WO2017199554A1 - 蓄冷蒸発器およびそれを備える車両用冷凍サイクル装置 - Google Patents

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cold storage
refrigerant
evaporator
storage material
air
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PCT/JP2017/009772
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山田　淳司
西田　伸
太田　貴之
貴志 檀上
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株式会社デンソー
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    • Y02E60/00—Enabling technologies; Technologies with a potential or indirect contribution to GHG emissions mitigation
    • Y02E60/14—Thermal energy storage

Definitions

  • the present disclosure relates to a cold storage evaporator having a cold storage material and a vehicle refrigeration cycle apparatus including the cold storage evaporator.
  • regenerator material used in such a regenerator evaporator it is known to use normal paraffin that exhibits stable melting and solidification characteristics for a long period of time and has a large amount of latent heat.
  • a regenerator material whose main component is normal paraffin having 15 carbon atoms and whose melting point is 11 ° C. or lower is used (for example, see Patent Document 1).
  • the warmth allowable value that is the upper limit value of the temperature that can be allowed by the occupant with the air blown out from the regenerator evaporator is set to 15 ° C. to 17 ° C. (see, for example, Patent Document 2).
  • the present inventors examined the cold storage evaporator in detail. As a result, when the regenerator material having a melting point of 11 ° C. or less is used, the present inventors are able to suppress the temperature of the air blown out from the regenerator evaporator during idling stop to be excessively low with respect to the warm sense allowable value. I found out. In other words, the present inventors have found that when a regenerator material having a melting point of 11 ° C. or less is used, an excessive cooling capacity is supplied during idling stop. According to this, the temperature of the air blown out from the regenerator evaporator at the time of idling stop reaches the warm sense allowable value in a short time.
  • This disclosure is intended to keep the temperature of the air blown out from the cold storage evaporator at a compressor cooling stop so that the temperature is maintained for a long time below the allowable temperature sense value.
  • a cold storage evaporator is used in a vehicle refrigeration cycle apparatus that cools a vehicle interior, and is closely attached to a refrigerant tube through which the refrigerant flows and the refrigerant tube, and is absorbed by the refrigerant and solidified.
  • a cold storage container that houses therein the cold storage material to be stored. And the thing with melting
  • FIG. 4 is a sectional view taken along line IV-IV in FIG. 2. It is a figure which shows the relationship between cool storage container thermal resistance and warmth tolerance value arrival time. It is a figure which shows the relationship between melting
  • a vehicle refrigeration cycle apparatus 1 that forms a part of an air conditioner for air conditioning a vehicle interior includes a compressor 10, a radiator 20, a decompressor 30, and a cold storage evaporator 40. These components are connected in an annular shape by piping and constitute a refrigerant circulation path.
  • the vehicle refrigeration cycle apparatus 1 may be simply referred to as the refrigeration cycle apparatus 1.
  • the compressor 10 is driven by an internal combustion engine 2 that is a power source for driving the vehicle.
  • the compressor 10 stops when the internal combustion engine 2 stops.
  • the compressor 10 sucks the refrigerant from the cold storage evaporator 40, compresses the sucked refrigerant, and discharges it to the radiator 20.
  • the compressor 10 is a variable capacity compressor capable of controlling the refrigerant discharge amount per one rotation.
  • a wobble compressor that continuously changes the refrigerant discharge amount by changing the inclination of the wobble plate can be used.
  • the operation of the compressor 10 is controlled by an air conditioning control device 3 to be described later, and the refrigerant discharge amount is controlled.
  • the heat radiator 20 cools the high-temperature refrigerant discharged from the compressor 10 by exchanging heat with the outside air.
  • the decompressor 30 decompresses the refrigerant cooled by the radiator 20.
  • the cold storage evaporator 40 absorbs heat from the blown air blown into the passenger compartment, evaporates the refrigerant decompressed by the decompressor 30, and cools the blown air. Moreover, the cool storage evaporator 40 is provided with the cool storage container 6 in which the cool storage material 61 was accommodated. Details of the cold storage evaporator 40 will be described later.
  • the air conditioner includes an air conditioning control device 3 that controls an air conditioning electrical device (for example, a blower (not shown) and a door actuator (not shown)) included in the air conditioner.
  • the air conditioning control device 3 includes a well-known microcomputer composed of a CPU, RAM, ROM, EEPROM, etc. (not shown).
  • the air conditioning control device 3 performs arithmetic processing according to a program stored in the microcomputer.
  • the storage unit of the air conditioning control device 3 is configured by a non-transitional tangible storage medium.
  • the sensor group 4 includes an outside air temperature sensor that detects the outside air temperature TAM, an inside air temperature sensor that detects the inside air temperature TR that is the temperature inside the vehicle interior, a solar radiation sensor that detects the amount of solar radiation TS into the vehicle interior, and an evaporator.
  • An evaporator temperature sensor or the like for detecting the refrigerant temperature TE is provided. Note that the evaporator refrigerant temperature TE in this example is the surface temperature of the cold storage evaporator 40.
  • a thermistor is used as the evaporator temperature sensor, and the temperature of the air-side fins 46 (for example, see FIG. 4) of the cold storage evaporator 40 is detected as the evaporator refrigerant temperature TE.
  • the switch group 5 is provided on the air conditioning operation panel in the instrument panel.
  • the switch group 5 includes an air conditioner switch, an economy switch, an inside / outside air changeover switch, a temperature setting switch, an air volume changeover switch, a blowout mode changeover switch, and the like.
  • the air conditioner switch is a switch for instructing start and stop of the refrigeration cycle apparatus 1.
  • the economy switch is a switch that commands an economy mode.
  • the inside / outside air switching switch is a switch for switching between the inside and outside air suction modes.
  • the temperature setting switch is a switch for setting the temperature in the passenger compartment to a desired temperature.
  • the air volume switching switch is a switch for switching the air volume of a blower (not shown).
  • the blowing mode switching switch is a switch for switching the blowing mode.
  • the economy switch is a switch for selecting a cool mode for cooling the passenger compartment with priority on comfort and an economy mode for cooling the passenger compartment with priority on power saving.
  • the ON / OFF temperature of the compressor 10 is set higher than that in the cool mode.
  • the regenerator evaporator 40 communicates between the header tanks 41, 42, 43, 44 positioned in a group and the header tanks 41, 42, 43, 44 in a group.
  • a plurality of refrigerant tubes 45 are provided.
  • the arrow X in FIG. 3 has shown the direction of the air flow.
  • reference numerals 43 and 44 indicate header tanks located on the upstream side of the air flow
  • reference numerals 41 and 42 indicate header tanks positioned on the downstream side of the air flow.
  • the refrigerant tube 45 is flat and has a refrigerant passage through which the refrigerant flows. Specifically, as shown in FIG. 4, the refrigerant tube 45 is a multi-hole tube having a plurality of refrigerant passages therein.
  • the refrigerant tube 45 is made of aluminum and is formed by extrusion molding.
  • Each of the header tanks 41, 42, 43, 44 communicates with one end or the other end of the plurality of refrigerant tubes 45, distributes the refrigerant to the plurality of refrigerant tubes 45, or allows the refrigerant flowing out from the plurality of refrigerant tubes 45 to flow. It is something to be assembled.
  • the header tanks 41, 42, 43, and 44 are made of metal such as aluminum.
  • the first header tank 41 and the second header tank 42 form a pair and are arranged in parallel at a predetermined distance from each other.
  • a plurality of refrigerant tubes 45 are arranged apart from each other between the first and second header tanks 41 and 42. Each refrigerant tube 45 communicates with the corresponding first and second header tanks 41 and 42 at its end portions.
  • the first heat exchange unit 401 is formed by the first header tank 41, the second header tank 42, and the plurality of refrigerant tubes 45 disposed therebetween.
  • the third header tank 43 and the fourth header tank 44 form a pair and are arranged in parallel with a predetermined distance from each other.
  • a plurality of refrigerant tubes 45 are arranged apart from each other between the third and fourth header tanks 43 and 44. Each refrigerant tube 45 communicates with the corresponding third and fourth header tanks 43 and 44 at its end portions.
