JP5626198B2 - 冷媒放熱器 - Google Patents

Description

本発明は、蒸気圧縮式の冷凍サイクルにて冷媒を放熱させる冷媒放熱器に関する。

従来、蒸気圧縮式の冷凍サイクルにて、圧縮機から吐出された高温高圧冷媒を空気と熱交換させて放熱させる冷媒放熱器が知られている。例えば、特許文献１の冷媒放熱器は、車両用空調装置に適用されており、圧縮機吐出冷媒と空調対象空間である車室内へ送風される車室内送風空気とを熱交換させて、車室内送風空気を加熱する加熱手段としての機能を果たしている。

また、特許文献１の冷凍サイクルでは、冷媒として二酸化炭素を採用しており、圧縮機吐出側から減圧装置入口側へ至るサイクルの高圧側冷媒圧力が冷媒の臨界圧力以上となる、いわゆる超臨界冷凍サイクルを構成している。従って、特許文献１の冷媒放熱器では、冷媒は相変化することなく超臨界状態のまま放熱する。

さらに、この冷媒放熱器では、送風空気の流れ方向の風上側に配置される熱交換領域と風下側に配置される熱交換領域とを有し、風下側の熱交換領域では、圧縮機吐出冷媒を一端側から他端側へ流通させ、風上側の熱交換領域では、風下側の熱交換領域流出冷媒を他端側から一端側へ流通させている。加えて、風下側の熱交換領域の熱交換性能を風上側の熱交換領域の熱交換性能よりも低下させている。

これにより、送風空気の流れ方向から見たときに、一方の熱交換領域のうち比較的高い温度の冷媒が流れる熱交換領域と他方の熱交換領域のうち比較的低い温度の冷媒が流れる熱交換領域とを重合させるとともに、風下側の熱交換領域へ流入した直後の冷媒の急激な温度低下を抑制して、冷媒放熱器から吹き出される送風空気に温度分布が発生してしまうことを抑制している。

特開２００４−１２５３４６号公報

しかしながら、特許文献１の冷媒放熱器を、高圧側冷媒圧力が冷媒の臨界圧力未満となる、いわゆる亜臨界冷凍サイクルに適用すると、上述した温度分布の抑制効果を充分に得ることができなくなってしまうことがある。その理由は、亜臨界冷凍サイクルでは、冷媒が冷媒放熱器にて放熱する際に、過熱度を有する気相冷媒から気液二相冷媒へ、さらには過冷却度を有する液相冷媒へ相変化するからである。

より詳細には、超臨界冷凍サイクルでは、冷媒放熱器にて冷媒を超臨界状態のまま放熱させるので、冷媒放熱器内を流通する冷媒は、ほぼ一定の勾配で温度低下しながら放熱する。従って、特許文献１のように、風上側の熱交換領域および風下側の熱交換領域を流通する冷媒の流れ方向を対向させ、冷媒が風下側の熱交換領域へ流入した直後の急激な温度低下を抑制することによって、送風空気の温度分布を抑制できる。

一方、亜臨界冷凍サイクルでは、冷媒放熱器内を流通する冷媒が気相冷媒あるいは液相冷媒になっている際には、冷媒は、その温度を低下させながら放熱する（すなわち、温度とエンタルピとの双方を低下させる）ものの、気液二相冷媒になっている際には、その温度を低下させることなく放熱する（すなわち、エンタルピのみを低下させる）。

従って、送風空気の流れ方向から見たときに、一方の熱交換領域のうち冷媒が気液二相状態になっている熱交換領域と他方の熱交換領域のうち冷媒が気相状態あるいは液相状態になっている熱交換領域が、空気流れ方向に重合していると冷媒放熱器から吹き出される送風空気の温度分布を充分に抑制できなくなってしまう。

本発明は、上記点に鑑み、内部を流通する冷媒が、気相状態、気液二相状態および液相状態に相変化する冷媒放熱器にて、冷媒と熱交換して吹き出される空気の温度分布を抑制することを目的とする。

本発明は、以下に説明する本発明者の試験検討によって得られた知見に基づいて案出されたものである。本発明者は、車両用空調装置に適用される亜臨界冷凍サイクルの冷媒放熱器であって、特許文献１と同様の加熱手段として機能する冷媒放熱器から吹き出される送風空気の温度分布について検討を行った。

この種の車両用空調装置では、後述する第１実施形態の図４で説明するように、冷媒放熱器１２のうち運転席側の熱交換領域で加熱された送風空気が主に運転席側に吹き出され、助手席側の熱交換領域で加熱された送風空気が主に助手席側に吹き出される。従って、送風空気の水平方向の温度分布を抑制すれば、運転席側へ吹き出される送風空気と助手席側へ吹き出される送風空気との温度差を縮小できる点で有効である。

また、この亜臨界冷凍サイクルに適用される冷媒放熱器内を流通する冷媒は、冷媒放熱器の入口側から出口側へ向かって、過熱度を有する気相冷媒→気液二相冷媒→過冷却度を有する液相冷媒の順に相変化して、その密度を上昇させる。さらに、サイクルを循環する冷媒流量が一定であれば、冷媒放熱器内を流通する冷媒の質量流量は一定となるので、冷媒は相変化に伴って流速を低下させる。

従って、亜臨界冷凍サイクルに適用される冷媒放熱器では、理論的には、熱交換領域全体のうち、空気との温度差が相対的に大きくなる気相冷媒と送風空気とを熱交換させる熱交換領域の占める割合が大きくなり、広範囲の熱交換領域にて気相冷媒を放熱させることができる。

そこで、本発明者は、冷媒放熱器として、後述する第１実施形態の図３で説明する冷媒放熱器（１２）と同様の構成の全パスタイプのマルチフロー型熱交換器を用い、さらに、チューブ（１２１）の長手方向が、少なくとも鉛直方向の成分を有する方向となるように冷媒放熱器を配置して、送風空気の温度分布の検討を行った。

このようにチューブの長手方向が、鉛直方向の成分を有する方向となるように配置した理由は、冷媒分配用のヘッダタンク（１２２）から、全てのチューブ（１２１）に圧縮機吐出冷媒を流入させることで、鉛直方向の送風空気の温度分布は発生しうるものの、水平方向の送風空気の温度分布については抑制できると考えられるからである。なお、この冷媒放熱器では、冷媒流入口が設けられる分配用のヘッダタンク（１２２）を下方側に配置し、冷媒流出口が設けられる集合用のヘッダタンク（１２３）を上方側に配置している。

次に、図８、図９を用いて検討結果について説明する。まず、本発明者は、図８に示すように、この冷媒放熱器が適用された冷凍サイクルを循環する冷媒流量Ｇｒ（すなわち、冷媒放熱器を流通する冷媒の流量、単位：ｋｇ／ｈ）を変化させた際の冷媒放熱器の放熱性能を確認した。

なお、図８は、冷媒流量Ｇｒおよび送風空気流量Ｖａ（単位：ｍ^３／ｈ）の変化に対する放熱性能の変化を示すグラフである。また、図８の横軸に示した冷媒流量Ｇｒの目盛りと送風空気流量Ｖａの目盛りは、この冷媒放熱器における冷媒の放熱量と送風空気の吸熱量がバランスする流量を表しており、ＧｒとＶａとの間の関係は、以下数１に示す数式で近似できる。

さらに、図８では、送風空気流れと直交する方向から見たときに、チューブ内を流通する冷媒の流れ方向と水平方向とのなす傾斜角度θ（単位：°）を９０°、６０°、３０°に変化させた際の放熱性能、および、分配用のヘッダタンクを上方側に配置し、集合用のヘッダタンクを下方側に配置し、傾斜角度θを−９０°とした際の放熱性能をプロットしている。なお、傾斜角度θの定義は、後述する実施形態にて詳述する通りである。

図８から明らかなように、検討に用いた冷媒放熱器では、冷媒流量Ｇｒの減少に伴って、放熱性能が大きく低下する。そこで、本発明者は、この放熱性能の低下の原因を調査するため、図９に示すように、冷媒流量Ｇｒを変化させた際の冷媒放熱器から吹き出される送風空気の温度分布を調査した。

この温度分布の調査では、冷媒放熱器の熱交換領域を１６の領域に分割し、各領域毎に吹き出される送風空気の平均温度を求め、さらに、水平方向一方側（紙面右側）の熱交換領域の８つの領域の平均温度と水平方向他方側（紙面左側）の熱交換領域の８つの領域の平均温度との温度差を左右平均温度差ΔＴとしている。なお、この左右平均温度差ΔＴは、送風空気の水平方向の温度分布を表す指標として用いることができる。

また、図９に示す図表では、送風空気流量Ｖａ、冷媒流量Ｇｒ、冷媒放熱器１２の冷媒流入口における冷媒の過熱度ＳＨ、冷媒放熱器１２の冷媒流出口における過冷却度ＳＣ、冷媒放熱器１２へ流入する空気の温度ＴａｉｎをそれぞれＶａ、Ｇｒ、ＳＨ、ＳＣ、Ｔａｉｎと符合のみ表記している。

