JP2006138628A - 冷媒凝縮器 - Google Patents

Abstract

【課題】超臨界域で作動する蒸気圧縮式冷凍サイクルが効率良く運転するように、放熱器出口側温度と放熱器出口側圧力とを制御する圧力制御手段を提供する。
【解決手段】密閉空間１２内には冷媒が、弁口１７が閉じた状態の密閉空間１２内体積に対して、冷媒の温度が０℃での飽和液密度から冷媒の臨界点での飽和液密度に至る範囲の密度で封入されている。これにより、放熱器２の出口側圧力と放熱器２の出口側温度とは、ほぼ最適制御線ηｍａｘ上に沿って制御される。したがって、超臨界域においてもＣＯ₂サイクルを効率良く運転させることができる。
【選択図】図４

Description

本発明は、蒸気圧縮式冷凍サイクルの放熱器出口側圧力を制御する圧力制御弁に関するもので、二酸化炭素（ＣＯ₂）等の超臨界域で冷媒を使用する蒸気圧縮式冷凍サイクルに用いて好適である。

近年、蒸気圧縮式冷凍サイクルに使用される冷媒の脱フロン対策の１つとして、例えば特公平７−１８６０２号公報に記載のように二酸化炭素（ＣＯ₂）を使用した蒸気圧縮式冷凍サイクル（以下、ＣＯ₂サイクルと略す。）が提案されている。

このＣＯ₂サイクルの作動は、原理的には、フロンを使用した従来の蒸気圧縮式冷凍サイクルの作動と同じである。すなわち、図１（ＣＯ₂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ＣＯ₂を圧縮し（Ａ−Ｂ）、この高温高圧の気相状態のＣＯ₂を放熱器（ガスクーラ）にて冷却する（Ｂ−Ｃ）。そして、減圧器により減圧して（Ｃ−Ｄ）、気液２相状態となったＣＯ₂を蒸発させて（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。なお、ＣＯ₂は、圧力が飽和液圧力（線分ＣＤと飽和液線ＳＬとの交点の圧力）を下まわるときから、気相状態から気液２相状態に相変化する。

しかし、ＣＯ₂の臨界温度は約３１℃と従来のフロンの臨界温度（例えば、Ｒ１２では１１２℃）と比べて低いので、夏場等では放熱器側でのＣＯ₂温度がＣＯ₂の臨界点温度より高くなってしまう。つまり、放熱器出口側においてもＣＯ₂は凝縮しない（線分ＢＣが飽和液線と交差しない）。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ＣＯ₂温度とによって決定され、放熱器出口側でのＣＯ₂温度は、放熱器の放熱能力と外気温度とによって決定する。そして、外気温度は制御することができないので、放熱器出口側でのＣＯ₂温度は、実質的に制御することができない。

したがって、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、夏場等の外気温度が高い場合に、十分な冷却能力（エンタルピ差）を確保するためには、図１のＥ−Ｆ−Ｇ−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。
特公平７−１８６０２号公報

しかし、放熱器出口側圧力を高くするには、前述のように圧縮機の吐出圧力を高くしなければならないので、圧縮機の圧縮仕事（圧縮過程のエンタルピ変化量ΔＬ）が増加する。したがって、蒸発過程（Ｄ−Ａ）のエンタルピ変化量Δｉの増加量より圧縮過程（Ａ−Ｂ）のエンタルピ変化量ΔＬの増加量が大きい場合には、ＣＯ₂サイクルの成績係数（ＣＯＰ＝Δｉ／ΔＬ）が悪化する。

そこで、例えば放熱器出口側でのＣＯ₂温度を４０℃として、放熱器出口側でのＣＯ₂圧力と成績係数と関係を図１を用いて試算すれば、図２の実線に示すように、圧力Ｐ１（約１０ＭＰａ）において成績係数が最大となる。同様に、放熱器出口側でのＣＯ₂温度を３５℃とした場合には、図２の破線で示すように、圧力Ｐ２（約８．０ＭＰａ）において成績係数が最大となる。

以上のようにして、放熱器出口側のＣＯ₂温度と成績係数が最大となる圧力とを算出し、この結果を図１上に描けば、図１の太い実線ηｍａｘ（以下、最適制御線と呼ぶ。）に示すようになる。したがって、上記ＣＯ２₂サイクルを効率良く運転するには、放熱器出口側圧力と放熱器出口側のＣＯ₂温度とを、最適制御線ηｍａｘで示されるように制御する圧力制御手段が必要である。