  • a second heat exchange unit 402 is formed by the third header tank 43, the fourth header tank 44, and a plurality of refrigerant tubes 45 disposed therebetween.
  • the cold storage evaporator 40 includes a first heat exchange unit 401 and a second heat exchange unit 402 arranged in two layers.
  • the second heat exchange unit 402 is arranged on the upstream side of the air flow
  • the first heat exchange unit 401 is arranged on the downstream side of the air flow.
  • a joint (not shown) as a refrigerant inlet is provided at the end of the first header tank 41.
  • the inside of the first header tank 41 is divided into a first compartment and a second compartment by a partition plate (not shown) provided at the approximate center in the length direction.
  • the plurality of refrigerant tubes 45 are divided into a first group and a second group.
  • the refrigerant is supplied to the first section of the first header tank 41.
  • the refrigerant is distributed from the first section of the first header tank 41 to the plurality of refrigerant tubes 45 belonging to the first group.
  • the refrigerant flows into the second header tank 42 through the first group and is collected.
  • the refrigerant is distributed again from the second header tank 42 to the plurality of refrigerant tubes 45 belonging to the second group.
  • the refrigerant flows into the second section of the first header tank 41 through the second group.
  • coolant in a U shape is formed.
  • a joint (not shown) as a refrigerant outlet is provided.
  • the inside of the third header tank 43 is partitioned into a first partition and a second partition by a partition plate (not shown) provided substantially at the center in the length direction.
  • the plurality of refrigerant tubes 45 are divided into a first group and a second group.
  • the first section of the third header tank 43 is adjacent to the second section of the first header tank 41.
  • the first section of the third header tank 43 and the second section of the first header tank 41 are in communication.
  • the refrigerant flows from the second section of the first header tank 41 into the first section of the third header tank 43.
  • the refrigerant is distributed from the first section of the third header tank 43 to the plurality of refrigerant tubes 45 belonging to the first group.
  • the refrigerant flows into the fourth header tank 44 through the first group and is collected.
  • the refrigerant is distributed again from the fourth header tank 44 to the plurality of refrigerant tubes 45 belonging to the second group.
  • the refrigerant flows into the second section of the third header tank 43 through the second group.
  • coolant in a U shape is formed.
  • the refrigerant in the second section of the third header tank 43 flows out from the refrigerant outlet provided in the third header tank 43 and flows toward the compressor 10.
  • the regenerator evaporator 40 has a plurality of gaps formed between adjacent refrigerant tubes 45.
  • the cool storage container 6 is disposed in some of the plurality of gaps, and the air-side fins 46 are disposed in the other gaps.
  • the gap in which the cold storage container 6 is arranged constitutes a housing portion for the cold storage material 61.
  • the gap in which the air-side fins 46 are arranged constitutes an air passage through which air flows.
  • the air-side fins 46 are in close contact with the two adjacent refrigerant tubes 45 to promote heat exchange between the air blown into the vehicle interior and the refrigerant.
  • the air-side fins 46 are joined to the two adjacent refrigerant tubes 45 by a brazing material.
  • a corrugated fin having a shape obtained by bending a thin metal plate such as aluminum into a wave shape is used.
  • the cold storage container 6 includes a cold storage material 61, a case 62 that forms an internal space in which the cold storage material 61 is accommodated, and an inner fin 63 disposed in the case 62.
  • the cold storage material 61 As the cold storage material 61, a material having a melting point exceeding 11 ° C. is adopted. The cold storage material 61 is absorbed by the refrigerant flowing through the refrigerant tube 45 and solidifies.
  • the case 62 has a flat cylindrical shape.
  • the case 62 is made of aluminum, and is closed by crushing the tube in the thickness direction at both ends in the longitudinal direction (that is, the direction perpendicular to the paper surface of FIG. 4).
  • the case 62 corresponds to a case member that forms an internal space in which the cold storage material 61 is accommodated.
  • the outer wall surfaces of two opposing walls are brazed to the two adjacent refrigerant tubes 45.
  • the case 62 is in close contact with the two adjacent refrigerant tubes 45. Therefore, the refrigerant circulating in the refrigerant tube 45 and the cold storage material 61 exchange heat through the case 62.
  • the inner fin 63 is composed of a corrugated fin in which a thin metal plate such as aluminum is bent in a wave shape.
  • the inner fin 63 includes a plurality of flat plate portions 631 and a plurality of bent portions 632 bent in an arc shape.
  • the top of the bent portion 632 is brazed to the inner wall surface of the wall of the case 62.
  • the plate portion 631 connects the two opposing walls of the case 62.
  • the inner fin 63 functions as a connecting member that connects two opposing walls in the case 62.
  • the compressor 10 When there is an air conditioning request from a passenger, for example, a cooling request, the compressor 10 is driven by the internal combustion engine 2.
  • the compressor 10 sucks the refrigerant from the cold storage evaporator 40, compresses it, and discharges it.
  • the refrigerant discharged from the compressor 10 radiates heat with the radiator 20.
  • the refrigerant discharged from the radiator 20 is decompressed by the decompressor 30 and supplied to the cold storage evaporator 40.
  • the refrigerant evaporates in the cold storage evaporator 40, cools the cold storage container 6, and cools the blown air through the air-side fins 46.
  • the internal combustion engine 2 stops to reduce energy consumption, and the compressor 10 stops. Thereafter, the refrigerant of the cold storage evaporator 40 gradually loses its cooling capacity. In this process, the cool storage material 61 absorbs heat from the blown air and cools the blown air. At this time, the heat of the air is absorbed by the cool storage material 61 through the air-side fins 46, the refrigerant tubes 45, the case 62, and the inner fins 63. As a result, even if the refrigeration cycle apparatus 1 is temporarily stopped, the cool air 61 can cool the blown air. When the vehicle starts to travel again, the internal combustion engine 2 drives the compressor 10 again. For this reason, the refrigeration cycle apparatus 1 cools the cold storage material 61 again and stores the cold.
  • the air blown from the cold storage evaporator 40 is referred to as evaporator blown air.
  • the warmth tolerance value which is the upper limit value of the temperature that the occupant can tolerate with the evaporator air
  • the resistance when transferring heat from the regenerator material 61 to the surface of the air-side fin 46 is defined as a regenerator thermal resistance R.
  • the distance between the adjacent plate parts 631 is the regenerator heat transfer distance L, and the heat conductivity of the regenerator 61 is ⁇ .
  • the total surface area of the portion that contacts the cold storage material 61 in one inner fin 63 is defined as a heat transfer area A.
  • the regenerator material heat transfer distance L corresponds to the thickness of the regenerator material 61 sandwiched between the adjacent plate parts 631.
  • thermal storage container thermal resistance R is obtained by the following formula 1.
  • FIG. 5 shows the result of the simulation of the relationship between the cold storage container thermal resistance R and the warm feeling allowable value arrival time.
  • the solid line shown in FIG. 5 is a characteristic line of the cold storage evaporator 40 using the cold storage material 61 having a melting point of 10 ° C.
  • the dashed-dotted line shown in FIG. 5 is a characteristic line of the cool storage evaporator 40 using the cool storage material 61 whose melting
  • the broken line shown in FIG. 5 is a characteristic line of the cold storage evaporator 40 using the cold storage material 61 having a melting point of 12 ° C.
  • evaporator suction air the temperature of the air sucked into the cold storage evaporator 40 (hereinafter referred to as evaporator suction air) is 28 ° C.
  • the relative humidity of the evaporator suction air is 35%
  • the flow rate of the evaporator suction air is 180 m 3 / h
  • warm sense allowable value is 15 ° C.
  • the maximum cooling time is about 52 seconds in the cold storage evaporator 40 using the cold storage material 61 having a melting point of 10 ° C.
  • the maximum cooling time is about 59 seconds in the cold storage evaporator 40 using the cold storage material 61 having a melting point of 11 ° C.
  • the maximum cooling time is about 64 seconds in the cold storage evaporator 40 using the cold storage material 61 having a melting point of 12 ° C.
