JP2010032158A - 冷凍サイクル装置 - Google Patents

Abstract

【課題】圧縮機の耐久性を損なうことなく、膨張弁のハンチングを抑制する。
【解決手段】膨張弁１３１の制御特性ＥＶは、温度−圧力図上において冷凍サイクル内の循環冷媒Ｒ１３４ａの飽和蒸気圧曲線の傾きより大きい傾きを有する。制御特性ＥＶは、高負荷温度において循環冷媒Ｒ１３４ａの飽和蒸気圧曲線と交差する。制御特性ＥＶは、蒸発温度が低温領域にあるとき、蒸発温度が高くなるほど過熱度ＳＨを小さくするように設定されている。制御特性ＥＶは、蒸発温度が高温領域にあるとき、蒸発温度が高くなるほど乾き度ＤＮを小さくするように設定されている。この結果、内部熱交換器１６０を備えていても、高温領域における圧縮機１１０の吸入冷媒温度の上昇を抑えることができ、低温領域においては膨張弁１３１のハンチング動作を回避することができる。
【選択図】図５

Description

本発明は、冷凍サイクル装置に関するものである。

従来、特許文献１に記載の冷凍サイクル装置が知られている。この冷凍サイクル装置では、凝縮器と膨張弁との間の高圧冷媒と、蒸発器と圧縮機との間の低圧冷媒とを熱交換する内部熱交換器を備えている。さらに、この冷凍サイクル装置では、ノーマルチャージ膨張弁を用い、蒸発器出口における冷媒の状態を、乾き度０．９から過熱度５°Ｃの範囲に制御している。以下の説明において過熱度または乾き度は、蒸発器の出口における冷媒の状態を指すものとする。上記ノーマルチャージ膨張弁は、循環冷媒の飽和蒸気圧曲線と平行又はほぼ平行な制御特性を有する。この制御特性は、感温部に封入された封入冷媒が、冷凍サイクル装置を循環する循環冷媒と同一または類似の飽和蒸気圧曲線をもつことによって与えられる。また、特許文献１は、クロスチャージ膨張弁も開示している。クロスチャージ膨張弁は、循環冷媒の飽和蒸気圧曲線と交差し、高温領域では過熱度を提供し、低温領域では液バック状態を提供する制御特性を有する。この制御特性は、感温部に封入された封入冷媒が、循環冷媒の飽和蒸気圧曲線より傾斜が小さい飽和蒸気圧曲線をもつことによって与えられる。
特開２００７−７１４６１号公報

特許文献１の技術によると、蒸発器の出口における過熱度が比較的低く制御される。この結果、内部熱交換器を備えていても、圧縮機の吸入冷媒温度を比較的低くでき、圧縮機の樹脂部品などの耐久性を損なうことがない。

ところが、上記従来技術では、ノーマルチャージ膨張弁が使用されるため、蒸発温度にかかわらず一定の過熱度が与えられる。この結果、蒸発温度が比較的高い高温領域では、圧縮機の吸入温度、吐出温度が高くなり、樹脂部品などの耐久性を損なうおそれが依然として残るという問題点があった。かかる問題点は、過熱度の制御目標値を高く設定した場合に特に顕著となる。

一方、過熱度の制御目標値を低く設定した場合、低負荷状態に相当する低温領域において膨張弁がハンチングを起こすおそれがある。さらに、圧縮機として可変容量圧縮機が用いられる場合、可変容量制御と、膨張弁のハンチングとが相互作用することがあった。この結果、蒸発器の内部圧力が大きく変化し、蒸発器の冷却能力が大きく変動するという問題点があった。この問題点は、冷房装置においては吹出温度の変動となって表れた。

本発明は、上記問題点に鑑み、圧縮機の耐久性を損なうことなく、膨張弁のハンチングに起因する不具合を抑制できる冷凍サイクル装置を提供することを目的とする。

本発明は、上記問題点に鑑み、高温領域においては圧縮機の耐久性を損なうことなく、低温領域から高温領域にわたって安定的に運転できる冷凍サイクル装置を提供することを目的とする。