図９から明らかなように、冷媒流量Ｇｒを低下させるに伴って、熱交換領域のうち相対的に温度の低い領域（図９（ｂ）、（ｃ）の熱交換領域の破線で囲んだ略中央部）が拡大し、さらに冷媒流量Ｇｒを低下させると熱交換領域のうち相対的に温度の低い領域の発生箇所（図９（ｄ）の熱交換領域の破線で囲んだ略中央部および紙面左側部）が複数箇所に増える。

つまり、冷媒流量Ｇｒの減少に伴って、熱交換領域のうち相対的に温度の低い領域、すなわち、送風空気を充分に加熱することのできない熱交換領域が増加して、冷媒放熱器１２全体としての放熱性能の低下を招いていることが判った。さらに、熱交換領域のうち相対的に温度の低い領域が生じることは、図９（ｄ）に示すように、左右平均温度差ΔＴを増加させ、送風空気の水平方向の温度分布を悪化させる要因にもなっていることが判った。

そこで、発明者は、さらなる検討を行い、冷媒放熱器の熱交換領域のうち相対的に温度の低い領域が発生してしまう原因が、各チューブを流通する冷媒の凝縮度合の相違によるものであることを見出した。

このことをより詳細に説明すると、冷媒放熱器の各チューブには、気相冷媒が流入することから、各チューブへ冷媒を流入させる際の分配性は比較的良好であるものの、ヘッダタンク内における圧損、冷媒流入の慣性力等の影響により、全く均一に分配することは難しい。そのため、冷媒放熱器の熱交換器領域に比較的均一な空気を流入したとしても、多少なりとも冷媒流入量の少ないチューブが存在してしまう。

このような冷媒流入量の少ないチューブが構成する特定の熱交換領域では、チューブを流通する冷媒が、他の熱交換領域を構成するチューブを流通する冷媒よりも凝縮しやすくなってしまう。この際、冷媒流量Ｇｒの減少に伴って、チューブ出入口間の冷媒の圧力差が小さくなると、凝縮した冷媒の流速がより一層低下して、凝縮した冷媒がチューブ内から流出しにくくなる。

これにより、凝縮した冷媒が冷媒通路壁面などに付着してチューブ内に滞留してしまうと、特定の熱交換領域を構成するチューブ内の冷媒通路面積が他の領域を構成するチューブよりも狭くなってしまい、冷媒が付着したチューブの圧力損失が大きくなってしまう。その結果、特定の熱交換領域を構成するチューブには、他の領域を構成するチューブよりも、圧縮機から吐出された高温冷媒が流入しにくくなり、相対的に温度の低い熱交換領域（以下、低温領域という。）が形成されてしまう。

そこで、本発明者は、低温領域を構成するチューブの圧力損失について検討したところ、低温領域を構成するチューブの圧力損失の増加は、凝縮した冷媒がチューブ内に滞留してしまうことに起因するものであるから、冷媒を押し出すためのエネルギ源となる冷媒の流速Ｕの他に、（１）冷媒が凝縮することによって粘度μを上昇させることによる圧力損失の上昇分（２）冷媒が凝縮することによって密度ρを上昇させることによる圧力損失の低下分を考慮する必要があることに着眼した。さらに、チューブ内を冷媒が下方側から上方側へと流れる冷媒放熱器においては、（３）凝縮した冷媒に作用する重力を換算した圧力損失の上昇分についても考慮する必要があることに着眼した。

つまり、冷媒の流速Ｕ、粘度μ、密度ρ、および、凝縮した冷媒に作用する重力を算出するために必要なパラメータとしての傾斜角度θ等を考慮すれば、低温領域を構成するチューブ１２１の圧力損失を、他の領域を構成するチューブの圧力損失と同等として、相対的に温度の低い熱交換領域が形成されてしまうことを抑制できる。

この着眼に基づいて、本発明者は、冷媒の流速Ｕ、粘度μ、密度ρを用いて慣性力と粘性力との比として定義されるレイノルズ数Ｒｅと傾斜角度θとを用いて、相対的に温度の低い熱交換領域が形成されてしまうことを抑制できる冷媒放熱器の配置条件をシミュレーション計算により求め、その結果を近似式として算出した。

なお、冷媒放熱器の配置条件の算出には、冷媒の流速Ｕとして、チューブ内を流通する冷媒の平均流速を用いている。また、冷媒放熱器へ流入する冷媒は、圧力２ＭＰａで過熱度４５℃の気相冷媒とし、冷媒放熱器へ流入する空気は、２０℃で流量２００ｍ^３／ｈとしている。さらに、上記（１）の圧力損失の上昇分を求めるため必要となる気液二相流体の粘度μ_ｍは、以下数２に示すＴａｙｌｏｒの式を用いて求めている。

さらに、Ｔａｙｌｏｒの式に必要となる気液二相流体のボイド率α_ｇは、以下数３に示すＬＥＶＹの式（ＬＥＶＹの運動量極小モデル）を用いて求めている。

その結果、傾斜角度（θ）が０°＜θ≦９０°、すなわち、チューブ（１２１）内を冷媒が下方から上方へと流れる冷媒放熱器では、以下数４に示す配置条件とすることで、低温領域を構成するチューブの圧力損失が他の領域を構成するチューブの圧力損失が同等となり、熱交換領域に相対的に温度の低い領域が形成されてしまうことを抑制できることが判明した。

以上の知見に基づいて、請求項１に記載の発明では、蒸気圧縮式の冷凍サイクル（１０）に適用されて、圧縮機（１１）で圧縮された高温高圧の冷媒と空調対象空間へ送風される送風空気とを熱交換させて、過熱度を有する気相冷媒を過冷却度を有する液相冷媒となるまで放熱させる冷媒放熱器であって、
冷媒が流通する複数のチューブ（１２１）を備え、チューブ（１２１）は、鉛直方向の成分を有する方向に延びており、チューブ（１２１）内を冷媒が下方側から上方側へ向かって流れるようになっており、チューブ（１２１）内を流通する冷媒の流れ方向と水平方向とのなす傾斜角度をθ（単位：°）とし、チューブ（１２１）内を流通する冷媒が気液二相冷媒となっている所定箇所の冷媒の乾き度をＸとし、チューブ（１２１）内を流通する冷媒の平均流速（単位：ｍ／Ｓ）から求められる所定箇所における冷媒のレイノルズ数をＲｅとしたときに、
Ｒｅ≧Ａ×Ｘ⁶＋Ｂ×Ｘ⁵＋Ｃ×Ｘ⁴＋Ｄ×Ｘ³＋Ｅ×Ｘ²＋Ｆ×Ｘ＋Ｇ
となっている冷媒放熱器を特徴としている。但し、
Ａ＝−０．０５３７×θ²＋９．７２２２×θ＋４０７．１９
Ｂ＝−（−０．２０９３×θ²＋３７．８８×θ＋１５８６．３）
Ｃ＝−０．３３４８×θ²＋６０．５９２×θ＋２５３８．１
Ｄ＝−（−０．２８４８×θ²＋５１．５３×θ＋２１５８．２）
Ｅ＝−０．１４０２×θ²＋２５．３６５×θ＋１０６２．８
Ｆ＝−（−０．０４１８×θ²＋７．５５５７×θ＋３１６．４６）
Ｇ＝−０．０１３２×θ²＋２．３８０７×θ＋９９．７３
とし、
傾斜角度（θ）は、０＜θ≦９０°であるものとする。

これによれば、傾斜角度（θ）が０＜θ≦９０°、すなわち、チューブ（１２１）内を冷媒が下方側から上方側へと流れる冷媒放熱器において、チューブ（１２１）内を流通する冷媒が相変化しても、冷媒の流速、粘度、密度および傾斜角度（θ）といったパラメータを考慮して、各チューブ（１２１）における冷媒の圧力損失の不均一を抑制できる。従って、冷媒放熱器の熱交換領域のうち、相対的に温度の低い熱交換領域が形成されてしまうことを抑制できる。

その結果、冷凍サイクル（１０）を循環する冷媒流量が変化して、チューブ（１２１）内を流通する冷媒の流速が変化しても、冷媒放熱器の放熱性能の低下を抑制できるとともに、冷媒放熱器にて加熱されて吹き出される空気の水平方向の温度分布の発生を抑制できる。

また、請求項に記載された「所定箇所」としては、チューブ（１２１）を流通する冷媒が気液二相冷媒となっている所定箇所であれば、任意の箇所を採用することができる。つまり、チューブ（１２１）を流通する冷媒の乾き度（Ｘ）が変化しても、この乾き度（Ｘ）を用いて、レイノルズ数（Ｒｅ）が算定されるので、所定箇所として任意の箇所を採用しても、相対的に温度の低い熱交換領域が形成されてしまうことを抑制できる。

