(57)【要約】【課題】  新冷媒の利点を得ながら、既存冷媒と大差ない冷凍能力を得ることができ、しかも耐久性を損なうことがない冷凍サイクル装置を提供する。【解決手段】  冷凍サイクル装置１００Ａは、内部熱交換器１６０を備え、循環冷媒Ｒ０を使用している。循環冷媒Ｒ０の等エントロピ線ＥＬ０は、冷媒Ｒ１３４ａの等エントロピ線ＥＬＣよりも傾きが大きい。この特性は、圧縮機１１０における冷媒温度の上昇を抑制する。循環冷媒Ｒ０の二相域のエンタルピ幅ＥＤ０は、冷媒Ｒ１３４ａのエンタルピ幅ＥＤＣより狭い。内部熱交換器１６０は、サイクルＣＹ上にエンタルピ幅ＥＨの増加を与える。エンタルピ幅の狭い冷媒Ｒ０であっても内部熱交換器１６０によって所要の冷凍能力を発揮することができ、しかも圧縮機１１０における冷媒温度の過度の上昇が抑えられ、耐久性を損なうことが回避される。【選択図】図４
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【特許請求の範囲】
【請求項１】
圧縮機（１１０、２１０）、凝縮器（１２０）、膨張弁（１３１、２３１、３３１）、および蒸発器（１４１）を備えた冷凍サイクル装置において、
前記凝縮器（１２０）と前記膨張弁（１３１、２３１、３３１）との間の高圧冷媒と、前記蒸発器（１４１）と前記圧縮機（１１０、２１０）との間の低圧冷媒とを熱交換させる内部熱交換器（１６０）と、
前記冷凍サイクル内を循環する循環冷媒であって、ｐｈ図上における等エントロピ線（ＥＬ０）の傾斜が冷媒Ｒ１３４ａの等エントロピ線（ＥＬＣ）に対して大きく、ｐｈ図上における二相域のエンタルピ幅（ＥＤ０）が冷媒Ｒ１３４ａのエンタルピ幅（ＥＤＣ）に対して狭い循環冷媒（Ｒ０）とを備えることを特徴とする冷凍サイクル装置。
【請求項２】
ｐｈ図上の飽和温度０°Ｃにおける前記循環冷媒（Ｒ０）の二相域のエンタルピ幅（ＥＤ０）は、冷媒Ｒ１３４ａの二相域のエンタルピ幅（ＥＤＣ）に対して−１５％以下であり、
前記内部熱交換器（１６０）は、ｐｈ図上における凝縮過程または蒸発過程のエンタルピ幅を、ｐｈ図上の飽和温度０°Ｃにおける前記循環冷媒（Ｒ０）の二相域のエンタルピ幅（ＥＤ０）に対して５％以上増加（ＥＨ）させるよう設定されていることを特徴とする請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
【請求項３】
ｐｈ図上の飽和温度０°Ｃにおける前記循環冷媒（Ｒ０）の二相域のエンタルピ幅（ＥＤ０）は、冷媒Ｒ１３４ａの二相域のエンタルピ幅（ＥＤＣ）に対して−２５％以上−１５％以下の範囲内にあり、
前記内部熱交換器（１６０）は、ｐｈ図上における凝縮過程または蒸発過程のエンタルピ幅を、ｐｈ図上の飽和温度０°Ｃにおける前記循環冷媒（Ｒ０）の二相域のエンタルピ幅（ＥＤ０）に対して５％以上１０％以下の範囲内で増加（ＥＨ）させるよう設定されていることを特徴とする請求項２に記載の冷凍サイクル装置。
【請求項４】
飽和温度０°Ｃと飽和ガス線との交点を通る前記循環冷媒（Ｒ０）の等エントロピ線（ＥＬ０）は、０．０４４以上０．０５４以下の範囲内の傾きを有することを特徴とする請求項１ないし３のいずれかに記載の冷凍サイクル装置。
【請求項５】
前記循環冷媒（Ｒ０）は、少なくともひとつの低ＧＷＰ冷媒を含む混合冷媒であることを特徴とする請求項１ないし４のいずれかに記載の冷凍サイクル装置。
【請求項６】
前記膨張弁（１３１、２３１）は、
前記蒸発器（１４１）の出口の冷媒の過熱度（ＳＨ）を０°Ｃ以上６°Ｃ以下の範囲内の目標値に制御するよう設定されたノーマルチャージ特性（ＥＶ１、ＥＶ３）を有することを特徴とする請求項１ないし５のいずれかに記載の冷凍サイクル装置。
【請求項７】
前記圧縮機（２１０）は、電動モータ（２１２）と、冷媒の熱を受けるように搭載された制御回路（２１３）とを備えることを特徴とする請求項６に記載の冷凍サイクル装置。
【請求項８】
前記膨張弁（３３１）は、
常用運転領域の範囲内において、前記蒸発器（１４１）の出口の冷媒の過熱度（ＳＨ）を０°Ｃ以上６°Ｃ以下の範囲内に制御するよう設定されたクロスチャージ特性（ＥＶ４）を有することを特徴とする請求項１ないし５のいずれかに記載の冷凍サイクル装置。
【請求項９】
前記常用運転領域は、前記蒸発器（１４１）の出口の冷媒の圧力（Ｐ）が０．２ＭＰａＧ以上０．３ＭＰａＧ以下の範囲に相当し、
前記クロスチャージ特性（ＥＶ４）は、前記蒸発器（１４１）の出口の冷媒の圧力（Ｐ）が０．３ＭＰａＧにあるときに、前記蒸発器（１４１）の出口の冷媒の過熱度（ＳＨ）を０°Ｃに制御するよう設定されてい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。
【請求項１０】
前記冷凍サイクル装置（１００Ａ、２００Ａ、３００Ａ）は、車両空調装置に用いられ、前記内部熱交換器（１６０）は二重管であることを特徴とする請求項１ないし９のいずれかに記載の冷凍サイクル装置。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、冷凍サイクル装置に関するものである。
【背景技術】
【０００２】
