JP4605188B2 - 車両用空調装置 - Google Patents

Description

本発明は、停車時等に圧縮機の駆動源である車両エンジンを一時的に停止させる車両に適用される蓄冷式の車両用空調装置に関するものである。

近年、環境保護、車両エンジンの燃費向上等を目的にして、信号待ち等の停車時に車両エンジンを自動的に停止する車両（ハイブリッド車等のエコラン車）が実用化されており、今後、停車時に車両エンジンを停止する車両が増加する傾向にある。

ところで、車両用空調装置においては、冷凍サイクルの圧縮機を車両エンジンにより駆動しているので、上記エコラン車においては信号待ち等で停車して、車両エンジンが停止される毎に、圧縮機も停止して冷房用蒸発器の温度が上昇し、車室内への吹出空気温度が上昇するので、乗員の冷房フィーリングを損なうという不具合が発生する。

そこで、車両エンジン（圧縮機）の稼働時に蓄冷される蓄冷手段を備え、車両エンジン（圧縮機）が停止して蒸発器の冷却作用が停止したときには蓄冷手段の蓄冷熱量を使用して車室内への吹出空気を冷却できる蓄冷式の車両用空調装置の必要性が高まっている。

この種の蓄冷式の車両用空調装置として、従来、特許文献１に記載されたものが知られている。この従来技術では、図２２に示すように車両エンジンにより駆動される圧縮機１を有する空調用冷凍サイクルＲにおいて、車室内への吹出空気を冷却する蒸発器８と並列に蓄冷材４０ａを内蔵する蓄冷熱交換器４０を設けている。

そして、車両エンジン（圧縮機１）の稼働時に蓄冷を行う時は電磁弁４１を開弁して、膨張弁７により減圧された低圧冷媒を蒸発器８と蓄冷熱交換器４０に並列に流して蓄冷材４０ａを冷却し、蓄冷材４０ａへの蓄冷を行う。

そして、車両エンジンの停止により圧縮機１が停止した時には電動ポンプ４２を作動させて、蓄液タンク４３→電磁弁４１→電動ポンプ４２→蓄冷熱交換器４０→蒸発器８→蓄液タンク４３の閉回路にて冷媒を循環させる。蒸発器８で蒸発した気相冷媒を蓄冷熱交換器４０において蓄冷材４０ａの蓄冷熱量により凝縮し、この凝縮後の液冷媒を蒸発器８に循環させる。これにより、蒸発器８の冷却作用を圧縮機１の停止時にも続行して車室内の冷房機能を発揮できるようにしている。

また、上記従来技術では、車両エンジンの停止（停車）直後、すなわち、放冷冷房モードの始動直後に、蓄液タンク４３内の液冷媒を電動ポンプ４２が吸入するので、電動ポンプ４２の稼働初期にポンプ吸入側が液冷媒で満たされ、電動ポンプ４２の空転を防止できる。
特開２０００−３１３２２６号公報

ところで、上記従来技術において、蒸発器８の入口側に蓄液タンク４３を配置し、この蒸発器８および蓄液タンク４３と並列に電動ポンプ４２および蓄冷熱交換器４０を接続する冷媒回路構成としているので、これらの機器の間に３方分岐配管４４を介在し、蓄液タンク４３は３方分岐配管４４のうち蒸発器８側の分岐に接続し、電動ポンプ４２および蓄冷熱交換器４０は、３方分岐配管４４のうち反蒸発器側の分岐に接続せざるを得ない。これに加え、蓄液タンク４３と蓄冷熱交換器４０との間には冷媒流路切替用の電磁弁４１を介在する必要がある。

この結果、比較的大きな容積を占める蓄液タンク４３と蓄冷熱交換器４０を必然的に別体にて構成する必要があり、また、電動ポンプ４２も蓄液タンク４３と別体に構成する必要がある。そのため、電動ポンプ４２および蓄冷熱交換器４０と蓄液タンク４３とでそれぞれ専用の車両搭載スペースが必要となって、空調装置の車両搭載性が悪化する。

また、上記従来技術では蓄冷熱交換器４０側の冷媒通路に電磁弁４１を設置して、車両エンジン（圧縮機）の稼働時において冷房能力が不足するときは電磁弁４１を閉じて蓄冷熱交換器４０への冷媒循環を停止し、冷房能力に余裕があるときのみに電磁弁４１を開いて蓄冷熱交換器４０側に低圧冷媒を循環して蓄冷材４０ａへの蓄冷を行うようにしている。

従って、上記従来技術によると、蓄冷熱交換器４０側の冷媒通路開閉用の電磁弁４１が必須となる。これに加え、冷房能力の不足状態、余裕状態等を判定して電磁弁４１を開閉する制御機構も必須となる。その結果、蓄冷機能追加のために製品コストが大幅に上昇してしまうという不具合がある。

更に、上記従来技術において、停車時の放冷冷房モードでは、蒸発器８で蒸発した気相冷媒が蓄冷熱交換器４０内に送り込まれ、蓄冷材４０ａにより冷却され凝縮する。その凝縮後の液冷媒が蓄冷熱交換器４０内に溜まって、この貯留液冷媒の中に蓄冷材４０ａが浸漬される。この結果、蓄冷熱交換器４０内に流入する気相冷媒と蓄冷材４０ａとが接する伝熱面積が減少し、気相冷媒の凝縮能力が低下する。従って、放冷冷房モードにおける蒸発器８への液冷媒供給流量が減少して、放冷冷房能力の低下をきたす。

なお、上記不具合を解消するために、蓄冷熱交換器４０を蒸発器８の上方に配置して、蓄冷熱交換器４０内の液冷媒を重力にて蒸発器８に供給することを検討してみたが、車両においては、蒸発器８を内蔵する空調室内ユニット２０を車室内の計器盤（インパネ）内側等の狭隘なスペース内に搭載しなければならないという搭載上の制約がある。このため、蓄冷熱交換器４０を蒸発器８の上方に配置することは現実的にはほとんど実施できず、有効な対策といえない。

本発明は上記点に鑑みて、蓄冷式車両用空調装置の車両搭載スペースを縮小することを目的とする。

本発明は上記目的を達成するために案出されたもので、請求項１に記載の発明では、車両エンジン（４）により駆動される圧縮機（１）と、
圧縮機（１）から吐出された高圧冷媒の放熱を行う高圧側熱交換器（６）と、
高圧側熱交換器（６）を通過した冷媒を減圧する減圧手段（７、７０）と、
減圧手段（７、７０）により減圧された低圧冷媒を蒸発させて車室内へ送風される空気を冷却する蒸発器（８）とを包含する冷凍サイクル（Ｒ）を備える車両用空調装置において、
低圧冷媒により冷却される蓄冷材（１１ａ’）を有する蓄冷熱交換器（１１）を冷凍サイクル（Ｒ）に設け、
蓄冷熱交換器（１１）の下方に、液冷媒を溜める液冷媒タンク部（１０ａ）および液冷媒タンク部（１０ａ）に溜まる液冷媒を循環するポンプ手段（１５）を配置し、
ポンプ手段（１５）の吸入口（１５ａ）は、液冷媒タンク部（１０ａ）に溜まる液冷媒中に位置して液冷媒を吸入するようになっており、
蓄冷熱交換器（１１）は、冷凍サイクル（Ｒ）の低圧冷媒が流れるチューブ（１１ｅ）と、チューブ（１１ｅ）に熱的に一体に結合され、チューブ（１１ｅ）の拡大伝熱面を構成するフィン（１１ｆ）と、チューブ（１１ｅ）とフィン（１１ｆ）との結合体を収納するシェル（１１ｄ）とを有し、
蓄冷熱交換器（１１）において、蓄冷材（１１ａ’）は、フィン（１１ｆ）の伝熱面相互間に薄膜状に充填された状態でシェル（１１ｄ）内に収納されており、
圧縮機（１）の稼働時にはチューブ（１１ｅ）内を通過する低圧冷媒により蓄冷材（１１ａ’）が冷却されて蓄冷を行うとともに、低圧冷媒に含まれる液冷媒が重力により落下して液冷媒タンク部（１０ａ）に溜まるようになっており、
一方、車両エンジン（４）が停止して圧縮機（１）が停止したときにはポンプ手段（１５）を作動させて、液冷媒タンク部（１０ａ）の液冷媒をポンプ手段（１５）の吸入口（１５ａ）から吸入して蒸発器（８）に導入し、蒸発器（８）で蒸発した気相冷媒を蓄冷熱交換器（１１）に導入して蓄冷材（１１ａ’）の蓄冷熱により冷却して凝縮し、この凝縮した液冷媒を液冷媒タンク部（１０ａ）に溜めることを特徴とする。

このような構成を有しているため、車両の停車直後から即時、放冷冷房の機能を良好に発揮できる。すなわち、車両の停車時に車両エンジン（４）が停止すると、それに伴って圧縮機（１）が停止するので、ポンプ手段（１５）を駆動して放冷冷房モードを開始するわけであるが、その際に、上記構成によれば、放冷冷房モードの開始と同時にポンプ手段（１５）はその駆動直後から直ちに液冷媒タンク部（１０ａ）の液冷媒を吸入、吐出できる。従って、放冷冷房モード時にポンプ手段（１５）が気相冷媒を吸入して蒸発器（８）への冷媒供給流量が低下するといった不具合が発生せず、車両の停車直後から即時、放冷冷房の機能を良好に発揮できる。
また、請求項１に記載の発明においては、車両の停車時における放冷冷房モード時に、液冷媒タンク部（１０ａ）の液冷媒を蒸発器（８）に導入して蒸発器（８）で蒸発させ、その蒸発した気相冷媒を蓄冷熱交換器（１１）に導入して蓄冷材（１１ａ’）の蓄冷熱により冷却して凝縮し、この凝縮した液冷媒を液冷媒タンク部（１０ａ）に溜めるようになっている。
このため、液冷媒の蒸発潜熱を利用して車室内空気を効率よく冷却できて放冷冷房モード時の冷房性能を向上できるとともに、液冷媒タンク部（１０ａ）に液冷媒が残存している間は蒸発器（８）への液冷媒供給を継続して、液冷媒の蒸発潜熱による放冷冷房性能を良好に発揮できる。
また、蓄冷熱交換器（１１）の下部にポンプ手段（１５）および液冷媒タンク部（１０ａ）を配置しているから、放冷冷房モード時に蓄冷熱交換器（１１）で凝縮した液冷媒を重力にて速やかに液冷媒タンク部（１０ａ）に落下させることができる。このため、蓄冷熱交換器（１１）の表面に凝縮液冷媒が淀むことがないので、放冷冷房モード時に気相冷媒と蓄冷材との間の熱交換を効率よく行うことができ、蓄冷熱交換器（１１）における気相冷媒の凝縮能力を常に良好に維持できる。
そして、フィン（１１ｆ）の伝熱面相互間に蓄冷材（１１ａ’）を薄膜状に充填する蓄冷熱交換器構成となっているから、蓄冷材（１１ａ’）の熱伝導率が小さくても、フィン（１１ｆ）と蓄冷材（１１ａ’）との間で効率よく熱交換を行うことができる。その結果、後述の図１７に示す本発明者の比較検討から明白なように、蓄冷材（１１ａ’）を円筒状やボール状の容器内に充填する場合に比較して、蓄冷熱交換器を大幅に小型化できる。

請求項２に記載の発明では、請求項１において、チューブ（１１ｅ）は上下方向に配置され、冷媒がチューブ（１１ｅ）を上方から下方へと流れることを特徴とする。

これによると、圧縮機停止時（放冷時）に気相冷媒が蓄冷材（１１ａ’）により冷却されてチューブ（１１ｅ）内で凝縮する際に、チューブ（１１ｅ）内を冷媒が上方から下方へと流れるので、凝縮液を冷媒流れに沿って重力により速やかにチューブ外へ排出することができる。従って、チューブ（１１ｅ）内面での凝縮液膜を常に薄い状態に維持して放冷時の伝熱性能を良好に維持できる。

請求項３に記載の発明のように、請求項１または２において、フィン（１１ｆ）は、具体的には所定のフィンピッチにて略平行に配置された平板状フィンで構成できる。

請求項４に記載の発明のように、請求項３に記載の平板状フィン（１１ｆ）は、より具体的には、所定のフィンピッチにて積層された複数枚のフィンにより構成される。

請求項５に記載の発明のように、請求項３において、チューブ（１１ｅ）を円管状とし、平板状フィン（１１ｆ）を、チューブ（１１ｅ）の外周面上に螺旋状に連続して一体成形してもよい。

