JP2005351529A - 圧力制御弁と蒸気圧縮式冷凍サイクル - Google Patents

Abstract

【課題】 低外気温時に吹き出し温度が低くなること防止すると共に、加熱運転起動時にヒートポンプサイクルが不安定となったり、暖房不能となったりすることを防止する。
【解決手段】 圧力制御弁４の制御圧力を、蒸気圧縮式冷凍サイクルで用いている冷媒よりも温度に対する圧力変化の小さい制御圧力特性とすると共に、閉弁時も所定量の冷媒流れを確保する流路を設ける。
これにより、従来の成績係数（ＣＯＰ）が最良となる圧力制御ではなく、最大暖房能力側となる高い制御圧力で作動させることとなるため、低外気温時も吹き出し温度を高く保持することができる。また、加熱運転起動時に所定量の冷媒流量が確保できるため、低圧側圧力が異常に低下してヒートポンプサイクルが不安定となったり、高圧側圧力が所定圧力まで上昇せずに加熱不能となったりする状態が発生することを防止して、加熱性能を維持することができる。
【選択図】 図２

Description

本発明は、内部の圧力が冷媒の臨界圧力を越えるガスクーラ（冷媒放熱器）を用いて流体の加熱を行う超臨界ヒートポンプサイクル（蒸気圧縮式冷凍サイクル）、およびガスクーラの出口側圧力を制御する圧力制御弁に関するものであり、車室内の暖房を行う車両用空調装置などに適用して好適である。

ＣＯ_２冷媒などを用いた超臨界ヒートポンプサイクルのガスクーラを暖房などの流体加熱に用いるサイクルで、サイクルの運転状態を任意に制御するには、電動膨張弁などの外部駆動可能な減圧装置を用いる必要がある。

しかしながら、電動膨張弁のコストに加え、圧力センサを用いた圧力の検出と、電動膨張弁の駆動を行う制御回路などが必要となるため、コストが高くつくという問題点がある。そこで発明者は、超臨界ヒートポンプサイクルの減圧装置に機械式膨張弁を用いることの検討を行った。

従来、ＣＯ_２冷媒を用いた超臨界ヒートポンプサイクルでは、ガスクーラ後の冷媒温度からサイクルのＣＯＰが最大となる高圧圧力となるように圧力制御を行っている。このため、機械式膨張弁を用いると、外気温度が低い時はガスクーラ放熱量が多くなり出口冷媒温度も低下するため、膨張弁の制御圧力が低くなって吹き出し温度が大きく低下するという問題がある。

特に、室内ガスクーラは車室内に配置するため搭載できる大きさが限られ、高い吹き出し温度を得るためには、ＣＯＰが最大となる最適高圧よりも高い圧力に制御して吐出冷媒温度を高くする必要がある。また、Ｒ１３４ａ冷媒などを用いた従来のヒートポンプサイクルに用いられる機械式膨張弁は、エバポレータ（冷媒蒸発器）出口の冷媒過熱度を制御するため、低圧圧力が所定値以下になると弁が開いて冷媒が流れる構造となっている。

これに対し、ＣＯ_２冷媒などを用いた超臨界ヒートポンプサイクルで暖房を行う場合、ガスクーラ後の高圧圧力を制御するため、低圧圧力が低下しても高圧圧力が開弁圧力に達するまで弁が開くことがなく、起動直後に低圧圧力が低下してそのままの状態となってしまう。つまり、超臨界ヒートポンプサイクルの減圧装置として機械式膨張弁を用いると、起動時には弁が閉じているため、起動直後に低圧圧力が低下する。

低圧圧力が低下するとコンプレッサ（冷媒圧縮機）の吸入冷媒密度が下がるため冷媒流量の低下から高圧圧力の昇圧が遅くなり、これにより機械式膨張弁の開弁圧に達せず閉弁状態が続き、低圧圧力が更に低下するという現象が発生する。このため、起動時に室内ガスクーラに流れる冷媒量が少なくなって吹き出し温度の上昇が遅くなる、つまり起動時の暖房性能が劣るという問題が発生する。

図８は、従来の機械式膨張弁を用いた超臨界ヒートポンプサイクルにおいて、低外気温時に暖房運転を起動させた場合の高圧（吐出）圧力・低圧（吸入）圧力・冷媒流量の推移を表すグラフであり、（ａ）は起動不良の例、（ｂ）は正常起動の例を示す。特に外気温度が−１０℃以下の低温時には、冷媒の飽和圧力が低く、起動時の低圧圧力も低くなる。

この状態で起動時に低圧圧力が低下すると、コンプレッサの吐出圧（高圧）が機械式膨張弁の開弁圧力に達せず、図８（ａ）に示すように冷媒流量がほぼゼロとなって暖房不能となる状態が発生する。特に低外気温時は、高い吹き出し温度を得るため高圧圧力を高く設定して最大暖房性能を得る必要があるため、コンプレッサの吐出圧が機械式膨張弁の開弁圧まで上昇せず、冷媒が流れずに暖房不能となる現象が顕著となる。

本発明は、上記従来技術の問題点に鑑みて成されたものであり、その目的は、超臨界ヒートポンプサイクルのガスクーラを用いて暖房を行うサイクルにおいて、低外気温度時に吹き出し温度が大きく低下することを防ぐと共に、起動時に、低圧圧力が異常に低下してヒートポンプサイクルが不安定となったり、高圧圧力が所定圧力まで上昇せずに暖房不能となったりする状態が発生することを防止し、吹き出し温度が上昇するまでの時間を短縮することのできる超臨界ヒートポンプサイクルおよびそれに好適な圧力制御弁を提供することにある。

