まず、本発明の超臨界冷凍サイクルの構成� ��説明する。図1Aは、実施例1のCO ₂ 冷凍サイクル(超臨界冷凍サイクル)のサイク� ��システムの概略構成図であり、図1Bは、サ� �クルシステムの概略構成要素をモリエル線� �上に配置した図を示す。図2は、実施例1のCO ₂ 冷凍サイクルに用いられるアキュムレータの 一例の断面図である。

 自然冷媒であるR744(CO ₂ 冷媒)を用いた実施例1のCO ₂ 冷凍サイクルは、図1に示すように、コンプ� �ッサ1と、ガスクーラ2と、膨張弁3と、エバ� �レータ4と、アキュムレータ5を順次環状に接 続し、内部熱交換により膨張弁3の入口冷媒� �度(以下、「膨張弁入口冷媒温度Tex」という� ��)を低下させるメイン内部熱交換器6と、サ� �内部熱交換器7を備えることで構成される。

 コンプレッサ1は、エンジンやモータなどに より駆動され、アキュムレータ5からの気体� �媒を圧縮し、高温高圧の気体冷媒とする。� �施例1では、高圧と低圧の差圧を制御する差� ��制御ECV(External Control Valve)式の外部可変容� �制御タイプが採用されている。なお、冷媒� �して用いられるR744(CO ₂ 冷媒)の飽和ガスは、HFC134a(フッ素冷媒)の7倍� ��密度、1.2倍の蒸発潜熱(単位質量当たり)で� �るので、単位体積あたりの冷房能力は約8倍� ��なる。このため、コンプレッサ1の吐出容量 は、15~30cc程度で十分な性能である。

 ガスクーラ2は、コンプレッサ1からの高� �高圧の気体冷媒を外気と熱交換し、低温高� �の気体冷媒とする凝縮器である。このガス� �ーラ2は、互いに間隔をおいて縦平行に配置� ��れた左右一対のヘッダータンクと、両端を� ��れぞれヘッダータンクに連通接続して横平� ��に多数配置された熱交換チューブと、隣接� ��る熱交換チューブの空気流通間隙に配置さ� ��たフィンと、を備えて構成される。そして� ��一対のヘッダータンクの内部が、仕切り手� ��により横方向に仕切られることにより、熱� ��換チューブによる冷媒通路が、入口側通路� ��と中間通路群と出口側通路群というように� ��少なくとも2つ以上の通路群に区画されてい る。

 膨張弁3は、エンジンルーム内に設置され 、ガスクーラ2からの高圧気体冷媒の圧力を� �圧の気液二相冷媒とする。実施例1の場合、� ��スクーラ2の出口冷媒温度及び出口冷媒圧力 に基づいて、冷媒の過熱度SHを一定に保持す� ��ように膨張弁開度(オリフィス開度)を制御� �る制御型膨張弁を採用している。

 エバポレータ4は、車室内空調を行う車両用 空調ユニット8内に、送風機等と共に配置さ� �る熱交換器である。膨張弁3からの低温低圧� ��気液二相冷媒を循環させることで周囲の空� ��から熱を奪い、冷媒の温度を高め、ガス化� ��促進する。R744(CO ₂ 冷媒)を用いた冷凍サイクルにおいて、高負� �時における平衡圧は、7MPa(約70bar)以上と高圧 になることから、車室内への冷媒漏れは、HFC 134a(フッ素冷媒)以上の信頼性を確保する必要 がある。このため、エバポレータ4は、コア� �配管、フランジまでを一体化する構造とし� �これにより、Oリングシールからのスローリ� ��クを含む車室内への冷媒漏れを防いでいる� ��

 アキュムレータ5は、エバポレータ4から導� �される気液二相冷媒から気液を分離し、気� �冷媒をコンプレッサ1に供給し、CO ₂ 冷凍サイクル中の余剰液冷媒を本体内部に貯 液する。R744(CO ₂ 冷媒)を用いた冷凍サイクルでは、高圧圧力� �臨界圧を超えた場合、高圧側に液冷媒が溜� �らない。このため、HFC134a(フッ素冷媒)を用� �た冷凍サイクルで一般的なリキッドタンク� �採用できず、アキュムレータ5を使って冷媒� ��正量を管理する。

 アキュムレータ5の構成を図2により説明� �る。アキュムレータ5は、容器本体51の内部� �間の中間部分に上層52と下層53を画成する乾� ��剤層54を設定している。そして、ヘッド部55 にエバポレータ4からの気液二相冷媒を導入� �る冷媒吸入管56と、コンプレッサ1へ気体冷� �を吐出するU字状の冷媒吐出管57と、を設け� �いる。このU字状の冷媒吐出管57には、上層52 の部分に気体冷媒吸入口58が開口され、下層5 3の液冷媒に浸漬する最下部のU字湾曲位置に� ��イルブリード59が開口されている。

 アキュムレータ5では、容器本体51の内部� ��導入された気液二相冷媒を、上層52から下� �53へと乾燥剤層54を介して通過させることに� ��り、気液分離、液冷媒液面の安定化及び水� ��除去を行う。そして、気液分離され、乾燥� ��層54を経過して上層52に移行した気体冷媒は 、冷媒吐出管57の上部に設定された気体冷媒� ��入口58から吸入され、コンプレッサ1へ戻さ� ��る。また、気液分離された液冷媒の下部に� ��降した潤滑油が、オイルブリード59より吸� �され、上記の冷媒の流れを利用してコンプ� �ッサへ戻される。さらに、冷凍サイクル中� �余剰の液冷媒が、容器本体51に貯液される。

