WO2012053157A1 - 冷凍サイクル及び過冷却部付き凝縮器 - Google Patents
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Definitions
- Patent Document 2 shows a configuration in which an internal heat exchanger for exchanging heat between the high-pressure refrigerant flowing out from the condenser and the low-pressure refrigerant flowing out from the evaporator is arranged on the path of the refrigeration cycle.
- the highest efficiency point of the coefficient of performance of the refrigeration cycle is determined based on the heat exchange efficiency of each of a plurality of different outside air loads, a plurality of different vehicle speeds, and a plurality of internal heat exchangers.
- the ratio of the supercooling section to the entire condenser is set within the range of the derived maximum efficiency point (claim 2).
- the plurality of different outside air loads are a condition of an outside air temperature of 25 ° C. and a relative humidity of 50% when the load is relatively low, and an outside air temperature of 35 ° C. and a relative humidity when the load is relatively high.
- the plurality of different vehicle speeds includes an idling state in the case of the low load condition, a condition of 40 km / h, an idling state in the case of the high load condition, 40 km / h,
- the heat exchange efficiency of each of the plurality of internal heat exchangers includes the conditions of 25%, 50%, and 75%, including the condition of 100 km / h.
- the refrigeration cycle according to the present invention appropriately includes at least a compressor that compresses the refrigerant, a condenser that condenses the compressed refrigerant, a decompression expansion device that decompresses and expands the condensed refrigerant, and an evaporator that evaporates the decompressed refrigerant.
- a compressor that compresses the refrigerant
- a condenser that condenses the compressed refrigerant
- a decompression expansion device that decompresses and expands the condensed refrigerant
- an evaporator that evaporates the decompressed refrigerant.
- HFO-1234yf refrigerant is used as a refrigerant flowing through the refrigeration cycle
- the condenser is disposed on the upstream side of the refrigerant flow to condense and cool the refrigerant.
- a supercooling unit-equipped condenser having a supercooling unit that is further arranged on the downstream side of the refrigerant flow than the condensing unit and further cools the refrigerant, and is further led from the condenser to the decompression / expansion device
- a first heat exchange section through which a refrigerant flows and a second heat exchange section through which a refrigerant guided from the evaporator to the suction side of the compressor passes.
- the condenser with a supercooling part concerning this invention is for condensing the compressed refrigerant, the compressor which compresses the refrigerant, the decompression expansion device which decompresses and expands the condensed refrigerant, and evaporates the decompressed and expanded refrigerant
- a condenser that constitutes a refrigeration cycle by being connected to an internal heat exchanger that exchanges heat with a low-temperature refrigerant at least as appropriate, and is arranged upstream of the refrigerant flow to cool and condense the refrigerant.
- the condenser with a supercooling unit is for condensing compressed refrigerant, a compressor for compressing the refrigerant, a decompression expansion device for decompressing and expanding the condensed refrigerant, and evaporating the decompressed and expanded refrigerant.
- FIG. 1 is a schematic diagram showing the overall configuration of a refrigeration cycle including both a condenser with a supercooling unit and an internal heat exchanger according to the present invention.
- FIG. 2 is an explanatory diagram showing an example of a condenser with a supercooling unit used in the refrigeration cycle.
- FIG. 3 is a diagram illustrating the above-described refrigeration cycle together with a conventional refrigeration cycle on a Mollier diagram.
- FIG. 4 shows the ratio of the supercooling section derived from various conditions of vehicle speed and heat exchange efficiency of the internal heat exchanger under high load conditions and low load conditions when R134a refrigerant is used as the type of refrigerant.
- R134a when used as the refrigerant type, under the environmental conditions of low load (air temperature 25 ° C., relative humidity 50%), the vehicle speed is set to two conditions of idling state (Idle state) and 40 km / h, Condenser of supercooling section 8 in which the coefficient of performance (COP) under the combination of both is the maximum efficiency when the heat exchange efficiency of internal heat exchanger 25 is three conditions of 25%, 50%, and 75%.
- the ratio (%) in 3 was measured, the results shown in the lower column of the chart shown in FIG. 4 were obtained.
- the air load is set to an air temperature of 25 ° C. and a relative humidity of 50% is based on an intermediate air condition in which the refrigeration cycle is used.
- the ratio (%) of the supercooling section 8 that becomes the maximum efficiency point of the coefficient of performance (COP) under the above conditions is the vertical axis
- the three heat exchange efficiencies (%) of the internal heat exchanger 25 5 is shown as a characteristic diagram of FIG. 5, and when the distribution of points indicating the ratio of each supercooling section 8 is seen, it is between the upper virtual straight line L1 and the lower virtual straight line L2. It falls within the width of. Therefore, when the value of the heat exchange efficiency of the internal heat exchanger 25 is X and the value of the ratio of the supercooling unit 8 to the condenser 3 is Y, the virtual straight line L1 is (the heat exchange of the internal heat exchanger 25).
- An imaginary straight line passes through a coordinate point of 25% efficiency: 9% of the supercooling section 8 :) and a coordinate point of 75% heat exchange efficiency of the internal heat exchanger 25: 6% of the supercooling section 8 :)
- L2 is a coordinate point of (heat exchange efficiency 25% of internal heat exchanger 25: ratio 6% of supercooling section 8) and (heat exchange efficiency 75% of internal heat exchanger 25: ratio 3 of supercooling section 8).
- % :) is set so that the ratio value of the supercooling section 8 is set to the following mathematical formula (2) from the formula for deriving a straight line passing through the two points.
- the supercooling section 8 When the ratio is 14% and the heat exchange efficiency of the internal heat exchanger 25 is 50%, the ratio of the supercooling section 8 is 11%, and the heat exchange efficiency of the internal heat exchanger 25 is 75%. In this case, the ratio of the supercooling section 8 was obtained at 9%.
- the vehicle speed was 40 km / h and the heat exchange efficiency of the internal heat exchanger 25 was 25%, the supercooling section 8 When the heat exchange efficiency of the internal heat exchanger 25 is 50%, the ratio of the supercooling section 8 is 9%, and the heat exchange efficiency of the internal heat exchanger 25 is 75%.
