JP2007139208A - 冷凍サイクル用膨張弁 - Google Patents

Abstract

【課題】内部熱交換器を組込んだＣＯ₂冷媒の冷凍サイクルのＣＯＰを向上させ、クールダウンを早めることができると共に、ＣＯ₂冷媒が封入される感温部の強度を他の高圧部品と同等にでき、低コストな高圧制御弁を得る。
【解決手段】内部熱交換器８を備えたＣＯ₂冷媒の冷凍サイクルの、内部熱交換器から蒸発器４に至る冷媒通路に配置され、放熱器出口冷媒温度に基づいて内部熱交換器出口側の冷媒圧力を制御する高圧制御弁３，３Ａ〜３Ｆが、放熱器出口側の冷媒温度に応じて内圧が変化する感温部（密閉空間Ａ）に、封入密度２００〜６００kg／ｍ³、好ましくは２００〜４５０kg／ｍ³のＣＯ₂冷媒を封入している。
【選択図】図１

Description

本発明は、二酸化炭素（ＣＯ₂）冷媒など高圧圧力が超臨界状態となる冷媒を用いた冷凍サイクルに適用する高圧制御弁（膨張弁）に関する。

一般に冷媒としてＣＯ₂を用いた場合、従来用いられているＨＦＣ１３４ａの冷媒に比較して冷凍サイクルの理論効率が低いという問題がある。
このため、図１に示すように内部熱交換器８を用いてガスクーラ（放熱器）２の出口冷媒とコンプレッサ（圧縮機）１の吸入冷媒を熱交換して冷凍サイクルの成績係数（ＣＯＰ）を向上させる必要がある。内部熱交換器８を用いると、圧縮機の吸入冷媒が加熱され、エンタルピｉが増加してスーパヒートをもつ状態となる。

図８（ａ）に、内部熱交換器８を用いて吸入冷媒にスーパヒートをもたせた場合のＣＯＰの向上効果を示している。（なお図中のＴＳは、エバポレータ（蒸発器）４の冷媒蒸発温度を示している。）このＣＯＰの向上効果は、蒸発器４内の冷媒温度が高いほど大きくなる。車両用空調装置としては、アイドル時は圧縮機１の回転数が低くなるため冷房能力が最小となり、蒸発器４内の冷媒蒸発温度も上昇するため、内部熱交換器８のＣＯＰの向上効果は大きく、内部熱交換器を使用するメリットは大きい。

また、図８（ｂ）は、放熱器２の出口冷媒温度に対して、ＣＯＰが最大となる高圧制御圧力を示したものであり、内部熱交換器８を使用して圧縮機１の吸入冷媒を加熱した場合は、蒸発器４内の冷媒蒸発温度が高く、放熱器２の出口冷媒温度が高いほど、スーパヒートをもたせた場合の制御圧が低くなる特性を示している。（なお、図中のＳＨはスーパヒートを示している。）

これは、図９のＣＯ₂冷媒の物性を表すモリエル線図において、圧縮機１で吸入された冷媒は、理想的には等エントロピ線をたどり、高温・高圧の冷媒に圧縮される。ＣＯ₂冷媒の物性では、等エントロピｓ線はエンタルピが増加するモリエル線図の右よりになるほど傾きが小さくなるため、同一圧力で比較した場合、飽和ガス冷媒を吸入圧縮した場合に比較して、スーパヒートをもった冷媒を圧縮した場合のほうが、同一圧力まで圧縮した場合のエンタルピｉの増加（＝圧縮機の動力）が大きくなることによる。

このため、ＣＯ₂冷媒を用いた冷凍サイクルでは、放熱器２の出口の冷媒温度に対して、ＣＯＰが最大となる高圧圧力に制御する方法が知られているが、内部熱交換器８が有る場合は、圧縮機１の動力が増加するため、ＣＯＰが最大となる高圧圧力が低い圧力となってしまう。このように、制御圧が低く出来ることは、圧縮機１、放熱器２など他の高圧部品の耐久性を向上させる点でも有利となる。

車両では、アイドル時は走行風がないため放熱器２の風速が低くなり、加えてエンジンルームからの熱風の回り込みにより吸込み空気温度が上昇し、放熱器の出口冷媒温度が高くなるため、内部熱交換器８を使用した場合には、同一放熱器出口冷媒温度に対してより低い制御圧となる制御特性をもつ高圧制御弁３が必要となる。

従来、ＣＯ₂冷媒等の高圧が超臨界となる圧力を制御する高圧制御弁（膨張弁）としては、特許文献１及び特許文献２により公知のものがある。
特開平９−２６４６２２号公報 特開２０００−１９３３４７号公報