  • FIG. 6 shows the result of the simulation for the region of the thermal storage container thermal resistance R (hereinafter referred to as the optimal thermal resistance region) in which the allowable temperature sensation time reaches 80% or more of the maximum cooling time at each melting point. It is.
  • the preconditions for this simulation are that the temperature of the evaporator suction air is 28 ° C., the relative humidity of the evaporator suction air is 35%, the flow rate of the evaporator suction air is 180 m 3 / h, and the allowable temperature is 15 ° C. is there.
  • the thermal resistance optimum region is indicated by diagonal lines. And when the melting point of the cold storage material 61 is x, the range of the following formula 2 is the optimum thermal resistance region.
  • the heat transfer area A can be expressed as a function of the cold storage material heat transfer distance L, and the cold storage material heat transfer distance L and the heat transfer area A are as shown in FIG. Become a relationship. From this, FIG. 5 and FIG. 6 can be represented by the cool storage material heat transfer distance L instead of the cool storage container thermal resistance R as shown in FIG. 8 and FIG.
  • the region of the regenerator material heat transfer distance L (hereinafter referred to as the heat transfer distance optimum region) in which the allowable temperature sensation time reaches 80% or more of the maximum cooling time at each melting point (hereinafter referred to as the optimal heat transfer distance region) was obtained by simulation. The result is shown.
  • the preconditions for the simulation in FIG. 9 are the same as the preconditions for the simulation in FIG.
  • the optimum heat transfer distance region is indicated by diagonal lines.
  • the range of the following formula 3 is a heat transfer distance optimal area
  • FIG. 10 shows the results of the simulation of the relationship between the idling stop elapsed time and the evaporator blowout air temperature in the cold storage evaporator 40 of various specifications.
  • the preconditions for this simulation are that the temperature of the evaporator suction air is 28 ° C., the relative humidity of the evaporator suction air is 35%, and the flow rate of the evaporator suction air is 180 m 3 / h.
  • the solid line in FIG. 10 is a characteristic line of the cold storage evaporator 40 of the present embodiment.
  • the cold storage material 61 of the cold storage evaporator 40 has a melting point of 12 ° C.
  • this cool storage container 6 has the cool storage container heat resistance R set in the optimal heat resistance region by setting the cool storage material heat transfer distance L in the optimal heat transfer distance region.
  • the melting point of the cold storage material 61 is 10 ° C.
  • the cold storage material heat transfer distance L is set in the heat transfer distance optimal region. That is, the alternate long and short dash line in FIG. 10 is a characteristic line of the cold storage evaporator 40 in which the cold storage container thermal resistance R is set in the optimum thermal resistance region.
  • the cold storage material 61 has a melting point of 12 ° C.
  • the cold storage material heat transfer distance L is set to a value that exceeds the upper limit value of the heat transfer distance optimum region. That is, the broken line in FIG. 10 is a characteristic line of the cold storage evaporator 40 in which the cold storage container thermal resistance R is set to a value exceeding the upper limit value of the thermal resistance optimum region.
  • the time from when the compressor 10 is stopped due to idling stop until the evaporator blown air temperature reaches the allowable temperature value is about 52 seconds in Comparative Example 1.
  • Comparative Example 2 takes about 35 seconds.
  • the temperature allowable value arrival time in the cold storage evaporator 40 of this embodiment is about 64 seconds, which is longer than the temperature allowable value arrival time of Comparative Example 1 and the temperature allowable value arrival time of Comparative Example 2.
  • the average cooling capacity from the start of idling stop until reaching the warm sense allowable value is lower in the cool storage evaporator 40 of the present embodiment than in the cool storage evaporator 40 of Comparative Example 1. Therefore, if the regenerator evaporator 40 has the same amount of heat capacity, the regenerator evaporator 40 of this embodiment having a relatively low average cooling capacity is more warm than the regenerator evaporator 40 of Comparative Example 1. Allowable value arrival time becomes longer.
  • the heat transfer rate of the cool storage container 6 is too low, although the comparative example 2 has the high melting
  • the cool storage evaporator 40 of this embodiment is more than the comparative example 2 with the same melting
  • the cold storage material 61 is melted.
  • the cool storage evaporator 40 according to the present embodiment can keep the evaporator blowout air temperature for a longer time than the allowable temperature when the compressor is stopped, as compared with the comparative example 2 in which the melting points of the cool storage materials 61 are equal. Become.
  • FIG. 11 is a flowchart of a program read and executed by the CPU of the air conditioning control device 3. The process of FIG. 11 is executed at a predetermined cycle when the refrigeration cycle apparatus 1 is operated in the economy mode.
  • the air-conditioning control device 3 reads the signal of the evaporator temperature sensor in the sensor group 4 and acquires the information of the evaporator refrigerant temperature TE in Step 1. Then, in step 2, the air conditioning control device 3 determines whether or not the evaporator refrigerant temperature TE is higher than the freezing point of the cool storage material 61. Note that the freezing point of the cold storage material 61 is set in advance.
  • step 2 If the evaporator refrigerant temperature TE is lower than the freezing point of the regenerator 61, a negative determination is made in step 2, and the process proceeds to step 3.
  • step 3 the air conditioning control device 3 calculates a target refrigerant flow rate Q that is a target value of the refrigerant flow rate discharged from the compressor 10 by the following equation 4.
  • the air conditioning control device 3 stores the target refrigerant flow rate Q calculated in step 3 in the storage unit.
  • Q Q (n-1) + K (TE-TEO) (4)
  • Q (n-1) is the target refrigerant flow rate calculated last time.
  • K is a coefficient.
  • TEO is a target evaporator refrigerant temperature that is a target temperature of the evaporator refrigerant temperature TE.
  • step 2 when the evaporator refrigerant temperature TE exceeds the freezing point of the regenerator material 61, an affirmative determination is made in step 2, and the process proceeds to step 4.
  • step 4 the air conditioning control device 3 calculates a target refrigerant flow rate Q that is a target value of the refrigerant flow rate discharged from the compressor 10 by the following equation (5).
  • the air conditioning control device 3 stores the target refrigerant flow rate Q calculated in step 4 in the storage unit.
  • the air conditioning control device 3 calculates the target refrigerant flow rate Q in step 3 or step 4, and then in step 5, compresses the compressor so that the refrigerant flow rate discharged from the compressor 10 becomes the target refrigerant flow rate Q. 10 outputs a control signal.
  • the target evaporator refrigerant temperature TEO becomes larger than at the time of cool mode operation. Therefore, the temperature difference between the target evaporator refrigerant temperature TEO set during the economy mode operation and the freezing point of the cool storage material 61 is smaller than that during the cool mode operation. For this reason, when the target refrigerant flow rate Q is calculated by Equation 4 during the economy mode operation as in the cool mode operation, the cold storage material 61 is hardly solidified.
  • the evaporative refrigerant temperature TE and the freezing point of the regenerator material 61 are clear from the above-described equation 5.
  • the target refrigerant flow rate Q increases as the difference between and increases.
  • coolant tube 45 increases.
  • the evaporator refrigerant temperature TE quickly decreases, and the cold storage material 61 can be quickly solidified.
  • the cold storage evaporator 40 of the present embodiment described above it is possible to keep the evaporator blowout air temperature for a long time below the allowable temperature sensation when the compressor is stopped. Further, according to the refrigeration cycle apparatus 1 of the present embodiment, the evaporator refrigerant temperature TE can be quickly reduced and the cold storage material 61 can be quickly solidified during the economy mode operation.
  • the case 62 of the cold storage container 6 is arranged in a flat cylindrical case member 621 that forms an internal space in which the cold storage material 61 is accommodated, and the case member 621.
  • a plurality of connecting walls 622 are provided to connect two opposing walls.
  • the case 62 is a multi-hole tube, and the case member 621 and the connecting wall 622 are integrally formed by extrusion molding.
  • the connecting wall 622 has a function of promoting heat transfer between the cold storage material 61 and the case member 621. Accordingly, the cold storage container 6 has the inner fin 63 eliminated.
  • the connecting wall 622 functions as a connecting member that connects two opposing walls in the case 62.
