JP2007071461A - 冷凍サイクル装置 - Google Patents

Abstract

【課題】 冷房性能向上、および高圧側部品の耐久性確保を可能とする冷凍サイクル装置を提供する。
【解決手段】 圧縮機１１０、高圧側熱交換器１２０、減圧器１３１、低圧側熱交換器１４１を構成要素として含み、これら構成要素が配管１５０によって順次環状に接続されて、圧縮機１１０によって吸入圧縮された冷媒が循環する冷凍サイクルに、外管１６１と内管１６２とを有し、外管１６１と内管１６２との間、および内管１６２の内側に形成される２つの流路を用いて、減圧器１３１にて減圧される前の高圧冷媒と、圧縮機１１０に吸入される低圧冷媒との間で熱交換する二重管１６０が設けられた冷凍サイクル装置において、減圧器１３１によって、低圧側熱交換器１４１の出口側から二重管１６０に至る間の出口側冷媒状態が、乾き度０．９から過熱度５℃の間に制御されるようにする。
【選択図】 図１

Description

本発明は、外管と内管とを有する二重管が配設される冷凍サイクル装置に関するものであり、車両用空調装置に適用して好適である。

従来、例えば特許文献１に示されるような冷凍サイクル装置（特許文献１中では蒸気圧縮式冷凍機）が知られている。即ち、この冷凍サイクル装置は、圧縮機、放熱器、膨張弁、蒸発器が冷媒配管によって順次環状に接続されており、膨張弁にて減圧される前の高圧冷媒と圧縮機に吸引される低圧冷媒との間で熱交換する内部熱交換器を有している。そして、膨張弁においては、ダイヤフラムおよび弁体に弾性力を与えるバネに初期荷重を与える荷重付与部が、膨張弁のハウジングに一体形成され、ハウジングに対して移動することができない固定構造となっている。

これにより、内部熱交換器によって膨張弁に流入される冷媒が冷却されて、蒸発器の冷媒入口と出口とのエンタルピ差を大きくして蒸発器の吸熱性能を高めることができると共に、膨張弁におけるプリロード調節機構を不要として、圧縮機に吸引される冷媒に過熱度を与えることが可能となり、圧縮機における液圧縮を防止して冷凍サイクル装置を安定作動させることができるとしている。
特開２００４−２７０９６６号公報

しかしながら、上記特許文献１の冷凍サイクル装置においては、文献中の図（図６）による蒸発器の性能安定領域が示されているものの、蒸発器出口側の最適な冷媒状態、特に過熱度についての明確な考えは示されていない。即ち、蒸発器出口側の過熱度を不用意に上げすぎると、その分、圧縮機における冷媒吐出温度も上昇して、冷凍サイクル装置の高圧側に配設される関係部品の耐久性悪化を招くおそれがある。

本発明の目的は、上記問題に鑑み、冷房性能向上、および高圧側部品の耐久性確保を可能とする冷凍サイクル装置を提供することにある。

本発明は上記目的を達成するために、以下の技術的手段を採用する。

請求項１に記載の発明では、圧縮機（１１０）、高圧側熱交換器（１２０）、減圧器（１３１）、低圧側熱交換器（１４１）を構成要素として含み、これら構成要素が配管（１５０）によって順次環状に接続されて、圧縮機（１１０）によって吸入圧縮された冷媒が循環する冷凍サイクルに、外管（１６１）と内管（１６２）とを有し、外管（１６１）と内管（１６２）との間、および内管（１６２）の内側に形成される２つの流路を用いて、減圧器（１３１）にて減圧される前の高圧冷媒と、圧縮機（１１０）に吸入される低圧冷媒との間で熱交換する二重管（１６０）が設けられた冷凍サイクル装置において、減圧器（１３１）は、低圧側熱交換器（１４１）の出口側から二重管（１６０）に至る間の出口側冷媒状態を、乾き度０．９から過熱度５℃の間に制御することを特徴としている。

まず、低圧側熱交換器（１４１）の出口側冷媒状態を乾き度０．９以上とすることで、二重管（１６０）による冷房能力が上昇する（後述する図７）。一方、低圧側熱交換器（１４１）から流出される低圧冷媒は二重管（１６０）で高圧冷媒によって最大１５℃分過熱される。ここで、冷房の高負荷条件においては、圧縮機（１１０）の吸入側冷媒状態として過熱度が所定温度を超えると、圧縮機（１１０）によって圧縮された後の冷媒温度が非常に高くなる。このような高温状態が長時間継続したり、頻発することとなると、圧縮機（１１０）の吐出側にある各種部品の耐久性低下に繋がる。よって、低圧側熱交換器（１４１）の出口側における冷媒の過熱度を、吐出冷媒温度が過剰に高くならないように、低く抑える必要がある。例えば、ほとんどの運転状態にわたって吐出冷媒温度が過剰高温に到達しない吸入冷媒温度の上限温度としては、２０℃程度が好適な一例である。よって、上記過熱度２０℃を上限として、これから二重管（１６０）での過熱分１５℃を差し引いて、低圧側熱交換器（１４１）の出口側における冷媒の過熱度を、５℃に抑えることが必要となる。よって、低圧側熱交換器（１４１）での出口側冷媒状態を、乾き度０．９から過熱度５℃に制御することで冷房性能向上、および高圧側部品の耐久性確保が可能な冷凍サイクル装置（１００Ａ）とすることができる。

請求項２に記載の発明では、上記請求項１に記載の発明に対して、減圧器（１３１）は、二重管（１６０）から圧縮機（１１０）の吸入側に至る間の吸入側冷媒状態を、所定の過熱度に制御することを特徴としている。