この上記特許文献１，２には、制御弁の変位部材を作動させるための感温部としての密閉空間内にサイクル内を循環する冷媒と同様のＣＯ₂冷媒を封入した高圧制御弁が示されている。特に、特許文献１には、密閉空間内へのＣＯ₂冷媒の封入密度として、４５０kg／ｍ³〜９５０kg／ｍ³としたものが示されている。しかしながら、これら特許文献１，２に示される高圧制御弁は、いずれも内部熱交換器８を使用しない冷凍サイクルに適用されているものであり、内部熱交換器８を含む冷凍サイクルに適用させることが難しいという問題がある。

本発明は、上記問題に鑑みてなされたものであり、その目的は、内部熱交換器を有する冷凍サイクルに適用でき、サイクルのＣＯＰを向上させ、クールダウンを早めることができると共に、ＣＯ₂冷媒が封入される密閉空間（感温部）を形成するエレメントの強度を過度に高める必要がなく、他の高圧部品と同等の強度にすることができ、低コストな高圧制御弁を提供することである。

本発明は、前記課題を解決するための手段として、特許請求の範囲の各請求項に記載の高圧制御弁を提供する。
請求項１に記載の高圧制御弁は、高圧が超臨界となる冷媒を用い、放熱器出口冷媒と圧縮機の吸入冷媒との間で熱交換する内部熱交換器を備えた冷凍サイクルの、内部熱交換器から蒸発器に至る冷媒通路に配置され、放熱器の出口冷媒温度に基づいて内部熱交換器出口側の冷媒圧力を制御する高圧制御弁が、放熱器出口側の冷媒温度に応じて内圧が変化する感温部に、前記弁体が閉弁した状態にて、封入密度２００〜６００kg／ｍ³の冷媒が封入されているものである。これにより、感温部の強度を過度に高める必要がなく、他の高圧部品と同等の強度にすることができ、低コスト化が可能である。

請求項２の高圧制御弁は、感温部への冷媒密度を更に２００〜４５０kg／ｍ³に限定したものであり、これにより、一層制御圧を低くでき、感温部の強度も高める必要性を低減できる。上記冷媒密度は、弁体が閉弁した状態における封入密度である。
請求項３の高圧制御弁は、感温部の内圧より高圧圧力が所定量高くなったときに開弁する特性をもつようにしたものであり、これは、弁を閉弁方向に付勢する力を感温部に封入された冷媒の内圧以外のものにも求めることによって、感温部に封入される冷媒の封入密度を下げることができることを示しているものである。

請求項４の高圧制御弁は、所定量に相当する荷重を、弾性部材又は感温部内に冷媒と一緒に封入した不凝縮ガスのいずれか、或いは両者の組み合わせで与えることを規定したものである。不凝縮ガスは、例えば、窒素ガスやヘリウムガス等である。
請求項５の高圧制御弁は、弾性部材が、コイルスプリング、ダイヤフラム自身の弾性力又はベローズ自身の弾性力のいずれか又はそれらの組み合わせであることを規定したものであり、これにより、感温部に封入される冷媒の封入密度を一層下げることが可能となる。

請求項６の高圧制御弁は、圧縮機の吸入冷媒を、放熱器の出口冷媒が５０℃以上の時、スーパヒートが１０℃以上となるように内部熱交換器により加熱するようにしたものである。これにより、冷凍サイクルのＣＯＰを低下させることなく、感温部の冷媒封入密度を抑えて低い制御圧力とすることが可能となる。

以下、図面に従って本発明の実施の形態の高圧制御弁について説明する。図１は、内部熱交換器を用いた、二酸化炭素（ＣＯ₂）を冷媒として循環させる冷凍サイクル（超臨界冷凍サイクル）を説明する図である。本発明の実施の形態の高圧制御弁は、内部熱交換器を有する冷凍サイクルに好適なものである。図２は、図１に示される冷凍サイクルに適用した第１実施例の高圧制御弁の断面図である。図１において、符号１は冷媒（ＣＯ₂）を吸入圧縮するコンプレッサ（圧縮機）であり、符号２は、圧縮機１により圧縮された冷媒を冷却するガスクーラ（放熱器）２である。放熱器２で冷却された冷媒は、内部熱交換器８で更に冷却されて、高圧制御弁（膨張弁）３に入る。高圧制御弁３は、放熱器２の出口側の冷媒温度に基づいて、内部熱交換器８の出口側の冷媒圧力を制御すると共に、高圧の冷媒を減圧する減圧器としても機能している。放熱器２の出口側配管には、感温筒７が設置され、キャピラリーチューブ６によって膨張弁３に接続している。したがって、感温筒７内に封入されたガス（本発明では、循環冷媒と同様にＣＯ₂である）の冷媒温度に基づく内圧の変化によって膨張弁３の弁開度を制御している。

