(57)【要約】【課題】低外気温時に室外放熱器に熱量を与えることにより、高圧側の仕事エンタルピを増加させてサイクル成績係数を向上するようにした超臨界冷媒を用いたヒートポンプサイクルを提供する。【解決手段】コンプレッサー２で加圧した超臨界冷媒を室内放熱器３に供給して熱交換した後、この室内放熱器３を通過した超臨界冷媒を外気冷却式の室外熱交換器４で冷却して前記コンプレッサー２に戻す際に、室外熱交換器４に取り込む冷却用外気の上流側に加熱源１０を配置することにより、室外熱交換器４は前面温度が上昇して蒸発圧力が上昇し、これによって出口側の超臨界冷媒の比体積が減少してコンプレッサー２の吸入側の超臨界冷媒の密度が増加するため、低外気温時にコンプレッサー仕事エンタルピ差が小さくなってサイクル成績係数を向上することができる。【選択図】      図１
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【特許請求の範囲】
【請求項１】
コンプレッサー（２）で加圧した超臨界冷媒を室内放熱器（３，２１，３３）に供給して熱交換した後、この室内放熱器（３，２１，３３）を通過した超臨界冷媒を外気冷却式の室外熱交換器（４）で冷却して前記コンプレッサー（２）に戻すようにした超臨界冷媒を用いたヒートポンプサイクル（１，１ａ，１ｂ，１ｃ，１ｄ，１ｅ）において、
前記室外熱交換器（４）に取り込む冷却用外気の上流側に加熱源（１０）を配置したことを特徴とする超臨界冷媒を用いたヒートポンプサイクル。
【請求項２】
加熱源は、室内放熱器（３，２１，３３）を通過した後の超臨界冷媒を導入して、この室内放熱器（３，２１，３３）で放熱しきれなかった余剰熱量を外方に放熱する室外放熱器（１０）であることを特徴とする請求項１に記載の超臨界冷媒を用いたヒートポンプサイクル。
【請求項３】
室内放熱器は、これを通過する超臨界冷媒と、空調装置の暖房熱源となる熱伝達媒体として水を用いた水循環サイクル（２０）と、の間で熱交換する水・冷媒熱交換器（２１）であることを特徴とする請求項１または２に記載の超臨界冷媒を用いたヒートポンプサイクル。
【請求項４】
室内放熱器（２１）に導入した超臨界冷媒は空調装置の暖房熱源として熱交換するとともに、この室内放熱器（２１）を通過した超臨界冷媒を前記室外熱交換器（４）に供給する一方、膨張弁（３１）およびエバポレータ（３２）を備えた空調装置の冷房サイクル（３０）に供給することを特徴とする請求項１〜３のいずれかに記載の超臨界冷媒を用いたヒートポンプサイクル。
【請求項５】
室内放熱器（２１）をバイパスしてガスクーラ（３２）を設け、そのバイパス通路（Ｐ１０）に切換弁（３３）を設けたことを特徴とする請求項１〜４のいずれかに記載の超臨界冷媒を用いたヒートポンプサイクル。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、超臨界冷媒を用いて暖・冷房を行うヒートポンプサイクルに関する。
【０００２】
【従来の技術】
炭酸ガス等の超臨界冷媒を用いたヒートポンプサイクルでは、これを車両用の空調装置に用いた場合、外気汲み上げ式の暖房サイクル（ヒートポンプ）運転をした場合に、特に低外気温状態では室外熱交換器内の蒸発温度は外気よりも下がるため出口冷媒密度が小さくなり、冷媒循環量を十分に得ることが難しくなり、ひいては、放熱性能の不足が生じることになる。
【０００３】
このため、室外熱交換器を大型化してその性能を向上させたり、コンプレッサーを大型化してその吐出容量を増大する必要があった。
【０００４】
また、車両室温の上昇または水温の上昇等によって放熱器の負荷が下がると、高圧側冷媒の放熱エンタルピが減少するため、室外熱交換器で仕事可能なエンタルピ差が減少し、ひいては、ヒートポンプの成績係数が減少してしまう。