 アキュムレータ5は、オイル/冷媒の相溶� �性を利用し、直径1mm程度のオイルブリード� �によってオイル循環率とアキュムレータの� �口冷媒の状態(乾き度)とを制御しており、オ イル循環率OCRがOCR=2~7%に、アキュムレータの� ��口冷媒の乾き度XがX=0.9~1.0に管理されている 。

 本発明の実施例1~3では、ガスクーラ2の出 口から膨張弁3の入口までの冷媒経路に沿っ� �、メイン高温側熱交換部6aとサブ高温側熱交 換部7aとを直列に設定している。また、膨張� ��3の出口からコンプレッサ-1の入口までの冷� ��経路に位置するアキュムレータ5を挟んでメ イン低温側熱交換部6bとサブ低温側熱交換部7 bを設定している。

 そして、CO ₂ 冷凍サイクル中の内部熱交換器は、メイン高 温側熱交換部6aとメイン低温側熱交換部6bと� �組み合わせたメイン内部熱交換器6と、サブ� ��温側熱交換部7aとサブ低温側熱交換部7bとを 組み合わせたサブ内部熱交換器7とで構成さ� �ている。

 実施例1では、メイン内部熱交換器6を、� �1A、図1Bに示すように、ガスクーラ2の出口直 後の冷媒経路に設定したメイン高温側熱交換 部6aと、アキュムレータ5の出口からコンプレ ッサ1の入口までの冷媒経路に設定したメイ� �低温側熱交換部6bとの組み合わせにより構成 している。このメイン内部熱交換器6は、コ� �プレッサ吐出温度Tdを限界温度(図1BのTd保護� ��イン、140℃程度)以下に抑えつつ、臨界温度 (=31.1℃)を超えている冷媒温度を、ガス領域� �液領域の臨界温度付近(図1Bの31.1℃ライン)ま で低下させる内部熱交換を行う。

 また、実施例1では、サブ内部熱交換器7� �、メイン高温側熱交換部6aの出口から膨張弁 3の入口までの冷媒経路に設定したサブ高温� �熱交換部7aと、エバポレータ4の出口からア� �ュムレータ5の入口までの冷媒経路に設定し� ��サブ低温側熱交換部7bとの組み合わせによ� �構成している。このサブ内部熱交換器7は、� ��イン内部熱交換器6での内部熱交換により低 下した冷媒温度を、膨張弁入口冷媒温度Texが 臨界温度(=31.1℃)より低い、冷媒が液領域に� �る温度まで低下させる内部熱交換を行う。

 次に、実施例1のCO ₂ 冷凍サイクルの作用を説明する。まず、超臨 界冷凍サイクル技術の説明を行う。続いて、 実施例1の超臨界冷凍サイクルにおける作用� �、コンプレッサ動力低減作用、クールダウ� �過渡期の速冷作用、エバポレータ出口乾き� �の安定性向上と冷媒適正幅増大作用に分け� �、従来の超臨界冷凍サイクルと比較しなが� �説明する。

[超臨界冷凍サイクル技術]
 高まる地球温暖化防止の世界動向に対応す� ��べく、自然冷媒であるR744(CO ₂ 冷媒)を用いたCO ₂ 冷凍サイクルによるエアコンシステムの開発 が急ピッチで進められている。

 HFC134a(フッ素冷媒)を用いた従来の冷凍サイ� ��ルとCO ₂ 冷凍サイクルとを比較した場合、CO ₂ 冷凍サイクルの作動圧力は従来の冷凍サイク ルの作動圧力よりも高く、従来の冷凍サイク ルの作動圧力の約7~10倍の作動圧力となる。� �のため、構成部品に耐圧性を持たせること� �必須となるが、耐圧設計と同時に重量増加� �抑える必要があり、さらには、作動圧力を� �全な圧力以下に維持する制御が重要になる� �

 R744(CO ₂ 冷媒)の特性は、臨界温度が31.1℃と低く、外� ��温度が約30℃以上の負荷では、冷媒の圧力� �臨界圧(臨界圧7.4MPa以上でかつ温度31.1℃以上 の領域を超臨界領域という。)を超えてしま� �。このため、CO ₂ 冷凍サイクルは、超臨界冷凍サイクルと呼ば れる。

 従来の超臨界冷凍サイクルとしては、図3 に示すように、ガスクーラを出た高温高圧冷 媒とアキュムレータを出た低温低圧冷媒との 間で熱交換を行う内部熱交換器を1つ備え、� �バポレータ入口のエンタルピを下げること� �よって成績係数COPの向上を図ったものが知� �れている。

 しかしながら、従来の超臨界冷凍サイクル� ��は、成績係数COPの向上を目的として内部熱� ��換器を1つ設置した構成であるため、CO ₂ 冷媒の物性に起因して、高負荷時には、成績 係数COPの向上に限界があり、コンプレッサの 電力が過大となる、という問題がある。また 、ファン風量変化等による負荷変動時には、 エバポレータ出口での過熱度SH(スーパーヒー ト)が変動(増加)してしまい、エバポレータの 温度差(最大温度と最小温度の差)の悪化(増大 )を招く、という問題がある。