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Abstract
【課題】過冷却部付きの凝縮器に加えて内部熱交換器も採用した場合に、冷凍サイクル全体として最適なサブクールを得られ、且つ冷媒の充填量も相対的に削減することができるように、過冷却部の凝縮器全体に占める割合を改めて設定した冷凍サイクルを提供する。 【解決手段】少なくとも、圧縮機２、凝縮器３、減圧膨張装置４、蒸発器５を適宜配管６で接合することにより構成された冷凍サイクル１において、凝縮器３は、凝縮部７と過冷却部８とを有する過冷却部付き凝縮器とし、更に、内部熱交換器２５を備え、内部熱交換器２５の熱交換効率が２５％から７５％の間にある場合に、過冷却部８の凝縮器３全体に対する割合が３％から９％の間にあるものとする。
Description
この発明は、過冷却部付きの凝縮器と内部熱交換器との双方を備えた冷凍サイクルに関し、特に車両空調用として使用するのに好適な冷凍サイクル及びこの冷凍サイクルを構成する過冷却部付き凝縮器に関する。
車両空調用の冷凍サイクルにおいて、その稼動効率を向上するために、すなわち、より少ない圧縮機の動力でより高い冷凍能力を得ることを目的として、所定の空調機器に新たな機能を有する構成部を追加したり、新たな空調機器を追加したりする発明は、例えば特許文献１や特許文献２に示されるように既に公知となっている。
このうち、特許文献１では、冷凍サイクルを構成する凝縮器として機能する熱交換器について、偏平チューブ、コルゲートフィン、第１タンク及び第２タンクにより構成されたものとすると共に、偏平チューブ及びコルゲートフィンから成るコアの冷媒の上流側を凝縮部、前記コアの冷媒の下流側を過冷却部とし、その間に気液分離部を配置して、凝縮部を通過して凝縮された冷媒を更に冷却(過冷却）し、冷凍装置の冷却能力を向上することができる構成が示されている。そして、この特許文献１では、熱交換器全体の放熱面積に対して過冷却部の放熱面積が占める割合を一定の範囲内（当該特許文献１では１０％から３０％）に設定する着想も示されている。
また、特許文献２では、凝縮器から流出した高圧冷媒と蒸発器から流出した低圧冷媒とを熱交換させる内部熱交換器を、冷凍サイクルの経路上に配置する構成が示されている。
ところで、特許文献１に示される過冷却部付きの熱交換器（以下、便宜上、凝縮器と称する。）の放熱面積のうち過冷却部の放熱面積が占める割合を増大させていく場合には、凝縮器の放熱量が増加していくところ、冷凍サイクルを構成する圧縮機を稼動させるための動力も増加化させていく必要があり、しかも蒸発器の吸熱量の増加率よりも圧縮機の動力の増加率の方が大きいので、特許文献１の図１１のＱ／Ｌ比の図部分で示されているように、冷凍能力（Ｑ）／圧縮機の動力（Ｌ）の計算式で表される成績係数（ＣＯＰ [Coefficient of Performance]）に極大点（最高効率点）があることが知られている。
そして、過冷却部付きの凝縮器以外に例えば特許文献２に示されるような内部熱交換器をも備えた冷凍サイクルとする構成が考えられる。この内部熱交換器を追加的に組み合わせた場合には、内部熱交換器によって行われる、凝縮器から流出した高圧冷媒と蒸発器から流出した低圧冷媒との熱交換によっても、凝縮器で冷却された冷媒が更に冷却されることから、内部熱交換器が過冷却部の機能も兼ねることとなるので、凝縮器の過冷却部の割合を相対的に小さくすることができ、冷媒充填量の削減と凝縮器の凝縮部の相対的な拡大による放熱性能の向上とを図ることも可能になる。また、この内部熱交換器により、蒸発器に流入する冷媒の持つエンタルピを減らせるので、冷凍サイクルの冷却能力を向上させることもできる。
もっとも、冷凍サイクルが内部熱交換器を備えた場合には、この内部熱交換器によって圧縮機に吸入される冷媒の持つエンタルピも増える（温度や圧力が相対的に上昇する）ために圧縮機の動力量が増加することから、内部熱交換器も備えた場合でもより少ない動力でより高い冷房能力を得る目的を達成するためには、前記成績係数（ＣＯＰ）の計算式の分母たる圧縮機の動力と、分子たる冷却能力とがいずれも変動することを踏まえて、凝縮器のうち過冷却部が占めるべき最適な割合を再度設定する必要がある。
一方で、車両空調用の冷凍サイクルを流れる冷媒の種類としては、しばしばＲ１３４ａ冷媒が用いられているが、ＨＦＯ－１２３４ｙｆ冷媒等の地球温暖化係数（GWP：Global Warming Potential）が低い冷媒、すなわち、低ＧＷＰ冷媒が近年において開発され、この低ＧＷＰ冷媒の採用が見込まれている。しかしながら、この低ＧＷＰ冷媒は相対的に高価であるので、コスト削減の見地から冷凍サイクルに充填される低ＧＷＰ冷媒量の減少がより必要となる。
そこで、本発明は、過冷却部付きの凝縮器に加えて内部熱交換器も採用した場合に、冷凍サイクル全体として最適なサブクールを得られ、且つ冷媒の充填量も相対的に削減することができるように、過冷却部の凝縮器全体に占める割合を改めて設定した冷凍サイクル及びこの冷凍サイクルを構成する過冷却部付き凝縮器を提供することを目的とする。
この発明に係る冷凍サイクルは、少なくとも、冷媒を圧縮させる圧縮機、圧縮した冷媒を凝縮させる凝縮器、凝縮した冷媒を減圧膨張させる減圧膨張装置、減圧膨張した冷媒を蒸発させる蒸発器を適宜配管接合することにより構成された冷凍サイクルにおいて、前記凝縮器は、冷媒の流れの上流側に配置されてこの冷媒を冷却凝縮させる凝縮部と、この凝縮部よりも冷媒の流れの下流側に配置されて冷媒を更に冷却させる過冷却部とを有する過冷却部付き凝縮器とし、更に、前記凝縮器から前記減圧膨張装置に導かれる冷媒が流れる第１の熱交換部と前記蒸発器から前記圧縮機の吸入側に導かれる冷媒が通る第２の熱交換部とを有して、前記第１の熱交換部を流れる相対的に高温の冷媒と前記第２の熱交換部を流れる相対的に低温の冷媒との間で熱交換を行う内部熱交換器を備え、前記過冷却部の前記凝縮器全体に対する割合を、外気負荷、車両速度、前記内部熱交換器が有する熱交換効率に基づいて導かれる冷凍サイクルの成績係数の最高効率点から設定したことを特徴としている（請求項１）。
更に、この発明に係る冷凍サイクルは、前記冷凍サイクルの成績係数の最高効率点を、複数の異なる外気負荷、複数の異なる車両速度、複数の内部熱交換器それぞれが有する熱交換効率に基づいてそれぞれ導くと共に、前記過冷却部の前記凝縮器全体に対する割合を、それぞれ導かれた最高効率点の範囲内から設定したことを特徴としている（請求項２）。
ここで、前記複数の異なる外気負荷とは、相対的に低負荷にあっては外気温度２５℃、相対湿度５０％の条件を、相対的に高負荷にあっては外気温度３５℃、相対湿度５０％の条件を含み、前記複数の異なる車両速度とは、前記低負荷条件の場合にはアイドリング状態、４０ｋｍ／ｈの条件を含み、前記高負荷条件の場合にはアイドリング状態、４０ｋｍ／ｈ、１００ｋｍ／ｈの条件を含み、前記複数の内部熱交換器それぞれが有する熱交換効率とは、２５％、５０％、７５％の条件を含むと共に、この熱交換効率は、前記第１の熱交換部の入口側の冷媒温度値をＴ１、前記第１の熱交換部の出口側の冷媒温度Ｔ２、前記第２の熱交換部の出口側の冷媒温度値をＴ３、前記第２の熱交換部の入口側の冷媒温度値をＴ４とした場合に、１００×Ｔ３－Ｔ４／Ｔ１－Ｔ４で導き出される（請求項３）。アイドリング状態とは、０ｋｍ／ｈのことを示す。
上記した冷凍サイクルでは、前記冷凍サイクルを流れる冷媒としてＲ１３４ａ冷媒またはＨＦＯ－１２３４ｙｆ冷媒が用いられる（請求項４）。
