JP4727051B2

JP4727051B2 - インタークーラ及びｃｏ２冷媒車両用空調装置

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Publication number: JP4727051B2
Application number: JP2001037184A
Authority: JP
Inventors: 吉典渡辺; 泰高青木
Original assignee: Mitsubishi Heavy Industries Ltd
Current assignee: Mitsubishi Heavy Industries Ltd
Priority date: 2001-02-14
Filing date: 2001-02-14
Publication date: 2011-07-20
Anticipated expiration: 2021-02-14
Also published as: JP2002243374A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、インタークーラ及びＣＯ_２冷媒車両用空調装置に係り、特に、車両への搭載性を向上させたインタークーラ及びＣＯ_２冷媒車両用空調装置に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
図９は従来の車両用空調装置の一例を示す構成図である。空調装置本体としてのケーシング５０は、その内空間が車室内へ導入される空気の流路となるもので、後述するように種々の構成機器を収容している。
送風ブロワ５１は、内気口５２あるいは外気口５３を通じてケーシング５０内に空気を導入するものであり、この導入された空気はエバポレータ（冷却器）５４を通過する。なお、符号の５５は内気口５２と外気口５３との切り換えを行う内外気切換ダンパである。
エバポレータ５４の導入空気の下流側には、エアミックスダンパ５６及びヒータコア（加熱器）５７が設けられている。また、図中の符号５８，５９，６０はそれぞれフェイス吹出口、フット吹出口、デフロスト吹出口を示しており、各吹出口５８，５９，６０は、それぞれがフェイスダンパ６１，フットダンパ６２、デフロストダンパ６３によって開閉される。なお、各吹出口５８，５９，６０は図示しないダクトを介して車室内に通じている。
制御装置６４は、送風ブロワ５１の制御、各ダンパ５５，５６，６１，６２，６３を駆動するためのモータ（不図示）の制御、さらには後述する圧縮機６６のオン・オフ等の制御を行うものである。
【０００３】
このように構成された車両用空調装置では、内気口５２あるいは外気口５３より導入した空気は、その全量がエバポレータ５４を通り、後述する冷凍サイクル６５の冷媒と熱交換して冷却される。この後、ヒータコア５７を通過して加熱される空気量はエアミックスダンパ５６の開度に応じて分配されるので、所定の温度に調整されて吹出口５８，５９，６０の少なくとも１つから車室内に導入される。なお、ヒータコア５７には、一般的には図示しない内燃機関の駆動源を冷却して高温となった冷却水が供給されるようになっている。
【０００４】
次に、冷凍サイクル６５について説明すると、圧縮機６６は図示しない駆動源（例えば車両走行用のエンジン等）から駆動力を得て駆動し、気相状態の冷媒を圧縮する。ガスクーラ（放熱器）６７は、圧縮機６６で圧縮された冷媒を外気等との間で熱交換して冷却する。符号の６８は、ガスクーラ６７の出口側で冷媒を減圧して低温低圧の気液２相状態とする絞り装置である。
エバポレータ５４は、車室内の空気冷却手段をなす蒸発器（吸熱器）で、気液２相状態の冷媒は蒸発器内で気化（蒸発）する際に、車室内空気あるいは車室外空気から蒸発潜熱を奪って冷却する。そして、圧縮機６６，ガスクーラ６７、絞り装置６８及びエバポレータ５４は冷媒配管６９により直列に接続され、冷媒が状態変化を繰り返して循環する冷凍サイクルとしての閉回路を構成する。
ここで用いられる冷媒には、例えばＲ１３４ａといった代替フロン冷媒などがある。このＲ１３４ａが冷却器５４の内部で蒸発することにより、送風ブロワ５１より送られる空気から吸熱し、冷却を行う。なお、圧縮機６６、ガスクーラ６７、及び絞り装置６８はエンジンルーム内などに設置されている。
【０００５】
