JP2008082637A - 超臨界冷凍サイクル - Google Patents

Abstract

【課題】超臨界冷凍サイクルの起動直後に、圧縮機吐出冷媒温度が圧縮機限界温度以上に急上昇することを抑制する。
【解決手段】高圧圧力の目標圧力として、放熱器出口側冷媒温度に基づいて決定される最適制御のための定常時目標圧力Ｐｏ１と、この定常時目標圧力Ｐｏ１よりも低い起動時目標圧力Ｐｏ２とを切替設定し、圧縮機起動後、所定時間以内であるときは起動時目標圧力Ｐｏ２を設定して電気式膨張弁の開度制御を行い、一方、圧縮機起動後、所定時間経過したときは定常時目標圧力Ｐｏ１を設定して電気式膨張弁の開度制御を行う。
【選択図】図４

Description

本発明は、ＣＯ₂（二酸化炭素）冷媒のように高圧圧力が臨界圧力以上（超臨界状態）となる冷媒を用いた超臨界冷凍サイクルにおける高圧圧力制御に関する。

ＣＯ₂冷媒を用いた超臨界冷凍サイクルでは、後述の図２に示すように、成績係数ＣＯＰが最大となる高圧側放熱器出口圧力は、高圧側放熱器出口冷媒温度によって変動することが知られている。

そこで、高圧側放熱器出口冷媒温度を検出して、この高圧側放熱器出口冷媒温度に基づいてＣＯＰが最大となる高圧側放熱器出口圧力を目標圧力として設定し、実際の高圧側放熱器出口圧力がこの目標圧力となるように膨張弁開度を制御することにより、超臨界冷凍サイクルの運転効率を向上することが知られている（例えば、特許文献１参照）。

更に、別の従来技術として、超臨界冷凍サイクルの冷凍能力を圧縮機の回転数制御により制御するとともに、圧縮機の高回転時（高負荷時）には上記目標圧力として第１の目標圧力を設定し、圧縮機の低回転時（低負荷時）には第１の目標圧力よりも低い第２の目標圧力を設定することが知られている（特許文献２参照）。
特開平９−２６４６２２号公報 特開２０００−８８３６４号公報

ところで、夏季のごとく熱負荷が高いとき、つまり外気温が高いときは、冷凍サイクル停止時の冷媒圧力が外気温に応じた高い圧力になっており、かつ、高圧側放熱器では冷却空気である外気と高圧冷媒との温度差が小さくなって、冷却能力が低下する。この結果、高外気温時に冷凍サイクルを起動すると、起動直後に圧縮機吐出圧力が急速に上昇して、圧縮機吐出冷媒温度が圧縮機のシール用ゴム部材等の非金属部材の耐熱性から決まる限界温度を超える事態が生じる。これにより、圧縮機のシール用ゴム部材等の耐久寿命に悪影響を及ぼす。

しかるに、上記特許文献１、２はいずれも、高外気温時における起動直後の圧縮機吐出冷媒温度の急上昇という課題に着目していないので、このような課題解決のための具体的手段については何ら提示されていない。

本発明は、上記点に鑑み、超臨界冷凍サイクルの起動直後に、圧縮機吐出冷媒温度が限界温度以上に急上昇することを抑制することを目的とする。

上記目的を達成するため、本発明では、高圧圧力が放熱器（２）の出口側冷媒温度に基づいて決定される目標圧力となるように電気式膨張弁（４）の開度を制御する超臨界冷凍サイクルにおいて、
高圧圧力の目標圧力として、放熱器（２）の出口側冷媒温度に基づいて決定される最適制御のための定常時目標圧力（Ｐｏ１）と、この定常時目標圧力（Ｐｏ１）よりも低い起動時目標圧力（Ｐｏ２）とを切替設定するようになっており、
圧縮機（１）起動後の所定時間は、高圧圧力の目標圧力として、起動時目標圧力（Ｐｏ２）を設定して電気式膨張弁（４）の開度制御を行い、
一方、圧縮機（１）起動後、所定時間が経過した後は、高圧圧力の目標圧力として、定常時目標圧力（Ｐｏ１）を設定して電気式膨張弁（４）の開度制御を行うことを特徴としている。