さらに、「チューブ（１２１）は、鉛直方向の成分を有する方向に延びている」とは、チューブ（１２１）の全域が鉛直方向の成分を有する方向に延びていることのみを意味するものではなく、チューブ（１２１）の一部が鉛直方向の成分を有する方向に延びていることを含む意味である。

請求項２に記載の発明では、請求項１に記載の冷媒放熱器において、複数のチューブ（１２１）の積層方向に延びるとともに、複数のチューブ（１２１）の少なくとも一端側に配置されて、冷媒の集合あるいは分配を行うヘッダタンク（１２２、１２３）を備えることを特徴とする。

複数のチューブ（１２１）を流通する冷媒をヘッダタンク（１２２、１２３）を用いて集合させる、あるいは、分配するマルチフロー型の熱交換器構成では、ヘッダタンク（１２２、１２３）に設けられた冷媒流入口あるいは冷媒流出口の位置によって、それぞれのチューブ（１２１）を流通する冷媒の流量に変化が生じやすく、送風空気の温度分布も生じやすい。従って、このような構成の冷媒放熱器に送風空気の温度分布を抑制できる配置条件を適用することは極めて有効である。

また、請求項３に記載の発明のように、請求項１または２に記載の冷媒放熱器において、複数のチューブ（１２１）には、冷媒が下方側から上方側へ向かって流れるチューブ群が第１チューブ群（１２１ａ）として設けられており、さらに、第１チューブ群（１２１ａ）の他に、冷媒が上方側から下方側へ向かって流れる第２チューブ群（１２１ｂ）が設けられていてもよい。
また、請求項４に記載の発明のように、請求項２に記載の冷媒放熱器において、ヘッダタンク（１２３）の内部空間は、複数の空間（１２３ｄ、１２３ｅ）に分割されており、分割された一方の空間（１２３ｄ）には、気相冷媒を流入させる冷媒流入口が設けられ、他方の空間（１２３ｅ）には、液相冷媒を流出させる冷媒流出口が設けられていてもよい。

さらに、請求項５に記載の発明のように、請求項１ないし４のいずれか１つに記載の冷媒放熱器において、複数のチューブ（１２１）は、送風空気の流れ方向に沿って複数配列されてもよい。これによれば、風上側および風下側の熱交換領域のうちの一方を、過熱度を有する冷媒が流れる領域（過熱度領域）とし、他方を過冷却度を有する冷媒が流れる領域（過冷却度領域）とし、さらに、送風空気の流れ方向から見たときに過熱度領域および過冷却度領域を重合させて、鉛直方向の送風空気の温度分布についても抑制できる。

請求項６に記載の発明のように、請求項１または２に記載の冷媒放熱器において、複数のチューブ（１２１）を流通する冷媒の流れ方向は、いずれも同一であってもよい。

また、請求項７に記載の発明では、請求項１ないし６のいずれか１つに記載の冷媒放熱器において、冷凍サイクル（１０）は、車両用空調装置に適用されており、空調対象空間は、車室内であることを特徴とする。

ここで、一般的な車両用空調装置では、前述の如く、冷媒放熱器から吹き出される送風空気に水平方向の温度分布が生じると、運転席側へ吹き出される送風空気と助手席側へ吹き出される送風空気との温度差が拡大してしまう。従って、送風空気の水平方向の温度分布を抑制できることは極めて有効である。

なお、この欄および特許請求の範囲で記載した各手段の括弧内の符号は、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。

第１実施形態のヒートポンプサイクルの暖房運転時の冷媒流路等を示す全体構成図である。 第１実施形態のヒートポンプサイクルの冷房運転時の冷媒流路等を示す全体構成図である。 （ａ）は、第１実施形態の冷媒放熱器の正面図であり、（ｂ）は、（ａ）の側面図である。 第１実施形態の冷媒放熱器の配置状態を示す説明図である。 （ａ）は、第２実施形態の冷媒放熱器の正面図であり、（ｂ）は、（ａ）の側面図である。 （ａ）は、第３実施形態の冷媒放熱器の正面図であり、（ｂ）は、（ａ）の側面図である。 （ａ）は、第４実施形態の冷媒放熱器の正面図であり、（ｂ）は、（ａ）の側面図である。 検討用の冷媒放熱器の冷媒流量および送風空気流量の変化に対する放熱性能の変化を示すグラフである。 検討用の冷媒放熱器の温度分布の調査結果を示す図表である。 検討用の冷媒放熱器における冷媒流量の変化に対するレイノルズ数またはグラスホフ数の変化を示すグラフである。

（第１実施形態）
図１〜４により、本発明の第１実施形態を説明する。本実施形態では、本発明の冷媒放熱器１２を備えるヒートポンプサイクル１０（蒸気圧縮式の冷凍サイクル）を、車両用空調装置１に適用している。図１は、本実施形態の車両用空調装置１の全体構成図である。なお、車両用空調装置１は、エンジン（内燃機関）から走行用駆動力を得る通常のエンジン車両のみならず、ハイブリッド車両や電気自動車等種々の車両に適用可能である。

ヒートポンプサイクル１０は、車両用空調装置１において、空調対象空間である車室内へ送風される車室内送風空気を加熱あるいは冷却する機能を果たす。従って、このヒートポンプサイクル１０は、冷媒流路を切り替えて、熱交換対象流体である車室内送風空気を加熱して車室内を暖房する暖房運転（加熱運転）、車室内送風空気を冷却して車室内を冷房する冷房運転（冷却運転）を実行できる。

なお、図１、２のヒートポンプサイクル１０に示す全体構成図では、それぞれ暖房運転時における冷媒の流れ、および、冷房運転時における冷媒の流れを実線矢印で示している。

また、本実施形態のヒートポンプサイクル１０では、冷媒としてＨＦＣ系冷媒（具体的には、Ｒ１３４ａ）を採用しており、高圧側冷媒圧力が冷媒の臨界圧力を超えない亜臨界冷凍サイクルを構成している。もちろん、亜臨界冷凍サイクルを構成する冷媒であれば、ＨＦＯ系冷媒（具体的には、Ｒ１２３４ｙｆ）等を採用してもよい。さらに、この冷媒には圧縮機１１を潤滑するための冷凍機油が混入されており、冷凍機油の一部は冷媒とともにサイクルを循環している。

まず、圧縮機１１は、エンジンルーム内に配置されて、ヒートポンプサイクル１０において冷媒を吸入し、圧縮して吐出するもので、吐出容量が固定された固定容量型圧縮機１１ａを電動モータ１１ｂにて駆動する電動圧縮機である。固定容量型圧縮機１１ａとしては、具体的に、スクロール型圧縮機構、ベーン型圧縮機構等の各種圧縮機構を採用できる。

電動モータ１１ｂは、後述する空調制御装置から出力される制御信号によって、その作動（回転数）が制御されるもので、交流モータ、直流モータのいずれの形式を採用してもよい。そして、この回転数制御によって、圧縮機１１の冷媒吐出能力が変更される。従って、本実施形態では、電動モータ１１ｂが圧縮機１１の吐出能力変更手段を構成する。

圧縮機１１の冷媒吐出口には、冷媒放熱器１２の冷媒入口側が接続されている。冷媒放熱器１２は、後述する車両用空調装置１の室内空調ユニット３０のケーシング３１内に配置されて、圧縮機１１から吐出された高温高圧冷媒と後述する冷媒蒸発器２０通過後の車室内送風空気とを熱交換させる加熱用熱交換器である。なお、冷媒放熱器１２および室内空調ユニット３０の詳細構成については後述する。

冷媒放熱器１２の冷媒出口側には、暖房運転時に冷媒放熱器１２から流出した冷媒を減圧膨張させる暖房運転用の減圧手段としての暖房用固定絞り１３が接続されている。この暖房用固定絞り１３としては、オリフィス、キャピラリチューブ等を採用できる。暖房用固定絞り１３の出口側には、室外熱交換器１６の冷媒入口側が接続されている。

さらに、冷媒放熱器１２の冷媒出口側には、冷媒放熱器１２から流出した冷媒を、暖房用固定絞り１３を迂回させて室外熱交換器１６側へ導く固定絞り迂回用通路１４が接続されている。この固定絞り迂回用通路１４には、固定絞り迂回用通路１４を開閉する開閉弁１５ａが配置されている。開閉弁１５ａは、空調制御装置から出力される制御電圧によって、その開閉作動が制御される電磁弁である。

また、冷媒が開閉弁１５ａを通過する際に生じる圧力損失は、暖房用固定絞り１３を通過する際に生じる圧力損失に対して極めて小さい。従って、冷媒放熱器１２から流出した冷媒は、開閉弁１５ａが開いている場合には固定絞り迂回用通路１４側を介して室外熱交換器１６へ流入し、開閉弁１５ａが閉じている場合には暖房用固定絞り１３を介して室外熱交換器１６へ流入する。