符号４は、高圧制御弁３で減圧された気液２相冷媒を蒸発させるエバポレータ（蒸発器）であり、符号５は気相冷媒と液相冷媒とを分離すると共に、冷凍サイクル中の余剰冷媒を一時的に蓄えるアキュムレータ５である。アキュムレータ５を出た気相冷媒は、内部熱交換器８に入り、ここで加熱された後に圧縮機１へと吸入される。このように、内部熱交換器８は、放熱器２から高圧制御弁３へ向かう冷媒と、アキュムレータ５から圧縮機１へ戻る冷媒とが熱交換するようにサイクル内に配置されている。このため、高圧制御弁３は、内部熱交換器８から蒸発器４に至る冷媒通路に配置される。これらは、圧縮機１→放熱器２→内部熱交換器８→高圧制御弁３→蒸発器４→アキュムレータ５→内部熱交換器８→圧縮機１とＣＯ₂冷媒が循環するように配管によって接続されて閉回路を形成している。

次に、図２を用いて第１実施例の冷凍サイクル用の高圧制御弁３Ａについて説明する。高圧制御弁３Ａのボディ３３内には、内部熱交換器８から弁口３３ａを介して蒸発器４に至る冷媒流路の一部が形成されている。ボディ３３には、内部熱交換器８側に接続される流入口３３ｂと、蒸発器４側に接続される流出口３３ｃと、後述する感温部を設置するための第１の開口３３ｄと調整バネ（コイルスプリング）３６をセットするための第２の開口３３ｅとが形成されている。ボディ３３内には弁体３１が収納されていて、弁口３３ａの開閉を行うようになっており、これによって、ボディ３３内の内部熱交換器８出口側に接続する上流空間Ｃ₁と蒸発器４入口側に接続する下部空間Ｃ₂とが連通又は非連通するようになっている。

ボディ３３の第１の開口３３ｄには、感温部が取り付けられている。この感温部は、ダイヤフラム３２、蓋体３５、下側支持部材３４、蓋体３５に接続されるキャピラリーチューブ６及びその先端部の感温筒７とより構成されていて、内部に密閉空間Ａが形成されている。即ち、ダイヤフラム３２の周縁を、感温筒７とキャピラリーチューブ６とが接続されている蓋体３５と下側支持部材３４とで挟持して固着することにより、感温部が形成されている。ダイヤフラム３２は、ステンレス材からなる薄膜状をしており、密閉空間Ａの内外の圧力差に応じて変形変位する。下側支持部材３４は、円筒部３４ａとフランジ部３４ｂとを有していて、円筒部３４ａの外周に形成されたネジ部を、ボディ３３の第１の開口３３ｄに螺合することによって、感温部がボディ３３に取り付けられている。感温筒７及びキャピラリーチューブ６を含む密閉空間Ａ内には、サイクル内を循環する冷媒と同じＣＯ₂冷媒が封入されている。なお、感温筒７は放熱器２の出口配管に配置されている。

弁体３１は、弁部３１ａより上方に下側支持部材３４の円筒部３４ａを通って延在している一方の端部３１ｂが、ダイヤフラム３２に固定されており、円筒部３４ａの内面と弁体３１の外周面との間に断面が環状の間隙Ｂが形成されている。この間隙Ｂは、内部熱交換器８出口側に接続する上流空間Ｃ₁と連通している。したがって、内部熱交換器８出口側の冷媒圧力がこの間隙Ｂを通じてダイヤフラム３２に作用する。なお、密閉空間Ａ内の冷媒は、感熱筒７による放熱器２出口側の冷媒温度の影響を主に受ける。

更に弁体３１は、弁部３１ａより下方に弁口３３ａを通って延在している他方の端部３１ｃに調整ナット３７が螺合されている。弁口３３ａの下面周辺と調整ナット３７間には、弁体３１を閉弁方向に付勢する調整バネ（コイルスプリング）３６が介在しており、調整ナット３７を回すことによって調整バネ３６の初期荷重（弁口３３ａを閉じた状態での弾性力）が任意に調節できる。これら調整バネ３６、調整ナット３７等は蒸発器４入口側に接続する下流空間Ｃ₂内に設けられている。また、キャップ３８がボディ３３の第２の開口３３ｅに嵌め込まれることによって、下流空間Ｃ₂の下方が閉じられている。