特許文献１ないし特許文献４に記載されるように、地球温暖化係数ＧＷＰに着目した新冷媒が提案されている。これら新冷媒は、低ＧＷＰという利点を有する。しかし、既存冷媒と同程度の冷凍能力と、既存冷媒との代替容易性が求められている。
【０００３】
一方、特許文献５に記載の冷凍サイクル装置が知られている。この冷凍サイクル装置では、凝縮器と膨張弁との間の高圧冷媒と、蒸発器と圧縮機との間の低圧冷媒とを熱交換する内部熱交換器を備えている。さらに、この冷凍サイクル装置では、ノーマルチャージ膨張弁を用い、蒸発器出口における冷媒の状態を、乾き度０．９から過熱度５°Ｃの範囲に制御している。かかる数値範囲は、液側に偏った制御を提供する。
【特許文献１】特表２００８−５０５２１１号公報
【特許文献２】特開２００８−１１１５７８号公報
【特許文献３】特表２００７−５３８１１５号公報
【特許文献４】特表２００７−５３５６１１号公報
【特許文献５】特開２００７−７１４６１号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００４】
特許文献５に記載の発明によると、内部熱交換器を備えていても、圧縮機の吸入温度を低く抑えることが可能である。この結果、圧縮機内部で冷媒温度が上昇しても、圧縮機の吐出温度を低く抑えることができる。このため、圧縮機周辺のゴム部品、樹脂部品、電子部品などを高温にさらすことを回避でき、部品の耐久性の低下を抑えることができる。その反面、蒸発器の出口に気液二相状態の冷媒が流出することがあり、膨張弁の開度がハンチング現象を起こすという問題点があった。このように、既に市場に広く出回っている冷媒を採用した冷凍サイクル装置では、冷凍能力向上が試みられている。しかし、冷凍能力向上に伴い、新たな課題が顕在化するという問題点があった。
【０００５】
本発明は、上記従来技術の問題点に鑑み、冷凍能力と耐久性との両方が総合的に改善された冷凍サイクル装置を提供することを目的とする。
【０００６】
本発明は、上記従来技術の問題点に鑑み、内部熱交換器を備えた冷凍サイクル装置の冷凍能力を十分に引き出しながら、冷媒温度の過剰な上昇を抑えた冷凍サイクル装置を提供することを他の目的とする。
【０００７】
本発明は、新冷媒の利点を得ながら、既存冷媒と大差ない冷凍能力を得ることができ、しかも耐久性を損なうことがない冷凍サイクル装置を提供することをさらに他の目的とする。
【課題を解決するための手段】
【０００８】
本発明は上記目的を達成するために、下記の技術的手段を採用する。
【０００９】
請求項１に記載の発明では、圧縮機（１１０、２１０）、凝縮器（１２０）、膨張弁（１３１、２３１、３３１）、および蒸発器（１４１）を備えた冷凍サイクル装置において、凝縮器（１２０）と膨張弁（１３１、２３１、３３１）との間の高圧冷媒と、蒸発器（１４１）と圧縮機（１１０、２１０）との間の低圧冷媒とを熱交換させる内部熱交換器（１６０）と、冷凍サイクル内を循環する循環冷媒であって、ｐｈ図上における等エントロピ線（ＥＬ０）の傾斜が冷媒Ｒ１３４ａの等エントロピ線（ＥＬＣ）に対して大きく、ｐｈ図上における二相域のエンタルピ幅（ＥＤ０）が冷媒Ｒ１３４ａのエンタルピ幅（ＥＤＣ）に対して狭い循環冷媒（Ｒ０）とを備えることを特徴とする。この発明によると、内部熱交換器を備えることによって循環冷媒（Ｒ０）の冷凍能力を十分に引き出す。一方で、循環冷媒（Ｒ０）の特性を利用して、冷凍サイクル装置の部品の耐久性を損なわない程度に冷媒温度を低く抑えることができる。この結果、循環冷媒の選択肢を広げることができ、例えば、広く流通している冷媒Ｒ１３４ａにはない特性をもった循環冷媒を利用することができる。
【００１０】
請求項２に記載の発明では、ｐｈ図上の飽和温度０°Ｃにおける循環冷媒（Ｒ０）の二相域のエンタルピ幅（ＥＤ０）は、冷媒Ｒ１３４ａの二相域のエンタルピ幅（ＥＤＣ）に対して−１５％以下であり、内部熱交換器（１６０）は、ｐｈ図上における凝縮過程または蒸発過程のエンタルピ幅を、ｐｈ図上の飽和温度０°Ｃにおける循環冷媒（Ｒ０）の二相域のエンタルピ幅（ＥＤ０）に対して５％以上増加（ＥＨ）させるよう設定されていることを特徴とする。この発明によると、内部熱交換器を備えることによって冷凍能力を十分に引き出すことができる。
【００１１】
請求項３に記載の発明では、ｐｈ図上の飽和温度０°Ｃにおける循環冷媒（Ｒ０）の二相域のエンタルピ幅（ＥＤ０）は、冷媒Ｒ１３４ａの二相域のエンタルピ幅（ＥＤＣ）に対して−２５％以上−１５％以下の範囲内にあり、内部熱交換器（１６０）は、ｐｈ図上における凝縮過程または蒸発過程のエンタルピ幅を、ｐｈ図上の飽和温度０°Ｃにおける循環冷媒（Ｒ０）の二相域のエンタルピ幅（ＥＤ０）に対して５％以上１０％以下の範囲内で増加（ＥＨ）させるよう設定されていることを特徴とする。この発明によると、内部熱交換器を備えることによって冷凍能力を十分に引き出すことができる。
【００１２】
請求項４に記載の発明では、飽和温度０°Ｃと飽和ガス線との交点を通る循環冷媒（Ｒ０）の等エントロピ線（ＥＬ０）は、０．０４４以上０．０５４以下の範囲内の傾きを有することを特徴とする。この発明によると、内部熱交換器を備えていても、圧縮機（１１０、２１０）の内部における冷媒温度の過度の上昇を抑えることができる。