【０００５】
そこで、これらの不具合を解消するために、圧縮機から吐出した高圧冷媒を導入して暖房サイクルの熱源とする室内放熱器と、この室内放熱器を通過した高圧冷媒を導入して余剰熱量を外気放熱する室外放熱器とを設けるようになったものがある（例えば、特許文献１参照。）。
【０００６】
この場合、室内放熱器で放熱できる熱量と、室外放熱器で放熱できる熱量との和となるので、ヒートポンプから取り出すことができる熱量（エンタルピ）が減少してヒートポンプの成績係数（ＣＯＰ）が悪化するのを抑制できる。
【０００７】
【特許文献１】
特開２００２−９８４３０号公報（第２頁、第１図）
【０００８】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、かかる従来のヒートポンプサイクルでは、低外気温時は室外放熱器出口の冷媒密度が従来のヒートポンプサイクルと同様に低下するので、外気が下がるほどに冷媒の循環流量が低下して暖房性能も低下してしまい、更には、低密度の冷媒をコンプレッサーが吸入すると、モリエル線図の等エントロピ線図からも明らかなようにコンプレッサーの仕事エンタルピが増加し、サイクル成績係数が悪化してしまう。
【０００９】
そこで、本発明はかかる従来の課題に鑑みて、低外気温時に室外放熱器に熱量を与えることにより、高圧側の仕事エンタルピを増加させてサイクル成績係数を向上するようにした超臨界冷媒を用いたヒートポンプサイクルを提供することを目的とする。
【００１０】
【課題を解決するための手段】
かかる目的を達成するために本発明の超臨界冷媒を用いたヒートポンプサイクルにあっては、コンプレッサーで加圧した超臨界冷媒を室内放熱器に供給して熱交換した後、この室内放熱器を通過した超臨界冷媒を外気冷却式の室外熱交換器で冷却して前記コンプレッサーに戻すようにした超臨界冷媒を用いたヒートポンプサイクルにおいて、前記室外熱交換器に取り込む冷却用外気の上流側に加熱源を配置したことを特徴としている。
【００１１】
【発明の効果】
かかる構成になる本発明によれば、室外熱交換器に取り込む冷却用外気の上流側に加熱源を配置したことにより、室外熱交換器の前面温度が上昇するため、室外熱交換器の蒸発温度、つまり蒸発圧力が上昇することになり、室外熱交換器の出口側の超臨界冷媒の比体積が減少し、ひいてはコンプレッサーの吸入側の超臨界冷媒の密度が増加することになる。
【００１２】
このように、吸入冷媒密度が増加すると、システムの循環流量が増加して暖房性能が向上するとともに、吸入比体積が小さくなる程にモリエル線図上の等エントロピ線が垂直に近くなるので、低外気温時にコンプレッサー仕事エンタルピ差が小さくなってサイクル成績係数を向上することができ、また、室外熱交換器を小型化することができる。
【００１３】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施形態を図面と共に詳述する。
【００１４】
（第１実施形態）
図１〜図２は本発明にかかる超臨界冷媒を用いたヒートポンプサイクルの第１実施形態を示し、図１は空気放熱式の室内放熱器を備えたヒートポンプサイクルの模式図、図２は（ａ）に本実施形態のヒートポンプ暖房時モリエル線図と（ｂ）に従来のヒートポンプ暖房時モリエル線図とをそれぞれ示す説明図である。
【００１５】
この実施形態のヒートポンプサイクル１は、超臨界流体、つまり、気液臨界温度・圧力以上に保持された流体を冷媒として用い、この超臨界冷媒として例えば炭酸ガス（ＣＯ２）を用いるようになっている。
【００１６】
即ち、前記ヒートポンプサイクル１は、図１に示すようにコンプレッサー２で加圧した超臨界冷媒を、通路Ｐ１を介して室内放熱器３に供給するとともに、この室内放熱器３を通過した後の超臨界冷媒を、通路Ｐ２を介して室外熱交換器としての吸熱器４に導入するようになっている。