上記のように構成された第１実施例の高圧制御弁３Ａでは、弁体３１の閉弁力は、密閉空間Ａ内の内圧と調整バネ３６によって得られるようになっており、弁体３１の開弁力は、内部熱交換器８出口側の冷媒圧力によって得られ、両者のバランスによって高圧制御弁３Ａが開閉されるようになる。また、密閉空間Ａ内の内圧は、主に感温筒７が配置された放熱器２出口側の冷媒温度によって変化し、それによって、弁口３３ａの開度が変化することで、内部熱交換器８出口側の冷媒圧力が制御される。

次に、本実施形態の特徴である高圧制御弁の密閉空間Ａ内に封入されるＣＯ₂冷媒の封入密度について説明する。本実施形態では、前述した引用文献１，２の制御弁の密閉空間に封入される冷媒封入密度よりも、冷凍サイクル内に内部熱交換器を有するために、低い密度で冷媒を封入する必要がある。具体的には、図８（ｃ）に示すように熱交換能力の小さい内部熱交換器８を用いて、吸入冷媒のスーパヒート（内部熱交換器により圧縮機の吸入冷媒が加熱される分）１０℃の場合、放熱器２出口冷媒温度が６０℃にて、制御圧力がＣＯＰが最大となる１５MPaとするには、封入密度を約６００kg／ｍ³程度にする必要がある。

内部熱交換器８としては、図８（ａ）に示すように熱交換能力が大きい程ＣＯＰは向上するが、他方で、圧縮機１の吸入冷媒温度が高くなると、圧縮機１の吐出温度も上昇してしまうため、スーパヒート量として１５〜２５℃程度が適当である。この場合、放熱器２出口冷媒温度が６０℃の時、制御圧力がＣＯＰが最大となる１４．２MPaとするには、封入密度を約５７０kg／ｍ³程度にする必要がある。
また、高圧制御弁３の感温部の密閉空間Ａへの冷媒封入密度は、後述するように高圧制御弁３の耐圧の点からは低い方が望ましいため、更に弁を閉弁方向に付勢するバネ（コイルスプリング３６）を併用することで、感温部内圧を２MPa程度低く設定すれば、放熱器２出口冷媒温度が６０℃の時、封入密度を約４５０kg／ｍ³程度にしても、ＣＯＰが最大となる高圧制御弁３の制御圧力を確保することが可能となる。

また、ＣＯ₂冷媒を使用した冷凍サイクルでは、放熱器２出口冷媒温度或いは内部熱交換器８出口冷媒温度を検出して高圧圧力を制御するため、車両用空調装置に適用した場合は、高圧制御弁３はエンジンルーム内に配置されることになる。エンジンルーム内の温度は外気より高く、冷凍サイクルを停止している（圧縮機１が停止）場合には、放熱器２で冷却された冷媒が高圧制御弁３に流れることがないため、高圧制御弁３は外気温度よりも高いエンジンルーム内の雰囲気温度まで加熱され、１００℃から１２０℃にまで達することがある。高圧制御弁３は内部の感温部に所定の密度で冷媒が封入されているため、雰囲気温度が上昇して、封入されている冷媒が加熱されると感温部内の内圧も急激に上昇する。

放熱器２出口の冷媒温度は外気温度近くまで冷却されるため、放熱器２出口冷媒の最高温度よりも、エンジンルーム内の最高温度は、３０〜６０℃よりも高い温度に達する。このため停止時の感温部内の内圧は、ＣＯ₂冷媒の冷凍サイクルの最大高圧圧力よりも高くなり、他の高圧部品を上回る非常に高い耐圧性が感温部に要求される。

図９のＣＯ₂冷媒のモリエル線図から明らかなように、密度の高いほど温度に対する圧力上昇が急激になるため、感温部内の内圧上昇を小さくするには封入密度を低くする必要がある。特に、封入密度が６００kg／ｍ³を越えると、等密度線と交差する等温度線の傾きも大きくなるため、温度上昇に対する内圧上昇も大きくなってしまうという問題がある。
また、高圧部品の最高許容圧力は約１８MPaに設定されるため、感温部内の圧力の上限も同程度にすると感温部強度のみを過度に高める必要が無く、他の高圧部品と同等の強度にすることができ、低コストな高圧制御弁が得られる。

