２ヘッダタンク１２２、１２３の内部は、複数の空間に仕切られている。

より具体的には、複数のチューブ１２１の一端側（図２、図３では、右側）に配置され、放熱器１２の外部から冷媒を流入させる冷媒流入ポート１２６ａおよび放熱器１２の外部へ冷媒を流出させる冷媒流出ポート１２６ｂが接続された第１ヘッダタンク１２２の内部には、２つの第１、第２セパレータ１２５ａ、１２５ｂが配置されている。

これにより、第１ヘッダタンク１２２の内部には、上方側から順に、第１セパレータ１２５ａの上方側に形成されて冷媒流入ポート１２６ａに連通する第１空間１２２ａ、第１セパレータ１２５ａと第２セパレータ１２５ｂとの間に形成される第２空間１２２ｂ、および第２セパレータ１２５ｂの下方側に形成されて冷媒流出ポート１２６ｂに連通する第３空間１２２ｃが形成される。

一方、複数のチューブ１２１の他端側（図２、図３では、左側）に配置されて、モジュレータ部１２ｂに接続される第２ヘッダタンク１２３の内部には、２つの第３、第４セパレータ１２５ｃ、１２５ｄが配置されている。

これにより、第２ヘッダタンク１２３の内部には、上方側から順に、第３セパレータ１２５ｃの上方側に形成される第４空間１２３ａ、第３セパレータ１２５ｃと第４セパレータ１２５ｄとの間に形成されてモジュレータ部１２ｂの冷媒入口部に連通する第５空間１２３ｂ、および第４セパレータ１２５ｄの下方に形成されてモジュレータ部１２ｂの冷媒出口部に接続される第６空間１２３ｃが形成される。

モジュレータ部１２ｂは、チューブ１２１と同じ材質で形成されているとともに、第２ヘッダタンク１２３と同方向に延びて両端部が閉塞された筒状部材で形成されている。そして、第２ヘッダタンク１２３の第５空間１２３ｂから内部へ流入した冷媒の気液を分離して内部に余剰液相冷媒を蓄えるとともに、分離された液相冷媒を第２ヘッダタンク１２３の第６空間１２３ｃへ流出させるものである。

また、本実施形態では、第１セパレータ１２５ａに、第１差圧弁１２７ａを配置している。この第１差圧弁１２７ａは、サイクルを循環する循環冷媒流量が増加して、第１空間１２２ａ内の冷媒圧力から第２空間１２２ｂ内の冷媒圧力を減算した圧力差が予め定めた第１基準圧力差以上となった際に開いて、第１空間１２２ａと第２空間１２２ｂとを連通させるものである。

より具体的には、第１差圧弁１２７ａは、第１空間１２２ａ内の冷媒圧力および第２空間１２２ｂ内の冷媒圧力を受圧する受圧部を有しており、上述した圧力差に応じて変位する弁体（例えば、リード弁）で構成されている。そして、圧力差が第１基準圧力差以上となった際に、第１セパレータ１２５ａに形成されて第１空間１２２ａと第２空間１２２ｂとを連通させる連通穴を開くように配置されている。

さらに、本実施形態では、第３セパレータ１２５ｃに、循環冷媒流量が増加して、第４空間１２３ａ内の冷媒圧力から第５空間１２３ｂ内の冷媒圧力を減算した圧力差が予め定めた第２基準圧力差以上となった際に開いて、第４空間１２３ａと第５空間１２３ｂとを連通させる第２差圧弁１２７ｂを配置している。この第２差圧弁１２７ｂの基本的構成は、第１差圧弁１２７ａと同様である。

従って、本実施形態の放熱器１２では、第１セパレータ１２５ａに配置された第１差圧弁１２７ａおよび第３セパレータ１２５ｃに配置された第２差圧弁１２７ｂが開閉作動することによって、冷媒を流通させる流路構成（パス構成）を変化させることができる。なお、本実施形態では、第１差圧弁１２７ａおよび第２差圧弁１２７ｂが連動して開閉作動するように、第１、第２差圧弁１２７ａ、１２７ｂの開弁圧が設定されている。

つまり、本実施形態の放熱器１２では、第１差圧弁１２７ａおよび第２差圧弁１２７ｂの双方が開いた際に形成される第１流路構成（第１パス構成）と、第１差圧弁１２７ａおよび第２差圧弁１２７ｂの双方が閉じた際に形成される第２流路構成（第２パス構成）とを切り替えることができる。

まず、第１流路構成では、第１ヘッダタンク１２２の第１空間１２２ａおよび第２空間１２２ｂが互いに連通し、第２ヘッダタンク１２３の第４空間１２３ａおよび第５空間１２３ｂが互いに連通している。従って、第１流路構成に切り替えられている際には、図２の太実線矢印に示すように、圧縮機１１から吐出された冷媒が冷媒流入ポート１２６ａを介して第１ヘッダタンク１２２の第１空間１２２ａおよび第２空間１２２ｂへ流入する。