これによると、フィンを予めチューブ外周面上に螺旋状に一体成形しておくことができるので、熱交換器の組付作業を簡略化できる。

請求項６に記載の発明では、請求項３ないし５のいずれか１つにおいて、フィンピッチは、０．５ｍｍ〜２．０ｍｍの範囲に設定されていることを特徴とする。

本発明者の検討によると、フィンピッチを上記範囲に設定することにより、蓄冷熱交換器の伝熱性能の確保と蓄冷熱交換器の小型化とを良好に達成できる。

請求項７に記載の発明では、請求項１ないし６のいずれか１つにおいて、フィン（１１ｆ）に蓄冷材（１１ａ’）の体積変化に伴う移動を許容する貫通穴（１１ｎ）を備えることを特徴とする。

ところで、圧縮機稼働時（蓄冷時）に蓄冷材（１１ａ’）が液相から固相へ相変化する際は蓄冷材（１１ａ’）の体積が減少するが、請求項７によると、貫通穴（１１ｎ）を通してフィン外部からフィン間に蓄冷材（１１ａ’）を容易に補給できる。

一方、圧縮機停止時（放冷時）に蓄冷材（１１ａ’）が固相から液相へ相変化する際は蓄冷材（１１ａ’）の体積が増加するが、貫通穴（１１ｎ）を通してフィン間からフィン外部へ蓄冷材（１１ａ’）を容易に押し出すことができる。

以上のように蓄冷材（１１ａ’）の体積変化に伴う蓄冷材（１１ａ’）の移動を容易に行うことができるので、蓄冷材（１１ａ’）の体積変化に起因してフィン（１１ｆ）に過大な応力が発生することを回避して、蓄冷熱交換器の耐久性を向上できる。

請求項８に記載の発明では、請求項１ないし７のいずれか１つにおいて、シェル（１１ｄ）とフィン（１１ｆ）との間に断熱用の隙間部（１１ｐ）を備えることを特徴とする。

ところで、シェル（１１ｄ）内壁面付近はシェル外部からの熱の侵入により蓄冷材（１１ａ’）の融点以上に温度上昇して、蓄冷材（１１ａ’）が通常は液相状態に維持される。しかも、好都合なことに、蓄冷材（１１ａ’）の熱伝導率は、固相状態よりも液相状態の方がはるかに小さい。

従って、請求項８ではシェル（１１ｄ）内周部の隙間部（１１ｐ）に位置する蓄冷材（１１ａ’）を液相状態に維持して、蓄冷材自身の熱伝導率が小さいことを有効利用して、断熱作用を効果的に発揮できる。

その結果、特別な断熱構造を設けなくても冷熱損失を大幅に低減できる。また、断熱構造を設ける場合でも、断熱材使用量を大幅に低減できる。

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は第１実施形態による車両用空調装置の冷凍サイクルＲを示す。車両用空調装置の冷凍サイクルＲは冷媒を吸入、圧縮、吐出する圧縮機１を有し、この圧縮機１には動力断続用の電磁クラッチ２が備えられている。圧縮機１には電磁クラッチ２およびベルト３を介して車両エンジン４の動力が伝達されるので、電磁クラッチ２への通電を空調用制御装置５により断続することにより圧縮機１の運転が断続される。

圧縮機１から吐出された高温、高圧の過熱気相冷媒は高圧側熱交換器をなす凝縮器６に流入し、図示しない冷却ファンより送風される外気と熱交換して冷却され凝縮する。凝縮器６は凝縮部６ａと、凝縮部６ａを通過した後の冷媒の気液を分離して液冷媒を溜めるとともに液冷媒を導出する受液器６ｂと、受液器６ｂからの液冷媒を過冷却する過冷却部６ｃとを一体に構成した周知のものである。

この過冷却部６ｃからの過冷却液冷媒は減圧手段をなす膨張弁７により低圧に減圧され、低圧の気液２相状態となる。膨張弁７は冷房用熱交換器をなす蒸発器８の出口冷媒の過熱度を調節するように弁７ａの開度（冷媒流量）を調節する温度式膨張弁である。特に、本例では、蒸発器８の出口冷媒が流れる蒸発器出口冷媒通路７ｂをボックス型のハウジング７ｃ内に構成して、蒸発器８の出口冷媒の感温機構をハウジング７ｃ内に一体構成するタイプの温度式膨張弁７を用いている。

蓄冷ユニット９は図１の２点鎖線枠内の機器を図２に示す１つのタンク部材１０の内部に一体的に構成しているものであって、タンク部材１０は上下方向に延びる円筒状の形状であり、その下部に低温の低圧液冷媒を溜める液冷媒タンク部１０ａを一体に構成している。

そして、タンク部材１０内部において、液冷媒タンク部１０ａの上方部に蓄冷熱交換器１１を構成している。この蓄冷熱交換器１１は具体的には、蓄冷材１１ａ’を封入した多数の蓄冷材容器１１ａをその容器相互間に冷媒が流通する隙間部を形成する状態で配置している。この多数の蓄冷材容器１１ａの上下両側に冷媒流通穴を有する保持板１１ｂ、１１ｃを配置し、この保持板１１ｂ、１１ｃの外周部をタンク部材１０の内壁面に固定している。

ここで、蓄冷材容器１１ａの形態は具体的には図３（ａ）に示す冷媒流れ方向に沿って細長く延びる円筒状からなる円筒（スティック）タイプ、図３（ｂ）に示すボールタイプ、図３（ｃ）に示すカプセルタイプのいずれでもよい。蓄冷材容器１１ａは樹脂製の薄膜状パック部材、あるいはアルミニュウム等の金属板材で形成することができる。

蓄冷材容器１１ａ内に封入する蓄冷材１１ａ’としては、低圧冷媒により冷却されて相変化（液相→固相）して凝固潜熱を蓄冷できる材料、すなわち、低圧冷媒温度よりも高い温度で凝固する材料を選択する。

ここで、低圧冷媒温度は蒸発器８でのフロスト防止のために、通常３〜４℃程度の温度に制御され、また、冷房時における車室内吹出空気温度の目標上限温度は冷房フィーリングの確保、蒸発器８からの悪臭防止等のために、通常は１２℃〜１５°程度の温度に設定される。

従って、蓄冷材１１ａ’としては、凝固点が上記低圧冷媒温度と冷房時吹出空気温度の目標上限温度との間に位置する材料が好ましく、具体的には、凝固点が６℃〜８℃程度のパラフィンが最適である。もちろん、低圧冷媒温度を０℃以下に制御すれば、蓄冷材１１ａ’として水（氷）を使用することもできる。

蓄冷材１１ａ’の蓄冷状態（凝固状態）を維持するためには、タンク部材１０内部を蓄冷材１１ａ’の凝固点以下の低温状態に維持する必要があるため、タンク部材１０は断熱タンクとして構成する必要がある。従って、タンク部材１０は断熱性に優れた樹脂タンク、あるいは金属タンク表面に断熱材を貼り付けたもの等を用いる。

なお、蓄冷熱交換器１１をシェルアンドチューブタイプの熱交換器として構成してもよく、その場合はシェル（タンク）内部に配置されるチューブにサイクル低圧冷媒を流通させ、そして、シェル（タンク）内部においてチューブの外側空間に蓄冷材１１ａ’を充填してサイクル低圧冷媒により冷却すればよい。

次に、蓄冷ユニット９と冷凍サイクル冷媒通路との接続関係を説明すると、タンク部材１０の上面には、膨張弁７の弁部７ａを通過して減圧された低温の低圧冷媒が流入する入口パイプ１２が配置してある。この入口パイプ１２は冷媒流入部を構成するものであって、この入口パイプ１２からタンク部材１０内において蓄冷熱交換器１１の上面部に低温の低圧冷媒が流入する。

タンク部材１０内において蓄冷熱交換器１１の下面部には第１逆止弁１３が配置してある。この第１逆止弁１３の入口１３ｂは蓄冷熱交換器１１の下方空間に常時連通しており、第１逆止弁１３の弁体１３ａに対して入口１３ｂから出口１３ｃの方向に冷媒圧力が作用するときは弁体１３ａが弁座部１３ｄから開離して開弁状態となる。逆に、弁体１３ａに対して出口１３ｃから入口１３ｂの方向に冷媒圧力が作用するときは弁体１３ａが弁座部１３ｄに圧着して閉弁状態となる。ストッパ１３ｅは弁体１３ａの全開位置を規定するものである。

タンク部材１０の中心部には出口通路部をなす出口パイプ１４が蓄冷熱交換器１１の中心部を貫通して上下方向に延びるように配置されている。この出口パイプ１４の上端側はタンク部材１０の上面を貫通してタンク外部へ取り出され、図１に示すように蒸発器８の入口部に接続される。

一方、出口パイプ１４の下端側は液冷媒タンク部１０ａの液冷媒貯留領域まで垂下しており、そして、出口パイプ１４の下端部に液冷媒循環用のポンプ手段をなす電動ポンプ１５が設けてある。この電動ポンプ１５はその底面部側に吸入口１５ａを配置し、この吸入口１５ａから液冷媒タンク部１０ａの液冷媒を吸入して出口パイプ１４を通して蒸発器８に循環させるものである。

出口パイプ１４には上下方向の中間部に接続口１４ａが開口し、この接続口１４ａに第１逆止弁１３の出口１３ｃを接続している。従って、膨張弁７の弁部７ａの出口通路から入口パイプ１２、蓄冷熱交換器１１、第１逆止弁１３、および出口パイプ１４を経て蒸発器８の入口に至る冷媒通路が形成され、蓄冷熱交換器１１は蒸発器８の入口側通路に直列に設けられている。

また、タンク部材１０の上面には、蒸発器８出口からの冷媒をタンク部材１０内に流入させる冷媒流入部をなす冷媒戻しパイプ１６が設けてある。この冷媒戻しパイプ１６の一端側（上端側）は蒸発器８の出口冷媒配管１７に接続してあり、冷媒戻しパイプ１６の他端側（下端側）はタンク部材１０の上面を貫通してタンク部材１０内に配置された第２逆止弁１８に接続される。

より具体的に説明すると、蒸発器８の出口冷媒配管１７は膨張弁７内部の蒸発器出口冷媒通路７ｂに接続されるものであり、この蒸発器出口冷媒通路７ｂよりも上流側部位にて冷媒戻しパイプ１６の一端が出口冷媒配管１７に接続される。また、タンク部材１０内の空間の最上部に第２逆止弁１８が配置され、第２逆止弁１８の入口１８ｂが冷媒戻しパイプ１６の他端側（下端側）に接続される。第２逆止弁１８の出口１８ｃは蓄冷熱交換器１１の上面部に対向配置されている。

第２逆止弁１８は第１逆止弁１３と同様のものであり、第２逆止弁１８の弁体１８ａに対して入口１８ｂから出口１８ｃの方向に冷媒圧力が作用するときは弁体１８ａが弁座部１８ｄから開離して開弁状態となる。逆に、弁体１８ａに対して出口１８ｃから入口１８ｂの方向に冷媒圧力が作用するときは弁体１８ａが弁座部１８ｄに圧着して閉弁状態となる。ストッパ１８ｅは弁体１８ａの全開位置を規定するものである。

なお、本例では、蓄冷ユニット９のタンク部材１０の上面に膨張弁７を配置して、膨張弁７も蓄冷ユニット９の一部分として一体化し、膨張弁７と蓄冷ユニット９を一体状態にて車両に搭載するようにしてある。

蓄冷ユニット９はタンク部材１０内部の低温状態を維持するためにはタンク部材１０内部への熱の侵入をできるだけ抑制した方が良い。そのためには、蓄冷ユニット９を車室内、例えば、車室内前部の計器盤内側等に設置した方が良い。しかし、車室内のスペース的制約から車室内に蓄冷ユニット９の搭載スペースを確保できない場合は、蓄冷ユニット９を車室外、例えば、エンジンルーム等に設置することになる。

図４は空調室内ユニット２０を示すものであり、空調室内ユニット２０は通常、車室内前部の計器盤内側に搭載される。空調室内ユニット２０の空調ケース２１は車室内へ向かって送風される空気の通路を構成するものであり、この空調ケース２１内に蒸発器８が設置されている。

空調ケース２１において、蒸発器８の上流側には送風機２２が配置され、送風機２２には遠心式送風ファン２２ａと駆動用モータ２２ｂが備えられている。送風ファン２２ａの吸入側には内外気切替箱２３が配置され、この内外気切替箱２３内の内外気切替ドア２３ａにより外気（車室外空気）または内気（車室内空気）が切替導入される。