本発明は上記目的を達成するために、請求項１ないし請求項８に記載の技術的手段を採用する。すなわち、請求項１に記載の発明では、冷媒圧縮機（１）によって圧縮された冷媒が流入する冷媒放熱器（３）内の圧力が冷媒の臨界圧力を越える蒸気圧縮式冷凍サイクルに適用され、冷媒放熱器（３）から冷媒圧縮機（１）の吸入側に至る冷媒流路に配置され、冷媒放熱器（３）出口側の冷媒温度に応じて冷媒放熱器（３）出口側圧力を制御する圧力制御弁であり、蒸気圧縮式冷凍サイクルで用いている冷媒よりも温度に対する圧力変化の小さい制御圧力特性としたことを特徴としている。

この請求項１に記載の発明によれば、従来の成績係数（ＣＯＰ）が最良となる圧力制御ではなく、最大暖房能力側で作動させることとなるため、低外気温度時も高圧の制御圧力を高く保持することで、吹き出し温度が大きく低下することを防止できる。

また、請求項２に記載の発明では、冷媒流路内に形成され、冷媒流路を上流側空間（２１ｂ）と下流側空間（２１ｃ）とに仕切る隔壁部（２２）と、隔壁部（２２）に形成され、上流側空間（２１ｂ）と下流側空間（２１ｃ）と連通させる弁口（２３）と、上流側空間（２１ｂ）内に密閉空間（２５）を形成し、密閉空間（２５）内外の圧力差に応じて変位する薄膜状の変位部材（２６）と、変位部材（２６）の厚み方向一端側にて変位部材（２６）に連結され、変位部材（２６）に連動して変位し、弁口（２３）を開閉する弁体（２４）とを備え、密閉空間（２５）内に、蒸気圧縮式冷凍サイクルで用いている冷媒よりも温度に対する圧力変化の小さいガスを封入したことを特徴としている。

この請求項２に記載の発明によれば、より具体的に、制御圧力特性を決める密閉空間（２５）内に、冷媒より温度に対して圧力変化の少ないガスを封入して冷媒放熱器（３）後の冷媒雰囲気中に配置することで、冷媒放熱器（３）後の冷媒温度によって制御圧力が変わるようになるうえ、冷媒よりも温度に対する圧力変化の小さい制御圧力特性とすることができる。そして、高圧側圧力が制御圧力よりも上昇すると変位部材（２６）を押し上げ、連結している弁体（２４）がリフトして弁口（２３）を開き、高圧側圧力を設定圧力に保持するようになっている。

また、請求項３に記載の発明では、冷媒圧縮機（１）によって圧縮された冷媒が流入する冷媒放熱器（３）内の圧力が冷媒の臨界圧力を越える蒸気圧縮式冷凍サイクルに適用され、冷媒放熱器（３）から冷媒圧縮機（１）の吸入側に至る冷媒流路に配置され、冷媒放熱器（３）出口側の冷媒温度に応じて冷媒放熱器（３）出口側圧力を制御する圧力制御弁であり、冷媒流路内に形成され、冷媒流路を上流側空間（２１ｂ）と下流側空間（２１ｃ）とに仕切る隔壁部（２２）と、隔壁部（２２）に形成され、上流側空間（２１ｂ）と下流側空間（２１ｃ）と連通させる弁口（２３）と、上流側空間（２１ｂ）内に密閉空間（２５）を形成し、密閉空間（２５）内外の圧力差に応じて変位する薄膜状の変位部材（２６）と、変位部材（２６）の厚み方向一端側にて変位部材（２６）に連結され、変位部材（２６）に連動して変位する伝達ロッド（３１）と、弁口（２３）の下流側空間（２１ｃ）側に設けられて弾性部材（３３）の付勢力により弁口（２３）を下流側空間（２１ｃ）側から開閉する弁体（３２）とを備え、密閉空間（２５）内に、蒸気圧縮式冷凍サイクルで用いている冷媒よりも温度に対する圧力変化の小さいガスを封入すると共に、伝達ロッド（３１）と弁体（３２）との先端同士が当接可能に配置し、密閉空間（２５）の雰囲気温度が所定温度よりも低い場合、変位部材（２６）が伝達ロッド（３１）を介して弁体（３２）を押圧して弁口（２３）に所定量の冷媒流れを確保する流路を形成することを特徴としている。

これは、冷媒圧縮機（１）起動時に必要最少量以上の冷媒流れを確保する手段として、所定温度よりも低い低外気温時に弁口（２３）が所定量以上の開度で開く構造の温度制御弁としたものである。この請求項３に記載の発明によれば、低外気温度時には冷媒流路を確保する構造となり、高圧側圧力が所定圧力まで上昇せずに暖房不能となる状態が発生することを防止することができ加熱性能を維持することができるうえ、加熱温度が上昇するまでの時間を短縮することができる。また、従来の成績係数（ＣＯＰ）が最良となる圧力制御ではなく、最大暖房能力側で作動させることとなるため、低外気温度時も高圧の制御圧力を高く保持することで、吹き出し温度が大きく低下することを防止できる。

また、請求項４に記載の発明では、開弁圧力特性を、４０℃時に１０±１．５ＭＰａ、０℃時に８．３±１．５ＭＰａとしたことを特徴としている。図３は、本発明における圧力制御弁の温度と圧力との関係を表すグラフである。実線は開弁圧力特性を示し、破線は実際のヒートポンプサイクルでの制御圧力を示す。４０℃以上の範囲では弁リフトが増加するため、開弁圧力よりも弁リフト分高い圧力で実際のサイクルは制御される。

この請求項４に記載の発明によれば、冷媒温度に対する開弁圧力は、吐出温度が許容温度以内となる圧力で、且つ使用温度範囲の最高圧力が設計圧力以下となる範囲で最大暖房性能となる圧力に近い特性を持たせており、４０℃雰囲気で１０ＭＰａ、０℃雰囲気で８．３ＭＰａとなる開弁特性としている。これにより、吐出温度の上昇が問題となる低温付近、設計圧力に対する高圧圧力の上昇が問題となる高温付近で許容以下（本実施例では７５℃で１３ＭＰａ以下）の設定としている。