一方で、この発明に係る冷凍サイクルは、少なくとも、冷媒を圧縮させる圧縮機、圧縮した冷媒を凝縮させる凝縮器、凝縮した冷媒を減圧膨張させる減圧膨張装置、減圧膨張した冷媒を蒸発させる蒸発器を適宜配管接合することにより構成された冷凍サイクルにおいて、この冷凍サイクルを流れる冷媒としてＲ１３４ａ冷媒が用いられると共に、前記凝縮器は、冷媒の流れの上流側に配置されてこの冷媒を冷却凝縮させる凝縮部と、この凝縮部よりも冷媒の流れの下流側に配置されて冷媒を更に冷却させる過冷却部とを有する過冷却部付き凝縮器とし、更に、前記凝縮器から前記減圧膨張装置に導かれる冷媒が流れる第１の熱交換部と前記蒸発器から前記圧縮機の吸入側に導かれる冷媒が通る第２の熱交換部とを有して、前記第１の熱交換部を流れる相対的に高温の冷媒と前記第２の熱交換部を流れる相対的に低温の冷媒との間で熱交換を行う内部熱交換器を備え、前記内部熱交換器の熱交換効率の値をＸ、前記過冷却部の前記凝縮器に占める割合の値をＹとした場合に、前記過冷却部の割合を－３／５０Ｘ＋１５／２≦Ｙ≦－３／５０Ｘ＋２１／２となるように設定したことを特徴としている（請求項５）。
[規則91に基づく訂正 06.12.2011]
また、この発明に係る冷凍サイクルは、少なくとも、冷媒を圧縮させる圧縮機、圧縮した冷媒を凝縮させる凝縮器、凝縮した冷媒を減圧膨張させる減圧膨張装置、減圧膨張した冷媒を蒸発させる蒸発器を適宜配管接合することにより構成された冷凍サイクルにおいて、この冷凍サイクルを流れる冷媒としてＨＦＯ－１２３４ｙｆ冷媒が用いられると共に、前記凝縮器は、冷媒の流れの上流側に配置されてこの冷媒を冷却凝縮させる凝縮部と、この凝縮部よりも冷媒の流れの下流側に配置されて冷媒を更に冷却させる過冷却部とを有する過冷却部付き凝縮器とし、更に、前記凝縮器から前記減圧膨張装置に導かれる冷媒が流れる第１の熱交換部と前記蒸発器から前記圧縮機の吸入側に導かれる冷媒が通る第２の熱交換部とを有して、前記第１の熱交換部を流れる相対的に高温の冷媒と前記第２の熱交換部を流れる相対的に低温の冷媒との間で熱交換を行う内部熱交換器を備え、前記内部熱交換器の熱交換効率の値をＸ、前記過冷却部の前記凝縮器に占める割合の値をＹとした場合に、前記過冷却部の割合の値を－４／５０Ｘ＋１８／２≦Ｙ≦－５／５０Ｘ＋３３／２となるように設定したことを特徴としている（請求項６）。
また、この発明に係る冷凍サイクルは、少なくとも、冷媒を圧縮させる圧縮機、圧縮した冷媒を凝縮させる凝縮器、凝縮した冷媒を減圧膨張させる減圧膨張装置、減圧膨張した冷媒を蒸発させる蒸発器を適宜配管接合することにより構成された冷凍サイクルにおいて、この冷凍サイクルを流れる冷媒としてＨＦＯ－１２３４ｙｆ冷媒が用いられると共に、前記凝縮器は、冷媒の流れの上流側に配置されてこの冷媒を冷却凝縮させる凝縮部と、この凝縮部よりも冷媒の流れの下流側に配置されて冷媒を更に冷却させる過冷却部とを有する過冷却部付き凝縮器とし、更に、前記凝縮器から前記減圧膨張装置に導かれる冷媒が流れる第１の熱交換部と前記蒸発器から前記圧縮機の吸入側に導かれる冷媒が通る第２の熱交換部とを有して、前記第１の熱交換部を流れる相対的に高温の冷媒と前記第２の熱交換部を流れる相対的に低温の冷媒との間で熱交換を行う内部熱交換器を備え、前記内部熱交換器の熱交換効率の値をＸ、前記過冷却部の前記凝縮器に占める割合の値をＹとした場合に、前記過冷却部の割合の値を－４／５０Ｘ＋１８／２≦Ｙ≦－５／５０Ｘ＋３３／２となるように設定したことを特徴としている（請求項６）。
更には、この発明に係る冷凍サイクルは、少なくとも、冷媒を圧縮させる圧縮機、圧縮した冷媒を凝縮させる凝縮器、凝縮した冷媒を減圧膨張させる減圧膨張装置、減圧膨張した冷媒を蒸発させる蒸発器を適宜配管接合することにより構成された冷凍サイクルにおいて、この冷凍サイクルを流れる冷媒としてＲ１３４ａ冷媒が用いられると共に、前記凝縮器は、冷媒の流れの上流側に配置されてこの冷媒を冷却凝縮させる凝縮部と、この凝縮部よりも冷媒の流れの下流側に配置されて冷媒を更に冷却させる過冷却部とを有する過冷却部付き凝縮器とし、更に、前記凝縮器から前記減圧膨張装置に導かれる冷媒が流れる第１の熱交換部と前記蒸発器から前記圧縮機の吸入側に導かれる冷媒が通る第２の熱交換部とを有して、前記第１の熱交換部を流れる相対的に高温の冷媒と前記第２の熱交換部を流れる相対的に低温の冷媒との間で熱交換を行う内部熱交換器を備え、前記内部熱交換器の熱交換効率が２５％から７５％の間にある場合に、前記過冷却部の前記凝縮器全体に対する割合が３％から９％の間にあることを特徴としている（請求項７）。
また、この発明に係る冷凍サイクルは、少なくとも、冷媒を圧縮させる圧縮機、圧縮した冷媒を凝縮させる凝縮器、凝縮した冷媒を減圧膨張させる減圧膨張装置、減圧膨張した冷媒を蒸発させる蒸発器を適宜配管接合することにより構成された冷凍サイクルにおいて、この冷凍サイクルを流れる冷媒としてＨＦＯ－１２３４ｙｆ冷媒が用いられると共に、前記凝縮器は、冷媒の流れの上流側に配置されてこの冷媒を冷却凝縮させる凝縮部と、この凝縮部よりも冷媒の流れの下流側に配置されて冷媒を更に冷却させる過冷却部とを有する過冷却部付き凝縮器とし、更に、前記凝縮器から前記減圧膨張装置に導かれる冷媒が流れる第１の熱交換部と前記蒸発器から前記圧縮機の吸入側に導かれる冷媒が通る第２の熱交換部とを有して、前記第１の熱交換部を流れる相対的に高温の冷媒と前記第２の熱交換部を流れる相対的に低温の冷媒との間で熱交換を行う内部熱交換器を備え、前記内部熱交換器の熱交換効率が２５％から７５％の間にある場合に、前記過冷却部の前記凝縮器全体に対する割合が３％から１４％の間にあることを特徴としている（請求項８）。
そして、この発明に係る過冷却部付き凝縮器は、圧縮した冷媒を凝縮させるためのもので、冷媒を圧縮させる圧縮機、凝縮した冷媒を減圧膨張させる減圧膨張装置、減圧膨張した冷媒を蒸発させる蒸発器及び、第１の熱交換部と第２の熱交換部とを有して前記第１の熱交換部を流れる相対的に高温の冷媒と前記第２の熱交換部を流れる相対的に低温の冷媒との間で熱交換を行う内部熱交換器と少なくとも適宜配管接続されることにより冷凍サイクルを構成する凝縮器であって、冷媒の流れの上流側に配置されてこの冷媒を冷却凝縮させる凝縮部と、この凝縮部よりも冷媒の流れの下流側に配置されて冷媒を更に冷却させる過冷却部とを有し、前記過冷却部の前記凝縮器全体に対する割合が、前記冷凍サイクルの成績係数の最高効率点を、複数の異なる外気負荷、複数の異なる車両速度、複数の内部熱交換器それぞれが有する熱交換効率に基づいてそれぞれ導いて、当該それぞれ導かれた最高効率点の範囲内から設定されていることを特徴としている（請求項９）。
また、この発明に係る過冷却部付き凝縮器は、圧縮した冷媒を凝縮させるためのもので、冷媒を圧縮させる圧縮機、凝縮した冷媒を減圧膨張させる減圧膨張装置、減圧膨張した冷媒を蒸発させる蒸発器及び、第１の熱交換部と第２の熱交換部とを有して前記第１の熱交換部を流れる相対的に高温の冷媒と前記第２の熱交換部を流れる相対的に低温の冷媒との間で熱交換を行う内部熱交換器と少なくとも適宜配管接続されることにより冷凍サイクルを構成する凝縮器であって、冷媒の流れの上流側に配置されてこの冷媒を冷却凝縮させる凝縮部と、この凝縮部よりも冷媒の流れの下流側に配置されて冷媒を更に冷却させる過冷却部とを有し、前記冷凍サイクルを流れる冷媒としてＲ１３４ａ冷媒が用いられるときには、前記過冷却部の前記凝縮器全体に対する割合を、３％から９％の間に設定したことを特徴としている（請求項１０）。