ところで、近年、地球環境の保全に対する関心が高まっているが、車両用空調装置の冷媒として従来用いられているＲ１３４ａといった代替フロンは、地球温暖化に対して影響を与えることが懸念されている。このため、このような代替フロン冷媒に代わる物質として、元来自然界に存在する物質、いわゆる自然冷媒を用いた車両用空調装置の研究が行われている。
このような自然冷媒の候補として、二酸化炭素（ＣＯ_２）が注目されている。このＣＯ_２は、地球温暖化に対する寄与が代替フロンよりもはるかに小さいだけでなく、可燃性がないうえ、基本的には人体に無害である。
【０００６】
このような背景から、二酸化炭素を使用した蒸気圧縮式冷凍サイクル（以下、ＣＯ_２冷凍サイクルと略す）が提案されている。このＣＯ_２冷凍サイクルの作動は、フロンを使用した従来の蒸気圧縮式冷凍サイクルと同様である。すなわち、図１０（ＣＯ_２モリエル線図）のＡ−Ｂ−Ｃ−Ｄ−Ａで示されるように、圧縮機で気相状態のＣＯ_２を圧縮し（Ａ−Ｂ）、この高温圧縮の気相状態のＣＯ_２を放熱器（ガスクーラ）にて冷却する（Ｂ−Ｃ）。そして、減圧器（絞り装置）により減圧して（Ｃ−Ｄ）、気液相状態となったＣＯ_２を冷却器（エバポレータ）で蒸発させて（Ｄ−Ａ）、蒸発潜熱を空気等の外部流体から奪って外部流体を冷却する。
【０００７】
しかしながら、ＣＯ_２の臨界温度は約３１℃と従来の冷媒であるフロンの臨界温度と比べて低いので、夏場等外気温の高いときには、放熱器側でのＣＯ_２の温度がＣＯ_２の臨界点温度よりも高くなってしまう。つまり、放熱器出口側においてＣＯ_２は凝縮しない（線分ＢＣが飽和液線ＳＬと交差しない）。
また、放熱器出口側（Ｃ点）の状態は、圧縮機の吐出圧力と放熱器出口側でのＣＯ_２温度によって決定され、放熱器出口側でのＣＯ_２温度は放熱器の放熱能力と外気温度（制御不可）とによって決定するので、放熱器出口での温度は、実質的には制御することができない。従って、放熱器出口側（Ｃ点）の状態は、圧縮機の吐出圧力（放熱器出口側圧力）を制御することによって制御可能となる。つまり、夏場等外気温の高いときには、十分な冷却能力（エンタルピ差）を確保するためには、モリエル線図にＥ−ＦＧ−Ｈ−Ｅで示されるように、放熱器出口側圧力を高くする必要がある。そのために、圧縮機の運転圧力は、従来のフロンを用いた冷凍サイクルに比べて高くする必要がある。
【０００８】
車両用空調装置を例にすると、前記圧縮機の運転圧力は、従来のＲ１３４（フロン）では３ｋｇ／ｃｍ^２程度であるのに対して、ＣＯ_２では４０ｋｇ／ｃｍ^２程度と高くなり、また、運転停止圧力は、Ｒ１３４（フロン）では１５ｋｇ／ｃｍ^２程度であるのに対して、ＣＯ_２では１００ｋｇ／ｃｍ^２程度と高くなる。
【０００９】
【発明が解決しようとする課題】
さて、上述したＣＯ_２冷凍サイクルにおいて、その能力増大要件に対する応答速度を改善するためには、インタークーラと呼ばれる熱交換器の設置が有効であることが知られている。このインタークーラは、ガスクーラ（放熱器）を通過した液冷媒とエバポレータ（冷却器）を通過した気体冷媒との間で熱交換を行うように構成された熱交換器（いわゆる向流型熱交換器）であり、例えば図１１に示すように、高温高圧冷媒流路７１と低温低圧冷媒流路７２とを２重管構造にして、多重のトラック（長円）巻きや円形巻きの立体構造としたインタークーラ７０が従来より採用されている。
【００１０】
しかしながら、上述したインタークーラ７０をＣＯ_２冷媒車両用空調装置に採用する場合、その設置位置は、圧縮機６６やガスクーラ６７などと同様にエンジンルーム内とするのが一般的である。このため、上述した従来構造（立体構造）のインタークーラ７０では、駆動源のエンジンやトランスミッションなど各種の機器類がぎっしりと配置されたエンジンルーム内に適当な設置スペースを確保するのが困難な状況にある。換言すれば、従来のフロン冷媒を使用した車両用空調装置では不要のインタークーラ７０を設置するためには、立体的に大きなスペースを新たに確保する必要が生じるため、車両側においてエンジンルーム内のレイアウトを大幅に変更するなどの対応が必要となる。
また、上記のような２重管構造にあっては、熱交換効率に限度があり、さらに良好に熱交換を行うことが可能なインタークーラが要求されている。
【００１１】
本発明は、上記の事情に鑑みてなされたもので、エンジンルーム内に容易に設置することができる極めて効率の高いインタークーラ及びこのインタークーラを備えたＣＯ_２冷媒車両用空調装置を提供することを目的としている。
【００１２】
【課題を解決するための手段】