また、請求項５に記載の発明では、冷媒圧縮機（１）によって圧縮された冷媒が流入する冷媒放熱器（３）内の圧力が冷媒の臨界圧力を越える蒸気圧縮式冷凍サイクルに適用され、冷媒放熱器（３）から冷媒圧縮機（１）の吸入側に至る冷媒流路に配置され、冷媒放熱器（３）出口側の冷媒温度に応じて冷媒放熱器（３）出口側圧力を制御する圧力制御弁であり、冷媒流路内に形成され、冷媒流路を上流側空間（２１ｂ）と下流側空間（２１ｃ）とに仕切る隔壁部（２２）と、隔壁部（２２）に形成され、上流側空間（２１ｂ）と下流側空間（２１ｃ）と連通させる弁口（２３）と、上流側空間（２１ｂ）内に密閉空間（２５）を形成し、密閉空間（２５）内外の圧力差に応じて変位する薄膜状の変位部材（２６）と、変位部材（２６）の厚み方向一端側にて変位部材（２６）に連結され、変位部材（２６）に連動して変位し、弁口（２３）を開閉する弁体（２４）とを備えた圧力制御弁において、冷媒圧縮機（１）起動時で弁体（２４）が弁口（２３）を閉じているときにも所定量の冷媒流れを確保する流路手段（２２ａ、２３ｂ）を設けたことを特徴としている。

これは、従来の機械式膨張弁（定圧弁）では冷媒圧縮機（１）起動時に高圧側圧力が制御圧力に達するまでは弁口（２３）が閉じていることより低圧側圧力が低下することに着目したものであり、弁体（２４）が弁口（２３）を閉じているときにも正常起動に必要な最少量以上を所定量として、その冷媒流れを確保する流路手段（２２ａ、２３ｂ）を設けたものである。この請求項５に記載の発明によれば、暖房不能となる状態が発生することを防止することができる。

また、請求項６に記載の発明では、流路手段として、隔壁部（２２）に弁口（２３）をバイパスして上流側空間（２１ｂ）と下流側空間（２１ｃ）とを連通させるバイバス孔（２２ａ）を設けたことを特徴としている。これは、具体的な流路手段として、隔壁部（２２）にバイバス孔（２２ａ）を設けて起動時の冷媒流量を確保しているものである。この請求項６に記載の発明によれば、暖房不能となる状態が発生することを防止することができる。

また、請求項７に記載の発明では、流路手段として、弁口（２３）のシート部（２３ａ）に上流側空間（２１ｂ）と下流側空間（２１ｃ）とを連通させる溝部（２３ｂ）を設けたことを特徴としている。これは、具体的な流路手段として、シート部（２３ａ）に溝部（２３ｂ）を設けて起動時の冷媒流量を確保しているものである。この請求項７に記載の発明によれば、暖房不能となる状態が発生することを防止することができる。

また、請求項８に記載の発明では、内部の圧力が冷媒の臨界圧力を越える冷媒放熱器（３）を用いて流体の加熱を行う蒸気圧縮式冷凍サイクルであり、冷媒放熱器（３）から前記冷媒圧縮機（１）の吸入側に至る冷媒流路に、請求項１ないし請求項７のいずれかに記載の圧力制御弁（４）を配置していることを特徴としている。

この請求項８に記載の発明によれば、加熱運転起動時に低圧側圧力が異常に低下してヒートポンプサイクルが不安定となったり、高圧側圧力が所定圧力まで上昇せずに加熱不能となったりする状態が発生することを防止して、加熱性能を維持することができる。また、加熱温度が上昇するまでの時間を短縮することのできる。

また、室内・室外両冷媒放熱器（４、６）後の冷媒温度検出センサや電動膨張弁の駆動回路が不要となって高圧制御に電子制御手段を介さないため、システムを簡素化できてコストを抑えることができる。これは、加熱温度制御の応答性は若干悪くなるが、補助加熱用途など、精度良い加熱温度制御を必要としない用途にて有効である。ちなみに、上記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）
以下、本発明の実施の形態について図面を用いて詳細に説明する。図１は、本発明の実施形態に係る超臨界ヒートポンプサイクル（蒸気圧縮式冷凍サイクル）を表す模式図であり、暖房運転状態を示す。本実施形態は、二酸化炭素（ＣＯ_２）冷媒を用いた超臨界ヒートポンプサイクルを車両用空調装置に適用し、車室内に独立したガスクーラ（冷媒放熱器）３を配置し、暖房（流体加熱）用の膨張弁（圧力制御弁）として本発明の機械式膨張弁４を用いたものである。

１は、気相状態の冷媒を圧縮するコンプレッサ（冷媒圧縮機）であり、図示されていない車両走行用エンジンから駆動力を得て駆動される。そして、コンプレッサ１によって高温・高圧に圧縮されて吐出した冷媒は、第１電動三方弁２によって室内ガスクーラ３側に流される。ちなみに、１ａはコンプレッサ１の容量可変機構であり、１ｂは吐出冷媒温度を検出するサーミスタなどの吐出温度センサであり、１ｃは吐出冷媒圧力を検出する吐出圧力センサである。また、２ａは冷房運転時に室内ガスクーラ３と機械式膨張弁４とをバイパスさせるための第１バイパス流路である。