更に、この発明に係る過冷却部付き凝縮器は、圧縮した冷媒を凝縮させるためのもので、冷媒を圧縮させる圧縮機、凝縮した冷媒を減圧膨張させる減圧膨張装置、減圧膨張した冷媒を蒸発させる蒸発器及び、第１の熱交換部と第２の熱交換部とを有して前記第１の熱交換部を流れる相対的に高温の冷媒と前記第２の熱交換部を流れる相対的に低温の冷媒との間で熱交換を行う内部熱交換器と少なくとも適宜配管接続されることにより冷凍サイクルを構成する凝縮器であって、冷媒の流れの上流側に配置されてこの冷媒を冷却凝縮させる凝縮部と、この凝縮部よりも冷媒の流れの下流側に配置されて冷媒を更に冷却させる過冷却部とを有し、前記冷凍サイクルを流れる冷媒としてＨＦＯ－１２３４ｙｆ冷媒が用いられるときには、前記過冷却部の前記凝縮器全体に対する割合を、３％から１４％の間に設定したことを特徴としている（請求項１１）。
以上のように、これらの発明によれば、過冷却部付きの凝縮器に合わせて内部熱交換器も有するので、凝縮器全体に対する過冷却部の割合を相対的に小さくすることが可能であり、これに伴い、凝縮器の凝縮部を相対的に大きくすることができるので、凝縮器の放熱機能を向上させることができる。更には、冷媒充填量も減少させることができ、これにより、環境負荷を低減することができる上に、冷媒として相対的に高価なＨＦＯ－１２３４ｙｆ冷媒を用いる場合には、特に冷凍サイクルのコスト削減を図ることもできる。
そして、これらの発明によれば、過冷却部付きの凝縮器と内部熱交換器とを有する冷凍サイクルにおいて、当該内部熱交換器を有しても、諸条件の下で冷凍効率としての成績係数が最高効率点を得られる範囲となるようなかたちに、凝縮器全体に対する過冷却部の割合を設定するので、冷凍サイクルについて、圧縮機の少ない動力でより高い冷凍効率を得ることが可能となる。
特に請求項１０、請求項１１に記載の発明によれば、冷凍サイクルの成績係数の最高効率点を、外気負荷、車両速度、及び内部熱交換器の熱交換効率から求めなくても、過冷却部の凝縮器全体に対する割合を、当該請求項１０、請求項１１で示す範囲内に設定することで、高い成績係数を得ることが可能である。
以下、この発明の実施形態について添付図面を参照しながら説明する。
図１において、この発明に係る冷凍サイクル１の一例が示されており、この冷凍サイクル１は、冷媒を圧縮させる圧縮機２と、圧縮した冷媒を凝縮させる凝縮器３と、凝縮した冷媒を減圧膨張させる減圧膨張装置４と、減圧膨張した冷媒を蒸発させる蒸発器５とを少なくとも有して構成されている。
そして、凝縮器３は、図１及び図２に示されるように、凝縮部７と、過冷却部８と、気液分離部（モジュレータとも称する。以下、同じ。）９とを有する過冷却部付き凝縮器となっている。
この凝縮器３の一例について図２を用いてより詳述すると、複数のチューブ１２と複数のフィン１３とを適宜交互に積層してなるコア１４と、前記チューブ１２の長手方向両端の開口部と連通するかたちで当該チューブ１２と接続されたタンク１５、１６とを備えている。そして、タンク１５は、適宜な位置に前記入口部１０、出口部１１が設けられ、入口部１０と出口部１１との間に仕切り部１７、１８が形成されて、タンク部１５ａ、１５ｂ、１５ｃに分割されていると共に、タンク１６は、コネクタ１９を介して気液分離部９と連結されており、コネクタ１９及び気液分離部９への流出部２２よりも入口部１０側に仕切り部２０が形成され、この流出部２３とコネクタ１９及び気液分離部９からの流入部２４との間に仕切り部２１が形成されて、タンク部１６ａ、１６ｂ、１６ｃに分割されている。
すなわち、この凝縮器３では、タンク部１５ａ、１５ｂ及びタンク１６ａ、タンク１６ｂで挟まれたコア１４の範囲が凝縮部７であり、タンク部１５ｃ及びタンク１６ｃで挟まれたコア１４の範囲が過冷却部８である。
これにより、この凝縮器３では、圧縮機２から入口部１０を介してタンク部１５ａひいては凝縮部７に送られてきた気化冷媒をこの凝縮部７で冷却して液冷媒に変えた後、気液分離部９に送りこの気液分離部９で冷媒を気化冷媒と液冷媒（但し、一部に気化冷媒を含む。）とに分離し、更に、過冷却部８に凝縮部７及び気液分離部９を通過してきた液冷媒を通して冷却することが可能であり、凝縮器３の出口部１１から送り出された冷媒をほぼ１００％の割合で液冷媒化している。
もっとも、凝縮器３は、凝縮部７と過冷却部８とが一体的な構造でなくても良く、図示しないが、凝縮部７と過冷却部８とを別部材として、この凝縮部７と過冷却部８とを組み合わせることで過冷却部付きの蒸発器としても良い。
この凝縮器３の一例について図２を用いてより詳述すると、複数のチューブ１２と複数のフィン１３とを適宜交互に積層してなるコア１４と、前記チューブ１２の長手方向両端の開口部と連通するかたちで当該チューブ１２と接続されたタンク１５、１６とを備えている。そして、タンク１５は、適宜な位置に前記入口部１０、出口部１１が設けられ、入口部１０と出口部１１との間に仕切り部１７、１８が形成されて、タンク部１５ａ、１５ｂ、１５ｃに分割されていると共に、タンク１６は、コネクタ１９を介して気液分離部９と連結されており、コネクタ１９及び気液分離部９への流出部２２よりも入口部１０側に仕切り部２０が形成され、この流出部２３とコネクタ１９及び気液分離部９からの流入部２４との間に仕切り部２１が形成されて、タンク部１６ａ、１６ｂ、１６ｃに分割されている。
すなわち、この凝縮器３では、タンク部１５ａ、１５ｂ及びタンク１６ａ、タンク１６ｂで挟まれたコア１４の範囲が凝縮部７であり、タンク部１５ｃ及びタンク１６ｃで挟まれたコア１４の範囲が過冷却部８である。
これにより、この凝縮器３では、圧縮機２から入口部１０を介してタンク部１５ａひいては凝縮部７に送られてきた気化冷媒をこの凝縮部７で冷却して液冷媒に変えた後、気液分離部９に送りこの気液分離部９で冷媒を気化冷媒と液冷媒（但し、一部に気化冷媒を含む。）とに分離し、更に、過冷却部８に凝縮部７及び気液分離部９を通過してきた液冷媒を通して冷却することが可能であり、凝縮器３の出口部１１から送り出された冷媒をほぼ１００％の割合で液冷媒化している。
もっとも、凝縮器３は、凝縮部７と過冷却部８とが一体的な構造でなくても良く、図示しないが、凝縮部７と過冷却部８とを別部材として、この凝縮部７と過冷却部８とを組み合わせることで過冷却部付きの蒸発器としても良い。
更に、この冷凍サイクル１は、その冷媒の循環経路上に内部熱交換器２５を備えている。この内部熱交換器２５は、凝縮器３から減圧膨張装置４に導かれる冷媒が通る第１の熱交換部２６と、蒸発器５から圧縮機２の吸入側に導かれる冷媒が流れる第２の熱交換部２７とを有して構成され、第１の熱交換部２６を流れる相対的に高温の冷媒と第２の熱交換部２７を流れる相対的に低温の冷媒との間で熱交換を行うことが可能である。この内部熱交換器２５の熱交換効率の割合は、図１に示されるように、第１の熱交換部２６の入口側の冷媒温度値をＴ１、第１の熱交換部２６の出口側の冷媒温度Ｔ２、第２の熱交換部２７の出口側の冷媒温度値をＴ３、第２の熱交換部２７の入口側の冷媒温度値をＴ４とした場合に、下記の数式（１）で導き出される。
尚、圧縮機２、凝縮器３、内部熱交換器２５、減圧膨張装置４、及び蒸発器５は、配管６により適宜接続されることで冷凍サイクル１を構成している。そして、圧縮機２から減圧膨張装置４の流入側に至る冷媒の経路によって高圧ライン１Ａが構成され、減圧膨張装置４の流出側から圧縮機２の吸入側に至る冷媒の経路によって低圧ライン１Ｂが構成されている。
また、凝縮器３には車両進行方向前方又は後方（この実施例では車両進行方向前方）に位置する送風機２４により空気が送られるようになっている。この送風機２４は、ファン２４ａとこのファン２４ａを回転させるモータ２４ｂとで構成されている。
ところで、過冷却部８付き凝縮器３を有するが内部熱交換器２５を有しない冷凍サイクル（以下、従来の冷凍サイクルと称する。）にあっては、冷媒が図３のＡ１→Ｂ２→Ｃ２→Ｄ２→Ａ１の状態を繰り返す一方、図１に示される過冷却部付き凝縮器３と内部熱交換器２５との双方を有する冷凍サイクル１にあっては、冷媒が図３のＡ１→Ａ２→Ｂ１→Ｃ２→Ｃ３→Ｄ１→Ａ１の状態変化を繰り返す。