上記目的を達成するために、下記の技術的手段を採用することができる。

請求項１に記載の発明は、凝縮器（１２０）と膨張弁（１３１）との間の高圧冷媒と、蒸発器（１４１）と圧縮機（１１０）との間の低圧冷媒とを熱交換する内部熱交換器（１６０）を備えた冷凍サイクル装置において、蒸発器（１４１）の出口の冷媒状態を制御する膨張弁（１３１）は、温度−圧力図上において冷凍サイクル内の循環冷媒の飽和蒸気圧曲線の傾きより大きい傾きの制御特性（ＥＶ）を有するという技術的手段を採用する。この発明によると、蒸発温度が高いときには、蒸発器の出口における冷媒状態が、圧縮機への吸入冷媒温度を抑えるように制御される。例えば、蒸発温度が高くなるほど過熱度が小さくなる特性、または蒸発温度が高くなるほど乾き度が小さくなる特性が得られる。この結果、蒸発温度が高い領域においても、圧縮機の耐久性を損なうような高温状態の発生を回避できる。また、蒸発温度が低くなるほど過熱度が大きくなる特性、または蒸発温度が低くなるほど乾き度が大きくなる特性が得られる。この結果、蒸発温度が低いときには、膨張弁のハンチングを抑えることができる。

請求項２に記載の発明は、膨張弁（１３１）は、蒸発器での冷媒の蒸発温度が冷凍サイクル装置の運転領域のうちの低温領域にあるとき、蒸発温度が高くなるほど蒸発器の出口の冷媒の過熱度（ＳＨ）を小さく制御するという技術的手段を採用する。この発明によると、蒸発温度が高くなると、過熱度が、圧縮機への吸入冷媒温度を抑えるように制御される。従って、圧縮機の耐久性を損なうような高温状態の発生を回避できる。また、蒸発温度が低くなると、過熱度が大きくなるため、膨張弁のハンチングを抑えることができる。

請求項３に記載の発明は、膨張弁（１３１）は、高負荷状態にあるとき、蒸発器の出口の冷媒の過熱度（ＳＨ）を０°Ｃに制御するという技術的手段を採用する。この発明によると、高負荷温度より低い領域では過熱度が与えられる。この結果、高負荷状態においては圧縮機への吸入冷媒温度を抑えることができるとともに、高負荷状態よりも低負荷領域では過熱度に応じた制御を提供でき、膨張弁のハンチングを抑えることができる。

請求項４に記載の発明は、膨張弁（１３１）は、低負荷状態にあるとき、蒸発器の出口の冷媒の過熱度（ＳＨ）を５°Ｃ以上１０°Ｃ以下の範囲内の所定温度に制御するという技術的手段を採用する。この発明によると、低負荷状態に至っても適切な過熱度が与えられる。この結果、低負荷状態においても膨張弁のハンチングを抑えることができる。

請求項５に記載の発明は、膨張弁（１３１）は、蒸発器での冷媒の蒸発温度が冷凍サイクル装置の運転領域のうちの高温領域にあるとき、蒸発温度が高くなるほど蒸発器の出口の冷媒の乾き度（ＤＮ）を小さく制御するという技術的手段を採用する。この発明によると、高温領域では乾き度（ＤＮ）が小さく制御されるから、いわゆる液バック状態が提供される。この結果、圧縮機への吸入冷媒温度が抑えられる。従って、圧縮機の耐久性を損なうような高温状態の発生を回避できる。

請求項６に記載の発明は、膨張弁（１３１）は、蒸発器に供給される冷媒量を調節する弁部（１３１ａ）と、蒸発器の出口の冷媒温度を感知する封入冷媒を有し、封入冷媒の圧力に応じて弁部の開度を調節する感温部（１３１ｂ）とを備え、封入冷媒の飽和蒸気圧曲線の傾きは、循環冷媒の飽和蒸気圧曲線より大きいという技術的手段を採用する。この発明によると、封入冷媒の飽和蒸気圧曲線により所定の制御特性を提供する感温式膨張弁を用いて、圧縮機の耐久性を損なうような高温状態の発生回避と、膨張弁のハンチング抑制との効果を得ることができる。