なお、図１および後述する図５のモリエル線図は、ＡＭＥＲＩＣＡＮ ＳＯＣＩＥＴＹ ＯＦ ＨＥＡＴＩＮＧ， ＲＥＦＲＩＧＥＲＴＩＮＧ ＡＮＤ ＡＩＲ−ＣＯＮＤＩＴＩＯＮＩＮＧ ＥＮＧＩＮＥＥＲＳより出版されたＦａｎｄａｍｅｎｌｓ Ｈｎｄｏｂｏｏｋからの抜粋である。本発明は、上記点に鑑み、超臨界域で作動する蒸気圧縮式冷凍サイクルが効率良く運転するように、放熱器出口側温度と放熱器出口側圧力とを制御する圧力制御手段を提供することを目的とする。

本発明は、上記目的を達成するために、以下の技術的手段を用いる。請求項１〜３に記載の発明では、密閉空間（１２）を形成する変位部材（１１）は、上流側空間（１４）内圧力が密閉空間（１２）内圧力より所定量大きくなったときに変位し、弁体部（１９）は、前記変位部材（１１）が変位したときに前記弁口（１７）を開くように構成されている。そして、密閉空間（１２）内には冷媒が、弁口（１７）が閉じた状態の密閉空間（１２）内体積に対して、冷媒の温度が０℃での飽和液密度から冷媒の臨界点での飽和液密度に至る範囲の密度で封入されていることを特徴とする。

これにより、密閉空間（１２）内の冷媒圧力と冷媒温度との特性が、後述するように最適制御線ηｍａｘにほぼ一致する。したがって、圧力制御弁（３）は、放熱器（２）の出口側圧力を、ほぼ最適制御線ηｍａｘ上に沿った圧力まで上昇させた後、弁口（１７）を開く。つまり、放熱器（２）の出口側圧力と放熱器（２）の出口側温度とは、ほぼ最適制御線ηｍａｘ上に沿って制御される。

したがって、超臨界域においても蒸気圧縮式サイクルを効率良く運転させることができる。請求項２に記載の発明では、冷媒は二酸化炭素であって、密閉空間内の密度は、４５０ｋｇ／ｍ³〜９５０ｋｇ／ｍ³であることを特徴とする。請求項３に記載の発明では、圧力制御弁を放熱器（２）と蒸発器（４）との間に配置したことを特徴とする。

請求項４〜８に記載に記載の発明では、圧力制御弁（３０）は、高圧側圧力検出手段（３２）によって検出された高圧側冷媒圧力が、温度検出手段（３１）によって検出された高圧側冷媒温度に基づいて選定された目標圧力となるように制御されることを特徴とする。これにより、放熱器（２）の出口側圧力と放熱器（２）の出口側温度とは、後述するように、最適制御線ηｍａｘ上に沿うように制御されるので、超臨界域および臨界圧力以下においても蒸気圧縮式サイクルを効率良く運転させることができる。

請求項５に記載の発明では、圧力制御弁（３０）の開閉状態が全閉状態から全開状態まで連続的に変化することを特徴とする。請求項６に記載の発明では、圧力制御弁（３０）は、温度検出手段（３１）によって検出された高圧側冷媒温度および低圧側圧力検出手段（３２ａ）によって検出された低圧側冷媒圧力に基づいて選定された目標圧力となるようにを制御されることを特徴とする。

これにより、後述するように、低圧側冷媒圧力が大きく変動した場合でも蒸気圧縮式サイクルを効率良く運転させることができる。請求項７に記載の発明では、圧力制御弁（３、３０）の入口側での過冷却度が１℃〜１０℃となるように、前記圧力制御弁（３、３０）の開度を調節することを特徴とする。

請求項８に記載の発明では、液相冷媒と気相冷媒とを分離して冷媒を蓄えるタンク手段（５）を、蒸発器（４）の出口側と圧縮機（１）の吸入側との間に有することを特徴とする。

以下、本発明を図に示す実施の形態について説明する。

（第１実施形態）
図３は本実施形態に係る圧力制御弁を用いたＣＯ₂サイクルを車両用空調装置に適用したものであり、１は気相状態のＣＯ₂を圧縮する圧縮機である。２は圧縮機１で圧縮されたＣＯ₂を外気等との間で熱交換して冷却する放熱器（ガスクーラ）であり、３は放熱器２出口側でのＣＯ₂温度に応じて放熱器２出口側圧力を制御する圧力制御弁である。なお、圧力制御弁３は、放熱器２出口側圧力を制御するとともに減圧器を兼ねており、ＣＯ₂は、この圧力制御弁３にて減圧されて低温低圧の気液２相状態のＣＯ₂となる。

