JP4207235B2

JP4207235B2 - Vapor compression refrigeration cycle

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Publication number: JP4207235B2
Application number: JP00257098A
Authority: JP
Inventors: 幸克尾崎; 久介榊原; 和秀内田; 伸西田; 稲垣　　光夫
Original assignee: Denso Corp; Nippon Soken Inc
Current assignee: Denso Corp; Soken Inc
Priority date: 1997-01-09
Filing date: 1998-01-08
Publication date: 2009-01-14
Anticipated expiration: 2018-01-08
Also published as: JPH10288411A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、蒸気圧縮式冷凍サイクルの制御に関するもので、二酸化炭素（ＣＯ₂）等の超臨界域で冷媒を使用する蒸気圧縮式冷凍サイクルに用いて好適である。
【０００２】
【従来の技術】
近年、蒸気圧縮式冷凍サイクルに使用される冷媒の脱フロン対策の１つとして、例えば特公平７−１８６０２号公報に記載のように二酸化炭素（ＣＯ₂）を使用した蒸気圧縮式冷凍サイクル（以下、ＣＯ₂サイクルと略す。）が提案されている。
【０００３】
このＣＯ₂サイクルの作動は、原理的には、フロンを使用した従来の蒸気圧縮式冷凍サイクルの作動と同じであり、以下、発明者等の試験調査を踏まえつつ、ＣＯ₂サイクルの挙動を説明する。
すなわち、ＣＯ₂サイクルの挙動は、図１７（ＣＯ₂モリエル線図）のＡ−Ｂ−Ｃ−Ｄ−Ａで示されるように、圧縮機で気相状態のＣＯ₂を圧縮し（Ａ−Ｂ）、この高温高圧の超臨界状態のＣＯ₂を放熱器（ガスクーラ）にて冷却する（Ｂ−Ｃ）。そして、減圧器により減圧して（Ｃ−Ｄ）、気液２相状態となったＣＯ₂を蒸発させて（Ｄ−Ａ）、蒸発潜熱により空気等の外部流体から熱を奪って外部流体を冷却する。
【０００４】
なお、ＣＯ₂は、圧力が飽和液圧力（線分ＣＤと飽和液線ＳＬとの交点の圧力）を下まわるときから、気液２相状態に相変化する。また、Ｃの状態からＤの状態へとゆっくり変化する場合には、ＣＯ₂は超臨界状態から液相状態を経て気液２相状態に変化する。
因みに、超臨界状態とは、密度が液密度と略同等でありながら、ＣＯ₂分子が気相状態のように運動する状態をいう。
【０００５】
しかし、ＣＯ₂の臨界温度は約３１℃と従来のフロンの臨界温度（例えば、ＨＦＣ−１３４ａでは１０１℃）と比べて低いので、夏場等では放熱器側でのＣＯ₂温度がＣＯ₂の臨界温度より高くなってしまう。つまり、放熱器出口側においてもＣＯ₂は凝縮しない（線分ＢＣが飽和液線と交差しない）。
また、放熱器出口側（Ｃ点）の状態は、圧縮機の吐出圧力と放熱器出口側でのＣＯ₂温度とによって決定され、放熱器出口側でのＣＯ₂温度は、放熱器の放熱能力と外気温度とによって決定する。そして、外気温度は制御することができないので、放熱器出口側でのＣＯ₂温度は、実質的に制御することができない。
【０００６】
したがって、放熱器出口側（Ｃ点）の状態は、圧縮機の吐出圧力（放熱器出口側圧力）を制御することによって制御可能となる。つまり、夏場等の外気温度（熱負荷）が高い場合には、図１７のＥ−Ｆ−Ｇ−Ｈ−Ｅで示されるように、放熱器出口側圧力（Ｇ点での圧力）を高くして十分な冷凍能力（蒸発過程（Ｈ−Ｅ）のエンタルピ変化量Δｉ₁）を確保し、一方、外気温度（熱負荷）が夏場等に比べて低い場合には、図１７のＡ−Ｂ−Ｃ−Ｄで示されるように、放熱器出口側圧力（Ｃ点での圧力）を低下させて冷凍能力（蒸発過程（Ｄ−Ａ）のエンタルピ変化量Δｉ₂）を低下させる。