これによると、圧縮機起動後の過渡状態においては、最適制御のための定常時目標圧力（Ｐｏ１）よりも低い起動時目標圧力（Ｐｏ２）を設定して、電気式膨張弁（４）の開度を制御するから、圧縮機起動直後に高圧圧力が急上昇することを抑制できる。したがって、圧縮機吐出冷媒温度が圧縮機起動直後に耐熱性の限界温度以上に急上昇することを抑制することができ、圧縮機の耐久性を確保できる。

しかも、圧縮機（１）起動後の時間が所定時間以上経過して、圧縮機（１）が定常状態に移行すると、高圧圧力の目標圧力として最適制御のための定常時目標圧力（Ｐｏ１）を設定して、電気式膨張弁（４）の開度制御を行うから、高圧圧力を成績係数ＣＯＰが最大となる圧力に最適制御することができる。

したがって、圧縮機起動直後における圧縮機吐出冷媒温度の限界温度以上への急上昇抑制効果と、冷凍サイクル定常時における高圧圧力の最適制御（成績係数ＣＯＰの最大化）とを両立できる。

本発明は、より具体的には、圧縮機（１）起動後の経過時間が所定時間以内であって、かつ、サイクル熱負荷条件が高負荷状態であると判定されたときに、起動時目標圧力（Ｐｏ２）を設定して電気式膨張弁（４）の開度制御を行い、
一方、圧縮機（１）起動後の経過時間が所定時間以内であっても、サイクル熱負荷条件が低負荷状態であると判定されたときは定常時目標圧力（Ｐｏ１）を設定して電気式膨張弁（４）の開度制御を行うようになっている。

これによると、圧縮機起動時のサイクル熱負荷条件が低負荷状態であるときは圧縮機起動直後から定常時目標圧力（Ｐｏ１）による最適高圧制御を行って、圧縮機起動直後からサイクル運転効率の向上を図ることができる。

ここで、サイクル熱負荷条件が低負荷状態であるときは圧縮機起動直後における高圧圧力の急上昇が起こらないので、圧縮機吐出冷媒温度が限界温度以上に急上昇する恐れはない。

本発明において、サイクル熱負荷条件は具体的には少なくとも外気温に基づいて判定すればよい。

本発明において、サイクル熱負荷条件を具体的には圧縮機（１）の吐出冷媒温度の単位時間当たりの上昇度合いに基づいて判定するようにしてもよい。

本発明において、起動時目標圧力（Ｐｏ２）を放熱器（２）の出口側冷媒温度に基づいて決定してもよい。また、起動時目標圧力（Ｐｏ２）を予め設定された固定値としてもよい。

なお、上記各手段および特許請求の範囲の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ものである。

以下本発明の一実施形態を図に基づいて説明する。図１は本発明の一実施形態を示す車両空調用冷凍サイクルの構成図であって、この冷凍サイクルは、冷媒として高圧圧力が臨界圧力以上（超臨界状態）となるＣＯ₂を用いている。従って、この冷凍サイクルは超臨界冷凍サイクルを構成する。

圧縮機１は冷媒を吸入圧縮するもので、図示しない車両走行用エンジンにより電磁クラッチ１ａを介して回転駆動される固定容量型あるいは可変容量型のいずれでもよい。また、圧縮機１を電動圧縮機で構成してもよい。

圧縮機１の吐出側には一般にガスクーラと称される高圧側放熱器２が設けられている。この放熱器２は、圧縮機１から吐出された高温高圧の超臨界状態にある吐出冷媒と外気（室外空気）との間で熱交換をして冷媒を冷却する。放熱器２には電動式の冷却ファン２ａによって外気が送風される。

放熱器２の冷媒出口側には内部熱交換器３の高圧側流路３ａが設けられ、この高圧側流路３ａの出口側に減圧手段をなす電気式膨張弁４が設けられている。この電気式膨張弁４は、サイクルの高圧圧力が目標圧力となるように電気的に開度が制御される高圧制御弁としての役割も果たす。

電気式膨張弁４は、具体的には例えば、ステッピングモータからなる電気アクチュエータ機構４ａと、この電気アクチュエータ機構４ａにより駆動される弁機構４ｂとにより構成され、弁機構４ｂの開度は電気アクチュエータ機構４ａの作動角により微小量ずつ微細に調整できるようになっている。