４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ＣＯ₂は蒸発器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。５は、気相状態のＣＯ₂と液相状態のＣＯ₂とを分離するとともに、気相状態のＣＯ₂を一時的に蓄えるアキュームレータ（タンク手段）である。

そして、圧縮機１、放熱器２、圧力制御弁３、蒸発器４およびアキュームレータ５は、それぞれ配管６によって接続されて閉回路を形成している。なお、圧縮器１は、図示されていない駆動源（エンジン、モータ等）から駆動力を得て駆動し、放熱器２は、放熱器２内ＣＯ₂と外気との温度差をできるだけ大きくするために車両前方に配置されている。

次に、圧力制御弁３の詳細構造について述べる。圧力制御弁３は、図３、４に示すように、配管６によって形成されるＣＯ₂流路７内のうち放熱器２と蒸発器３との間に配置されている。この圧力制御弁３の構成部品のうち、図４に示すように、球面状の弁カバー１０とダイヤフラム１１とにより密閉空間１２が形成されており、この密閉空間１２内には、ＣＯ₂が弁口１７が閉じた状態の密閉空間１２内体積に対して、約６００ｋｇ／ｍ³の密度で封入されている。

１３は弁ハウジングで、この弁ハウジング１３は、ＣＯ₂流路７内のうち放熱器２側の空間１４と蒸発器３側の空間１５とを仕切る隔壁部１６を形成している。この隔壁部１６には弁口１７が開口しており、この弁口１７と連通するように連通路１８が形成され、弁口１７および連通路１８を介して両空間１４、１５が連通するように構成されている。

１９は弁口１７を開閉する弁体部で、この弁体部１８は、ダイヤフラム１１の変位に機械的に連動して可動するようにようにダイヤフラム１１に連結している。なお、弁体部１９の弁部２０は、コイルスプリング２１および密閉空間１２内圧力と空間１４との差圧によって弁口１７に押し付けられている。そして、２２はコイルスプリング２１の初期荷重を調整するスペーサで、このスペーサ２２によってコイルスプリング２１が調整され、弁部２０には所定の初期荷重が作用している。因みに、本実施形態では、コイルスプリング２１の初期荷重は、ダイヤフラム１１での圧力換算で約１ＭＰａである。

以下、作動について述べる。先ず、圧力制御弁３の作動を説明する。密閉空間１２内には、約６００ｋｇ／ｍ³でＣＯ₂が封入されているので、密閉空間１２内圧と温度とは、図１、５に示される６００ｋｇ／ｍ³の等密度線に沿って変化する。したがって、例えば密閉空間１２内温度が２０℃の場合には、その内圧は約５．８ＭＰａである。また、弁体部１９には、密閉空間１２内圧とコイルスプリング２１の初期荷重とが同時に作用しているので、その作用圧力は約６．８ＭＰａである。

したがって、放熱器側の空間１４の圧力が６．８ＭＰａ以下の場合には、弁口１７は弁部２０によって閉止され、また、放熱器側の空間１４の圧力が６．８ＭＰａを越えると、弁口１７は開弁する。同様に、例えば密閉空間１２内温度が４０℃の場合には、密閉空間１２内圧は図５より約９．７ＭＰａであり、弁体部１９に作用する作用力は約１０．７ＭＰａである。したがって、放熱器側の空間１４の圧力が１０．７ＭＰａ以下の場合には、弁口１７は弁部２０によって閉止され、また、放熱器側の空間１４の圧力が１０．７ＭＰａを越えると、弁口１７は開弁する。

次に、ＣＯ₂サイクルの作動を説明する。ここで、例えば放熱器２の出口側温度が４０℃、かつ、放熱器２出口圧力が１０．７ＭＰａ以下のときは、前述のように、圧力制御弁３は閉じているので、圧縮機１は、アキュームレータ５内に蓄えられたＣＯ₂を吸引して放熱器２へ向けて吐出する。これにより、放熱器２の出口側圧力が上昇していく（ｂ’−ｃ’→ｂ”−ｃ”）。

そして遂に、放熱器２の出口側圧力が１０．７ＭＰａを越える（Ｂ−Ｃ）と圧力制御弁３が開弁するので、ＣＯ₂は減圧しながら気相状態から気液２相状態に相変化して（Ｃ−Ｄ）蒸発器４内に流れ込む。そして、蒸発器４内で蒸発して（Ｄ−Ａ）空気を冷却した後、再びアキュームレータ５に還流する。このとき、放熱器２の出口側圧力が再び低下するので、圧力制御弁３は再び閉じる。