これにより、開閉弁１５ａは、ヒートポンプサイクル１０の冷媒流路を切り替えることができる。従って、本実施形態の開閉弁１５ａは、冷媒流路切替手段としての機能を果たす。なお、このような冷媒流路切替手段としては、冷媒放熱器１２出口側と暖房用固定絞り１３入口側とを接続する冷媒回路および冷媒放熱器１２出口側と固定絞り迂回用通路１４入口側とを接続する冷媒回路を切り替える電気式の三方弁等を採用してもよい。

室外熱交換器１６は、内部を流通する低圧冷媒と送風ファン１７から送風された外気とを熱交換させるものである。この室外熱交換器１６は、エンジンルーム内に配置されて、暖房運転時には、低圧冷媒を蒸発させて吸熱作用を発揮させる蒸発器として機能し、冷房運転時には、高圧冷媒を放熱させる放熱器として機能する熱交換器である。

また、送風ファン１７は、空調制御装置から出力される制御電圧によって稼働率、すなわち回転数（送風空気量）が制御される電動式送風機である。室外熱交換器１６の出口側には、電気式の三方弁１５ｂが接続されている。この三方弁１５ｂは、空調制御装置から出力される制御電圧によって、その作動が制御されるもので、上述した開閉弁１５ａとともに、冷媒流路切替手段を構成している。

より具体的には、三方弁１５ｂは、暖房運転時には、室外熱交換器１６の出口側と後述するアキュムレータ１８の入口側とを接続する冷媒流路に切り替え、冷房運転時には、室外熱交換器１６の出口側と冷房用固定絞り１９の入口側とを接続する冷媒流路に切り替える。

冷房用固定絞り１９は、冷房運転時に室外熱交換器１６から流出した冷媒を減圧膨張させる冷房運転用の減圧手段であり、その基本的構成は、暖房用固定絞り１３と同様である。冷房用固定絞り１９の出口側には、室内蒸発器としての冷媒蒸発器２０の冷媒入口側が接続されている。

冷媒蒸発器２０は、室内空調ユニット３０のケーシング３１内のうち、冷媒放熱器１２よりも空気流れの上流側に配置されて、その内部を流通する冷媒と車室内送風空気とを熱交換させ、車室内送風空気を冷却する冷却用熱交換器である。冷媒蒸発器２０の冷媒出口側には、アキュムレータ１８の入口側が接続されている。

アキュムレータ１８は、その内部に流入した冷媒の気液を分離して、サイクル内の余剰冷媒を蓄える低圧側冷媒用の気液分離器である。アキュムレータ１８の気相冷媒出口には、圧縮機１１の吸入側が接続されている。従って、このアキュムレータ１８は、圧縮機１１に液相冷媒が吸入されてしまうことを抑制して、圧縮機１１の液圧縮を防止する機能を果たす。

次に、図３を用いて、冷媒放熱器１２の詳細構成を説明する。図３（ａ）は、冷媒放熱器１２の正面図であり、図３（ｂ）は、図３（ａ）の模式的な側面図である。なお、図３（ｂ）では、図示の明確化のため、後述する入口側コネクタ１２２ａおよび出口側コネクタ１２３ａの図示を省略している。

また、図３における上下の各矢印は、冷媒放熱器１２を室内空調ユニット３０のケーシング３１内に搭載した状態における上下の各方向を示している。このことは、以下の図面においても同様である。

具体的には、冷媒放熱器１２は、図３に示すように、圧縮機１１から吐出された高温高圧冷媒が流通する複数のチューブ１２１、この複数のチューブ１２１の長手方向両端側に配置されてチューブ１２１を流通する冷媒の集合あるいは分配を行う一対のヘッダタンク１２２、１２３等を有し、各チューブ１２１を流通する冷媒の流れ方向がいずれも同一となる、いわゆる全パスタイプのマルチフロー型の熱交換器として構成されている。

チューブ１２１は、伝熱性に優れる金属（例えば、アルミニウム合金）で形成され、内部を流通する冷媒の流れ方向に垂直な断面が扁平形状に形成された扁平チューブである。さらに、その外表面に形成された平坦面（扁平面）が、車室内送風空気の流れ方向Ｘと平行に配置されている。なお、チューブ１２１としては、単穴あるいは多穴の扁平チューブのいずれを採用してもよい。また、チューブ１２１としては、相当円直径ｄｅ（＝４×流路断面積×流路の濡れ辺長さ）が０．５〜１．５ｍｍである冷媒流路が形成されたチューブ１２１を採用することが望ましい。

さらに、複数のチューブ１２１は、それぞれのチューブ１２１の平坦面同士が互いに平行となるように水平方向に積層配置されており、隣り合うチューブ１２１同士の間には、車室内送風空気が流通する空気通路が形成されている。また、隣り合うチューブ１２１同士の間には、冷媒と車室内送風空気との熱交換を促進するフィン１２４が配置されている。

フィン１２４は、チューブ１２１と同じ材質の薄板材を波状に曲げ成形することで形成されたコルゲートフィンであり、その頂部がチューブ１２１の平坦面にろう付け接合されている。なお、図３では、図示の明確化のため、フィン１２４を一部のみ図示しているが、フィン１２４は、隣り合うチューブ１２１の間の略全域に渡って配置されている。

ヘッダタンク１２２、１２３は、複数のチューブ１２１の積層方向（本実施形態では、水平方向）に延びる形状に形成された筒状部材である。さらに、本実施形態では、冷媒放熱器１２を室内空調ユニット３０のケーシング３１内に搭載した状態において、下方側のヘッダタンクを冷媒分配用のヘッダタンク１２２として用い、上方側のヘッダタンクを冷媒集合用のヘッダタンク１２３として用いている。

また、ヘッダタンク１２２、１２３は、いずれも分割タイプのヘッダタンクとして構成されており、チューブ１２１と同じ材質で形成され、それぞれのチューブ１２１の長手方向端部がろう付け接合されるプレート部材と、このプレート部材に組み合わされるタンク部材とを有して筒状に形成されている。もちろん、ヘッダタンク１２２、１２３を管状部材等で形成してもよい。

さらに、下方側の冷媒分配用のヘッダタンク１２２の一端側には、圧縮機１１の吐出口側との接続部として機能するとともに、ヘッダタンク１２２内へ冷媒を流入させる冷媒流入口が設けられた入口側コネクタ１２２ａが配置されている。また、ヘッダタンク１２２の他端側は、閉塞部材としてのタンクキャップ１２２ｂにて閉塞されている。

一方、上方側の冷媒集合用のヘッダタンク１２３の一端側には、暖房用固定絞り１３入口側および固定絞り迂回用通路１４入口側との接続部として機能するとともに、ヘッダタンク１２３内から冷媒を流出させる冷媒流出口が設けられた出口側コネクタ１２３ａが配置されている。また、ヘッダタンク１２３の他端側は、閉塞部材としのタンクキャップ１２３ｂにて閉塞されている。

従って、冷媒放熱器１２では、図３の太線矢印で示すように、圧縮機１１から吐出された冷媒が、入口側コネクタ１２２ａを介して、冷媒分配用のヘッダタンク１２２へ流入し、それぞれのチューブ１２１へ分配される。そして、チューブ１２１へ流入した冷媒は、チューブ１２１を流通する際に、車室内送風空気と熱交換して、チューブ１２１から流出する。チューブ１２１から流出した冷媒は、冷媒集合用のヘッダタンク１２３内に集合して、出口側コネクタ１２３ａを介して流出していく。つまり、冷媒は、チューブ１２１内を下方側から上方側へと流通する。

この際、前述の如く、本実施形態のヒートポンプサイクル１０は亜臨界冷凍サイクルを構成しているので、チューブ１２１を流通する冷媒は、チューブ１２１内にて車室内送風空気と熱交換しながら、過熱度を有する気相冷媒→気液二相冷媒→過冷却度を有する液相冷媒の順に相変化する。

また、本実施形態の冷媒放熱器１２は、図３（ｂ）に示すように、チューブ１２１の長手方向が水平方向に対して傾斜して配置されている。つまり、チューブ１２１の長手方向は、少なくとも鉛直方向（上下方向）の成分を有する方向になっている。換言すると、チューブ１２１内を流通する冷媒の流れ方向は、水平方向に対して傾斜しており、少なくとも鉛直方向の成分を有している。

ここで、本実施形態では、冷媒放熱器１２の冷媒流れ上流側（本実施形態では、冷媒分配用のヘッダタンク１２２側）を起点として冷媒流れ下流側（本実施形態では、冷媒集合用のヘッダタンク１２３側）へ向かう線分と、冷媒放熱器１２の冷媒流れ上流側を起点として水平方向に延びる直線とのなす角度を傾斜角度θ（但し、−９０≦θ≦９０）と定義する。

つまり、傾斜角度θは、チューブ１２１内を流通する冷媒の流れ方向が水平方向から鉛直上方に向かって変化するに伴って、０°から９０°へ変化する。例えば、チューブ１２１内を流通する冷媒の流れ方向が水平方向に向かっている場合は、傾斜角度θ＝０°となり、鉛直上方に向かっている場合は、傾斜角度θ＝９０°となり、さらに、鉛直下方に向かっている場合は、傾斜角度θ＝−９０°となる。