これにより、圧縮機（１１０）の吸入冷媒状態を、所定の過熱度として例えば、上記のように２０℃を上限として直接的に制御することで、二重管（１６０）による熱交換量が急激に変化（増加）した場合でも、圧縮機（１１０）によって圧縮された後の冷媒温度を抑えることができるので、請求項１に記載の発明と同様に、冷房性能向上、および高圧側部品の耐久性確保が可能な冷凍サイクル装置（１００Ａ）とすることができる。

請求項３に記載の発明のように、上記減圧器（１３１）は、低圧側熱交換器（１４１）の出口側から二重管（１６０）に至る間の出口側冷媒温度、あるいは二重管（１６０）から圧縮機（１１０）の吸入側に至る間の吸入側冷媒温度に応じて開度が可変されて、出口側冷媒状態、あるいは吸入側冷媒状態を制御する温度式膨張弁（１３１）とすることができる。

請求項４に記載の発明では、上記温度式膨張弁（１３１）は、少なくとも高負荷時に出口側冷媒状態を、ほぼ過熱度０℃に制御することを特徴としている。

これにより、出口側冷媒状態を過熱度５℃とする場合に比べて、５℃分（過熱度５℃−過熱度０℃）低下され、それに応じて圧縮機（１１０）による圧縮後の冷媒温度を抑えることができるので、特に高負荷条件において高圧側部品の耐久性に係わる安全率を高めることができる。

請求項５に記載の発明では、温度式膨張弁（１３１）は、出口側冷媒温度、あるいは吸入側冷媒温度に応じて変化する密閉空間内のガスの圧力によって開度が可変され、ガスは、冷媒の飽和液特性を示す飽和液線図の温度軸の方向に平行移動された飽和液特性を有することを特徴としている。

これにより、低圧側熱交換器（１４１）の出口側圧力（圧縮機吸入側圧力）が変化しても、常に過熱度を一定として作動する温度式膨張弁（１３１）とすることができる。

請求項６に記載の発明では、冷媒は、ＨＦＣ１３４ａとしたことを特徴としている。

これにより、二重管（１６０）の外管（１６１）、内管（１６２）の耐圧性を維持しつつ、高効率な冷房性能効果を得ることができる。即ち、ＨＦＣ１３４ａの特徴として、低圧側熱交換器（１４１）内部の冷媒温度が０℃付近で低圧圧力は０．２ＭＰａＧとなり、また、高圧側熱交換器（１２０）内部の冷媒温度が６０℃付近で高圧圧力は２ＭＰａＧとなり、二重管（１６０）の耐圧性に問題ない範囲で希望の冷媒温度が得られる。

請求項７に記載の発明では、本冷凍サイクル装置（１００Ａ）は、車両用の空調装置（１００）に用いられることを特徴としている。

これにより、二重管（１６０）での高圧冷媒と低圧冷媒との熱交換により、高圧冷媒が冷却され、圧縮機（１１０）の動力をそのままで、冷房性能向上が可能となり、冷凍サイクル効率を向上させることができる。そのため、車両用空調装置においては特に、近年要求の高まっている車両燃費を向上させることができる。更に、車両においては、エンジンによって加熱された高温のエンジンルーム内空気が高圧側熱交換器（１２０）に巻き込まれることにより、高圧側熱交換器（１２０）による冷媒冷却性能が低下するが、二重管（１６０）によりその性能低下を防止することができる。

請求項８に記載の発明では、減圧器（１３１）、低圧側熱交換器（１４１）をそれぞれ第１減圧器（１３１）、第１低圧側熱交換器（１４１）とし、第１減圧器（１３１）と第１低圧側熱交換器（１４１）とをバイパスするバイパス流路（１５３）に、第２減圧器（１３２）と第２低圧側熱交換器（１４２）とが設けられ、二重管（１６０）は、バイパス流路（１５３）の分岐点（Ａ）に至る前の高圧冷媒と、バイパス流路（１５３）の合流点（Ｂ）から圧縮機（１１０）に至る前の低圧冷媒との間で熱交換するように配設されたことを特徴としている。

これにより、二重管（１６０）によって熱交換されて過冷却された高圧冷媒を、第１低圧側熱交換器（１４１）、第２低圧側熱交換器（１４２）の両者に流すことができるため、両蒸発器１４１、１４２での冷房性能を向上させることができる。

そして、請求項９に記載の発明では、第２減圧器（１３２）は、第２低圧側熱交換器（１４２）の出口側から合流点（Ｂ）に至る間の第２低圧側熱交換器出口側冷媒状態を、乾き度０．９から過熱度５℃の間に制御することを特徴としている。

これにより、第２低圧側熱交換器（１４２）においても第１低圧側熱交換器（１４１）と同様に出口側冷媒の過熱度を抑えて、圧縮機（１１０）によって圧縮された後の冷媒温度を抑えることができる。

尚、上記各手段の括弧内の符号は、後述する実施形態記載の具体的手段との対応関係を示すものである。

（第１実施形態）
本実施形態の冷凍サイクル装置１００Ａは、車両用空調装置（以下、空調装置）１００に適用されたものであり、以下、具体的な構成について、図１〜図５を用いて説明する。図１は空調装置１００の全体を示す概略構成図、図２は冷凍サイクル装置１００Ａを示す外観斜視図、図３は膨張弁１３１を示す断面図、図４は膨張弁１３１に封入される作動ガスの飽和液特性を示す飽和液線図、図５は二重管１６０を示す断面図である。