【００１７】
このとき、前記吸熱器４は、これの上流側に第１膨張弁５を設けて構成し、第１膨張弁５で断熱膨張させた超臨界冷媒を吸熱器４で気液混合状態とすることにより冷却し、また、吸熱器４の前面４ａ側の前方（図中上方）にファン６を設けて、このファン６によって送給される冷却用外気としての空気流Ａｉｒを吸熱器４の放熱フィン間に通過させて外気との間で熱交換するようになっている。従って、低外気温時には前記吸熱器４が過冷却状態となり、これが課題の原因となっている。
【００１８】
そして、吸熱器４を通過した超臨界冷媒は通路Ｐ３を介してアキュムレータ７に送られて超臨界冷媒を気液分離し、分離した気相冷媒を前記コンプレッサー２に供給するようになっている。
【００１９】
前記室内放熱器３は空気放熱式であり、この室内放熱器３を空調装置を構成する空調ダクト８内の空調ファン９の送風下流側に設置して、空調風との間で熱交換するようになっている。
【００２０】
ここで、本実施形態では前記室内放熱器３と前記吸熱器４との間の通路Ｐ２に、室内放熱器３で放熱しきれなかった余剰熱量を外方に放熱する室外放熱器１０を設け、この室外放熱器１０を加熱源として前記吸熱器４に取り込む冷却用の空気流Ａｉｒの上流側で、この吸熱器４の前面４ａに対向させて配置ある。
【００２１】
以上の構成によりこの第１実施形態のヒートポンプサイクル１にあっては、室内放熱器３と吸熱器４との間に室外放熱器１０を設けたことにより、この室外放熱器１０によって室内放熱器３が放熱しきれなかった熱量を効率良く放熱できるため、高圧側、つまり第１膨張弁５よりも上流側の仕事エンタルピが増加し、このことは図２（ａ）に示すように吸熱器４の吸熱エンタルピの増加として置き換えることができ、これにより吸熱器４の仕事エンタルピΔｉｅｖａｐも増加してサイクル成績係数が向上する。
【００２２】
そして、本実施形態では室外放熱器１０を吸熱器４の前面４ａに対向させて配置したことにより、室外放熱器１０で放熱した熱量を空気流Ａｉｒを介して吸熱器４の前面４ａに作用させることができるため、低外気温時に吸熱器４の前面４ａ温度が上昇して吸熱器４の蒸発圧力Ｐｅは、図２（ａ）に示すように、従来の室外放熱器１０を設けていない図２（ｂ）の場合に比較して上昇（上昇分ΔＰｅ）する。
【００２３】
このように蒸発圧力Ｐｅが上昇すると、吸熱器４の出口における超臨界冷媒の比体積が減少してコンプレッサー２の吸入冷媒密度が増加するため、結果的に暖房サイクル４の循環流量が増加して暖房性能を向上することができる。
【００２４】
また、このようにコンプレッサー２の吸入冷媒の比体積が小さくなる程、図２（ａ）に示すモリエル線図上の等エントロピ線が垂直に近くなるので、コンプレッサー２の仕事エンタルピ差が小さくなってサイクル成績係数が向上する。
【００２５】
更に、室外放熱器１０で放熱した熱量を吸熱器４の前面４ａに作用させたことにより、吸熱器４に導入する空気流Ａｉｒの見かけ上の外気温度が上昇することになり、この吸熱器４を従来のものに比較して小型化することができる。
【００２６】
ところで、この実施形態では空気流Ａｉｒに対して吸熱器４の上流側に外部放熱器１０を配置した場合を示したことにより、全体のヒートポンプサイクル１のコンパクト化を達成することができるが、吸熱器４の上流側に配置する加熱源としては外部放熱器１０に限ることなく、例えばヒータ等の加熱手段を用いることができる。
【００２７】
また、吸熱器４と外部放熱器１０とを分離して別体として設けたが、それぞれの冷媒チューブを別経路にして熱交換フィンを一体に構成するようにして、吸熱器４の前面４ａ側に外部放熱器１０を一体に結合してもよく、これによって外部放熱器１０から吸熱器４への熱伝達効率を増大することができる。