室内ガスクーラ３は、加熱（暖房）用熱交換器であり、流入した冷媒は空調用空気の送風手段である室内送風機１０によって車室内へ送風される空気と熱交換してこれを加熱して暖房用の温風とし、冷媒は放熱して冷却される。尚、車両用空調装置においては室内送風機１０の下流に後述するエバポレータ（冷媒吸熱器）９が配置され、そのエバポレータ９の下流側に室内ガスクーラ３が配置され、エバポレータ９を通過した空気が室内ガスクーラ３に供給される構造となっている。ちなみに３ａは、室内ガスクーラ３通過後の空気温度を検出するサーミスタなどの温風温度センサである。

室内ガスクーラ３を流出した冷媒は、本発明の暖房用機械式膨張弁４に流入する。この暖房用機械式膨張弁４は、室内ガスクーラ３出口側での冷媒温度に応じて室内ガスクーラ３出口側圧力を制御する圧力制御弁である。尚、暖房用機械式膨張弁４は、室内ガスクーラ３出口側圧力を制御すると共に減圧装置を兼ねており、冷媒は、この暖房用機械式膨張弁４にて減圧されて低温低圧の気液２相状態となって室外ガスクーラ５へ流入する。

室外ガスクーラ５は、冷房時にコンプレッサ１で圧縮された冷媒を、送風手段である室外送風機５ａによって送風される外気と熱交換して冷却する冷媒放熱器であるが、暖房時には冷媒蒸発器（吸熱器）として作動し、暖房用機械式膨張弁４から供給される気液２相状態の冷媒を室外送風機５ａで送風される外気と熱交換して気化（蒸発）させて外気から蒸発潜熱を吸熱する。尚、室外ガスクーラ５は、室外ガスクーラ５内の冷媒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。

そして、室外ガスクーラ５から流出した冷媒は、第２電動三方弁６により内部熱交換器７の高圧側流路７ａ、冷房用機械式膨張弁８、エバポレータ９をバイパスさせる第２バイパス流路６ａを経由してアキュームレータ１１に流入する。ちなみに、内部熱交換器７は、冷房時に冷房用機械式膨張弁８にて減圧される前の高圧冷媒とコンプレッサ１に吸引される低圧冷媒とを熱交換させる熱交換器であり、この内部熱交換器７によって冷房用機械式膨張弁８に流入する冷媒が冷却されてエバポレータ９に流入する冷媒のエンタルピが小さくなり、逆にコンプレッサ１に吸引される冷媒が加熱されて過熱度が大きくなる。

また、冷房用機械式膨張弁８は、本出願人が先に出願して特開２０００−８１１５７で公開しているものと同様の圧力制御弁であり、室外ガスクーラ５の出口冷媒温度を感温部で検出し、内部熱交換器７から流入する冷媒を減圧する弁部を駆動してＣＯＰが最大となる圧力に制御するものである。

また、エバポレータ９は冷却（冷房）用熱交換器であり、冷房時に冷房用機械式膨張弁８から供給される気液２相状態の冷媒は、室内送風機１０によって車室内へ送風される空気と熱交換し、蒸発潜熱を吸熱することでこれを冷却して冷房用の冷風とし、冷媒は気化（蒸発）される。ちなみに９ａは、エバポレータ９通過後の空気温度を検出するサーミスタなどの冷風温度センサである。

アキュームレータ（気液分離器）１１は、気相冷媒と液相冷媒とを分離して液冷媒を一時的に蓄えるタンク手段であり、分離された気相冷媒は内部熱交換器７の低圧側流路７ｂを通ってコンプレッサ１に吸引されて循環が成される。そして、本冷凍サイクルの制御手段としての制御装置１２は、吐出温度センサ１ｂ、吐出圧力センサ１ｃ、温風温度センサ３ａおよび冷風温度センサ９ａなどから信号が入力されると共に、所定の制御プログラムに従って容量可変機構１ａ、第１電動三方弁２、室外送風機５ａ、第２電動三方弁６および室内送風機１０に制御信号を出力するものである。

次に、暖房用機械式膨張弁４の詳細構造について述べる。図２は、本発明の第１実施形態における暖房用機械式膨張弁４Ａの断面構造図であり閉弁状態を示している。暖房用機械式膨張弁４Ａは、図１に示したように、配管によって形成される冷媒流路内のうち室内ガスクーラ３と室外ガスクーラ５との間に配置されており、室内ガスクーラ３出口側の冷媒温度に応じて室内ガスクーラ３出口側圧力を制御する圧力制御弁である。

２１は冷媒流路の一部を形成し、一方に流入口２１ａ、他方に流出口２１ｄを形成したケーシングであり、２２はケーシング２１内に形成されて上流側空間２１ｂと下流側空間２１ｃとに仕切る隔壁部である。また、２３はその隔壁部２２に形成されて上流側空間２１ｂと下流側空間２１ｃとを連通させる弁口である。本圧力制御弁４のエレメント部は、上流側空間２１ｂ内に収納され、流入口２１ａで連通する室内ガスクーラ３出口側の冷媒雰囲気中に配設されている。

そして、弁口２３は、針状のニードル弁体（以下、弁体と略す。）２４により開閉される。弁体２４は、ステンレス材からなる薄膜状のダイヤフラム（変位部材）２６の厚み方向他端側に連結されており、ダイヤフラム２６の変位に連動して、ダイヤフラム２６が中立状態から弁体２４側（厚み方向他端側）に向けて変位したときに弁口２３を閉じ、厚み方向一端側に向けて変位したときに弁口２３の開度（弁口２３を閉じた状態を基準とする弁体２４の変位量）が最大となるように構成されている。

ダイヤフラム２６は上側支持部材２７と下側支持部材２８とで挟持されていると共に、ダイヤフラム２６の厚み方向一端側（反弁体側）には、上側支持部材２７が形成部材となって密閉空間（ガス封入室）２５が形成されている。この密閉空間２５は、内外の圧力差に応じて膨張・収縮することによりダイヤフラム２６を変形させ弁体２４を変位させようになっている。尚、上側支持部材２７の外側には、密閉空間２５に連通させてキャピラリーチューブ２９が接続されており、下側支持部材２８にはダイヤフラム２６の反密閉空間側に室内ガスクーラ３出口側の冷媒圧力を導入する圧力導入孔２８ａが穿孔されている。