図１、図２に示すように、車両はダッシュパネル３によって、走行用のエンジン１０が搭載されるエンジンルーム１と、乗員用の車室２とに区画されており、空調装置１００を構成する冷凍サイクル装置１００Ａおよび室内ユニット１００Ｂのうち、冷凍サイクル装置１００Ａ（膨張弁１３１、蒸発器１４１を除く）がエンジンルーム１内に配設され、また、室内ユニット１００Ｂが車室２のインストルメントパネル内に配設されている。

室内ユニット１００Ｂは、空調ケース１０１内に送風機１０２、蒸発器１４１、ヒータコア１０３等が配設されて形成されるユニットである。送風機１０２は、車両の外気あるいは内気を空調空気として選択的に取り込んで、その空調空気を蒸発器１４１、ヒータコア１０３に送風するものである。蒸発器１４１は、後述する冷凍サイクル装置１００Ａの作動に伴う冷媒を内部で蒸発させて、その時の蒸発潜熱により空調空気を冷却する冷房用の熱交換器である。ヒータコア１０３は、エンジン１０の温水を加熱源として空調空気を加熱する暖房用の熱交換器である。

尚、ヒータコア１０３近傍の空調ケース１０１内にはエアミックスドア１０４が設けられており、このエアミックスドア１０４の開度に応じて、蒸発器１４１によって冷却された空調空気と、ヒータコア１０３によって加熱された空調空気との混合比率が可変され、乗員の設定する温度に調節されるようになっている。

冷凍サイクル装置１００Ａは、圧縮機１１０、凝縮器１２０、膨張弁１３１、上記蒸発器１４１を備え、これらが配管１５０によって順次接続されて閉回路を形成するものであって、配管１５０の途中に二重管１６０が設けられている。凝縮器１２０は高圧側熱交換器であって、放熱器、あるいはガスクーラとも呼ばれる。蒸発器１４１は低圧側熱交換器であって、冷却器あるいは吸熱器とも呼ばれる。膨張弁１３１は、減圧器であって、絞り、弁、エジェクタなどによって提供され得る。

圧縮機１１０は、冷凍サイクル装置１００Ａ内の冷媒を高温高圧に圧縮する流体機器であり、ここではエンジン１０の駆動力によって駆動されるようになっている。即ち、圧縮機１１０の駆動軸にはプーリ１１１が固定されており、エンジン１０の駆動力がクランクプーリ１１、駆動ベルト１２を介してプーリ１１１に伝達され、圧縮機１１０は駆動される。尚、プーリ１１１には、圧縮機駆動軸とプーリ１１１との間を断続する電磁クラッチ（図示せず）が設けられている。凝縮器１２０は、圧縮機１１０の吐出側に接続され、外気との熱交換によって冷媒を凝縮液化する熱交換器である。

膨張弁１３１は、凝縮器１２０から流出される液相冷媒を減圧膨脹させて、等エンタルピ的に減圧する弁であり、蒸発器１４１に接して設けられ、室内ユニット１００Ｂ側に設けられている。膨張弁１３１は、蒸発器１４１の出口側から後述する二重管１６０に至る間の出口側冷媒状態が、乾き度０．９から過熱度５℃の間となるように絞り開度を制御する温度式膨脹弁としている。

更に詳述すると、図３に示すように、膨張弁１３１は、薄膜状のダイヤフラム１３１ｃを挟んで形成される第１圧力室１３１ａおよび第２圧力室１３１ｂと、第２圧力室１３１ｂの外側で反ダイヤフラム側に設けられて、ダイヤフラム１３１ｃが第２圧力室１３１ｂ側に変位するほど絞り開度が大きくなる側に変化される弁体１３１ｄと、第２圧力室１３１ｂ側から第１圧力室１３１ａ側に向けて第１圧力室１３１ａの体積を縮小させるように弁体１３１ｄを介して弾性力を与えるバネ１３１ｅとを有している。

第１圧力室１３１ａ内には所定量の作動ガス（気液共存の飽和状態）が封入され、第１圧力室１３１ａ内の圧力は蒸発器１４１の出口側における冷媒の温度（本発明における出口側冷媒温度に対応）に応じて変化し、また、第２圧力室１３１ｂ内には蒸発器１４１を流出した冷媒の圧力が作動するようになっている。よって、蒸発器１４１の出口側の冷媒状態として過熱度が所定値になると、作動ガスの圧力は過熱度分だけ蒸発器１４１から流出する冷媒の圧力よりも高くなり、第１圧力室１３１ａと第２圧力室１３１ｂとの圧力差が生じ、バネ１３１ｅの弾性力を超えると弁体１３１ｄが開かれ、蒸発器１４１を循環する冷媒量が増加する。蒸発器１４１における循環冷媒量が増加すると冷媒の温度が低下し、上記圧力差が小さくなって、弁体１３１ｄが閉じる側に変位する。この繰返しにより、蒸発器１４１の出口側冷媒の過熱度がほぼ所定の過熱度に維持されるようになっている。

作動ガスとしては、図４に示すように、冷凍サイクル装置１００Ａに使用される冷媒（ここではＨＦＣ−１３４ａ）に対して、飽和液特性が温度軸の方向（ここでは温度軸の高温側）に平行移動した飽和液特性を有するものとしている（図４中の太実線の二重管用あるいは細実線のノーマル）。そして、蒸発器１４１の出口側における具体的な冷媒の過熱度としては、上記作動ガスの選択およびバネの設定により、０〜３℃となるように（５℃以下として、ほとんど過熱度を持たないように）している。

蒸発器１４１は、上記で説明したように膨張弁１３１から流出される冷媒の蒸発作用によって空調空気を冷却する冷房用の熱交換器であり、蒸発器１４１の冷媒出口側は、圧縮機１１０の吸入側に接続されている。