請求項７に記載の発明は、膨張弁（１３１）は、蒸発器に供給される冷媒量を調節する弁部（１３１ａ）と、蒸発器の出口の冷媒温度を感知する封入冷媒を有し、封入冷媒の圧力に応じて弁部の開度を調節する感温部（１３１ｂ）とを備え、封入冷媒の飽和蒸気圧曲線の傾きは、循環冷媒の飽和蒸気圧曲線より大きく、封入冷媒の飽和蒸気圧曲線の傾きに起因する膨張弁（１３１）の制御特性（ＥＶ）は、蒸発器での冷媒の蒸発温度が高負荷状態に相当する高負荷温度にあるとき、循環冷媒の飽和蒸気圧曲線と交差し、蒸発温度が高負荷温度より低温領域にあるとき、蒸発温度が高くなるほど蒸発器の出口の冷媒の過熱度（ＳＨ）を小さく制御し、蒸発温度が低負荷状態に相当する低負荷温度にあるとき、蒸発器の出口の冷媒の過熱度（ＳＨ）を５°Ｃ以上１０°Ｃ以下の範囲内の所定温度に制御し、さらに、蒸発温度が高負荷温度より高温領域にあるとき、蒸発温度が高くなるほど蒸発器の出口の冷媒の乾き度（ＤＮ）を小さく制御するよう設定されているという技術的手段を採用する。この発明によると、封入冷媒の飽和蒸気圧曲線により所定の制御特性を提供する感温式膨張弁を用いて、圧縮機の耐久性を損なうような高温状態の発生回避と、膨張弁のハンチング抑制との効果を得ることができる。

なお、特許請求の範囲および上記各手段に記載の括弧内の符号は、ひとつの態様として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。

（第１実施形態）
以下、本発明を車両用の空調装置１００の冷房用の冷凍サイクル装置１００Ａに適用した第１実施形態を説明する。

図１および図２において、車両はダッシュパネル３によって、走行用のエンジン１０が搭載されるエンジンルーム１と、乗員用の車室２とに区画されている。冷凍サイクル装置１００Ａは、エンジンルーム１から車室２にまたがって配置されている。空調装置１００の室内ユニット１００Ｂは、車室２のインストルメントパネル内に配置されている。

室内ユニット１００Ｂは、空調ケース１０１を有する。空調ケース１０１内には、送風機１０２、蒸発器１４１、ヒータコア１０３等が配設されている。送風機１０２は、車両の外気あるいは内気を空調空気として選択的に取り込んで、その空調空気を蒸発器１４１、ヒータコア１０３に送風する。蒸発器１４１は、冷凍サイクル装置１００Ａの循環冷媒を蒸発させて空調空気を冷却する冷房用の熱交換器である。ヒータコア１０３は、エンジン１０の温水を加熱源として空調空気を加熱する暖房用の熱交換器である。

ヒータコア１０３近傍には、エアミックスドア１０４が設けられている。エアミックスドア１０４は、蒸発器１４１によって冷却された空調空気と、ヒータコア１０３によって加熱された空調空気との混合比率を調節する。エアミックスドア１０４により吹き出し温度が調節され、車室内の温度が、設定温度に調節される。

冷凍サイクル装置１００Ａは、圧縮機１１０、凝縮器１２０、膨張弁１３１、蒸発器１４１を備える。これらの部品は、複数の配管１５０によって順次接続されて閉回路を形成している。凝縮器１２０と膨張弁１３１との間の高圧冷媒と、蒸発器１４１と圧縮機１１０との間の低圧冷媒とを熱交換する内部熱交換器として、二重管１６０が設けられている。循環冷媒は、Ｒ１３４ａが使用されている。

圧縮機１１０は、循環冷媒を高温高圧に圧縮する。圧縮機１１０は、エンジン１０の駆動力によって駆動される。圧縮機１１０の駆動軸には電磁クラッチ付のプーリ１１１が固定されている。エンジン１０の駆動力がクランクプーリ１１、駆動ベルト１２を介してプーリ１１１に伝達される。プーリ１１１には、圧縮機駆動軸とプーリ１１１との間を断続する電磁クラッチが設けられている。圧縮機１１０は、可変容量型の圧縮機である。圧縮機１１０の容量は、制御装置１０５によって制御される。制御装置１０５は、負荷に応じて予め設定された目標圧力を記憶している。制御装置１０５は、例えば、蒸発器１４１の蒸発圧力が目標圧力に一致するように、容量を制御する。例えば、制御装置１０５は、蒸発圧力を０．２ＭＰａ以上、０．３ＭＰａ以下の範囲内に維持するように容量を制御する。この実施形態では、蒸発器１４１の表面温度を温度センサ１０６によって検出する。制御装置１０５は、温度センサ１０６の検出温度を目標温度に維持するように容量を制御する。さらに、制御装置１０５は、長時間にわたる低容量運転の継続を回避するために、低負荷領域においては断続運転を行う。制御装置１０５は、中負荷領域および高負荷領域において圧縮機１１０の容量を連続的に調節する可変容量制御手段と、低負荷領域においてオイル戻りを維持できる容量状態と停止状態との間で断続運転する断続制御手段とを備えている。断続運転は、電磁クラッチを断続することによって、または容量を大小に変化させることによって実現される。この結果、低負荷状態におけるオイル戻りが確保される。