 これらの問題の対策として、内部熱交換� ��の大型化が考えられる。しかし、内部熱交� ��器を大型化するとコンプレッサ吐出温度Td� �上昇し、限界温度を超えてしまうため、内� �熱交換器を大型化しようとしても限界があ� �。また、アキュムレータの冷媒吐出管に開� �されたオイルブリードの内径を大きくし、� �バポレータの出口冷媒の乾き度を低減する� �とが考えられる。しかし、この場合は、冷� �量調整が不適となり、さらに、オイル循環� �の増加を招く、といったデメリットがある� �

 さらに、特開2007-155229号公報、特開2007-51841� ��公報、特開平11-351680号公報等で、超臨界冷� ��サイクルが提案されているが、いずれも高� ��荷時に成績係数COPを高めてコンプレッサ電� ��を低減することができない。すなわち、CO ₂ 冷凍サイクルでは、高負荷時のコンプレッサ 電力の低減が解決すべき大きな課題として残 っている。

 本発明者は、膨張弁出口からコンプレッ� ��入口までの低圧側冷媒経路のうち、膨張弁� ��口からアキュムレータ入口までの位置に低� ��側熱交換部を設定可能であり、しかも、気� ��二相の冷媒であることで、内部熱交換のた� ��の冷熱エネルギーが、アキュムレータ出口� ��の気体冷媒よりも高い、という点に着目し� ��。

 この着目点にしたがって、ガスクーラ2の出 口から膨張弁3の入口までの冷媒経路に沿っ� �、メイン高温側熱交換部6aとサブ高温側熱交 換部7aとを直列に設定し、エバポレータ4の出 口からアキュムレータ5の入口までの冷媒経� �に、サブ低温側熱交換部7bを設定し、アキュ ムレータ5の出口からコンプレッサ1の入口ま� ��の冷媒経路に、メイン低温側熱交換部6bを� �定した。そして、CO ₂ 冷凍サイクル中の内部熱交換器を、メイン高 温側熱交換部6aとメイン低温側熱交換部6bと� �組み合わせたメイン内部熱交換器6と、サブ� ��温側熱交換部7aとサブ低温側熱交換部7bとを 組み合わせたサブ内部熱交換器7とで構成し� �。

 この構成を採用することにより、コンプ� ��ッサ電力を低減することができると共に、� ��ールダウン過渡期において、冷却性能を向� ��することができるようにした。

[コンプレッサ電力低減作用]
 まず、実施例1のCO ₂ 冷凍サイクルでは、図1Bに示すように、エバ� ��レータ4の出口からアキュムレータ5の入り� �までの冷媒経路にサブ低温側熱交換部7bを設 定し、アキュムレータ5の出口からコンプレ� �サ1の入り口までの冷媒経路にメイン低温側� ��交換部6bを設定している。このため、メイ� �低温側熱交換部6bを従来のCO ₂ 冷凍サイクルにおける低温側熱交換部のサイ ズと同等のサイズとすることで、コンプレッ サ吐出温度Tdを保護温度以下(図1BのTd保護ラ� �ン以下)に抑えることができる。また、ガス� ��ーラ2の出口から膨張弁3の入口までの冷媒� �路に沿って、メイン高温側熱交換部6aとサブ 高温側熱交換部7aとを直列に設定している。� ��のメイン高温側熱交換部6aとメイン低温側� �交換部6bとを組み合わせることによりメイン 内部熱交換器6を設定し、サブ高温側熱交換� �7aとサブ低温側熱交換部7bと組み合わせるこ� ��により、サブ内部熱交換器7を設定している 。

 次に、実施例1のCO ₂ 冷凍サイクルでの冷凍サイクル安定期におけ るエバポレータ性能について、図4に基づき� �明する。図4は、冷凍サイクル安定期におけ� ��、サブ内部熱交換器を設けた実施例1のCO ₂ 冷凍サイクルのモリエル線図と、図3に示す� �来のCO ₂ 冷凍サイクルのモリエル線図との比較図であ る。

 従来のCO ₂ 冷凍サイクルでは、図4の点線のモリエル線� �に示すように、高圧側内部熱交換によるエ� �タルピ増大量a’と、低圧側内部熱交換によ� ��エンタルピ増大量b’とが相殺する。したが って、エバポレータにおいて熱交換のために 用いられる実エンタルピはA’となる。

 一方、実施例1のCO ₂ 冷凍サイクルでは、図4の実線のモリエル線� �に示すように、メイン高温側熱交換部6aおよ びサブ高温側熱交換部7aの2つの高圧側内部熱 交換によるエンタルピ増大量aと、メイン低� �側熱交換部6bおよびサブ低温側熱交換部7bの2 つの低圧側内部熱交換によるエンタルピ増大 量bとが相殺する。したがって、エバポレー� �4において熱交換のために用いられる実エン� ��ルピはAとなる。

 上記比較により明らかなように、実施例1の CO ₂ 冷凍サイクルも、従来のCO ₂ 冷凍サイクルと同様に、高圧側内部熱交換と 低圧側内部熱交換によりエンタルピ増大量を 相殺する。このため、実エンタルピはA’≒A� ��なり、実施例1のCO ₂ 冷凍サイクルでのサイクル安定期におけるエ バポレータ性能は、従来のCO ₂ 冷凍サイクルでのサイクル安定期におけるエ バポレータ性能と同等となる。