【００２８】
（第２実施形態）
図３は本発明の第２実施形態を示し、前記第１実施形態と同一構成部分に同一符号を付して重複する説明を省略して述べる。
【００２９】
図３は水・冷媒熱交換式の室内放熱器を備えたヒートポンプサイクルの模式図で、この第２実施形態のヒートポンプサイクル１ａでは室内放熱器としての水・冷媒熱交換器２１を設けて、これを通過する超臨界冷媒と、空調装置の暖房熱源となる熱伝達媒体として水を用いた水循環サイクル２０と、の間で熱交換するようになっている。
【００３０】
水循環サイクル２０は、ポンプ２２から吐出した水は空調ダクト８内に配置したヒータコア２３に導入した後、エンジン（または燃料電池のＦＣスタック）の冷却通路２４を経由して前記水・冷媒熱交換器２１に供給され、その後前記ポンプ２２に吸入されるようになっており、水・冷媒熱交換器２１では、ヒートポンプサイクル１ａのコンプレッサー２で加圧した超臨界冷媒と水循環サイクル２０を循環する水との間で熱交換して、この水を加熱するようになっている。
【００３１】
勿論、この第２実施形態にあってもヒートポンプサイクル１ａの吸熱器４の前面４ａ側に室外放熱器１０を配置してあり、前記第１実施形態と同様の作用・効果を奏することができる。
【００３２】
更に、この第２実施形態の水循環サイクル２０では閉ループであるため、時間経過に伴って水循環サイクル２０の水温度が上昇することになり、暖房時に水・冷媒熱交換器２１の高圧側と低圧側の冷媒温度差が小さくなるので、コンプレッサー２での吸入冷媒の加熱度が減少することになり、コンプレッサー２の破損防止、更には吸入冷媒密度の上昇による冷媒循環量の増加を達成して、暖房性能を向上することができる。
【００３３】
（第３実施形態）
図４は本発明の第３実施形態を示し、前記第１，第２実施形態と同一構成部分に同一符号を付して重複する説明を省略して述べる。
【００３４】
図４は冷房サイクルを組み込んだヒートポンプサイクルの模式図で、この第３実施形態のヒートポンプサイクル１ｂでは、前記第２実施形態と同様に室内放熱器３を水・冷媒熱交換器２１として、コンプレッサー２で加圧した超臨界冷媒によって水循環サイクル２０を循環する水を加熱し、ヒータコア２３によって空調風と熱交換するようになっている。
【００３５】
尚、図４では水・冷媒熱交換器２１とヒータコア２３とを便宜上分離して示したが、実際には水・冷媒熱交換器２１の通路破断箇所Ａ′，Ｂ′は、ヒータコア２３のそれぞれ同符号で対応する通路破断箇所Ａ，Ｂに繋がるようになっている。
【００３６】
水・冷媒熱交換器２１の下流側に、この水・冷媒熱交換器２１を通過した超臨界冷媒を第１〜第３ポート２５ａ，２５ｂ，２５ｃに選択切換えする切換弁２５を設け、この切換弁２５の第１ポート２５ａは第１逆止弁２６を通過した後に通路Ｐ４，Ｐ５に分配されて、一方の通路Ｐ４は室外放熱器１０に通ずるとともに、他方の通路Ｐ５は第２膨張弁３１および空調ダクト８内に配置したエバポレータ３２を備えた冷房サイクル３０に導入される。
【００３７】
そして、前記室外放熱器１０を通過した超臨界冷媒は、第１膨張弁５を介して吸熱器４に導入された後に切換弁２５の第３ポート２５ｃに導入されるとともに、この第１膨張弁５に設けたバイパス通路Ｐ６に室外放熱器１０から吸熱器４方向への通過を遮断する第２逆止弁２７を設けてある。
【００３８】
切換弁２５の第２ポート２５ｂは第３逆止弁２８を設けたヒートポンプ回収ラインＰ７に通じ、この回収ラインＰ７は前記エバポレータ３２を通過した超臨界冷媒と合流した後、アキュムレータ７を経由してコンプレッサー２に吸引される。
【００３９】
このとき、第２膨張弁３１の上流側とアキュムレータ７の下流側との間に、双方の間で熱交換させる内部熱交換器２９を設けてある。