凝縮器１２０は高圧側熱交換器である。凝縮器１２０は、圧縮機１１０の吐出側に接続され、外気との熱交換によって冷媒を凝縮液化する。膨張弁１３１は、減圧器であって、感温式膨張弁である。膨張弁１３１は、絞り、弁、エジェクタなどによって提供され得る。膨張弁１３１は、凝縮器１２０から流出した液相冷媒を減圧膨脹させて、等エンタルピ的に減圧する。膨張弁１３１は、蒸発器１４１の近傍に設けられている。膨張弁１３１は、蒸発器１４１の出口における冷媒状態が、所定の状態となるように絞り開度を制御する温度式膨脹弁である。蒸発器１４１は低圧側熱交換器であって、冷却器あるいは吸熱器とも呼ばれる。蒸発器１４１の冷媒出口は、配管１５０と二重管１６０とを介して圧縮機１１０の吸入側に接続されている。二重管１６０は、外管１６１内に内管１６２を配置した内部熱交換器である。二重管１６０は、配管を兼ねている。二重管１６０は、エンジンルーム１内の前後方向に沿って長く敷設されている。二重管１６０は、敷設のために、複数個所で曲げられている。内管１６２内に低圧冷媒が流れる。内管１６２と外管１６１との間に高圧冷媒が流れる。二重管１６０は、低圧冷媒の温度を５．０°Ｃ以上１５．０°Ｃ以下の範囲内で上昇させる熱交換性能を有することが望ましい。

図３を参照して膨張弁１３１を説明する。膨張弁１３１は、ブロック状のハウジングを有しており、ボックス型と呼ばれる。膨張弁１３１は、蒸発器１４１に供給される冷媒量を調節する弁部１３１ａと、弁部１３１ａの開度を調節する感温部１３１ｂとを有する。弁部１３１ａは、弁座、弁体、および閉弁バネによって構成されうる。感温部１３１ｂは、蒸発器１４１出口の冷媒状態を感知する手段と、冷媒状態を目標状態に一致させるように弁部１３１ａの操作量を発生する制御手段と、操作量に応じて弁部１３１ａの開度を調節する駆動手段とを有する。この実施形態では、感温部１３１ｂは、流体圧力式のパワーエレメントである。パワーエレメントは、感圧部材としてのダイヤフラムを備える。ダイヤフラムは、第１室と第２室とを区画している。ダイヤフラムには、弁体を駆動する弁棒が連結されている。ダイヤフラムは、第１室と第２室との差圧によって変位し、弁部１３１ａの開度を調節する。蒸発器１４１における循環冷媒の蒸発圧力が第１室に導入される。第２室には、媒体が封入されている。媒体には、二相状態の封入冷媒と、調節用の補助ガスとが含まれる。封入冷媒は、循環冷媒であるＲ１３４ａの飽和蒸気圧曲線より傾きが大きい飽和蒸気圧曲線をもつ。第２室の媒体には、蒸発器１４１の出口の冷媒の温度が伝達される。この結果、封入冷媒は、蒸発器１４１の出口の冷媒温度を感知する。封入冷媒は、第２室の圧力を蒸発器１４１の出口における冷媒温度に依存して変化させる。よって、ダイヤフラムは、蒸発器１４１の蒸発圧力と蒸発器１４１の出口における循環冷媒の温度に応じた圧力との差圧に応じて変位する。

図４および図５により膨張弁１３１の開弁特性を説明する。これらの図では、横軸が温度Ｔを示し、縦軸が圧力Ｐを示している。図４において、Ｒ１３４ａで示された線は、循環冷媒の飽和蒸気圧曲線を示している。ＥＶで示された線は、膨張弁１３１の制御特性を示している。図示された制御特性ＥＶは、逆クロスチャージ特性と呼びうる特性である。