電気式膨張弁４の出口側には蒸発器５が設けられている。この蒸発器５は車両用空調装置の室内空調ユニット部の空気通路をなすケース６内に配置され、このケース６内の空気を冷却する冷却手段を構成する。

蒸発器５の風上側には電動式の送風機７が配置され、図示しない内外気切替箱を通して導入される内気または外気がケース６内に送風され、蒸発器５を通過するようになっている。

なお、ケース６内には、蒸発器５の風下側に空気を加熱する加熱手段をなすヒータコア（図示せず）が配置され、このヒータコアの加熱度合いにより温度調整された空調風がケース６の空気流れ下流側端部の吹出口（図示せず）から車室内へ吹き出すようになっている。

蒸発器５の冷媒出口側にはアキュムレータ８が設けられている。このアキュムレータ８は、蒸発器５の出口冷媒の液相冷媒と気相冷媒とを分離してサイクル内の余剰冷媒を蓄える気液分離手段であって、分離した気相冷媒を圧縮機１の吸入側に向けて導出する。

アキュムレータ８の出口側には内部熱交換器３の低圧側流路３ｂが設けられているので、アキュムレータ８の出口配管はこの低圧側流路３ｂを介して圧縮機１の吸入側に接続される。

内部熱交換器３はアキュムレータ８から流出する低圧気相冷媒（圧縮機吸入冷媒）と放熱器２の出口側高圧冷媒とを熱交換し、蒸発器５に流入する冷媒のエンタルピを低下させて蒸発器９の冷媒入口側と出口側における冷媒のエンタルピ差（冷凍能力）を増大させるものである。

次に、本実施形態における電気制御部の概要を説明する。空調用制御装置１０は、マイクロコンピュータおよびその周辺回路等から構成され、予め設定されたプログラムに従って所定の演算処理を行って、空調機器の作動を制御する。

具体的には、空調用制御装置１０の出力側に、圧縮機１の電磁クラッチ１ａ、放熱器２の電動式冷却ファン２ａ、電気式膨張弁４、電動送風機７等の空調機器が接続され、これらの空調機器の作動を制御する。

空調用制御装置１０の入力側には高圧圧力センサ１２、放熱器２の出口側の冷媒温度センサ１３、蒸発器５の温度センサ１４、外気温センサ１５等が接続される。

高圧圧力センサ１２は、図１では、放熱器２の出口側に配置され、放熱器２の出口側冷媒圧力を検出する例を図示しているが、放熱器２の圧損は空調用制御装置１０において推定できるので、高圧圧力センサ１２を放熱器２の入口側（圧縮機１の吐出側）に配置して、圧縮機１の吐出側冷媒圧力を検出するようにしてもよい。

なお、空調用制御装置１０には周知のごとく内気温センサ、日射センサ、エンジン水温センサ等を包含するセンサ群１６からも検出信号が入力される。また、空調用制御装置１０には車室内の計器盤（インパネ）付近に配置される空調操作パネル１７から種々な空調操作信号が入力される。

具体的には、車室内の設定温度を設定する温度設定信号、圧縮機１の作動指令信号、電動送風機７の風量切替信号、室内空調ユニット部の吹出モード切替信号、内外気切替箱の内外気導入モード切替信号等の空調操作信号が空調操作パネル１７の操作部材から空調用制御装置１０に入力される。

次に、上記構成において本実施形態の作動を説明する。最初に、冷凍サイクルの基本的作動を説明する。空調操作パネル１７の操作部材により圧縮機１の作動指令信号が発生すると、電磁クラッチ１ａが空調用制御装置１０により通電され接続状態になる。これにより、車両エンジン（図示せず）の駆動力が電磁クラッチ１ａを介して圧縮機１に伝達され、圧縮機１が駆動される。

圧縮機１により冷媒が圧縮されて高温高圧状態となり、その圧力が臨界圧力よりも高い状態、すなわち、超臨界状態となる。この超臨界状態の冷媒は、次に放熱器２に流入し、ここで、冷却ファン２ａにより送風される外気と熱交換して外気中に放熱する。