 次に、実施例1のCO ₂ 冷凍サイクルでの冷凍サイクル安定期におけ るコンプレッサ電力について、図4に基づき� �明する。実施例1のCO ₂ 冷凍サイクルでのサイクル安定期においては 、メイン内部熱交換器6に加えられたサブ内� �熱交換器7により、膨張弁入口冷媒温度Texを� ��体冷媒が液化するまで低下させることがで� ��る。これによって、サイクル安定期におけ� ��、実施例1のCO ₂ 冷凍サイクルでの高圧圧力(Pd)を、図4に示す� ��うに、従来のCO ₂ 冷凍サイクルでの高圧圧力に比べてδPdだけ� �げることができる。

 これにより、冷凍サイクル安定期において� ��実施例1のCO ₂ 冷凍サイクルでのコンプレッサ圧縮比がδPd� �け下げられる。したがって、図4に示すよう� ��、実施例1のCO ₂ 冷凍サイクルでの圧縮エンタルピEは、従来� �CO ₂ 冷凍サイクルでの圧縮エンタルピE’に比べ� �低減する。

 この結果、実施例1のCO ₂ 冷凍サイクルでは、コンプレッサ1での圧縮� �ネルギーを低減でき、すなわち、コンプレ� �サ電力を低減できる。さらに、上述したよ� �に、従来のCO ₂ 冷凍サイクルと同等のエバポレータ性能が得 られることから、エバポレータ冷却能力/コ� �プレッサ電力の式により得られる成績係数CO Pを向上することができる。

 図5は、各種測定値とコンプレッサ電力と 成績係数COPとを、サブ内部熱交換器の有無に より対比した表である。図5に示す表におい� �は、サブ内部熱交換器無しのコンプレッサ� �力は2.74KWであるのに対し、サブ内部熱交換� �有りのコンプレッサ電力は2.55KWであり、サ� �内部熱交換器を設定することによりコンプ� �ッサ電力を低減できることが確認された。� �た、サブ内部熱交換器無しの成績係数COP=1.77 であるのに対し、サブ内部熱交換器有りの成 績係数COP=1.90であり、サブ内部熱交換器を設� ��することにより成績係数COPを改善できるこ� ��が確認された。

[クールダウン過渡期の速冷作用]
 次に、図6に基づいて、実施例1のCO ₂ 冷凍サイクルでのクールダウン過渡期におけ るエバポレータ性能を説明する。図6は、実� �例1のCO ₂ 冷凍サイクルと図3に示す従来のCO ₂ 冷凍サイクルとのモリエル線図の比較図であ る。

 クールダウン過渡期には、エバポレータの� ��口では気体冷媒が乾いた状態であり、従来� ��CO ₂ 冷凍システムの内部熱交換器も、実施例1のCO ₂ 冷凍システムのメイン内部熱交換器6も、ほ� �んど熱交換を行わない。つまり、従来のCO ₂ 冷凍システムの内部熱交換器も、実施例1のCO ₂ 冷凍システムのメイン内部熱交換器6も、過� �度(SH)状態ではない気体冷媒状態で内部熱交� ��を行うため、エンタルピは、図6のe’、eに� ��すように、共に小さくなる。

 一方、実施例1のCO ₂ 冷凍システムではサブ内部熱交換器を有して おり、サブ内部熱交換器7がメイン内部熱交� �器6に代わって冷媒の膨張弁入口冷媒温度Tex� ��大幅に下げることができる。

 したがって、従来のCO ₂ 冷凍サイクルのエバポレータエンタルピf´に 比べ、実施例1のCO ₂ 冷凍サイクルのエバポレータエンタルピfは� �きくなり、クールダウン過渡期においてエ� �ポレータ4による冷媒の冷却が迅速かつ効果� ��に行われる。

 図7は、従来のCO ₂ 冷凍サイクル(サブ内部熱交換器なし)と実施� ��1のCO ₂ 冷凍サイクル(サブ内部熱交換器あり)につい� ��、クールダウン開始からの時間経過に従う� ��張弁入口冷媒温度Texとエバポレータ出口で� ��冷媒温度の変化を示す図である。

 膨張弁入口冷媒温度Texに着目すると、実施� ��1のCO ₂ 冷凍サイクル(サブ内部熱交換器あり)の場合( 図7の実線)は、従来のCO ₂ 冷凍サイクル(サブ内部熱交換器なし)の場合( 図7の点線)に比べ、エアコン起動直後から膨� ��弁入口冷媒温度Texを下げる効果が大きく、� ��えば、7分経過後においては、従来のCO ₂ 冷凍サイクル(サブ内部熱交換器なし)の場合� ��比べて約9℃低下する。したがって、実施例 1のCO ₂ 冷凍サイクル(サブ内部熱交換器あり)では、� ��アコン起動直後の早期段階において、エバ� ��レータ入口とエバポレータ出口のエンタル� ��の差を大きくすることができる。

 一方、エバポレータ出口での冷媒温度に着� ��すると、実施例1のCO ₂ 冷凍サイクル(サブ内部熱交換器有り)の場合( 図7の点線)は、従来のCO ₂ 冷凍サイクル(サブ内部熱交換器無し)の場合( 図7の点線)に比べてエバポレータ出口での冷� ��温度が低下し、例えば、7分経過後において は、従来のCO ₂ 冷凍サイクル(サブ内部熱交換器無し)の場合� ��比べて2℃以上低下する。