【００４０】
従って、この第３実施形態のヒートポンプサイクル１ｂにあっては、第１実施形態と同様に吸熱器４の前面４ａ側に室外放熱器１０を配置してあり、同様の作用・効果を奏することができる。
【００４１】
また、第２実施形態と同様に水・冷媒熱交換器２１によってヒータコア２３を加熱して空調暖房を行うとともに、冷房サイクル３０によって空調冷房を行い、かつ、両者によって除湿暖房を行うようになっている。
【００４２】
勿論、ヒータコア２３には空調風の経路を切換える図外の切換ドアを設けて、この切換ドアの切換えにより暖房時および除湿時にはヒータコア２３に空調風を通すとともに、冷房時にはヒータコア２３を迂回させて空調風を通過させるようになっている。
【００４３】
また、この第３実施形態では、ヒートポンプサイクル１ｂの除湿暖房運転時に、室外のファン６の速度をコントロールすることにより、高圧側の水・冷媒熱交換器２１に導入される冷媒温度をコントロールできるので、この水・冷媒熱交換器２１の熱交換性能、ひいては、コンプレッサー２の吸入冷媒の加熱度をコントロールできるようになり、システムの性能向上およびコンプレッサー２の破損を防止することができる。
【００４４】
（第４実施形態）
図５は本発明の第４実施形態を示し、前記第３実施形態と同一構成部分に同一符号を付して重複する説明を省略して述べる。
【００４５】
図５は冷房サイクルを組み込んだヒートポンプサイクルの模式図で、この第４実施形態のヒートポンプサイクル１ｃでは、切換弁２５の第１ポート２５ａから第１逆止弁２６を通過した超臨界冷媒は、通路Ｐ８を介して専ら室外放熱器１０に供給するようになっている。
【００４６】
そして、室外放熱器１０を通過した超臨界冷媒を、第１膨張弁５を介して吸熱器４に供給する一方、通路Ｐ９を介して冷房サイクル３０に供給するようにしてある。
【００４７】
従って、この第４実施形態のヒートポンプサイクル１ｃにあっても、第３実施形態と同様にヒータコア２３と冷凍サイクル３０とによって、暖房、冷房および除湿暖房が可能となっており、前記第３実施形態と同様の作用・効果を奏することができる。
【００４８】
（第５実施形態）
図６は本発明の第５実施形態を示し、前記第３実施形態と同一構成部分に同一符号を付して重複する説明を省略して述べる。
【００４９】
図６は冷房サイクルおよびガスクーラを組み込んだヒートポンプサイクルの模式図で、この第５実施形態のヒートポンプサイクル１ｄでは、前記第３実施形態のヒートポンプサイクル１ｂに対して、水・冷媒熱交換器２１のバイパス通路Ｐ１０設けて、このバイパス通路Ｐ１０に室内放熱器としてのサブガスクーラ３６を設けるとともに、バイパス通路Ｐ１０には切換弁３３を設けてある。
【００５０】
サブガスクーラ３６は空調ダクト８内に収納して、空調風との間で熱交換することにより暖房の熱源として用いてあり、勿論、このサブガスクーラ３６にあっても切換ドア３２ａを設けて、暖・冷房時の空調風の通過経路を切換えるようになっている。
【００５１】
また、水・冷媒熱交換器２１と第１逆止弁２６との間には電磁弁３４を設けるとともに、吸熱器４を通過した超臨界冷媒は三方弁３５を介してヒートポンプ回収ラインＰ７または図中破線で示すように水・冷媒熱交換器２１の下流側に供給するようになっている。
【００５２】
尚、この実施形態では図示省略したが、第２実施形態と同様に水・冷媒熱交換器２１に水循環サイクル２０を設けてある。
【００５３】
従って、この第５実施形態のヒートポンプサイクル１ｄにあっても、第３実施形態と同様に暖房、冷房および除湿暖房が可能であり、特に、切換弁３３の切換えによりコンプレッサー２で加圧した超臨界冷媒をサブガスクーラ３６に送給して、空調風を直接に暖房することができる。