空調ケース２１内で、蒸発器８の下流側にはエアミックスドア２４が配置され、このエアミックスドア２４の下流側には車両エンジン４の温水（冷却水）を熱源として空気を加熱する温水式ヒータコア２５が暖房用熱交換器として設置されている。

そして、この温水式ヒータコア２５の側方（上方部）には、温水式ヒータコア２５をバイパスして空気（冷風）を流すバイパス通路２６が形成されている。エアミックスドア２４は回動可能な板状ドアであり、温水式ヒータコア２５を通過する温風とバイパス通路２６を通過する冷風との風量割合を調節するものであって、この冷温風の風量割合の調節により車室内への吹出空気温度を調節する。従って、エアミックスドア２４は車室内への吹出空気の温度調節手段を構成する。

温水式ヒータコア２５からの温風とバイパス通路２６からの冷風を空気混合部２７で混合して、所望温度の空気を作り出すことができる。さらに、空調ケース２１内で、空気混合部２７の下流側に吹出モード切替部が構成されている。すなわち、車両フロントガラス内面に空気を吹き出すデフロスタ開口部２８、車室内乗員の上半身側に向けて空気を吹き出すフェイス開口部２９、および車室内乗員の足元に向けて空気を吹き出すフット開口部３０を吹出モードドア３１〜３３により開閉するようになっている。

蒸発器８の温度センサ３４は空調ケース２１内で蒸発器８の空気吹出直後の部位に配置され、蒸発器吹出温度Ｔｅを検出する。ここで、蒸発器温度センサ３４により検出される蒸発器吹出温度Ｔｅは、通常の空調装置と同様に、圧縮機１の電磁クラッチ２の断続制御や、圧縮機１が可変容量型である場合はその吐出容量制御に使用され、これらのクラッチ断続制御や吐出容量制御により蒸発器８の冷却能力を調節して、蒸発器８の吹出温度を制御する。

図１に示すように、空調用制御装置５には、上記の温度センサ３４の他に、空調制御のために、内気温Ｔｒ、外気温Ｔａｍ、日射量Ｔｓ、温水温度Ｔｗ等を検出する周知のセンサ群３５から検出信号が入力される。また、車室内計器盤近傍に設置される空調制御パネル３６の操作スイッチ群の操作信号も空調用制御装置５に入力される。

空調制御パネル３６には乗員により手動操作される温度設定スイッチ、風量切替スイッチ、吹出モードスイッチ、内外気切替スイッチ、圧縮機１のオンオフ信号を発生するエアコンスイッチ等の種々な操作スイッチ群（図示せず）が備えられている。

また、空調用制御装置５はエンジン用制御装置３７に接続されており、エンジン用制御装置３７から空調用制御装置５には車両エンジン４の回転数信号、車速信号等が入力される。

エンジン用制御装置３７は周知のごとく車両エンジン４の運転状況等を検出するセンサ群３８からの信号に基づいて車両エンジン４への燃料噴射量、点火時期等を総合的に制御するものである。さらに、本実施形態の対象とするエコラン車においては、車両エンジン４の回転数信号、車速信号、ブレーキ信号等に基づいて停車状態を判定すると、エンジン用制御装置３７は、点火装置の電源遮断、燃料噴射の停止等により車両エンジン４を自動的に停止させる。

また、エンジン停止後、運転者の運転操作により車両が停車状態から発進状態に移行すると、エンジン用制御装置３７は車両の発進状態をアクセル信号等に基づいて判定して、車両エンジン４を自動的に始動させる。なお、空調用制御装置５は、車両エンジン４停止後の放冷冷房モードの時間が長時間に及び、蓄冷熱交換器１１の蓄冷熱量による冷房を持続できない状態になった時、すなわち、蒸発器吹出温度Ｔｅが所定の目標上限温度まで上昇した時は、エンジン再稼働要求の信号をエンジン用制御装置３７に出力する。

空調用制御装置５およびエンジン用制御装置３７はＣＰＵ、ＲＯＭ、ＲＡＭ等からなる周知のマイクロコンピュータと、その周辺回路にて構成されるものである。なお、空調用制御装置５およびエンジン用制御装置３７を１つの制御装置として統合してもよい。

次に、上記構成において第１実施形態の作動を説明する。図５は車両走行時の通常冷房・蓄冷モード時の作動を示すものであり、この通常冷房・蓄冷モード時では車両エンジン４によって圧縮機１を駆動することにより冷凍サイクルＲが運転される。

従って、圧縮機１から吐出された高圧気相冷媒が凝縮器６にて冷却され、過冷却状態の液冷媒となって膨張弁７に流入する。この膨張弁７の弁部７ａで高圧液冷媒が減圧されて低温低圧の気液２相状態となり、入口パイプ１２から蓄冷ユニット９のタンク部材１０内に流入する。この流入冷媒はタンク部材１０内において蓄冷熱交換器１１の上面部から多数の蓄冷材容器１１ａ相互間の隙間部を下方へと流れる。

ここで、蓄冷熱交換器１１の下面部に位置する第１逆止弁１３の弁体１３ａに対して入口１３ｂから出口１３ｃの方向（順方向）に冷媒圧力が作用して、第１逆止弁１３が開弁するので、蓄冷熱交換器１１の下側空間が第１逆止弁１３を介して出口パイプ１４の中間部の接続口１４ａに連通する。

また、通常冷房・蓄冷モード時は液冷媒循環用の電動ポンプ１５の作動が不要であるため、空調制御装置５の出力により電動ポンプ１５が停止している。このため、電動ポンプ１５が流通抵抗となり、蓄冷熱交換器１１の下側空間の冷媒が電動ポンプ１５を介して出口パイプ１４の下端部に流入する量は僅少である。

従って、蓄冷熱交換器１１の下側空間の冷媒の大部分は第１逆止弁１３を介して出口パイプ１４の中間部の接続口１４ａに流入する。このとき、第２逆止弁１８の弁体１８ａに対しては出口１８ｃから入口１８ｂの方向（逆方向）に冷媒圧力が作用して、第２逆止弁１８は閉弁状態を維持する。

出口パイプ１４に流入した低圧冷媒は蒸発器８の入口部に流入し、蒸発器８において空調ケース２１内の送風空気から吸熱して蒸発し、気相冷媒となる。この気相冷媒は、蒸発器８の出口冷媒配管１７および膨張弁７内部の蒸発器出口冷媒通路７ｂを経て圧縮機１に吸入され、再度圧縮される。蒸発器８にて吸熱された冷風はフェイス開口部２９等から車室内へ吹き出して車室内を冷房する。

次に、通常冷房・蓄冷モード時における蓄冷ユニット９のタンク部材１０内部での冷媒の挙動をより具体的に説明すると、夏期の高外気温時に冷房を始動する場合には蒸発器８の吸い込み空気温度が４０℃以上にも及ぶ高温となり、蒸発器８の冷房熱負荷が非常に大きくなる。このような冷房高負荷条件の下では、蒸発器８の出口冷媒の過熱度が過大となり、膨張弁７の弁部７ａの開度が全開となり、冷凍サイクルの低圧圧力が上昇する。

そのため、蓄冷ユニット９の蓄冷熱交換器１１に流入する低圧冷媒の温度が蓄冷熱交換器１１の蓄冷材１１ａ’の凝固点（６〜８℃程度）より高い温度となる。従って、蓄冷材１１ａ’は低圧冷媒との熱交換で凝固せず、蓄冷材１１ａ’から顕熱分を吸熱するだけである。その結果、冷房高負荷条件では低圧冷媒が蓄冷熱交換器１１にて吸熱する熱量は僅少量となる。そのため、低圧冷媒のほとんどは蓄冷熱交換器１１を持たない通常の空調装置と同様に蒸発器８にて車室内吹出空気から吸熱して蒸発する。

なお、冷房高負荷時には、通常、図４の内外気切替箱２３から内気を吸入する内気モードが選択されるから、冷房始動後の時間経過により蒸発器８の吸い込み空気温度が低下し、冷房熱負荷が低下する。これにより、蒸発器８の出口冷媒の過熱度が減少するので、膨張弁７の弁部７ａの開度が減少し、冷凍サイクルの低圧圧力が低下し、低圧冷媒温度が低下する。

そして、低圧冷媒温度が蓄冷熱交換器１１の蓄冷材１１ａ’の凝固点より低下すると、蓄冷材１１ａ’の凝固が開始され、低圧冷媒は蓄冷材１１ａ’から凝固潜熱を吸熱するので、蓄冷材１１ａ’からの吸熱量が増加する。しかし、蓄冷材１１ａ’がこのように凝固潜熱を蓄冷する段階に至った時点では、既に、冷房熱負荷の低下により低圧冷媒温度が十分低下し、車室内吹出空気が十分低下している。

従って、蓄冷材１１ａ’への凝固潜熱の蓄冷作用によって、冷房高負荷条件における急速冷房性能（クールダウン性能）が大きく阻害されることがない。換言すると、蓄冷熱交換器１１を冷房用蒸発器８の冷媒回路に直列接続しても、冷房高負荷条件における急速冷房性能を、僅少量低下させるだけであり、良好に発揮できる。

そして、冷房熱負荷が低下して蓄冷材１１ａ’が凝固する時には、サイクル内の循環冷媒流量が減少し、蓄冷ユニット９のタンク部材１０内での冷媒流速が低下して、気液２相状態の低圧冷媒の気液分離が起こりやすくなる。これにより、タンク部材１０の下部に形成されている液冷媒タンク部１０ａに液冷媒が重力により落下し、徐々に溜まっていく。

図２は液冷媒タンク部１０ａに液冷媒が最大量溜まった状態を示している。すなわち、液冷媒タンク部１０ａにおける貯留液冷媒の液面が上昇して、第１逆止弁１３の設置高さに到達すると、液冷媒タンク部１０ａの液冷媒は第１逆止弁１３を通して蒸発器８に送り込まれるから、第１逆止弁１３の設置高さより貯留液冷媒の液面が上昇することはない。換言すると、第１逆止弁１３は貯留液冷媒の最大量を決める役割を果たしている。

次に、信号待ち等の停車時に車両エンジン４を自動的に停止する場合について説明すると、停車時には空調作動状態（送風機２２の作動状態）であっても、車両エンジン４の停止に伴って冷凍サイクルＲの圧縮機１も強制的に停止状態となる。そこで、空調用制御装置５ではこの停車時のエンジン（圧縮機）停止状態を判定して、蓄冷ユニット９内の電動ポンプ１５に給電し、電動ポンプ１５を作動させる。

これにより、タンク部材１０下部の液冷媒タンク部１０ａに溜まっている液冷媒を電動ポンプ１５が吸入して、出口パイプ１４を介して蒸発器８の入口側に液冷媒を吐出する。この電動ポンプ１５による液冷媒の吸入、吐出作用によって、第１逆止弁１３には冷媒圧力が逆方向に作用して第１逆止弁１３は閉弁する。これに反し、第２逆止弁１８には冷媒圧力が順方向に作用して第２逆止弁１８は開弁する。

そのため、図６の矢印に示すように、液冷媒タンク部１０ａ→電動ポンプ１５→出口パイプ１４→蒸発器８→出口冷媒配管１７→冷媒戻しパイプ１６→第２逆止弁１８→蓄冷熱交換器１１→液冷媒タンク部１０ａからなる冷媒循環回路で冷媒が循環する。

従って、蒸発器８では液冷媒タンク部１０ａからの液冷媒が送風機２２の送風空気から吸熱して蒸発するので、圧縮機停止後においても蒸発器８の冷却作用を継続でき、車室内の冷房作用を継続できる。蒸発器８で蒸発した気相冷媒の温度は蓄冷熱交換器１１の蓄冷材１１ａ’の凝固点より高いので、蓄冷材１１ａ’は気相冷媒から融解潜熱を吸熱して固相から液相に相変化（融解）する。これにより、気相冷媒は蓄冷材１１ａ’により冷却され凝縮する。この液冷媒は重力により落下して液冷媒タンク部１０ａに蓄えられる。

そして、蓄冷材１１ａ’が液相に相変化していくことにより、液冷媒タンク部１０ａ内の液冷媒量が減少していくが、液冷媒タンク部１０ａ内の液冷媒が残存している間、停車時（圧縮機停止時）の車室内冷房作用を継続できる。

なお、信号待ちによる停車時間は通常、１〜２分程度の短時間であるから、蓄冷材１１ａ’として、凝固点＝６℃、凝固潜熱＝２２９ｋＪ／ｋｇのパラフィンを、４２０ｇ程度用いることにより、１〜２分程度の停車時の間、車室内冷房作用を継続できることを確認している。