 次に、実施例1のCO ₂ 冷凍サイクルでのクールダウン過渡期におけ るコンプレッサ電力について説明する。サブ 内部熱交換器7が熱交換性能を発揮すると、� �凍サイクル形成が早く、冷媒流量が増加し� �、コンプレッサ電力は大きくなる。よって� �クールダウン過渡期において同一の時間を� �過した時点でのコンプレッサ電力は、実施� �1のCO ₂ 冷凍サイクルの方が従来のCO ₂ 冷凍サイクルより大きくなってしまう。しか し、成績係数COP(=エバポレータ冷却能力/コン プレッサ電力)は変わらないので、エバポレ� �タ4での冷却能力が増大する分、コンプレッ� ��電力が大きくなるだけである。

[エバポレータ出口の乾き度の安定性向上と� �媒封入量の適正幅増大作用]
 実施例1では、サブ低温側熱交換部7bを、エ� ��ポレータ4の出口からアキュムレータ5の入� �までの冷媒経路に設定した。これにより、� �記に述べるように、エバポレータ出口乾き� �の安定性向上と冷媒封入量の適正幅増大作� �が得られる。

 図8は、従来のCO ₂ 冷凍サイクルにおける、冷媒封入量とエバポ レータ出口の乾き度との関係、および、冷媒 封入量とエバポレータの入口の乾き度との関 係を示す特性図である。従来のCO ₂ 冷凍サイクルでは、図3に示すように、エバ� �レータの出口がアキュムレータと接続され� �いるので、図8に示すように、エバポレータ� ��口の乾き度Xは、冷媒封入量450g~650gの200gの� �囲において約1.0で安定する。この冷媒封入� �の範囲が、冷媒封入量の適正幅となる。

 図9は、従来のCO ₂ 冷凍サイクルにおいて、オイルブリード径を 大きくした場合の、冷媒封入量とエバポレー タ出口の乾き度との関係、および、冷媒封入 量とエバポレータの入口の乾き度との関係を 示す特性図である。従来のCO ₂ 冷凍サイクルにおいてオイルブリード径を大 きくした場合、図9に示すように、エバポレ� �タ出口の乾き度は、冷媒封入量が大きいほ� �低下する。つまり、エバポレータ出口の乾� �度Xが安定する冷媒封入量の適正幅が無い。� ��たがって、例えば、冷媒封入量が変化する� ��期と冬期では、エバポレータ出口の乾き度� ��変化してしまう。

 図10は、実施例1のCO ₂ 冷凍サイクル(サブ内部熱交換器あり)におけ� ��、冷媒封入量とエバポレータ出口の乾き度� ��の関係、および、冷媒封入量とエバポレー� ��の入口の乾き度との関係、および、冷媒封� ��量とサブ内部熱交換器の出口の乾き度との� ��係を示す特性図である。実施例1のCO ₂ 冷凍サイクル(サブ内部熱交換器あり)の場合� ��サブ内部熱交換器7が一定の熱交換を行い、 図10に示すように、冷媒封入量450g~700gの250gの 範囲(=冷媒封入量の適正幅)において、エバポ レータ出口の乾き度XがX=0.8程度の値を維持す るように熱交換が行われる。さらに、従来の CO ₂ 冷凍サイクルでは冷媒封入量の適正幅が200g� �あったのに比べ(図8参照)、実施例1のCO ₂ 冷凍サイクルにおける冷媒封入量の適正幅は 250gとなっており(図10参照)、大きな負荷変動� ��対しても冷凍サイクルの安定性を向上させ� ��ことができる。

 なお、HFC134a(フッ素冷媒)を用いた現行の冷� ��サイクルと、R744(CO ₂ 冷媒)を用いたCO ₂ 冷凍サイクルの負荷変動耐性を比較すると、 エバポレータ(0℃)が保有する熱量は、HFC134a(� ��ッ素冷媒)が140kJであるのに対し、R744(CO ₂ 冷媒)は25kJである。したがって、R744(CO ₂ 冷媒)を用いたCO ₂ 冷凍サイクルは、HFC134a(フッ素冷媒)を用いた 現行の冷凍サイクルよりエバポレータが保有 する熱量が少なく、負荷変動に対して安定し ない特性を示す。

 次に、負荷変動の一例として、ファン風量� ��ロー(Lo)からハイ(Hi)に切り替えた場合の実� �例1のCO ₂ 冷凍サイクル(サブ内部熱交換器あり)の動作� ��、図11~図13に基づいて説明する。

 図11は、ファン風量をロー(Lo)からハイ(Hi)に 切り替えた場合の、従来のCO ₂ 冷凍サイクル(サブ内部熱交換器なし)におけ� ��エバポレータ出口の乾き度と、実施例1のCO ₂ 冷凍サイクル(サブ内部熱交換器(200mm×3段)あ� ��)におけるエバポレータ出口の乾き度の時間 特性を示す図である。従来のCO ₂ 冷凍サイクル(サブ内部熱交換器なし)では、� ��バポレータ出口の乾き度は、図11の点線特� �に示すように、ファン風量がロー(Lo)の場合� ��乾き度Xは1.0より少し小さな値を示し、ファ ン風量をロー(Lo)からハイ(Hi)に切り替えると� ��乾き度Xは1.0より少し大きな値まで上昇し、 図11の約2分30秒の時点で1.0以下の値に収束す� ��。