そして、二重管１６０は、配管１５０のうち、凝縮器１２０から膨張弁１３１の間で圧縮機１１０からの高圧冷媒が流れる高圧配管１５１と、蒸発器１４１から圧縮機１１０の間で低圧冷媒が流れる低圧配管１５２との少なくとも一部で、二重管構造を形成するものである。

二重管１６０は、図２、図５に示すように、全長が７００〜９００ｍｍ程度の長さを有しており、エンジン１０およびその他の機器、ボディ等との干渉を避けるために、複数の曲げ部１６３が形成されて、エンジンルーム１内に搭載されている。

二重管１６０は、それぞれ個別に形成された外管１６１と内管１６２とを備え、外管１６１の内部を内管１６２が貫通するように配設されている。外管１６１は、例えばアルミニウム製のφ２２ｍｍ管（外径２２ｍｍ、内径１９．６ｍｍ）であり、長手方向両端部の全周が縮管されて、内管１６２の円周表面（後述するように外径１９．１ｍｍ）に気密あるいは液密となるように溶接されている。よって、外管１６１と内管１６２との間には空間が形成され、この空間が内外間流路１６０ａと成るようにしている。

外管１６１の長手方向両端部側の円周壁面には、外部と内外間流路１６０ａとを連通させる連通穴１６１ａが開口されている。一方の連通孔１６１ａは、高圧配管１５１によって凝縮器１２０の出口側に接続され、他方の連通孔１６１ａは高圧配管１５１によって膨張弁１３１の入口側に接続され、内外間流路１６０ａは高圧配管１５１の一部を成して、内外間流路１６０ａには高圧冷媒が流れるようにしている。

一方、内管１６２は、上記の外管１６１と同様に、例えばアルミニウム製の３／４インチ管（外径１９．１ｍｍ、内径１６．７ｍｍ）としている。即ち、内外間流路１６０ａで高圧冷媒が流通しうる流路断面積（内外間流路１６０ａ）を確保しつつ、内管１６２の外径をできるだけ外管１６１に近づけることで、その表面積を大きくするように設定している訳である。

内管１６２は外管１６１よりも長く設定されており、長手方向両端部は低圧配管１５２としてそれぞれ、蒸発器１４１の出口側および圧縮機１１０の吸入側に接続され、内管１６２内には低圧冷媒が流れるようにしている。

そして、内外間流路１６０ａが形成される領域に対応する内管１６２の表面には、周回溝部１６２ｃと螺旋溝部１６２ａとが設けられている。周回溝部１６２ｃは外管１６１の連通孔１６１ａの位置に対応して設けられ、内管１６２の周方向に延びる溝である。また、螺旋溝部１６２ａは各周回溝部１６２ｃと接続されると共に、両周回溝部１６２ｃ間で内管１６２の長手方向に螺旋状に延びる多条（ここでは３条）の溝である。上記周回溝部１６２ｃおよび螺旋溝部１６２ａによって内外間流路１６０ａは拡大される。

次に、上記構成に基づく作動およびその作用効果について、図６に示すモリエル線図を加えて説明する。

乗員からの空調要求、例えば冷房要求があると、圧縮機１１０の電磁クラッチが接続され、圧縮機１１０はエンジン１０によって駆動され、蒸発器１４１側から冷媒を吸入、圧縮した後、高温の高圧冷媒として凝縮器１２０側に吐出する。高圧冷媒は凝縮器１２０において、冷却されて凝縮液化される（ほぼ液相状態）。凝縮液化された冷媒は、一方の高圧配管１５１から内外間流路１６０ａを通り、他方の高圧配管１５１を経て膨張弁１３１で減圧膨張され、蒸発器１４１で蒸発される（過熱度０〜３℃のほぼ飽和ガス状態）。蒸発器１４１では、冷媒の蒸発に伴って空調空気が冷却される。そして、蒸発器１４１で蒸発した飽和ガス冷媒は、低温の低圧冷媒として一方の低圧配管１５２から内管１６２内を流通して、他方の低圧配管１５２を経て圧縮機１１０に戻る。

ここで、二重管１６０内を高圧冷媒、低圧冷媒が流通する際に両者間において熱交換が成され、高圧冷媒は冷却され、低圧冷媒は加熱（本二重管１６０では最大１５℃加熱）されることになる。即ち、凝縮器１２０から流出した液相冷媒は、二重管１６０で更に過冷却されて低温化が促進される。また、蒸発器１４１から流出した飽和ガス冷媒は、主に二重管１６０で加熱されて過熱度（０〜３＋１５＝最大１８℃）を持ったガス冷媒となる。尚、本実施形態では低圧冷媒が流通する内管１６２が外管１６１によって覆われているため、エンジン１０等からの輻射熱が低圧冷媒に受熱される心配がないため、冷房性能低下が防止される。

本実施形態における冷凍サイクル装置１００Ａにおいては、蒸発器１４１の出口側冷媒状態として、膨張弁１３１によって乾き度０．９から過熱度５℃の間となるようにしている。図７に示すように、まず、蒸発器１４１の出口側冷媒状態として、乾き度０．９から過熱度１５℃とすることで、二重管１６０による冷房能力が上昇する。