そして、放熱器２の出口冷媒は、内部熱交換器３の高圧側流路３ａを通過して電気式膨張弁４へ向かう。ここで、放熱器２の出口冷媒は、内部熱交換器３の高圧側流路３ａを通過する際に低圧側流路３ｂの低温低圧冷媒と熱交換して低圧冷媒に放熱する。

内部熱交換器３の高圧側流路３ａを通過した冷媒は次に、電気式膨張弁４の弁機構４ｂの絞り通路にて減圧され、低温低圧の気液２相状態となる。この低温低圧の気液２相冷媒は次に蒸発器５に流入し、ここで、電動送風機７の送風空気から吸熱して蒸発する。これにより、電動送風機７の送風空気を蒸発器５で冷却することができ、冷風を車室内へ吹き出すことができる。

蒸発器５を通過した低圧冷媒は次にアキュムレータ８内に流入し、この低圧冷媒は、アキュムレータ８内で飽和液相冷媒と飽和気相冷媒とに分離され、アキュムレータ８の出口から飽和気相冷媒が圧縮機１の吸入側に向けて導出される。

アキュムレータ８出口の低圧気相冷媒（圧縮機吸入冷媒）は、内部熱交換器３の低圧側流路３ｂにて放熱器２の出口冷媒から吸熱するので、圧縮機吸入冷媒はエンタルピが増加して過熱状態となる。この過熱気相冷媒が圧縮機１に吸入され、再度、圧縮される。

ところで、電気式膨張弁４の弁開度制御によって放熱器出口冷媒圧力を制御してＣＯＰの最大化を図ることができる。具体的には、空調用制御装置１０において図２に示すようにＣＯＰが最大となる高圧側放熱器出口圧力、すなわち、最適制御のための目標高圧圧力Ｐｏ１を高圧側放熱器出口冷媒温度に基づいて決定する。

そして、圧力センサ１２により検出される実際の高圧圧力Ｐｈが目標高圧圧力Ｐｏ１よりも高いときは電気式膨張弁４の弁開度を開度増加側に制御し、逆に、実際の高圧圧力Ｐｈが目標高圧圧力Ｐｏ１よりも低いときは電気式膨張弁４の弁開度を開度減少側に制御する。

このような膨張弁４の開度制御により、実際の高圧圧力Ｐｈを最適制御のための目標高圧圧力Ｐｏ１に維持することができ、これにより、ＣＯＰの最大化を図って超臨界冷凍サイクルの運転効率を向上できる。

なお、図３は横軸に放熱器出口冷媒温度をとり、縦軸に放熱器出口圧力をとった制御特性図で、最適制御のための目標高圧圧力Ｐｏ１は後述するように定常時目標圧力であって、放熱器出口冷媒温度の上昇に応じて上昇する特性となっている。これに対し、起動時目標圧力Ｐｏ２は定常時目標圧力Ｐｏ１よりも所定量だけ低い値となるように決定される。

次に、本実施形態の電気式膨張弁４による高圧圧力制御を図４に基づいて具体的に説明する。図４は空調用制御装置１０により実行される電気式膨張弁制御ルーチンのフローチャートであり、この制御ルーチンは、冷凍サイクルの起動（圧縮機１の起動）によりスタートする。

まず、ステップＳ１にて各種センサ１２〜１６からの検出信号、空調操作パネル１７からの各種の空調操作信号等を読み込む。

次に、ステップＳ２では、冷凍サイクルの起動（圧縮機１の起動）後の経過時間ｔが予め設定した所定時間ｔｏ未満であるか判定する。所定時間ｔｏは例えば１０分（後述の図５参照）である。経過時間ｔが所定時間ｔｏ未満であるときはサイクル起動直後の過渡状態であり、この場合はステップＳ２からステップＳ３に進み、サイクル熱負荷条件が高負荷状態であるか判定する。

具体的には、ステップＳ３にて外気温センサ１５により検出される外気温が予め設定された所定温度（例えば３５℃）以上であるか判定し、外気温が所定温度以上であるときは高負荷状態であると判定する。そして、高負荷状態であるときはステップＳ４にて高負荷起動時目標圧力Ｐｏ２を設定する。

一方、冷凍サイクルの起動後の経過時間ｔが予め設定した所定時間ｔｏ以上になると、サイクル稼働状態が起動直後の過渡状態から定常状態に移行する。このときは、ステップＳ２の判定がＮＯとなり、ステップＳ５にて定常時目標圧力Ｐｏ１を設定する。