 一方、実施例1のCO ₂ 冷凍サイクル(サブ内部熱交換器あり)では、� ��11の実線特性に示すように、ファン風量が� �ー(Lo)の場合は乾き度Xが1.0より小さな値(X=0.7 程度)を示し、ファン風量をロー(Lo)からハイ( Hi)に切り替えた場合、乾き度Xは瞬間的に1.0� �り少し大きな値となるものの、図11の約2分� �時点で1.0以下の値に収束する。つまり、実� �例1のCO ₂ 冷凍サイクル(サブ内部熱交換器あり)では、� ��バポレータ4の入口から出口に至るまでの間 、冷媒は気液二相状態であり、エバポレータ 4での温度差(最大温度と最小温度の差)が良好 となる。なお、エバポレータ出口の乾き度X� �、1.0未満は気液二相の飽和状態であり、1.0� �上は過熱度SH域である。

 図12は、ファン風量をロー(Lo)からハイ(Hi)に 切り替えた場合の、従来のCO ₂ 冷凍サイクル(サブ内部熱交換器なし)におけ� ��エバポレータ出口の過熱度と、実施例1のCO ₂ 冷凍サイクル(サブ内部熱交換器(200mm×3段)あ� ��)におけるエバポレータ出口の過熱度の時間 特性を示す図である。従来のCO ₂ 冷凍サイクル(サブ内部熱交換器なし)では、� ��12の点線特性に示すように、ファン風量を� �ー(Lo)からハイ(Hi)に切り替えた場合、エバポ レータ出口の乾き度Xが1.0以上(SH域)となる時� ��が図12の約2分30秒の時点まで続く。

 一方、実施例1のCO ₂ 冷凍サイクル(サブ内部熱交換器あり)では、� ��12の実線特性に示すように、ファン風量を� �ー(Lo)からハイ(Hi)に切り替えた場合、エバポ レータ出口の乾き度が1.0以上(SH域)となる時� �は僅かである。つまり、実施例1のCO ₂ 冷凍サイクル(サブ内部熱交換器あり)では、� ��ァン風量変化直後の過熱度域(SH域)の時間を 大幅に削減することができる。

 図13は、ファン風量をロー(Lo)からハイ(Hi)に 切り替えた場合の、従来のCO ₂ 冷凍サイクル(サブ内部熱交換器なし)におけ� ��エバポレータ出口の冷媒温度と、実施例1の CO ₂ 冷凍サイクル(サブ内部熱交換器(200mm×3段)あ� ��)におけるエバポレータ出口の冷媒温度の時 間特性を示す図である。従来のCO ₂ 冷凍サイクル(サブ内部熱交換器なし)では、� ��13の点線特性に示すように、ファン風量を� �ー(Lo)からハイ(Hi)に切り替えた場合、エバポ レータ出口の冷媒温度には、10℃程度の大幅� ��変動がみられる。

 一方、実施例1のCO ₂ 冷凍サイクル(サブ内部熱交換器あり)では、� ��13の実線特性に示すように、ファン風量を� �ー(Lo)からハイ(Hi)に切り替えた場合、エバポ レータ出口の冷媒温度の変動は、5℃程度の� �幅な変動に抑えることができる。これによ� �、結果的に、エバポレータでの温度差(最大� ��度と最小温度の差)が縮まり、冷房性能の向 上を図ることができる。

 以上述べたように、実施例1のCO ₂ 冷凍サイクル(超臨界冷凍サイクル)では、下� ��に列挙する効果を得ることができる。

 (1)コンプレッサ1と、ガスクーラ2と、膨� �弁3と、エバポレータ4と、アキュムレータ5� �順次環状に接続し、内部熱交換により膨張� �3の入口の冷媒温度を低下させる内部熱交換� ��を備えた超臨界冷凍サイクルであって、ガ� ��クーラ2の出口から膨張弁3の入口までの冷� �経路に沿ってメイン高温側熱交換部6aとサブ 高温側熱交換部7aを直列に設定し、膨張弁3の 出口からコンプレッサ1の入口までの冷媒経� �に位置するアキュムレータ5を挟んでメイン� ��温側熱交換部6bとサブ低温側熱交換部7bを設 定し、内部熱交換器を、メイン高温側熱交換 部6aとメイン低温側熱交換部6bを組み合わせ� �メイン内部熱交換器6と、サブ高温側熱交換� ��7aとサブ低温側熱交換部7bを組み合わせたサ ブ内部熱交換器7とにより構成した。この構� �により、冷凍サイクル安定期において、コ� �プレッサ電力を低減することができると共� �、クールダウン過渡期において、冷却性能� �向上することができる。