そして、第１空間１２２ａおよび第２空間１２２ｂへ流入した冷媒は、第１空間１２２ａおよび第２空間１２２ｂに連通する複数のチューブ１２１へ分配されて、これらの複数のチューブ１２１を流通する際に、外気と熱交換して放熱する。さらに、これらの複数のチューブ１２１から流出した冷媒は、第２ヘッダタンク１２３の第４空間１２３ａおよび第５空間１２３ｂへ集合する。

第４空間１２３ａおよび第５空間１２３ｂへ集合した冷媒は、第５空間１２３ｂからモジュレータ部１２ｂへ流入して気液分離される。モジュレータ部１２ｂにて分離された液相冷媒は、第２ヘッダタンク１２３の第６空間１２３ｃへ流入する。

第６空間１２３ｃへ流入した液相冷媒は、第６空間１２３ｃに連通する複数のチューブ１２１へ分配されて、これらの複数のチューブ１２１を流通する際に、外気と熱交換してさらに放熱して過冷却化される。さらに、これらの複数のチューブ１２１から流出した冷媒は、第１ヘッダタンク１２２の第３空間１２２ｃへ集合し、冷媒流出ポート１２６ｂを介して、膨張弁１３側へ流出する。

従って、第１流路構成に切り替えられている際には、第１ヘッダタンク１２２の第１空間１２２ａおよび第２空間１２２ｂから第２ヘッダタンク１２３の第４空間１２３ａおよび第５空間１２３ｂへ冷媒を流すチューブ群によって１つのパスが形成され、第２ヘッダタンク１２３の第６空間１２３ｃから第１ヘッダタンク１２２の第３空間１２２ｃへ冷媒を流すチューブ群によって１つのパスが形成される。

つまり、第１流路構成に切り替えられている際には、２つのパスが構成されるので、第１ヘッダタンク１２２と第２ヘッダタンク１２３との間の距離をＬとすると、放熱器１２にて冷媒が放熱しながら流通する熱交換距離Ｌｈｘは、２×Ｌとなる。

次に、第２流路構成では、第１ヘッダタンク１２２の第１空間１２２ａと第２空間１２２ｂが連通しておらず、第２ヘッダタンク１２３の第４空間１２３ａおよび第５空間１２３ｂが連通していない。従って、第２流路構成に切り替えられている際には、図３の太実線矢印に示すように、圧縮機１１から吐出された冷媒が冷媒流入ポート１２６ａを介して第１ヘッダタンク１２２の第１空間１２２ａへ流入する。

そして、第１空間１２２ａへ流入した冷媒は、第１空間１２２ａに連通する複数のチューブ１２１へ分配されて、これらの複数のチューブ１２１を流通する際に、外気と熱交換して放熱する。さらに、これらの複数のチューブ１２１から流出した冷媒は、第２ヘッダタンク１２３の第４空間１２３ａの上方側へ集合する。

第４空間１２３ａの上方側へ集合した冷媒は、第４空間１２３ａの下方側へ移動し、第４空間１２３ａの下方側に連通する複数のチューブ１２１へ分配されて、これらの複数のチューブ１２１を流通する際に、外気と熱交換して放熱する。さらに、これらの複数のチューブ１２１から流出した冷媒は、第１ヘッダタンク１２２の第２空間１２２ｂの上方側へ集合する。

第２空間１２２ｂの上方側へ集合した冷媒は、第２空間１２２ｂの下方側へ移動し、第２空間１２２ｂの下方側に連通する複数のチューブ１２１へ分配されて、これらの複数のチューブ１２１を流通する際に、外気と熱交換して放熱する。さらに、これらの複数のチューブ１２１から流出した冷媒は、第２ヘッダタンク１２３の第５空間１２３ｂへ集合する。

第５空間１２３ｂへ集合した冷媒は、第１流路構成に切り替えられている際と同様に、第５空間１２３ｂからモジュレータ部１２ｂへ流入して気液分離される。以降の冷媒の流れは第１流路構成に切り替えられている際と同様である。

従って、第２流路構成に切り替えられている際には、第１ヘッダタンク１２２の第１空間１２２ａから第２ヘッダタンク１２３の第４空間１２３ａの上方側へ冷媒を流すチューブ群によって１つのパスが形成され、第２ヘッダタンク１２３の第４空間１２３ａの下方側から第１ヘッダタンク１２２の第２空間１２２ｂの上方側へ冷媒を流すチューブ群によって１つのパスが形成され、第１ヘッダタンク１２２の第２空間１２２ｂの下方側から第２ヘッダタンク１２３の第５空間１２３ｂへ冷媒を流すチューブ群によって１つのパスが形成され、さらに、第２ヘッダタンク１２３の第６空間１２３ｃから第１ヘッダタンク１２２の第３空間１２２ｃへ冷媒を流すチューブ群によって１つのパスが形成される。

