JP2006153314A - 冷凍サイクル - Google Patents

Abstract

【課題】膨張弁における構造の単純化、低コスト化、及び冷凍サイクルの運転効率の向上を図る。
【解決手段】二酸化炭素を冷媒とし、膨張弁の入口側の高圧側冷媒圧力の増大に伴い該膨張弁の弁開度を増大させると共に、該高圧側冷媒圧力の減少に伴い該膨張弁の弁開度を減少させる調節手段を備える冷凍サイクルであって、前記調節手段は、前記高圧側冷媒圧力が７．３８ＭＰａの時に、前記膨張弁を内径０．２〜０．５ｍｍの管に相当する弁開度とすると共に、前記高圧側冷媒圧力が１４ＭＰａの時に、前記膨張弁を内径０．８〜１．６ｍｍの管に相当する弁開度とする。
【選択図】図２

Description

本発明は、車両用空調装置等に用いられる冷凍サイクルであって、特に膨張弁の制御機構に関するものである。

空調装置等に用いられる冷凍サイクルとして、冷媒に二酸化炭素を用いるものがあるが、このような冷凍サイクルにおける膨張弁の制御方法としては、主に次に挙げる２つの方法がとられている。１つは、放熱器（ガスクーラ）出口部分の冷媒温度を検知しこれに応じて膨張弁を制御するものである（特許文献１参照）。このような温度依存の制御においては、一般的に、検出された高圧側の冷媒温度の上昇に伴い開弁に必要な圧力が高くなるように設定されている。もう１つは、高圧冷媒の体積を絞るためのオリフィスと、高圧側の圧力が所定値以上になった時に開放されるリリーフ弁とが組み合わされたものである（特許文献２参照）。

しかしながら、上記特許文献１に開示されるような冷媒温度に依存した機構においては、高温時に膨張弁が開き難くなるため、高気温時に車両を放置した場合等に膨張弁が閉じたままとなり、冷凍サイクルにおいて膨張弁より上流側の高圧ラインの圧力が過度に上昇してしまうといった不具合がある。この高圧ラインの過度の圧力上昇は、ガスクーラや配管の破損、冷媒の漏出等を招くおそれがある。また、上記特許文献２に開示されるような固定オリフィスとリリーフ弁とを組み合わせた構成においては、オリフィスによる冷媒の絞りが常に一定であることから運転効率が低くなりやすく、また個別に設けられるリリーフ弁のために構造の複雑化、コスト高等を招く不具合がある。

これらの不具合を解消すべく、本願出願人は、先の出願（特許文献３参照）において、膨張弁の弁開度の調節を、膨張弁入口側の高圧側冷媒圧力、又は膨張弁前後の差圧にのみ依存する（温度に依存しない）ように行う機構を提案した。これにより、温度依存に起因する高圧ラインの不具合、及び固定オリフィスとリリーフ弁の組み合わせ構造による複雑化等の不具合の解消が図られた。
特開平９−２６４６２２号公報 特開２００２−５２０５７２号公報 特開２００４−１４２７０１号公報

しかしながら、上記特許文献３においては、実際に膨張弁の弁開度を調節するための制御線について、圧力と弁開度とが比例関係となることが有効であると示されているが、より具体的且つ好適な範囲については開示されていなかった。本願発明者は、更なる実験研究の結果、高いＣＯＰを得るために有効な制御線の具体的特徴を特定し、本発明に至った。本発明は、構造の単純化、低コスト化、及び更なる運転効率の向上を課題とするものである。

上記課題を解決するために、本発明は、二酸化炭素を冷媒とし、膨張弁の入口側の高圧側冷媒圧力に依存すると共に冷媒温度には依存せず、前記高圧側冷媒圧力の増大に伴い前記膨張弁の弁開度を増大させると共に前記高圧側冷媒圧力の減少に伴い前記膨張弁の弁開度を減少させる調節手段を備える冷凍サイクルであって、前記調節手段は、前記高圧側冷媒圧力が７．３８ＭＰａの時に、前記膨張弁を内径０．２〜０．５ｍｍの管に相当する弁開度とすると共に、前記高圧側冷媒圧力が１４ＭＰａの時に、前記膨張弁を内径０．８〜１．６ｍｍの管に相当する弁開度とすることを特徴とするものである（請求項１）。