  • the distance between adjacent connecting walls 622 is the regenerator heat transfer distance L. Further, the total surface area of the portion where all the connecting walls 622 and the cold storage material 61 are in contact is the heat transfer area A. And as for the cool storage container 6, the cool storage material heat transfer distance L is set to the heat transfer distance optimal area
  • the inner fin 63 is configured by an offset fin.
  • a plurality of corrugated portions 63 ⁇ / b> A bent in a wave shape along the air flow direction X are arranged along the longitudinal direction of the case 62 (that is, the direction perpendicular to the plane of FIG. 13) and are adjacent to each other.
  • the corrugated portion 63A is arranged so as to be shifted along the direction X of the air flow.
  • the corrugated portion 63 ⁇ / b> A is a plurality of flat plate-like first top portions 633 that are brazed to one of the two opposing walls in the case 62, and a flat plate shape that is brazed to the other of the two opposing walls in the case 62.
  • a plurality of second top portions 634 are provided.
  • the corrugated portion 63 ⁇ / b> A includes a plurality of plate-like connecting plate portions 635 that connect the first top portion 633 and the second top portion 634.
  • the distance between the connecting plate portions 635 adjacent along the air flow direction X is the regenerator heat transfer distance L.
  • the cool storage material heat transfer distance L is set to the heat transfer distance optimal area
  • the cool storage container thermal resistance R is set to the heat resistance optimal area
  • a heat transfer promoting substance 7 that promotes heat transfer between the cold storage material 61 and the case 62 and between the cold storage material 61 and the inner fin 63 is enclosed in the case 62 of the cold storage container 6.
  • the heat transfer promoting substance 7 is a carbon powder or a metal powder such as aluminum and is mixed in the cold storage material 61.
  • This cool storage container 6 has the heat storage container heat resistance R set in the heat resistance optimum region (that is, the region indicated by the oblique lines in FIG. 6) by the heat transfer promoting substance 7.
  • the cold storage material heat transfer distance L that is a distance between adjacent connecting members is ⁇ 0.13x + 1.8 ⁇ L ⁇ ⁇ 0.42x + 6.3.
  • the cool storage container can be configured so that the cool storage material melts quickly.
  • the cold storage evaporator has a cold storage container thermal resistance R which is a resistance when transferring heat from the cold storage material to the surface of the air side fin, where x is the melting point of the cold storage material, 0.52x + 6.3 ⁇ R ⁇ ⁇ 4.5x + 61.
  • the cool storage container can be configured so that the cool storage material melts quickly.
  • a heat transfer promoting substance that promotes heat transfer between the cold storage container and the cold storage material is mixed with the cold storage material.
  • the cool storage container can be configured so that the cool storage material melts quickly.
  • the difference between the evaporator refrigerant temperature and the freezing point of the cold storage material is larger.
  • the flow rate of the refrigerant flowing through the refrigerant tube is increased.

Abstract

蓄冷蒸発器（４０）は、車室内の冷房を行う車両用冷凍サイクル装置（１）に用いられるものである。蓄冷蒸発器は、冷媒が流通する冷媒チューブ（４５）と、冷媒チューブに密着し、冷媒に吸熱されて凝固する蓄冷材（６１）を内部に収容する蓄冷容器（６）と、を備える。そして、蓄冷材として、融点が１１℃を超えるものが採用されている。

Description

蓄冷蒸発器およびそれを備える車両用冷凍サイクル装置 関連出願への相互参照