また、ステップＳ３においてサイクル熱負荷条件が低負荷状態であると判定されたときも、ステップＳ５にて定常時目標圧力Ｐｏ１を設定する。

そして、高負荷起動時にはステップＳ６にて圧力センサ１２により検出される実際の高圧圧力Ｐｈが高負荷起動時目標圧力Ｐｏ２となるように電気式膨張弁４の開度を制御する。一方、ステップＳ７では、実際の高圧圧力Ｐｈが定常時目標圧力Ｐｏ１となるように電気式膨張弁４の開度を制御する。

電気式膨張弁４の開度制御は具体的には、実際の高圧圧力Ｐｈが目標圧力Ｐｏ１、Ｐｏ２より高くなると、電気式膨張弁４の弁開度を開度増大側へ制御し、逆に、実際の高圧圧力Ｐｈが目標圧力Ｐｏ１、Ｐｏ２より低くなると、電気式膨張弁４の弁開度を開度減少側へ制御する。

ここで、定常時目標圧力Ｐｏ１は、前述の図２に示すように、ＣＯＰが最大となる放熱器出口圧力を放熱器出口冷媒温度に基づいて決定したものであって、サイクル熱負荷条件の変動により高圧側放熱器出口冷媒温度が変動すると、この冷媒温度に応じた最適制御の高圧圧力を定常時目標圧力Ｐｏ１として設定する。

したがって、実際の高圧圧力Ｐｈが定常時目標圧力Ｐｏ１となるように電気式膨張弁４の弁開度を制御することにより、サイクル定常状態では、ＣＯＰが常に最大となるように高圧圧力Ｐｈを最適制御でき、サイクル運転の最高効率を維持できる。

一方、高負荷起動時目標圧力Ｐｏ２は、図３に示すように定常時目標圧力Ｐｏ１よりも所定量だけ低い値となるように決定される。つまり、高圧側放熱器出口冷媒温度の変化に対して、高負荷起動時目標圧力Ｐｏ２の方が常に定常時目標圧力Ｐｏ１よりも所定量だけ低い値となる。

なお、図３の例では、高圧側放熱器出口冷媒温度が高くなるにつれて、定常時目標圧力Ｐｏ１と高負荷起動時目標圧力Ｐｏ２との差が増大するようになっている。そして、高負荷起動時目標圧力Ｐｏ２は、図３の例では、高圧側放熱器出口冷媒温度が所定温度（例えば６０℃）以上に上昇すると一定値（例えば１２ＭＰａ）に維持される特性になっている。

次に、高負荷起動時目標圧力Ｐｏ２による高圧制御の利点を図５に基づいて具体的に説明すると、図５はサイクル起動後の経過時間を横軸にとり、縦軸に圧縮機吐出冷媒温度をとった特性図である。図５中、実線Ａは、サイクル起動後の所定時間の間は、高負荷起動時目標圧力Ｐｏ２による高圧低減制御を実行し、そして、サイクル起動後に所定時間経過した後は定常時目標圧力Ｐｏ１による最適高圧制御に切り替える本実施形態の制御（複数高圧制御）を実行した場合の圧縮機吐出冷媒温度の変化を示す。

これに対し、破線Ｂはサイクル起動直後から常に定常時目標圧力Ｐｏ１によって高圧制御を実行する場合（高圧低減制御を実行しない場合：比較例１）の圧縮機吐出冷媒温度の変化を示す。

さらに、２点鎖線Ｃはサイクル起動直後の過渡状態から定常状態に至るまで常に高負荷起動時目標圧力Ｐｏ２に相当する低めの目標圧力を設定し、この低めの目標圧力にて高圧制御を実行する場合（比較例２）の圧縮機吐出冷媒温度の変化を示す。

比較例１の場合は、サイクル起動直後の過渡状態において、圧縮機吐出冷媒温度が圧縮機構成部材の限界温度Ｔｄ１以上に急上昇する事態が発生して、圧縮機耐久寿命に悪影響を及ぼす。ここで、限界温度Ｔｄ１は、圧縮機１のシール用ゴム部材等の非金属部材の耐熱性から決まる温度であって、本例では１５０℃である。