これらのエレメント部は、隔壁部２２の上流側空間２１ｂ側の弁口２３周りに筒状に形成されたエレメント支持部３０に、下側支持部材２８をねじ込むことで固定されており、エレメント支持部３０には冷媒流通孔３０ａが複数穿孔されている。そして、密閉空間２５内には、本超臨界ヒートポンプサイクルで用いているＣＯ_２冷媒よりも温度に対する圧力変化の小さい窒素ガスなどのガスを封入して、ＣＯ_２冷媒よりも温度に対する圧力変化の小さい制御圧力特性としている。

ちなみに図４は、図１の超臨界ヒートポンプサイクルにおける冷房運転状態を示す。冷房時、コンプレッサ１で高温・高圧に圧縮されて吐出した冷媒は、第１電動三方弁２によって室内ガスクーラ３と暖房用機械式膨張弁４とをバイパスさせる第１バイパス流路２ａを経由して、直接室外ガスクーラ５に流される。室外ガスクーラ５に流入した冷媒は、室外送風機５ａによって送風される外気と熱交換して外気に放熱して冷媒を冷却する。

そして、室外ガスクーラ５から流出した冷媒は、第２電動三方弁６により内部熱交換器７の高圧側流路７ａを流通し、熱的に接合された低圧側流路７ａ内を対向するように流通する低圧側冷媒を加熱する。高圧側流路７ａを流出した冷媒は、冷房用機械式膨張弁８で減圧された後、エバポレータ９に流入し、室内送風機１０によって車室内へ送風される空気と熱交換してこれを冷却して冷房を行う。

エバポレータ９から流出した冷媒は、アキュームレータ１１に流入し、気相冷媒と液相冷媒とを分離して一時的に液相冷媒を蓄えると共に、分離された気相冷媒は内部熱交換器７の低圧側流路７ｂを通ってコンプレッサ１に吸引されて循環が成される。このように本実施形態では、暖房時・冷房時の高圧側圧力制御は暖房用機械式膨張弁４と冷房用機械式膨張弁８とで行っている。特に暖房時の高圧側圧力は、本発明の暖房用機械式膨張弁４の開弁圧力特性で決まるため、高圧側圧力により吹き出し温度を制御することはできず、コンプレッサ１の吐出容量で吹き出し温度制御を実施する。

次に、本実施形態での特徴と、その効果について述べる。まず、室内ガスクーラ３内の圧力が冷媒の臨界圧力を越える蒸気圧縮式冷凍サイクルに適用され、室内ガスクーラ３からコンプレッサ１の吸入側に至る冷媒流路に配置され、室内ガスクーラ３出口側の冷媒温度に応じて室内ガスクーラ３出口側圧力を制御する圧力制御弁であり、蒸気圧縮式冷凍サイクルで用いている冷媒よりも温度に対する圧力変化の小さい制御圧力特性としている。

これによれば、従来の成績係数（ＣＯＰ）が最良となる圧力制御ではなく、最大暖房能力側で作動させることとなるため、低外気温度時も高圧の制御圧力を高く保持することで、吹き出し温度が大きく低下することを防止して、加熱性能を維持することができるうえ、加熱温度が上昇するまでの時間を短縮することができる。

また、冷媒流路内に形成され、冷媒流路を上流側空間２１ｂと下流側空間２１ｃとに仕切る隔壁部２２と、その隔壁部２２に形成され、上流側空間２１ｂと下流側空間２１ｃと連通させる弁口２３と、上流側空間２１ｂ内に密閉空間２５を形成し、密閉空間２５内外の圧力差に応じて変位する薄膜状のダイヤフラム２６と、ダイヤフラム２６の厚み方向一端側にてダイヤフラム２６に連結され、ダイヤフラム２６に連動して変位し、弁口２３を開閉する弁体２４とを備え、密閉空間２５内に、蒸気圧縮式冷凍サイクルで用いている冷媒よりも温度に対する圧力変化の小さいガスを封入している。

これによれば、より具体的に、制御圧力特性を決める密閉空間２５内に、冷媒より温度に対して圧力変化の少ないガスを封入して室内ガスクーラ３後の冷媒雰囲気中に配置することで、室内ガスクーラ３後の冷媒温度によって制御圧力が変わるようになるうえ、冷媒よりも温度に対する圧力変化の小さい制御圧力特性とすることができる。そして、高圧側圧力が制御圧力よりも上昇するとダイヤフラム２６を押し上げ、連結している弁体２４がリフトして弁口２３を開き、高圧側圧力を設定圧力に保持するようになっている。

また、開弁圧力特性を、４０℃時に１０±１．５ＭＰａ、０℃時に８．３±１．５ＭＰａとしている。図３は、本発明における圧力制御弁の温度と圧力との関係を表すグラフである。実線は開弁圧力特性を示し、破線は実際のヒートポンプサイクルでの制御圧力を示す。４０℃以上の範囲では弁リフトが増加するため、開弁圧力よりも弁リフト分高い圧力で実際のサイクルは制御される。

これによれば、冷媒温度に対する開弁圧力は、吐出温度が許容温度以内となる圧力で、且つ使用温度範囲の最高圧力が設計圧力以下となる範囲で最大暖房性能となる圧力に近い特性を持たせており、４０℃雰囲気で１０ＭＰａ、０℃雰囲気で８．３ＭＰａとなる開弁特性としている。これにより、吐出温度の上昇が問題となる低温付近、設計圧力に対する高圧圧力の上昇が問題となる高温付近で許容以下（本実施例では７５℃で１３ＭＰａ以下）の設定としている。尚、この開弁特性は熱交換器仕様や使用温度範囲によって変わるため、システムによって調整を行う必要がある。