　本出願は、２０１６年５月１９日に出願された日本出願番号２０１６－１００８５７号に基づくものであって、ここにその記載内容を援用する。
　本開示は、蓄冷材を有する蓄冷蒸発器およびそれを備える車両用冷凍サイクル装置に関するものである。
　近年、停車時に内燃機関を自動的に停止させる、所謂アイドリングストップを行う車両が増加している。このような車両の冷凍サイクル装置においては、アイドリングストップにより圧縮機が停止するため、アイドリングストップ中の冷房を行うために蓄冷蒸発器が用いられている。
　このような蓄冷蒸発器で用いられる蓄冷材として、長期間安定した融解、凝固特性を示し、且つ、潜熱熱量が大きいノルマルパラフィンを使用することが知られている。一般的には、炭素数１５のノルマルパラフィンを主成分とし、且つ融点が１１℃以下の蓄冷材が用いられる（例えば、特許文献１参照）。
　また、蓄冷蒸発器から吹出される空気で乗員が許容できる温度の上限値である温感許容値は、１５℃～１７℃とされている（例えば、特許文献２参照）。
特開２０１３－１６６８４５号公報 特開２０１３－２５６２６２号公報
　ここで、本発明者らは、蓄冷蒸発器について詳細に検討した。この結果、本発明者らは、融点が１１℃以下の蓄冷材を用いた場合、アイドリングストップ中に蓄冷蒸発器から吹出される空気の温度が温感許容値に対して過剰に低く抑えられてしまうことを見出した。換言すると、本発明者らは、融点が１１℃以下の蓄冷材を用いた場合、アイドリングストップ中に過剰な冷房能力が供給されてしまうことを見出した。これによると、アイドリングストップ時に蓄冷蒸発器から吹出される空気の温度が温感許容値に短時間で達してしまう。
　本開示は、圧縮機停止時に、蓄冷蒸発器から吹出される空気の温度が温感許容値以下に長い時間保たれるようにすることを目的とする。
　本開示の１つの観点によれば、蓄冷蒸発器は、車室内の冷房を行う車両用冷凍サイクル装置に用いられ、冷媒が流通する冷媒チューブと、冷媒チューブに密着し、冷媒に吸熱されて凝固する蓄冷材を内部に収容する蓄冷容器と、を備える。そして、蓄冷材は、融点が１１℃を超えるものが採用されている。
　これによると、圧縮機停止中の冷房能力が抑制されるため、圧縮機停止時に、蓄冷蒸発器から吹出される空気の温度を温感許容値以下に長い時間保つことが可能になる。
本開示の第１実施形態に係る蓄冷蒸発器を備える冷凍サイクル装置を示す構成図である。 第１実施形態に係る蓄冷蒸発器の正面図である。 図２の蓄冷蒸発器の右側面図である。 図２のＩＶ－ＩＶ断面図である。 蓄冷容器熱抵抗と温感許容値到達時間との関係を示す図である。 蓄冷材の融点と蓄冷容器熱抵抗との関係を示す図である。 蓄冷材伝熱距離と伝熱面積との関係を示す図である。 蓄冷材伝熱距離と温感許容値到達時間との関係を示す図である。 蓄冷材の融点と蓄冷材伝熱距離との関係を示す図である。 アイドリングストップの経過時間と蒸発器吹出空気温度との関係を示す図である。 図１の冷凍サイクル装置の空調制御装置が実行するプログラムのフローチャートである。 第２実施形態に係る蓄冷蒸発器の要部を示すもので、図４と同様の断面図である。 第３実施形態に係る蓄冷蒸発器の要部を示すもので、図４と同様の断面図である。 図１３のインナーフィンの斜視図である。 第４実施形態に係る蓄冷蒸発器の要部を示すもので、図４と同様の断面図である。
　以下、本開示の実施形態について図面を参照して説明する。なお、以下の各実施形態において、先行する実施形態で説明した事項と同一もしくは均等である部分には、同一の参照符号を付し、その説明を省略する場合がある。また、各実施形態において、構成要素の一部だけを説明している場合、構成要素の他の部分に関しては、先行する実施形態において説明した構成要素を適用することができる。
　（第１実施形態）
　本開示の第１実施形態について説明する。
　図１に示すように、車室内の空調を行う空調装置の一部をなす車両用冷凍サイクル装置１は、圧縮機１０、放熱器２０、減圧器３０、および蓄冷蒸発器４０を有する。これら構成部品は、配管によって環状に接続され、冷媒循環路を構成する。なお、以下では、車両用冷凍サイクル装置１を、単に冷凍サイクル装置１と呼ぶことがある。
　圧縮機１０は、車両の走行用の動力源である内燃機関２によって駆動される。圧縮機１０は、内燃機関２が停止すると停止する。圧縮機１０は、蓄冷蒸発器４０から冷媒を吸引し、吸引した冷媒を圧縮して放熱器２０へ吐出する。
　圧縮機１０は、１回転当たりの冷媒吐出量を制御可能な可変容量圧縮機である。圧縮機１０としては、例えば、ワッブルプレートの傾きを変えることにより冷媒吐出量を連続的に変化させるワッブル形圧縮機を用いることができる。なお、圧縮機１０は、後述する空調制御装置３によって作動が制御されて、冷媒吐出量が制御される。
　放熱器２０は、圧縮機１０から吐出された高温冷媒を外気と熱交換させて冷却する。減圧器３０は、放熱器２０によって冷却された冷媒を減圧させる。
　蓄冷蒸発器４０は、車室内へ送風する送風空気から吸熱して、減圧器３０によって減圧された冷媒を蒸発させ、送風空気を冷却する。また、蓄冷蒸発器４０は、蓄冷材６１が内部に収容された蓄冷容器６を備えている。蓄冷蒸発器４０の詳細については後述する。
　空調装置は、空調装置に具備される空調用電気機器（例えば、図示しない送風機、図示しないドアアクチュエータ）を制御する空調制御装置３を備えている。空調制御装置３は、図示しないＣＰＵ、ＲＡＭ、ＲＯＭ、ＥＥＰＲＯＭ等からなる周知のマイクロコンピュータを備える。空調制御装置３は、マイクロコンピュータに記憶したプログラムに従って演算処理を行う。空調制御装置３の記憶部は、非遷移的実体的記憶媒体で構成される。
　空調制御装置３には、センサ群４からのセンサ信号およびスイッチ群５からのスイッチ信号が入力されるようになっている。本例では、センサ群４として、外気温ＴＡＭを検出する外気温センサ、車室内の温度である内気温ＴＲを検出する内気温センサ、車室内への日射量ＴＳを検出する日射センサ、蒸発器冷媒温度ＴＥを検出する蒸発器温度センサ等が備えられている。なお、本例の蒸発器冷媒温度ＴＥは、蓄冷蒸発器４０の表面温度である。蒸発器温度センサは、具体的にはサーミスタが用いられ、蓄冷蒸発器４０の空気側フィン４６（例えば、図４参照）の温度を蒸発器冷媒温度ＴＥとして検出する。
　また、スイッチ群５は、計器板内の空調操作パネルに設けられる。本例では、スイッチ群５として、エアコンスイッチ、エコノミースイッチ、内外気切替スイッチ、温度設定スイッチ、風量切替スイッチ、吹出モード切替スイッチ等が備えられている。なお、エアコンスイッチは、冷凍サイクル装置１の起動及び停止を指令するためのスイッチである。エコノミースイッチは、エコノミーモードを指令するスイッチである。内外気切替スイッチは、内外気吸込モードを切り替えるためのスイッチである。温度設定スイッチは、車室内の温度を所望の温度に設定するためのスイッチである。風量切替スイッチは、図示しない送風機の送風量を切り替えるためのスイッチである。吹出モード切替スイッチは、吹出モードを切り替えるためのスイッチである。
　ここで、エコノミースイッチは、快適性を重視して車室内の冷房を行うクールモードと省動力化を優先させて車室内の冷房を行うエコノミーモードとを選択するためのスイッチである。そして、エコノミースイッチによりエコノミーモードが選択された場合には、圧縮機１０のＯＮ／ＯＦＦ温度がクールモード時よりも高く設定される。
　図２、図３に示すように、蓄冷蒸発器４０は、組をなして位置づけられたヘッダタンク４１、４２、４３、４４と、組をなすヘッダタンク４１、４２、４３、４４の間を連通させる複数の冷媒チューブ４５とを備えている。なお、図３中の矢印Ｘは空気流れの向きを示している。また、図２において、符号４３、４４は、空気流れ上流側に位置するヘッダタンクを示しており、符号４１、４２は、空気流れ下流側に位置するヘッダタンクを示している。
　冷媒チューブ４５は、扁平状であり、内部に冷媒が流通する冷媒通路を有するものである。具体的には、図４に示すように、冷媒チューブ４５は、内部に複数の冷媒通路を有する多穴管である。冷媒チューブ４５は、アルミニウムよりなり、押出成型により形成される。