そこで、本実施形態では、感温部の密閉空間ＡへのＣＯ₂冷媒の封入密度として、
最高雰囲気温度が８０℃の場合は、約５５０kg／ｍ³以下、
最高雰囲気温度が１００℃の場合は、約４５０kg／ｍ³以下、
最高雰囲気温度が１２０℃の場合は、約３６０kg／ｍ³以下、
に設定する必要があるが、エンジンルーム内では搭載位置として温度の低い場所を選んでも、最高１００℃程度は考慮する必要があるため、封入密度として４５０kg／ｍ³以下となることが望ましい。

また、第１実施例には、調整バネ（コイルスプリング）３６で閉弁方向に荷重を与えることが示されているが、目標とする制御圧力に対して封入密度をバネ荷重に相当する分だけ低い封入密度とすることができるため、コイルスプリング、ダイヤフラム自身の弾性力或いはベローズ自身の弾性力等を併用するとより有効である。
感温部への冷媒の封入密度を低くすると、放熱器２出口温度に対する制御圧力が低くなってしまうが、上述したように内部熱交換器８を用いた場合は、ＣＯＰが最大となる制御圧力も低くなるため、内部熱交換器８を用いることで、ＣＯＰを低下せずに高圧制御弁３の感温部に封入する冷媒密度を下げることが可能となる。

なお、図９のモリエル線図が示すように、冷媒温度、圧力が臨界点付近になると、等温線の傾きが急激に小さくなり圧力変化に対して、エンタルピの変化が大きくなる傾向を示す。放熱器２出口のエンタルピが増加すると放熱量が低下して冷房性能が低下するため、制御圧力が低くなる臨界温度付近の冷媒温度４０℃の時の高圧圧力は、９MPa（図９のＰ点）以上とすることが望ましい。コイルスプリング３６等により初期荷重を与える方法と併用しても、４０℃の時の感温部の内圧は７MPa以上（コイルスプリング荷重相当２MPa時）に設定しないと冷房能力の低下が顕著となるため、感温部の冷媒封入密度は２００kg／cm³以上とすることが望ましい。

ＣＯ₂冷媒の冷凍サイクルの起動時は、高圧制御弁３はエンジンルーム内の雰囲気温度まで加熱されているため、感温部内の内圧は、通常の高圧制御圧力よりも高くなっており閉弁状態となる。このため、弁部付近に設けられたブリード穴（図示せず）より少量の冷媒を循環させることで、放熱器２で冷却された冷媒を高圧制御弁３に流し、感温部の冷却に用い、感温部の温度が低下して感温部内圧が高圧の制御範囲まで低下すると高圧制御弁３が開き、冷媒流量が増加して最大冷房能力が得られる。従って、クールダウンを早くするには、感温部内圧を早く通常の制御圧力範囲まで下げることが重要になる。これには、内部熱交換器８を用いて制御圧力を低めに設定し、機械式の高圧制御弁３の感温部の冷媒封入密度を低くすることが有効である。

図１０に、クールダウン時の効果を模式的に示す。高圧制御弁３は、停止時にエンジンルーム内で、８０℃程度に加熱された状態で、冷凍サイクルが起動される。このとき、感温部内圧は、冷凍サイクルの作動上限圧力（この場合１３MPa）を越えているため、高圧制御弁３は閉止している。このため、弁付近に設けられたブリード穴より放熱器２で冷却された冷媒が少量流れて感温部を冷却する。このとき、圧縮機１は作動上限圧力を超えないように容量可変することで高圧を制御する。

感温部の温度が下がり、内圧が作動上限圧力以下となったときに高圧制御弁３が開き、圧縮機１の容量も最大となり冷媒流量が増加して最大冷房能力が発揮されることになる。感温部への冷媒の封入密度が高い場合は、封入密度が低い場合に比較して感温部内圧が作動上限圧力以下となるためには、より低い温度まで冷却される必要があり、起動時に感温部を冷却する時間（冷媒流量が少ない時間）が長くなり、車両用空調装置の吹出し温度の低下が遅くなってしまう。
感温部に封入される冷媒の封入密度は、弁体が閉弁した状態、あるいは感温部が最大容積にある状態での数値である。

図３は、第２実施例の高圧制御弁３Ｂの断面図である。第２実施例の高圧制御弁３Ｂには、ボディ３３内に放熱器２から内部熱交換器８に至る冷媒通路の一部である第１の流路Ｄと、内部熱交換器８から弁口３３ａを介して蒸発器４に至る冷媒通路の一部である第２の流路Ｅとが、それぞれ独立に形成されている。また、第２実施例では、キャピラリーチューブ６及び感温筒７は取り除かれており、蓋体３５には、ＣＯ₂冷媒封入用の封入管３５ｂが取り付けられている。密閉空間Ａには封入管３５ｂから冷媒が封入され、冷媒封入後、封入管３５ｂは封鎖される。更に第２実施例では、放熱器２出口側の冷媒温度を感温部の密閉空間Ａ内の冷媒に伝達する間隙Ｂが、第１の流路Ｄ側に設けられ、弁口３３ａを開閉する弁体３１の弁部３１ａが第２の流路Ｅ側に設けられている。