制御特性ＥＶは、温度−圧力図上において冷凍サイクル内の循環冷媒Ｒ１３４ａの飽和蒸気圧曲線の傾きより大きい傾きを有する。温度−圧力図上において、冷凍サイクル装置の運転領域は、基準となる蒸発圧力より低圧側と高圧側とに広がっている。言い換えると、冷凍サイクル装置の運転領域は、低温領域から高温領域にわたっている。

制御特性ＥＶは、蒸発器１４１での循環冷媒の蒸発温度が高負荷状態に相当する高負荷温度にあるとき、循環冷媒の飽和蒸気圧曲線と交差する。すなわち、高負荷温度において蒸発器１４１の出口の冷媒の過熱度ＳＨは０°Ｃとなる。言い換えると、蒸発圧力が約０．５７ＭＰａにあるとき、循環冷媒の飽和蒸気圧曲線Ｒ１３４ａと、制御特性ＥＶとが交差する。高負荷温度は、冷房用であることを考慮して、２０°Ｃ程度に設定されている。高負荷温度は、１５°Ｃ以上、２５°Ｃ以下の範囲内の所定温度に設定してもよい。

制御特性ＥＶは、蒸発器１４１での冷媒の蒸発温度が高負荷温度より低温領域にあるとき、蒸発温度が高くなるほど過熱度ＳＨを小さく制御するように設定されている。言い換えると、制御特性ＥＶは、蒸発温度が低くなるほど過熱度ＳＨを大きく制御するように設定されている。制御特性ＥＶは、２０°Ｃ未満の低温領域において循環冷媒Ｒ１３４ａの飽和蒸気圧曲線を下回っている。制御特性ＥＶは、蒸発温度が低負荷状態に相当する低負荷温度にあるとき、蒸発器１４１の出口の冷媒の過熱度ＳＨを５°Ｃ以上１０°Ｃ以下の範囲内の所定温度に制御するように設定されている。低負荷温度は、冷房用であることを考慮して、０°Ｃ程度に設定されている。制御特性ＥＶは、蒸発温度が０°Ｃにあるとき、蒸発器１４１の出口の冷媒の過熱度ＳＨを約８°Ｃに制御するように設定されている。

制御特性ＥＶは、蒸発器１４１での冷媒の蒸発温度が高負荷温度より高温領域にあるとき、蒸発温度が高くなるほど乾き度ＤＮを小さく制御するように設定されている。言い換えると、制御特性ＥＶは、蒸発温度が低くなるほど乾き度ＤＮを大きく制御するよう設定されている。乾き度ＤＮ（％）＝１００−湿り度ＷＮ（％）であるから、乾き度ＤＮが小さく制御されると、湿り度ＷＮが大きくなる。この結果、高温領域では蒸発器１４１の出口において循環冷媒の液成分が多く観測される。制御特性ＥＶは、蒸発温度２５°Ｃに相当する蒸発圧力にあるとき、蒸発器１４１の出口の冷媒の乾き度ＤＮを約２°Ｃの温度差に相当する値に制御するように設定されている。

制御特性ＥＶは、循環冷媒であるＲ１３４ａの飽和蒸気圧曲線より傾きが大きい飽和蒸気圧曲線をもつ封入冷媒を選定することで実現できる。感温部１３１ｂには、封入冷媒とともに、補助ガスが封入され、さらにバネ力などが設定されて、制御特性ＥＶが実現される。封入冷媒としては、例えば、アンモニア又はプロパンを用いることができる。図５は、Ｒ１３４ａ、アンモニア、プロパンの飽和蒸気圧曲線を示している。封入冷媒は混合冷媒でもよい。

次に、この実施形態の作動を説明する。乗員からの空調要求、例えば冷房要求があると、圧縮機１１０の電磁クラッチが接続され、冷凍サイクル装置１００Ａが運転をはじめる。この結果、蒸発器１４１の温度が低下する。一方、送風機１０２から送風される空気は、蒸発器１４１によって冷却され、温度調節されて車室内に供給される。