すなわち、このＣＯ₂サイクルは、圧力制御弁３を閉じるにより、放熱器２の出口側圧力を所定の圧力まで昇圧させた後、ＣＯ₂を減圧、蒸発させて空気を冷却するものである。なお、放熱器２の出口側温度が２０℃の場合も、前述の作動と同様に、圧力制御弁３は、放熱器２の出口側圧力を約６．８ＭＰａまで昇圧させた後、開弁する。

次に本実施形態の特徴を述べる。上述のように、本実施形態に係る圧力制御弁３は、放熱器２の出口側圧力を所定の圧力まで昇圧させた後、開弁するものであり、その制御特性は、圧力制御弁３の密閉空間１２の圧力特性に大きく依存する。ところで、図１、５から明らかなように、超臨界域での６００ｋｇ／ｍ³の等密度線は、「発明が解決しようとする課題」の欄で述べた最適制御線ηｍａｘにほぼ一致する。したがって、本実施形態に係る圧力制御弁３は、放熱器２の出口側圧力を、ほぼ最適制御線ηｍａｘに沿った圧力まで上昇させるので、超臨界域においてもＣＯ₂サイクルを効率良く運転させることができる。

また、臨界圧力以下では、６００ｋｇ／ｍ³の等密度線は、最適制御線ηｍａｘからのズレが大きくなるが、凝縮域なので密閉空間１２の内圧は、飽和液線ＳＬに沿って変化する。そして、コイルスプリング２１によって弁体部１９に初期荷重が与えられているので、約１０℃の過冷却度（サブクール）を有する状態に制御される。したがって、臨界圧力以下であっても、ＣＯ₂サイクルを効率良く運転させることができる。

なお、実用的には、ＣＯ₂温度が０℃での飽和液密度からＣＯ₂の臨界点での飽和液密度までの範囲で、密閉空間１２内に封入することが望ましい。具体的にＣＯ₂は、４５０ｋｇ／ｍ³〜９５０ｋｇ／ｍ³であり（図５の一点鎖線Ｄ１とＤ２の間の範囲）、密閉空間１２内体積と封入質量との関係は、図６の斜線に示す範囲である。

ところで、上述の作動および特徴の説明からも明らかなように、圧力制御弁３の密閉空間１２内温度は、放熱器２出口側温度（空間１４の温度）に対して時間差無しに連動して変化することが望ましい。したがって、弁カバー１０および弁ハウジング等はできるだけ熱伝導量を大きくするために熱伝導率の大きく、かつ厚みの薄いものが望ましい。因みに、本実施形態では、弁カバー１０および弁ハウジングは真鍮製であり、ダイヤフラム１１、弁体部１９、コイルスプリング２１およびスペーサ２２はステンレス製である。

なお、空間１４内のＣＯ₂と弁カバー１０との熱伝達率を向上させるために、フィンや凹凸等を設けてもよい。

（第２実施形態）
上述の実施形態では、弁カバー１０およびダイヤフラム１１によって密閉空間を形成したが、本実施形態では、図７に示すように、蛇腹状のベローズ２３によって形成される内部空間内にＣＯ₂を所定密度で封入したものである。なお、ベローズ２３も熱伝導率の大きい真鍮である。

（第３実施形態）
上述の実施形態では、放熱器２出口側圧力を機械的に制御したが、本実施形態は電気的に制御したものである。具体的には、図８に示すように、弁口の開閉を行う電気式膨張弁２５と、放熱器２出口側温度（空間１４の温度）を監視して、電気式膨張弁２５に制御信号を発するセンサ部２４とからなる。なお、センサ部２４は電気式膨張弁２５より放熱器２側に配置することが望ましい。

そして、センサ部２４は、図９に示すように、所定密度のＣＯ₂が封入されたベローズ２３によって、電気接点２６の開閉を行うものである。因みに、電気接点２６が閉じた状態では電気式膨張弁２５は閉じる方向へ制御され、電気接点２６が開いた状態では電気式膨張弁２５は開く方向へ制御される。また、電気接点２６からの制御信号は、図示されていない制御アンプで増幅されて電気式膨張弁２５を駆動する。

ところで、上述の実施形態では、コイルスプリング２１を用いて初期荷重を与えていたが、ダイヤフラム１１またはベローズ２３自身の弾性力を利用しても良い。また、コイルスプリング２１に替えて、密閉空間１２内に冷媒とともに不凝縮ガス封入しても本発明を実施することができる。