上記特徴を有する制御線に基づいて膨張弁を制御することにより、高圧側冷媒圧力が７．３８ＭＰａ、即ち臨界圧以上となる状況下において高いＣＯＰ（最適ＣＯＰの−１０％の範囲内）での稼動を実現させることができる。また、冷媒温度を弁開度の調節のための因子としないことにより、高圧ラインの過度の圧力上昇をリリーフ弁等を設けることなく抑制することができる。

また、上記請求項１記載の構成において、前記調節手段は、前記高圧側冷媒圧力が７．３８ＭＰａ以下となった時に、前記膨張弁が内径０．２〜０．５ｍｍの管に相当する範囲の弁開度となるように制御することが好ましい（請求項２）。

これにより、高圧側冷媒圧力が臨界圧以下となる状況下においても高いＣＯＰ（最適ＣＯＰの−１０〜２０％の範囲内）での稼動を実現させることができる。また、膨張弁が全閉状態とならないことにより、高圧ラインの過度の圧力上昇を抑えると共にハンチング現象を防止することができる。

また、本発明は、二酸化炭素を冷媒とし、膨張弁の入口側及び出口側の両冷媒圧力の差圧に依存すると共に冷媒温度には依存せず、前記差圧の増大に伴い前記膨張弁の弁開度を増大させると共に前記差圧の減少に伴い前記膨張弁の弁開度を減少させる調節手段を備える冷凍サイクルであって、前記調節手段は、前記差圧が３．８８ＭＰａの時に、前記膨張弁を内径０．２〜０．５ｍｍの管に相当する弁開度とすると共に、前記差圧が１１．５２ＭＰａの時に、前記膨張弁を内径０．９〜１．９ｍｍの管に相当する弁開度とすることを特徴とするものである（請求項３）。

膨張弁の入口側及び出口側の冷媒の差圧によって弁開度を調節する場合には、上記特徴を有する制御線に基づいて制御することにより、上記請求項１記載の構成と同様に、臨界圧以上の領域において、高いＣＯＰ（最適ＣＯＰの−１０％の範囲内）での稼動を実現させることができる。

また、上記請求項３記載の構成において、前記調節手段は、前記差圧が３．８８ＭＰａ以下となった時に、前記膨張弁が内径０．２〜０．５ｍｍの管に相当する範囲の弁開度となるように制御することが好ましい（請求項４）。

これにより、上記請求項２記載の構成と同様に、臨界圧以下の領域において、高いＣＯＰ（最適ＣＯＰの−１０〜２０％の範囲内）での稼動を実現させることができる。

上記本発明にかかる特徴を備える制御線に基づいて膨張弁を制御することにより、膨張弁入口側の高圧側冷媒圧力、又は膨張弁前後での差圧にのみ依存して膨張弁の弁開度が変化する冷凍サイクルにおいて、高いＣＯＰを実現させることができる。

以下、添付した図面により本発明の実施の形態を説明する。

図１に示す冷凍サイクル１は、車両用空調装置に用いられ、冷媒として二酸化炭素を用いる超臨界圧縮式のものである。この冷凍サイクル１は、冷媒を圧縮するコンプレッサ２、圧縮された冷媒を外気との熱交換により冷却するガスクーラ３、高圧ラインＨと低圧ラインＬとの間で冷媒の熱交換をさせる内部熱交換器４、高圧ラインＨの冷媒を減圧して低圧ラインＬへ流す膨張弁５、減圧された冷媒を空調空気との熱交換により蒸発させるエバポレータ６を有して構成される。

本実施例における膨張弁５は、図２に示すように、シェル１０、ベローズ１１、弁体１２、弁座１３、スプリング１５、開放孔１６を有して構成される。シェル１０は、内部に中空部１７が形成され、中空部１７と外部とを連通させる高圧側連通孔１８及び低圧側連通孔１９を有し、高圧側連通孔１８は冷凍サイクル１の高圧ラインＨ（図１参照）と、低圧側連通孔１９は低圧ラインＬと連通している。ベローズ１１は、金属箔等により形成された蛇腹状の部材であり、前記中空部１７に配され、その一端側がシェル１０の内側上面に固定されている。弁体１２は、ベローズ１１の他端側に固定され、ベローズ１１の伸縮に伴って図中上下に変位する。弁座１３は、低圧側連通孔１９に設けられ、弁体１２が嵌合（着座）可能な形状を有している。スプリング１５は、前記ベローズ１１の内部に配されその一端側がシェル１０の内側上面に固定されていると共に他端側がベローズ１１下端部（弁体１２上端部）に固定されており、ベローズ１１の縮小を妨げるように作用する。開放孔１６は、シェル１０の上面に穿設され、ベローズ１１の内部と大気中とを連通している。本実施例においては、前記ベローズ１１の内部には特別なガスは封入されておらず、前記開放孔１６のために、その内部圧力が大気圧と略同一となっている。