また、内部の圧力が冷媒の臨界圧力を越える室内ガスクーラ３を用いて流体の加熱を行う蒸気圧縮式冷凍サイクルであり、室内ガスクーラ３からコンプレッサ１の吸入側に至る冷媒流路に、上述の暖房用機械式膨張弁４を配置している。これによれば、加熱運転起動時に低外気温度時も高圧の制御圧力を高く保持することで、吹き出し温度が大きく低下することを防止して、加熱性能を維持することができる。また、加熱温度が上昇するまでの時間を短縮することのできる。

また、室内ガスクーラ３・室外ガスクーラ５後の冷媒温度検出センサや、電動膨張弁の駆動回路が不要となって高圧側圧力制御に電子制御手段を介さないため、システムを簡素化できてコストを抑えることができる。これは、吹き出し温度制御の応答性は若干悪くなるが、補助加熱用途など、精度良い加熱温度制御を必要としない用途にて有効である。

（第２実施形態）
図５の（ａ）は本発明の第２実施形態における暖房用機械式膨張弁４Ｂの断面構造図であり閉弁状態を示している。上述した第１実施形態と異なるのは、コンプレッサ１起動時に必要最少量以上の冷媒流れを確保する手段として、所定温度よりも低い低外気温時に弁口２３が所定量以上の開度で開く構造とした点である。

具体的に本実施形態の暖房用機械式膨張弁４Ｂは、図２の暖房用機械式膨張弁４Ａと同様の構造としたうえ、弁体２４をプッシュロッド（伝達ロッド）３１とし、弁口２３の下流側空間２１ｃ側にコイルスプリング（弾性部材）３３の付勢力によって弁口２３を下流側空間２１ｃ側から開閉する弁体３２を設けている。

そして、プッシュロッド３１と弁体３２との先端同士が当たるように配置したうえ、密閉空間２５の雰囲気温度が所定温度よりも低い場合、ダイヤフラム２６がプッシュロッド３１を介して弁体３２を押圧して弁口２３に所定量の冷媒流れを確保する流路を形成するようになっている。尚、隔壁部２２の下流側空間２１ｃ側の弁口２３周りには筒状の弁体支持部３４が形成されており、その弁体支持部３４には冷媒流通孔３４ａが複数穿孔されている。

図５（ｂ）は、コンプレッサ１の停止時や起動直後の高圧側圧力が低い場合の作動状態を示す。コンプレッサ１の停止時や起動直後などで高圧側圧力が低い場合は、密閉空間２５内の封入ガス圧の方が冷媒の圧力より高いため、ダイヤフラム２６が押し下げられて、プッシュロッド３１を介して弁体３２を押し下げて弁口２３に所定量以上の冷媒流れを確保する流路を形成するようになっている。

図６（ｃ）は、高圧側圧力が設定圧力に達した定常時の作動状態を示している。高圧側圧力が上昇すると、ダイヤフラム２６を徐々に押上げて弁口２３が徐々に閉じられるが、更に圧力が上昇して開弁設定圧力に達すると、高低圧差によってコイルスプリング３３を圧縮し、弁体３２がプッシュロッド３１から離れて弁口２３が開口し、コイルスプリング３３によって一定の高低圧差を維持する。尚、開弁圧力の設定は、第１実施形態と同様としている。

次に、本実施形態での特徴と、その効果について述べる。室内ガスクーラ３内の圧力が冷媒の臨界圧力を越える蒸気圧縮式冷凍サイクルに適用され、室内ガスクーラ３からコンプレッサ１の吸入側に至る冷媒流路に配置され、室内ガスクーラ３出口側の冷媒温度に応じて室内ガスクーラ３出口側圧力を制御する圧力制御弁であり、冷媒流路内に形成され、冷媒流路を上流側空間２１ｂと下流側空間２１ｃとに仕切る隔壁部２２と、隔壁部２２に形成され、上流側空間２１ｂと下流側空間２１ｃと連通させる弁口２３と、上流側空間２１ｂ内に密閉空間２５を形成し、密閉空間２５内外の圧力差に応じて変位する薄膜状のダイヤフラム２６と、ダイヤフラム２６の厚み方向一端側にてダイヤフラム２６に連結され、ダイヤフラム２６に連動して変位するプッシュロッド３１と、弁口２３の下流側空間２１ｃ側に設けられてコイルスプリング３３の付勢力により弁口２３を下流側空間２１ｃ側から閉塞する弁体３２とを備え、密閉空間２５内に、蒸気圧縮式冷凍サイクルで用いている冷媒よりも温度に対する圧力変化の小さいガスを封入すると共に、プッシュロッド３１と弁体３２との先端同士が当接可能に配置し、密閉空間２５の雰囲気温度が所定温度よりも低い場合、ダイヤフラム２６がプッシュロッド３１を介して弁体３２を押圧して弁口２３に所定量の冷媒流れを確保する流路を形成するようにしている。

これによれば、低外気温度時には冷媒流路を確保する構造となり、暖房不能となる状態が発生することを防止することができる。また、従来の成績係数（ＣＯＰ）が最良となる圧力制御ではなく、最大暖房能力側で作動させることとなるため、低外気温度時も高圧の制御圧力を高く保持することで、吹き出し温度が大きく低下することを防止して、加熱性能を維持することができるうえ、加熱温度が上昇するまでの時間を短縮することができる。