冷凍サイクル装置１００Ａの運転中、蒸発器１４１の出口における冷媒状態は、膨張弁１３１によって制御される。膨張弁１３１は、通常の負荷状態にあるとき、蒸発器１４１の出口における冷媒の過熱度を０°Ｃ以上、８°Ｃ以下の範囲内に維持する。特に、蒸発温度が高温になるほど過熱度を小さく制御する。この結果、圧縮機１１０の吸入温度が過剰に上昇することが防止される。膨張弁１３１は、高負荷温度より低い低温領域において蒸発器１４１の出口の冷媒に過熱度ＳＨを与えている。

冷凍サイクル装置１００Ａの運転状態が高負荷状態になると、蒸発器１４１内での循環冷媒の蒸発圧力は高くなり、それに対応して蒸発温度も高くなる。高負荷状態では、膨張弁１３１は、蒸発器１４１の出口における冷媒の過熱度を減少させる。特に、蒸発温度２０°Ｃに相当する蒸発圧力のときに、過熱度を０°Ｃとする。この結果、蒸発温度が高温となっても、圧縮機１１０の吸入温度の上昇を抑えることができる。蒸発温度が２０°Ｃ以上となる高温領域においては、膨張弁１３１は、蒸発温度が高くなるほど蒸発器１４１の出口の冷媒の乾き度ＤＮを小さく制御する。この結果、高温領域では蒸発器１４１の出口において循環冷媒の液成分が多く観測され、圧縮機１１０の吸入冷媒温度の上昇を抑制することができる。ここで、冷凍サイクル装置１００Ａの運転状態が高負荷状態のときには、過熱度が小さいほど高い冷房性能が得られることが一般的に知られている。よって、冷凍サイクル装置１００Ａの運転領域のうち高負荷に相当する高温領域では過熱度を小さくすることで、高い冷房能力を得ながら、圧縮機１１０の耐久性の低下を抑えることができる。

冷凍サイクル装置１００Ａの運転状態が低負荷状態になると、蒸発器１４１内での循環冷媒の蒸発圧力は低くなり、それに対応して蒸発温度も低くなる。低負荷状態では、膨張弁１３１は、蒸発温度が低くなるほど過熱度ＳＨを大きく制御する。この結果、膨張弁１３１のハンチングが抑制される。さらに、一時的な液バック状態の発生が抑えられる。このため、圧縮機１１０の容量制御への干渉も抑えられる。この結果、蒸発器１４１の内部圧力の過大な変動が抑制され、吹出温度の過大な変動も抑制される。この実施形態では、蒸発温度０°Ｃに相当する蒸発圧力にあるとき、蒸発器１４１の出口の冷媒の過熱度ＳＨは約８°Ｃに制御される。

図６は、膨張弁による制御と容量制御とが相互に影響してハンチング現象が発生している状態での蒸発圧力の変動を示す。図６では、横軸が過熱度ＳＨを示し、縦軸が圧力変動ＰＤを示す。蒸発圧力が約１０ｋＰａ変動すると吹出温度が約１．０°Ｃ変動するから、乗員に不快感を与えることを回避するためには、蒸発圧力の変動は、２０ｋＰａ以下または１０ｋＰａ以下に抑えることが望ましい。蒸発圧力の変動を２０ｋＰａ以下に抑えるためには、低負荷時の過熱度は３°Ｃ以上とすることが望ましい。さらに、圧力変動を１０ｋＰａ以下に抑制するためには、低負荷時の過熱度は４°Ｃ以上とすることが望ましい。加えて、図６に示す曲線の傾きが大きい範囲を回避するために、低負荷時の過熱度は、５°Ｃ以上、１０°Ｃ以下とすることが望ましい。このような知見から、この実施例では、蒸発温度０°Ｃにおける過熱度目標値を８°Ｃとした。これにより、例え膨張弁制御と容量制御とが相互作用してハンチングを生じても、蒸発圧力の変動を抑制し、吹出温度の変動を抑えることができる。

以上に述べた実施形態によると、内部熱交換器１６０を備えていても、圧縮機１１０の吸入冷媒温度の上昇を抑制することができる。この結果、圧縮機１１０の前後において冷媒の温度が過剰に上昇することが回避される。従って、圧縮機１１０の吸入部から吐出部までのＯリング、さらには圧縮機１１０を接続するためのホースなどのゴム製あるいは樹脂製の部品の耐久性を損なうことが回避される。しかも、低負荷から高負荷にわたって適切な過熱度を与えることができる。加えて、圧縮機１１０の制御装置１０５が低負荷領域において断続制御を行うため、低負荷領域におけるオイル戻りの不具合なく、上記の利点を得ることができる。