　ヘッダタンク４１、４２、４３、４４のそれぞれは、複数の冷媒チューブ４５の一端もしくは他端と連通し、複数の冷媒チューブ４５に冷媒を分配し、もしくは、複数の冷媒チューブ４５から流出する冷媒を集合させるものである。ヘッダタンク４１、４２、４３、４４は、アルミニウム等の金属製である。
　具体的には、図２、図３に示すように、第１ヘッダタンク４１と第２ヘッダタンク４２とは、組をなしており、互いに所定距離れて平行に配置されている。第１、第２ヘッダタンク４１、４２の間には、複数の冷媒チューブ４５が互いに離間して配列されている。各冷媒チューブ４５は、その端部において対応する第１、第２ヘッダタンク４１、４２内に連通している。これら第１ヘッダタンク４１と、第２ヘッダタンク４２と、それらの間に配置された複数の冷媒チューブ４５によって第１熱交換部４０１が形成されている。
　同様に、第３ヘッダタンク４３と第４ヘッダタンク４４とは、組をなしており、互いに所定距離れて平行に配置されている。第３、第４ヘッダタンク４３、４４の間には、複数の冷媒チューブ４５が互いに離間して配列されている。各冷媒チューブ４５は、その端部において対応する第３、第４ヘッダタンク４３、４４内に連通している。これら第３ヘッダタンク４３と、第４ヘッダタンク４４と、それらの間に配置された複数の冷媒チューブ４５によって第２熱交換部４０２が形成されている。
　この結果、図３に示すように、蓄冷蒸発器４０は、２層に配置された第１熱交換部４０１と第２熱交換部４０２とを有する。矢印Ｘにて示す空気流れにおいて、第２熱交換部４０２が空気流れ上流側に配置され、第１熱交換部４０１が空気流れ下流側に配置されている。
　第１ヘッダタンク４１の端部には、冷媒入口としての図示しないジョイントが設けられている。第１ヘッダタンク４１内は、その長さ方向のほぼ中央に設けられた図示しない仕切板によって、第１区画と第２区画とに区画されている。これに対応して、複数の冷媒チューブ４５は、第１群と第２群とに区分されている。
　冷媒は、第１ヘッダタンク４１の第１区画に供給される。冷媒は、第１ヘッダタンク４１の第１区画から、第１群に属する複数の冷媒チューブ４５に分配される。冷媒は、第１群を通して第２ヘッダタンク４２に流入し、集合される。
　冷媒は、第２ヘッダタンク４２から、第２群に属する複数の冷媒チューブ４５に再び分配される。冷媒は、第２群を通して第１ヘッダタンク４１の第２区画に流入する。このように、第１熱交換部４０１においては、冷媒をＵ字状に流す流路が形成される。
　第３ヘッダタンク４３の端部には、冷媒出口としての図示しないジョイントが設けられている。第３ヘッダタンク４３内は、その長さ方向のほぼ中央に設けられた図示しない仕切板によって、第１区画と第２区画とに区画されている。
　これに対応して、複数の冷媒チューブ４５は、第１群と第２群とに区分されている。第３ヘッダタンク４３の第１区画は、第１ヘッダタンク４１の第２区画に隣接している。第３ヘッダタンク４３の第１区画と第１ヘッダタンク４１の第２区画とは連通している。
　冷媒は、第１ヘッダタンク４１の第２区画から、第３ヘッダタンク４３の第１区画に流入する。冷媒は、第３ヘッダタンク４３の第１区画から、第１群に属する複数の冷媒チューブ４５に分配される。冷媒は、第１群を通して第４ヘッダタンク４４に流入し、集合される。冷媒は、第４ヘッダタンク４４から、第２群に属する複数の冷媒チューブ４５に再び分配される。
　冷媒は、第２群を通して第３ヘッダタンク４３の第２区画に流入する。このように、第２熱交換部４０２においても、冷媒をＵ字状に流す流路が形成される。第３ヘッダタンク４３の第２区画内の冷媒は、第３ヘッダタンク４３に設けられた冷媒出口から流出し、圧縮機１０へ向けて流れる。
　図２に示すように、蓄冷蒸発器４０は、隣り合う冷媒チューブ４５の間に形成された隙間を複数有している。蓄冷蒸発器４０は、複数の隙間のうち、一部の隙間に蓄冷容器６が配置されており、他の隙間に空気側フィン４６が配置されている。複数の隙間のうち、蓄冷容器６が配置されている隙間は、蓄冷材６１の収容部を構成している。また、複数の隙間のうち、空気側フィン４６が配置されている隙間は、空気が流れる空気通路を構成している。
　空気側フィン４６は、隣接する２つの冷媒チューブ４５に密着して、車室内へ送風する送風空気と冷媒との熱交換を促進する。空気側フィン４６は、ろう材によって、隣接する２つの冷媒チューブ４５に接合されている。空気側フィン４６としては、薄いアルミニウム等の金属板が波状に曲げられた形状を有するコルゲートフィンが用いられる。
　図４に示すように、蓄冷容器６は、蓄冷材６１と、この蓄冷材６１が収容される内部空間を形成するケース６２と、ケース６２内に配置されたインナーフィン６３とを備える。
　蓄冷材６１は、融点が１１℃を超えるものが採用されている。蓄冷材６１は、冷媒チューブ４５内を流通する冷媒に吸熱されて凝固する。
　ケース６２は、扁平な筒状となっている。ケース６２は、アルミニウムよりなり、その長手方向（すなわち、図４の紙面垂直方向）両端において、筒をその厚さ方向に押しつぶすことによって閉じられている。なお、ケース６２は、蓄冷材６１が収容される内部空間を形成するケース部材に相当する。
　ケース６２は、対向する２つの壁の外壁面が、隣接する２つの冷媒チューブ４５にろう付け接合されている。換言すると、ケース６２は、隣接する２つの冷媒チューブ４５に密着している。したがって、冷媒チューブ４５内を流通する冷媒と蓄冷材６１は、ケース６２を介して熱交換する。
　インナーフィン６３は、薄いアルミニウム等の金属板が波状に曲げられたコルゲートフィンで構成されている。インナーフィン６３は、平板状の複数の板部６３１と円弧状に曲げられた複数の折り曲げ部６３２とを有する。
　インナーフィン６３は、折り曲げ部６３２の頂部がケース６２の壁の内壁面にろう付け接合されている。これにより、板部６３１がケース６２における対向する２つの壁を連結している。なお、インナーフィン６３は、ケース６２における対向する２つの壁を連結する連結部材として機能する。
　次に、本実施形態の冷凍サイクル装置１の基本的な作動を説明する。乗員からの空調要求、例えば、冷房要求があると、圧縮機１０は内燃機関２によって駆動される。圧縮機１０は蓄冷蒸発器４０から冷媒を吸入し、圧縮して、吐出する。圧縮機１０から吐出された冷媒は、放熱器２０で放熱する。放熱器２０から出た冷媒は、減圧器３０によって減圧され、蓄冷蒸発器４０に供給される。冷媒は、蓄冷蒸発器４０において蒸発し、蓄冷容器６を冷却するとともに、空気側フィン４６を介して送風空気を冷却する。
　車両が一時停止すると、内燃機関２は消費エネルギを減らすために停止し、圧縮機１０が停止する。その後、蓄冷蒸発器４０の冷媒は徐々に冷却能力を失ってゆく。この過程で、蓄冷材６１は、送風空気から吸熱して送風空気を冷却する。このとき、空気の熱は、空気側フィン４６、冷媒チューブ４５、ケース６２およびインナーフィン６３を介して、蓄冷材６１に吸熱される。この結果、冷凍サイクル装置１が一時的に停止しても、蓄冷材６１によって送風空気を冷却することができる。やがて、車両が再び走行を始めると、内燃機関２が再び圧縮機１０を駆動する。このため、冷凍サイクル装置１は、再び蓄冷材６１を冷却し、蓄冷する。
　次に、蓄冷蒸発器４０の詳細な仕様について説明する。
　本例では、蓄冷蒸発器４０から吹出される空気を蒸発器吹出空気という。本例では、蒸発器吹出空気で乗員が許容できる温度の上限値である温感許容値を１５℃としている。本例では、停車時に内燃機関２が停止（すなわち、圧縮機１０が停止）してから、蒸発器吹出空気の温度である蒸発器吹出空気温度が温感許容値に達するまでの時間を、温感許容値到達時間という。
　また、本例では、蓄冷材６１から空気側フィン４６の表面まで伝熱する際の抵抗を蓄冷容器熱抵抗Ｒとする。本例では、隣接する板部６３１間の距離を蓄冷材伝熱距離Ｌとし、蓄冷材６１の熱伝導率をλとする。さらに、本例では、１つのインナーフィン６３において蓄冷材６１と接する部位の全表面積を伝熱面積Ａとする。なお、蓄冷材伝熱距離Ｌは、隣接する板部６３１間に挟まれた蓄冷材６１の厚さに相当する。
　具体的には、蓄冷容器熱抵抗Ｒは、下記の式１により求められる。
　Ｒ＝Ｌ／（λ＊Ａ）…式１