【００１３】
請求項５に記載の発明によると、循環冷媒（Ｒ０）は、少なくともひとつの低ＧＷＰ冷媒を含む混合冷媒であることを特徴とする。この発明によると、循環冷媒Ｒ０の低ＧＷＰという利点を得ながら、冷凍能力と耐久性との両方を改善することができる。
【００１４】
請求項６に記載の発明では、膨張弁（１３１、２３１）は、蒸発器（１４１）の出口の冷媒の過熱度（ＳＨ）を０°Ｃ以上６°Ｃ以下の範囲内の目標値に制御するよう設定されたノーマルチャージ特性（ＥＶ１、ＥＶ３）を有することを特徴とする。この発明によると、内部熱交換器（１６０）による冷凍能力の向上効果を確実に得ることができる。
【００１５】
請求項７に記載の発明では、圧縮機（２１０）は、電動モータ（２１２）と、冷媒の熱を受けるように搭載された制御回路（２１３）とを備えることを特徴とする。この発明によると、制御回路（２１３）に含まれる電子回路部品の耐久性を損なうことが抑制される。
【００１６】
請求項８に記載の発明では、膨張弁（３３１）は、常用運転領域の範囲内において、蒸発器（１４１）の出口の冷媒の過熱度（ＳＨ）を０°Ｃ以上６°Ｃ以下の範囲内に制御するよう設定されたクロスチャージ特性（ＥＶ４）を有することを特徴とする。この発明によると、クロスチャージ特性（ＥＶ４）が有する利点を得ながら、内部熱交換器（１６０）による冷凍能力の向上効果を確実に得ることができる。
【００１７】
請求項９に記載の発明では、常用運転領域は、蒸発器（１４１）の出口の冷媒の圧力（Ｐ）が０．２ＭＰａＧ以上０．３ＭＰａＧ以下の範囲に相当し、クロスチャージ特性（ＥＶ４）は、蒸発器（１４１）の出口の冷媒の圧力（Ｐ）が０．３ＭＰａＧにあるときに、蒸発器（１４１）の出口の冷媒の過熱度（ＳＨ）を０°Ｃに制御するよう設定されていることを特徴とする。この発明によると、冷房装置への適用に適した冷凍サイクル装置が提供される。
【００１８】
請求項１０に記載の発明では、冷凍サイクル装置（１００Ａ、２００Ａ、３００Ａ）は、車両空調装置に用いられ、内部熱交換器（１６０）は二重管であることを特徴とする。この発明によると、配管を兼ねる二重管によって内部熱交換器が提供される。
【００１９】
なお、特許請求の範囲および上記各手段に記載の括弧内の符号は、後述する実施形態に記載の具体的手段との対応関係を示す一例である。
【発明を実施するための最良の形態】
【００２０】
（第１実施形態）
以下、本発明を車両用の空調装置１００の冷房用の冷凍サイクル装置１００Ａに適用した第１実施形態を説明する。
【００２１】
図１および図２において、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とに区画されている。冷凍サイクル装置１００Ａは、エンジンルーム１から車室２にまたがって配置されている。空調装置１００の室内ユニット１００Ｂは、車室２のインストルメントパネル内に配置されている。
【００２２】
室内ユニット１００Ｂは、空調ケース１０１を有する。空調ケース１０１内には、送風機１０２、蒸発器１４１、ヒータコア１０３等が配設されている。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。蒸発器１４１は、冷凍サイクル装置１００Ａの循環冷媒を蒸発させて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。
【００２３】
ヒータコア１０３近傍には、エアミックスドア１０４が設けられている。エアミックスドア１０４は、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を調節する。エアミックスドア１０４により吹き出し温度が調節され、車室内の温度が、設定温度に調節される。
【００２４】
冷凍サイクル装置１００Ａは、圧縮機１１０、凝縮器１２０、膨張弁１３１、蒸発器１４１を備える。これらの部品は、複数の配管１５０によって順次接続されて閉回路を形成している。圧縮機１１０の吸入側と吐出側とには、ゴム層および樹脂層を含むホースが使用されている。凝縮器１２０と膨張弁１３１との間の高圧冷媒と、蒸発器１４１と圧縮機１１０との間の低圧冷媒とを熱交換する内部熱交換器１６０が設けられている。
【００２５】
圧縮機１１０は、循環冷媒を高温高圧に圧縮する。圧縮機１１０は、エンジン１０の駆動力によって駆動される。圧縮機１１０の駆動軸には電磁クラッチ付のプーリ１１１が固定されている。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に伝達される。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が設けられている。圧縮機１１０は、可変容量型の圧縮機である。
【００２６】