次に、第１実施形態の作用効果を説明する。

（１）前述の従来技術（特開２０００−３１３２２６号公報）では、比較的容積の大きい蓄冷熱交換器４０と蓄液タンク４３とを別体に構成する必要があり、また、蓄液タンク４３と電動ポンプ４２とを別体に構成する必要があって、車両搭載スペースが増大し、空調装置の車両搭載性が悪化するが、第１実施形態では、蓄冷熱交換器１１を蒸発器８の入口側に直列接続する冷媒回路構成とし、そして、タンク部材１０の内部に蓄冷熱交換器１１を配置するとともに、タンク部材１０の下部に液冷媒タンク部１０ａを一体に形成し、膨張弁７出口からの低圧冷媒が蓄冷熱交換器１１と熱交換した後に蒸発器８に導入されるようにしている。

しかも、第１実施形態によると、電動ポンプ１５と液冷媒タンク部１０ａとの間に従来技術の３方分岐配管４４のような特別の分岐配管を設定する必要がないので、電動ポンプ１５をタンク部材１０下部の液冷媒タンク部１０ａの液冷媒中に直接、浸漬するように配置できる。

以上により、従来技術の蓄冷熱交換器４０、蓄液タンク４３および電動ポンプ４２に相当する部分を１つのタンク部材１０に一体化できる。これにより、蓄冷および放冷冷房機能のための蓄冷ユニット９を極めてコンパクトに構成できる。従って、このコンパクトな１つの蓄冷ユニット９を車両空調用の一般的な冷凍サイクルに追加するだけでよく、空調装置の車両搭載性を従来技術より大幅に向上できる。

（２）停車時の放冷冷房モード時に、蒸発器８の出口からの冷媒をタンク部材１０内に流入させる冷媒流入部、すなわち、冷媒戻しパイプ１６を蓄冷熱交換器１１の上部に設け、蓄冷熱交換器１１の下部に電動ポンプ１５および液冷媒タンク部１０ａを配置しているから、蓄冷熱交換器１１で凝縮した液冷媒を重力にて速やかに液冷媒タンク部１０ａに落下できる。

このため、蓄冷熱交換器１１の蓄冷材容器１１ａの表面に液冷媒が淀むことがない。この結果、蓄冷熱交換器１１において気相冷媒と蓄冷材容器１１ａとが直接、接する伝熱面積を常に確保できる。

これにより、放冷冷房モード時に気相冷媒と蓄冷材容器１１ａとの間の熱交換を効率よく行うことができるので、蓄冷熱交換器１１における気相冷媒の凝縮能力を常に良好に維持できる。従って、放冷冷房モード時に蒸発器８への液冷媒供給流量を良好に確保して、放冷冷房能力を良好に発揮できる。

また、上記のように、蓄冷熱交換器１１をタンク部材１０内にて液冷媒タンク部１０ａの上方に配置することにより、蓄冷熱交換器１１表面での液冷媒の淀みを防止できるので、蓄冷熱交換器１１自体を蒸発器８を内蔵する空調室内ユニット２０の上方に配置するという必要性はなく、車両搭載上、配置レイアウトの自由度が増して非常に有利である。

（３）タンク部材１０内において蓄冷熱交換器１１の下方に電動ポンプ１５および液冷媒タンク部１０ａを配置して、電動ポンプ１５を液冷媒タンク部１０ａの液冷媒中に直接、浸漬するように配置するから、車両が何時停車しても、放冷モード開始と同時に電動ポンプ１５はその駆動直後から直ちに液冷媒を吸入、吐出できる。従って、放冷モード時に電動ポンプ１５がガス冷媒を吸入して蒸発器８への冷媒供給流量が低下するといった不具合が発生せず、車両の停車直後から即時、放冷冷房の機能を良好に発揮できる。

（４）車両走行時の通常冷房・蓄冷モード時に、膨張弁７出口からの低圧冷媒をタンク部材１０内に流入させる冷媒流入部、すなわち、入口パイプ１２をタンク部材１０の上部に設け、そして、タンク部材１０内において蓄冷熱交換器１１の下側に逆止弁１３を設けて、蓄冷熱交換器１１の下側の冷媒が逆止弁１３および出口パイプ１４を通して蒸発器８の入口側に導入されるようにしている。

従って、通常冷房・蓄冷モード時においても、低圧冷媒が蓄冷熱交換器１１の上部から下部へと重力方向に沿ってスムースに冷媒が流れ、蓄冷熱交換器１１下側の逆止弁１３および出口パイプ１４を通して低圧冷媒を蒸発器８の入口側にスムースに導入できる。

そして、蓄冷熱交換器１１の蓄冷完了後の余剰液冷媒は下方の液冷媒タンク部１０ａへ重力によりスムースに落下させることができる。また、液冷媒タンク部１０ａに溜まる余剰液冷媒の最大液面高さ（最大液冷媒貯留量）を前述のように蓄冷熱交換器１１下側の逆止弁１３の位置によって規定できるので、逆止弁１３の位置まで余剰液冷媒の液面高さが上昇すると、これ以後は、余剰液冷媒が気液混合状態となって蒸発器８に導入される。すなわち、液冷媒タンク部１０ａが存在しない状態と等価の状況で冷凍サイクルは作動する。

（５）次に、本実施形態による「冷房用蒸発器８に対して蓄冷熱交換器１１を直列接続する」ことの有利さを従来技術との対比により詳述する。前述の従来技術（特開２０００−３１３２２６号公報）では、空調用冷凍サイクルＲにおいて蓄冷材４０ａを内蔵する蓄冷熱交換器４０を冷房用蒸発器８と並列に設けているので、蓄冷熱交換器４０の冷媒通路を冷凍サイクルの運転状況に応じて電磁弁４１により開閉することが必須となる。

これに反し、本実施形態によると、冷房用蒸発器８に対して蓄冷熱交換器１１を直列接続しているから、夏期の冷房始動時のように冷房熱負荷が非常に高い条件においても、サイクル循環冷媒流量の全量が冷房用蒸発器８を通過するから、蓄冷熱交換器１１の追加により冷房用蒸発器８への循環冷媒流量が減少することはない。

しかも、蓄冷熱交換器１１における蓄冷材１１ａ’の凝固点を前述のように冷房時吹出空気温度の目標上限温度（１２〜１５℃程度）よりも低い温度（６〜８℃程度）に設定することにより、冷房高熱負荷条件における低圧冷媒の温度よりも蓄冷材１１ａ’の凝固点が低い温度となる。このため、冷房高熱負荷条件では蓄冷材１１ａ’は低圧冷媒との熱交換で凝固せず、顕熱分の吸熱が僅かに行われるだけである。

そのため、低圧冷媒の大部分は蓄冷熱交換器１１を持たない通常の空調装置と同様に蒸発器８にて車室内吹出空気から吸熱して蒸発する。つまり、蓄冷熱交換器１１への冷媒流れの切替のための特別の操作を行わなくても、冷房高熱負荷条件における冷房用蒸発器８の最大冷却能力を良好に発揮できる。

その結果、車両走行時の通常冷房・蓄冷モードと、停車時の放冷冷房モードとの間での冷媒流れは、電磁弁に比して大幅に低コストで小型な逆止弁１３、１８によって切り替えることができる。

（６）また、蓄冷熱交換器１１における蓄冷材１１ａ’の凝固が完了し、蓄冷完了状態になると、蓄冷熱交換器１１における低圧冷媒の吸熱はほとんどなくなるが、蓄冷熱交換器１１を冷房用蒸発器８の入口側に配置しているため、膨張弁７は蒸発器８の出口冷媒の過熱度を感知して冷媒流量を調節できる。従って、蓄冷完了後においても、蒸発器８の冷房熱負荷に応じた適切な冷媒流量を蒸発器８に供給できる。

なお、第１実施形態において、蓄冷熱交換器１１をもし蒸発器８の出口側に配置すると、蓄冷材１１ａ’の蓄冷完了状態では蒸発器８の出口冷媒が過熱度を持っていても蒸発器８の出口冷媒が蓄冷材１１ａ’により冷却されて過熱度が小さくなってしまい、その結果、膨張弁７の開度が減少して、蒸発器８の冷房熱負荷に対して冷媒流量が過小になるという不具合が生じるが、蓄冷熱交換器１１を冷房用蒸発器８の入口側に配置することにより、このような不具合が生じない。

（第２実施形態）
上記の第１実施形態では、減圧手段として膨張弁７を用い、膨張弁７により蒸発器８の出口冷媒の過熱度を調節する冷凍サイクルについて説明したが、第２実施形態は蒸発器８の出口側（圧縮機１の吸入側）にアキュムレータを配置し、このアキュムレータにおいて蒸発器出口冷媒の気液を分離して液冷媒を溜めて、気相冷媒を圧縮機１に吸入させるアキュムレータ式の冷凍サイクルに蓄冷熱交換器１１を組み合わせるものである。

図７〜図１０は第２実施形態を示すもので、前述の図１、図２、図５、図６に対応するものであり、第１実施形態と同等部分には同一符号を付して説明を省略する。また、制御装置５、３７等の電気制御部は第１実施形態と同じであるので、図７〜図１０ではこの電気制御部の図示を省略している。

アキュムレータ式の冷凍サイクルにおいては、蒸発器８の出口側にタンク状のアキュムレータを配置するので、第２実施形態ではこのアキュムレータに着目して蓄冷ユニット９をアキュムレータと一体に構成する。

すなわち、第２実施形態では、図８に示すように蓄冷ユニット９のタンク部材１０の上面部に蒸発器８の出口からの冷媒を受け入れる入口パイプ１２０を設け、この入口パイプ１２０により蒸発器８の出口冷媒をタンク部材１０内の上部に流入させる。従って、入口パイプ１２０により蒸発器出口冷媒の流入部が構成される。

一方、タンク部材１０の下部に液冷媒を溜める液冷媒タンク部１０ａを一体に形成している。蓄冷熱交換器１１は第１実施形態と同様のものであり、タンク部材１０内の上部に配置され、入口パイプ１２０からの流入冷媒が多数の蓄冷材容器１１ａ相互の隙間部を通過して下方へ流れる。

タンク部材１０の内部には、第１、第２の２つの出口パイプ１４１、１４２が配置してある。第１出口パイプ１４１は通常のアキュムレータにおける出口パイプに相当するものであり、そのため、第１出口パイプ１４１はＵ状に曲げ形成され、Ｕ状の底部にオイル戻し穴１４１ａを開口し、このオイル戻し穴１４１ａから液冷媒中に含まれる圧縮機潤滑用オイルを吸い込むようになっている。

また、第１出口パイプ１４１のＵ状一端部に気相冷媒吸入口１４１ｂを設け、この気相冷媒吸入口１４１ｂをタンク部材１０内の下部の液冷媒タンク部１０ａに溜まる液冷媒よりも上方の空間に開口する。これにより、タンク部材１０内の上部の気相冷媒を気相冷媒吸入口１４１ｂから第１出口パイプ１４１内に吸入するようになっている。第１出口パイプ１４１の他端側はタンク部材１０の上面部からタンク外部へ取り出して、圧縮機１の吸入側に接続するようになっている。

また、第１出口パイプ１４１において、気相冷媒吸入口１４１ｂの下流側（下方側）には冷媒中の水分を吸収する乾燥剤を内蔵する乾燥剤ユニット１４１ｃが配置してある。

一方、第２出口パイプ１４２は停車時の放冷冷房モード時の冷媒循環回路の出口通路部を構成するものであり、その下端部を液冷媒タンク部１０ａの液冷媒中に位置させ、第２出口パイプ１４２の下端部に液冷媒循環用ポンプ手段をなす電動ポンプ１５を設け、電動ポンプ１５の下端部の吸入口１５ａから液冷媒を吸入して第２出口パイプ１４２に吐出する。電動ポンプ１５は本例も液冷媒タンク部１０ａの液冷媒中に浸漬するように配置されている。

第２出口パイプ１４２の他端側もタンク部材１０の上面部からタンク外部へ取り出してあり、第２出口パイプ１４２のうちタンク部材１０の上面部の上方部位に逆止弁１８を配置している。これにより、第２出口パイプ１４２の他端側は、逆止弁１８を介して蒸発器８の入口配管１４３に接続してある。この入口配管１４３は減圧装置７０の出口側と蒸発器８の入口側との間を結合する配管である。

逆止弁１８は図２の第２逆止弁１８と同様のものであり、弁体１８ａに対して入口１８ｂから出口１８ｃの方向に冷媒圧力が作用するときは弁体１８ａが弁座部１８ｄから開離して開弁状態となる。図８は逆止弁１８の開弁状態を示す。逆に、弁体１８ａに対して出口１８ｃから入口１８ｂの方向に冷媒圧力が作用するときは弁体１８ａが弁座部１８ｄに圧着して閉弁状態となる。