一方、蒸発器１４１から流出される低圧冷媒は二重管１６０で高圧冷媒によって最大１５℃分過熱される。ここで、図８に示すように、例えば真夏時のレーシング走行（エンジン高回転での登坂走行）のような冷房の高負荷条件においては、圧縮機１１０の吸入側冷媒の過熱度が２０℃を超えると、圧縮機１１０によって圧縮された後の冷媒温度が非常に高くなる。例えば圧縮機１１０の吐出冷媒温度が１５０℃を超えることもある。圧縮機１１０の吐出冷媒温度がこのような高温に達する状態が長時間継続したり、頻発すると、圧縮機１１０の吐出側にある各種部品の耐久性低下に繋がる。よって、蒸発器１４１の出口側における冷媒の過熱度を、上記過熱度２０℃を上限として、二重管１６０での過熱分１５℃を差し引いた５℃に抑えることが必要となる。この実施形態では、圧縮機１１０の吐出側の配管にゴム又は合成樹脂などの樹脂部品を使用しており、圧縮機１１０の吐出冷媒温度を低減することで、これら樹脂部品の耐久性低下を抑えることが可能となる。よって、蒸発器１４１での出口側冷媒状態を、乾き度０．９から過熱度５℃に制御することで冷房性能向上、および高圧側部品の耐久性確保が可能な冷凍サイクル装置１００Ａとすることができる。

また、膨張弁１３１の第１圧力室１３１ａに封入する作動ガスの飽和液特性が、冷凍サイクル装置１００Ａに使用される冷媒の飽和液特性に対して、飽和液線図の温度軸の方向に平行移動された特性としているので、蒸発器１４１の出口側圧力が変化しても、常に過熱度を一定として作動する温度式膨張弁１３１とすることができる。

換言すると、図４中の二点鎖線で示すクロスチャージのように、飽和液特性の勾配が冷凍サイクル装置１００Ａに使用される冷媒の飽和液特性に対して緩やかなものとすると、圧力が上がりにくく、過熱度が大きくなるため好ましくない。図９に示すように、クロスチャージのものは、ノーマルチャージのもの（飽和液特性を上記のように並行移動したもの）に対して、過熱度が大きくなる分、圧縮機１１０によって圧縮された後の冷媒温度の上昇が大きくなってしまうのである。

また、冷凍サイクル装置１００Ａに使用される冷媒をＨＦＣ−１３４ａとしているので、二重管１６０の外管１６１、内管１６２の耐圧性を維持しつつ、高効率な冷房性能効果を得ることができる。即ち、ＨＦＣ１３４ａの特徴として、蒸発器１４１内部の冷媒温度が０℃付近で低圧圧力は０．２ＭＰａＧとなり、また、凝縮器１２０内部の冷媒温度が６０℃付近で高圧圧力は２ＭＰａＧとなり、二重管１６０の耐圧性に問題ない範囲で希望の冷媒温度が得られる。

尚、蒸発器１４１の出口側冷媒状態として、過熱度の上限をほぼ０℃となるようにしても良い。この場合、膨張弁１３１は、蒸発器１４１での出口側冷媒状態を、乾き度０．９から過熱度０℃に制御する構成をとることができる。これにより、過熱度が５℃分（過熱度５℃−過熱度０℃）低下され、それに応じて圧縮機１１０による圧縮後の冷媒温度を抑えることができるので、特に高負荷条件（上記のような真夏時のレーシング走行）において高圧側部品の耐久性に係わる安全率を高めることができる。また、膨張弁１３１は、蒸発器１４１での出口側冷媒状態を、乾き度０．９５以上に制御するよう構成されても良い。

このように、膨張弁１３１は、冷媒状態検出部によって検出される冷媒状態を所定の制御目標状態とするように冷媒流量を調節する。その制御目標状態を示す値は、蒸発器１４１と圧縮機１１０との間に設けられた内部熱交換器としての二重管１６０における熱交換量に応じて、圧縮機１１０に吸引される冷媒状態が望ましい状態となるように設定される。その制御目標値は、蒸発器１１０における冷媒挙動が冷房能力の観点から望ましい状態となり、しかも圧縮機１１０の吐出冷媒温度が過剰に高くならないように設定される。具体的には、蒸発器１１０出口における冷媒状態を、飽和状態の近傍に制御するような制御目標値が与えられる。例えば、乾き度０．９といった若干の液成分が残る状態から過熱度５℃といった飽和温度近傍の低過熱度状態の間の制御目標値を与えることができる。従って、膨張弁１３１の制御目標値は、二重管１６０を持たない冷凍サイクルにその膨張弁１３１を適用した場合に比べて、二重管１６０による熱交換量だけ小さい乾き度あるいは小さい過熱度を、蒸発器１１０出口において実現するように設定される。

（第２実施形態）
本発明の第２実施形態を図１０に示す。第２実施形態は、上記第１実施形態に対して、膨張弁１３１の開度制御を圧縮機１１０の吸入側の冷媒温度に応じて行うようにしたものである。

即ち、膨張弁１３１の第１圧力室１３１ａ内の圧力が二重管１６０から圧縮機１１０の吸入側に至る間の吸入側冷媒の温度（本発明における吸入側冷媒温度に対応）に応じて変化するようにしている。そして、圧縮機１１０の吸入側冷媒状態として、所定の過熱度となるようにしている。所定の過熱度は、上記第１実施形態のように、２０℃以下と設定すれば良い。尚、ここでは凝縮器１２０は、凝縮部１２１と気液分離器１２２と過冷却部１２３とが一体的に形成されたものとしている。

これにより、圧縮機１１０の吸入冷媒の過熱度を直接的に制御でき、二重管１６０による熱交換量が急激に変化（増加）した場合でも、圧縮機１１０によって圧縮された後の冷媒温度を抑えることができるので、上記第１実施形態と同様に、冷房性能向上、および高圧側部品の耐久性確保が可能な冷凍サイクル装置１００Ａとすることができる。

（第３実施形態）
本発明の第３実施形態を図１１に示す。第３実施形態は、上記第１実施形態に対して、冷凍サイクル装置１００Ａが、例えば車両の後席用に蒸発器（１４２）を有するデュアルエアコンとした場合に、二重管１６０の配設位置を考慮したものである。