つまり、第２流路構成に切り替えられている際には、４つのパスが構成されるので、放熱器１２にて冷媒が放熱しながら流通する熱交換距離Ｌｈｘは、４×Ｌとなる。従って、本実施形態では、第１冷媒流路に切り替えられている際に、熱交換距離Ｌｈｘが最短距離Ｌｍｉｎ（本実施形態では、２×Ｌ）となる。

以上の説明から明らかなように、本実施形態の第１、第２差圧弁１２７ａ、１２７ｂは、特許請求の範囲に記載された熱交換距離変更手段を構成している。より詳細には、本実施形態の熱交換距離変更手段は、タンクアンドチューブ型の熱交換器のパスの数を変化させることによって、熱交換距離Ｌｈｘを変化させている。

また、本実施形態では、第１ヘッダタンク１２２内の第２セパレータ１２５ｂおよび第２ヘッダタンク１２３内の第４セパレータ１２５ｄの上方側に配置されるチューブ群によって構成される熱交換部が高圧気相冷媒を放熱させて凝縮させる凝縮部１２ａを構成し、第２セパレータ１２５ｂおよび第４セパレータ１２５ｄの下方側に配置されるチューブ群によって構成される熱交換部が過冷却部１２ｃを構成している。

次に、本実施形態の電気制御部について説明する。図示しない制御装置は、ＣＰＵ、ＲＯＭおよびＲＡＭ等を含む周知のマイクロコンピュータとその周辺回路から構成される。この制御装置は、そのＲＯＭ内に記憶された制御プログラムに基づいて各種演算、処理を行って、その出力側に接続された各種電気式のアクチュエータ（例えば、圧縮機１１、冷却ファン、送風ファン等）の作動を制御する。

また、制御装置には、車室内温度を検出する内気温センサ、外気温を検出する外気温センサ、車室内の日射量を検出する日射センサ、蒸発器１４からの吹出空気温度（蒸発器温度）を検出する蒸発器温度センサ、放熱器１２出口側冷媒の温度を検出する出口側温度センサおよび放熱器１２出口側冷媒の圧力を検出する出口側圧力センサ等の空調制御用のセンサ群が接続され、これらのセンサ群の検出値が入力される。

さらに、制御装置の入力側には、車室内前部の計器盤付近に配置された図示しない操作パネルが接続され、この操作パネルに設けられた各種操作スイッチからの操作信号が制御装置へ入力される。操作パネルに設けられた各種操作スイッチとしては、車室内空調を行うことを要求する空調作動スイッチ、車室内温度を設定する車室内温度設定スイッチ等が設けられている。

なお、本実施形態の制御装置は、その出力側に接続された各種の制御対象機器の作動を制御する制御手段が一体に構成されたものであるが、制御装置のうち、各制御対象機器の作動を制御する構成（ハードウェアおよびソフトウェア）が各制御対象機器の制御手段を構成している。例えば、本実施形態では、圧縮機１１の電動モータの作動を制御する構成が吐出能力制御手段を構成している。

次に、上記構成における本実施形態の作動を説明する。まず、操作パネルの作動スイッチが投入（ＯＮ）されると、制御装置が空調制御用の制御プログラムを実行する。

この制御プログラムでは、操作パネルの操作信号および制御用センサ群の検出信号を読み込み、読み込まれた検出信号および操作信号の値に基づいて、圧縮機１１、冷却ファン、送風ファンといった各種制御対象機器の作動状態を決定し、決定された制御状態が得られるように各種制御対象機器へ制御信号あるいは制御電圧を出力するといった制御ルーチンを繰り返す。

例えば、圧縮機１１の冷媒吐出能力、すなわち圧縮機１１の電動モータに出力される制御信号については、以下のように決定される。まず、読み込まれた操作信号および検出信号の値から算出された目標吹出温度ＴＡＯに基づいて、予め制御装置に記憶された制御マップを参照して、蒸発器１４における目標蒸発器吹出温度ＴＥＯを決定する。

そして、この目標蒸発器吹出温度ＴＥＯと蒸発器温度センサによって検出された蒸発器１４からの吹出空気温度との偏差に基づいて、フィードバック制御手法を用いて蒸発器１４からの吹出空気温度が目標蒸発器吹出温度ＴＥＯに近づくように、圧縮機１１の電動モータに出力される制御信号が決定される。

従って、制御プログラムが実行されると、冷凍サイクル装置１０では、圧縮機１１から吐出された高温高圧冷媒が、放熱器１２の凝縮部１２ａへ流入し、冷却ファンから送風された外気に熱交換し、放熱して凝縮する。凝縮部１２ａにて放熱した冷媒は、モジュレータ部１２ｂにて気液分離される。モジュレータ部１２ｂにて気液分離された液相冷媒は、過冷却部１２ｃにて冷却ファンから送風された外気と熱交換し、さらに放熱して過冷却液相冷媒となる。