一方、比較例２の場合は、サイクル起動直後の過渡時に本実施形態と同様の高圧低減制御を実行するので、圧縮機吐出冷媒温度が圧縮機限界温度Ｔｄ１以上に急上昇することを抑制できる。しかし、その反面、比較例２ではサイクル定常状態においても高圧低減制御が続行され、高圧圧力がＣＯＰから見た最適圧力よりも一段と低い圧力に常に制御されるので、サイクル定常時のＣＯＰが悪化し、サイクル運転効率が低下する。

これに対し、本実施形態の複数高圧制御（実線Ａの制御）によると、サイクル起動直後の過渡時には、高負荷起動時目標圧力Ｐｏ２によって高圧低減制御を実行することで、比較例２と同様に、圧縮機吐出冷媒温度が圧縮機限界温度Ｔｄ１以上に上昇することを抑制でき、圧縮機１の耐久寿命を確保できる。

そして、本実施形態の制御では、サイクル定常状態に移行すると、定常時目標圧力Ｐｏ１による最適高圧制御に切り替えるから、サイクル定常状態にはサイクル熱負荷の変動があってもＣＯＰが常に最大となるように高圧圧力Ｐｈを最適制御でき、サイクル運転の最高効率を維持できる。

したがって、本発明制御によると、サイクル起動直後の過渡時における、圧縮機吐出冷媒温度の急上昇抑制と、サイクル定常状態における最高効率運転の維持とを両立できる。

なお、サイクル起動時にサイクル熱負荷条件が低負荷状態であるときは、図４のステップＳ３からステップＳ５に進んで、定常時目標圧力Ｐｏ１を設定する。

つまり、サイクル起動時にサイクル熱負荷条件が低負荷状態であるときは圧縮機吐出冷媒温度が圧縮機限界温度Ｔｄ１以上に上昇する恐れがないので、サイクル起動直後から定常時目標圧力Ｐｏ１による最適高圧制御を実行する。これにより、サイクル起動直後から冷凍サイクルを最高効率で運転できる。

（他の実施形態）
（１）上述の一実施形態では、外気温のみに基づいて熱負荷条件の高低を判定しているが、外気温の他に日射量、車室内温度等を加味して熱負荷条件の高低を判定するようにしてもよい。

（２）上述の一実施形態では、外気温のみに基づいて熱負荷条件の高低を判定しているが、外気温の代わりに圧縮機吐出冷媒温度を温度センサにより検出し、この圧縮機吐出冷媒温度の単位時間当たりの上昇度合いを算出し、この算出値が所定値以上であるときは熱負荷条件が高負荷状態であると判定して、高負荷起動時目標圧力Ｐｏ２を設定するようにしてもよい。

つまり、圧縮機起動後における吐出冷媒温度の単位時間当たりの上昇度合いは熱負荷が高いほど増大するという相関関係があるので、圧縮機起動後における吐出冷媒温度の単位時間当たりの上昇度合いが所定値以上であるときをサイクル高負荷状態であると判定して、高負荷起動時目標圧力Ｐｏ２を設定するようにしてもよい。

（３）上述の一実施形態では、高負荷起動時目標圧力Ｐｏ２を定常時目標圧力Ｐｏ１と同様に放熱器出口冷媒温度に応じて変化する可変値となっているが、高負荷起動時目標圧力Ｐｏ２は起動直後の一時的な高圧低減制御のためのみに使用するから、高負荷起動時目標圧力Ｐｏ２を予め設定した固定値とすることも可能である。

（４）上述の一実施形態では、図４のステップＳ２及びステップＳ３の判定がともにＹＥＳとなる高負荷起動時に、高負荷起動時目標圧力Ｐｏ２を設定して、この高負荷起動時目標圧力Ｐｏ２による膨張弁開度制御（高圧低減制御）を行っているが、図４のステップＳ３によるサイクル高負荷状態の判定を廃止して、サイクル起動後の所定時間の間は必ず、起動時目標圧力Ｐｏ２による膨張弁開度制御（高圧低減制御）を行い、サイクル起動後に所定時間経過した後は定常時目標圧力Ｐｏ１による膨張弁開度制御（最適高圧制御）を行うようにしてもよい。