上記構成の膨張弁５によれば、ベローズ１１は、開放孔１６によって内部ガスの体積変化の影響がないため、ベローズ１１自体の抵抗力及びスプリング１５の反発力の合力と、内部空間１７に流れ込んだ冷媒の圧力との関係のみに依存して伸縮する。これにより、高圧側冷媒圧力の変化にのみ対応して膨張弁５の弁開度を変化させることができる。また、ベローズ１１内部への気体の封入作業、メンテナンス等が不要となる利点も有する。

そして、本実施例にかかる膨張弁５の弁開度は、例として図３に示す範囲Ｓ内に収まる一本の制御線Ａに基づいて調節される。尚、同図において、弁開度は仮想管の内径で表されている。即ち、膨張弁５の弁体１２と弁座１３との間に形成される絞り通路の開口面積が、仮想管の開口面積に相当する（仮想管内径が０．２ｍｍの時、実際の絞り通路の開口面積はおよそ０．１２５６ｍｍ²）。範囲Ｓは、高圧側冷媒圧力が臨界圧７．３８ＭＰａ以上の領域において、高圧側冷媒圧力が７．３８ＭＰａの時弁開度が０．２〜０．５ｍｍの範囲内にあると共に、高圧側冷媒圧力が１４ＭＰａの時弁開度が０．８〜１．６ｍｍの範囲内にあり、また高圧側冷媒圧力が臨界圧７．３８ＭＰａ以下の領域において、弁開度が０．２〜０．５ｍｍの範囲内にある制御線群からなるものである。尚、この例では高圧側冷媒圧力の上限を１８ＭＰａとしている。制御線の設定は、前記スプリング１５のばね定数を選定することにより行うことができる。

前記範囲Ｓの有効性は、図４〜図７に示す実験データから明らかである。図４は、超大型車（ＬＬ車）に搭載される空調装置において、様々な負荷条件及び稼動条件について算出された最適ＣＯＰの−１０％の範囲内に収まる膨張弁の制御線群の範囲Ｓllを示すものである。同図において、複数の白抜きの四角は、各負荷条件及び稼動条件において求められたＣＯＰの最適値であり、各白抜きの四角と２本の線で結ばれた黒塗りの２つ四角は、最適値から−１０％のＣＯＰの範囲を示すものである。当該実験における負荷条件の変化として外気温度を２０〜４５℃の範囲で変化させ、稼動条件として外気導入又は内規循環モードを切り替え、またコンプレッサの回転速度を低速から高速まで変化させた。この実験データから、ＣＯＰの最適値から−１０％の範囲内に収まる制御線は、Ｓllの範囲内にあるべきことが導き出された。また、このデータは、高圧側冷媒圧力が臨界圧７．３８ＭＰａ以上の領域での結果である。

図５は、大型車（Ｌ車）に搭載される空調装置において、上記図４と同様の条件で、最適ＣＯＰの−１０％の範囲内に収まる膨張弁の制御線群の範囲Ｓlを示すものである。また、図６は、中型車（Ｍ車）に搭載される空調装置において、上記図４と同様の条件で、最適ＣＯＰの−１０％の範囲内に収まる膨張弁の制御線群の範囲Ｓmを示すものである。更に、図７は、小型車（Ｓ車）に搭載される空調装置において、上記図４と同様の条件で、最適ＣＯＰの−１０％の範囲内に収まる膨張弁の制御線群の範囲Ｓsを示すものである。