弁体３１は、弁部３１ａから上方に第１の流路Ｄを横切りかつ下側支持部材３４の円筒部３４ａ内を通って延在している一方の端部３１ｂが、ダイヤフラム３２に固定されており、円筒部３４ａの内面と弁体３１の外周面との間に断面が環状の間隙Ｂが設けられている。この間隙Ｂは、放熱器２出口側と接続する第１の流路Ｄに連通している。したがって、実施例２では、感温筒７に代わり、放熱器２出口側の冷媒Ｂに流れ込み、この冷媒温度が感温部の密閉空間Ａ内の冷媒に伝達されると同時に、放熱器２出口側の冷媒の圧力がダイヤフラム３２に作用することになる。

内部熱交換器８と蒸発器４とを連通する弁口３３ａは、第２の流路Ｅに設けられている。したがって、弁口３３ａを開閉する弁体３１の弁部３１ａ及び弁口３３ａを貫通して下方に延在する弁体３１の他方の端部３１ｃに設けられる調整バネ３６と調整ナット３７等も、第２の流路Ｅ中に設けられる。
また、感温部の密閉空間Ａ内には、第１実施例と同様に、ＣＯ₂冷媒が封入密度２００〜６００kg／ｍ³、好ましくは２００〜４５０kg／ｍ³で封入されている。
他の細部の構成は、第１実施例と同様であるので説明を省略する。

図４は、第３実施例の高圧制御弁３Ｃの断面図である。第３実施例の高圧制御弁３Ｃは、感温部が冷媒通路内部に設けられている、感温部内蔵型の高圧制御弁３Ｃに関するものである。以下、高圧制御弁３Ｃについて説明する。符号３１０は、放熱器２から内部熱交換器８に至る冷媒通路の一部（上流側空間Ｍ）及び内部熱交換器８から蒸発器４に至る冷媒通路の一部（下流側空間Ｎ）を形成すると共に、制御弁本体３２０を収納するケーシングであり、このケーシング３１０は、放熱器２側に接続される第１流入口３１３、内部熱交換器８の入口側に接続される第１流出口３１４と内部熱交換器８の出口側に接続される第２流入口３１５とが形成された第１ケーシング３１１、及び第２流入口３１５に連通する開口３１７と蒸発器４側に接続される第２流出口３１６が形成された第２ケーシング３１２から形成されている。

符号３２１は、制御弁本体３２０のケーシングの一部を兼ねると共に、制御弁本体３２０を第２ケーシング３１２にネジ止め固定するための取付部（隔壁部）であり、第２ケーシング３１２に嵌合して、後述する制御弁本体３２０の一部と一緒になって、ケーシング３１０内の空間を上流側空間Ｍと下流側空間Ｎとに仕切っている。取付部３２１には、内部熱交換器８側と蒸留器４側とを連通させる弁口３２２が形成されており、この弁口３２２は、弁体３２３により開閉される。

上流側空間Ｍには、感温部である密閉空間Ａが形成されており、この密閉空間Ａは、密閉空間Ａ内外の圧力差に応じて変形変位する、ステンレス材からなる薄膜状のダイヤフラム３２５を中間に介在させて、ダイヤフラム３２５の厚み方向一端側に配設されたダイヤフラム上側支持部材３２４及びダイヤフラム３２５の厚み方向他端側に配設されたダイヤフラム下側支持部材３２６とでダイヤフラム３２５の周縁を挟持して固着することによって形成されている。

弁体３２３の一端側はダイヤフラム３２５に固着されており、他端側を弁口３２２を貫通して延在して調整ナット３２８が螺合している。弁口３２２の下面周辺と調整ナット３２８間には、弁体３２３を閉弁方向に付勢する調整バネ（コイルスプリング）３２７が介在しており、調整ナット３２８を回すことによって調整バネ３２７の初期荷重が任意に調整できる。