蒸発器５から流出した冷媒（Ａ１）は、内部熱交換器２５内の第２の熱交換部２７を通過する際、凝縮器３から減圧膨張装置４へ流れる相対的に高温な冷媒により加熱されエンタルピが増えて、圧縮機２の吸入側の冷媒は図３の状態Ａ２となる。次に、圧縮機２により圧縮され、吐出する冷媒は状態Ｂ１となる。この圧縮過程で、冷媒は、等エントロピー線に近い状態変化が起きることが知られており、状態Ａ１とＢ２とのエンタルピ差に比べ、状態Ａ２とＢ１とのエンタルピ差の方が大きくなる。そして、冷媒は凝縮器３の凝縮部７によって冷却され、飽和液線上になるまで凝縮されて状態Ｃ１となった後、凝縮器３の過冷却部７でも冷却されて状態Ｃ２となり、凝縮器３から流出する。その後、内部熱交換器２５内の第１の熱交換部２６を通過する際、第２の熱交換部２７を流れる冷媒との熱交換により冷却されて状態Ｃ３となる。更にその後は、減圧膨張装置４での圧力低下によって状態Ｄ１となり、蒸発器５において熱を吸収して、蒸発器３から流出するときに再び状態Ａ１となる。
蒸発器５から流出した冷媒（Ａ１）は、内部熱交換器２５内の第２の熱交換部２７を通過する際、凝縮器３から減圧膨張装置４へ流れる相対的に高温な冷媒により加熱されエンタルピが増えて、圧縮機２の吸入側の冷媒は図３の状態Ａ２となる。次に、圧縮機２により圧縮され、吐出する冷媒は状態Ｂ１となる。この圧縮過程で、冷媒は、等エントロピー線に近い状態変化が起きることが知られており、状態Ａ１とＢ２とのエンタルピ差に比べ、状態Ａ２とＢ１とのエンタルピ差の方が大きくなる。そして、冷媒は凝縮器３の凝縮部７によって冷却され、飽和液線上になるまで凝縮されて状態Ｃ１となった後、凝縮器３の過冷却部７でも冷却されて状態Ｃ２となり、凝縮器３から流出する。その後、内部熱交換器２５内の第１の熱交換部２６を通過する際、第２の熱交換部２７を流れる冷媒との熱交換により冷却されて状態Ｃ３となる。更にその後は、減圧膨張装置４での圧力低下によって状態Ｄ１となり、蒸発器５において熱を吸収して、蒸発器３から流出するときに再び状態Ａ１となる。
従って、図３に示されるように、この冷凍サイクル１における圧縮機２の動力量ａは、従来の冷凍サイクルにおける圧縮機２の動力量ｂと比較して大きくなり、また、冷凍能力ａ’も、従来の冷凍サイクルの冷凍能力ｂ’に比較して大きくなる。そして、ａ’／ａとして表される本願の冷凍サイクルの成績係数（ＣＯＰ）は、ａ－ｂの分だけ圧縮機２の動力が増大して成績係数が小さくなる要素と、ａ’－ｂ’の分だけ冷却能力が増大して成績係数が大きくなる要素とを含んだものであるので、従来の冷凍サイクルの成績係数と比べて、必ずしも成績係数が大きくなるものではない。
そして、この成績係数（ＣＯＰ）には極大点（最高効率点）があるところ、冷媒の種類としてＲ１３４ａを用いた場合における、高負荷（空気温度３５℃、相対湿度５０％）の環境条件の下、車両速度についてアイドリング状態（Ｉｄｌｅ状態）、４０ｋｍ／ｈ、１００ｋｍ／ｈの３条件とし、内部熱交換器２５の熱交換効率について２５％、５０％、７５％の３条件とした場合の、双方の組み合わせの下での成績係数（ＣＯＰ）が最大効率となる過冷却部８の凝縮器３に占める割合（％）を測定したところ、図４に示す図表の上欄に示す結果が得られた。尚、空気の負荷を空気温度３５℃、相対湿度５０％としたのは、冷凍サイクルの利用の多い夏季の空気条件を想定したものである。車両速度を前記３条件としたのは、渋滞中、市街地の走行中、高速走行中、をそれぞれ想定したものである。内部熱交換器２５の熱交換効率を前記３条件としたのは、車両用空調装置として一般的に利用される内部熱交換器２５の熱交換効率に加え、熱交換性能の高い熱交換器を想定したものである。
すなわち、成績係数（ＣＯＰ）の最大効率点は、車両速度がアイドリング状態(図４中Ｉｄｌｅで表示。)で、内部熱交換器２５の熱交換効率が２５％の場合には過冷却部８の割合が９％で得られ、内部熱交換器２５の熱交換効率が５０％の場合には過冷却部８の割合が５％で得られ、内部熱交換器２５の熱交換効率が７５％の場合には過冷却部８の割合が３％で得られたものであり、車両速度が４０ｋｍ／ｈの状態で、内部熱交換器２５の熱交換効率が２５％の場合には過冷却部８の割合が７％で得られ、内部熱交換器２５の熱交換効率が５０％の場合には過冷却部８の割合が６％で得られ、内部熱交換器２５の熱交換効率が７５％の場合には過冷却部８の割合が４％で得られたものであり、車両速度が１００ｋｍ／ｈの状態で、内部熱交換器２５の熱交換効率が２５％の場合には過冷却部８の割合が９％で得られ、内部熱交換器２５の熱交換効率が５０％の場合には過冷却部８の割合が７％で得られ、内部熱交換器２５の熱交換効率が７５％の場合には過冷却部８の割合が６％で得られた。
また、冷媒の種類としてＲ１３４ａを用いた場合における、低負荷（空気温度２５℃、相対湿度５０％）の環境条件の下、車両速度についてアイドリング状態（Ｉｄｌｅ状態）、４０ｋｍ／ｈの２条件とし、内部熱交換器２５の熱交換効率について２５％、５０％、７５％の３条件とした場合の、双方の組み合わせの下での成績係数（ＣＯＰ）が最大効率となる過冷却部８の凝縮器３に占める割合（％）を測定したところ、図４に示す図表の下欄に示す結果が得られた。尚、空気の負荷を空気温度２５℃、相対湿度５０％としたのは、冷凍サイクルが利用され出す中間期の空気条件を想定したものである。車両速度を前記２条件としたのは、渋滞中、市街地の走行中、をそれぞれ想定する一方、車両速度の条件として、１００ｋｍ／ｈの条件を除いたのは以下の理由によるものである。すなわち、低負荷環境下で高速走行をすると、冷凍サイクルに一般的に設けられている蒸発器５の凍結防止のために設置した温度検知手段で検知された温度に基づいて圧縮機２のオン／オフ制御を行う制御装置等により蒸発器５の凍結防止制御が開始され、冷凍サイクルの稼動が断続的に行われることとなって、成績係数の最高効率点の測定が困難なためである。内部熱交換器２５の熱交換効率を前記３条件としたのは、車両用空調装置として一般的に利用される内部熱交換器２５の熱交換効率に加え、熱交換性能の高い熱交換器を想定したものである。
すなわち、成績係数（ＣＯＰ）の最大効率点は、車両速度がＩｄｌｅ状態で、内部熱交換器２５の熱交換効率が２５％の場合には過冷却部８の割合が８％で得られ、内部熱交換器２５の熱交換効率が５０％の場合には過冷却部８の割合が５％で得られ、内部熱交換器２５の熱交換効率が７５％の場合には過冷却部８の割合が３％で得られたものであり、車両速度が４０ｋｍ／ｈの状態で、内部熱交換器２５の熱交換効率が２５％の場合には過冷却部８の割合が６％で得られ、内部熱交換器２５の熱交換効率が５０％の場合には過冷却部８の割合が５％で得られ、内部熱交換器２５の熱交換効率が７５％の場合には過冷却部８の割合は５％で得られた。
しかるに、冷媒の種類としてＲ１３４ａを用いた場合における、成績係数（ＣＯＰ）の最大効率点となる過冷却部８の割合の上限値は９％、成績係数（ＣＯＰ）の最大効率点となる過冷却部８の割合の下限値は３％である。
すなわち、成績係数（ＣＯＰ）の最大効率点は、車両速度がアイドリング状態(図４中Ｉｄｌｅで表示。)で、内部熱交換器２５の熱交換効率が２５％の場合には過冷却部８の割合が９％で得られ、内部熱交換器２５の熱交換効率が５０％の場合には過冷却部８の割合が５％で得られ、内部熱交換器２５の熱交換効率が７５％の場合には過冷却部８の割合が３％で得られたものであり、車両速度が４０ｋｍ／ｈの状態で、内部熱交換器２５の熱交換効率が２５％の場合には過冷却部８の割合が７％で得られ、内部熱交換器２５の熱交換効率が５０％の場合には過冷却部８の割合が６％で得られ、内部熱交換器２５の熱交換効率が７５％の場合には過冷却部８の割合が４％で得られたものであり、車両速度が１００ｋｍ／ｈの状態で、内部熱交換器２５の熱交換効率が２５％の場合には過冷却部８の割合が９％で得られ、内部熱交換器２５の熱交換効率が５０％の場合には過冷却部８の割合が７％で得られ、内部熱交換器２５の熱交換効率が７５％の場合には過冷却部８の割合が６％で得られた。