第２出口パイプ１４２には、第１出口パイプ１４１の気相冷媒吸入口１４１ｂの上方側と蓄冷熱交換器１１の下方側との間に板部材１４２ａを設け、この板部材１４２ａにより気相冷媒吸入口１４１ｂの周辺部の液冷媒液面に上方から冷媒流が衝突することを防止している。それにより、冷媒流衝突による冷媒液面の波立ちを防止するとともに、気液分離後の気相冷媒を圧縮機吸入側に確実に戻すことができる。

なお、第２実施形態はアキュムレータ式の冷凍サイクルに関するものであって、アキュムレータタンクの役割を兼ねるタンク部材１０にて蒸発器出口冷媒の気液を分離して液冷媒を溜める。そして、第１出口パイプ１４１の気相冷媒吸入口１４１ｂから気相冷媒を吸入して圧縮機１の吸入側に送り込むことができる。

従って、蒸発器出口冷媒の過熱度の調節を行わなくても圧縮機１の液冷媒圧縮を防止できるので、第２実施形態では減圧装置７０としてキャピラリチューブ、オリフィス等の固定絞り、あるいは高圧冷媒圧力に応動する可変絞り等を使用することができる。これらの減圧装置７０は、過熱度制御機構を持つ温度式膨張弁７に比して構成が簡素で、安価である。

図９は第２実施形態による車両走行時の通常冷房・蓄冷モードであり、車両エンジン４により圧縮機１が駆動されることにより、図９の矢印で示す回路、すなわち、圧縮機１の吐出側→凝縮器６→減圧装置７０→入口配管１４３→蒸発器８→入口パイプ１２０→蓄冷熱交換器１１→第１出口パイプ１４１→圧縮機１の吸入側に至る回路にて冷媒が循環し、蒸発器８にて低圧冷媒が空調ケース２１内の送風空気から吸熱して蒸発することにより送風空気が冷却され車室内の冷房を行うことができる。

また、蓄冷熱交換器１１において蓄冷材１１ａ’を低圧冷媒により冷却して凝固させることにより蓄冷材１１ａ’への蓄冷を行う。なお、通常冷房・蓄冷モードでは、電動ポンプ１５は第１実施形態と同様に停止しており、また、逆止弁１８は閉弁している。

図１０は第２実施形態による停車時の放冷冷房モードであり、このときは電動ポンプ１５を作動させ、図１０の矢印で示す回路により冷媒を循環させる。すなわち、タンク部材１０下部の液冷媒タンク部１０ａ内の液冷媒を電動ポンプ１５にて吸入、吐出することにより、電動ポンプ１５→第２出口パイプ１４２→逆止弁１８（開弁状態）→入口配管１４３→蒸発器８→入口パイプ１２０→蓄冷熱交換器１１→液冷媒タンク部１０ａに至る回路にて冷媒が循環する。

これにより、液冷媒タンク部１０ａの貯留液冷媒を蒸発器８に循環するとともに、蒸発器８で蒸発した気相冷媒を蓄冷熱交換器１１により冷却、液化させることにより、第１実施形態と同様に第２実施形態でも停車時の放冷冷房機能を良好に発揮できる。

ところで、第２実施形態においても、液冷媒タンク部１０ａを一体形成したタンク部材１０内に、蓄冷熱交換器１１および電動ポンプ１５を一体化しているから、第１実施形態と同様に蓄冷ユニット９の車両搭載性を向上できる（前述の（１）の作用効果）。

また、第２実施形態において、タンク部材１０内の上部に蓄冷熱交換器１１を配置し、蓄冷熱交換器１１の下方に電動ポンプ１５および液冷媒タンク部１０ａを配置すること、蒸発器８出口からの冷媒流入部をなす入口パイプ１２０をタンク部材１０の上部に配置すること等も第１実施形態と同様であり、そのため、第２実施形態でも第１実施形態の前述の（２）〜（５）の作用効果を同様に発揮できる。

ところで、第２実施形態はアキュムレータ式の冷凍サイクルであるため、蒸発器８の出口側に蓄冷熱交換器１１を直列接続している。これは次の理由による。すなわち、アキュムレータ式の冷凍サイクルでは、減圧装置７０をキャピラリチューブ、オリフィス等の固定絞り、あるいは高圧冷媒圧力に応動する可変絞り等により構成することができ、膨張弁７を使用する必要がない。従って、蒸発器８の出口側に蓄冷熱交換器１１を直列接続しても、前述の蒸発器出口冷媒の過熱度調節の不具合が生じない。

そして、蒸発器８の冷媒通路を流れる冷媒流れには必ず圧力損失が発生するので、蒸発器８の入口側に比して出口側の方が冷媒圧力（蒸発圧力）が低下する。ここで、アキュムレータ式の冷凍サイクルでは、アキュムレータ部、本実施形態ではタンク部材１０内部に冷媒の気液界面が形成され冷媒が飽和状態になっているので、蒸発器８内の冷媒が過熱状態にならない。従って、蒸発器８の出口側では冷媒圧力の低下に伴って冷媒温度（蒸発温度）が必ず入口側よりも低下する。

この結果、アキュムレータ式の冷凍サイクルにおいて、蒸発器８の出口側に蓄冷熱交換器１１を直列接続することにより、蓄冷材１１ａ’をより低温の冷媒にて冷却でき、蓄冷材１１ａ’と冷媒との温度差を拡大して熱交換効率を向上でき、蓄冷材１１ａ’の凝固をより短時間で完了できる。

（第１、第２実施形態の変形例）
なお、第２実施形態では、図８に示すように蓄冷ユニット９のタンク部材１０内にＵ状に曲げ形成した第１出口パイプ１４１を配置し、第１出口パイプ１４１の一端部をタンク部材１０の上面部から外部へ取り出すように構成しているが、図８に２点鎖線で図示するように第１出口パイプ１４１をタンク部材１０の底面部から外部へ取り出すように構成してもよい。

また、第２実施形態において逆止弁１８は電動ポンプ１５の停止時、すなわち、通常冷房・蓄冷モード時に閉弁することにより、蒸発器８の入口配管１４３から低圧冷媒が第２出口パイプ１４２側へ逆流することを防止するものであるから、電動ポンプ１５自身の停止時の流通抵抗により低圧冷媒の上記逆流を実用上問題のないレベルに低下できるのであれば、逆止弁１８を廃止してもよい。

また、第１実施形態では、タンク部材１０の下部の断面積をタンク部材１０の上部よりも小さくして液冷媒タンク部１０ａを形成している。また、第２実施形態では、タンク部材１０の下部の断面積をタンク部材１０の上部の断面積と同一にして液冷媒タンク部１０ａを形成している。

しかし、車両搭載上の都合等により液冷媒タンク部１０ａの高さ寸法を縮小したい場合には、タンク部材１０の下部の断面積をタンク部材１０の上部よりも大きくして液冷媒タンク部１０ａをタンク部材１０の上部よりも水平方向に拡大する形状とし、これにより、液冷媒タンク部１０ａの必要容積を確保するようにしてもよい。

また、第１、第２実施形態では、いずれも図２、図８に示すように、液冷媒タンク部１０ａの内部に電動ポンプ１５を配置しているが、液冷媒タンク部１０ａの液冷媒をタンク外部に取り出す出口パイプ１４、１４２のうちタンク外部の部位に電動ポンプ１５を配置しても良い。この場合、出口パイプ１４、１４２を液冷媒タンク部１０ａの下方側に取り出し、電動ポンプ１５を液冷媒タンク部１０ａの下方側に配置すれば、電動ポンプ１５の吸入側に液冷媒が充満した状態で電動ポンプ１５を始動できる。

（第３実施形態）
第１実施形態では、図２に示すようにタンク部材１０の内部において蓄冷熱交換器１１の下方側に第１逆止弁１３を配置し、車両走行時の通常冷房・蓄冷モード時に第１逆止弁１３の入口１３ｂから蓄冷熱交換器１１の下方側の冷媒を吸入し、この吸入冷媒を蒸発器８の入口側に導入するようにしている。このため、液冷媒タンク部１０ａの貯留液冷媒の液面が前述したように第１逆止弁１３の設定高さよりも上昇しないようになっている。故に、第１実施形態では、停車時の放冷冷房モードに必要な液冷媒量を貯留するに必要な容積を持った液冷媒タンク部１０ａを蓄冷熱交換器１１の下方側に形成する必要が生じる。このことがタンク部材１０の小型化の大きな阻害要因となる。

そこで、第３実施形態では、液冷媒タンク部１０ａの容積が同一であっても、第１実施形態に比較してタンク部材１０を小型化できるようにするものである。

図１１は第３実施形態を示すものであり、図２（第１実施形態）と同等部分には同一符号を付して説明を省略し、以下第１実施形態との相違点について説明する。タンク部材１０の底面部の中心部に下方へ円筒状に突き出すポンプ収納部１０ｂを形成し、このポンプ収納部１０ｂ内に電動ポンプ１５を収納し、固定している。

このポンプ収納部１０ｂの内周面と電動ポンプ１５の外周面との間には所定間隔の冷媒流路１０ｃを形成してポンプ収納部１０ｂ底部の液溜め部１０ｄまで液冷媒が流入するようになっている。そして、電動ポンプ１５の吸入口１５ａをポンプ底面部に配置して液溜め部１０ｄの液冷媒を吸入するようになっている。また、電動ポンプ１５の吐出口１５ｂはポンプ上面部に配置して出口パイプ１４の下端部に接続される。

蓄冷熱交換器１１は、前述の図３（ａ）の円筒（スティック）タイプの蓄冷材容器１１ａを多数本上下方向に配置した構成になっているが、第３実施形態では、タンク部材１０内における蓄冷熱交換器１１の設置場所をタンク部材１０の底面部に近接した部位に引き下げている。具体的には、蓄冷熱交換器１１の下端部とタンク部材１０の底面部との間に、例えば、４ｍｍ程度の微小間隔ｈのみが設定されるように蓄冷熱交換器１１の設置場所を引き下げている。蓄冷熱交換器１１の下方にはこの微小間隔ｈにより液溜め空間１０ｅが構成される。

そして、出口パイプ１４の接続口１４ａおよび第１逆止弁１３を、蓄冷熱交換器１１の上下方向の中間部位に配置している。この出口パイプ１４の接続口１４ａおよび第１逆止弁１３の周囲を蓄冷熱交換器１１の上方空間と仕切るための仕切り部材１１０を蓄冷熱交換器１１の中心部に設けている。

この仕切り部材１１０は円板状の上面蓋部１１１と上面蓋部１１１の下側に位置する円筒部１１２とを有し、この円筒部１１２の内側に第１逆止弁１３を配置するとともに、出口パイプ１４は上面蓋部１１１を貫通して上下方向に延びるように配置されている。円筒部１１２の下端部は開口部１１３を形成しているので、第１逆止弁１３の入口１３ｂはこの開口部１１３により液溜め空間１０ｅのみに連通し、蓄冷熱交換器１１の上方空間とは連通しないようになっている。

第３実施形態によると、第１逆止弁１３の入口１３ｂを蓄冷熱交換器１１の上下方向の中間部位に配置しているから、車両走行時の通常冷房・蓄冷モード時にタンク部材１０内に貯留される液冷媒の液面Ｌが第１逆止弁１３の入口１３ｂ付近の高さまで上昇することができる。これにより、タンク部材１０内部において蓄冷熱交換器１１の上下方向の中間部位まで液冷媒の貯留領域となる。

従って、第３実施形態では、タンク部材１０内底面部付近の液溜め空間１０ｅのみならず、蓄冷熱交換器１１の多数本の蓄冷材容器１１ａ相互間の空間をも利用して液冷媒タンク部１０ａを構成できる。この結果、液冷媒タンク部１０ａの容積が同一であっても、第３実施形態のタンク部材１０の高さ寸法を図２の第１実施形態に比較して大幅に縮小でき、タンク部材１０を小型化できる。これにより、蓄冷ユニット９の車両搭載性を向上できる。

ところで、第３実施形態によると、蓄冷熱交換器１１の多数本の蓄冷材容器１１ａ相互間の空間をも利用して液冷媒タンク部１０ａを構成するので、蓄冷材容器１１ａの下側部分が液冷媒中に浸漬することになり、このことから車両走行時の蓄冷能力および停車時の放冷能力の低下が懸念されるが、実際は以下の工夫により上記能力低下をほとんど問題とならないレベルに抑制できる。