圧縮機１１０の容量は、制御装置１０５によって制御される。制御装置１０５は、負荷に応じて予め設定された目標圧力を記憶している。制御装置１０５は、例えば、蒸発器１４１の蒸発圧力が目標圧力に一致するように、容量を制御する。例えば、制御装置１０５は、蒸発圧力を０．２ＭＰａ以上、０．３ＭＰａ以下の範囲内に維持するように容量を制御する。この実施形態では、蒸発器１４１の表面温度を温度センサ１０６によって検出する。制御装置１０５は、温度センサ１０６の検出温度を目標温度に維持するように容量を制御する。さらに、制御装置１０５は、長時間にわたる低容量運転の継続を回避するために、低負荷領域においては断続運転を行う。制御装置１０５は、中負荷領域および高負荷領域において圧縮機１１０の容量を連続的に調節する可変容量制御手段と、低負荷領域においてオイル戻りを維持できる容量状態と停止状態との間で断続運転する断続制御手段とを備えている。断続運転は、電磁クラッチを断続することによって、または容量を大小に変化させることによって実現される。この結果、低負荷状態におけるオイル戻りが確保される。
【００２７】
凝縮器１２０は高圧側熱交換器である。凝縮器１２０は、圧縮機１１０の吐出側に接続されている。凝縮器１２０は、外気との熱交換によって冷媒を凝縮液化する。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。膨張弁１３１は、凝縮器１２０から流出した液相冷媒を減圧膨脹させて、等エンタルピ的に減圧する。膨張弁１３１は、蒸発器１４１の近傍に設けられている。膨張弁１３１は、蒸発器１４１の出口における冷媒状態が、所定の状態となるように絞り開度を制御する感温式膨脹弁である。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。蒸発器１４１の冷媒出口は、配管１５０と二重管１６０とを介して圧縮機１１０の吸入側に接続されている。
【００２８】
二重管１６０は、外管１６１内に内管１６２を配置した内部熱交換器である。二重管１６０は、配管を兼ねている。二重管１６０は、エンジンルーム１内の前後方向に沿って長く敷設されている。二重管１６０は、敷設のために、複数個所で曲げられている。内管１６２内に低圧冷媒が流れる。外管１６１と内管１６２との間に高圧冷媒が流れる。二重管１６０は、３００ｍｍから８００ｍｍ程度の長さを有する。二重管１６０の少なくとも内管１６２の壁面は所要の熱交換量を上記長さにおいて実現するために、熱交換を促進する形状としての螺旋溝形状が設けられている。二重管１６０は、配管としても機能する。このため、車両の狭いエンジンルーム１内に敷設することができる。しかも、二重管１６０は、エンジンルーム１内の高温空気による悪影響を低減するために有効である。
【００２９】
図３を参照して膨張弁１３１を説明する。膨張弁１３１は、ブロック状のハウジングを有しており、ボックス型と呼ばれる。膨張弁１３１は、蒸発器１４１に供給される冷媒量を調節する弁部１３１ａと、弁部１３１ａの開度を調節する感温部１３１ｂとを有する。弁部１３１ａは、弁座、弁体、および閉弁バネによって構成されうる。感温部１３１ｂは、蒸発器１４１出口の冷媒状態を感知する手段と、冷媒状態を目標状態に一致させるように弁部１３１ａの操作量を発生する制御手段と、操作量に応じて弁部１３１ａの開度を調節する駆動手段とを有する。この実施形態では、感温部１３１ｂは、流体圧力式のパワーエレメントである。パワーエレメントは、感圧部材としてのダイヤフラムを備える。ダイヤフラムは、第１室と第２室とを区画している。ダイヤフラムには、弁体を駆動する弁棒が連結されている。ダイヤフラムは、第１室と第２室との差圧によって変位し、弁部１３１ａの開度を調節する。蒸発器１４１における循環冷媒の蒸発圧力が第１室に導入される。第２室には、媒体が封入されている。媒体には、二相状態の封入冷媒と、調節用の補助ガスとが含まれる。封入冷媒は、循環冷媒の飽和蒸気圧曲線より傾きが大きい飽和蒸気圧曲線をもつ。第２室の媒体には、蒸発器１４１の出口の冷媒の温度が伝達される。この結果、封入冷媒は、蒸発器１４１の出口の冷媒温度を感知する。封入冷媒は、第２室の圧力を蒸発器１４１の出口における冷媒温度に依存して変化させる。よって、ダイヤフラムは、蒸発器１４１の蒸発圧力と蒸発器１４１の出口における循環冷媒の温度に応じた圧力との差圧に応じて変位する。
【００３０】
冷凍サイクル装置１００Ａ内を循環する循環冷媒Ｒ０は、混合冷媒である。循環冷媒Ｒ０には、ＧＷＰが低い成分冷媒が少なくともひとつ含まれている。循環冷媒Ｒ０は、既に知られている複数の冷媒を混合することによって作り出すことができる。広く市場に流通している代表的な冷媒であるＲ１３４ａを基準冷媒として、循環冷媒Ｒ０の特性が特定される。
【００３１】
図４を参照して循環冷媒Ｒ０の特性を説明する。図４は、ｐｈ図またはモリエル線図と呼ばれる。図４の横軸はエンタルピＨを示し、縦軸は圧力Ｐを示す。図４には、循環冷媒Ｒ０の飽和特性ＭＬ０が実線により図示されている。基準冷媒Ｒ１３４ａの飽和特性ＭＬＣは、破線によって図示されている。
【００３２】