上記構成よりなる第３実施例の高圧制御弁３Ｃの密閉空間Ａ内にも、先の実施例と同様に、上側支持部材３２４に取り付けられた封入管３２９より、ＣＯ₂冷媒が封入されており、かつその封入密度が２００〜６００kg／ｍ³、好ましくは２００〜４５０kg／ｍ³とされている。
したがって、高圧制御弁３Ｃは、上流側空間Ｍに位置する密閉空間により、放熱器２出口側の冷媒温度を感知して、その内圧による力と調整バネ３２７の弾性力との和（閉弁力）と、内部熱交換器８出口側の冷媒圧力による力（開弁力）との釣り合いにより可動され、開閉作動される。
なお、高圧制御弁３Ｃ内の冷媒の流れは、放熱器２より上流側空間Ｍを通って内部熱交換器８へ流れと、内部熱交換器８から下流側空間Ｎ（弁口３２２）を通って蒸発器４へ流れる２つの流れが形成されている。

図５は、第４実施例の高圧制御弁３Ｄの断面図である。この第４実施例では、図２の第１実施例の高圧制御弁３Ａに設けた調整バネ３６の代わりに、ＣＯ₂冷媒よりも熱膨張率が低い、例えば窒素ガス（Ｎ₂）やヘリウムガス（Ｈｅ）等を密閉空間Ａ内にＣＯ₂冷媒とともに封入したものである。即ち、第４実施例では、感温部の密閉空間Ａ内に冷媒と、冷媒よりも熱膨張率が低いガスとの混合ガスを封入し、第１実施例の構成から、ボディ３３の第２の開口３３ｅが閉鎖され、弁体３１の弁部３１ａより下方の延在部分、調整バネ３６及び調整ナット３７等が除去されている。その他の構成は、第１実施例の高圧制御弁３Ａの構造と同様であるので説明を省略する。

したがって、第４実施例では、弁体３１の閉弁力としては、放熱器２出口側の冷媒温度が伝達される密閉空間Ａ内に封入された混合ガスによる内圧のみが作用し、開弁力としては、内部熱交換器８出口側の冷媒圧力が作用することになる。このように、第４実施例では、冷媒よりも熱膨張率の低いガスが調整バネ３６の機能を果している。また、冷媒がＣＯ₂で、混合するガスがＮ₂の場合でも、封入密度は、ＣＯ₂が２００〜６００kg／ｍ³、好ましくは２００〜４５０kg／ｍ³とし、Ｎ₂が１０〜４０lg／ｍ³程度とする。但し、この場合では、Ｎ₂の封入密度分だけＣＯ₂の封入密度を低くすることができる。

図６は、第５実施例の高圧制御弁３Ｅの断面図である。この第５実施例では、図３の第２実施例の高圧制御弁３Ｂに設けた調整バネ３６の代わりに、ＣＯ₂冷媒よりも熱膨張率が低い、Ｎ₂やＨｅ等を密閉空間Ａ内にＣＯ₂冷媒とともに封入している。即ち、第５実施例では、感温部である密閉空間Ａ内にＣＯ₂冷媒と、ＣＯ₂冷媒よりも熱膨張率が低いガスとの混合ガスを封入し、第２実施例の構成から、ボディ３３の第２の開口３３ｅが閉鎖され、弁体３１の弁部３１ａより下方の延在部分、調整バネ３６及び調整ナット３７等が除去されている。その他の構成は、第２実施例の高圧制御弁３Ｂの構造と同様であるので説明を省略する。また、密閉空間Ａ内へ封入される混合ガスについても、第４実施例と同様であるので説明を省略する。

図７は、第６実施例の高圧制御弁３Ｆの断面図である。この第６実施例では、図４の第３実施例の内蔵型の高圧制御弁３Ｃに設けた調整バネ３２７の代わりに、ＣＯ₂冷媒よりも熱膨張率が低いＮ₂やＨｅ等を密閉空間内にＣＯ₂冷媒とともに封入している。即ち、第６実施例では、感温部である密閉空間Ａ内にＣＯ₂冷媒と、ＣＯ₂冷媒より熱膨張率が低いガスとの混合ガスを封入し、第３実施例の構成から、弁体３２３の弁口３２２より下方の延在部分、調整バネ３２７及び調整ナット３２８等が除去されている。その他の構成は、第３実施例の高圧制御弁３Ｃの構造と同様であるので説明を省略する。また、密閉空間Ａ内に封入される混合ガスについても、第４実施例と同様であるので説明を省略する。
なお、各実施例において、弁体３１，３２３を閉弁する付勢力として、調整バネ（コイルスプリング）の他に、ダイヤフラムやベローズ等も使用可能である。