放熱器１２の過冷却部１２ｃから流出した過冷却液相冷媒は、膨張弁１３にて減圧膨張される。この際、膨張弁１３の弁開度は、蒸発器１４出口側冷媒の過熱度が予め定めた所定範囲となるように調整される。膨張弁１３にて減圧膨張された冷媒は、蒸発器１４へ流入し、送風ファンから送風された送風空気から吸熱して蒸発する。これにより、送風空気が冷却され、車室内の冷房がなされる。蒸発器１４から流出した冷媒は、圧縮機１１に吸入された再び圧縮される。

さらに、本実施形態の放熱器１２では、前述した熱交換距離Ｌｈｘを短くすることによるＣＯＰ向上効果および熱交換距離Ｌｈｘを長くすることによるＣＯＰ向上効果のうち、高い効果が得られる方を選択できるように、第１、第２差圧弁１２７ａ、１２７ｂの開弁圧が設定されている。

具体的には、図４のモリエル線図に示すように、循環冷媒流量が増加して、第１流路構成に切り替えた際の圧縮機１１の吐出冷媒圧力Ｐｄ１が、圧縮機１１の冷媒吐出能力を変化させることなく第２流路構成に切り替えた際の圧縮機１１の吐出冷媒圧力Ｐｄ２よりも低くなっている際には、第１、第２差圧弁１２７ａ、１２７ｂが開いて第１流路構成に切り替えられる。

また、図５のモリエル線図に示すように、第２流路構成に切り替えた際の圧縮機１１の吐出冷媒圧力Ｐｄ２が、圧縮機１１の冷媒吐出能力を変化させることなく第１流路構成に切り替えた際の圧縮機１１の吐出冷媒圧力Ｐｄ１よりも低くなっている際には、第１、第２差圧弁１２７ａ、１２７ｂが閉じて第２流路構成に切り替えられる。

つまり、本実施形態の放熱器１２では、圧縮機１１から吐出された冷媒の吐出冷媒圧力Ｐｄが、第１流路構成に切り替えられている際の吐出冷媒圧力Ｐｄ１以下となるように流路構成を切り替えている。

前述の如く、本実施形態の放熱器１２の熱交換距離Ｌｈｘは、第１流路構成に切り替えた際に最短距離Ｌｍｉｎとなるので、第１流路構成に切り替えた際の圧縮機１１の吐出冷媒圧力Ｐｄ１は、特許請求の範囲に記載された最短時吐出冷媒圧力Ｐｄｍｉｎとなる。従って、本実施形態の放熱器１２では、圧縮機１１から吐出された冷媒の吐出冷媒圧力Ｐｄが、最短時吐出冷媒圧力Ｐｄｍｉｎ以下となるように流路構成を切り替えている。

その結果、本実施形態の冷凍サイクル装置１０によれば、サイクルを循環する循環冷媒流量が変化しても放熱器１２における圧力損失および熱交換距離Ｌｈｘを適切に変化させて、圧縮機１１の消費動力の増加を抑制できる。

このことをより詳細に説明すると、循環冷媒流量が増加し、熱交換距離Ｌｈｘを短くして圧力損失を減少させることによるＣＯＰ向上効果が高くなる際には、第１流路構成に切り替えて吐出冷媒圧力Ｐｄを最短時吐出冷媒圧力Ｐｄｍｉｎとするので、圧縮機１１の消費動力が増加してしまうことを抑制できる。

また、循環冷媒流量が減少し、熱交換距離Ｌｈｘを長くして冷媒を充分に冷却することによるＣＯＰ向上効果が高くなる際には、第２流路構成に切り替えて、吐出冷媒圧力Ｐｄを最短時吐出冷媒圧力Ｐｄｍｉｎより低くするので、圧縮機１１の消費動力が増加してしまうことを抑制できる。

つまり、本実施形態の冷凍サイクル装置１０によれば、循環冷媒流量の変化によらず、圧縮機１１の消費動力が増加してしまうことを抑制でき、高いＣＯＰを発揮することができる。

また、本実施形態では、放熱器１２として、タンクアンドチューブ型のものを採用し、熱交換距離変更手段（第１、第２差圧弁１２７ａ、１２７ｂ）として、パスの数を変化させることによって、熱交換距離Ｌｈｘを変化させるものを採用しているので、１つの放熱器１２にて熱交換距離Ｌｈｘを変更可能な構成を容易に実現できる。

また、本実施形態では、第１、第２差圧弁１２７ａ、１２７ｂによって熱交換距離変更手段を構成しているので、純機械的な簡素な構成で熱交換距離変更手段を実現することができる。従って、熱交換距離変更手段として、制御装置から出力される制御電圧によって開閉作動する開閉弁（電磁弁）等を採用する場合に対して、制御態様が複雑化してしまうことを回避できる。

また、本実施形態では、第１ヘッダタンク１２２側から第２ヘッダタンク１２３側へ向かって冷媒が流れる第１パスの数をｍとし、第２ヘッダタンク１２３側から前記第１ヘッダタンク１２２側へ向かって冷媒が流れる第２パスの数をｎとしたときに、第１流路構成に切り替えられている際には、ｍ−ｎが１−１＝０となり、第２流路構成に切り替えられている際にも、ｍ−ｎが２−２＝０となる。