本実施形態の冷凍サイクル装置１００Ａでは、膨張弁１３１、蒸発器１４１をそれぞれ第１膨張弁１３１、第１蒸発器１４２として、第１膨張弁１３１、第１蒸発器１４１をバイパスするバイパス流路１５３を設け、このバイパス流路１５３に第２膨張弁（本発明における第２減圧器に対応）１３２と、第２蒸発器（本発明における第２低圧側熱交換器に対応）１４２とを設けている。尚、バイパス流路１５３の分岐点をＡ、合流点をＢとしている。

二重管１６０の外管１６１は、凝縮器１２０からバイパス流路１５３の分岐点Ａまでの間に配設され、また、内管１６２は、バイパス流路１５３の合流点Ｂから圧縮機１１０までの間に配設されるようにしている。

第１膨張弁１３１は、合流点Ｂと二重管１６０との間の冷媒温度に応じて開度が制御されて、第１蒸発器１４１の出口側冷媒状態が乾き度０．９から過熱度５℃の間になるようにし、また、第２膨張弁１３２は、第２蒸発器１４２と合流点Ｂとの間の冷媒温度に応じて開度が制御されて、第２蒸発器１４２の出口側冷媒状態（本発明における第２低圧側熱交換器出口側冷媒状態に対応）が乾き度０．９から過熱度５℃の間になるようにしている。

これにより、二重管１６０によって熱交換されて過冷却された高圧冷媒を、第１蒸発器１４１、第２蒸発器１４２の両者に流すことができるため、両蒸発器１４１、１４２での冷房性能を向上させることができる。

そして、第２蒸発器１４２においても第１蒸発器１４１と同様に出口側冷媒の過熱度を抑えて、圧縮機１１０によって圧縮された後の冷媒温度を抑えることができる。

尚、上記第３実施形態に対して、図１２に示すように、二重管１６０Ａを追加するようにしても良い。即ち、バイパス流路１５３の分岐点Ａと第２膨張弁１３２との間に、二重管１６０Ａの外管１６１を配設し、また、第２蒸発器１４２からバイパス流路１５３の合流点Ｂまでの間に二重管１６０Ａの内管１６２を配設する。

これにより、二重管１６０Ａによって熱交換されて過冷却された高圧冷媒を、第２蒸発器１４２に流すことができるため、第２蒸発器１４２での冷房性能を更に向上させることができる。

（その他の実施形態）
上記各実施形態では、減圧器を温度式膨張弁１３１（１３２、１３３）として説明したが、蒸発器１４１の出口側冷媒状態を乾き度０．９から過熱度５℃に制御できるもの、あるいは圧縮機１１０の吸入側冷媒状態を所定の過熱度に制御できるものであれば、これに限らず、固定絞り弁や低圧膨張弁等としても良い。

また、冷凍サイクル装置１００Ａに使用される冷媒はＨＦＣ−１３４ａに限らず、他の冷媒でも良い。

また、冷凍サイクル装置１００Ａに配設される二重管１６０を車両用空調装置１００に適用したものとしたが、これに限らず、家庭用の空調装置に適用しても良い。この場合、外管１６１の外気雰囲気温度は、車両用として使用されるエンジンルーム１の場合よりも低い条件で使用可能であるので、高圧冷媒と低圧冷媒の熱交換性能によっては、内外間流路１６０ａに低圧冷媒を流通させ、内管１６２内に高圧冷媒を流通させるようにしても良い。

車両用空調装置の全体を示す概略構成図である。 冷凍サイクル装置を示す外観斜視図である。 膨張弁を示す断面図である。 膨張弁に封入される作動ガスの飽和液特性を示す飽和液線図である。 二重管を示す断面図である。 冷凍サイクル装置のモリエル線図を示したグラフである。 蒸発器あるいは圧縮機における好適な乾き度あるいは過熱度を示すグラフである。 高負荷時における走行条件に対する圧縮機の吐出側温度を示すグラフである。 膨張弁に封入する作動ガスの違いによる圧縮機の吐出側温度を示すグラフである。 第２実施形態における冷凍サイクル装置を示す概略構成図である。 第３実施形態のデュアルエアコンにおける二重管搭載時の冷凍サイクル装置を示す概略構成図である。 デュアルエアコンにおける２つの二重管搭載時の冷凍サイクル装置を示す概略構成図である。

符号の説明

１００ 車両用空調装置
１００Ａ 冷凍サイクル装置
１１０ 圧縮機
１２０ 凝縮器（高圧側熱交換器）
１３１ 膨張弁、第１膨張弁（減圧器、第１減圧器）
１３２ 第２膨張弁（第２減圧器）
１４１ 蒸発器、第１蒸発器（低圧側熱交換器）
１４２ 第２蒸発器（第２低圧側熱交換器）
１５０ 配管
１５３ バイパス流路
１６０ 二重管
１６１ 外管
１６２ 内管

請求項１に記載の発明では、圧縮機（１１０）、高圧側熱交換器（１２０）、減圧器（１３１）、低圧側熱交換器（１４１）を構成要素として含み、これら構成要素が配管（１５０）によって順次環状に接続されて、圧縮機（１１０）によって吸入圧縮された冷媒が循環する冷凍サイクルに、外管（１６１）と内管（１６２）とを有し、外管（１６１）と内管（１６２）との間、および内管（１６２）の内側に形成される２つの流路を用いて、減圧器（１３１）にて減圧される前の高圧冷媒と、圧縮機（１１０）に吸入される低圧冷媒との間で熱交換する二重管（１６０）が設けられた冷凍サイクル装置において、減圧器（１３１）は、低圧側熱交換器（１４１）の出口側から二重管（１６０）に至る間の出口側冷媒温度に応じて変化する密閉空間内のガスの圧力によって開度が可変され、ガスは冷媒の飽和液特性を示す飽和液線図の温度軸の方向に平行移動された飽和液特性を有する温度式膨張弁（１３１）であり、低圧側熱交換器（１４１）の出口側から二重管（１６０）に至る間の出口側冷媒状態を、乾き度０．９から過熱度５℃の間に制御することを特徴としている。