（５）上述の一実施形態では、冷媒としてＣＯ₂を用いることにより、高圧圧力が冷媒の臨界圧力以上（超臨界状態）となる超臨界冷凍サイクルを構成しているが、ＣＯ₂以外に、例えば、エチレン、エタン等の冷媒を用いて超臨界冷凍サイクルを構成してもよい。

（６）上述の一実施形態では、超臨界冷凍サイクルを車両空調用冷凍サイクルに適用する例について説明しているが、本発明は、住宅用等の種々な用途の冷凍サイクルに同様に適用できる。

本発明の一実施形態を示す全体システム構成図である。 超臨界冷凍サイクルの成績係数と放熱器出口冷媒圧力及び放熱器出口冷媒温度との関係を示すグラフである。 本発明の一実施形態による定常時目標圧力Ｐｏ１及び高負荷起動時目標圧力Ｐｏ２の特性を示すグラフである。 本発明の一実施形態による膨張弁開度制御を示すフローチャートである。 サイクル起動後の経過時間と圧縮機吐出冷媒温度との関係を示すグラフである。

符号の説明

１…圧縮機、２…放熱器、４…電気式膨張弁（減圧手段）、５…蒸発器、
１０…制御装置、１２…放熱器出口冷媒温度センサ、１３…放熱器出口冷媒圧力センサ。

Claims (6)

1. 冷媒を吸入圧縮する圧縮機（１）と、
   前記圧縮機（１）の吐出冷媒と外気との間で熱交換を行って、前記圧縮機（１）の吐出冷媒を冷却する放熱器（２）と、
   前記放熱器（２）の出口側冷媒を減圧する電気式膨張弁（４）と、
   前記電気式膨張弁（４）により減圧された低圧冷媒を蒸発させ、その蒸発後の気相冷媒を前記圧縮機（１）の吸入側に導出する蒸発器（５）とを備え、
   高圧圧力が前記放熱器（２）の出口側冷媒温度に基づいて決定される目標圧力となるように前記電気式膨張弁（４）の開度を制御し、
   前記高圧圧力が冷媒の臨界圧力以上となる超臨界冷凍サイクルにおいて、
   前記目標圧力として、前記放熱器（２）の出口側冷媒温度に基づいて決定される最適制御のための定常時目標圧力（Ｐｏ１）と、前記定常時目標圧力（Ｐｏ１）よりも低い起動時目標圧力（Ｐｏ２）とを切替設定するようになっており、
   前記圧縮機（１）起動後の所定時間は、前記目標圧力として、前記起動時目標圧力（Ｐｏ２）を設定して前記電気式膨張弁（４）の開度制御を行い、
   一方、前記所定時間が経過した後は、前記目標圧力として、前記定常時目標圧力（Ｐｏ１）を設定して前記電気式膨張弁（４）の開度制御を行うことを特徴とする超臨界冷凍サイクル。
2. 前記圧縮機（１）起動後の経過時間が前記所定時間以内であって、かつ、サイクル熱負荷条件が高負荷状態であると判定されたときに、前記起動時目標圧力（Ｐｏ２）を設定して前記電気式膨張弁（４）の開度制御を行い、
   一方、前記圧縮機（１）起動後の経過時間が前記所定時間以内であっても、前記サイクル熱負荷条件が低負荷状態であると判定されたときは前記定常時目標圧力（Ｐｏ１）を設定して前記電気式膨張弁（４）の開度制御を行うことを特徴とする請求項１に記載の超臨界冷凍サイクル。
3. 前記サイクル熱負荷条件を少なくとも外気温に基づいて判定することを特徴とする請求項２に記載の超臨界冷凍サイクル。
4. 前記サイクル熱負荷条件を前記圧縮機（１）起動後における吐出冷媒温度の単位時間当たりの上昇度合いに基づいて判定することを特徴とする請求項２に記載の超臨界冷凍サイクル。
5. 前記起動時目標圧力（Ｐｏ２）は前記放熱器（２）の出口側冷媒温度に基づいて決定されることを特徴とする請求項１ないし４のいずれか１つに記載の超臨界冷凍サイクル。
6. 前記起動時目標圧力（Ｐｏ２）は予め設定された固定値であることを特徴とする請求項１ないし４のいずれか１つに記載の超臨界冷凍サイクル。

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