飽和特性ＭＬ０の飽和液線は、飽和特性ＭＬＣの飽和液線とほぼ同じである。飽和特性ＭＬ０の臨界圧は、飽和特性ＭＬＣの臨界圧より低い。飽和特性ＭＬ０の飽和ガス線は、飽和特性ＭＬＣの飽和ガス線より、低エンタルピ側に位置している。同じ圧力における飽和液線と飽和ガス線との間の二相域のエンタルピ幅で対比した場合、飽和特性ＭＬ０のエンタルピ幅は、飽和特性ＭＬＣのエンタルピ幅より明らかに狭い。飽和温度０°Ｃに相当する圧力においては、飽和特性ＭＬ０のエンタルピ幅ＥＤ０は、飽和特性ＭＬＣのエンタルピ幅ＥＤＣの約８０％である。よって、循環冷媒Ｒ０のエンタルピ幅は、基準冷媒Ｒ１３４ａのエンタルピ幅に対して−２０％である。このため、循環冷媒Ｒ０を内部熱交換器を備えない冷凍サイクル装置に採用した場合、蒸発過程において十分な冷凍能力を得ることができない。
【００３３】
図４には、飽和温度０°Ｃと飽和ガス線との交点を通る等エントロピ線が図示されている。循環冷媒Ｒ０の等エントロピ線ＥＬ０が一点鎖線で図示され、基準冷媒Ｒ１３４ａの等エントロピ線ＥＬＣが二点鎖線で図示されている。等エントロピ線ＥＬ０は、等エントロピ線ＥＬＣに比べて、冷凍サイクル装置としての実用的圧力範囲内において大きい傾きを示す。等エントロピ線ＥＬ０は、０．３ＭＰａと２．０ＭＰａとの間で、０．０４９の傾きを有している。傾きは、Ｐ／Ｈ＝ＭＰａ／（ｋＪ／ｋｇ）である。等エントロピ線ＥＬＣは、０．３ＭＰａと２．０ＭＰａとの間で、０．０４０の傾きを有している。圧縮機１１０は、ほぼ等エントロピ線に沿って冷媒を加圧するから、同じ圧縮機を用いた場合、循環冷媒Ｒ０のほうが基準冷媒Ｒ１３４ａより高い圧縮機効率を示す。このため、循環冷媒Ｒ０では、圧縮過程における冷媒の温度上昇が少なく、圧縮機１１０からの吐出温度も低く抑えられる。
【００３４】
冷凍サイクル装置１００Ａは、例えば、図４に図示されるサイクルＣＹを描く。サイクルＣＹの上では、内部熱交換器１６０によって凝縮過程がエンタルピ幅ＥＨ分だけ延伸される。同様に、内部熱交換器１６０によって蒸発過程がエンタルピ幅ＥＬ分だけ延伸される。したがって、蒸発器１４１において冷却作用に貢献するエンタルピ幅は、エンタルピ幅ＥＨ分だけ増加する。サイクルＣＹの凝縮過程におけるエンタルピ幅の増加量ＥＨは、循環冷媒Ｒ０の二相域のエンタルピ幅ＥＤ０の約６％に相当する。内部熱交換器１６０の熱交換能力は、上記増加量ＥＨを与えるように設定されている。言い換えると、二重管１６０は、高負荷アイドル運転状態下にあるサイクルＣＹの蒸発過程のエタンルピ幅を約８％増加させるよう設定されている。二重管１６０は、低圧冷媒の温度を５．０°Ｃ以上１５．０°Ｃ以下の範囲内で上昇させる熱交換性能を有することができる。
【００３５】
図５を参照して膨張弁１３１の開弁特性を説明する。図５はｐｔ図と呼ばれる。図５では、横軸が温度Ｔを示し、縦軸が圧力Ｐを示している。循環冷媒Ｒ０の飽和蒸気圧曲線ＳＶ０は実線で示されている。基準冷媒Ｒ１３４ａの飽和蒸気圧曲線ＳＶＣは破線で示されている。膨張弁１３１の制御特性ＥＶ１は一点鎖線で示されている。比較例としての制御特性ＥＶ２は二点鎖線で示されている。図示された制御特性ＥＶ１は、ノーマルチャージと呼ばれる特性である。ノーマルチャージ特性は、感温部に封入された封入冷媒が循環冷媒Ｒ０と同一または類似の飽和蒸気圧曲線をもつことによって与えられる。制御特性ＥＶ１は、ｐｔ図上において循環冷媒Ｒ０の飽和蒸気圧曲線ＳＶ０をほぼ平行移動させた曲線である。制御特性ＥＶ１は、冷凍サイクル装置１００Ａの運転領域のほぼ全域で、蒸発器１４１の出口の冷媒に約５°Ｃの過熱度を与える。図５には、膨張弁１３１の感温部の温度がほぼ０°Ｃのときの蒸発圧力において、５°Ｃの過熱度が与えられることが図示されている。
【００３６】
図６を参照して冷房能力Ｑと過熱度ＳＨとの関係を説明する。冷房能力は冷凍能力に相当する。図６の横軸は過熱度ＳＨを示し、縦軸は冷房能力Ｑを示す。内部熱交換器１６０を備えるこの実施形態では、循環冷媒Ｒ０は、能力曲線ＣＰ０の冷房能力を発揮する。一方、内部熱交換器１６０を備えない場合、循環冷媒Ｒ０は、能力曲線ＣＰＣの冷房能力を発揮する。能力曲線ＣＰ０は、能力曲線ＣＰＣより高い。このような冷房能力の差は、以下の２つの原因により生じると考えられる。第１の原因は、過熱度ＳＨが０°Ｃ以上の範囲において、内部熱交換器１６０内における低圧ガス側の熱交換効率が向上することである。第２の原因は、過熱度ＳＨが０°Ｃ以上の範囲において、蒸発器１４１のエンタルピ基準温度効率が向上することである。この現象は、蒸発器１４１における能力Ｑｅａが、Ｑｅａ＝φ・Ｇｅａ・（ｉａ−ｉｒ）で表されることから理解される。なお、φは効率、Ｇｅａは風量、ｉａは入口側空気エンタルピ、ｉｒは冷媒温度に相当する飽和空気エンタルピである。
【００３７】
図６から理解されるように、有意な冷房能力の向上量ＱＤを得るためには、過熱度ＳＨは７°Ｃ以下が望ましい。過熱度ＳＨの上限は、６°Ｃまたは５°Ｃとすることができる。また圧縮機への安定的なオイル戻りを確保するためには、過熱度ＳＨを７°Ｃ以下とすることが望ましい。安定的なオイル戻りとは、例えば、低負荷領域を含めた広い運転領域において圧縮機へのオイル戻りが1分以内に観測されることをいう。オイル戻りを確保する過熱度ＳＨの上限は、６°Ｃまたは５°Ｃとすることができる。一方、過熱度ＳＨの下限は、膨張弁１３１がハンチング現象なく安定した制御を実行するために、０°Ｃ以上とすることが望ましい。過熱度ＳＨの下限は、０．５°Ｃまたは１°Ｃとすることができる。さらに、過熱度ＳＨの下限は、制御の安定性に配慮して、冷却能力Ｑのピーク値が観測される１°Ｃよりも高くしてもよい。例えば、過熱度ＳＨの下限は、２°Ｃまたは３°Ｃとすることができる。過熱度ＳＨは、上述した下限温度以上上限温度以下の範囲内の温度に制御されることが望ましい。例えば、過熱度ＳＨは、０°Ｃ以上６°Ｃ以下の範囲内とすることができる。さらに、安定した制御を提供するために、上記範囲内でも高温側の値を採用することが望ましい。