また、減圧器（１３１）として、密閉空間内のガスの飽和液特性が冷媒の飽和液特性に対して温度軸の方向に平行移動された温度式膨張弁（１３１）としているので、低圧側熱交換器（１４１）の出口側圧力（圧縮機吸入側圧力）が変化しても、常に過熱度を一定にすることができる。

請求項２に記載の発明では、二重管（１６０）は、出口側冷媒状態が乾き度０．９から過熱度５℃の時に、圧縮機（１１０）に吸入される冷媒状態が過熱度２０℃を上限とする状態となる熱交換量を有することを特徴としている。

請求項３に記載の発明では、冷媒は、ＨＦＣ１３４ａとしたことを特徴としている。

請求項４に記載の発明では、本冷凍サイクル装置（１００Ａ）は、車両用の空調装置（１００）に用いられることを特徴としている。

請求項５に記載の発明では、減圧器（１３１）、低圧側熱交換器（１４１）をそれぞれ第１減圧器（１３１）、第１低圧側熱交換器（１４１）とし、第１減圧器（１３１）と第１低圧側熱交換器（１４１）とをバイパスするバイパス流路（１５３）に、第２減圧器（１３２）と第２低圧側熱交換器（１４２）とが設けられ、二重管（１６０）は、バイパス流路（１５３）の分岐点（Ａ）に至る前の高圧冷媒と、バイパス流路（１５３）の合流点（Ｂ）から圧縮機（１１０）に至る前の低圧冷媒との間で熱交換するように配設されたことを特徴としている。

そして、請求項６に記載の発明では、第２減圧器（１３２）は、第２低圧側熱交換器（１４２）の出口側から合流点（Ｂ）に至る間の第２低圧側熱交換器出口側冷媒状態を、乾き度０．９から過熱度５℃の間に制御することを特徴としている。

請求項１に記載の発明では、圧縮機（１１０）、高圧側熱交換器（１２０）、減圧器（１３１）、低圧側熱交換器（１４１）を構成要素として含み、これら構成要素が配管（１５０）によって順次環状に接続されて、圧縮機（１１０）によって吸入圧縮された冷媒が循環する冷凍サイクルに、外管（１６１）と内管（１６２）とを有し、外管（１６１）と内管（１６２）との間、および内管（１６２）の内側に形成される２つの流路を用いて、減圧器（１３１）にて減圧される前の高圧冷媒と、圧縮機（１１０）に吸入される低圧冷媒との間で熱交換する二重管（１６０）が設けられた冷凍サイクル装置において、冷凍サイクルは、車両用の空調装置（１００）に用いられ、減圧器（１３１）は、低圧側熱交換器（１４１）の出口側から二重管（１６０）に至る間の出口側冷媒温度に応じて変化する密閉空間内のガスの圧力によって開度が可変され、ガスは冷媒の飽和液特性を示す飽和液線図の温度軸の方向に平行移動された飽和液特性を有する温度式膨張弁（１３１）であり、低圧側熱交換器（１４１）の出口側から二重管（１６０）に至る間の出口側冷媒状態を、乾き度０．９から過熱度５℃の間に、低圧側熱交換器（１４１）の出口側圧力が変化しても一定に制御することを特徴としている。

まず、低圧側熱交換器（１４１）の出口側冷媒状態を乾き度０．９以上とすることで、二重管（１６０）による冷房能力が上昇する（後述する図７）。一方、低圧側熱交換器（１４１）から流出される低圧冷媒は二重管（１６０）で高圧冷媒によって最大１５℃分過熱される。ここで、冷房の高負荷条件においては、圧縮機（１１０）の吸入側冷媒状態として過熱度が所定温度を超えると、圧縮機（１１０）によって圧縮された後の冷媒温度が非常に高くなる。このような高温状態が長時間継続したり、頻発することとなると、圧縮機（１１０）の吐出側にある各種部品の耐久性低下に繋がる。よって、低圧側熱交換器（１４１）の出口側における冷媒の過熱度を、吐出冷媒温度が過剰に高くならないように、低く抑える必要がある。例えば、ほとんどの運転状態にわたって吐出冷媒温度が過剰高温に到達しない吸入冷媒温度の上限温度としては、２０℃程度が好適な一例である。よって、上記過熱度２０℃を上限として、これから二重管（１６０）での過熱分１５℃を差し引いて、低圧側熱交換器（１４１）の出口側における冷媒の過熱度を、５℃に抑えることが必要となる。よって、低圧側熱交換器（１４１）での出口側冷媒状態を、乾き度０．９から過熱度５℃に制御することで冷房性能向上、および高圧側部品の耐久性確保が可能な冷凍サイクル装置（１００Ａ）とすることができる。
これにより、低圧側熱交換器（１４１）の出口側圧力（圧縮機吸入側圧力）が変化しても、常に過熱度を一定として作動する温度式膨張弁（１３１）とすることができる。
これにより、二重管（１６０）での高圧冷媒と低圧冷媒との熱交換により、高圧冷媒が冷却され、圧縮機（１１０）の動力をそのままで、冷房性能向上が可能となり、冷凍サイクル効率を向上させることができる。そのため、車両用空調装置においては特に、近年要求の高まっている車両燃費を向上させることができる。更に、車両においては、エンジンによって加熱された高温のエンジンルーム内空気が高圧側熱交換器（１２０）に巻き込まれることにより、高圧側熱交換器（１２０）による冷媒冷却性能が低下するが、二重管（１６０）によりその性能低下を防止することができる。