上記目的を達成するために、請求項１記載のインタークーラは、高温高圧状態の冷媒と、低温低圧状態の冷媒とを熱交換させるインタークーラであって、前記冷媒同士の熱交換が行われる熱交換部と、該熱交換部の両端が連結されたヘッダとを有し、該ヘッダは、前記高温高圧冷媒伝熱管の端部が連結された高温高圧冷媒ヘッダ部と、前記低温低圧冷媒伝熱管の端部が連結された低温低圧冷媒ヘッダ部とを有し、前記熱交換部は、前記高温高圧状態の冷媒が流される複数の高温高圧冷媒伝熱管と、前記低温低圧状態の冷媒が流される複数の低温低圧冷媒伝熱管とが交互に積層されて構成され、これら高温高圧冷媒伝熱管及び低温低圧冷媒伝熱管は、冷媒が通される複数の冷媒流路が幅方向へ配列された断面偏平形状に形成され、積層された前記高温高圧冷媒伝熱管および前記低温低圧冷媒伝熱管の各両端は、前記ヘッダに連結される手前位置で、互いに離反し、隣り合う前記伝熱管の間に所定間隔を有した状態で、前記高温高圧冷媒伝熱管の前記冷媒流路の両端は、前記高温高圧冷媒ヘッダ部に連結されており、前記低温低圧冷媒伝熱管の前記冷媒流路の両端は、前記低温低圧冷媒ヘッダ部に連結されており、前記高温高圧冷媒伝熱管が、前記低温低圧冷媒ヘッダ部を貫通して前記高温高圧冷媒ヘッダ部に連結されることを特徴としている。
【００１３】
このように、冷媒同士の熱交換が行われる熱交換部を構成する高温高圧状態の冷媒が流される高温高圧冷媒伝熱管及び低温低圧状態の冷媒が流される低温低圧冷媒伝熱管が、それぞれ冷媒が通される複数の冷媒流路を幅方向へ配列させた断面偏平形状に形成され、さらに、これらが交互に積層されているので、高温高圧状態の冷媒と低温低圧状態の冷媒とを極めて効率的に熱交換させることができるとともに、小型化を図ることができ、狭隘なエンジンルーム内に配置する際にも有利である。
【００１４】
請求項２記載のインタークーラは、高温高圧状態の冷媒と、低温低圧状態の冷媒とを熱交換させるインタークーラであって、前記冷媒同士の熱交換が行われる熱交換部と、該熱交換部の両端が連結されたヘッダとを有し、該ヘッダは、前記高温高圧冷媒伝熱管の端部が連結された高温高圧冷媒ヘッダ部と、前記低温低圧冷媒伝熱管の端部が連結された低温低圧冷媒ヘッダ部とを有し、前記熱交換部は、前記高温高圧状態の冷媒が流される複数の高温高圧冷媒伝熱管と、前記低温低圧状態の冷媒が流される複数の低温低圧冷媒伝熱管とが交互に積層されて構成され、これら高温高圧冷媒伝熱管及び低温低圧冷媒伝熱管は、冷媒が通される複数の冷媒流路が幅方向へ配列された断面偏平形状に形成され、積層された前記高温高圧冷媒伝熱管および前記低温高圧冷媒伝熱管の各両端は、前記ヘッダに連結される手前位置で、互いに離反し、隣り合う前記伝熱管の間に所定間隔を有した状態で、前記高温高圧冷媒伝熱管の前記冷媒流路の両端は、前記高温高圧冷媒ヘッダ部に連結されており、前記低温低圧冷媒伝熱管の前記冷媒流路の両端は、前記低温低圧冷媒ヘッダ部に連結されており、前記低温低圧冷媒伝熱管が、前記高温高圧冷媒ヘッダ部を貫通して前記低温低圧冷媒ヘッダ部に連結されることを特徴としている。
【００１５】
つまり、ヘッダを構成する高温高圧冷媒ヘッダ部及び低温低圧冷媒ヘッダ部の連通路と、高温高圧冷媒伝熱管及び低温低圧冷媒伝熱管の冷媒流路とが連通されているので、高温高圧冷媒ヘッダ部及び低温低圧冷媒ヘッダ部のそれぞれの連通路を介して、高温高圧冷媒伝熱管及び低温低圧冷媒伝熱管の冷媒流路への冷媒の送り込み、送り出しを一括して行うことができる。したがって、高温高圧冷媒伝熱管及び低温低圧冷媒伝熱管の冷媒流路への冷媒の送り込み、送り出しを個別に行う構造と比較して、その構造の簡略化を図ることができ、これにより、さらなる小型化が可能である。
【００１６】
本発明の参考例のインタークーラは、前記低温低圧冷媒ヘッダ部及び前記高温高圧冷媒ヘッダ部が、前記熱交換部側から順に設けられ、前記高温高圧冷媒伝熱管が、前記低温低圧冷媒ヘッダ部に貫通していることを特徴としている。
【００１７】
すなわち、高温高圧冷媒伝熱管を低温低圧冷媒ヘッダ部に貫通させることにより、低温低圧冷媒ヘッダ部及び高温高圧冷媒ヘッダ部を熱交換部側から順に配設させたので、ヘッダにおける幅寸法を最小限に抑えることができ、これにより、小型化とともに薄型化が可能となり、狭隘なスペースへの設置にさらに有利である。
【００１８】
本発明の参考例のインタークーラは、前前記高温高圧冷媒ヘッダ部及び前記低温低圧冷媒ヘッダ部が、前記熱交換部側から順に設けられ、前記低温低圧冷媒伝熱管が、前記高温高圧冷媒ヘッダ部に貫通していることを特徴としている。