　図５は、蓄冷容器熱抵抗Ｒと温感許容値到達時間との関係をシミュレーションにて求めた結果を示すものである。図５に示す実線は、融点が１０℃の蓄冷材６１を用いた蓄冷蒸発器４０の特性線である。また、図５に示す一点鎖線は、融点が１１℃の蓄冷材６１を用いた蓄冷蒸発器４０の特性線である。さらに、図５に示す破線は、融点が１２℃の蓄冷材６１を用いた蓄冷蒸発器４０の特性線である。
　なお、このシミュレーションの前提条件は、蓄冷蒸発器４０に吸い込まれる空気（以下、蒸発器吸込空気という）の温度が２８℃、蒸発器吸込空気の相対湿度が３５％、蒸発器吸込空気の流量が１８０ｍ３／ｈ、温感許容値が１５℃である。
　図５によると、温感許容値到達時間を長くするには、蓄冷材６１の融点が高くなるほど、蓄冷容器熱抵抗Ｒを小さくする必要があることが理解できる。そして、温感許容値到達時間の最大値を最大放冷時間としたとき、最大放冷時間は、融点が１０℃の蓄冷材６１を用いた蓄冷蒸発器４０では約５２秒である。最大放冷時間は、融点が１１℃の蓄冷材６１を用いた蓄冷蒸発器４０では約５９秒である。最大放冷時間は、融点が１２℃の蓄冷材６１を用いた蓄冷蒸発器４０では約６４秒である。
　図６は、各融点において温感許容値到達時間が最大放冷時間の８０％以上となる蓄冷容器熱抵抗Ｒの領域（以下、熱抵抗最適領域という）をシミュレーションにて求めた結果を示すものである。
　なお、このシミュレーションの前提条件は、蒸発器吸込空気の温度が２８℃、蒸発器吸込空気の相対湿度が３５％、蒸発器吸込空気の流量が１８０ｍ３／ｈ、温感許容値が１５℃である。
　図６では、熱抵抗最適領域を斜線にて示している。そして、蓄冷材６１の融点をｘとしたとき、下記の式２の範囲が熱抵抗最適領域である。
　－０．５２ｘ＋６．３≦Ｒ≦－４．５ｘ＋６１…式２
　一方、前述の式１の関係によると、伝熱面積Ａは蓄冷材伝熱距離Ｌの関数として表すことが可能であり、蓄冷材伝熱距離Ｌと伝熱面積Ａは図７に示すような関係になる。このことから、図５および図６は、図８および図９に示すように、蓄冷容器熱抵抗Ｒに代えて蓄冷材伝熱距離Ｌにて表すことができる。
　すなわち、図９は、各融点において温感許容値到達時間が最大放冷時間の８０％以上となる蓄冷材伝熱距離Ｌの領域（以下、伝熱距離最適領域という）をシミュレーションにて求めた結果を示すものである。なお、図９のシミュレーションの前提条件は、図６のシミュレーションの前提条件と同じである。
　図９では、伝熱距離最適領域を斜線にて示している。そして、蓄冷材６１の融点をｘとしたとき、下記の式３の範囲が伝熱距離最適領域である。
　－０．１３ｘ＋１．８≦Ｌ≦－０．４２ｘ＋６．３…式３
　図１０は、種々の仕様の蓄冷蒸発器４０におけるアイドリングストップの経過時間と蒸発器吹出空気温度との関係をシミュレーションにて求めた結果を示すものである。
　なお、このシミュレーションの前提条件は、蒸発器吸込空気の温度が２８℃、蒸発器吸込空気の相対湿度が３５％、蒸発器吸込空気の流量が１８０ｍ３／ｈである。
　図１０の実線は、本実施形態の蓄冷蒸発器４０の特性線である。この蓄冷蒸発器４０の蓄冷材６１は、融点が１２℃である。また、この蓄冷容器６は、蓄冷材伝熱距離Ｌが伝熱距離最適領域に設定されることにより、蓄冷容器熱抵抗Ｒが熱抵抗最適領域に設定されている。
　図１０の一点鎖線は、比較例１の特性線である。具体的には、比較例１に係る蓄冷蒸発器４０は、蓄冷材６１の融点が１０℃で、蓄冷材伝熱距離Ｌが伝熱距離最適領域に設定されている。すなわち、図１０の一点鎖線は、蓄冷容器熱抵抗Ｒが熱抵抗最適領域に設定された蓄冷蒸発器４０の特性線である。
　図１０の破線は比較例２の特性線である。具体的には、比較例２に係る蓄冷蒸発器４０は、蓄冷材６１の融点が１２℃で、蓄冷材伝熱距離Ｌが伝熱距離最適領域の上限値を超える値に設定されている。すなわち、図１０の破線は、蓄冷容器熱抵抗Ｒが熱抵抗最適領域の上限値を超える値に設定された蓄冷蒸発器４０の特性線である。
　図１０によると、アイドリングストップにより圧縮機１０が停止してから蒸発器吹出空気温度が温感許容値に達するまでの時間（すなわち、温感許容値到達時間）は、比較例１が約５２秒、比較例２が約３５秒である。
　これに対して、本実施形態の蓄冷蒸発器４０における温度許容値到達時間は、比較例１の温度許容値到達時間および比較例２の温度許容値到達時間よりも長い約６４秒である。
　ここで、アイドリングストップ開始から温感許容値に到達するまでの平均冷房能力は、本実施形態の蓄冷蒸発器４０の方が比較例１の蓄冷蒸発器４０よりも低くなる。したがって、蓄冷蒸発器４０が同量の熱容量を持っているとすると、平均冷房能力が相対的に低い本実施形態の蓄冷蒸発器４０の方が、比較例１の蓄冷蒸発器４０よりも温感許容値到達時間が長くなる。
　また、比較例２は、蓄冷材６１の融点が高いにもかかわらず、蓄冷容器６の伝熱速度が低すぎるため、圧縮機停止時に全ての蓄冷材６１が溶けきる前に蒸発器吹出空気温度が早期に上昇してしまい、温感許容値到達時間が短くなる。
　これに対し、本実施形態の蓄冷蒸発器４０は、蓄冷材６１の融点が等しい比較例２よりも、圧縮機停止時に蒸発器吹出空気温度が温感許容値に達してしまうまでに、より多くの蓄冷材６１が溶けるようになる。このため、本実施形態の蓄冷蒸発器４０は、蓄冷材６１の融点が等しい比較例２よりも、圧縮機停止時に、蒸発器吹出空気温度を温感許容値以下に長い時間保つことが可能になる。
　次に、冷凍サイクル装置１における圧縮機１０の制御について、図１１に基づいて説明する。
　図１１は、空調制御装置３のＣＰＵが読み出して実行するプログラムのフローチャートである。この図１１の処理は、冷凍サイクル装置１がエコノミーモードで運転されている際に所定の周期で実行される。
　エコノミーモード運転が開始されると、空調制御装置３は、ステップ１で、センサ群４における蒸発器温度センサの信号を読み込んで、蒸発器冷媒温度ＴＥの情報を取得する。そして、空調制御装置３は、ステップ２で、蒸発器冷媒温度ＴＥが蓄冷材６１の凝固点よりも高いか否かを判定する。なお、蓄冷材６１の凝固点は、予め設定されている。
　蒸発器冷媒温度ＴＥが蓄冷材６１の凝固点よりも低い場合は、ステップ２にて否定判定され、ステップ３に進む。
　空調制御装置３は、ステップ３で、下記の式４により、圧縮機１０から吐出される冷媒流量の目標値である目標冷媒流量Ｑを算出する。なお、空調制御装置３は、ステップ３で算出した目標冷媒流量Ｑを記憶部に記憶する。
　Ｑ＝Ｑ（ｎ－１）＋Ｋ（ＴＥ－ＴＥＯ）…式４
　なお、Ｑ（ｎ－１）は、前回算出された目標冷媒流量である。Ｋは、係数である。ＴＥＯは、蒸発器冷媒温度ＴＥの目標温度である目標蒸発器冷媒温度である。
　一方、蒸発器冷媒温度ＴＥが蓄冷材６１の凝固点を超えている場合は、ステップ２にて肯定判定され、ステップ４に進む。
　空調制御装置３は、ステップ４で、下記の式５により、圧縮機１０から吐出される冷媒流量の目標値である目標冷媒流量Ｑを算出する。なお、空調制御装置３は、ステップ４で算出した目標冷媒流量Ｑを記憶部に記憶する。
　Ｑ＝Ｑ（ｎ－１）＋Ｋ（ＴＥ－蓄冷材６１の凝固点＋α）…式５
　なお、αは、定数である。
　そして、空調制御装置３は、ステップ３またはステップ４にて目標冷媒流量Ｑを算出した後、ステップ５で、圧縮機１０から吐出される冷媒流量がその目標冷媒流量Ｑになるように、圧縮機１０に制御信号を出力する。
　ここで、エコノミーモード運転時には、クールモード運転時に比べて、目標蒸発器冷媒温度ＴＥＯが大きくなる。したがって、エコノミーモード運転時に設定される目標蒸発器冷媒温度ＴＥＯと蓄冷材６１の凝固点との温度差は、クールモード運転時に比べて小さい。このため、エコノミーモード運転時に、クールモード運転時と同様に、式４により目標冷媒流量Ｑを算出すると、蓄冷材６１を凝固させにくくなってしまう。
　これに対し、本実施形態では、エコノミーモード運転時に蒸発器冷媒温度ＴＥが蓄冷材６１の凝固点を超えた場合、前述の式５から明らかなように、蒸発器冷媒温度ＴＥと蓄冷材６１の凝固点との差が大きいほど目標冷媒流量Ｑが増加する。これにより、冷媒チューブ４５内を流通する冷媒の流量が増加する。その結果、蒸発器冷媒温度ＴＥが速やかに低下し、蓄冷材６１を速やかに凝固させることができる。