（第３実施形態）
図６は、本発明の第３実施形態における暖房用機械式膨張弁４Ｃの断面構造図であり閉弁状態を示す。上述した第１実施形態と異なるのは、コンプレッサ１の起動時で弁体２４が弁口２３を閉じているときにも所定量の冷媒流れを確保する流路手段として、隔壁部２２にバイバス孔２２ａを設けた点である。尚、密閉空間２５内には冷媒が、弁口２３が閉じた状態の密閉空間２５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。

次に、本実施形態での特徴と、その効果について述べる。まず、室内ガスクーラ３内の圧力が冷媒の臨界圧力を越える蒸気圧縮式冷凍サイクルに適用され、室内ガスクーラ３からコンプレッサ１の吸入側に至る冷媒流路に配置され、室内ガスクーラ３出口側の冷媒温度に応じて室内ガスクーラ３出口側圧力を制御する圧力制御弁であり、冷媒流路内に形成され、冷媒流路を上流側空間２１ｂと下流側空間２１ｃとに仕切る隔壁部２２と、隔壁部２２に形成され、上流側空間２１ｂと下流側空間２１ｃと連通させる弁口２３と、上流側空間２１ｂ内に密閉空間２５を形成し、密閉空間２５内外の圧力差に応じて変位する薄膜状のダイヤフラム２６と、ダイヤフラム２６の厚み方向一端側にてダイヤフラム２６に連結され、ダイヤフラム２６に連動して変位し、弁口２３を開閉する弁体２４とを備えた圧力制御弁において、コンプレッサ１起動時で弁体２４が弁口２３を閉じているときにも所定量の冷媒流れを確保する流路手段を設けている。

これは、従来の機械式膨張弁（定圧弁）ではコンプレッサ１起動時に高圧側圧力が制御圧力に達するまでは弁口２３が閉じていることより低圧側圧力が低下することに着目したものであり、弁体２４が弁口２３を閉じているときにも正常起動に必要な最少量以上を所定量として、その冷媒流れを確保する流路手段を設けたものである。これによれば、暖房不能となる状態が発生することを防止することができる。

また、流路手段として、隔壁部２２に弁口２３をバイパスして上流側空間２１ｂと下流側空間２１ｃとを連通させるバイバス孔２２ａを設けている。これは、具体的な流路手段として、隔壁部２２にバイバス孔２２ａを設けて起動時の冷媒流量を確保しているものである。これによれば、暖房不能となる状態が発生することを防止することができる。

（第４実施形態）
図７の（ａ）は本発明の第４実施形態における暖房用機械式膨張弁４Ｄの断面構造図であり閉弁状態を示し、（ｂ）は（ａ）中のＡ部詳細を示す。上述の第３実施形態では、暖房運転起動時の流路として隔壁部２２にバイバス孔２２ａを設けたが、本実施形態では弁口２３で弁体２４が当接するシート部２３ａに溝部２３ｂを設けたものである。これは、具体的な流路手段として、シート部２３ａに溝部２３ｂを設けて起動時の冷媒流量を確保しているものであり、これによれば、暖房不能となる状態が発生することを防止することができる。

（その他の実施形態）
上述の実施形態では、超臨界ヒートポンプサイクルを車両用空調装置に適用しているが、本発明は上述した実施形態に限定されるものではなく、超臨界ヒートポンプサイクルのガスクーラを流体加熱に用いるサイクルであれば、例えば、ガスクーラで給湯用水を加熱する給湯装置などに適用しても良い。

本発明の実施形態に係る超臨界ヒートポンプサイクルを表す模式図であり、暖房運転状態を示す。 本発明の第１実施形態における暖房用機械式膨張弁４Ａの断面構造図であり閉弁状態を示す。 図２に示した暖房用機械式膨張弁４Ａの温度と圧力との関係を表すグラフである。 図１の超臨界ヒートポンプサイクルにおける冷房運転状態を示す。 （ａ）は本発明の第２実施形態における暖房用機械式膨張弁４Ｂの断面構造図であり閉弁状態を示し、（ｂ）はコンプレッサ１の停止時や起動直後の状態、（ｃ）は定常時の状態を示す。 本発明の第３実施形態における暖房用機械式膨張弁４Ｃの断面構造図であり閉弁状態を示す。 （ａ）は本発明の第４実施形態における暖房用機械式膨張弁４Ｄの断面構造図であり閉弁状態を示し、（ｂ）は（ａ）中のＡ部詳細を示す。 従来の機械式膨張弁を用いた超臨界ヒートポンプサイクルにおいて、低外気温時に暖房運転を起動させた場合の高圧（吐出）圧力・低圧（吸入）圧力・冷媒流量の推移を表すグラフであり、（ａ）は起動不良の例、（ｂ）は正常起動の例を示す。

符号の説明

１…コンプレッサ（冷媒圧縮機）
３…室内ガスクーラ（冷媒放熱器）
９…エバポレータ（冷媒蒸発器）
２１ｂ…上流側空間
２１ｃ…下流側空間
２２…隔壁部
２２ａ…バイバス孔（流路手段）
２３…弁口
２３ａ…シート部
２３ｂ…溝部（流路手段）
２４…弁体
２５…密閉空間
２６…ダイヤフラム（変位部材）
３１…プッシュロッド（伝達ロッド）
３２…弁体
３３…コイルスプリング（弾性部材）

Claims (8)