先ず、蓄冷能力について述べると、出口パイプ１４の接続口１４ａおよび第１逆止弁１３の周囲を仕切り部材１１０により仕切って、第１逆止弁１３の入口１３ｂを仕切り部材１１０下端の開口部１１３により液溜め空間１０ｅのみに連通し、入口１３ｂが蓄冷熱交換器１１の上方空間とは連通しないようにしている。

このため、車両走行時の蓄冷時には、膨張弁７の弁部７ａで減圧された低温低圧の冷媒が入口パイプ１２からタンク部材１０内に流入した後、この流入冷媒が直接第１逆止弁１３の入口１３ｂに向かうことが仕切り部材１１０により阻止される。

これにより、この流入冷媒はタンク部材１０内において蓄冷熱交換器１１の上面部から多数の蓄冷材容器１１ａ相互間の隙間部を下方へと流れ、タンク部材１０内底面部付近の液溜め空間１０ｅに到達し、しかる後、冷媒は開口部１１３を通過して第１逆止弁１３の入口１３ｂに吸入される。

このように、蓄冷時にはタンク部材１０内への流入冷媒が必ず蓄冷材容器１１ａ相互間の隙間部を下方へと流れて蓄冷材容器１１ａの下側部分の表面に接している液冷媒を流動させ、撹拌する。これにより、蓄冷材容器１１ａの下側部分が液冷媒域に浸漬していても、蓄冷材容器１１ａの下側部分の表面における熱伝達率の低下を、実際上ほとんど問題とならないレベルに抑制でき、必要な蓄冷能力を確保できる。

次に、放冷能力について説明すると、停車時の放冷時には電動ポンプ１５を作動させて、液溜め部１０ｄの貯留液冷媒を吸入して蒸発器８に導入し、蒸発器８で蒸発した気相冷媒を蓄冷熱交換器１１に還流し、この蓄冷熱交換器１１にて気相冷媒を冷却して凝縮させる。ここで、蓄冷熱交換器１１における気相冷媒の凝縮量は、蓄冷熱交換器１１での伝熱面積等の熱交換器仕様と、蓄冷材１１ａ’の融点等の物性により求めることができる。

そして、この気相冷媒の凝縮量よりも電動ポンプ１５による液冷媒循環量が多くなるように電動ポンプ１５の吐出能力を設定することにより、放冷時に液冷媒の液面Ｌを蓄冷熱交換器１１の下端部よりも下方へ下げることができる。これにより、蒸発器８出口から還流する気相冷媒を蓄冷熱交換器１１の蓄冷材容器１１ａの表面全体で効率よく冷却して凝縮させることができるので、放冷能力の低下を防止できる。

（第４実施形態）
上記第３実施形態では、蓄冷熱交換器１１の中心部にて、蓄冷熱交換器１１の上下方向の中間部位に出口パイプ１４の接続口１４ａおよび第１逆止弁１３を配置しているが、第４実施形態では、図１２に示すように、出口パイプ１４の接続口１４ａおよび第１逆止弁１３を蓄冷熱交換器１１の下方側の液溜め空間１０ｅに配置している。

一方、第１逆止弁１３の入口１３ｂに入口配管１３ｆを接続し、この入口配管１３ｆの先端側を円筒状の仕切り部材１１０内に挿入して、入口配管１３ｆの先端開口１３ｇを円筒状の仕切り部材１１０内において蓄冷熱交換器１１の上下方向の中間部位に配置している。

これにより、第４実施形態では第１逆止弁１３を蓄冷熱交換器１１の下方側の液溜め空間１０ｅに配置していても、液冷媒の液面Ｌを入口配管１３ｆの先端開口１３ｇの位置、すなわち、蓄冷熱交換器１１の上下方向の中間部位まで上昇させることができる。従って、第３実施形態と同様に、蓄冷熱交換器１１の多数本の蓄冷材容器１１ａ相互間の空間をも利用して液冷媒タンク部１０ａを構成できる。この結果、第４実施形態においても、蓄冷熱交換器１１の下方側の液溜め空間１０ｅの容積を図２の第１実施形態に比較して大幅に縮小でき、タンク部材１０を小型化できる。

また、第３実施形態に比較すると、第４実施形態では円筒状の仕切り部材１１０の容積を大幅に縮小できるので、その分だけ、蓄冷熱交換器１１の容積を増大して蓄冷材充填量の増加を図ることができる。

なお、第３実施形態および第４実施形態では、蓄冷熱交換器１１の蓄冷材容器１１ａを図３（ａ）に示す円筒状タイプのもので構成する例について説明したが、蓄冷熱交換器１１の蓄冷材容器１１ａを図３（ｂ）に示すボールタイプ、あるいは図３（ｃ）に示すカプセルタイプのもので構成してもよい。

（第５実施形態）
図１３は第５実施形態であり、蓄冷熱交換器１１の蓄冷材容器１１ａを図３（ｂ）に示すボールタイプのもので構成し、このボールタイプの蓄冷材容器１１ａを第１逆止弁１３、出口パイプ１４および電動ポンプ１５の周囲空間に直接、密に配置している。すなわち、多数のボールタイプの蓄冷材容器１１ａを互の球面が密着するように上記周囲空間に敷き詰めてある。従って、多数のボールタイプの蓄冷材容器１１ａ相互の球面同士の間には微小な空隙からなる冷媒流路が迷路状に形成される。

蓄冷熱交換器１１の下端部とケース１０の底面部との間に微小間隔ｈを設定して、液溜め空間１０ｅを形成している。電動ポンプ１５はこの液溜め空間１０ｅの液冷媒を吸入するようになっている。

第５実施形態では、第３、第４実施形態における仕切り部材１１０を廃止している。しかし、入口パイプ１２の開口端１２ａを第１逆止弁１３の入口１３ｂと反対方向、図１３の例では右方向に向けているので、入口パイプ１２の開口端１２ａから低圧冷媒は第１逆止弁１３の入口１３ｂと反対方向に向かって流出する。しかも、第１逆止弁１３の周囲には多数のボールタイプの蓄冷材容器１１ａを密に敷き詰め、多数の蓄冷材容器１１ａ相互の球面同士の間に微小な空隙からなる冷媒流路を迷路状に形成しているので、車両走行時の蓄冷時に、入口パイプ１２の開口端１２ａから流出した低圧冷媒は、この蓄冷材容器１１ａ相互の迷路状冷媒流路を通過した後に、第１逆止弁１３の入口１３ｂに向かって流れる。

以上のことから、仕切り部材１１０を廃止しても、入口パイプ１２から流出した低圧冷媒が直ちに第１逆止弁１３の入口１３ｂに向かって流れることはなく、第１逆止弁１３の入口１３ｂから離れた部位から低圧冷媒が蓄冷材容器１１ａ相互の迷路状冷媒流路を通過するので、蓄冷熱交換器１１のうちかなり広範囲の蓄冷材容器１１ａ相互間の冷媒流路を低圧冷媒が通過する。この結果、蓄冷材容器１１ａの下側部分が液冷媒域に浸漬する構成であって、かつ、仕切り部材１１０を廃止しても、第３、第４実施形態に対する蓄冷能力の低下を僅少量に抑制できる。

なお、放冷時には第３、第４実施形態と同様に気相冷媒の凝縮量よりも電動ポンプ１５による液冷媒循環量が多くなるように電動ポンプ１５の吐出能力を設定することにより、第３、第４実施形態と同等の放冷能力を確保できる。

第５実施形態によると、第１逆止弁１３を蓄冷熱交換器１１の内部に配置するとともに、電動ポンプ１５も、その大部分を蓄冷熱交換器１１の内部に配置する構成であるから、第３、第４実施形態よりも一層タンク部材１０を小型化できる。特に、タンク部材１０の全高さ寸法の短縮効果が大である。

また、仕切り部材１１０を廃止して第１逆止弁１３の周囲に多数のボールタイプの蓄冷材容器１１ａを直接、密に敷き詰めているから、仕切り部材１１０の仕切り空間による蓄冷材充填容積の減少が発生せず、蓄冷材充填量を増加することができる。

（第６実施形態）
第６実施形態は蓄冷ユニット９の体格の大部分を占める蓄冷熱交換器１１の小型化に関するものである。蓄冷熱交換器１１は、所定の蓄冷および放冷能力を発揮するために、この蓄冷、放冷能力に対応した大きな伝熱面積が必要となる。そして、この伝熱面積を確保しつつ、蓄冷材充填量を増加して蓄冷容量を増大しようとすると、蓄冷熱交換器１１がどうしても大型化し、且つ、熱交換器重量も増えて、蓄冷ユニット９の車両搭載性が悪化する。

そこで、第６実施形態では蓄冷熱交換器１１の伝熱構成の工夫によって蓄冷熱交換器１１の小型化を図るものである。図１４、図１５は第６実施形態による蓄冷熱交換器１１の具体例を示し、図１６は第６実施形態による蓄冷熱交換器１１を蓄冷ユニット９内に組み込んだ例を示す。図１６は、図１に示す膨張弁サイクル、すなわち、減圧手段として膨張弁７を用いて蒸発器出口冷媒の過熱度制御を行う冷凍サイクルＲに適用した場合の蓄冷ユニット９を示している。

第６実施形態による蓄冷熱交換器１１は一般にシェルアンドチューブタイプと称される熱交換器構成を基本にしている。すなわち、蓄冷熱交換器１１は円筒状のタンク部材であるシェル１１ｄと、このシェル１１ｄに固定され、冷媒流路を構成するチューブ１１ｅと、このチューブ１１ｅに熱的に一体に結合され、チューブ１１ｅの拡大伝熱面を構成するフィン１１ｆとを有している。

シェル１１ｄは円筒状本体部１１ｇの上端部および下端部を上蓋部１１ｈおよび下蓋部１１ｉにより密封した構成になっている。シェル１１ｄの外径は図１６に示すように蓄冷ユニット９のケース部材１０の内周面に嵌合するように設定され、シェル１１ｄはケース部材１０の内周面に固定される。

チューブ１１ｅは本例では円管状のものであり、フィン１１ｆは円形の平板形状からなるプレートフィンである。フィン１１ｆにはチューブ挿入用のバーリング穴１１ｊが開けてある。平板状のフィン１１ｆは所定のフィンピッチＰｆにて多数枚積層され、バーリング穴１１ｊに円管状のチューブ１１ｅを挿入した後に、円管状のチューブ１１ｅを拡管することにより、フィン１１ｆとチューブ１１ｅとを機械的に一体に固定する。この機械的な固定と同時に、フィン１１ｆとチューブ１１ｅとを熱的にも一体に結合するようになっている。

そして、フィン１１ｆとチューブ１１ｅの固定後に、チューブ１１ｅがシェル１１ｄに対して上下方向に延びる縦置きとし、多数枚のフィン１１ｆとチューブ１１ｅとの結合体をシェル１１ｄ内部に収容し、かつ、チューブ１１ｅの上端部および下端部がシェル１１ｄの上側および下側へそれぞれ突き出すようにシェル１１ｄに対して組み付ける。

この組み付けにおいて、チューブ１１ｅの上端部付近および下端部付近の部位はシェル１１ｄの上蓋部１１ｈおよび下蓋部１１ｉにそれぞれろう付け等の接合手段によりシールして固定される。

チューブ１１ｅとフィン１１ｆとは熱伝導率のよい金属例えば、アルミニュウムにて成形される。また、シェル１１ｄの各部１１ｇ、１１ｈ、１１ｉもアルミニュウム等の金属で成形される。

密封ケース構造をなすシェル１１ｄの一部、例えば、上蓋部１１ｈに蓄冷材注入口１１ｋを設け、この注入口１１ｋからシェル１１ｄの内部に蓄冷材１１ａ’を注入するようになっている。シェル１１ｄの内部において蓄冷材１１ａ’は平板状のフィン１１ｆ相互間の間隙（フィンピッチＰｆによる間隙）に充填される。蓄冷材１１ａ’の注入終了後に、注入口１１ｋはプラグ１１ｍにより密封される。

ここで、蓄冷材１１ａ’は、車両用空調装置の蓄冷という用途であるため、４℃〜８℃程度の融点を有し、過冷却の発生しない物性を有するものが好ましい。このような物性を満足するものとして具体的にはパラフィン（ｎ−テトラデカン）が好適である。

ところで、蓄冷材１１ａ’として用いるパラフィンは、金属に比べて熱伝導率がかなり小さいので、蓄冷能力および放冷能力を高めるためにはパラフィンの層を薄くして、伝熱面積を大きくすることが望ましい。このために、蓄冷熱交換器１１をシェルアンドチューブタイプの熱交換器構成として、フィン１１ｆ相互間の微小間隙部（フィンピッチＰｆによる間隙部）にパラフィンを薄膜状に充填するようにしている。