 (2) メイン内部熱交換器6は、臨界温度を� ��える冷媒温度を、ガス領域と液領域の臨界� ��度付近まで低下させる内部熱交換を行い、� ��ブ内部熱交換器7は、メイン内部熱交換器6� �の内部熱交換により低下した冷媒温度を、� �張弁入口冷媒温度が臨界温度より低い、冷� �が液領域に入る温度まで低下させる内部熱� �換を行い、メイン低温側熱交換部6bおよびサ ブ低温側熱交換部7bのうち、アキュムレータ5 の出口側に設けられた低温側熱交換部による 熱交換量を、コンプレッサ吐出温度を限界温 度以下に抑える量に設定した。この構成によ り、冷凍サイクル安定期において、冷媒が気 液二層領域となるように高圧圧力(Pd)を下げ� �ことができ、コンプレッサ電力を確実に低� �することができる。

 (3) メイン内部熱交換器6は、ガスクーラ2の 出口直後の冷媒経路に設定したメイン高温側 熱交換部6aと、アキュムレータ5の出口からコ ンプレッサ1の入口までの冷媒経路に設定し� �メイン低温側熱交換部6bと、の組み合わせに より構成し、サブ内部熱交換器7は、メイン� �温側熱交換部6aの出口から膨張弁3の入口ま� �の冷媒経路に設定したサブ高温側熱交換部7a と、エバポレータ4の出口からアキュムレー� �5の入口までの冷媒経路に設定したサブ低温� ��熱交換部7bと、の組み合わせにより構成し� �。この構成により、サブ内部熱交換器7が一� ��の熱交換を行うので、エバポレータ4の出口 の乾き度を安定して下げることができ、急激 な負荷変動に対応可能なCO ₂ 冷凍サイクルを実現することができる。さら に、冷媒封入量の範囲(適正幅)が増大し、フ� ��ン風量変化等の大きな負荷変動に対しても� ��CO ₂ 冷凍サイクルの安定性を向上させることがで きる。

 実施例2は、サブ低温側熱交換部7bを実施� ��1とは異なる位置に設定した例である。

 まず、構成を説明する。図14Aは、実施例2の CO ₂ 冷凍サイクル(超臨界冷凍サイクル)のサイク� ��システムの概略構成図であり、図14Bは、サ� ��クルシステムの概略構成要素をモリエル線� ��上に配置した図を示す。

 自然冷媒であるR744(CO ₂ 冷媒)を用いた実施例2のCO ₂ 冷凍サイクルは、図14に示すように、コンプ� ��ッサ1と、ガスクーラ2と、膨張弁3と、エバ� ��レータ4と、アキュムレータ5を順次環状に� �続し、内部熱交換により膨張弁3の入口冷媒� ��度を低下させるメイン内部熱交換器6とサブ 内部熱交換器7を備えることで構成される。

 実施例2では、メイン内部熱交換器6を、� �14A、図14Bに示すように、ガスクーラ2の出口� ��後の冷媒経路に設定したメイン高温側熱交� ��部6aと、アキュムレータ5の出口からコンプ� ��ッサ1の入口までの冷媒経路に設定したメイ ン低温側熱交換部6bとの組み合わせにより構� ��している。このメイン内部熱交換器6は、コ ンプレッサ吐出温度Tdを限界温度以下に抑え� ��つ、臨界温度(=31.1℃)を超えている膨張弁入 口冷媒温度Texを、ガス領域と液領域の臨界温 度付近(図14Bの31.1℃ライン)まで低下させる内 部熱交換を行う。

 また、実施例2では、サブ内部熱交換器7� �、メイン高温側熱交換部6aの出口から膨張弁 3の入口までの冷媒経路に設定したサブ高温� �熱交換部7aと、膨張弁3の出口からエバポレ� �タ4の入口までの冷媒経路に設定したサブ低� ��側熱交換部7bとの組み合わせにより構成し� �いる。このサブ内部熱交換器7は、メイン内� ��熱交換器6での内部熱交換により低下した冷 媒温度を、臨界温度(=31.1℃)より低い、冷媒� �液領域に入る温度まで低下させる内部熱交� �を行う。なお、他の構成は、実施例1と同様� ��あるので、対応する構成に符号を付して説� ��を省略する。

 次に、効果を説明する。実施例2では、サ ブ高温側熱交換部7aを実施例1とは異なる位置 に設定した。この場合、エバポレータ出口の 乾き度Xは1.0となり、ファン風量変化等に対� �るエバポレータの温度差(最大温度と最小温� ��の差)の改善効果は得られない。しかし、内 部熱交換器を、メイン内部熱交換器6とサブ� �部熱交換器7とにより構成したため、実施例1 と同様に、コンプレッサ電力低減効果、クー ルダウン過渡期の速冷効果を得ることができ る。

 また、実施例2の車両用超臨界冷凍サイク ルにあっては、実施例1の(1)、(2)の効果に加� �、下記(4)の効果を得ることができる。

 (4) メイン内部熱交換器6は、ガスクーラ2 の出口直後の冷媒経路に設定したメイン高温 側熱交換部6aと、アキュムレータ5の出口から コンプレッサ1の入口までの冷媒経路に設定� �たメイン低温側熱交換部6bと、の組み合わせ により構成し、サブ内部熱交換器7は、メイ� �高温側熱交換部6aの出口から膨張弁3の入口� �での冷媒経路に設定したサブ高温側熱交換� �7aと、膨張弁3の出口からエバポレータ4の入� ��までの冷媒経路に設定したサブ低温側熱交� ��部7bと、の組み合わせにより構成した。こ� �構成により、サブ内部熱交換器7において、� ��張弁3の入口側と出口側の温度差により、効 果的に内部熱交換を行うことができる。