請求項４に記載の発明では、減圧器（１３１）、低圧側熱交換器（１４１）をそれぞれ第１減圧器（１３１）、第１低圧側熱交換器（１４１）とし、第１減圧器（１３１）と第１低圧側熱交換器（１４１）とをバイパスするバイパス流路（１５３）に、第２減圧器（１３２）と第２低圧側熱交換器（１４２）とが設けられ、二重管（１６０）は、バイパス流路（１５３）の分岐点（Ａ）に至る前の高圧冷媒と、バイパス流路（１５３）の合流点（Ｂ）から圧縮機（１１０）に至る前の低圧冷媒との間で熱交換するように配設されたことを特徴としている。

そして、請求項５に記載の発明では、第２減圧器（１３２）は、第２低圧側熱交換器（１４２）の出口側から合流点（Ｂ）に至る間の第２低圧側熱交換器出口側冷媒状態を、乾き度０．９から過熱度５℃の間に制御することを特徴としている。

Claims (9)

1. 圧縮機（１１０）、高圧側熱交換器（１２０）、減圧器（１３１）、低圧側熱交換器（１４１）を構成要素として含み、これら構成要素が配管（１５０）によって順次環状に接続されて、前記圧縮機（１１０）によって吸入圧縮された冷媒が循環する冷凍サイクルに、
   外管（１６１）と内管（１６２）とを有し、前記外管（１６１）と前記内管（１６２）との間、および前記内管（１６２）の内側に形成される２つの流路を用いて、前記減圧器（１３１）にて減圧される前の高圧冷媒と、前記圧縮機（１１０）に吸入される低圧冷媒との間で熱交換する二重管（１６０）が設けられた冷凍サイクル装置において、
   前記減圧器（１３１）は、前記低圧側熱交換器（１４１）の出口側から前記二重管（１６０）に至る間の出口側冷媒状態を、乾き度０．９から過熱度５℃の間に制御することを特徴とする冷凍サイクル装置。
2. 圧縮機（１１０）、高圧側熱交換器（１２０）、減圧器（１３１）、低圧側熱交換器（１４１）を構成要素として含み、これら構成要素が配管（１５０）によって順次環状に接続されて、前記圧縮機（１１０）によって吸入圧縮された冷媒が循環する冷凍サイクルに、
   外管（１６１）と内管（１６２）とを有し、前記外管（１６１）と前記内管（１６２）との間、および前記内管（１６２）の内側に形成される２つの流路を用いて、前記減圧器（１３１）にて減圧される前の高圧冷媒と、前記圧縮機（１１０）に吸入される低圧冷媒との間で熱交換する二重管（１６０）が設けられた冷凍サイクル装置において、
   前記減圧器（１３１）は、前記二重管（１６０）から前記圧縮機（１１０）の吸入側に至る間の吸入側冷媒状態を、所定の過熱度に制御することを特徴とする冷凍サイクル装置。
3. 前記減圧器（１３１）は、前記低圧側熱交換器（１４１）の出口側から前記二重管（１６０）に至る間の出口側冷媒温度、あるいは前記二重管（１６０）から前記圧縮機（１１０）の吸入側に至る間の吸入側冷媒温度に応じて開度が可変されて、前記出口側冷媒状態、あるいは前記吸入側冷媒状態を制御する温度式膨張弁（１３１）であることを特徴とする請求項１または請求項２に記載の冷凍サイクル装置。
4. 前記温度式膨張弁（１３１）は、少なくとも高負荷時に前記出口側冷媒状態を、ほぼ過熱度０℃に制御することを特徴とする請求項３に記載の冷凍サイクル装置。
5. 前記温度式膨張弁（１３１）は、前記出口側冷媒温度、あるいは前記吸入側冷媒温度に応じて変化する密閉空間内のガスの圧力によって前記開度が可変され、
   前記ガスは、前記冷媒の飽和液特性を示す飽和液線図の温度軸の方向に平行移動された飽和液特性を有することを特徴とする請求項３または請求項４に記載の冷凍サイクル装置。
6. 前記冷媒は、ＨＦＣ１３４ａとしたことを特徴とする請求項１〜請求項５のいずれか１つに記載の冷凍サイクル装置。
7. 車両用の空調装置（１００）に用いられることを特徴とする請求項１〜請求項６のいずれか１つに記載の冷凍サイクル装置。
8. 前記減圧器（１３１）、前記低圧側熱交換器（１４１）をそれぞれ第１減圧器（１３１）、第１低圧側熱交換器（１４１）とし、
   前記第１減圧器（１３１）と前記第１低圧側熱交換器（１４１）とをバイパスするバイパス流路（１５３）に、第２減圧器（１３２）と第２低圧側熱交換器（１４２）とが設けられ、
   前記二重管（１６０）は、前記バイパス流路（１５３）の分岐点（Ａ）に至る前の高圧冷媒と、前記バイパス流路（１５３）の合流点（Ｂ）から前記圧縮機（１１０）に至る前の低圧冷媒との間で熱交換するように配設されたことを特徴とする請求項１〜請求項７に記載の冷凍サイクル装置。
9. 前記第２減圧器（１３２）は、前記第２低圧側熱交換器（１４２）の出口側から前記合流点（Ｂ）に至る間の第２低圧側熱交換器出口側冷媒状態を、乾き度０．９から過熱度５℃の間に制御することを特徴とする請求項８に記載の冷凍サイクル装置。

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