以上説明したように、本実施形態では、図２の第１実施例及び図５の第４実施例のような感温筒タイプの高圧制御弁３Ａ，３Ｄや図３の第２実施例及び図６の第５実施例のようなボックス形のボデー部に感温部を備えたボックスタイプの高圧制御弁３Ｂ，３Ｅや図４の第３実施例及び図７の第６実施例のような感温部が冷媒通路内に内蔵された内蔵タイプの高圧制御弁３Ｃ，３Ｆのいずれのタイプの高圧制御弁３Ａ〜３Ｆに対して適用可能であり、要は感温部である密閉空間Ａ内にＣＯ₂冷媒を封入密度２００〜６００kg／ｍ³、好ましくは２００〜４５０kg／ｍ³で封入しているものである。これによって、内部熱交換器を組み込んだＣＯ₂冷媒の冷凍サイクルにおいて、サイクルのＣＯＰを向上させ、車両用空調装置に用いた場合のクールダウンを早めることができる。
また、感温部の密閉空間内のＣＯ₂冷媒の封入密度を下げることで、感温部の強度のみを過度に高める必要がなく、他の高圧部品と同等の強度にすることができ、高圧制御弁の低コスト化を図ることができる。

本発明の実施の形態である高圧制御弁を組み込んだ内部熱交換器を含む冷凍サイクルを説明する図である。 第１実施例の高圧制御弁の断面図である。 第２実施例の高圧制御弁の断面図である。 第３実施例の高圧制御弁の断面図である。 第４実施例の高圧制御弁の断面図である。 第５実施例の高圧制御弁の断面図である。 第６実施例の高圧制御弁の断面図である。 （ａ）は、内部熱交換器使用時の冷凍サイクルの成績係数（ＣＯＰ）向上効果を説明するグラフであり、（ｂ）は、蒸発器内冷媒温度０℃時における放熱器出口冷媒温度に対して、ＣＯＰが最大となる高圧制御圧力を示すグラフであり、（ｃ）は、蒸発器内冷媒温度２０℃時における放熱器出口冷媒温度に対して、ＣＯＰが最大となる高圧制御圧力を示すグラフである。 二酸化炭素（ＣＯ₂）のモリエル線図である。 クールダウン時の制御特性を比較するグラフである。

符号の説明

１ 圧縮機（コンプレッサ）
２ 放熱器（ガスクーラ）
３，３Ａ〜３Ｆ 高圧制御弁（膨張弁）
３１，３２３ 弁体
３２，３２５ ベローズ
３６，３２７ 調整バネ（コイルスプリング）
４ 蒸発器（エバポレータ）
５ アキュレータ
６ キャピラリーチューブ
７ 感温筒
８ 内部熱交換器
Ａ 密閉空間（感温部）
Ｂ 隙間

Claims (6)

1. 高圧が超臨界となる冷媒を用い、放熱器の出口冷媒と圧縮機に吸入される冷媒間で熱交換する内部熱交換器を備えた冷凍サイクルの、前記内部熱交換器から蒸発器に至る冷媒通路に配置され、前記放熱器の出口冷媒温度に基づいて、弁口の開度を調節することにより、前記内部熱交換器出口側の冷媒圧力を制御する高圧制御弁において、前記高圧制御弁が、
   前記放熱器出口側の冷媒温度に応じて内圧が変化する感温部と、
   前記感温部の内圧の変化に機械的に連動して弁口の開度を調整する弁体と、
   前記弁体を収納するボディと、
   を備えていて、前記感温部に封入される冷媒の封入密度が、前記弁体が閉弁した状態にて、２００〜６００kg／ｍ³であることを特徴とする高圧制御弁。
2. 好ましくは、冷媒の封入密度が、前記弁体が閉弁した状態にて、２００〜４５０kg／ｍ³であることを特徴とする請求項１に記載の高圧制御弁。
3. 前記感温部の内圧より高圧圧力が所定量高くなったときに開弁する特性としていることを特徴とする請求項１又は２に記載の高圧制御弁。
4. 前記所定量に相当する荷重を、弾性部材、又は前記感温部内に冷媒と一緒に封入した不凝縮ガスのいずれか、或いは両者の組み合わせで与えることを特徴とする請求項３に記載の高圧制御弁。
5. 前記弾性部材が、コイルスプリング、ダイヤフラム自身の弾性力又はベローズ自身の弾性力のいずれか又はそれらの組み合わせであることを特徴とする請求項４に記載の高圧制御弁。
6. 前記圧縮機の吸入冷媒を、前記放熱器の出口冷媒温度が５０℃以上の時、スーパヒートが１０℃以上となるように、前記内部熱交換器により加熱することを特徴とする請求項１又は２に記載の高圧制御弁。

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