【００１９】
つまり、低温低圧冷媒伝熱管を高温高圧冷媒ヘッダ部に貫通させることにより、高温高圧冷媒ヘッダ部及び低温低圧冷媒ヘッダ部を熱交換部側から順に配設させたので、ヘッダにおける幅寸法を最小限に抑えることができ、これにより、小型化とともに薄型化が可能となり、狭隘なスペースへの設置にさらに有利である。
【００２０】
請求項３記載のインタークーラは、請求項１または２項記載のインタークーラにおいて、前記高温高圧冷媒ヘッダ部及び前記低温低圧冷媒ヘッダ部が一体化されていることを特徴としている。
【００２１】
このように、高温高圧冷媒ヘッダ部と低温低圧ヘッダ部とを一体構造としたので、構造の簡略化、部品点数の削減を図ることができ、コスト低減及びさらなるコンパクト化を図ることができる。
【００２２】
請求項４記載のインタークーラは、請求項１〜３のいずれか１項記載のインタークーラにおいて、前記低温低圧冷媒伝熱管の冷媒流路が、前記高温高圧冷媒伝熱管の前記冷媒流路よりも大径に形成されていることを特徴としている。
【００２３】
すなわち、低温低圧冷媒伝熱管に形成された冷媒流路の径が、高温高圧冷媒伝熱管に形成された冷媒流路よりも大きく形成されているので、圧力の異なる冷媒同士の熱交換のバランスが改善され、良好な熱交換を行うことが可能となる。
【００２４】
請求項５記載のインタークーラは、請求項１〜４のいずれか１項記載のインタークーラにおいて、前記低温低圧冷媒伝熱管の冷媒流路が、前記高温高圧冷媒伝熱管の前記冷媒流路よりも多く形成されていることを特徴としている。
つまり、低温低圧冷媒伝熱管の冷媒流路が、高温高圧冷媒伝熱管の冷媒流路よりも多く形成されているので、圧力の異なる冷媒同士の熱交換のバランスが改善され、良好な熱交換を行うことが可能となる。
【００２５】
請求項６記載のインタークーラは、請求項１〜５のいずれか１項記載のインタークーラにおいて、前記高温高圧冷媒伝熱管及び前記低温低圧冷媒伝熱管に、前記冷媒がそれぞれ逆方向へ流されることを特徴としている。
【００２６】
このように、高温高圧冷媒伝熱管及び低温低圧冷媒伝熱管に、それぞれ逆方向へ冷媒を流す向流型であるので、冷媒同士の熱交換性を大幅に向上させることができる。
【００２７】
請求項７記載のＣＯ_２冷媒車両用空調装置は、ケーシング内に導入した空気を冷却する冷却器がＣＯ_２を冷媒とする冷凍サイクルの一部を構成するＣＯ_２冷媒車両用空調装置において、前記冷凍サイクルに、請求項１〜６のいずれか１項記載のインタークーラが設けられていることを特徴としている。
【００２８】
すなわち、小型化、構造の簡略化が図られ、しかも冷媒同士の熱交換性に優れたインタークーラを用いているので、例えば、自動車等の車両のエンジンルームなどの狭隘な設置場所への組み込み作業性を大幅に向上させることができるとともに、冷凍サイクルの能力増大要件に対する応答速度を効率良く改善することができ、冷凍サイクルの能力を向上させることができる。
【００２９】
【発明の実施の形態】
以下、本発明および本発明の参考例に係るインタークーラ及びＣＯ_２冷媒車両用空調装置の実施形態例を、図面に基づいて説明する。
図１に示すものは、ＣＯ_２冷凍サイクルを適用した車両用空調装置であり、図中の符号１は気相状態のＣＯ_２を圧縮する圧縮機である。圧縮機１は、図示しない駆動源（例えば内燃機関エンジン等）から駆動力を得て駆動する。符号の２は圧縮機１で圧縮されたＣＯ_２を外気等との間で熱交換して冷却するガスクーラ（放熱器）であり、符号の３は後述するインタークーラ７出口側の配管に設けられた圧力制御弁である。この圧力制御弁３は、ガスクーラ２出口側において後述する感温筒１１により検知されたＣＯ_２温度（冷媒温度）に応じてガスクーラ２出口側圧力（本例ではインタークーラ７出口側の高サイド圧力）を制御する。
なお、圧力制御弁３は高圧力を制御するとともに減圧器を兼ねたものであり、ＣＯ_２冷媒は、この圧力制御弁３により減圧されて低温低圧の気液２相状態のＣＯ_２となり、さらに絞り抵抗４ａ（絞り手段）により減圧される。
【００３０】
図中の符号４は、車室内の空気冷却手段（冷却器）として機能するエバポレータ（蒸発器）で、気液２相状態のＣＯ_２はエバポレータ４内で気化（蒸発）する際に、車室内空気から蒸発潜熱を奪って車室内空気を冷却する。符号の５は液体冷媒５ａを貯留する液溜容器であり、この液溜容器５にはエバポレータ４出口側の配管６が上下に貫通しており、液溜容器５内の液体冷媒５ａと配管６内の液体冷媒とが熱交換される構成になっている。液溜容器５の配管６の貫通部は、液溜容器５内が密閉空間となるようにシール（不図示）されている。また、液溜容器５の底部は、連通管５ｂにより、圧力制御弁３および絞り抵抗４ａ間の配管６に連通している。