ここで、フィンピッチＰｆは後述するように蓄冷熱交換器１１の伝熱性能の確保と小型化のために０．５〜２ｍｍ程度の範囲が好ましく、より具体的には１．５ｍｍ付近の値に設定する。

また、蓄冷材１１ａ’は、蓄冷モード・放冷モードの変化に伴って相変化し、それに伴って密度が変化し、体積が変化する。この蓄冷材１１ａ’の体積変化によって平板状のフィン１１ｆには応力が発生し、蓄冷熱交換器１１の金属疲労の原因となる。

そこで、積層された多数枚の平板状のフィン１１ｆを上下方向に貫通する貫通穴１１ｎを図１４に示すように各フィン１１ｆに設けている。これにより、放冷モード時に蓄冷材１１ａ’が固相状態から液相状態に相変化するときに蓄冷材１１ａ’の体積が増加しても、フィン間の液相の蓄冷材１１ａ’を貫通穴１１ｎを通してフィン外部へスムースに移動させることができる。

なお、図１４では、貫通穴１１ｎを円形の平板形状からなるプレートフィン１１ｆの中心部に１箇所のみ設ける例を図示しているが、実際には、液相の蓄冷材１１ａ’のスムースな移動のために貫通穴１１ｎを所定間隔にて複数箇所設けることが好ましい。

また、シェル１１ｄの円筒状本体部１１ｇの内周面と、平板状フィン１１ｆの外周端との間には、所定間隔Ｂ（例えば２ｍｍ程度）を有する断熱用の隙間部１１ｐを設けている。この隙間部１１ｐは、蓄冷ユニット９を車室外の高温環境（例えば、エンジンルーム等）に設置しても蓄冷材１１ａ’の蓄冷熱の断熱作用を確保できるようにするためのものである。

チューブ１１ｅとして、前述のように本例では円管状のもの（丸チューブ）を用いており、チューブ設置本数を増やして冷媒側伝熱面積を確保するためには円管状チューブ１１ｅの内径は４ｍｍ程度以下が好ましい。なお、チューブ１１ｅとして偏平チューブあるいは偏平多穴チューブを採用することも可能である。偏平チューブの場合は冷媒側伝熱面積を確保するために内径１ｍｍ程度の等価直径を持つものが好ましい。

次に、第６実施形態による作用効果を説明する。なお、第６実施形態による蓄冷熱交換器１１を持つ蓄冷ユニット９全体の作動は第１実施形態（図２）と同じであるので、説明を省略する。

第６実施形態による蓄冷熱交換器１１では、熱交換器基本構成をシェルアンドチューブタイプの熱交換器構成として、平板状のフィン１１ｆ相互間の微小間隙部（フィンピッチＰｆによる間隙部）にパラフィンを薄膜状に充填していることが第１の特徴であり、この第１の特徴は以下の検討に基づいて案出されてものである。

本発明者は、先ず、蓄冷熱交換器１１が車両停車時における放冷冷房のために用いられるという前提の下に、蓄冷材１１ａ’に潜熱蓄冷する際の伝熱隔壁の形態として、（１）１次元的な面構成、（２）２次元的な面構成、（３）３次元的な面構成のいずれが小型化のために最も有利であるか比較検討することにした。

そこで、上記（１）〜（３）の伝熱隔壁の代表例として、図１７に示す（１）平面・積層タイプ（平行平板タイプ）、（２）円筒タイプ（図３（ａ）のタイプ）、（３）ボールタイプ（図３（ｂ）のタイプ）を取り上げ、この３種類の伝熱隔壁（１）〜（３）について、同一蓄冷材重量（６００ｇ）の下、同一の蓄冷、放冷能力が得られる形状別の伝熱面積をコンピュータシュミレーションにより算出し、比較検討してみた。図１７の伝熱面積はこのコンピュータシュミレーションによる算出結果を示す。

なお、図１７の算出例では、蓄冷材として、パラフィン（融点：５．９℃のｎ−テトラデカン）を使用しており、また、各形状の伝熱隔壁は板厚０．３ｍｍのアルミニュウム合金材を使用している。

図１７において、（１）平面・積層タイプ（平行平板タイプ）の伝熱隔壁は、第６実施形態によるシェルアンドチューブタイプの蓄冷熱交換器１１における平行平板タイプのプレートフィンｆ１１により構成できる。従って、図１７の（１）におけるｄ寸法は、図１４のフィンピッチＰｆからプレートフィンｆ１１の板厚分（０．３ｍｍ）を減算した値である。

図１７に示す各形状の伝熱隔壁の伝熱面積の比較から明らかなように、同一の蓄冷、放冷能力を発揮するに必要な伝熱面積を、（１）平面・積層タイプ（平行平板タイプ）の伝熱隔壁により最も小さくできることが分かる。すなわち、平面・積層タイプの伝熱隔壁が熱交換器小型化のために最も有利であることが分かる。

これは次の理由による。すなわち、相変化により蓄冷を行う場合に蓄冷材の厚みを小さくすることが有利であるが、上記３種類の伝熱隔壁の伝熱面積を同一とした場合に、円筒タイプ（２）であると蓄冷材の厚み（図１７の内径ｄに相当）が平面・積層タイプ（１）の２倍に増加し、また、ボールタイプ（３）であると蓄冷材の厚み（図１７の内径ｄに相当）が平面・積層タイプ（１）の３倍に増加するので、伝熱性能が同一とならず、平面・積層タイプ（１）→円筒タイプ（２）→ボールタイプ（３）の順に伝熱性能が低下してしまうからである。

図１７の検討結果から、第６実施形態のように平面・積層タイプ（１）の伝熱隔壁、すなわち、平板状のフィン１１ｆを持つシェルアンドチューブタイプの蓄冷熱交換器１１を構成することにより、円筒タイプ（２）やボールタイプ（３）の伝熱隔壁を持つ蓄冷熱交換器に比較して、熱交換器体格（図１７の占有体積）を１０〜２５％程度小型化でき、車両搭載性の向上にとって非常に有利である。図１７の占有体積の単位［Ｌ］はリットルを示す。

なお、図１７において、充填率は、蓄冷熱交換器の占有体積に対する伝熱隔壁と蓄冷材の合計体積の比率である。円筒タイプ（２）やボールタイプ（３）の伝熱隔壁の場合は、その隔壁形状自体により充填率が必然的に決まるが、第６実施形態による平面・積層タイプ（１）の伝熱隔壁の場合は、その隔壁形状自体により充填率が必然的に決まらないので、冷媒チューブ１１ｅの存在を考慮して充填率＝０．９の値を適用している。

ところで、図１７の比較検討では、上述のように、各形状の伝熱隔壁の板厚を同一条件、具体的には板厚ｔ＝０．３ｍｍを適用しているが、第６実施形態によるシェルアンドチューブタイプの熱交換器構成であると、冷媒チューブ１１ｅのみに冷媒圧力が作用し、伝熱隔壁（拡大伝熱面）をなす平板状のフィン１１ｆには冷媒圧力が作用しない。このため、平板状のフィン１１ｆには、冷媒圧力に対する耐圧強度確保のための板厚が要求されない。

従って、第６実施形態では、蓄冷熱交換器１１を構成するに当たり、平板状のフィン１１ｆを構成する金属として熱伝導率の良いアルミニュウム合金を用いることにより、平板状のフィン１１ｆの板厚について冷媒チューブ１１ｅよりも一層を薄肉化することができる。具体的には、冷媒チューブ１１ｅの板厚＝０．３ｍｍとし、一方、平板状のフィン１１ｆの板厚は０．１ｍｍ程度まで薄肉化することができる。そして、平板状のフィン１１ｆの板厚を０．１ｍｍ程度まで薄肉化してもフィン効率の低下は無視できるほど小さい。

なお、比較例（２）、（３）の伝熱隔壁の場合はいずれも蓄冷材容器を構成し、その外表面側に冷媒通路が形成され、伝熱隔壁の外表面側に冷媒圧力が直接作用するので、耐圧強度確保の観点から薄肉化がしにくい。

以上のように、第６実施形態のシェルアンドチューブタイプの熱交換器構成であると、伝熱隔壁をなす平板状フィン１１ｆの板厚を冷媒通路をなすチューブ１１ｅの板厚よりも小さい値に独立に設定できるので、熱交換器占有体積を図１７の検討結果よりも実際には一層小さくでき、熱交換器体格を効果的に小型化でき、且つ、軽量化も達成できる。

次に、平板状のフィン１１ｆのフィンピッチＰｆについて言及すると、フィンピッチＰｆは次の理由から０．５ｍｍ〜２ｍｍの範囲が好適である。すなわち、フィンピッチＰｆを２ｍｍよりも大きくすると、前述した蓄冷材１１ａ’の厚さ拡大による伝熱性能の低下、ひいては、蓄冷、放冷能力の低下が顕著となり、この能力低下を補うためには伝熱面積の拡大、ひいては熱交換器体格の増大を生じるので、フィンピッチＰｆは２ｍｍ以内とすることが好ましい。

また、逆に、フィンピッチＰｆを小さくすると、伝熱性能としては十分であっても、蓄冷材単位体積当たりのフィン配置数量が必然的に増加してしまうので、熱交換器体格の小型化、軽量化のために不利となる。このため、フィンピッチＰｆは、実際上は０．５ｍｍ以上とすることが好ましい。

ところで、第６実施形態によると、蓄冷熱交換器１１においてチューブ１１ｅが上下方向に縦配置され、冷媒がチューブ１１ｅ内を上方から下方へと流れるから、放冷時にチューブ１１ｅ内で冷却され凝縮した液冷媒は重力の影響により下方の液冷媒タンク部１０ａへ速やかに落下する。

これにより、チューブ１１ｅ内面の凝縮液膜を常に薄く保つことができるので、放冷時の凝縮液膜による伝熱性能の低下を抑制でき、放冷性能を有効に発揮できる。

また、第６実施形態では積層された多数枚の平板状フィン１１ｆを上下方向に貫通する貫通穴１１ｎ（図１４）を各フィン１１ｆに設けて、この貫通穴１１ｎを通して液相の蓄冷材１１ａ’が移動しやすくしている。このため、蓄冷時に蓄冷材１１ａ’が液相状態から固相状態に相変化するに伴って蓄冷材体積が減少する際は、貫通穴１１ｎを通して液相の蓄冷材１１ａ’をフィン外部からフィン間にスムースに補給できる。従って、フィン間にて蓄冷材１１ａ’を効率よく冷却して短時間で蓄冷を完了できる。

一方、放冷時には蓄冷材１１ａ’が固相状態から液相状態に相変化するに伴って蓄冷材体積が増加するが、その際に、貫通穴１１ｎを通して液相の蓄冷材１１ａ’をスムースにフィン間からフィン外部へ押し出すことができる。このため、蓄冷材１１ａ’の相変化（体積変化）に伴う過大な応力がフィン１１ｆに発生することを回避できる。これにより、フィン１１ｆとチューブ１１ｅとの接合部の金属疲労を防止して、この接合部の耐久性を向上できる。

また、第６実施形態では、シェル１１ｄの円筒状本体部１１ｇの内周面と、平板状フィン１１ｆの外周端との間には断熱用の隙間部１１ｐを設けて、蓄冷材１１ａ’の蓄冷熱の断熱作用を効果的に発揮できる。

この断熱作用について詳述すると、シェル１１ｄの円筒状本体部１１ｇは図１６に示すように蓄冷ユニット９のケース部材１０の内壁面に直接嵌合しているので、ケース部材１０外部の高温雰囲気の熱がケース部材１０および円筒状本体部１１ｇの壁面を通して円筒状本体部１１ｇ内側に侵入して、隙間部１１ｐの温度が上昇する。

これにより、隙間部１１ｐに位置する蓄冷材１１ａ’の温度が融点以上の温度になり、蓄冷材１１ａ’は液相状態を維持する。ここで、パラフィン、水等の蓄冷材１１ａ’の熱伝導率λは、固相状態よりも液相状態の方が大幅に小さくなる。例えば、パラフィンの場合、固相時の熱伝導率λ＝０．２８Ｗ／ｍＫであり、これに対し、液相時の熱伝導率λ＝０．１４Ｗ／ｍＫであり、固相時の熱伝導率λの１／２に減少する。