このように、ｍ−ｎが一定の値となるように放熱器１２のパス構成を切り替えることで、冷媒流入ポート１２６ａおよび冷媒流出ポート１２６ｂの位置を変化させることなく、パス構成の変更を実現できる。

（第２実施形態）
本実施形態では、第１実施形態に対して、図６の全体構成図に示すように、冷凍サイクル装置１０ａの構成を変更した例を説明する。なお、図６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。このことは、以下の図面でも同様である。

具体的には、本実施形態の冷凍サイクル装置１０ａでは、放熱器１２として、互いに並列的に接続された第１放熱器１１２ａおよび第２放熱器１１２ｂが設けられている。第１放熱器１１２ａは、第１実施形態の放熱器１２が第１流路構成に切り替えられたものと同等の構成のもので、第２放熱器１１２ｂは、第１実施形態の放熱器１２が第２流路構成に切り替えられたものと同等の構成のものである。

従って、第１放熱器１１２ａにおける熱交換距離は、第２放熱器１１２ｂにおける熱交換距離よりも短くなり、冷媒が第１放熱器１１２ａを流通する際に生じる圧力損失は、冷媒が第２放熱器１１２ｂを流通する際に生じる圧力損失よりも小さくなる。なお、本実施形態の第１、第２放熱器１１２ａ、１１２ｂは、いずれも流路構成を変更可能に構成されたものではない。

さらに、本実施形態の冷凍サイクル装置１０ａでは、第１放熱器１１２ａの冷媒入口側に、圧力開閉弁１５ａが配置されている。この圧力開閉弁１５ａは、圧縮機１１の吐出冷媒圧力Ｐｄが予め定めた基準吐出冷媒圧力以上となっている際に開くものである。また、第１放熱器１１２ａの冷媒出口側には、第１放熱器１１２ａの冷媒出口側から膨張弁１３の入口側へ向かって冷媒が流れることのみを許容する逆止弁１６が配置されている。

従って、圧縮機１１の吐出冷媒圧力Ｐｄが基準吐出冷媒圧力より低くなっている際には、圧力開閉弁１５ａが閉じて、圧縮機１１から吐出された冷媒が第２放熱器１１２ｂへ流入する。これにより、熱交換距離Ｌｈｘは、第１実施形態の放熱器１２が第２流路構成に切り替えられた際と同様に、４×Ｌとなる。

一方、圧縮機１１の吐出冷媒圧力Ｐｄが基準吐出冷媒圧力以上となっている際には、圧力開閉弁１５ａが開いて、圧縮機１１から吐出された冷媒の殆どが、第２放熱器１１２ｂよりも圧力損失の少ない第１放熱器１１２ａへ流入する。これにより、熱交換距離Ｌｈｘは、第１実施形態の放熱器１２が第１流路構成に切り替えられた際と同様に、最短距離Ｌｍｉｎ（＝２×Ｌ）となる。

つまり、本実施形態の圧力開閉弁１５ａは、特許請求の範囲に記載された熱交換距離変更手段を構成している。より詳細には、本実施形態の熱交換距離変更手段は、圧縮機１１から吐出された冷媒を流通させて放熱させるための放熱手段（具体的には、第１、第２放熱器１１２ａ、１１２ｂ）を変更することによって、熱交換距離Ｌｈｘを変化させている。

また、本実施形態の圧力開閉弁１５ａは、第１実施形態と同様に、熱交換距離Ｌｈｘを短くすることによるＣＯＰ向上効果および熱交換距離Ｌｈｘを長くすることによるＣＯＰ向上効果のうち、高い効果が得られる方を選択できるように、開弁圧が設定されている。その他の構成および作動は、第１実施形態と同様である。

従って、本実施形態の冷凍サイクル装置１０ａを作動させると、サイクルを循環する循環冷媒流量が変化しても、圧縮機１１から吐出された冷媒を流通させる放熱手段を変更することによって、熱交換距離Ｌｈｘを適切に変化させることができる。その結果、第１実施形態と同様に、循環冷媒流量の変化によらず、高いＣＯＰを発揮することができる。

（第３実施形態）
本実施形態では、第１実施形態に対して、図７の全体構成図に示すように、冷凍サイクル装置１０ｂの構成を変更した例を説明する。

具体的には、本実施形態の冷凍サイクル装置１０ｂでは、放熱器１２として、互いに直列的に接続された第１放熱器１１２ｃおよび第２放熱器１１２ｄが設けられている。より詳細には、第１放熱器１１２ｃは、第２放熱器１１２ｄに対して冷媒流れ上流側に配置されている。

また、第１放熱器１１２ｃの基本的構成は、第２放熱器１１２ｄと同様である。従って、本実施形態では、第１、第２放熱器１１２ｃ、１１２ｄとして、例えば、第１実施形態の放熱器１２が第１流路構成に切り替えられたものと同等の構成のもの採用することができる。なお、本実施形態の第１、第２放熱器１１２ｃ、１１２ｄは、いずれも流路構成を変更可能に構成されたものではない。