また、本実施形態では、チューブ１２１を流通する冷媒が気液二相冷媒となっている所定箇所の冷媒の乾き度をＸとし、チューブ１２１を流通する冷媒の平均流速（単位：ｍ／Ｓ）から求められる冷媒のレイノルズ数をＲｅとし、上記の課題を解決するための手段の欄で説明した数４に示す数式を満たすように、冷媒放熱器１２を配置している。

なお、本実施形態の冷媒放熱器１２における所定箇所としては、チューブ１２１を流通する冷媒が気液二相冷媒となっている所定箇所であれば、任意の箇所を採用することができる。例えば、チューブ１２１のうち冷媒流れ下流側の部位、あるいは、チューブ１２１のうち冷媒分配用のヘッダタンク１２２よりも冷媒集合用のヘッダタンク１２３に近い部位等を採用できる。

次に、室内空調ユニット３０について説明する。室内空調ユニット３０は、車室内最前部の計器盤（インストルメントパネル）の内側に配置されて、その外殻を形成するケーシング３１内に送風機３２、前述の冷媒放熱器１２、冷媒蒸発器２０等を収容したものである。

ケーシング３１は、車室内に送風される車室内送風空気の空気通路を形成しており、ある程度の弾性を有し、強度的にも優れた樹脂（例えば、ポリプロピレン）にて成形されている。ケーシング３１内の車室内送風空気流れ最上流側には、車室内空気（内気）と外気とを切替導入する内外気切替装置３３が配置されている。

内外気切替装置３３には、ケーシング３１内に内気を導入させる内気導入口および外気を導入させる外気導入口が形成されている。さらに、内外気切替装置３３の内部には、内気導入口および外気導入口の開口面積を連続的に調整して、内気の風量と外気の風量との風量割合を変化させる内外気切替ドアが配置されている。

内外気切替装置３３の空気流れ下流側には、内外気切替装置３３を介して吸入された空気を車室内へ向けて送風する送風機３２が配置されている。この送風機３２は、遠心多翼ファン（シロッコファン）を電動モータにて駆動する電動送風機であって、空調制御装置から出力される制御電圧によって回転数（送風量）が制御される。

送風機３２の空気流れ下流側には、冷媒蒸発器２０および冷媒放熱器１２が、車室内送風空気の流れに対して、この順に配置されている。換言すると、冷媒蒸発器２０は、冷媒放熱器１２に対して、車室内送風空気の流れ方向上流側に配置されている。

さらに、冷媒蒸発器２０の空気流れ下流側であって、かつ、冷媒放熱器１２の空気流れ上流側には、冷媒蒸発器２０通過後の送風空気のうち、冷媒放熱器１２を通過させる風量割合を調整するエアミックスドア３４が配置されている。また、冷媒放熱器１２の空気流れ下流側には、冷媒放熱器１２にて冷媒と熱交換して加熱された送風空気と冷媒放熱器１２を迂回して加熱されていない送風空気とを混合させる混合空間３５が設けられている。

ケーシング３１の空気流れ最下流部には、混合空間３５にて混合された空調風を、冷却対象空間である車室内へ吹き出す開口穴が配置されている。具体的には、この開口穴としては、車室内の乗員の上半身に向けて空調風を吹き出すフェイス開口穴、乗員の足元に向けて空調風を吹き出すフット開口穴、および、車両前面窓ガラス内側面に向けて空調風を吹き出すデフロスタ開口穴（いずれも図示せず）が設けられている。

従って、エアミックスドア３４が冷媒放熱器１２を通過させる風量の割合を調整することによって、混合空間３５にて混合された空調風の温度が調整され、各開口穴から吹き出される空調風の温度が調整される。つまり、エアミックスドア３４は、車室内へ送風される空調風の温度を調整する温度調整手段を構成している。

換言すると、エアミックスドア３４は、冷媒放熱器１２において、圧縮機１１吐出冷媒と車室内送風空気との熱交換量を調整する熱交換量調整手段としての機能を果たす。なお、エアミックスドア３４は、空調制御装置から出力される制御信号によって作動が制御される図示しないサーボモータによって駆動される。

さらに、フェイス開口穴、フット開口穴、およびデフロスタ開口穴の空気流れ上流側には、それぞれ、フェイス開口穴の開口面積を調整するフェイスドア、フット開口穴の開口面積を調整するフットドア、デフロスタ開口穴の開口面積を調整するデフロスタドア（いずれも図示せず）が配置されている。

これらのフェイスドア、フットドア、デフロスタドアは、開口穴モードを切り替える開口穴モード切替手段を構成するものであって、リンク機構等を介して、空調制御装置から出力される制御信号によってその作動が制御される図示しないサーボモータによって駆動される。

一方、フェイス開口穴、フット開口穴、およびデフロスタ開口穴の空気流れ下流側は、それぞれ空気通路を形成するダクトを介して、車室内に設けられたフェイス吹出口、フット吹出口およびデフロスタ吹出口に接続されている。例えば、フェイス開口穴については、図４に示すように、インストルメントパネルＰの左右方向中央部に設けられたフロントフェイス吹出口Ｐ１、左右方向端部側に設けられたサイドフェイス吹出口Ｐ２に接続されている。

また、図４から明らかなように、これらのフロントフェイス吹出口Ｐ１、サイドフェイス吹出口Ｐ２は、それぞれ運転席用および助手席用に複数箇所に設けられており、例えば、暖房運転時に冷媒放熱器１２のうち運転席側の熱交換領域で加熱された送風空気は主に運転席側に吹き出され、助手席側の熱交換領域で加熱された送風空気は主に助手席側に吹き出される。

次に、本実施形態の電気制御部について説明する。空調制御装置は、ＣＰＵ、ＲＯＭおよびＲＡＭ等を含む周知のマイクロコンピュータとその周辺回路から構成され、そのＲＯＭ内に記憶された空調制御プログラムに基づいて各種演算、処理を行い、出力側に接続された各種空調制御機器１１、１５ａ、１５ｂ、１７、３２等の作動を制御する。

また、空調制御装置の入力側には、車室内温度を検出する内気センサ、外気温を検出する外気センサ、車室内の日射量を検出する日射センサ、冷媒蒸発器２０の吹出空気温度（蒸発器温度）を検出する蒸発器温度センサ、圧縮機１１吐出冷媒温度を検出する吐出冷媒温度センサ、室外熱交換器１６出口側冷媒温度を検出する出口冷媒温度センサ等の種々の空調制御用のセンサ群が接続されている。

さらに、空調制御装置の入力側には、車室内前部の計器盤付近に配置された図示しない操作パネルが接続され、この操作パネルに設けられた各種空調操作スイッチからの操作信号が入力される。操作パネルに設けられた各種空調操作スイッチとしては、車両用空調装置の作動スイッチ、車室内温度を設定する車室内温度設定スイッチ、運転モードの選択スイッチ等が設けられている。

なお、空調制御装置は、圧縮機１１の電動モータ１１ｂ、開閉弁１５ａ、三方弁１５ｂ等を制御する制御手段が一体に構成され、これらの作動を制御するものであるが、本実施形態では、空調制御装置のうち、圧縮機１１の作動を制御する構成（ハードウェアおよびソフトウェア）が冷媒吐出能力制御手段を構成し、冷媒流路切替手段を構成する各種機器１５ａ、１５ｂの作動を制御する構成が冷媒流路制御手段を構成している。

次に、上記構成における本実施形態の車両用空調装置１の作動を説明する。本実施形態の車両用空調装置１では、前述の如く、車室内を暖房する暖房運転および車室内を冷房する冷房運転を実行することができる。以下に各運転における作動を説明する。

（ａ）暖房運転
暖房運転は、操作パネルの作動スイッチが投入（ＯＮ）された状態で、選択スイッチによって暖房運転モードが選択されると開始される。暖房運転時には、空調制御装置が、開閉弁１５ａを閉じるとともに、三方弁１５ｂを室外熱交換器１６の出口側とアキュムレータ１８の入口側とを接続する冷媒流路に切り替える。これにより、ヒートポンプサイクル１０は、図１の実線矢印に示すように冷媒が流れる冷媒流路に切り替えられる。

この冷媒流路の構成で、空調制御装置が上述の空調制御用のセンサ群の検出信号および操作パネルの操作信号を読み込む。そして、検出信号および操作信号の値に基づいて車室内へ吹き出す空気の目標温度である目標吹出温度ＴＡＯを算出する。さらに、算出された目標吹出温度ＴＡＯおよびセンサ群の検出信号に基づいて、空調制御装置の出力側に接続された各種空調制御機器の作動状態を決定する。