【００３１】
インタークーラ７は、ガスクーラ２を通過した高温高圧の液体冷媒とエバポレータ４を通過した低温低圧の気体冷媒との間で熱交換を行う向流型熱交換器であり、このインタークーラ７は、ＣＯ_２冷凍サイクルの能力増大要件に対する応答速度を改善する機能を有するものである。なお、インタークーラ７の構成および設置位置については、後に詳細に説明する。
そして、圧縮機１、ガスクーラ２、インタークーラ７、圧力制御弁３、絞り抵抗４ａおよびエバポレータ４は、それぞれが配管６によって接続されて、閉回路（ＣＯ_２冷凍サイクル）を形成している。なお、符号の８は圧縮機１から吐出された冷媒ガスより潤滑油を捕集するオイルセパレータであり、捕集された潤滑油は油戻し管９を通って圧縮機１内に戻される。
【００３２】
次に、インタークーラ７についてさらに詳細に説明する。
図２及び図３に示すように、このインタークーラ７は、熱交換が行われる向流型熱交換部（熱交換部）２１と、この向流型熱交換部２１の両端部に設けられたヘッダ２２とを有している。
向流型熱交換部２１は、複数の伝熱管２３を積層させた構造とされている。これら伝熱管２３は、図４に示すように、断面偏平形状に形成されたもので、その内部には、複数の冷媒流路２４が幅方向へ配列されて形成されている。
【００３３】
これら伝熱管２３は、高温高圧冷媒が流される高温高圧冷媒伝熱管２３ａと、低温低圧冷媒が流される低温低圧冷媒伝熱管２３ｂとに区別されており、これら高温高圧冷媒伝熱管２３ａ及び低温低圧冷媒伝熱管２３ｂが交互に積層された構造とされて、それぞれロー付けによって一体化されている。
上記のように構成された向流型熱交換部２１は、その両端部がヘッダ２２に連結されている。
なお、高温高圧冷媒伝熱管２３ａ及び低温低圧冷媒伝熱管２３ｂを１本ずつ交互に積層しているが、複数本ずつ例えば２本ずつ交互に積層しても良い。
【００３４】
図５及び図６に示すように、このヘッダ２２は、それぞれ長手方向にわたって連通路３１が形成された高温高圧冷媒ヘッダ部２２ａ及び低温低圧冷媒ヘッダ部２２ｂとから構成されており、低温低圧冷媒ヘッダ部２２ｂ及び高温高圧冷媒ヘッダ部２２ａが向流型熱交換部２１側から順に設けられている。
低温低圧冷媒伝熱管２３ｂは、その端部が低温低圧冷媒ヘッダ部２２ｂの連通路３１内にて開口され、また、高温高圧冷媒伝熱管２３ａは、その端部が、低温低圧冷媒ヘッダ部２２ｂを貫通し、高温高圧冷媒ヘッダ部２２ａの連通管３１内にて開口されている。
【００３５】
なお、低温低圧冷媒ヘッダ部２２ｂの連通路３１は、その幅寸法が伝熱管２３の幅寸法よりも十分に大きくされており、したがって、この低温低圧冷媒ヘッダ部２２ｂの連通路３１は、貫通された高温高圧冷媒伝熱管２３ａによって閉鎖されることなく、その両側部に長手方向へわたる流路が確保されるようになっている。
また、各ヘッダ２２と伝熱管２３との連結箇所は、それぞれロー付けによって固定されてシールされている。
【００３６】
上記構造のインタークーラ７では、ガスクーラ２から送り出された高温高圧冷媒が、一端側のヘッダ２２の高温高圧冷媒ヘッダ部２２ａから、その連通路３１へ送り込まれ、その後、この連通路３１からそれぞれの高温高圧冷媒伝熱管２３ａの冷媒流路２４を通過して、他端側の高温高圧冷媒ヘッダ部２２ａの連通路３１へ送り出され、この他端側の高温高圧冷媒ヘッダ部２２ａに接続された配管６を介して圧力制御弁３へ送り出されるようになっている。
【００３７】
また、エバポレータ４から送り出されて液溜容器５内を通された低温低圧冷媒は、他端側のヘッダ２２の低温低圧冷媒ヘッダ部２２ｂから、その連通路３１へ送り込まれ、その後、この連通路３１からそれぞれの低温低圧冷媒伝熱管２３ｂの冷媒流路２４を通過して、一端側の低温低圧冷媒ヘッダ部２２ｂの連通路３１へ送り出され、この一端側の低温低圧冷媒ヘッダ部２２ｂに接続された配管６を介して圧縮機１へ送り出されるようになっている。
【００３８】