【０００７】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、フロンの臨界圧力（例えば、ＨＦＣ−１３４ａでは４．０７ＭＰａ）は、ＣＯ₂の臨界圧力（７．４ＭＰａ）より小さく、かつ、フロンを使用した従来の蒸気圧縮式冷凍サイクルでは、周知のごとく、サイクルの最大作動圧力がフロンの臨界圧力を越えることがない。
【０００８】
これに対して、ＣＯ₂サイクルにおいて、前述のごとく、冷凍能力を増大させるために放熱器出口側圧力を上昇させると、夏場等の外気温度（熱負荷）が高い場合には、サイクルの最大作動圧力がフロンを使用した従来の蒸気圧縮式冷凍サイクルに比べて、約１０倍も高くなってしまう。
このため、圧縮機や放熱器等のサイクルを構成する各機器の耐圧強度を、フロンを使用した従来の蒸気圧縮式冷凍サイクルの各機器に比べて高くする必要があるので、各機器の大型化を招いてしまう。
【０００９】
本発明は、上記点に鑑み、放熱器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おいて、冷凍能力を損なうことなく、圧縮機等の各機器の大型化を防止することを目的とする。
【００１０】
【課題を解決するための手段】
本発明は、上記目的を達成するために、以下の技術的手段を用いる。請求項１に記載の発明では、冷媒を吸入圧縮して吐出する圧縮装置（１）と、圧縮装置（１）から吐出された圧縮冷媒を冷却し、内部の圧力が冷媒の臨界圧力を越える放熱器（２）と、放熱器（２）から流出した冷媒を分岐させる分岐部（３）と、放熱器（２）から流出した冷媒のうち分岐部（３）にて分岐された一方側の冷媒を第１所定圧力（Ｐ₁）まで減圧する第１減圧装置（４）と、放熱器（２）から流出した冷媒のうち分岐部（３）にて分岐された他方側の冷媒のみを、第１減圧装置（４）にて減圧された一方側の冷媒と熱交換させて冷却する冷却器（５）と、冷却器（５）にて冷却された他方側の冷媒を、第１所定圧力（Ｐ₁）より低い第２所定圧力（Ｐ₂）まで減圧する第２減圧装置（６）と、第２減圧装置（６）にて減圧された他方側の冷媒を蒸発させ、圧縮装置（１）に向けて流出させる蒸発器（７）と、冷却器（５）にて他方側の冷媒と熱交換した一方側の冷媒を圧縮装置（１）の吸入圧縮行程の途中に導く冷媒流路（９）と、冷媒流路（９）における冷媒の温度を検出する温度センサ（１２）と、冷媒流路（９）における冷媒の圧力を検出する圧力センサ（１３）と、温度センサ（１２）および圧力センサ（１３）からの信号に基づいて第１減圧装置（４）の開度を制御する制御装置（１０）とを備え、制御装置（１０）は、温度センサ（１２）および圧力センサ（１３）の検出値から冷媒流路（９）における冷媒の加熱度（Ｔｉｓ）を算出し、冷媒流路（９）における冷媒の加熱度（Ｔｉｓ）が所定の加熱度（Ｔｉｎ）より大きいか否かを判定し、冷媒流路（９）における冷媒の加熱度（Ｔｉｓ）が所定の加熱度（Ｔｉｎ）より大きいときには第１減圧装置（４）の開度を所定量拡大することを特徴とする。
【００１１】
これにより、第２減圧装置（６）の入口側における他方側の冷媒の比エンタルピを小さくすることができる。このため、放熱器（２）の出口側の冷媒圧力を上昇させることなく、第２減圧装置（６）の入口側における冷媒の比エンタルピ、すなわち蒸発器（７）の入口側における冷媒の比エンタルピを小さくすることができるので、蒸発器（７）の入口と出口との比エンタルピ差を大きくすることができる。
【００１２】
したがって、冷凍能力を損なうことなく、蒸気圧縮式冷凍サイクルの最大作動圧力を低下させることができるので、圧縮装置（１）等の各機器の大型化を防止することができる。延いては、圧縮装置（１）等の各機器の小型軽量化を図ることができる。また、一方側の冷媒が、吸入圧縮行程の途中に圧縮装置（１）に導かれるので、後述するように、他方側の冷媒が圧縮装置（１）に導かれた時、すなわち、一方側の冷媒が吸入圧縮行程中の圧縮装置（１）内に噴射（インジェクション）された時に、圧縮装置（１）内の冷媒の温度（比エンタルピ）が低下する。このため、噴射後の圧縮装置（１）内の冷媒の状態は、温度が低下した状態における等エントロピ線に沿って変化する。