【００３８】
次に、この実施形態の作動を説明する。乗員からの空調要求、例えば冷房要求があると、圧縮機１１０がエンジン１０によって駆動され、冷凍サイクル装置１００Ａが運転をはじめる。この結果、蒸発器１４１の温度が低下する。一方、送風機１０２から送風される空気は、蒸発器１４１によって冷却され、温度調節されて車室内に供給される。
【００３９】
冷凍サイクル装置１００Ａの運転中、蒸発器１４１の出口における冷媒状態は、膨張弁１３１によって制御される。膨張弁１３１は、蒸発器１４１の出口における冷媒の過熱度ＳＨを約５°Ｃに維持する。この結果、内部熱交換器１６０による冷房能力の向上効果を得ることができる。しかも、過熱度ＳＨを５°Ｃ程度の比較的大きい値に設定しているため、膨張弁１３１の開度がハンチング現象を起こすことが回避され、膨張弁１３１の制御状態が安定する。
【００４０】
蒸発器１４１を出た冷媒は、内部熱交換器１６０によってさらに過熱される。このため、圧縮機１１０の吸入温度は、比較的高い温度に到達する。この過熱された冷媒が、圧縮機１１０に吸入され、圧縮される。しかし、循環冷媒Ｒ０の等エントロピ線ＥＬ０の傾きは、基準冷媒Ｒ１３４ａの等エントロピ線ＥＬＣの傾きより大きい。このため、圧縮機１１０内における冷媒温度の上昇は、冷媒Ｒ１３４ａの場合より、循環冷媒Ｒ０の場合のほうが少ない。この結果、循環冷媒Ｒ０を使用した場合の吐出温度は、基準冷媒Ｒ１３４ａを使用した場合に比べて、同等か、より低い値に抑えられる。つまり、圧縮機１１０の内部および下流において、冷媒の温度が過剰に上昇することが回避される。従って、圧縮機１１０の吸入部から吐出部までのゴム製あるいは樹脂製の部品、例えばＯリング、ホース、電気部品などの耐久性を損なうことが回避される。
【００４１】
冷凍サイクル装置１００Ａの運転中、循環冷媒Ｒ０の流量は、基準冷媒Ｒ１３４ａを使用した冷凍サイクル装置と比べて、約２０％多い。この冷媒流量の差は、循環冷媒Ｒ０の低圧蒸気密度が高いことに起因する。さらに、内部熱交換器１６０は、サイクルＣＹのエンタルピ幅を増加させる。この結果、この実施形態の冷凍サイクル装置１００Ａは、基準冷媒Ｒ１３４ａを使用した場合と大差ない冷房能力を発揮する。
【００４２】
図７を参照して、この実施形態の効果を説明する。図７は、冷房能力Ｑと、吐出温度ＴＤとを示している。図７は、車両が停車し、エンジン１０がアイドリングにある状態をＩＤＬＥとして示し、車両が安定的に走行している状態をＤＲＩＶＥとして示している。冷房能力Ｑは、内部熱交換器がない冷凍サイクル装置に基準冷媒Ｒ１３４ａを使用した場合を１００としている。内部熱交換器がない冷凍サイクル装置に循環冷媒Ｒ０を使用した場合と、この実施形態のように内部熱交換器１６０をもつ冷凍サイクル装置に循環冷媒Ｒ０を使用した場合とが示されている。内部熱交換器がない冷凍サイクル装置に循環冷媒Ｒ０を使用した場合の冷房能力Ｑは、基準冷媒Ｒ１３４ａを使用した場合より低い。しかし、内部熱交換器１６０を備えるこの実施形態においては、基準冷媒Ｒ１３４ａをわずかに上回る冷房能力が得られている。加えて、循環冷媒Ｒ０は、基準冷媒Ｒ１３４ａに比べて、吐出温度ＴＤを１０°Ｃ前後低下させる。このため、この実施形態では、内部熱交換器１６０を備えているにもかかわらず、基準冷媒Ｒ１３４ａと同等か、より低い吐出温度ＴＤが得られている。
【００４３】
この実施形態では、ｐｈ図上における等エントロピ線の傾斜が基準冷媒Ｒ１３４ａに対して大きく、しかもｐｈ図上における二相域のエンタルピ幅が基準冷媒Ｒ１３４ａに対して狭い循環冷媒Ｒ０を採用し、冷凍サイクル装置には内部熱交換器１６０を備えている。このため、吐出温度が過剰に高温となることを回避しつつ、基準冷媒Ｒ１３４ａと大差ない冷房能力を得ることができる。さらに、膨張弁１３１はノーマルチャージ特性を有するから、内部熱交換器１６０による冷房能力向上効果を全運転領域にわたって得ることができる。
【００４４】
この実施形態によると、内部熱交換器を備えることによって冷凍能力を十分に引き出しながら、冷凍サイクル装置の部品の耐久性を損なわない程度に冷媒温度を低く抑えることができる。このため冷媒の選択肢を広げることができる。この実施形態では、低ＧＷＰの成分冷媒を含む循環冷媒Ｒ０の利点を得ることができる。この結果、循環冷媒Ｒ０の利点を生かしながら、冷凍能力と耐久性との両方を改善することができる。
【００４５】
（第２実施形態）