さらに、圧力制御弁と放熱器とを一体化してもよい。

（第４実施形態）
本実施形態は、放熱器２出口側の冷媒圧力と放熱器２出口側の冷媒温度との両者をセンサ等の電気的手段によって検出し、それらの検出値を用いて放熱器２出口側圧力を制御するものである。

図１０は、本実施形態に係るＣＯ₂サイクルの全体模式図を示しており、圧力制御弁として電気式圧力制御弁３０を用いている。この電気式圧力制御弁３０は、図１１に示すように、電気式圧力制御弁３０内のステップモータ３０１を回転させることによって針状の弁体３０２をその長手方向に進退させることにより、弁口３０３の開度を全閉状態から全開状態まで連続的に調節するものである。

また、放熱器２の出口側には、図１０に示すように、放熱器２の出口側の冷媒温度を検出する温度センサ３１と、放熱器２の出口側の冷媒圧力を検出する圧力センサ３２とが設けられている。そして、温度センサ３１および圧力センサ３２からの出力信号は圧力制御装置３３に入力しており、この圧力制御装置３３は、後述するように、温度センサ３１の検出値に基づいて電気式圧力制御弁３０の開度を調節している。そして、圧力制御装置３３は図示されていないＣＰＵ、ＲＡＭ、ＲＯＭ等によって構成されており、ＲＯＭには予め最適制御線ηｍａｘで示される温度と圧力との関係を記憶している。

ところで、厳密には、最適制御線ηｍａｘは放熱器２の出口側の冷媒温度と冷媒圧力とのみで決定されるものでなく、蒸発器側の圧力の変動によっても大きく変動する。しかし、冷房運転のみ行う単純なＣＯ₂サイクルでは、蒸発器側の圧力変動を無視するこができるので、以下の第６実施形態を除いて蒸発器側の圧力を一定として最適制御線ηｍａｘを算出した。

また、発明者等の種々の試験検討によれば、高い成績係数を維持してＣＯ₂サイクルを良好に運転するには、圧力制御弁３および電気式圧力制御弁３０の入口側での過冷却度（サブクール）を１℃〜１０℃程度とすることが望ましいとの結果を得ており、図１２は蒸発器側の圧力を約３．５ＭＰａ（蒸発器温度０℃相当）とし、過冷却度が約３℃となるようにした場合の最適制御線ηｍａｘを直行座標系に描いたものである。

また、本実施形態では、圧縮機１は図示されていない電動モータによって駆動されており、電動モータの回転数は制御装置３４によって制御されている。そして、この制御装置３４は、蒸発器４の空気下流側に配置された温度センサ３４ａと、室内空気の温度を検出する室内温度センサ３５と、室外空気の温度を検出する室外温度センサ３６と、人員が希望する室内温度を設定入力する温度設定手段３７とに基づいて電動モータを制御している。

また、３８は放熱器２の熱交換を促進するファンで、３９は車室内に向けて空気を送風する送風機である。この送風機３９の送風量（ファンの回転数）は、制御装置３４を介して人員の希望する室内温度または風量に基づいて制御されている。次に、図１３に示すフローチャートに基づいて本実施形態の特徴部分である電気式圧力制御弁３０の作動を述べる。

図示されていない始動スイッチによりＣＯ₂サイクルが起動すると、温度センサ３１からの検出値（高圧側冷媒温度）が取り込まれ（ステップ１００）、その取り込んだ冷媒温度に対応する圧力が、予めＲＯＭに記憶されている温度と圧力との関係から選定され、その選定された圧力（以下、目標圧力制御弁入口圧力と呼ぶ。）はＲＡＭ等のメモリで記憶される（ステップ１１０）。

次に、圧力センサ３２からの検出値（高圧側冷媒圧力）が取り込まれ（ステップ１２０）、目標圧力制御弁入口圧力とステップ１２０で取り込んだ圧力（以下、圧力制御弁入口圧力と呼ぶ。）とが比較される（ステップ１３０）。そして、目標圧力制御弁入口圧力が圧力制御弁入口圧力を上回った場合には、電気式圧力制御弁３０の開度を小さくし（ステップ１４０）、目標圧力制御弁入口圧力が圧力制御弁入口圧力以下の場合には、電気式圧力制御弁３０の開度を大きくする（ステップ１５０）。そして、ステップ１００に戻り、以後ステップ１００から１５０まで繰り返す。