また、冷媒の種類としてＲ１３４ａを用いた場合における、低負荷（空気温度２５℃、相対湿度５０％）の環境条件の下、車両速度についてアイドリング状態（Ｉｄｌｅ状態）、４０ｋｍ／ｈの２条件とし、内部熱交換器２５の熱交換効率について２５％、５０％、７５％の３条件とした場合の、双方の組み合わせの下での成績係数（ＣＯＰ）が最大効率となる過冷却部８の凝縮器３に占める割合（％）を測定したところ、図４に示す図表の下欄に示す結果が得られた。尚、空気の負荷を空気温度２５℃、相対湿度５０％としたのは、冷凍サイクルが利用され出す中間期の空気条件を想定したものである。車両速度を前記２条件としたのは、渋滞中、市街地の走行中、をそれぞれ想定する一方、車両速度の条件として、１００ｋｍ／ｈの条件を除いたのは以下の理由によるものである。すなわち、低負荷環境下で高速走行をすると、冷凍サイクルに一般的に設けられている蒸発器５の凍結防止のために設置した温度検知手段で検知された温度に基づいて圧縮機２のオン／オフ制御を行う制御装置等により蒸発器５の凍結防止制御が開始され、冷凍サイクルの稼動が断続的に行われることとなって、成績係数の最高効率点の測定が困難なためである。内部熱交換器２５の熱交換効率を前記３条件としたのは、車両用空調装置として一般的に利用される内部熱交換器２５の熱交換効率に加え、熱交換性能の高い熱交換器を想定したものである。
すなわち、成績係数（ＣＯＰ）の最大効率点は、車両速度がＩｄｌｅ状態で、内部熱交換器２５の熱交換効率が２５％の場合には過冷却部８の割合が８％で得られ、内部熱交換器２５の熱交換効率が５０％の場合には過冷却部８の割合が５％で得られ、内部熱交換器２５の熱交換効率が７５％の場合には過冷却部８の割合が３％で得られたものであり、車両速度が４０ｋｍ／ｈの状態で、内部熱交換器２５の熱交換効率が２５％の場合には過冷却部８の割合が６％で得られ、内部熱交換器２５の熱交換効率が５０％の場合には過冷却部８の割合が５％で得られ、内部熱交換器２５の熱交換効率が７５％の場合には過冷却部８の割合は５％で得られた。
しかるに、冷媒の種類としてＲ１３４ａを用いた場合における、成績係数（ＣＯＰ）の最大効率点となる過冷却部８の割合の上限値は９％、成績係数（ＣＯＰ）の最大効率点となる過冷却部８の割合の下限値は３％である。
次に、これらの数値について、上記条件で成績係数（ＣＯＰ）の最大効率点となる過冷却部８の割合（％）を縦軸、内部熱交換器２５の前記３つの熱交換効率（％）を横軸とした場合には、図５の特性図として示されることとなり、各過冷却部８の割合を示す点の分布を見ると、上方の仮想直線Ｌ１と下方の仮想直線Ｌ２との間の幅内に入るものである。そこで、内部熱交換器２５の熱交換効率の値をＸ、過冷却部８の凝縮器３に占める割合の値をＹとした場合に、仮想直線Ｌ１は、(内部熱交換器２５の熱交換効率２５％：過冷却部８の割合９％：）の座標点と(内部熱交換器２５の熱交換効率７５％：過冷却部８の割合６％：）の座標点とを通り、仮想直線Ｌ２は、(内部熱交換器２５の熱交換効率２５％：過冷却部８の割合６％：）の座標点と(内部熱交換器２５の熱交換効率７５％：過冷却部８の割合３％：）の座標点とを通るので、２点を通る直線を導く公式から、過冷却部８の割合の値を下記の数式（２）となるように設定することで、過冷却部８の割合は、上方の仮想直線Ｌ１と下方の仮想直線Ｌ２との間の幅内に入る、すなわち、成績係数（ＣＯＰ）の最大効率点となる％となることができる。よって、冷媒としてＲ１３４ａを用いた場合に、下記の数式（２）で定める範囲内に過冷却部８の割合を設定することで、より少ない圧縮機２の動力でより高い冷凍能力を確実に得ることが可能となり、冷媒量も減少させることができる。
他方で、冷媒の種類としてＨＦＯ－１２３４ｙｆを用いた場合における、高負荷（空気温度３５℃、相対湿度５０％）の環境条件の下、車両速度についてアイドリング状態（Ｉｄｌｅ状態）、４０ｋｍ／ｈ、１００ｋｍ／ｈの３条件とし、内部熱交換器２５の熱交換効率について２５％、５０％、７５％の３条件とした場合の、双方の組み合わせの下での成績係数（ＣＯＰ）が最大効率となる過冷却部８の凝縮器３に占める割合（％）を測定したところ、図６に示す図表の上欄に示す結果が得られた。
すなわち、成績係数（ＣＯＰ）の最大効率点は、車両速度がアイドリング状態(図６中Ｉｄｌｅで表示。)で、内部熱交換器２５の熱交換効率が２５％の場合には過冷却部８の割合が１４％で得られ、内部熱交換器２５の熱交換効率が５０％の場合には過冷却部８の割合が１１％で得られ、内部熱交換器２５の熱交換効率が７５％の場合には過冷却部８の割合が９％で得られたものであり、車両速度が４０ｋｍ／ｈの状態で、内部熱交換器２５の熱交換効率が２５％の場合には過冷却部８の割合が１１％で得られ、内部熱交換器２５の熱交換効率が５０％の場合には過冷却部８の割合が９％で得られ、内部熱交換器２５の熱交換効率が７５％の場合には過冷却部８の割合は８％で得られたものであり、車両速度が１００ｋｍ／ｈの状態で、内部熱交換器２５の熱交換効率が２５％の場合には過冷却部８の割合が１１％で得られ、内部熱交換器２５の熱交換効率が５０％の場合には過冷却部８の割合が１０％で得られ、内部熱交換器２５の熱交換効率が７５％の場合には過冷却部８の割合が８％で得られた。
また、冷媒の種類としてＨＦＯ－１２３４ｙｆを用いた場合における、低負荷（空気温度２５℃、相対湿度５０％）の環境条件の下、車両速度についてアイドリング状態（Ｉｄｌｅ状態）、４０ｋｍ／ｈの２条件とし、内部熱交換器２５の熱交換効率について２５％、５０％、７５％の３条件とした場合の、双方の組み合わせの下での成績係数（ＣＯＰ）が最大効率となる過冷却部８の凝縮器３に占める割合（％）を測定したところ、図６に示す図表の下欄に示す結果が得られた。
すなわち、成績係数（ＣＯＰ）の最大効率点は、車両速度がＩｄｌｅ状態で、内部熱交換器２５の熱交換効率が２５％の場合には過冷却部８の割合が８％で得られ、内部熱交換器２５の熱交換効率が５０％の場合には過冷却部８の割合が６％で得られ、内部熱交換器２５の熱交換効率が７５％の場合には過冷却部８の割合が３％で得られたものであり、車両速度が４０ｋｍ／ｈの状態で、内部熱交換器２５の熱交換効率が２５％の場合には過冷却部８の割合が７％で得られ、内部熱交換器２５の熱交換効率が５０％の場合には過冷却部８の割合が７％で得られ、内部熱交換器２５の熱交換効率が７５％の場合には過冷却部８の割合が５％で得られた。
しかるに、冷媒の種類としてＨＦＯ－１２３４ｙｆを用いた場合における成績係数（ＣＯＰ）の最大効率点となる過冷却部８の割合の上限値は１４％、冷媒の種類としてＨＦＯ－１２３４ｙｆを用いた場合における成績係数（ＣＯＰ）の最大効率点となる過冷却部８の割合の下限値は３％である。
すなわち、成績係数（ＣＯＰ）の最大効率点は、車両速度がアイドリング状態(図６中Ｉｄｌｅで表示。)で、内部熱交換器２５の熱交換効率が２５％の場合には過冷却部８の割合が１４％で得られ、内部熱交換器２５の熱交換効率が５０％の場合には過冷却部８の割合が１１％で得られ、内部熱交換器２５の熱交換効率が７５％の場合には過冷却部８の割合が９％で得られたものであり、車両速度が４０ｋｍ／ｈの状態で、内部熱交換器２５の熱交換効率が２５％の場合には過冷却部８の割合が１１％で得られ、内部熱交換器２５の熱交換効率が５０％の場合には過冷却部８の割合が９％で得られ、内部熱交換器２５の熱交換効率が７５％の場合には過冷却部８の割合は８％で得られたものであり、車両速度が１００ｋｍ／ｈの状態で、内部熱交換器２５の熱交換効率が２５％の場合には過冷却部８の割合が１１％で得られ、内部熱交換器２５の熱交換効率が５０％の場合には過冷却部８の割合が１０％で得られ、内部熱交換器２５の熱交換効率が７５％の場合には過冷却部８の割合が８％で得られた。