　以上説明した本実施形態の蓄冷蒸発器４０によると、圧縮機停止時に、蒸発器吹出空気温度を温感許容値以下に長い時間保つことが可能になる。また、本実施形態の冷凍サイクル装置１によると、エコノミーモード運転時に、蒸発器冷媒温度ＴＥを速やかに低下させて、蓄冷材６１を速やかに凝固させることができる。
　（第２実施形態）
　第２実施形態について、図１２を用いて説明する。本実施形態では、蓄冷容器６の具体的構成が第１実施形態と相違している。なお、本実施形態では、第１実施形態と同様または均等な部分についての説明を省略、または簡略化して説明する。
　図１２に示すように、蓄冷容器６のケース６２は、蓄冷材６１が収容される内部空間を形成する扁平な筒状のケース部材６２１と、ケース部材６２１内に配置されて、ケース部材６２１における対向する２つの壁を連結する複数の連結壁６２２を備えている。
　ケース６２は、多穴管であり、押出成型によりケース部材６２１と連結壁６２２が一体に形成される。
　連結壁６２２は、蓄冷材６１とケース部材６２１との間の伝熱を促進する機能を有している。したがって、蓄冷容器６は、インナーフィン６３が廃止されている。なお、連結壁６２２は、ケース６２における対向する２つの壁を連結する連結部材として機能する。
　本実施形態においては、隣接する連結壁６２２間の距離が蓄冷材伝熱距離Ｌである。また、全ての連結壁６２２と蓄冷材６１とが接する部位の全表面積が伝熱面積Ａである。そして、蓄冷容器６は、蓄冷材伝熱距離Ｌが伝熱距離最適領域に設定されて、蓄冷容器熱抵抗Ｒが熱抵抗最適領域に設定されている。
　本実施形態によると、第１実施形態と同様の効果が得られる。
　（第３実施形態）
　第３実施形態について、図１３、図１４を用いて説明する。本実施形態では、インナーフィン６３の具体的構成が第１実施形態と相違している。なお、本実施形態では、第１実施形態と同様または均等な部分についての説明を省略、または簡略化して説明する。
　図１３、図１４に示すように、インナーフィン６３は、オフセットフィンで構成されている。インナーフィン６３は、空気流れの向きＸに沿って波状に曲げられた波形部６３Ａが、ケース６２の長手方向（すなわち、図１３の紙面垂直方向）に沿って複数個並べられ、且つ、隣接する波形部６３Ａが空気流れの向きＸに沿ってずれて配置されている。
　波形部６３Ａは、ケース６２における対向する２つの壁の一方にろう付け接合される平板状の複数の第１頂部６３３、ケース６２における対向する２つの壁の他方にろう付け接合される平板状の複数の第２頂部６３４を備えている。さらに、波形部６３Ａは、第１頂部６３３と第２頂部６３４とを連結する平板状の複数の連結板部６３５を備えている。
　本実施形態においては、空気流れの向きＸに沿って隣接する連結板部６３５間の距離が蓄冷材伝熱距離Ｌである。そして、蓄冷容器６は、蓄冷材伝熱距離Ｌが伝熱距離最適領域に設定されて、蓄冷容器熱抵抗Ｒが熱抵抗最適領域に設定されている。
　本実施形態によると、第１実施形態と同様の効果が得られる。
　（第４実施形態）
　第４実施形態について、図１５を用いて説明する。本実施形態では、蓄冷容器６の具体的構成が第１実施形態と相違している。なお、本実施形態では、第１実施形態と同様または均等な部分についての説明を省略、または簡略化して説明する。
　図１５に示すように、蓄冷容器６のケース６２内には、蓄冷材６１とケース６２との間および蓄冷材６１とインナーフィン６３との間の伝熱を促進する伝熱促進物質７が封入されている。この伝熱促進物質７は、カーボンナノチューブ、またはアルミニウム等の金属粉であり、蓄冷材６１に混ぜられている。
　この蓄冷容器６は、伝熱促進物質７により、蓄冷容器熱抵抗Ｒが熱抵抗最適領域（すなわち、図６に斜線で示す領域）に設定されている。
　本実施形態によると、第１実施形態と同様の効果が得られる。
　（他の実施形態）
　なお、本開示は、上記した実施形態に限定されるものではなく、圧縮機停止時に、蓄冷蒸発器４０から吹出される空気の温度を温感許容値以下に長い時間保つことが可能な範囲内において適宜変更が可能である。
　また、上記各実施形態は、互いに無関係なものではなく、組み合わせが明らかに不可な場合を除き、適宜組み合わせが可能である。
　また、上記各実施形態において、実施形態を構成する要素は、特に必須であると明示した場合および原理的に明らかに必須であると考えられる場合等を除き、必ずしも必須のものではないことは言うまでもない。
　また、上記各実施形態において、実施形態の構成要素の個数、数値、量、範囲等の数値が言及されている場合、特に必須であると明示した場合および原理的に明らかに特定の数に限定される場合等を除き、その特定の数に限定されるものではない。
　また、上記各実施形態において、構成要素等の形状、位置関係等に言及するときは、特に明示した場合および原理的に特定の形状、位置関係等に限定される場合等を除き、その形状、位置関係等に限定されるものではない。
　（まとめ）
　上記各実施形態の一部または全部で示された第１の観点によれば、蓄冷蒸発器は、蓄冷材として、融点が１１℃を超えるものが採用されている。
　また、第２の観点によれば、蓄冷蒸発器は、蓄冷材の融点をｘとしたとき、隣接する連結部材間の距離である蓄冷材伝熱距離Ｌが、－０．１３ｘ＋１．８≦Ｌ≦－０．４２ｘ＋６．３である。
　これによると、蓄冷材が早く溶けるように、蓄冷容器を構成することができる。
　また、第３の観点によれば、蓄冷蒸発器は、蓄冷材の融点をｘとしたとき、蓄冷材から空気側フィンの表面まで伝熱する際の抵抗である蓄冷容器熱抵抗Ｒが、－０．５２ｘ＋６．３≦Ｒ≦－４．５ｘ＋６１である。
　これによると、蓄冷材が早く溶けるように、蓄冷容器を構成することができる。
　また、第４の観点によれば、蓄冷蒸発器は、蓄冷容器と蓄冷材との間の伝熱を促進する伝熱促進物質が、蓄冷材に混ぜられている。
　これによると、蓄冷材が早く溶けるように、蓄冷容器を構成することができる。
　また、第５の観点によれば、蓄冷蒸発器を備える冷凍サイクル装置は、蒸発器冷媒温度が蓄冷材の凝固点よりも高いときに、蒸発器冷媒温度と蓄冷材の凝固点との差が大きいほど、冷媒チューブ内を流通する冷媒の流量を増加させる構成となっている。
　これによると、蒸発器冷媒温度を速やかに低下させて、蓄冷材を速やかに凝固させることができる。

Claims (5)

  1. 　車室内の冷房を行う車両用冷凍サイクル装置（１）に用いられる蓄冷蒸発器であって、
    　冷媒が流通する冷媒チューブ（４５）と、
    　前記冷媒チューブに密着し、前記冷媒に吸熱されて凝固する蓄冷材（６１）を内部に収容する蓄冷容器（６）と、を備え、
    　前記蓄冷材は、融点が１１℃を超える蓄冷蒸発器。
  2. 　前記蓄冷容器は、
    　前記蓄冷材が収容される内部空間を形成するケース部材（６２、６２１）と、
    　前記ケース部材内に配置されて前記蓄冷材と前記ケース部材との間の伝熱を促進するとともに、前記ケース部材における対向する２つの壁を連結する複数の連結部材（６３、６２２）と、を備え、
    　前記蓄冷材の融点をｘとしたとき、隣接する前記連結部材間の距離である蓄冷材伝熱距離Ｌは、
    　－０．１３ｘ＋１．８≦Ｌ≦－０．４２ｘ＋６．３である請求項１に記載の蓄冷蒸発器。
  3. 　前記冷媒チューブに密着して、前記冷媒と送風空気との熱交換を促進する空気側フィン（４６）を備え、
    　前記蓄冷材の融点をｘとしたとき、前記蓄冷材から前記空気側フィンの表面まで伝熱する際の抵抗である蓄冷容器熱抵抗Ｒは、
    　－０．５２ｘ＋６．３≦Ｒ≦－４．５ｘ＋６１である請求項１に記載の蓄冷蒸発器。
  4. 　前記蓄冷容器と前記蓄冷材との間の伝熱を促進する伝熱促進物質（７）が、前記蓄冷材に混ぜられている請求項１に記載の蓄冷蒸発器。
  5. 　請求項１ないし４のいずれか１つに記載の蓄冷蒸発器（４０）を備え、
    　前記蓄冷蒸発器における冷媒の温度である蒸発器冷媒温度が前記蓄冷材の凝固点よりも高いときには、前記蒸発器冷媒温度と前記蓄冷材の凝固点との差が大きいほど、前記冷媒チューブ内を流通する冷媒の流量を増加させる車両用冷凍サイクル装置。
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