さらに、本実施形態の冷凍サイクル装置１０ａでは、第１放熱器１１２ｃの冷媒出口側に第２放熱器１１２ｄを迂回させて蒸発器１４の入口側へ冷媒を流す迂回通路１７が設けられ、この迂回通路１７には、第２実施形態と同様の構成の圧力開閉弁１５ｂが配置されている。この圧力開閉弁１５ｂは、第１放熱器１１２ｃから流出した冷媒の圧力が予め定めた基準流出冷媒圧力以上となっているときに開くものである。

また、第２放熱器１１２ｄの冷媒出口側には、第２放熱器１１２ｄの冷媒出口側から膨張弁１３の入口側へ向かって冷媒が流れることのみを許容する逆止弁１６が配置されている。

従って、第１放熱器１１２ｃから流出した冷媒の圧力が基準流出冷媒圧力より低くなっている際には、圧力開閉弁１５ｂが閉じて、第１放熱器１１２ｃから流出した冷媒が第２放熱器１１２ｂへ流入する。これにより、熱交換距離Ｌｈｘは、第１実施形態の放熱器１２が第１流路構成に切り替えられた際の２倍分（＝２×２×Ｌ）となる。

一方、第１放熱器１１２ｃから流出した冷媒の圧力が基準流出冷媒圧力以上となっている際には、圧力開閉弁１５ｂが開いて、第１放熱器１１２ｃから流出した冷媒が迂回通路１７を介して、第２放熱器１１２ｂへ流入することなく膨張弁１３の入口側へ流出することになる。これにより、熱交換距離Ｌｈｘは、第１実施形態の放熱器１２が第１流路構成に切り替えられた際と同様に、最短距離Ｌｍｉｎ（＝２×Ｌ）となる。

つまり、本実施形態の圧力開閉弁１５ｂは、特許請求の範囲に記載された熱交換距離変更手段を構成している。より詳細には、この熱交換距離変更手段は、圧縮機１１から吐出された冷媒を流通させる放熱手段（具体的には、第１、第２放熱器１１２ｃ、１１２ｄ）の数を変更することによって、熱交換距離Ｌｈｘを変化させている。

また、本実施形態の圧力開閉弁１５ｂは、第１実施形態と同様に、熱交換距離Ｌｈｘを短くすることによるＣＯＰ向上効果および熱交換距離Ｌｈｘを長くすることによるＣＯＰ向上効果のうち、高い効果が得られる方を選択できるように、開弁圧が設定されている。その他の構成および作動は、第１実施形態と同様である。

従って、本実施形態の冷凍サイクル装置１０ａを作動させると、サイクルを循環する循環冷媒流量が変化しても、圧縮機１１から吐出された冷媒を流通させる放熱手段の数を変更することによって、熱交換距離Ｌｈｘを適切に変化させることができる。その結果、第１実施形態と同様に、循環冷媒流量の変化によらず、高いＣＯＰを発揮することができる。

（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、本発明の趣旨を逸脱しない範囲内で、以下のように種々変形可能である。

（１）上述の第１実施形態では、熱交換距離変更手段として、第１、第２差圧弁１２７ａ、１２７ｂを採用した例を説明したが、熱交換距離変更手段はこれに限定されない。

例えば、第１差圧弁１２７ａに代えて、第１空間１２２ａおよび第２空間１２２ｂのうち、冷媒流れ上流側に位置付けられる第１空間１２２ａへ流入した冷媒の密度が予め定めた第１基準密度以上となった際に開いて、第１空間１２２ａと第２空間１２２ｂとを連通させる密度弁（フロート弁）を採用してもよい。

このような密度弁としては、具体的に、サイクルを循環する循環冷媒流量が増加して、第１空間１２２ａへ流入する冷媒の密度が第１基準密度以上となった際に上方へ浮き上がるように変位して、第１空間１２２ａと第２空間１２２ｂとを連通させる連通穴を開くものを採用すればよい。もちろん、第２差圧弁１２７ｂに代えて、同様の構成の密度弁を採用してもよい。

また、例えば、第１差圧弁１２７ａに代えて、第１空間１２２ａおよび第２空間１２２ｂのうち、冷媒流れ上流側に位置付けられる第１空間１２２ａへ流入した冷媒の圧力が予め定めた第１基準圧力以上となった際に体積縮小するように変形して、第１空間１２２ａと第２空間１２２ｂとを連通させる圧力変形部材（可変セパレータ）を採用してもよい。

このような圧力変形部材としては、具体的に、サイクルを循環する循環冷媒流量が増加して、第１空間１２２ａへ流入する冷媒の圧力が第１基準圧力以上となった際に、内部と外部の圧力差に応じて体積変化して、第１空間１２２ａと第２空間１２２ｂとを連通させる弾性部材（中空のゴム）を採用すればよい。もちろん、第２差圧弁１２７ｂに代えて、同様の構成の圧力変形部材を採用してもよい。