図８を参照して第２実施形態を説明する。図１と同じ構成部品には同じ符号を付し、相違点を説明する。冷凍サイクル装置２００Ａは、エンジンで駆動される圧縮機１１０に代えて、電動モータで駆動される圧縮機２１０を備える。圧縮機２１０は、圧縮機構２１１と、電動モータ２１２とを備える。圧縮機構２１１と、電動モータ２１２とは、一連のハウジングを形成するように一体化されている。圧縮機２１０は、電動モータ２１２側に冷媒の吸入口を有する。圧縮機２１０は、電動モータ２１２を駆動するための制御回路２１３を一体的に搭載している。
【００４６】
制御回路２１３は、圧縮機２１０と熱的に結合されており、制御回路２１３は冷媒の熱を受ける。制御回路２１３は、インバータ回路を含む。制御回路２１３には、スイッチング素子、フォトカプラ、およびＩＣ素子などの電子回路部品が含まれる。制御回路２１３には、その耐熱温度が相対的に低い電子回路部品が含まれている。例えば、フォトカプラの耐熱温度は１００°Ｃ〜１１０°Ｃ程度である。このため、電子回路部品の温度を低く維持することが、圧縮機２１０の耐久性低下を回避するために有効である。
【００４７】
圧縮機２１０内には、電動モータ２１２内を通って圧縮機構２１１に到達する冷媒通路が形成されている。この冷媒通路は、電動モータ２１２と制御回路２１３との冷却手段を提供する。圧縮機２１０は、基準冷媒Ｒ１３４ａにも使用できるよう各部が構成されている。このため、圧縮機２１０は、基準冷媒Ｒ１３４ａを使用する冷凍サイクル装置と、循環冷媒Ｒ０を使用する冷凍サイクル装置とに使用可能である。
【００４８】
図９を参照して膨張弁２３１の制御特性ＥＶ３を説明する。膨張弁２３１は、蒸発器１４１の出口の冷媒の過熱度ＳＨを２°Ｃに制御するよう設定されたノーマルチャージ特性ＥＶ３を有する。
【００４９】
次に、この実施形態の作動を説明する。電動モータ２１２が駆動されると、循環冷媒Ｒ０が冷凍サイクル装置２００Ａ内を循環する。電動モータ２１２に流入した循環冷媒Ｒ０は、電動モータ２１２と制御回路２１３とを冷却する。冷凍サイクル装置２００Ａが運転されている間中、膨張弁２３１は、蒸発器１４１出口の冷媒の過熱度を２°Ｃに制御する。内部熱交換器１６０は、冷媒をさらに過熱する。しかし、蒸発器１４１の出口の冷媒の過熱度が２°Ｃとされているため、内部熱交換器１６０があっても、圧縮機２１０の吸入温度は、比較的低く抑えられる。特に、圧縮機２１０の吸入口における吸入温度が、制御回路２１３の電子回路部品の耐熱温度を越えることがないように、膨張弁２３１は蒸発器１４１出口の冷媒状態を制御する。例えば、吸入温度が、制御回路２１３に収容されたフォトカプラの耐熱温度である１００°Ｃから１１０°Ｃを越えることがないように、膨張弁２３１が過熱度ＳＨを制御する。
【００５０】
この実施形態によると、基準冷媒Ｒ１３４ａにも使用可能な圧縮機２１０を用いて、循環冷媒Ｒ０を使用する冷凍サイクル装置を提供することができる。しかも、内部熱交換器１６０を備えることによって冷凍能力を十分に引き出しながら、冷凍サイクル装置２００Ａの部品の耐久性を損なわない程度に冷媒温度を低く抑えることができる。この結果、循環冷媒Ｒ０の利点を生かしながら、冷凍能力と耐久性との両方を改善することができる。
【００５１】
膨張弁２３１の制御特性は、過熱度ＳＨを０°Ｃ以上６°Ｃ以下の範囲内の目標温度に一致させるように設定することができる。過熱度ＳＨが６°Ｃを越えると、圧縮機２１０の電子回路部品の耐熱温度を越えることがある。高い冷凍能力と制御の安定性との両立を図るために、膨張弁２３１の制御特性における過熱度ＳＨの下限は１°Ｃとしてもよい。さらに、過熱度ＳＨの上限は、３°Ｃとされてもよい。上記膨張弁２３１の制御特性ＥＶ３は、過熱度ＳＨを５°Ｃに制御するように設定されてもよい。
【００５２】
（第３実施形態）
図１０を参照して第３実施形態を説明する。図１と同じ構成部品には同じ符号を付し、相違点を説明する。冷凍サイクル装置３００Ａは、膨張弁３３１を備える。図１１を参照して膨張弁３３１の制御特性ＥＶ４を説明する。膨張弁３３１は、クロスチャージ特性を有する。クロスチャージ特性は、循環冷媒Ｒ０の飽和蒸気圧曲線と交差し、高温領域では過熱度を提供し、低温領域では液バック状態を提供する。この制御特性は、感温部に封入された封入冷媒が、循環冷媒Ｒ０の飽和蒸気圧曲線より傾斜が小さい飽和蒸気圧曲線をもつことによって与えられる。膨張弁３３１の制御特性ＥＶ４は、飽和圧力Ｐが約０．２ＭＰａＧのときに過熱度ＳＨを０°Ｃに制御し、飽和圧力Ｐが約０．３ＭＰａＧのときに過熱度ＳＨを６°Ｃに制御するよう設定されている。この制御特性によると、飽和温度Ｔが約０°Ｃより高い領域において過熱度ＳＨが与えられる。一方、飽和温度Ｔが約０°Ｃより低い領域においては、過熱度ＳＨが０°Ｃとされ、冷媒Ｒ０の液成分が多く観測される液バック状態が生じる。制御特性ＥＶ４は、冷凍サイクル装置３００Ａの用途が冷房用であることを考慮して、飽和温度Ｔ＝０付近において飽和蒸気圧曲線ＳＶ０と交差するよう設定されている。クロスチャージ特性は、ノーマルチャージ特性と比べて、弁開度がハンチング現象を生じにくい。これは、クロスチャージ特性が、ノーマルチャージ特性に比べて、温度変化量に対する流量変化量が小さいことに起因している。
【００５３】