例えば、圧縮機１１の冷媒吐出能力、すなわち圧縮機１１の電動モータに出力される制御信号については、以下のように決定される。まず、目標吹出温度ＴＡＯに基づいて、予め空調制御装置に記憶された制御マップを参照して、冷媒蒸発器２０の目標蒸発器吹出温度ＴＥＯを決定する。

そして、この目標蒸発器吹出温度ＴＥＯと蒸発器温度センサによって検出された冷媒蒸発器２０からの吹出空気温度との偏差に基づいて、フィードバック制御手法を用いて冷媒蒸発器２０からの吹出空気温度が目標蒸発器吹出温度ＴＥＯに近づくように、圧縮機１１の電動モータに出力される制御信号が決定される。

また、エアミックスドア３４のサーボモータへ出力される制御信号については、目標吹出温度ＴＡＯ、冷媒蒸発器２０からの吹出空気温度および吐出冷媒温度センサによって検出された圧縮機１１吐出冷媒温度等を用いて、車室内へ吹き出される空気の温度が車室内温度設定スイッチによって設定された乗員の所望の温度となるように決定される。

なお、暖房運転時には、図１に図示するように、送風機３２から送風された車室内送風空気の全風量が、冷媒放熱器１２を通過するようにエアミックスドア３４の開度を制御してもよい。

そして、上記の如く決定された制御信号等を各種空調制御機器へ出力する。その後、操作パネルによって車両用空調装置の作動停止が要求されるまで、所定の制御周期毎に、上述の検出信号および操作信号の読み込み→目標吹出温度ＴＡＯの算出→各種空調制御機器の作動状態決定→制御電圧および制御信号の出力といった制御ルーチンが繰り返される。なお、このような制御ルーチンの繰り返しは、冷房運転時にも基本的に同様に行われる。

また、暖房運転時のヒートポンプサイクル１０では、圧縮機１１から吐出された高圧冷媒が冷媒放熱器１２へ流入する。冷媒放熱器１２へ流入した冷媒は、送風機３２から送風されて冷媒蒸発器２０を通過した車室内送風空気と熱交換して放熱する。これにより、車室内送風空気が加熱される。

冷媒放熱器１２から流出した高圧冷媒は、開閉弁１５ａが閉じているので、暖房用固定絞り１３へ流入して減圧膨張される。そして、暖房用固定絞り１３にて減圧膨張された低圧冷媒は、室外熱交換器１６へ流入する。室外熱交換器１６へ流入した低圧冷媒は、送風ファン１７によって送風された外気から吸熱して蒸発する。

室外熱交換器１６から流出した冷媒は、三方弁１５ｂが、室外熱交換器１６の出口側とアキュムレータ１８の入口側とを接続する冷媒流路に切り替えられているので、アキュムレータ１８へ流入して気液分離される。そして、アキュムレータ１８にて分離された気相冷媒が、圧縮機１１に吸入されて再び圧縮される。

以上の如く、暖房運転時には、冷媒放熱器１２にて圧縮機１１から吐出された冷媒の有する熱量によって車室内送風空気が加熱されて、空調対象空間である車室内の暖房を行うことができる。

（ｂ）冷房運転
冷房運転は、操作パネルの作動スイッチが投入（ＯＮ）された状態で、選択スイッチによって冷房運転モードが選択されると開始される。この冷房運転時には、空調制御装置が、開閉弁１５ａを開くとともに、三方弁１５ｂを室外熱交換器１６の出口側と冷房用固定絞り１９の入口側とを接続する冷媒流路に切り替える。これにより、ヒートポンプサイクル１０は、図２の実線矢印に示すように冷媒が流れる冷媒流路に切り替えられる。

冷房運転時のヒートポンプサイクル１０では、圧縮機１１から吐出された高圧冷媒が冷媒放熱器１２へ流入して、送風機３２から送風されて冷媒蒸発器２０を通過した車室内送風空気と熱交換して放熱する。冷媒放熱器１２から流出した高圧冷媒は、開閉弁１５ａが開いているので、固定絞り迂回用通路１４を介して室外熱交換器１６へ流入する。

室外熱交換器１６へ流入した低圧冷媒は、送風ファン１７によって送風された外気にさらに放熱する。室外熱交換器１６から流出した冷媒は、三方弁１５ｂが、室外熱交換器１６の出口側と冷房用固定絞り１９の入口側とを接続する冷媒流路に切り替えられているので、冷房用固定絞り１９にて減圧膨張される。

冷房用固定絞り１９から流出した冷媒は、冷媒蒸発器２０へ流入して、送風機３２によって送風された車室内送風空気から吸熱して蒸発する。これにより、車室内送風空気が冷却される。冷媒蒸発器２０から流出した冷媒は、アキュムレータ１８へ流入して気液分離される。

そして、アキュムレータ１８にて分離された気相冷媒が、圧縮機１１に吸入されて再び圧縮される。上記の如く、冷房運転時には、冷媒蒸発器２０にて低圧冷媒が車室内送風空気から吸熱して蒸発することによって、車室内送風空気が冷却されて車室内の冷房を行うことができる。

なお、冷房運転時に、乗員が車室内温度設定スイッチによって車室内温度よりも高い温度を設定すると、車室内送風空気の温度が車室内温度よりも高い温度となるようにエアミックスドア３４の開度が調整される。このような場合であっても、冷媒蒸発器２０では、車室内送風空気が冷却され、その絶対湿度を低下させるので、車室内の除湿暖房を実現することができる。

以上、説明したように、本実施形態の車両用空調装置１では、ヒートポンプサイクル１０の冷媒流路を切り替えることによって、暖房運転、冷房運転、除湿暖房運転を実行することができる。

さらに、本実施形態では、上述した課題を解決するための手段の欄の数４で説明した数式を満たすように、冷媒放熱器１２を室内空調ユニット３０内に配置している。このように配置することにより、チューブ１２１内を流通する冷媒が相変化する冷媒放熱器１２であっても、冷媒の流速Ｕ、粘度μ、密度ρおよび傾斜角度θといったパラメータを考慮して、特定のチューブ１２１内に凝縮した冷媒が滞留してしまうことを抑制できる。

従って、各チューブ１２１内を流通する冷媒に生じる圧力損失の不均一を抑制して、冷媒放熱器の熱交換領域のうち、相対的に温度の低い熱交換領域が形成されてしまうことを抑制できる。その結果、ヒートポンプサイクル１０の空調負荷変動等によって、チューブ１２１内を流通する冷媒の流速が変化しても冷媒放熱器１２の放熱性能の低下を抑制できるとともに、冷媒放熱器１２にて加熱されて吹き出される空気の水平方向の温度分布の発生を抑制できる。

また、前述の如く、本実施形態の車両用空調装置１では、冷媒放熱器１２のうち運転席側の熱交換領域で加熱された送風空気は主に運転席側に吹き出され、助手席側の熱交換領域で加熱された送風空気は主に助手席側に吹き出される。従って、本実施形態のように冷媒放熱器１２を配置して、冷媒放熱器１２から吹き出される送風空気の水平方向の温度分布を抑制できることは、運転席側へ吹き出される送風空気と助手席側へ吹き出される送風空気との温度差の拡大を抑制できる点で極めて有効である。

また、本実施形態の冷媒放熱器１２のように、マルチフロー型の熱交換器では、ヘッダタンク１２２、１２３に設けられた入口側コネクタ１２２ａの冷媒流入口あるいは出口側コネクタ１２３ａの冷媒流出口の位置によって、各チューブ１２１を流通する冷媒の流量に変化が生じやすく、送風空気の温度分布も生じやすい。従って、このような冷媒放熱器１２に対して送風空気の温度分布を抑制できる配置条件を適用することは有効である。

特に、本実施形態のように、冷媒がチューブ１２１内を下方側から上方側へと流通する冷媒放熱器の場合、上述した数４で示す数式を満たすように冷媒放熱器１２を配置することが望ましい。

上述の数４に示す数式のように、Ａ〜Ｇを傾斜角度θの関数で表すことによって、チューブ１２１内を流通する冷媒の流れ方向が上方側へ向かう場合、いずれの傾斜角度θにおいても、冷媒放熱器から吹き出される空気の水平方向の温度分布の発生を抑制できる。

（第２実施形態）
本実施形態では、第１実施形態に対して、図５に示すように、入口側コネクタ１２２ａおよび出口側コネクタ１２３ａの位置を変更した例を説明する。なお、図５は、図３に対応する図であって、図３と同一もしくは均等部分には同一の符号を付している。このことは、以下の図面でも同様である。

本実施形態の冷媒放熱器１２は、入口側コネクタ１２２ａが上方側の冷媒分配用のヘッダタンク１２２の一端側に配置され、出口側コネクタ１２３ａが下方側の冷媒集合用のヘッダタンク１２３の一端側に配置されており、冷媒がチューブ１２１内を上方側から下方側へ向かって流通する。