（第２実施形態）
次に、本発明を２つの蒸発器を備える冷凍サイクル装置に適用した第２実施形態を説明する。この冷凍サイクル装置は、車室の前後に空調ユニットを備えるデュアルエアコンシステムに適用される。図７において、第１実施形態と同じ構成には同一の符号を付した。蒸発器１４１は第１蒸発器として前席空調ユニットに配置される。第１蒸発器１４１と第１膨張弁１３１とは第１低圧ユニットを構成する。第２蒸発器２４１は後席空調ユニットに配置される。第２膨張弁２３１と第２蒸発器２４１とは、第２低圧ユニットを構成する。第１低圧ユニットと第２低圧ユニットとは、二重管１６０に対して並列に接続される。２つの蒸発器１４１、２４１は、ともに二重管１６０の影響下におかれる。そこで、第２膨張弁２３１は、第１膨張弁１３１と同一の制御特性を与えられている。

（第３実施形態）
次に、本発明の第３実施形態を説明する。図８において、第１実施形態と同じ構成には同一の符号を付した。蒸発器１４１は第１蒸発器として後席空調ユニットに配置される。第１蒸発器１４１と第１膨張弁１３１とは第１低圧ユニットを構成する。第２蒸発器３４１は前席空調ユニットに配置される。第２膨張弁３３１と第２蒸発器３４１とは、第２低圧ユニットを構成する。第２低圧ユニットは、二重管１６０を通すことなく圧縮機１１０と凝縮器１２０とに接続されている。よって、第１蒸発器１４１だけが二重管１６０の影響下におかれる。そこで、第２膨張弁３３１は、第１膨張弁１３１とは異なるノーマルチャージまたはクロスチャージの制御特性を与えられている。

（第４実施形態）
次に、本発明の第４実施形態を説明する。図９において、第１実施形態と同じ構成には同一の符号を付した。蒸発器１４１は第１蒸発器として前席空調ユニットに配置される。第１蒸発器１４１と第１膨張弁１３１とは第１低圧ユニットを構成する。第１低圧ユニットは、第１二重管１６０を介して圧縮機１１０と凝縮器１２０とに接続されている。第１蒸発器１４１は、第１二重管１６０だけの影響下におかれる。第２蒸発器４４１は後席空調ユニットに配置される。第２膨張弁４３１と第２蒸発器４４１とは、第２低圧ユニットを構成する。さらに、第２二重管４６０が設けられている。第２低圧ユニットは、第２二重管４６０を介して第１二重管１６０に接続される。よって、第２蒸発器４４１は、２つの二重管１６０、４６０の影響下におかれる。そこで、第２膨張弁４３１は、第１膨張弁１３１と同様の逆クロスチャージの制御特性を与えられている。第２膨張弁４３１の制御特性は、２つの二重管の影響下に置かれることを考慮して設定してもよい。

（他の実施形態）
本発明は上述した実施形態にのみ限定されるものではなく、次のように変形または拡張することができる。例えば、感温部１３１ｂは、電気的な制御装置によっても構成することができる。感知手段は温度センサにより提供でき、制御手段は電気制御装置によって提供でき、駆動手段は電磁的なアクチュエータにより提供できる。本発明は、Ｒ１３４ａ以外の種々の冷媒にも使用できる。本発明は、冷房用に限らず、冷凍用、暖房用、給湯用といった冷凍サイクル装置に適用されてもよい。さらに、本発明は、エジェクタを備える冷凍サイクル装置に適用されてもよい。

本発明を適用した第１実施形態の冷凍サイクル装置を示すブロック図である。 第１実施形態の冷凍サイクル装置を示す斜視図である。 第１実施形態の膨張弁を示すブロック図である。 第１実施形態の膨張弁の特性を示す温度−圧力グラフである。 第１実施形態の膨張弁の特性を示す温度−圧力グラフである。 第１実施形態における過熱度と蒸発圧力の変動との関係を示すグラフである。 本発明を適用した第２実施形態の冷凍サイクル装置を示すブロック図である。 本発明を適用した第３実施形態の冷凍サイクル装置を示すブロック図である。 本発明を適用した第４実施形態の冷凍サイクル装置を示すブロック図である。