また、例えば、第１差圧弁１２７ａに代えて、第１空間１２２ａおよび第２空間１２２ｂのうち、冷媒流れ上流側に位置付けられる第１空間１２２ａへ流入した冷媒の温度が予め定めた第１基準温度以上となった際に変形して、第１空間１２２ａと第２空間１２２ｂとを連通させる形状記憶合金を採用してもよい。

このような形状記憶合金としては、具体的に、サイクルを循環する循環冷媒流量が増加して、第１空間１２２ａへ流入する冷媒の温度が第１基準温度以上となった際に、第１セパレータ１２５ａから離れるように変形して、第１空間１２２ａと第２空間１２２ｂとを連通させる連通穴を開くものを採用すればよい。もちろん、第２差圧弁１２７ｂに代えて、同様の構成の形状記憶合金を採用してもよい。

もちろん、第２、第３実施形態の冷凍サイクル装置１０ａ、１０ｂにおいて、圧力開閉弁１５ａ、１５ｂに代えて、上述した密度弁、形状記憶合金等によって冷媒回路を切り替える構成を実現してもよい。

（２）上述の実施形態では、熱交換距離変更手段として、純機械的な機構で作動するものを採用した例を説明したが、もちろん、制御装置から出力される制御電圧によって開閉作動する電気式の開閉弁（電磁弁、三方弁）等を採用してもよい。そして、熱交換距離Ｌｈｘを短くすることによるＣＯＰ向上効果および熱交換距離Ｌｈｘを長くすることによるＣＯＰ向上効果のうち、高い効果が得られる方を選択できるように、制御装置が電気式の開閉弁の作動を制御してもよい。

例えば、第２実施形態では、圧力開閉弁１５ａに代えて、圧縮機１１吐出冷媒を第１放熱器１１２ａ側へ流入させる冷媒回路と圧縮機１１吐出冷媒を第２放熱器１１２ｂ側へ流入させる冷媒回路とを切り替える三方弁を採用してもよい。また、第３実施形態では、第１放熱器１１２ｃ流出冷媒を迂回通路１７側へ流入させる冷媒回路と第１放熱器１１２ｃ流出冷媒を第２放熱器１１２ｄ側へ流入させる冷媒回路とを切り替える三方弁を採用してもよい。

さらに、第３実施形態では、熱交換距離変更手段として電磁弁を採用し、圧縮機１１吐出冷媒を第１熱交換器１１２ｃを迂回させて第２熱交換器１１２ｄへ導く迂回通路に配置してもよい。

（３）上述の実施形態では、冷凍サイクル装置１０、１０ａ、１０ｂとして通常の蒸気圧縮式の冷凍サイクルを構成するものについて説明したが、冷凍サイクル装置の構成はこれに限定されない。例えば、冷媒減圧手段としてエジェクタを用いるエジェクタ式冷凍サイクルを構成するものであってもよいし、サイクル内で生成された中間圧気相冷媒を圧縮機にて圧縮過程の冷媒に合流させるガスインジェクションサイクルを構成するものであってもよい。

（４）上述の実施形態では、冷凍サイクル装置１０、１０ａ、１０ｂを車両用空調装置に適用した例を説明したが、本発明の適用はこれに限定されない。例えば、冷凍サイクル装置１０、１０ａ、１０ｂを、定置用の冷凍サイクル装置（冷蔵・冷凍装置、空調装置、自動販売機用冷却装置）等に適用してもよい。

（５）上述の実施形態では、放熱器１２（第１、第２放熱器１１２ａ〜１１２ｄ）として、サブクール型の熱交換器を採用した例を説明したが、もちろん、凝縮部１２ａのみからなる通常の放熱器を採用してもよい。

（６）上述の実施形態では、放熱器１２を冷媒と外気とを熱交換させる室外側熱交換器とし、蒸発器１４を送風空気を冷却する利用側熱交換器として用いているが、逆に、蒸発器１４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１２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。

１１ 圧縮機
１２ 放熱器
１２１ チューブ
１２２、１２３ 第１、第２タンク
１２７ａ、１２７ｂ 第１、第２差圧弁（熱交換距離変更手段）

Claims (9)