このように、冷媒がチューブ１２１内を上方側から下方側へ向かって流通する冷媒放熱器の場合、凝縮した冷媒に作用する重力による圧力損失を考慮する必要がなく、傾斜角度θを考慮することなく、各チューブ１２１内を流通する冷媒に生ずる圧力損失の不均一を抑制して、冷媒放熱器１２の熱交換領域のうち、相対的に温度の低い熱交換領域が形成されてしまうことを抑制することができる。すなわち、冷媒がチューブ１２１内を上方側から下方側へ向かって流通する冷媒放熱器の場合、チューブ１２１の長手方向が水平方向に対して傾斜するように配置する必要がない。このため、本実施形態のチューブ１２１は、その長手方向が略鉛直方向となるように配置され、冷媒がチューブ１２１内を略鉛直方向に流れる。

ところで、図１０に示すように、冷媒流れに対する流れ状態（重力の影響）を相似的に示すパラメータとして、重力加速度ｇ、体積膨張力β、粘度μ、密度ρ等で算出されるグラスホフ数Ｇｒａｓが挙げられる。チューブ１２１内を流れる冷媒のレイノルズ数Ｒｅ^２＞グラスホフ数Ｇｒａｓとなる領域、すなわち、６２．４２≦Ｒｅとなる領域では、チューブ１２１内部を通過する冷媒流れは、強制対流となるため、チューブ１２１内を通過する冷媒の流速が大きくなり、各チューブ１２１を通過する流速は不均一となりやすく、各熱交換領域における温度分布が不均一となりやすい。

また、図８に示すように、冷媒流量Ｇｒが４７ｋｇ／ｈ以下、レイノルズ数に換算するとＲｅ≦１２３４となる領域では、チューブ１２１内を冷媒が下方側から上方側へ流通する冷媒放熱器１２であると、チューブ１２１の傾斜角度θによらず、チューブ１２１内を冷媒が上方側から下方側へ流通する冷媒放熱器に比べて放熱性能が低下する。

このため、特に、６２．４２≦Ｒｅ≦１２３４となる領域においては、凝縮した冷媒に対する重力の影響が少ないチューブ１２１内を冷媒が上方側から下方側へ流通する冷媒放熱器を適用することが望ましい。

（第３実施形態）
本実施形態では、第１実施形態に対して、図６に示すように、冷媒放熱器１２の構成を変更した例を説明する。本実施形態の冷媒放熱器１２では、上方側のヘッダタンク１２３の内部にセパレータ１２３ｃを配置することによって、ヘッダタンク１２３の内部空間をヘッダタンク１２３の長手方向に２つに分割して、分配用空間１２３ｄと集合用空間１２３ｅとを形成している。なお、図６は、第１実施形態の図３、図５に対応する図面である。

このため、本実施形態のチューブ１２１は、上方側のヘッダタンク１２３の集合用空間１２３ｅに接続される第１チューブ群１２１ａと分配用空間１２３ｄに接続される第２チューブ群１２１ｂとに大別される。さらに、上方側のヘッダタンク１２３には、分配用空間１２３ｄの内部に圧縮機１１から吐出された冷媒を流入させるように入口側コネクタ１２３ｆが接続され、集合用空間１２３ｅの内部から冷媒を流出させるように出口側コネクタ１２３ａが接続されている。

従って、本実施形態の冷媒放熱器１２では、図６の太線矢印に示すように、圧縮機１１から吐出された冷媒が、入口側コネクタ１２３ｆを介して、上方側のヘッダタンク１２２の分配用空間１２３ｄへ流入し、第２チューブ群１２１ｂを構成するチューブ１２１へ分配される。

そして、第２チューブ群１２１ｂを構成するチューブ１２１へ流入した冷媒は、チューブ１２１を流通する際に、車室内送風空気と熱交換して、チューブ１２１から流出する。第２チューブ群１２１ｂを構成するチューブ１２１から流出した冷媒は、下方側のヘッダタンク１２２内に集合して、第１チューブ群１２１ａを構成するチューブ１２１へ分配される。

さらに、第１チューブ群１２１ａを構成するチューブ１２１へ流入した冷媒は、チューブ１２１を流通する際に、車室内送風空気と熱交換して、チューブ１２１から流出する。第１チューブ群１２１ａを構成するチューブ１２１から流出した冷媒は、上方側のヘッダタンク１２２の集合用空間１２３ｅ内に集合して、出口側コネクタ１２３ａを介して流出していく。

つまり、本実施形態の冷媒放熱器１２では、第２チューブ群１２１ｂを流通する冷媒は上方側から下方側へ向かって流れ、第１チューブ群１２１ａを流通する冷媒は下方側から上方側へ向かって流れる。

さらに、本実施形態の冷媒放熱器１２では、第２チューブ群１２１ｂを流れる冷媒は気相冷媒のまま熱交換し、第１チューブ群１２１ａの冷媒流れ方向中間部位から下流側部位（図６の破線で示す丸で囲まれた部位）で気液二相冷媒となり、その下流側で液相冷媒となることが判っている。

従って、本実施形態では、所定箇所として、第１チューブ群１２１ａの冷媒流れ方向中間部位から下流側部位の任意の箇所を採用することができる。さらに、当該部位では、冷媒が下方側から上方側へ向かって流れるので、本実施形態の冷媒放熱器１２の傾斜角度θは、第１実施形態と同様の値としている。その他の車両用空調装置１の構成および作動は第１実施形態と同様である。

本実施形態の冷媒放熱器１２では、第２チューブ群１２１ｂによって構成される熱交換領域では、冷媒が気相状態のままで放熱するので、各チューブ１２１間における冷媒の凝縮度合の相違による放熱性能の低下は生じにくい。従って、第２チューブ群１２１ｂによって構成される熱交換領域から吹き出される車室内送風空気に生じる温度分布は少ない。

一方、第１チューブ群１２１ａによって構成される熱交換領域では、上述の数４に示される数式の配置条件となるので、第１実施形態と全く同様の効果を得ることができる。

その結果、冷媒放熱器１２全体として、ヒートポンプサイクル１０の空調負荷変動等によって、チューブ１２１内を流通する冷媒の流速が変化しても冷媒放熱器１２の放熱性能の低下を抑制できるとともに、冷媒放熱器１２にて加熱されて吹き出される空気の水平方向の温度分布を抑制できる。

また、本実施形態の冷媒放熱器１２においても、チューブ１２１内を流通する冷媒が気液二相冷媒となっている所定箇所における冷媒の流れ方向が、上方側から下方側に向かっていたとしても、上述した数４で説明した数式を満たすように、冷媒放熱器１２を配置すれば、同様の効果を得ることができる。

（第４実施形態）
本実施形態では、図７に示すように、第１実施形態に対して、冷媒放熱器１２の構成を変更した例を説明する。本実施形態の冷媒放熱器１２では、上方側のヘッダタンク１２３の内部空間を送風空気の流れ方向に、分配用空間１２３ｄと集合用空間１２３ｅとに分割している。なお、図７は、第１実施形態の図３、図５に対応する図面である。

このため、本実施形態のチューブ１２１も、第２実施形態と同様に、集合用空間１２３ｅに接続される第１チューブ群１２１ａと分配用空間１２３ｄに接続される第２チューブ群１２１ｂとに大別され、さらに、第１チューブ群１２１ａは、第２チューブ群１２１ｂの車室内送風空気の流れ方向Ｘの下流側に配置されている。換言すると、チューブ１２１は、車室内送風空気の流れ方向Ｘに複数（本実施形態では、２列）配列されている。

さらに、ヘッダタンク１２３には、分配用空間１２３ｄの内部に圧縮機１１から吐出された冷媒を流入させるように入口側コネクタ１２３ｆが配置され、集合用空間１２３ｅの内部から冷媒を流出させるように出口側コネクタ１２３ａが配置されている。

従って、本実施形態の冷媒放熱器１２においても、図７の太線矢印に示すように、圧縮機１１から吐出された冷媒が、上方側のヘッダタンク１２２の分配用空間１２３ｄ→第２チューブ群１２１ｂを構成する空気流れ上流側のチューブ１２１→下方側のヘッダタンク１２２→第１チューブ群１２１ａを構成する空気流れ下流側のチューブ１２１→上方側のヘッダタンク１２２の集合用空間１２３ｅの順に流通して、出口側コネクタ１２３ａを介して流出していく。

さらに、本実施形態の冷媒放熱器１２では、空気流れ上流側の第２チューブ群１２１ｂを流れる冷媒は気相冷媒のまま熱交換し、空気流れ下流側の第１チューブ群１２１ａを流れる冷媒のうち、冷媒流れ方向中間部位から下流側部位で気液二相冷媒となり、その下流側で液相冷媒となることが判っている。

従って、本実施形態では、所定箇所として、第１チューブ群１２１ａの冷媒流れ方向中間部位から下流側部位の任意の箇所を採用することができる。そのため、本実施形態の冷媒放熱器１２の傾斜角度θは、第１実施形態と同様の値としている。その他の車両用空調装置１の構成および作動は第１実施形態と同様である。