 実施例3は、実施例1のメイン低温側熱交� �部6bとサブ低温側熱交換部7bの位置を交換し� ��例である。

 まず、構成を説明する。図15Aは、実施例2の CO ₂ 冷凍サイクル(超臨界冷凍サイクル)のサイク� ��システムの概略構成図であり、図15Bは、サ� ��クルシステムの概略構成要素をモリエル線� ��上に配置した図を示す。

 自然冷媒であるR744(CO ₂ 冷媒)を用いた実施例2のCO ₂ 冷凍サイクルは、図15に示すように、コンプ� ��ッサ1と、ガスクーラ2と、膨張弁3と、エバ� ��レータ4と、アキュムレータ5を順次環状に� �続し、内部熱交換により膨張弁3の入口冷媒� ��度を低下させるメイン内部熱交換器6とサブ 内部熱交換器7を備えることで構成される。

 実施例3では、メイン内部熱交換器6を、� �15A、図15Bに示すように、ガスクーラ2の出口� ��後の冷媒経路に設定したメイン高温側熱交� ��部6aと、エバポレータ4の出口からアキュム� ��ータ5の入口までの冷媒経路に設定したメイ ン低温側熱交換部6bとの組み合わせにより構� ��している。このメイン内部熱交換器6は、臨 界温度(=31.1℃)を超えている膨張弁入口冷媒� �度Texを、ガス領域と液領域の臨界温度付近(� ��15Bの31.1℃ライン)まで低下させる内部熱交� �を行う。

 また、実施例3では、サブ内部熱交換器7� �、メイン高温側熱交換部6aの出口から膨張弁 3の入口までの冷媒経路に設定したサブ高温� �熱交換部7aと、アキュムレータ5の出口から� �ンプレッサ1の入口までの冷媒経路に設定し� ��サブ低温側熱交換部7bとの組み合わせによ� �構成している。このサブ内部熱交換器7は、� ��ンプレッサ吐出温度Tdを限界温度以下に抑� �つつ、メイン内部熱交換器6での内部熱交換� ��より低下した冷媒温度を、臨界温度(=31.1℃) より低い、冷媒が液領域に入る温度まで低下 させる内部熱交換を行う。なお、他の構成は 、実施例1と同様であるので、対応する構成� �符号を付して説明を省略する。

 次に、効果を説明する。実施例3では、メ イン低温側熱交換部6bとサブ低温側熱交換部7 bを実施例1とは異なる位置に設定した。この� ��め、メイン低温側熱交換部6bによりエバポ� �ータ出口乾き度Xをコントロールさせること� ��、実施例1と同様に、コンプレッサ電力低減 効果、クールダウン過渡期の速冷効果を得る ことができる。

 また、実施例3の車両用超臨界冷凍サイク ルにあっては、実施例1の(1)、(2)の効果に加� �、下記(5)の効果を得ることができる。

 (5)メイン内部熱交換器6は、ガスクーラ2の� �口直後の冷媒経路に設定したメイン高温側� �交換部6aと、エバポレータ4の出口からアキ� �ムレータ5の入口までの冷媒経路に設定した� ��イン低温側熱交換部6bと、の組み合わせに� �り構成し、サブ内部熱交換器7は、メイン高� ��側熱交換部6aの出口から膨張弁3の入口まで� ��冷媒経路に設定したサブ高温側熱交換部7a� �、アキュムレータ5の出口からコンプレッサ1 の入口までの冷媒経路に設定したサブ低温側 熱交換部7bと、の組み合わせにより構成した� ��この構成により、メイン内部熱交換器7が一 定の熱交換を行うので、エバポレータ4の出� �の乾き度を安定して下げることができ、急� �な負荷変動に対応可能なCO ₂ 冷凍サイクルを実現することができる。さら に、冷媒封入量の範囲(適正幅)が増大し、フ� ��ン風量変化等の大きな負荷変動に対しても� ��CO ₂ 冷凍サイクルの安定性を向上させることがで きる。

 以上、本発明の超臨界冷凍サイクルを実� ��例1~実施例3に基づき説明してきたが、具体� ��な構成については、これらの実施例に限ら� ��るものではなく、特許請求の範囲の各請求� ��に係る発明の要旨を逸脱しない限り、設計� ��変更や追加等は許容される。

 実施例1~3では、メイン内部熱交換器6とサ ブ内部熱交換器7をそれぞれ独立に設定する� �を示した。しかし、例えば、メイン高温側� �交換部とサブ高温側熱交換部を一体に構成� �、外観上は、あたかも1個の内部熱交換器を� ��する構成としても良い。

 すなわち、ガスクーラの出口から膨張弁� ��入口までの冷媒経路に沿って直列にメイン� ��温側熱交換部とサブ高温側熱交換部を設定� ��、膨張弁の出口からコンプレッサの入口ま� ��の冷媒経路であって、アキュムレータを挟� ��だ両側の位置にそれぞれメイン低温側熱交� ��部とサブ低温側熱交換部を設定し、内部熱� ��換器を、メイン高温側熱交換部とメイン低� ��側熱交換部を組み合わせたメイン内部熱交� ��器と、サブ高温側熱交換部とサブ低温側熱� ��換部を組み合わせたサブ内部熱交換器によ� ��構成したものであれば、実施例1~3に限られ� ��ことはない。