符号の説明

１００Ａ…冷凍サイクル装置
１１０…圧縮機
１２０…凝縮器
１６０…内部熱交換器
１３１…膨張弁
１４１…蒸発器
ＥＶ…膨張弁の制御特性

Claims (7)

1. 凝縮器（１２０）と膨張弁（１３１）との間の高圧冷媒と、蒸発器（１４１）と圧縮機（１１０）との間の低圧冷媒とを熱交換する内部熱交換器（１６０）を備えた冷凍サイクル装置において、
   前記蒸発器（１４１）の出口の冷媒状態を制御する前記膨張弁（１３１）は、温度−圧力図上において前記冷凍サイクル内の循環冷媒の飽和蒸気圧曲線の傾きより大きい傾きの制御特性（ＥＶ）を有することを特徴とする冷凍サイクル装置。
2. 前記膨張弁（１３１）は、前記蒸発器での冷媒の蒸発温度が前記冷凍サイクル装置の運転領域のうちの低温領域にあるとき、前記蒸発温度が高くなるほど前記蒸発器の出口の冷媒の過熱度（ＳＨ）を小さく制御することを特徴とする請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
3. 前記膨張弁（１３１）は、高負荷状態にあるとき、前記蒸発器の出口の冷媒の過熱度（ＳＨ）を０°Ｃに制御することを特徴とする請求項２に記載の冷凍サイクル装置。
4. 前記膨張弁（１３１）は、低負荷状態にあるとき、前記蒸発器の出口の冷媒の過熱度（ＳＨ）を５°Ｃ以上１０°Ｃ以下の範囲内の所定温度に制御することを特徴とする請求項２または３に記載の冷凍サイクル装置。
5. 前記膨張弁（１３１）は、前記蒸発器での冷媒の蒸発温度が前記冷凍サイクル装置の運転領域のうちの高温領域にあるとき、前記蒸発温度が高くなるほど前記蒸発器の出口の冷媒の乾き度（ＤＮ）を小さく制御することを特徴とする請求項１ないし４のいずれかに記載の冷凍サイクル装置。
6. 前記膨張弁（１３１）は、
   前記蒸発器に供給される冷媒量を調節する弁部（１３１ａ）と、
   前記蒸発器の出口の冷媒温度を感知する封入冷媒を有し、前記封入冷媒の圧力に応じて前記弁部の開度を調節する感温部（１３１ｂ）とを備え、
   前記封入冷媒の飽和蒸気圧曲線の傾きは、前記循環冷媒の飽和蒸気圧曲線より大きいことを特徴とする請求項１ないし５のいずれかに記載の冷凍サイクル装置。
7. 前記膨張弁（１３１）は、
   前記蒸発器に供給される冷媒量を調節する弁部（１３１ａ）と、
   前記蒸発器の出口の冷媒温度を感知する封入冷媒を有し、前記封入冷媒の圧力に応じて前記弁部の開度を調節する感温部（１３１ｂ）とを備え、
   前記封入冷媒の飽和蒸気圧曲線の傾きは、前記循環冷媒の飽和蒸気圧曲線より大きく、
   前記封入冷媒の飽和蒸気圧曲線の傾きに起因する前記膨張弁（１３１）の制御特性（ＥＶ）は、
   前記蒸発器での冷媒の蒸発温度が高負荷状態に相当する高負荷温度にあるとき、前記循環冷媒の飽和蒸気圧曲線と交差し、
   前記蒸発温度が前記高負荷温度より低温領域にあるとき、前記蒸発温度が高くなるほど前記蒸発器の出口の冷媒の過熱度（ＳＨ）を小さく制御し、
   前記蒸発温度が低負荷状態に相当する低負荷温度にあるとき、前記蒸発器の出口の冷媒の過熱度（ＳＨ）を５°Ｃ以上１０°Ｃ以下の範囲内の所定温度に制御し、さらに、
   前記蒸発温度が前記高負荷温度より高温領域にあるとき、前記蒸発温度が高くなるほど前記蒸発器の出口の冷媒の乾き度（ＤＮ）を小さく制御するよう設定されていることを特徴とする請求項１に記載の冷凍サイクル装置。

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