上述した図３に示す範囲Ｓは、上記図４〜図７に示す範囲Ｓll，Ｓl，Ｓm，Ｓsを全て包含するものである。従って、膨張弁５の弁開度を前記範囲Ｓ内に収まる制御線に基づいて調節することにより、如何なる大きさの車両にも対応して高いＣＯＰを実現することができる。

更に、本実施例に係る膨張弁５は、高圧側冷媒圧力が臨界圧７．３８ＭＰａ以下の領域において、弁開度０．２〜０．５ｍｍの範囲を維持する。これは、弁体１２の弁座１３方向への進行を着座位置から所定の距離を保った場所で阻止する手段を、シェル１０や弁体１２と一体に形成すること等により実現することができる（例：特許文献３、図１５参照）。図８は、高圧側冷媒圧力が臨界圧７．３８ＭＰａ以下の領域における弁開度とＣＯＰの変化率の関係を、負荷条件及び稼動条件を変更させて示すものである。同図において、線Ｈは外気温度１５℃、外気導入モード、コンプレッサの回転速度８００ｒｐｍの時の推移、線Ｉは外気温度１５℃、外気導入モード、コンプレッサの回転速度１４００ｒｐｍの時の推移、線Ｈは外気温度１５℃、外気導入モード、コンプレッサの回転速度２６００ｒｐｍの時の推移を示す。このデータから、弁開度０．２〜０．５ｍｍの範囲を維持することにより、高圧側冷媒圧力が臨界圧以下となる状況下においても高いＣＯＰ（最適値の−１０〜２０％の範囲内）を維持できることがわかる。また、これにより膨張弁５が全閉状態とならないことにより、高圧ラインＨの過度の圧力上昇を抑えると共に膨張弁５のハンチング現象を防止することができる。

尚、本実施例においては、膨張弁５として図２に示す機械的な構造を有するものを示したが、本発明はこれに限定されるものではなく、電磁弁、圧力センサ、所定のプログラムに従って稼動するＥＣＵ等から構成されるものであってもよい。

本実施例に係る冷凍サイクル１は、上記実施例１に係る膨張弁５に替わり、図９に示す膨張弁２５を用いたものである。この膨張弁２５は、シェル２６、弁体２７、弁座２８、スプリング２９を有して構成される。シェル２６は、内部に中空部３２が形成され、中空部３２と外部とを連通させる高圧側連通孔３０及び低圧側連通孔３１を有し、高圧側連通孔３０は高圧ラインＨと、低圧側連通孔３１は低圧ラインＬと連通している。弁体２７は、スプリング２９の一端側に固定され、高圧ラインＨの圧力及び低圧ラインＬの圧力を共に受けて変位する。弁座２８は、高圧側連通孔３０に設けられ、弁体２７が嵌合（着座）可能な形状を有している。スプリング２９は、その他端側がシェル２６の内壁面に固定され、一端側に固定された弁体２７を着座方向へ付勢する。

上記構成の膨張弁２５によれば、弁体２７は、高圧側冷媒圧力と、低圧側冷媒圧力及びスプリング２９の反発力の合力とによって変位する。これにより、高圧側冷媒圧力と低圧側冷媒圧力の差圧の変化にのみ対応して膨張弁２５の弁開度を変化させることができる。

前記膨張弁２５は、図１０に示す範囲Ｓ'内に収まる一本の制御線に基づいて調節される。尚、同図において、弁開度は仮想管の内径で表されている。即ち、膨張弁２５の弁体２７と弁座２８との間に形成される絞り通路の開口面積が、仮想管の開口面積に相当する。範囲Ｓ'は、前記差圧が３．８８ＭＰａ以上の領域において、差圧が３．８８ＭＰａの時弁開度が０．２〜０．５ｍｍの範囲内にあると共に、差圧が１１．５２ＭＰａの時弁開度が０．９〜１．９ｍｍの範囲内にあり、また差圧が３．８８ＭＰａ以下の領域において、弁開度が０．２〜０．５ｍｍの範囲内にある制御線群からなるものである。制御線の設定は、前記スプリング２９のばね定数を選定することにより行うことができる。