また、冷媒の種類としてＨＦＯ－１２３４ｙｆを用いた場合における、低負荷（空気温度２５℃、相対湿度５０％）の環境条件の下、車両速度についてアイドリング状態（Ｉｄｌｅ状態）、４０ｋｍ／ｈの２条件とし、内部熱交換器２５の熱交換効率について２５％、５０％、７５％の３条件とした場合の、双方の組み合わせの下での成績係数（ＣＯＰ）が最大効率となる過冷却部８の凝縮器３に占める割合（％）を測定したところ、図６に示す図表の下欄に示す結果が得られた。
すなわち、成績係数（ＣＯＰ）の最大効率点は、車両速度がＩｄｌｅ状態で、内部熱交換器２５の熱交換効率が２５％の場合には過冷却部８の割合が８％で得られ、内部熱交換器２５の熱交換効率が５０％の場合には過冷却部８の割合が６％で得られ、内部熱交換器２５の熱交換効率が７５％の場合には過冷却部８の割合が３％で得られたものであり、車両速度が４０ｋｍ／ｈの状態で、内部熱交換器２５の熱交換効率が２５％の場合には過冷却部８の割合が７％で得られ、内部熱交換器２５の熱交換効率が５０％の場合には過冷却部８の割合が７％で得られ、内部熱交換器２５の熱交換効率が７５％の場合には過冷却部８の割合が５％で得られた。
しかるに、冷媒の種類としてＨＦＯ－１２３４ｙｆを用いた場合における成績係数（ＣＯＰ）の最大効率点となる過冷却部８の割合の上限値は１４％、冷媒の種類としてＨＦＯ－１２３４ｙｆを用いた場合における成績係数（ＣＯＰ）の最大効率点となる過冷却部８の割合の下限値は３％である。
[規則91に基づく訂正 06.12.2011]
次に、これらの数値について、上記条件で成績係数（ＣＯＰ）の最大効率点となる過冷却部８の割合（％）を縦軸、内部熱交換器２５の前記３つの熱交換効率（％）を横軸とした場合には、図７の特性図として示されることとなり、各過冷却部８の割合を示す点の分布を見ると、上方の仮想直線Ｌ３と下方の仮想直線Ｌ４との間の幅内に入るものである。そこで、内部熱交換器２５の熱交換効率の値をＸ、過冷却部８の凝縮器３に占める割合の値をＹとした場合に、仮想直線Ｌ３は(内部熱交換器２５の熱交換効率２５％：過冷却部８の割合１４％：）の座標点と(内部熱交換器２５の熱交換効率７５％：過冷却部８の割合９％：）の座標点とを通り、仮想直線Ｌ４は、(内部熱交換器２５の熱交換効率２５％：過冷却部８の割合７％：）の座標点と(内部熱交換器２５の熱交換効率７５％：過冷却部８の割合３％：）の座標点とを通るので、２点を通る直線を導く公式から、過冷却部８の割合の値を下記の数式（３）となるように設定することで、過冷却部８の割合は、上方の仮想直線Ｌ３と下方の仮想直線Ｌ４との間の幅内に入る、すなわち、成績係数（ＣＯＰ）の最大効率点となる％となることができる。よって、冷媒としてＨＦＯ－１２３４ｙｆを用いた場合に、下記の数式（３）で定める範囲内に過冷却部８の割合を設定することで、より少ない圧縮機２の動力でより高い冷凍能力を確実に得ることが可能となり、冷媒量も減少させることができる。
次に、これらの数値について、上記条件で成績係数（ＣＯＰ）の最大効率点となる過冷却部８の割合（％）を縦軸、内部熱交換器２５の前記３つの熱交換効率（％）を横軸とした場合には、図７の特性図として示されることとなり、各過冷却部８の割合を示す点の分布を見ると、上方の仮想直線Ｌ３と下方の仮想直線Ｌ４との間の幅内に入るものである。そこで、内部熱交換器２５の熱交換効率の値をＸ、過冷却部８の凝縮器３に占める割合の値をＹとした場合に、仮想直線Ｌ３は(内部熱交換器２５の熱交換効率２５％：過冷却部８の割合１４％：）の座標点と(内部熱交換器２５の熱交換効率７５％：過冷却部８の割合９％：）の座標点とを通り、仮想直線Ｌ４は、(内部熱交換器２５の熱交換効率２５％：過冷却部８の割合７％：）の座標点と(内部熱交換器２５の熱交換効率７５％：過冷却部８の割合３％：）の座標点とを通るので、２点を通る直線を導く公式から、過冷却部８の割合の値を下記の数式（３）となるように設定することで、過冷却部８の割合は、上方の仮想直線Ｌ３と下方の仮想直線Ｌ４との間の幅内に入る、すなわち、成績係数（ＣＯＰ）の最大効率点となる％となることができる。よって、冷媒としてＨＦＯ－１２３４ｙｆを用いた場合に、下記の数式（３）で定める範囲内に過冷却部８の割合を設定することで、より少ない圧縮機２の動力でより高い冷凍能力を確実に得ることが可能となり、冷媒量も減少させることができる。
１ 冷凍サイクル
２ 圧縮機
３ 凝縮器
４ 減圧膨張装置
５ 蒸発器
６ 配管
７ 凝縮部
８ 過冷却部
９ 気液分離部
１０ 入口部
１１ 出口部
１２ チューブ
１３ フィン
１４ コア
１５ タンク
１５ａ タンク部
１５ｂ タンク部
１６ タンク
１６ａ タンク部
１６ｂ タンク部
１６ｃ タンク部
１７ 仕切り部
１８ 仕切り部
１９ コネクタ
２０ 仕切り部
２１ 仕切り部
２２ 流出部
２３ 流入部
２４ 送風機
２４ａ ファン
２４ｂ モータ
２５ 内部熱交換器
２６ 第１の熱交換部
２７ 第２の熱交換部
２ 圧縮機
３ 凝縮器
４ 減圧膨張装置
５ 蒸発器
６ 配管
７ 凝縮部
８ 過冷却部
９ 気液分離部
１０ 入口部
１１ 出口部
１２ チューブ
１３ フィン
１４ コア
１５ タンク
１５ａ タンク部
１５ｂ タンク部
１６ タンク
１６ａ タンク部
１６ｂ タンク部
１６ｃ タンク部
１７ 仕切り部
１８ 仕切り部
１９ コネクタ
２０ 仕切り部
２１ 仕切り部
２２ 流出部
２３ 流入部
２４ 送風機
２４ａ ファン
２４ｂ モータ
２５ 内部熱交換器
２６ 第１の熱交換部
２７ 第２の熱交換部
Claims (11)
- 少なくとも、冷媒を圧縮させる圧縮機、圧縮した冷媒を凝縮させる凝縮器、凝縮した冷媒を減圧膨張させる減圧膨張装置、減圧膨張した冷媒を蒸発させる蒸発器を適宜配管接合することにより構成された冷凍サイクルにおいて、
前記凝縮器は、冷媒の流れの上流側に配置されてこの冷媒を冷却凝縮させる凝縮部と、この凝縮部よりも冷媒の流れの下流側に配置されて冷媒を更に冷却させる過冷却部とを有する過冷却部付き凝縮器とし、
更に、前記凝縮器から前記減圧膨張装置に導かれる冷媒が流れる第１の熱交換部と前記蒸発器から前記圧縮機の吸入側に導かれる冷媒が通る第２の熱交換部とを有して、前記第１の熱交換部を流れる相対的に高温の冷媒と前記第２の熱交換部を流れる相対的に低温の冷媒との間で熱交換を行う内部熱交換器を備え、
前記過冷却部の前記凝縮器全体に対する割合を、外気負荷、車両速度、前記内部熱交換器が有する熱交換効率に基づいて導かれる冷凍サイクルの成績係数の最高効率点から設定したことを特徴とする冷凍サイクル。 - 前記冷凍サイクルの成績係数の最高効率点を、複数の異なる外気負荷、複数の異なる車両速度、複数の内部熱交換器それぞれが有する熱交換効率に基づいてそれぞれ導くと共に、
前記過冷却部の前記凝縮器全体に対する割合を、それぞれ導かれた最高効率点の範囲内から設定したことを特徴とする請求項１に記載の冷凍サイクル。 - 前記複数の異なる外気負荷とは、相対的に低負荷にあっては外気温度２５℃、相対湿度５０％の条件を、相対的に高負荷にあっては外気温度３５℃、相対湿度５０％の条件を含み、
前記複数の異なる車両速度とは、前記低負荷条件の場合にはアイドリング状態、４０ｋｍ／ｈの条件を含み、前記高負荷条件の場合にはアイドリング状態、４０ｋｍ／ｈ、１００ｋｍ／ｈの条件を含み、