【００５４】
勿論、この実施形態にあっても吸熱器４の前面４ａ側に室外放熱器１０を配置してあり、前記第１実施形態と同様の作用・効果を奏することができる。
【００５５】
（第６実施形態）
図７は本発明の第６実施形態を示し、前記第４，第５実施形態と同一構成部分に同一符号を付して重複する説明を省略して述べる。
【００５６】
図７は冷房サイクルおよびガスクーラを組み込んだヒートポンプサイクルの模式図で、この第６実施形態のヒートポンプサイクル１ｅでは、前記第４実施形態のヒートポンプサイクル１ｃに対して、第５実施形態に示したように水・冷媒熱交換器２１のバイパス通路Ｐ１０および切換弁３３を設けて、このバイパス通路Ｐ１０にサブガスクーラ３６を設けるとともに、このサブガスクーラ３６を空調ダクト８内に収納して空調暖房を行うようになっている。
【００５７】
また、第５実施形態と同様に水・冷媒熱交換器２１と第１逆止弁２６との間に電磁弁３４を設けるとともに、吸熱器４を通過した超臨界冷媒は三方弁３５を介してヒートポンプ回収ラインＰ７または図中破線で示すように水・冷媒熱交換器２１の下流側に供給するようになっている。
【００５８】
従って、この第５実施形態のヒートポンプサイクル１ｅにあっても、吸熱器４の前面４ａ側に室外放熱器１０を配置してあり、前記第１実施形態と同様の作用・効果を奏することができるとともに、第４実施形態と同様に暖房、冷房および除湿暖房が可能であり、また、第５実施形態と同様に切換弁３３の切換えによりコンプレッサー２で加圧した超臨界冷媒をサブガスクーラ３６に送給して、空調風を直接に暖房することができる。
【００５９】
ところで、本発明の超臨界冷媒を用いたヒートポンプサイクルは前記第１〜第６実施形態に例をとって説明したが、これら実施形態に限ることなく本発明の要旨を逸脱しない範囲で他の実施形態を各種採ることができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の第１実施形態を示す空気放熱式の室内放熱器を備えたヒートポンプサイクルの模式図。
【図２】本発明の第１実施形態のヒートポンプ暖房時モリエル線図を（ａ）に、従来のヒートポンプ暖房時モリエル線図を（ｂ）にそれぞれ示す説明図である。
【図３】本発明の第２実施形態を示す水・冷媒熱交換式の室内放熱器を備えたヒートポンプサイクルの模式図。
【図４】本発明の第３実施形態を示す冷房サイクルを組み込んだヒートポンプサイクルの模式図。
【図５】本発明の第４実施形態を示す冷房サイクルを組み込んだヒートポンプサイクルの模式図。
【図６】本発明の第５実施形態を示す冷房サイクルおよびガスクーラを組み込んだヒートポンプサイクルの模式図。
【図７】本発明の第６実施形態を示す冷房サイクルおよびガスクーラを組み込んだヒートポンプサイクルの模式図。
【符号の説明】
１，１ａ，１ｂ，１ｃ，１ｄ，１ｅ  ヒートポンプサイクル
２  コンプレッサー
３  室内放熱器
４  吸熱器（室外熱交換器）
１０  室外放熱器
２０  水循環サイクル
２１  水・冷媒熱交換器（室内放熱器）
３０  冷房サイクル
３２  サブガスクーラ（室内放熱器）
３３  切換弁
Ｐ１０  バイパス通路
【図１】
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【図２】
2004239453.tif 000004
【図３】
2004239453.tif 000005
【図４】
2004239453.tif 000006
【図５】
2004239453.tif 000007
【図６】
2004239453.tif 000008
【図７】
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