前記範囲Ｓ'の有効性は、図１１〜図１５に示す実験データから明らかである。図１１は、超大型車（ＬＬ車）に搭載される空調装置において、様々な負荷条件及び稼動条件について算出された最適ＣＯＰの−１０％の範囲内に収まる膨張弁の制御線群の範囲Ｓll'を示すものである。同図において、複数の白抜きの四角は、各負荷条件及び稼動条件において求められたＣＯＰの最適値であり、各白抜きの四角と２本の線で結ばれた黒塗りの２つ四角は、最適値から−１０％のＣＯＰの範囲を示すものである。当該実験における負荷条件の変化として外気温度を２０〜４５℃の範囲で変化させ、稼動条件として外気導入又は内規循環モードを切り替え、またコンプレッサの回転速度を低速から高速まで変化させた。この実験データから、ＣＯＰの最適値から−１０％の範囲内に収まる制御線は、Ｓll'の範囲内にあるべきことが導き出された。また、このデータは、差圧が３．８８ＭＰａ以上の領域での結果である。

図１２は、大型車（Ｌ車）に搭載される空調装置において、上記図１１と同様の条件で、最適ＣＯＰの−１０％の範囲内に収まる膨張弁の制御線群の範囲Ｓl'を示すものである。また、図１３は、中型車（Ｍ車）に搭載される空調装置において、上記図１１と同様の条件で、最適ＣＯＰの−１０％の範囲内に収まる膨張弁の制御線群の範囲Ｓm'を示すものである。更に、図１４は、小型車（Ｓ車）に搭載される空調装置において、上記図１１と同様の条件で、最適ＣＯＰの−１０％の範囲内に収まる膨張弁の制御線群の範囲Ｓs'を示すものである。

上述した図１０に示す範囲Ｓ'は、上記図１１〜図１５に示す範囲Ｓll'，Ｓl'，Ｓm'，Ｓs'を全て包含するものである。従って、膨張弁２５の弁開度を前記範囲Ｓ'内に収まる制御線に基づいて調節することにより、如何なる大きさの車両にも対応して高いＣＯＰを実現することができる。

更に、本実施例に係る膨張弁２５は、差圧が３．８８ＭＰａ以下の領域において、弁開度０．２〜０．５ｍｍの範囲を維持する。図１５は、差圧が３．８８ＭＰａ以下の領域における弁開度とＣＯＰの変化率の関係を、負荷条件及び稼動条件を変更させて示すものである。同図において、線Ｐは外気温度１５℃、外気導入モード、コンプレッサの回転速度８００ｒｐｍの時の推移、線Ｑは外気温度１５℃、外気導入モード、コンプレッサの回転速度１４００ｒｐｍの時の推移、線Ｒは外気温度１５℃、外気導入モード、コンプレッサの回転速度２６００ｒｐｍの時の推移を示す。このデータから、弁開度０．２〜０．５ｍｍの範囲を維持することにより、差圧が３．８８ＭＰａ以下となる状況下においても高いＣＯＰ（最適値の−１０〜２０％の範囲内）を維持できることがわかる。また、これにより膨張弁５が全閉状態とならないことにより、高圧ラインＨの過度の圧力上昇を抑えると共に膨張弁５のハンチング現象を防止することができる。

尚、本実施例においては、膨張弁２５として図９に示す機械的な構造を有するものを示したが、本発明はこれに限定されるものではなく、電磁弁、圧力センサ、所定のプログラムに従って稼動するＥＣＵ等から構成されるものであってもよい。