そして、このように、高温高圧冷媒及び低温低圧冷媒がそれぞれインタークーラ７の高温高圧冷媒伝熱管２３ａ及び低温低圧冷媒伝熱管２３ｂを逆向きに流されることにより、これら高温高圧冷媒伝熱管２３ａと低温低圧冷媒伝熱管２３ｂとの間にて熱交換が行われる。つまり、ガスクーラ２から送り出される高温高圧冷媒の熱が低温低圧冷媒に伝達されることにより、上記圧縮式冷凍サイクルの能力増大要件に対する応答速度が改善される。
【００３９】
このように、上記構造のインタークーラ７によれば、冷媒同士の熱交換が行われる向流型熱交換部２１を構成する高温高圧状態の冷媒が流される高温高圧冷媒伝熱管２３ａ及び低温低圧状態の冷媒が流される低温低圧冷媒伝熱管２３ｂが、それぞれ冷媒が通される複数の冷媒流路２４を幅方向へ配列させた断面偏平形状に形成され、さらに、これらが交互に積層されているので、高温高圧状態の冷媒と低温低圧状態の冷媒とを極めて効率的に熱交換させることができるとともに、小型化を図ることができ、狭隘なエンジンルーム内に配置する際にも有利である。
【００４０】
しかも、ヘッダ２２を構成する高温高圧冷媒ヘッダ部２２ａ及び低温低圧冷媒ヘッダ部２２ｂの連通路３１と、高温高圧冷媒伝熱管２３ａ及び低温低圧冷媒伝熱管２３ｂの冷媒流路２４とが連通されているので、高温高圧冷媒ヘッダ部２２ａ及び低温低圧冷媒ヘッダ部２２ｂのそれぞれの連通路３１を介して、高温高圧冷媒伝熱管２３ａ及び低温低圧冷媒伝熱管２３ｂの冷媒流路２４への冷媒の送り込み、送り出しを一括して行うことができる。したがって、高温高圧冷媒伝熱管２３ａ及び低温低圧冷媒伝熱管２３ｂの冷媒流路２４への冷媒の送り込み、送り出しを個別に行う構造と比較して、その構造の簡略化を図ることができ、これにより、さらなる小型化が可能である。
【００４１】
さらには、高温高圧冷媒伝熱管２３ａを低温低圧冷媒ヘッダ部２２ｂに貫通させることにより、高温低圧冷媒ヘッダ部２２ａ及び低温低圧冷媒ヘッダ部２２ｂを向流型熱交換部２１側から順に配設させたので、ヘッダ２２における幅寸法を最小限に抑えることができ、これにより、小型化とともに薄型化が可能となり、狭隘なスペースへの設置にさらに有利である。
なお、低温低圧冷媒伝熱管２３ｂを高温高圧冷媒ヘッダ部２２ａに貫通させて、高温高圧冷媒ヘッダ部２２ａ及び低温低圧冷媒ヘッダ部２２ｂを向流型熱交換部２１側から順に配設させても良く、この場合も、ヘッダ２２における幅寸法を最小限に抑え、小型化とともに薄型化を図ることができる。
【００４２】
しかも、上記のインタークーラ７は、高温高圧冷媒伝熱管２３ａ及び低温低圧冷媒伝熱管２３ｂに、それぞれ逆方向へ冷媒を流す向流型であるので、冷媒同士の熱交換性を大幅に向上させることができる。
そして、上記構造のインタークーラ７を備えたＣＯ_２冷媒車両用空調装置によれば、小型化、構造の簡略化が図られ、しかも冷媒同士の熱交換性に優れたインタークーラ７を用いているので、例えば、自動車等の車両のエンジンルームなどの狭隘な設置場所への組み込み作業性を大幅に向上させることができるとともに、冷凍サイクルの能力増大要件に対する応答速度を効率良く改善することができ、冷凍サイクルの能力を向上させることができる。
【００４３】
なお、上記構造のインタークーラ７では、ヘッダ２２を、高温高圧冷媒ヘッダ部２２ａと低温低圧冷媒ヘッダ部２２ｂとに分割した構造としたが、図７に示すように、高温高圧冷媒ヘッダ部２２ａと低温低圧冷媒ヘッダ部２２ｂとを一体化させても良く、このようにすると、部品点数の削減が図れ、コスト低減及びさらなるコンパクト化を図ることができる。
【００４４】
また、図８に示すものは、他の構造の向流型熱交換部２１を有するインタークーラ７である。
このインタークーラ７では、向流型熱交換部２１を構成する低温低圧冷媒伝熱管２３ｂに形成された冷媒流路２４の径が、高温高圧冷媒伝熱管２３ａに形成された冷媒流路２４ａよりも大きく形成されている。
つまり、高温高圧冷媒伝熱管２３ａの冷媒流路２４に対して、流される冷媒が気液二相であるために圧損が大きい低温低圧冷媒伝熱管２３ｂの冷媒流路２４の径を大きくしたので、熱交換のバランスが改善され、良好な熱交換を行うことが可能となる。
【００４５】
なお、低温低圧冷媒伝熱管２３ｂの冷媒流路２４を、高温高圧冷媒伝熱管２３ａの冷媒流路２４よりも多く形成しても、圧力の異なる冷媒同士の熱交換のバランスを改善して、良好な熱交換を行うことを可能とすることができる。
【００４６】
なおまた、これまで説明した実施形態及び変形例ではいずれもＣＯ_２冷媒を使用するものとして説明したが、本発明および本発明の参考例は上述した実施形態及び変形例に限定されるものではなく、たとえばＣＯ_２冷媒のように臨界温度が低い他の冷媒を用いたものへの適用も可能である。