従って、隙間部１１ｐに位置する蓄冷材１１ａ’が常にほぼ液相状態として存在することにより、蓄冷材１１ａ’が自身の熱伝導率の低さから断熱作用を効果的に発揮できる。このため、シェル１１ｄの円筒状本体部１１ｇとフィン１１ｆ部分との間に大きな温度差が発生しても、シェル１１ｄ側からの侵入熱量を効果的に低減できる。

そのため、蓄冷ユニット９が蓄冷材１１ａ’の融点よりも十分温度が高い高温雰囲気に配置されても、蓄冷ユニット９外部への冷熱損失を効果的に抑制できる。これによって、蓄冷ユニット９のケース部材１０に別途設ける断熱材を不要にしたり、断熱材を別途設ける場合でも断熱材使用量を大幅に低減できる。

以上の説明から理解されるように、第６実施形態によると、車両エンジン停止時の放冷冷房の実現に必要な主要構成部品を液溜めのための共通のケース部材１０内にすべて収納した一体化ユニットからなる蓄冷ユニット９において、その体格の大部分を占める蓄冷熱交換器１１を効果的に小型化でき、蓄冷ユニット９の車両搭載性を向上できる。

（第７実施形態）
なお、第６実施形態は図１６に示すように、減圧手段として膨張弁７を用いて蒸発器出口冷媒の過熱度制御を行う膨張弁サイクルに適用した場合の蓄冷ユニット９に関するものであるが、第６実施形態による蓄冷熱交換器構成は図７（第２実施形態）に示すアキュムレータサイクルにも同様に適用できる。

図１８は第７実施形態を示すもので、図７に示すアキュムレータサイクルに第６実施形態の蓄冷熱交換器構成を適用したものである。図１８に示す第７実施形態の蓄冷ユニット９は、図８に示す第２実施形態の蓄冷ユニット９において、蓄冷熱交換器構成を第６実施形態の蓄冷熱交換器構成に置換したものに相当する。従って、図１８において図８および図１６と同等部分に同一符号を付して、第７実施形態の具体的説明は省略する。

（第８実施形態）
第６実施形態による蓄冷熱交換器構成においては、図１４、１５に示すように１枚の円形平板状のフィン１１ｆに多数本のチューブ１１ｅを挿入する挿入穴（図１４の例ではバーリング穴）１１ｊを設け、この各挿入穴１１ｊにチューブ１１ｅを挿入し、この各挿入穴１１ｊ部分にて多数本のチューブ１１ｅを１枚の円形平板状のフィン１１ｆに一体に接合しているが、第８実施形態では図１９、図２０に示すように複数本の各チューブ１１ｅごとにそれぞれ分割した円形平板状のフィン１１ｆを一体に接合している。

第６実施形態のように、多数本のチューブ１１ｅの挿入穴１１ｊを設けた円形平板状のフィン１１ｆを多数枚積層し、この多数枚の積層フィン群の各挿入穴１１ｊにチューブ１１ｅを挿入し接合する組付構造では、挿入穴１１ｊの内径とチューブ１１ｅの外形の寸法バラツキ、挿入穴１１ｊの穴ピッチのバラツキ等の影響を受けて、組付作業が困難になることがある。

これに対し、第８実施形態では各チューブ１１ｅごとにそれぞれ対応して円形平板状のフィン１１ｆを分割成形し、各チューブ１１ｅごとにフィン１１ｆを多数枚積層し、この多数枚の積層フィン群の挿入穴１１ｊにチューブ１１ｅを挿入し接合する。すなわち、各チューブ１１ｅ単位でチューブ１１ｅとフィン１１ｆの組付を行う。

その後に、各チューブ１１ｅ単位の組付体を、各チューブ１１ｅが上下方向に向くように縦配置として集合し、この組付体のうちフィン１１ｆ結合部分をシェル１１ｄ内に収納するとともに、各チューブ１１ｅの上端部付近及び下端部付近をシェル１１ｄの上蓋部１１ｈ（図１４参照）、下蓋部１１ｉ（図１４参照）にシール固定する。

第８実施形態によると、各チューブ１１ｅ単位でチューブ１１ｅとフィン１１ｆとを独立に組付を行うことができるから、上述のごとき寸法バラツキがあってもチューブ１１ｅとフィン１１ｆとの組付作業を容易に行うことができる。

なお、チューブ１１ｅとフィン１１ｆとの接合は、第６実施形態と同様にチューブ拡管、ろう付け等の手段により行えばよい。

（第９実施形態）
第８実施形態では、各チューブ１１ｅごとに分割成形した円形平板状のフィン１１ｆを多数枚積層し、この多数枚の積層フィン群の挿入穴１１ｊにチューブ１１ｅを挿入し接合しているが、第９実施形態では、図２１に示すように平板状のフィン１１ｆを円管状チューブ１１ｅの外周面上に鍛造加工により一体成形している。

第９実施形態による平板状のフィン１１ｆは、チューブ長手方向と垂直な面から微小角度傾斜した螺旋状の形態で円管状チューブ１１ｅの外周面上に一体成形する。このため、円管状チューブ１１ｅの外周面上に螺旋状に連続する平板状のフィン１１ｆを効率よく一体成形できる。

なお、第９実施形態によると平板状のフィン１１ｆは螺旋状に連続する形態となるため、上記第６〜第８実施形態のように、平板状のフィン１１ｆを平行平板配置するものとフィン配置形態が相違することになるが、螺旋状に連続する平板状のフィン１１ｆの螺旋ピッチＰｆ’を前述のフィンピッチＰｆと同様な範囲（０．５〜２．０ｍｍ）に設定することにより、上記第６〜第８実施形態と同様に蓄冷熱交換器１１を小型化できる。

なお、第８、第９実施形態による蓄冷熱交換器構成を、図１６に示す膨張弁サイクル用の蓄冷ユニット９、および図１８に示すアキュムレータサイクル用の蓄冷ユニット９のいずれにも同様に適用できることはもちろんである。

（他の実施形態）
なお、上記の各実施形態では、停車時に車両エンジン４を停止する制御を行う車両に搭載される車両用空調装置について説明したが、例えば、車両走行用の動力源として、車両エンジン４と電動モータの両方を備えるハイブリッド車に本発明を適用してもよい。ハイブリッド車では、車両走行時にも走行条件に応じて（例えば減速時、低負荷走行時等に）車両エンジン４を停止する場合もあるので、この車両走行時における車両エンジン４の停止時にも上記各実施形態の放冷モードを実施すればよい。

本発明の第１実施形態を示す冷凍サイクルの回路図である。 図１の蓄冷ユニットの具体的構成を例示する断面図である。 図２の蓄冷材容器を例示する斜視図である。 第１実施形態による空調室内ユニット部の概略断面図である。 第１実施形態による通常冷房・蓄冷モード時の作動説明図である。 第１実施形態による放冷冷房モード時の作動説明図である。 第２実施形態を示す冷凍サイクルの回路図である。 図７の蓄冷ユニットの具体的構成を例示する断面図である。 第２実施形態による通常冷房・蓄冷モード時の作動説明図である。 第２実施形態による放冷冷房モード時の作動説明図である。 第３実施形態による蓄冷ユニットの具体的構成を例示する断面図である。 第４実施形態による蓄冷ユニットの具体的構成を例示する断面図である。 第５実施形態による蓄冷ユニットの具体的構成を例示する断面図である。 第６実施形態による蓄冷熱交換器の具体的構成を例示する断面図である。 第６実施形態による蓄冷熱交換器の具体的構成を例示する概略斜視図である。 第６実施形態による蓄冷ユニットの具体的構成を例示する断面図である。 第６実施形態による蓄冷熱交換器と比較例との伝熱隔壁仕様の比較を例示する図表である。 第７実施形態による蓄冷ユニットの具体的構成を例示する断面図である。 第８実施形態による蓄冷熱交換器の具体的構成を例示する概略斜視図である。 第８実施形態による蓄冷熱交換器の要部断面図である。 第９実施形態による蓄冷熱交換器の要部断面図である。 従来装置の冷凍サイクルの回路図である。

符号の説明

１…圧縮機、４…車両エンジン、６…凝縮器（高圧側熱交換器）、
７…膨張弁（減圧手段）、７０…固定絞り等の減圧装置（減圧手段）、８…蒸発器、
９…蓄冷ユニット、１０…タンク部材、１０ａ…液冷媒タンク部、１１…蓄冷熱交換器、
１１ａ、１１ａ’…蓄冷材容器、１１ｅ…チューブ、１１ｆ…フィン、１５…電動ポンプ。

Claims (8)

1. 車両エンジン（４）により駆動される圧縮機（１）と、
   前記圧縮機（１）から吐出された高圧冷媒の放熱を行う高圧側熱交換器（６）と、
   前記高圧側熱交換器（６）を通過した冷媒を減圧する減圧手段（７、７０）と、
   前記減圧手段（７、７０）により減圧された低圧冷媒を蒸発させて車室内へ送風される空気を冷却する蒸発器（８）とを包含する冷凍サイクル（Ｒ）を備える車両用空調装置において、
   前記低圧冷媒により冷却される蓄冷材（１１ａ’）を有する蓄冷熱交換器（１１）を前記冷凍サイクル（Ｒ）に設け、
   前記蓄冷熱交換器（１１）の下方に、液冷媒を溜める液冷媒タンク部（１０ａ）および前記液冷媒タンク部（１０ａ）に溜まる液冷媒を循環するポンプ手段（１５）を配置し、
   前記ポンプ手段（１５）の吸入口（１５ａ）は、前記液冷媒タンク部（１０ａ）に溜まる液冷媒中に位置して液冷媒を吸入するようになっており、
   前記蓄冷熱交換器（１１）は、前記冷凍サイクル（Ｒ）の前記低圧冷媒が流れるチューブ（１１ｅ）と、前記チューブ（１１ｅ）に熱的に一体に結合され、前記チューブ（１１ｅ）の拡大伝熱面を構成するフィン（１１ｆ）と、前記チューブ（１１ｅ）と前記フィン（１１ｆ）との結合体を収納するシェル（１１ｄ）とを有し、
   前記蓄冷熱交換器（１１）において、前記蓄冷材（１１ａ’）は、前記フィン（１１ｆ）の伝熱面相互間に薄膜状に充填された状態で前記シェル（１１ｄ）内に収納されており、
   前記圧縮機（１）の稼働時には前記チューブ（１１ｅ）内を通過する前記低圧冷媒により前記蓄冷材（１１ａ’）が冷却されて蓄冷を行うとともに、前記低圧冷媒に含まれる液冷媒が重力により落下して前記液冷媒タンク部（１０ａ）に溜まるようになっており、
   一方、前記車両エンジン（４）が停止して前記圧縮機（１）が停止したときには前記ポンプ手段（１５）を作動させて、前記液冷媒タンク部（１０ａ）の液冷媒を前記ポンプ手段（１５）の吸入口（１５ａ）から吸入して前記蒸発器（８）に導入し、前記蒸発器（８）で蒸発した気相冷媒を前記蓄冷熱交換器（１１）に導入して前記蓄冷材（１１ａ’）の蓄冷熱により冷却して凝縮し、この凝縮した液冷媒を前記液冷媒タンク部（１０ａ）に溜めることを特徴とする車両用空調装置。
2. 前記チューブ（１１ｅ）は上下方向に配置され、前記低圧冷媒が前記チューブ（１１ｅ）を上方から下方へと流れることを特徴とする請求項１に記載の車両用空調装置。
3. 前記フィン（１１ｆ）は、所定のフィンピッチにて略平行に配置された平板状フィンであることを特徴とする請求項１または２に記載の車両用空調装置。
4. 前記平板状フィン（１１ｆ）は、前記所定のフィンピッチにて積層された複数枚のフィンにより構成されることを特徴とする請求項３に記載の車両用空調装置。
5. 前記チューブ（１１ｅ）は円管状であり、前記平板状フィン（１１ｆ）は、前記チューブ（１１ｅ）の外周面上に螺旋状に連続して一体成形されていることを特徴とする請求項３に記載の車両用空調装置。
6. 前記フィンピッチは、０．５ｍｍ〜２．０ｍｍの範囲に設定されていることを特徴とする請求項３ないし５のいずれか１つに記載の車両用空調装置。
7. 前記フィン（１１ｆ）に前記蓄冷材（１１ａ’）の体積変化に伴う移動を許容する貫通穴（１１ｎ）を備えることを特徴とする請求項１ないし６のいずれか１つに記載の車両用空調装置。
8. 前記シェル（１１ｄ）と前記フィン（１１ｆ）との間に断熱用の隙間部（１１ｐ）を備えることを特徴とする請求項１ないし７のいずれか１つに記載の車両用空調装置。

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