1. 冷媒を圧縮して吐出する圧縮機（１１）、および前記圧縮機（１１）から吐出された冷媒を放熱させる放熱器（１２）を有する蒸気圧縮式の冷凍サイクル装置であって、
   前記放熱器（１２）にて冷媒が放熱しながら流通する距離を熱交換距離（Ｌｈｘ）としたときに、
   前記熱交換距離（Ｌｈｘ）を変化させる熱交換距離変更手段（１２７ａ、１２７ｂ、１５ａ、１５ｂ）を備え、
   前記熱交換距離変更手段（１２７ａ…１５ｂ）は、前記圧縮機（１１）から吐出された冷媒の吐出冷媒圧力（Ｐｄ）が、前記圧縮機（１１）の冷媒吐出能力を変化させることなく前記熱交換距離（Ｌｈｘ）を最短距離（Ｌｍｉｎ）としたときの最短時吐出冷媒圧力（Ｐｄｍｉｎ）以下となるように、前記熱交換距離（Ｌｈｘ）を変化させるものであることを特徴とする冷凍サイクル装置。
2. 前記放熱器（１２）は、内部に冷媒を流通させる複数のチューブ（１２１）、および前記複数のチューブ（１２１）を流通する冷媒の集合あるいは分配を行うタンク（１２２、１２３）を有し、
   前記タンク（１２２、１２３）内に形成された同一の分配空間内の冷媒を、前記タンク（１２２、１２３）内に形成された同一の集合空間へ向けて同一の方向へ流すチューブ群によって形成される冷媒流路をパスとしたときに、
   前記熱交換距離変更手段（１２７ａ、１２７ｂ）は、前記パスの数を変化させることによって、前記熱交換距離（Ｌｈｘ）を変化させるものであること特徴とする請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
3. 前記タンクとして、前記複数のチューブ（１２１）の一端側に接続される第１タンク（１２２）および前記複数のチューブ（１２１）の他端側に接続される第２タンク（１２３）が設けられており、
   前記第１タンク（１２２）側から前記第２タンク（１２３）側へ向かって冷媒が流れる第１パスの数をｍとし、前記第２タンク（１２３）側から前記第１タンク（１２２）側へ向かって冷媒が流れる第２パスの数をｎとしたときに、
   前記熱交換距離変更手段（１２７ａ、１２７ｂ）は、ｍ−ｎが一定の値となるように前記パスの数を変更させることを特徴とする請求項２に記載に冷凍サイクル装置。
4. 前記タンク（１２２、１２３）内の空間は少なくとも２つの空間（１２２ａ、１２２ｂ、１２３ａ、１２３ｂ）に区画されており、
   前記熱交換距離変更手段は、前記２つの空間のうち一方の空間（１２２ａ、１２３ａ）内の冷媒圧力から他方の空間（１２２ｂ、１２３ｂ）内の冷媒圧力を減算した圧力差が予め定めた基準圧力差以上となったときに、前記２つの空間を連通させる差圧弁（１２７ａ、１２７ｂ）で構成されていることを特徴とする請求項２または３に記載の冷凍サイクル装置。
5. 前記タンク（１２２、１２３）内の空間は少なくとも２つの空間（１２２ａ、１２２ｂ、１２３ａ、１２３ｂ）に区画されており、
   前記熱交換距離変更手段は、前記２つの空間のうち一方の空間（１２２ａ、１２３ａ）へ流入した冷媒の密度が予め定めた基準密度以上となったときに、前記２つの空間を連通させるフロート弁で構成されていることを特徴とする請求項２または３に記載の冷凍サイクル装置。
6. 前記タンク（１２２、１２３）内の空間は少なくとも２つの空間（１２２ａ、１２２ｂ、１２３ａ、１２３ｂ）に区画されており、
   前記熱交換距離変更手段は、前記２つの空間のうち一方の空間（１２２ａ、１２３ａ）へ流入した冷媒の圧力が予め定めた基準圧力以上となったときに、前記２つの空間を連通させるように変形する圧力変形部材で構成されていることを特徴とする請求項２または３に記載の冷凍サイクル装置。
7. 前記タンク（１２２、１２３）内の空間は少なくとも２つの空間（１２２ａ、１２２ｂ、１２３ａ、１２３ｂ）に区画されており、
   前記熱交換距離変更手段は、前記２つの空間のうち一方の空間（１２２ａ、１２３ａ）へ流入した冷媒の温度が予め定めた基準温度以上となったときに、前記２つの空間を連通させるように変形する形状記憶合金で構成されていることを特徴とする請求項２または３に記載の冷凍サイクル装置。
8. 前記放熱器（１２）として、互いに並列的に接続された第１放熱器（１１２ａ）および第２放熱器（１１２ｂ）が設けられており、
   前記第１放熱器（１１２ａ）における熱交換距離と前記第２放熱器（１１２ｂ）における熱交換距離は異なっており、
   前記熱交換距離変更手段（１５ａ）は、前記第１放熱器（１１２ａ）および前記第２放熱器（１１２ｂ）のうち少なくとも一方の冷媒入口側を開閉することによって、前記熱交換距離を変化させるものであ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。
9. 前記放熱器（１２）として、互いに直列的に接続された第１放熱器（１１２ｃ）および第２放熱器（１１２ｄ）が設けられており、
   前記第１、第２放熱器（１１２ｃ、１１２ｄ）のうち、いずれか一方を迂回させて冷媒を流す迂回通路（１５ｃ）を備え、
   前記熱交換距離変更手段（１２７ａ、１２７ｂ）は、前記迂回通路（１７）を開閉する開閉弁（１５ｂ）で構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。

Images