以上のように、本発明によれば、構造の単純化、低コスト化が図られ、また如何なる大きさの車両にも対応して高いＣＯＰで稼動する冷凍サイクルを提供することができる。

図１は、本発明が実施される冷凍サイクルの構成例を示す図である。 図２は、実施例１における膨張弁の構造を示す図である。 図３は、実施例１における膨張弁の有効な制御線群からなる範囲を示すグラフである。 図４は、超大型車（ＬＬ車）に搭載される空調装置において、様々な負荷条件及び稼動条件について算出された最適ＣＯＰの−１０％の範囲内に収まる実施例１に係る膨張弁の制御線群の範囲を示すグラフである。 図５は、大型車（Ｌ車）に搭載される空調装置において、様々な負荷条件及び稼動条件について算出された最適ＣＯＰの−１０％の範囲内に収まる実施例１に係る膨張弁の制御線群の範囲を示すグラフである。 図６は、中型車（Ｍ車）に搭載される空調装置において、様々な負荷条件及び稼動条件について算出された最適ＣＯＰの−１０％の範囲内に収まる実施例１に係る膨張弁の制御線群の範囲を示すグラフである。 図７は、小型車（Ｓ車）に搭載される空調装置において、様々な負荷条件及び稼動条件について算出された最適ＣＯＰの−１０％の範囲内に収まる実施例１に係る膨張弁の制御線群の範囲を示すグラフである。 図８は、実施例１に係る膨張弁において、高圧側冷媒圧力が７．３８ＭＰａ以下の領域における弁開度とＣＯＰの変化率の関係を、負荷条件及び稼動条件を変更させて示すグラフである。 図９は、実施例２における膨張弁の構造を示す図である。 図１０は、実施例２における膨張弁の有効な制御線群からなる範囲を示すグラフである。 図１１は、超大型車（ＬＬ車）に搭載される空調装置において、様々な負荷条件及び稼動条件について算出された最適ＣＯＰの−１０％の範囲内に収まる実施例２に係る膨張弁の制御線群の範囲を示すグラフである。 図１２は、大型車（Ｌ車）に搭載される空調装置において、様々な負荷条件及び稼動条件について算出された最適ＣＯＰの−１０％の範囲内に収まる実施例２に係る膨張弁の制御線群の範囲を示すグラフである。 図１３は、中型車（Ｍ車）に搭載される空調装置において、様々な負荷条件及び稼動条件について算出された最適ＣＯＰの−１０％の範囲内に収まる実施例２に係る膨張弁の制御線群の範囲を示すグラフである。 図１４は、小型車（Ｓ車）に搭載される空調装置において、様々な負荷条件及び稼動条件について算出された最適ＣＯＰの−１０％の範囲内に収まる実施例２に係る膨張弁の制御線群の範囲を示すグラフである。 図１５は、実施例２に係る膨張弁において、差圧が３．８８ＭＰａ以下の領域における弁開度とＣＯＰの変化率の関係を、負荷条件及び稼動条件を変更させて示すグラフである。

符号の説明

１ 冷凍サイクル
２ コンプレッサ
３ ガスクーラ
４ 内部熱交換器
５，２５ 膨張弁
６ エバポレータ
１０，２６ シェル
１１ ベローズ
１２，２７ 弁体
１３，２８ 弁座
１５，２９ スプリング
１６ 開放孔
１８，３０ 高圧側連通孔
１９，３１ 低圧側連通孔

Claims (4)

1. 二酸化炭素を冷媒とし、
   膨張弁の入口側の高圧側冷媒圧力の増大に伴い該膨張弁の弁開度を増大させると共に、該高圧側冷媒圧力の減少に伴い該膨張弁の弁開度を減少させる調節手段を備える冷凍サイクルであって、
   前記調節手段は、
   前記高圧側冷媒圧力が７．３８ＭＰａの時に、前記膨張弁を内径０．２〜０．５ｍｍの管に相当する弁開度とすると共に、
   前記高圧側冷媒圧力が１４ＭＰａの時に、前記膨張弁を内径０．８〜１．６ｍｍの管に相当する弁開度とすることを特徴とする冷凍サイクル。
2. 前記調節手段は、前記高圧側冷媒圧力が７．３８ＭＰａ以下となった時に、前記膨張弁が内径０．２〜０．５ｍｍの管に相当する範囲の弁開度となるように制御することを特徴とする請求項１記載の冷凍サイクル。
3. 二酸化炭素を冷媒とし、
   膨張弁の入口側及び出口側の両冷媒圧力の差圧の増大に伴い該膨張弁の弁開度を増大させると共に、該差圧の減少に伴い該膨張弁の弁開度を減少させる調節手段を備える冷凍サイクルであって、
   前記調節手段は、
   前記差圧が３．８８ＭＰａの時に、前記膨張弁を内径０．２〜０．５ｍｍの管に相当する弁開度とすると共に、
   前記差圧が１１．５２ＭＰａの時に、前記膨張弁を内径０．９〜１．９ｍｍの管に相当する弁開度とすることを特徴とする冷凍サイクル。
4. 前記調節手段は、前記差圧が３．８８ＭＰａ以下となった時に、前記膨張弁が内径０．２〜０．５ｍｍの管に相当する範囲の弁開度となるように制御することを特徴とする請求項４記載の冷凍サイクル。
   

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