これにより、放熱器２の出口側での冷媒温度と冷媒圧力との関係が、最適制御線ηｍａｘで示される温度と圧力との関係となるように制御されるので、上述の実施形態と同様に超臨界域および臨界圧力以下の両領域において、効率良くＣＯ₂サイクルを運転させることができる。

（第５実施形態）
本実施形態は、図１４に示すように、圧力センサ３２を圧縮機１の吐出口近傍に配置したものである。

これにより、ＣＯ₂サイクル内で最も圧力の高い部位での圧力を検出することができるので、ＣＯ₂サイクル内圧力の異常上昇を素早く検出することができる。したがって、作動圧力の高いＣＯ₂サイクルの安全性を高めることができる。なお、本実施形態では、圧縮機１の吐出口近傍に圧力センサ３２を配置しているので、圧力制御弁入口圧力の検出にあたっては、圧力センサ３２での検出圧力から圧縮機１から放熱器２の出口側に至るまでの圧力損失分を差し引く必要がある。

（第６実施形態）
本実施形態は、冷暖房切り替え可能なヒートポンプサイクルにＣＯ₂サイクルを適用したものである。４０は室外熱交換器で、４１は室内熱交換器で、４２は冷媒の流れ方向を切り替える四方弁機構である。そして、四方弁機構４３を図１５の実線で示すように切り替えることにより、冷媒は実線矢印で示すようにＣＯ₂サイクル内を循環して冷房運転状態となり、また、四方弁機構４３を図１５の破線で示すように切り替えることにより、冷媒は破線矢印で示すようにＣＯ₂サイクル内を循環して暖房運転状態となる。

つまり、冷房運転状態では、室外熱交換器４０が放熱器として作動し、室内熱交換器４１が蒸発器として作動する。また、暖房運転状態では、室内熱交換器４１が放熱器として作動し、室外熱交換器４０が蒸発器として作動する。ところで、ＣＯ₂サイクルの成績係数が最大となるように放熱器出口側の冷媒圧力を決定するにあたって冷暖房切り替え可能なヒートポンプサイクルでは、単なる蒸気圧縮式冷凍サイクルに比べて蒸発器側の圧力変動が大きいため、上述の実施形態のように放熱器出口側の冷媒温度のみから決定することができない。

そこで、本実施形態では、電気式圧力制御弁３０を挟んで両側に圧力センサおよび温度センサを配置し、両圧力センサ３２、３２ａおよび温度センサ３１、３１ａから出力信号を圧力制御装置３３に入力させて電気式圧力制御弁３０の開度を制御している。つまり、冷房運転時は圧力センサ３２ａおよび温度センサ３１に基づいて、予めＲＯＭに記憶された蒸発器側圧力をパラメータとする温度と圧力との関係（図１６参照）より目標圧力制御弁入口圧力を選定し、圧力センサ３２からの圧力制御弁入口圧力と目標圧力制御弁入口圧力とを比較しながら電気式圧力制御弁３０の開度を制御する。また、暖房運転時は圧力センサ３２および温度センサ３１ａに基づいて、予めＲＯＭに記憶された蒸発器側圧力をパラメータとする温度と圧力との関係（図１６参照）より目標圧力制御弁入口圧力を選定し、圧力センサ３２ａからの圧力制御弁入口圧力と目標圧力制御弁入口圧力とを比較しながら電気式圧力制御弁３０の開度を制御する。

因みに、図１６は蒸発器側の圧力が約２．０ＭＰａ（蒸発器温度−２０℃相当）の場合と３．５ＭＰａ（蒸発器温度０℃相当）の場合との２つの場合を示しており、これら蒸発器側圧力のパラメータとしての変動範囲は、ＣＯ₂サイクルの設計仕様等の諸条件に応じて適宜決定さられるべきものである。

（第７実施形態）
第４〜６実施形態では、圧力制御装置３３と制御装置３４とを分散させて分散制御方式を採用したが、圧力制御装置３３と制御装置３４とを一体化して集中制御方式としてもよい。

例えば、第５実施形態に示されたＣＯ₂サイクルを例に上記集中制御方式を採用すれば、図１７に示すように、温度センサ３１および圧力センサ３２のからの出力信号を制御装置３４に入力させ、制御装置３４から電気式圧力制御弁３０へ向けて電気式圧力制御弁３０の制御信号を出力するものである。次に、図１８のフローチャートを用いて本実施形態の作動を述べる。