この実施形態では、高い冷房能力が要求される常用運転領域において、高い冷房能力が発揮される過熱度ＳＨが実現されるように膨張弁３３１の制御特性ＥＶ４が設定されている。冷房用途では、蒸発器１４１での蒸発温度が０°Ｃ以上１０°Ｃ以下の範囲内で、最も高い冷房性能が要求される。この蒸発温度は、飽和圧力Ｐにおいては、およそ０．２ＭＰａＧ以上０．３ＭＰａＧ以下の範囲内に相当する。すでに図６を参照して説明したように、過熱度ＳＨを所定範囲内に制御することで、高い冷房能力が発揮される。そこで、この実施形態では、常用運転領域としての０．２ＭＰａＧ以上０．３ＭＰａＧ以下の範囲内において、過熱度ＳＨが０°Ｃ以上６°Ｃ以下の範囲内に制御されるよう制御特性ＥＶ４を設定した。
【００５４】
この実施形態によると、内部熱交換器１６０を備えることによって冷凍能力を十分に引き出しながら、冷凍サイクル装置３００Ａの部品の耐久性を損なわない程度に冷媒温度を低く抑えることができる。この結果、循環冷媒Ｒ０の利点を生かしながら、冷凍能力と耐久性との両方を改善することができる。加えて、クロスチャージ特性を採用することで、膨張弁３３１のハンチング現象を抑制することができる。
【００５５】
上記クロスチャージ特性ＥＶ４が与える過熱度ＳＨの下限と上限とは、図６に基づいて設定することができ、例えば０°Ｃ以上５°Ｃ以下とされてもよい。
【００５６】
（他の実施形態）
本発明は上述した実施形態にのみ限定されるものではなく、次のように変形または拡張することができる。
【００５７】
循環冷媒Ｒ０の等エントロピ線ＥＬ０は、０．０４４以上０．０５４以下の範囲内の傾きを有することができる。この範囲内の傾きをもつ冷媒を採用することにより、圧縮過程における冷媒温度の上昇を抑制して、内部熱交換器を備えた場合でも、吐出温度が部品の耐久性を損なうほどに高くなることを防止できる。
【００５８】
循環冷媒Ｒ０のエンタルピ幅ＥＤ０は、基準冷媒Ｒ１３４ａのエンタルピ幅ＥＤＣに比べて−２５％以上−１５％以下の範囲内とすることができる。この範囲内のエンタルピ幅ＥＤ０をもつ循環冷媒Ｒ０を採用することにより、内部熱交換器１６０によって冷凍能力を補い、基準冷媒Ｒ１３４ａと大差ない冷凍能力を得ることができる。
【００５９】
内部熱交換器１６０の熱交換能力は、内部熱交換器１６０による凝縮過程または蒸発過程のエンタルピ幅の増加量ＥＨが、飽和温度０°Ｃにおける循環冷媒Ｒ０のエンタルピ幅ＥＤ０に対して５％以上１０％以下の範囲内になるように設定されてもよい。
【００６０】
上述の実施形態は、エンジン駆動式の圧縮機にも、電動モータ駆動式の圧縮機にも適用することができる。電動モータ駆動式の圧縮機が採用される場合には、電子回路部品の耐熱温度に配慮して、膨張弁の制御特性は、過熱度ＳＨを比較的低い値に制御するよう設定されることが望ましい。
【００６１】
また、循環冷媒Ｒ０は、単一成分によって提供されてもよい。さらに、循環冷媒Ｒ０は、混合冷媒に含まれる成分、成分の比率などが異なる種々の混合冷媒によって実現することができる。また、循環冷媒Ｒ０に含まれる低ＧＷＰ冷媒には種々の冷媒を用いることができる。
【００６２】
本発明は、エジェクタを備える冷凍サイクル装置にも適用することができる。
【図面の簡単な説明】
【００６３】
【図１】本発明を適用した冷凍サイクル装置の第１実施形態を示すブロック図である。
【図２】第１実施形態における冷凍サイクル装置を示す斜視図である。
【図３】第１実施形態における膨張弁を示すブロック図である。
【図４】第１実施形態における冷媒の特性を示すグラフである。
【図５】第１実施形態における膨張弁の特性を示すグラフである。
【図６】第１実施形態における冷凍能力と過熱度との関係を示すグラフである。
【図７】第１実施形態における冷凍能力と吐出温度との関係を示すグラフである。
【図８】本発明を適用した冷凍サイクル装置の第２実施形態を示すブロック図である。
【図９】第２実施形態における膨張弁の特性を示すグラフである。
【図１０】本発明を適用した冷凍サイクル装置の第３実施形態を示すブロック図である。
【図１１】第３実施形態における膨張弁の特性を示すグラフである。
【符号の説明】
【００６４】
１００Ａ  冷凍サイクル装置
１１０  圧縮機
１２０  凝縮器
１３１  膨張弁
１４１  蒸発器
１６０  内部熱交換器
Ｒ０  循環冷媒
ＥＬ０  等エントロピ線
ＥＤ０  二相域のエンタルピ幅
【図１】
2010032157.tif 000003
【図２】
2010032157.tif 000004
【図３】
2010032157.tif 000005
【図４】
2010032157.tif 000006
【図５】
2010032157.tif 000007
【図６】
2010032157.tif 000008
【図７】
2010032157.tif 000009
【図８】
2010032157.tif 000010
【図９】
2010032157.tif 000011
【図１０】
2010032157.tif 000012
【図１１】
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