【００４７】
【発明の効果】
本発明および本発明の参考例のインタークーラ及びＣＯ_２冷媒車両用空調装置によれば、下記の効果を得ることができる。
請求項１記載のインタークーラによれば、冷媒同士の熱交換が行われる熱交換部を構成する高温高圧状態の冷媒が流される高温高圧冷媒伝熱管及び低温低圧状態の冷媒が流される低温低圧冷媒伝熱管が、それぞれ冷媒が通される複数の冷媒流路を幅方向へ配列させた断面偏平形状に形成され、さらに、これらが交互に積層されているので、高温高圧状態の冷媒と低温低圧状態の冷媒とを極めて効率的に熱交換させることができるとともに、小型化を図ることができ、狭隘なエンジンルーム内に配置する際にも有利である。
【００４８】
請求項２記載のインタークーラによれば、ヘッダを構成する高温高圧冷媒ヘッダ部及び低温低圧冷媒ヘッダ部の連通路と、高温高圧冷媒伝熱管及び低温低圧冷媒伝熱管の冷媒流路とが連通されているので、高温高圧冷媒ヘッダ部及び低温低圧冷媒ヘッダ部のそれぞれの連通路を介して、高温高圧冷媒伝熱管及び低温低圧冷媒伝熱管の冷媒流路への冷媒の送り込み、送り出しを一括して行うことができる。したがって、高温高圧冷媒伝熱管及び低温低圧冷媒伝熱管の冷媒流路への冷媒の送り込み、送り出しを個別に行う構造と比較して、その構造の簡略化を図ることができ、これにより、さらなる小型化が可能である。
【００４９】
本発明の参考例のインタークーラによれば、高温高圧冷媒伝熱管を低温低圧冷媒ヘッダ部に貫通させることにより、低温低圧冷媒ヘッダ部及び高温高圧冷媒ヘッダ部を熱交換部側から順に配設させたので、ヘッダにおける幅寸法を最小限に抑えることができ、これにより、小型化とともに薄型化が可能となり、狭隘なスペースへの設置にさらに有利である。
【００５０】
本発明の参考例のインタークーラによれば、低温低圧冷媒伝熱管を高温高圧冷媒ヘッダ部に貫通させることにより、高温高圧冷媒ヘッダ部及び低温低圧冷媒ヘッダ部を熱交換部側から順に配設させたので、ヘッダにおける幅寸法を最小限に抑えることができ、これにより、小型化とともに薄型化が可能となり、狭隘なスペースへの設置にさらに有利である。
【００５１】
請求項３記載のインタークーラによれば、高温高圧冷媒ヘッダ部と低温低圧ヘッダ部とを一体構造としたので、構造の簡略化、部品点数の削減を図ることができ、コスト低減及びさらなるコンパクト化を図ることができる。
【００５２】
請求項４記載のインタークーラによれば、低温低圧冷媒伝熱管に形成された冷媒流路の径が、高温高圧冷媒伝熱管に形成された冷媒流路よりも大きく形成されているので、圧力の異なる冷媒同士の熱交換のバランスが改善され、良好な熱交換を行うことが可能となる。
【００５３】
請求項５記載のインタークーラによれば、低温低圧冷媒伝熱管の冷媒流路が、高温高圧冷媒伝熱管の冷媒流路よりも多く形成されているので、圧力の異なる冷媒同士の熱交換のバランスが改善され、良好な熱交換を行うことが可能となる。
【００５４】
請求項６記載のインタークーラによれば、高温高圧冷媒伝熱管及び低温低圧冷媒伝熱管に、それぞれ逆方向へ冷媒を流す向流型であるので、冷媒同士の熱交換性を大幅に向上させることができる。
【００５５】
請求項７記載のＣＯ_２冷媒車両用空調装置によれば、小型化、構造の簡略化が図られ、しかも冷媒同士の熱交換性に優れたインタークーラを用いているので、例えば、自動車等の車両のエンジンルームなどの狭隘な設置場所への組み込み作業性を大幅に向上させることができるとともに、冷凍サイクルの能力増大要件に対する応答速度を効率良く改善することができ、冷凍サイクルの能力を向上させることができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明および本発明の参考例の実施形態例を説明するインタークーラを備えたＣＯ_２冷凍サイクルの構成図である。
【図２】本発明および本発明の参考例の実施形態例のインタークーラの構成及び構造を説明するインタークーラの正面図である。
【図３】本発明および本発明の参考例の実施形態例のインタークーラの構成及び構造を説明するインタークーラの平面図である。
【図４】本発明および本発明の参考例の実施形態例のインタークーラを構成する向流型熱交換部の構造を説明する向流型熱交換部の断面図である。
【図５】本発明および本発明の参考例の実施形態例のインタークーラの構成及び構造を説明するヘッダの一部を断面視した側面図である。