先ず、図示されていないＣＯ₂サイクルの始動スイッチが入力され、冷房運転開始の支持がされると、室内温度センサ３５、室外温度センサ３６および温度設定手段３７からの出力信号に基づいて室内に吹き出す空気の温度の目標値である目標吹出温度を演算し、記憶する（ステップ２００）。次に、電気式圧力制御弁３０の開度を所定の初期値に設定し（ステップ２１０）、送風機３９を始動して室内に向けて送風するとともに（ステップ２２０）、圧縮機１を起動する（ステップ２３０）。

次に、蒸発器４の空気下流側に配置された温度センサ３４ａにより、実際の吹出空気温度を検出し一時的に記憶する（ステップ２４０）。そして、ステップ２４０で記憶した吹出空気温度と目標吹出温度とを比較し（ステップ２５０）、目標吹出温度の方が吹出空気温度より小さい場合は、圧縮機１の回転数を増加させて冷凍能力の増大を図り（ステップ２６０）、一方、目標吹出温度が吹出空気温度以上の場合は、圧縮機１の回転数を減少させて冷凍能力の減少を図る（ステップ２７０）。

そして、温度センサ３１より圧力制御弁入口温度を検出し（ステップ２８０）、この検出に基づいて目標圧力制御弁入口圧力を選定して記憶する（ステップ２９０）。次に、圧力センサ３２より圧力制御弁入口圧力を検出し（ステップ３００）、目標圧力制御弁入口圧力と圧力制御弁入口圧力とを比較する（ステップ３１０）。

次に、目標圧力制御弁入口圧力が圧力制御弁入口圧力を上回った場合には、電気式圧力制御弁３０の開度を小さくし（ステップ３２０）、目標圧力制御弁入口圧力が圧力制御弁入口圧力以下の場合には、電気式圧力制御弁３０の開度を大きくする（ステップ３３０）。以後、ステップ２４０に戻り、以後ステップ２４０から３３０まで繰り返す。

ところで、本発明に係る圧力制御弁は、ＣＯ₂を使用した蒸気圧縮式冷凍サイクルに使用が限定されるものではなく、例えば、エチレン、エタン、酸化窒素等の超臨界域で使用する冷媒を用いた蒸気圧縮式冷凍サイクルにも適用することができる。また、アキュームレータ５を廃止しても、前述の蒸気圧縮式冷凍サイクルを実施することができる。この場合、蒸発器４内に残存する冷媒が吸引されて、アキュームレータ５を有するＣＯ₂サイクルと同様な作動を得ることができる。

ＣＯ₂のモリエル線図である。 成績係数（ＣＯＰ）と放熱器出口側圧力との関係を示すグラフである。 蒸気圧縮式冷凍サイクルを示す模式図である。 第１実施形態に係る圧力制御弁の断面図である。 蒸気圧縮式冷凍サイクルの作動を説明するための説明図である。 密閉空間内の体積と、この密閉空間内に封入されるＣＯ₂の質量との関係を示すグラフである。 第２実施形態に係る圧力制御弁の断面図である。 第３実施形態に係る蒸気圧縮式冷凍サイクルを示す模式図である。 第３実施形態に係る圧力制御弁の断面図である。 第４実施形態に係る蒸気圧縮式冷凍サイクルを示す模式図である。 電気式圧力制御弁の断面図である。 目標圧力制御弁入口圧力と制御弁入口温度との関係を示すグラフである。 第４実施形態の作動を示すフローチャートである。 第５実施形態に係る蒸気圧縮式冷凍サイクルを示す模式図である。 第６実施形態に係るヒートポンプサイクルを示す模式図である。 目標圧力制御弁入口圧力と制御弁入口温度との関係を示すグラフである。 第７実施形態に係る蒸気圧縮式冷凍サイクルを示す模式図である。 第７実施形態の作動を示すフローチャートである。

符号の説明

１ 圧縮機
２ 放熱器
３ 圧力制御弁
４ 蒸発器
５ アキュームレータ（タンク手段）
６ 配管
７ ＣＯ₂流路
１０ 弁カバー
１１ ダイヤフラム（変位部材）
１２ 密閉空間
１３ 弁ハウジング
１４、１５ 空間
１６ 隔壁部
１７ 弁口
１８ 連通路
１９ 弁体部
２０ 弁部
２１ コイルスプリング
２２ スペーサ
２３ ベルローズ
２４ センサ部
２５ 電気式膨張弁
２６ 電気接点
３０ 電気式圧力制御弁
３１ 温度センサ
３２ 圧力センサ
３３ 圧力制御装置

Claims (8)