1. 冷媒圧縮機（１）によって圧縮された冷媒が流入する冷媒放熱器（３）内の圧力が冷媒の臨界圧力を越える蒸気圧縮式冷凍サイクルに適用され、
   前記冷媒放熱器（３）から前記冷媒圧縮機（１）の吸入側に至る冷媒流路に配置され、前記冷媒放熱器（３）出口側の冷媒温度に応じて前記冷媒放熱器（３）出口側圧力を制御する圧力制御弁であり、
   前記蒸気圧縮式冷凍サイクルで用いている冷媒よりも温度に対する圧力変化の小さい制御圧力特性としたことを特徴とする圧力制御弁。
2. 前記冷媒流路内に形成され、前記冷媒流路を上流側空間（２１ｂ）と下流側空間（２１ｃ）とに仕切る隔壁部（２２）と、
   前記隔壁部（２２）に形成され、前記上流側空間（２１ｂ）と前記下流側空間（２１ｃ）と連通させる弁口（２３）と、
   前記上流側空間（２１ｂ）内に密閉空間（２５）を形成し、前記密閉空間（２５）内外の圧力差に応じて変位する薄膜状の変位部材（２６）と、
   前記変位部材（２６）の厚み方向一端側にて前記変位部材（２６）に連結され、前記変位部材（２６）に連動して変位し、前記弁口（２３）を開閉する弁体（２４）とを備え、
   前記密閉空間（２５）内に、前記蒸気圧縮式冷凍サイクルで用いている冷媒よりも温度に対する圧力変化の小さいガスを封入したことを特徴とする請求項１に記載の圧力制御弁。
3. 冷媒圧縮機（１）によって圧縮された冷媒が流入する冷媒放熱器（３）内の圧力が冷媒の臨界圧力を越える蒸気圧縮式冷凍サイクルに適用され、
   前記冷媒放熱器（３）から前記冷媒圧縮機（１）の吸入側に至る冷媒流路に配置され、前記冷媒放熱器（３）出口側の冷媒温度に応じて前記冷媒放熱器（３）出口側圧力を制御する圧力制御弁であり、
   前記冷媒流路内に形成され、前記冷媒流路を上流側空間（２１ｂ）と下流側空間（２１ｃ）とに仕切る隔壁部（２２）と、
   前記隔壁部（２２）に形成され、前記上流側空間（２１ｂ）と前記下流側空間（２１ｃ）と連通させる弁口（２３）と、
   前記上流側空間（２１ｂ）内に密閉空間（２５）を形成し、前記密閉空間（２５）内外の圧力差に応じて変位する薄膜状の変位部材（２６）と、
   前記変位部材（２６）の厚み方向一端側にて前記変位部材（２６）に連結され、前記変位部材（２６）に連動して変位する伝達ロッド（３１）と、
   前記弁口（２３）の前記下流側空間（２１ｃ）側に設けられて弾性部材（３３）の付勢力により前記弁口（２３）を前記下流側空間（２１ｃ）側から開閉する弁体（３２）とを備え、
   前記密閉空間（２５）内に、前記蒸気圧縮式冷凍サイクルで用いている冷媒よりも温度に対する圧力変化の小さいガスを封入すると共に、
   前記伝達ロッド（３１）と前記弁体（３２）との先端同士が当接可能に配置し、前記密閉空間（２５）の雰囲気温度が所定温度よりも低い場合、前記変位部材（２６）が前記伝達ロッド（３１）を介して前記弁体（３２）を押圧して前記弁口（２３）に所定量の冷媒流れを確保する流路を形成することを特徴とする圧力制御弁。
4. 開弁圧力特性を、４０℃時に１０±１．５ＭＰａ、０℃時に８．３±１．５ＭＰａとしたことを特徴とする請求項１ないし請求項３のいずれかに記載の圧力制御弁。
5. 冷媒圧縮機（１）によって圧縮された冷媒が流入する冷媒放熱器（３）内の圧力が冷媒の臨界圧力を越える蒸気圧縮式冷凍サイクルに適用され、
   前記冷媒放熱器（３）から前記冷媒圧縮機（１）の吸入側に至る冷媒流路に配置され、前記冷媒放熱器（３）出口側の冷媒温度に応じて前記冷媒放熱器（３）出口側圧力を制御する圧力制御弁であり、
   前記冷媒流路内に形成され、前記冷媒流路を上流側空間（２１ｂ）と下流側空間（２１ｃ）とに仕切る隔壁部（２２）と、
   前記隔壁部（２２）に形成され、前記上流側空間（２１ｂ）と前記下流側空間（２１ｃ）と連通させる弁口（２３）と、
   前記上流側空間（２１ｂ）内に密閉空間（２５）を形成し、前記密閉空間（２５）内外の圧力差に応じて変位する薄膜状の変位部材（２６）と、
   前記変位部材（２６）の厚み方向一端側にて前記変位部材（２６）に連結され、前記変位部材（２６）に連動して変位し、前記弁口（２３）を開閉する弁体（２４）とを備えた圧力制御弁において、
   冷媒圧縮機（１）起動時で前記弁体（２４）が前記弁口（２３）を閉じているときにも所定量の冷媒流れを確保する流路手段（２２ａ、２３ｂ）を設けたことを特徴とする圧力制御弁。
6. 前記流路手段として、前記隔壁部（２２）に前記弁口（２３）をバイパスして前記上流側空間（２１ｂ）と前記下流側空間（２１ｃ）とを連通させるバイバス孔（２２ａ）を設けたことを特徴とする請求項５に記載の圧力制御弁。
7. 前記流路手段として、前記弁口（２３）のシート部（２３ａ）に前記上流側空間（２１ｂ）と前記下流側空間（２１ｃ）とを連通させる溝部（２３ｂ）を設けたことを特徴とする請求項５に記載の圧力制御弁。
8. 内部の圧力が冷媒の臨界圧力を越える冷媒放熱器（３）を用いて流体の加熱を行う蒸気圧縮式冷凍サイクルであり、
   前記冷媒放熱器（３）から前記冷媒圧縮機（１）の吸入側に至る冷媒流路に配置され、前記蒸気圧縮式冷凍サイクルで用いる冷媒よりも温度に対する圧力変化の小さい制御圧力特性とした請求項１ないし請求項７のいずれかに記載の圧力制御弁（４）を配置していることを特徴とする蒸気圧縮式冷凍サイクル。

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