【図６】本発明および本発明の参考例の実施形態例のインタークーラの構成及び構造を説明するヘッダの平断面図である。
【図７】本発明および本発明の参考例の実施形態例のインタークーラを構成するヘッダの他の例を説明するヘッダの平断面図である。
【図８】本発明および本発明の参考例の実施形態例のインタークーラを構成する他の向流型熱交換部の断面図である。
【図９】従来の車両用空調装置の一例を示す構成図である。
【図１０】ＣＯ_２のモリエル線図である。
【図１１】従来のインタークーラを示す図で、（ａ）は斜視図、（ｂ）は２重管構造を示す断面図である。
【符号の説明】
１圧縮機
２ガスクーラ（放熱器）
４エバポレータ（蒸発器）
７インタークーラ
２１向流型熱交換部（熱交換部）
２２ヘッダ
２２ａ高温高圧冷媒ヘッダ部
２２ｂ低温低圧冷媒ヘッダ部
２３、２３ａ高温高圧冷媒伝熱管
２３、２３ｂ低温低圧冷媒伝熱管
２４冷媒流路
３１連通路

Claims

高温高圧状態の冷媒と、低温低圧状態の冷媒とを熱交換させるインタークーラであって、
前記冷媒同士の熱交換が行われる熱交換部と、該熱交換部の両端が連結されたヘッダとを有し、
該ヘッダは、前記高温高圧冷媒伝熱管の端部が連結された高温高圧冷媒ヘッダ部と、前記低温低圧冷媒伝熱管の端部が連結された低温低圧冷媒ヘッダ部とを有し、
前記熱交換部は、前記高温高圧状態の冷媒が流される複数の高温高圧冷媒伝熱管と、前記低温低圧状態の冷媒が流される複数の低温低圧冷媒伝熱管とが交互に積層されて構成され、
これら高温高圧冷媒伝熱管及び低温低圧冷媒伝熱管は、冷媒が通される複数の冷媒流路が幅方向へ配列された断面偏平形状に形成され、
積層された前記高温高圧冷媒伝熱管および前記低温低圧冷媒伝熱管の各両端は、前記ヘッダに連結される手前位置で、互いに離反し、隣り合う前記伝熱管の間に所定間隔を有した状態で、前記高温高圧冷媒伝熱管の前記冷媒流路の両端は、前記高温高圧冷媒ヘッダ部に連結されており、前記低温低圧冷媒伝熱管の前記冷媒流路の両端は、前記低温低圧冷媒ヘッダ部に連結されており、
前記高温高圧冷媒伝熱管が、前記低温低圧冷媒ヘッダ部を貫通して前記高温高圧冷媒ヘッダ部に連結されることを特徴とするインタークーラ。
高温高圧状態の冷媒と、低温低圧状態の冷媒とを熱交換させるインタークーラであって、
前記冷媒同士の熱交換が行われる熱交換部と、該熱交換部の両端が連結されたヘッダとを有し、
該ヘッダは、前記高温高圧冷媒伝熱管の端部が連結された高温高圧冷媒ヘッダ部と、前記低温低圧冷媒伝熱管の端部が連結された低温低圧冷媒ヘッダ部とを有し、
前記熱交換部は、前記高温高圧状態の冷媒が流される複数の高温高圧冷媒伝熱管と、前記低温低圧状態の冷媒が流される複数の低温低圧冷媒伝熱管とが交互に積層されて構成され、
これら高温高圧冷媒伝熱管及び低温低圧冷媒伝熱管は、冷媒が通される複数の冷媒流路が幅方向へ配列された断面偏平形状に形成され、
積層された前記高温高圧冷媒伝熱管および前記低温高圧冷媒伝熱管の各両端は、前記ヘッダに連結される手前位置で、互いに離反し、隣り合う前記伝熱管の間に所定間隔を有した状態で、前記高温高圧冷媒伝熱管の前記冷媒流路の両端は、前記高温高圧冷媒ヘッダ部に連結されており、前記低温低圧冷媒伝熱管の前記冷媒流路の両端は、前記低温低圧冷媒ヘッダ部に連結されており、
前記低温低圧冷媒伝熱管が、前記高温高圧冷媒ヘッダ部を貫通して前記低温低圧冷媒ヘッダ部に連結されることを特徴とするインタークーラ。
前記高温高圧冷媒ヘッダ部及び前記低温低圧冷媒ヘッダ部が一体化されていることを特徴とする請求項１または請求項２に記載のインタークーラ。
前記低温低圧冷媒伝熱管は、その冷媒流路が、前記高温高圧冷媒伝熱管の前記冷媒流路よりも大径に形成されていることを特徴とする請求項１〜３のいずれか１項記載のインタークーラ。
前記低温低圧冷媒伝熱管は、その冷媒流路が、前記高温高圧冷媒伝熱管の前記冷媒流路よりも多く形成されていることを特徴とする請求項１〜４のいずれか１項記載のインタークーラ。
前記高温高圧冷媒伝熱管及び前記低温低圧冷媒伝熱管には、前記冷媒がそれぞれ逆方向へ流されることを特徴とする請求項１〜５のいずれか１項記載のインタークーラ。
ケーシング内に導入した空気を冷却する冷却器がＣＯ_２を冷媒とする冷凍サイクルの一部を構成するＣＯ_２冷媒車両用空調装置において、
前記冷凍サイクルに、請求項１〜６のいずれか１項記載のインタークーラが設けられていることを特徴とするＣＯ_２冷媒車両用空調装置。