1. 蒸気圧縮式冷凍サイクルの放熱器（２）から蒸発器（４）まで至る冷媒流路（７）に配置され、前記放熱器（２）出口側の冷媒温度に応じて前記放熱器（２）出口側圧力を制御する圧力制御弁であって、
   前記冷媒流路（７）内に形成され、前記冷媒流路（７）を上流側空間（１４）と下流側空間（１５）とに仕切る隔壁部（１６）と、
   前記隔壁部（１６）に形成され、前記上流側空間（１４）と下流側空間（１５）と連通させる弁口（１７）と、
   前記上流側空間（１４）内に密閉空間（１２）を形成し、前記密閉空間（１２）内外の圧力差に応じて変位する変位部材（１１、２３）と、
   前記弁口（１７）を開閉する弁体部（１９）とを備え、
   前記変位部材（１１）は、前記上流側空間（１４）内圧力が前記密閉空間（１２）内圧力より所定量大きくなったときに変位し、
   前記弁体部（１９）は、前記変位部材（１１）が変位したときに前記弁口（１７）を開くように構成されており、
   前記密閉空間（１２）内には前記冷媒が、前記弁口（１７）が閉じた状態の前記密閉空間（１２）内体積に対して、前記冷媒の温度が０℃での飽和液密度から前記冷媒の臨界点での飽和液密度に至る範囲の密度で封入されていることを特徴とする圧力制御弁。
2. 前記冷媒は二酸化炭素であり、
   前記密閉空間内の密度は、４５０ｋｇ／ｍ³〜９５０ｋｇ／ｍ³であることを特徴とする請求項１または２に記載の圧力制御弁。
3. 冷媒を圧縮する圧縮機（１）と、
   前記圧縮機（１）で圧縮された前記冷媒を冷却する放熱器（２）と、
   前記放熱器（２）の出口側圧力を制御するとともに、前記冷媒を減圧する圧力制御弁（３）と、
   前記圧力制御弁（３）で減圧された前記冷媒を蒸発させる蒸発器（４）とを有し、
   前記圧力制御弁（３）は、請求項１または２に記載の圧力制御弁であることを特徴とする蒸気圧縮式冷凍サイクル。
4. 冷媒を圧縮する圧縮機（１）と、
   前記圧縮機（１）で圧縮された前記冷媒を冷却する放熱器（２）と、
   前記放熱器（２）の出口側圧力を制御するとともに、前記冷媒を減圧する圧力制御弁（３０）と、
   前記圧力制御弁（３０）で減圧された前記冷媒を蒸発させる蒸発器（４）と、
   前記圧力制御弁（３０）上流側の高圧側冷媒温度を検出する温度検出手段（３１）と、
   前記圧力制御弁（３０）上流側の高圧側冷媒圧力を検出する高圧側圧力検出手段（３２）と、
   前記圧力制御弁（３０）の開閉状態を制御する制御装置（３３）とを有し、
   前記制御装置（３３）により、前記高圧側圧力検出手段（３２）によって検出された高圧側冷媒圧力が、前記温度検出手段（３１）によって検出された高圧側冷媒温度に基づいて選定された目標圧力となるように前記圧力制御弁（３０）を制御することを特徴とする蒸気圧縮式冷凍サイクル。
5. 前記圧力制御弁（３０）は、前記制御装置（３３）により全閉状態から全開状態まで連続的に変化することを特徴とする請求項４に記載の蒸気圧縮式冷凍サイクル。
6. 前記圧力制御弁（３０）下流側の低圧側冷媒圧力を検出する低圧側圧力検出手段（３２ａ）を有し、
   前記制御装置（３３）により、前記温度検出手段（３１）によって検出された高圧側冷媒温度および前記低圧側圧力検出手段（３２ａ）によって検出された低圧側冷媒圧力に基づいて選定された目標圧力となるように前記圧力制御弁（３０）を制御することを特徴とする請求項４または５に記載の蒸気圧縮式冷凍サイクル。
7. 前記圧力制御弁（３、３０）の入口側での過冷却度が１℃〜１０℃となるように、前記圧力制御弁（３、３０）の開度を調節することを特徴とする請求項３ないし６のいずれか１つに記載の蒸気圧縮式冷凍サイクル。
8. 前記蒸発器（４）の出口側と前記圧縮機（１）の吸入側との間に配置され、液相冷媒と気相冷媒とを分離して冷媒を蓄えるタンク手段（５）を有することを特徴とする請求項３ないし７のいずれか１つに記載の蒸気圧縮式冷凍サイクル。

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