前記複数の内部熱交換器それぞれが有する熱交換効率とは、２５％、５０％、７５％の条件を含むと共に、この熱交換効率は、前記第１の熱交換部の入口側の冷媒温度値をＴ１、前記第１の熱交換部の出口側の冷媒温度Ｔ２、前記第２の熱交換部の出口側の冷媒温度値をＴ３、前記第２の熱交換部の入口側の冷媒温度値をＴ４とした場合に、下記の数式（１）で導き出されることを特徴とする請求項１又は請求項２に記載の冷凍サイクル。
- 前記冷凍サイクルを流れる冷媒としてＲ１３４ａ冷媒またはＨＦＯ－１２３４ｙｆ冷媒が用いられることを特徴とする請求項１、２又は３に記載の冷凍サイクル。
- 少なくとも、冷媒を圧縮させる圧縮機、圧縮した冷媒を凝縮させる凝縮器、凝縮した冷媒を減圧膨張させる減圧膨張装置、減圧膨張した冷媒を蒸発させる蒸発器を適宜配管接合することにより構成された冷凍サイクルにおいて、
この冷凍サイクルを流れる冷媒としてＲ１３４ａ冷媒が用いられると共に、
前記凝縮器は、冷媒の流れの上流側に配置されてこの冷媒を冷却凝縮させる凝縮部と、この凝縮部よりも冷媒の流れの下流側に配置されて冷媒を更に冷却させる過冷却部とを有する過冷却部付き凝縮器とし、
更に、前記凝縮器から前記減圧膨張装置に導かれる冷媒が流れる第１の熱交換部と前記蒸発器から前記圧縮機の吸入側に導かれる冷媒が通る第２の熱交換部とを有して、前記第１の熱交換部を流れる相対的に高温の冷媒と前記第２の熱交換部を流れる相対的に低温の冷媒との間で熱交換を行う内部熱交換器を備え、
前記内部熱交換器の熱交換効率の値をＸ、前記過冷却部の前記凝縮器に占める割合の値をＹとした場合に、前記過冷却部の割合を下記の数式（２）となるように設定したことを特徴とする冷凍サイクル。
- [規則91に基づく訂正 06.12.2011]
少なくとも、冷媒を圧縮させる圧縮機、圧縮した冷媒を凝縮させる凝縮器、凝縮した冷媒を減圧膨張させる減圧膨張装置、減圧膨張した冷媒を蒸発させる蒸発器を適宜配管接合することにより構成された冷凍サイクルにおいて、
この冷凍サイクルを流れる冷媒としてＨＦＯ－１２３４ｙｆ冷媒が用いられると共に、
前記凝縮器は、冷媒の流れの上流側に配置されてこの冷媒を冷却凝縮させる凝縮部と、この凝縮部よりも冷媒の流れの下流側に配置されて冷媒を更に冷却させる過冷却部とを有する過冷却部付き凝縮器とし、
更に、前記凝縮器から前記減圧膨張装置に導かれる冷媒が流れる第１の熱交換部と前記蒸発器から前記圧縮機の吸入側に導かれる冷媒が通る第２の熱交換部とを有して、前記第１の熱交換部を流れる相対的に高温の冷媒と前記第２の熱交換部を流れる相対的に低温の冷媒との間で熱交換を行う内部熱交換器を備え、
前記内部熱交換器の熱交換効率の値をＸ、前記過冷却部の前記凝縮器に占める割合の値をＹとした場合に、前記過冷却部の割合の値を下記の数式（３）となるように設定したことを特徴とする冷凍サイクル。
- 少なくとも、冷媒を圧縮させる圧縮機、圧縮した冷媒を凝縮させる凝縮器、凝縮した冷媒を減圧膨張させる減圧膨張装置、減圧膨張した冷媒を蒸発させる蒸発器を適宜配管接合することにより構成された冷凍サイクルにおいて、
この冷凍サイクルを流れる冷媒としてＲ１３４ａ冷媒が用いられると共に、
前記凝縮器は、冷媒の流れの上流側に配置されてこの冷媒を冷却凝縮させる凝縮部と、この凝縮部よりも冷媒の流れの下流側に配置されて冷媒を更に冷却させる過冷却部とを有する過冷却部付き凝縮器とし、
更に、前記凝縮器から前記減圧膨張装置に導かれる冷媒が流れる第１の熱交換部と前記蒸発器から前記圧縮機の吸入側に導かれる冷媒が通る第２の熱交換部とを有して、前記第１の熱交換部を流れる相対的に高温の冷媒と前記第２の熱交換部を流れる相対的に低温の冷媒との間で熱交換を行う内部熱交換器を備え、
前記内部熱交換器の熱交換効率が２５％から７５％の間にある場合に、前記過冷却部の前記凝縮器全体に対する割合が３％から９％の間にあることを特徴とする冷凍サイクル。 - 少なくとも、冷媒を圧縮させる圧縮機、圧縮した冷媒を凝縮させる凝縮器、凝縮した冷媒を減圧膨張させる減圧膨張装置、減圧膨張した冷媒を蒸発させる蒸発器を適宜配管接合することにより構成された冷凍サイクルにおいて、
この冷凍サイクルを流れる冷媒としてＨＦＯ－１２３４ｙｆ冷媒が用いられると共に、
前記凝縮器は、冷媒の流れの上流側に配置されてこの冷媒を冷却凝縮させる凝縮部と、この凝縮部よりも冷媒の流れの下流側に配置されて冷媒を更に冷却させる過冷却部とを有する過冷却部付き凝縮器とし、
更に、前記凝縮器から前記減圧膨張装置に導かれる冷媒が流れる第１の熱交換部と前記蒸発器から前記圧縮機の吸入側に導かれる冷媒が通る第２の熱交換部とを有して、前記第１の熱交換部を流れる相対的に高温の冷媒と前記第２の熱交換部を流れる相対的に低温の冷媒との間で熱交換を行う内部熱交換器を備え、
前記内部熱交換器の熱交換効率が２５％から７５％の間にある場合に、前記過冷却部の前記凝縮器全体に対する割合が３％から１４％の間にあることを特徴とする冷凍サイクル。 - 圧縮した冷媒を凝縮させるためのもので、冷媒を圧縮させる圧縮機、凝縮した冷媒を減圧膨張させる減圧膨張装置、減圧膨張した冷媒を蒸発させる蒸発器及び、第１の熱交換部と第２の熱交換部とを有して前記第１の熱交換部を流れる相対的に高温の冷媒と前記第２の熱交換部を流れる相対的に低温の冷媒との間で熱交換を行う内部熱交換器と少なくとも適宜配管接続されることにより冷凍サイクルを構成する凝縮器であって、
冷媒の流れの上流側に配置されてこの冷媒を冷却凝縮させる凝縮部と、この凝縮部よりも冷媒の流れの下流側に配置されて冷媒を更に冷却させる過冷却部とを有し、
前記過冷却部の前記凝縮器全体に対する割合が、前記冷凍サイクルの成績係数の最高効率点を、複数の異なる外気負荷、複数の異なる車両速度、複数の内部熱交換器それぞれが有する熱交換効率に基づいてそれぞれ導いて、当該それぞれ導かれた最高効率点の範囲内から設定されていることを特徴とする過冷却部付き凝縮器。 - 圧縮した冷媒を凝縮させるためのもので、冷媒を圧縮させる圧縮機、凝縮した冷媒を減圧膨張させる減圧膨張装置、減圧膨張した冷媒を蒸発させる蒸発器及び、第１の熱交換部と第２の熱交換部とを有して前記第１の熱交換部を流れる相対的に高温の冷媒と前記第２の熱交換部を流れる相対的に低温の冷媒との間で熱交換を行う内部熱交換器と少なくとも適宜配管接続されることにより冷凍サイクルを構成する凝縮器であって、
冷媒の流れの上流側に配置されてこの冷媒を冷却凝縮させる凝縮部と、この凝縮部よりも冷媒の流れの下流側に配置されて冷媒を更に冷却させる過冷却部とを有し、
前記冷凍サイクルを流れる冷媒としてＲ１３４ａ冷媒が用いられるときには、前記過冷却部の前記凝縮器全体に対する割合を、３％から９％の間に設定したことを特徴とする過冷却部付き凝縮器。 - 圧縮した冷媒を凝縮させるためのもので、冷媒を圧縮させる圧縮機、凝縮した冷媒を減圧膨張させる減圧膨張装置、減圧膨張した冷媒を蒸発させる蒸発器及び、第１の熱交換部と第２の熱交換部とを有して前記第１の熱交換部を流れる相対的に高温の冷媒と前記第２の熱交換部を流れる相対的に低温の冷媒との間で熱交換を行う内部熱交換器と少なくとも適宜配管接続されることにより冷凍サイクルを構成する凝縮器であって、
冷媒の流れの上流側に配置されてこの冷媒を冷却凝縮させる凝縮部と、この凝縮部よりも冷媒の流れの下流側に配置されて冷媒を更に冷却させる過冷却部とを有し、
前記冷凍サイクルを流れる冷媒としてＨＦＯ－１２３４ｙｆ冷媒が用いられるときには、前記過冷却部の前記凝縮器全体に対する割合を、３％から１４％の間に設定したことを特徴とする過冷却部付き凝縮器。
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