本実施形態の冷媒放熱器１２は、上記の如く構成されているので、第２チューブ群１２１ｂによって構成される空気流れ上流側の熱交換領域では、冷媒が気相状態のままで放熱するので、冷媒の凝縮度合による放熱性能の低下は生じにくく、この熱交換領域から吹き出される車室内送風空気に生じる温度分布は少ない。

一方、第１チューブ群１２１ａによって構成される空気流れ下流側の熱交換領域では、上述の数４に示される数式の配置条件となるので、第１実施形態と全く同様の効果を得ることができる。従って、冷媒放熱器１２全体として、放熱性能の低下を抑制できるとともに、冷媒放熱器１２にて加熱されて吹き出される空気の水平方向の温度分布の発生を抑制できる。

さらに、本実施形態の冷媒放熱器１２では、図７（ｂ）に示すように、上方側のヘッダタンク１２３の分配用空間１２３ｄにて分配された冷媒が、下方側のヘッダタンク１２２を介してＵターンして、上方側のヘッダタンク１２３の集合用空間１２３ｅへ戻るように流れる。

これにより、風上側の熱交換領域のうち、比較的温度の高い過熱度を有する気相冷媒が流通する領域（過熱度領域）を上方側に形成し、風下側の熱交換領域のうち、比較的温度の低い過冷却度を有する液相冷媒が流れる領域（過冷却度領域）を上方側に形成することができる。従って、送風空気の流れ方向Ｘから見たときに、過熱度領域と過冷却度領域とを重合させることができ、鉛直方向の送風空気の温度分布についても抑制できる。

また、本実施形態の冷媒放熱器１２では、送風空気流れ上流側のチューブ１２１から流出した冷媒の流れをＵターンさせて下流側のチューブ１２１へ流入させた例を説明したが、もちろん、下流側のチューブ１２１から流出した冷媒の流れをＵターンさせて上流側のチューブ１２１へ流入させてもよい。

さらに、本実施形態の冷媒放熱器１２においても、チューブ１２１内を流通する冷媒が気液二相冷媒となっている所定箇所における冷媒の流れ方向が、上方側から下方側に向かっていたとしても、上述した数４で説明した数式を満たすように、冷媒放熱器１２を配置すれば、同様の効果を得ることができる。

（他の実施形態）
本発明は上述の実施形態に限定されることなく、本発明の趣旨を逸脱しない範囲内で、以下のように種々変形可能である。

（１）上述の実施形態では、冷媒放熱器１２のチューブ１２１として、一方向に延びるチューブ１２１を採用した例を説明したが、本発明の冷媒放熱器１２に適用可能なチューブ１２１は、これに限定されない。つまり、少なくとも鉛直方向に延びる成分を有していれば、蛇行状等に形成されていてもよい。

例えば、Ｕ字状に湾曲して、チューブ１２１の冷媒入口と冷媒出口がチューブ１２１の長手方向同一側に設けられたものを採用してもよい。このようなチューブを採用することによって、実質的に第３実施形態と同様の冷媒放熱器１２を実現することができる。これによれば、下方側に配置されるヘッダタンク１２２を廃止することもできる。

（２）上述の実施形態の冷媒放熱器１２では、冷媒と車室内送風空気とを熱交換させる構成のものを採用した例を説明したが、本発明の冷媒放熱器１２の構成は、これに限定されない。例えば、冷媒、車室内送風空気、他の熱媒体等の複数種の流体の熱交換を可能に構成されたものであってもよい。

このような複数種の流体の熱交換を実現可能に構成された熱交換器としては、冷媒を流通させる冷媒用チューブと熱媒体を流通させる熱媒体用チューブとを順次積層配置し、隣り合う冷媒用チューブと熱媒体用チューブとの間に送風空気を流通させる空気通路を形成し、さらに、この空気通路に冷媒用チューブおよび熱媒体用チューブの双方に接合されて、冷媒と送風空気および熱媒体と送風空気との熱交換を促進するとともに、冷媒と熱媒体との熱移動を可能とするフィンを配置した構成を採用できる。

（３）上述の実施形態では、冷媒放熱器１２を車両用空調装置に適用した例を説明したが、車両に搭載される機器は、車両の加減速時、右左折時あるいは登坂路への駐停車時等に車両全体が傾くことによって、水平方向に対する配置状態が変化することがある。従って、上述の各実施形態では、傾斜角度θに対して、上述の車両全体の傾きに起因する変化量Δθを考慮した、θ±Δθの全範囲で、数４に示す数式を満たしていることが望ましい。

（４）上述の実施形態では、本発明の冷媒放熱器１２を備えるヒートポンプサイクル１０を車両用空調装置に適用した例を説明したが、本発明の冷媒放熱器１２を備えるヒートポンプサイクル１０の適用はこれに限定されない。例えば、据置型空調装置、冷温保存庫、自動販売機用冷却加熱装置等に適用してもよい。

１０ ヒートポンプサイクル
１１ 圧縮機
１２ 冷媒放熱器
１２１ チューブ
１２１ａ 第１チューブ群
１２１ｂ 第２チューブ群
１２２、１２３ ヘッダタンク
１２３ｄ 分配用空間
１２３ｅ 集合用空間

Claims (7)

1. 蒸気圧縮式の冷凍サイクル（１０）に適用されて、
   圧縮機（１１）で圧縮された高温高圧の冷媒と空調対象空間へ送風される送風空気とを熱交換させて、過熱度を有する気相冷媒を過冷却度を有する液相冷媒となるまで放熱させる冷媒放熱器であって、
   冷媒が流通する複数のチューブ（１２１）を備え、
   前記チューブ（１２１）は、鉛直方向の成分を有する方向に延びており、前記チューブ（１２１）内を冷媒が下方側から上方側へ向かって流れるようになっており、
   前記チューブ（１２１）内を流通する冷媒の流れ方向と水平方向とのなす傾斜角度をθ（単位：°）とし、
   前記チューブ（１２１）内を流通する冷媒が気液二相冷媒となっている所定箇所の冷媒の乾き度をＸとし、
   前記チューブ（１２１）内を流通する冷媒の平均流速（単位：ｍ／Ｓ）から求められる前記所定箇所における冷媒のレイノルズ数をＲｅとしたときに、
   Ｒｅ≧Ａ×Ｘ⁶＋Ｂ×Ｘ⁵＋Ｃ×Ｘ⁴＋Ｄ×Ｘ³＋Ｅ×Ｘ²＋Ｆ×Ｘ＋Ｇ
   となっていることを特徴とする冷媒放熱器。但し、
   Ａ＝−０．０５３７×θ²＋９．７２２２×θ＋４０７．１９
   Ｂ＝−（−０．２０９３×θ²＋３７．８８×θ＋１５８６．３）
   Ｃ＝−０．３３４８×θ²＋６０．５９２×θ＋２５３８．１
   Ｄ＝−（−０．２８４８×θ²＋５１．５３×θ＋２１５８．２）
   Ｅ＝−０．１４０２×θ²＋２５．３６５×θ＋１０６２．８
   Ｆ＝−（−０．０４１８×θ²＋７．５５５７×θ＋３１６．４６）
   Ｇ＝−０．０１３２×θ²＋２．３８０７×θ＋９９．７３
   とし、
   前記傾斜角度（θ）は、０＜θ≦９０°であるものとする。
2. 前記複数のチューブ（１２１）の積層方向に延びるとともに、前記複数のチューブ（１２１）の少なくとも一端側に配置されて、前記冷媒の集合あるいは分配を行うヘッダタンク（１２２、１２３）を備えることを特徴とする請求項１に記載の冷媒放熱器。
3. 前記複数のチューブ（１２１）には、前記冷媒が前記下方側から前記上方側へ向かって流れるチューブ群が第１チューブ群（１２１ａ）として設けられており、さらに、前記第１チューブ群（１２１ａ）の他に、冷媒が上方側から下方側へ向かって流れる第２チューブ群（１２１ｂ）が設けられていることを特徴とする請求項１または２に記載の冷媒放熱器。
4. 前記ヘッダタンク（１２３）の内部空間は、複数の空間（１２３ｄ、１２３ｅ）に分割されており、
   分割された一方の空間（１２３ｄ）には、前記気相冷媒を流入させる冷媒流入口（１２３ｆ）が設けられ、他方の空間（１２３ｅ）には、前記液相冷媒を流出させる冷媒流出口（１２３ａ）が設けられていることを特徴とする請求項２に記載の冷媒放熱器。
5. 前記複数のチューブ（１２１）は、前記送風空気の流れ方向に沿って複数配列されていることを特徴とする請求項１ないし４のいずれか１つに記載の冷媒放熱器。
6. 前記複数のチューブ（１２１）を流通する冷媒の流れ方向は、いずれも同一であることを特徴とする請求項１または２に記載の冷媒放熱器。
7. 前記冷凍サイクル（１０）は、車両用空調装置に適用されており、
   前記空調対象空間は、車室内であることを特徴とする請求項１ないし６のいずれか１つに記載の冷媒放熱器。

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