【００１３】
したがって、噴射後の等エントロピ線は、噴射前の等エントロピ線に比べて、比エンタルピに対する勾配（傾き）が大きいので、吸入圧縮行程中の圧縮装置（１）内に冷媒を噴射する本発明は、噴射しないで冷媒を吸入圧縮する場合に比べて、圧縮仕事を小さくすることができる。延いては、蒸気圧縮式冷凍サイクルの成績係数を向上させることができる。
【００１４】
請求項２に記載の発明では、蒸発器（７）の下流側の空気温度（冷却後の空気温度）を検出する空気温度センサ（１１）を備え、制御装置（１０）は、空気温度センサ（１１）の検出値（Ｔ ₁ ）と目標冷風温度（ＴＥＯ）とを比較し、目標冷風温度（ＴＥＯ）が空気温度センサ（１１）の検出値（Ｔ ₁ ）より大きいときには温度センサ（１２）および圧力センサ（１３）の検出値から冷媒流路（９）における冷媒の加熱度（Ｔｉｓ）を算出し、冷媒流路（９）における冷媒の加熱度（Ｔｉｓ）が所定の加熱度（Ｔｉｎ）より大きいか否かを判定し、冷媒流路（９）における冷媒の加熱度（Ｔｉｓ）が所定の加熱度（Ｔｉｎ）より大きいときには第１減圧装置（４）の開度を所定量拡大し、冷媒流路（９）における冷媒の加熱度（Ｔｉｓ）が所定の加熱度（Ｔｉｎ）以下であるときには第１減圧装置（４）の開度を変更せず、目標冷風温度（ＴＥＯ）が空気温度センサ（１１）の検出値（Ｔ ₁ ）以下であるときには、冷媒流路（９）における冷媒の加熱度（Ｔｉｓ）を算出することなく第１減圧装置（４）の開度を所定量縮小することを特徴とする。
【００１５】
請求項３に記載の発明では、冷媒を吸入圧縮して吐出する圧縮装置（１）と、圧縮装置（１）から吐出された圧縮冷媒を冷却し、内部の圧力が冷媒の臨界圧力を越える放熱器（２）と、放熱器（２）から流出した冷媒を分岐させる分岐部（３）と、放熱器（２）から流出した冷媒のうち分岐部（３）にて分岐された一方側の冷媒を第１所定圧力（Ｐ ₁ ）まで減圧する第１減圧装置（４００）と、放熱器（２）から流出した冷媒のうち分岐部（３）にて分岐された他方側の冷媒のみを、第１減圧装置（４００）にて減圧された一方側の冷媒と熱交換させて冷却する冷却器（５）と、冷却器（５）にて冷却された他方側の冷媒を、第１所定圧力（Ｐ ₁ ）より低い第２所定圧力（Ｐ ₂ ）まで減圧する第２減圧装置（６）と、第２減圧装置（６）にて減圧された他方側の冷媒を蒸発させ、圧縮装置（１）に向けて流出させる蒸発器（７）と、冷却器（５）にて他方側の冷媒と熱交換した一方側の冷媒を圧縮装置（１）の吸入圧縮行程の途中に導く冷媒流路（９）とを備え、第１減圧装置（４００）は、弁開度を調節することにより冷媒流路（９）における冷媒の加熱度を機械的に制御する温度膨張弁（４２０）を有し、温度膨張弁（４２０）は、冷媒流路（９）における冷媒の温度を検出する感温筒部（４２１）を有し、感温筒部（４２１）で検出された温度により弁開度を調節することを特徴とする。これにより、上記した請求項１に記載の発明と同様の作用効果を得ることができる。
請求項４に記載の発明では、冷媒を吸入圧縮して吐出する圧縮装置（１）と、圧縮装置（１）から吐出された圧縮冷媒を冷却し、内部の圧力が冷媒の臨界圧力を越える放熱器（２）と、放熱器（２）から流出した冷媒を分岐させる分岐部（３）と、放熱器（２）から流出した冷媒のうち分岐部（３）にて分岐された一方側の冷媒を第１所定圧力（Ｐ ₁ ）まで減圧する第１減圧装置（４３０）と、放熱器（２）から流出した冷媒のうち分岐部（３）にて分岐された他方側の冷媒のみを、第１減圧装置（４３０）にて減圧された一方側の冷媒と熱交換させて冷却する冷却器（５）と、冷却器（５）にて冷却された他方側の冷媒を、第１所定圧力（Ｐ ₁ ）より低い第２所定圧力（Ｐ ₂ ）まで減圧する第２減圧装置（６００）と、第２減圧装置（６００）にて減圧された他方側の冷媒を蒸発させ、圧縮装置（１）に向けて流出させる蒸発器（７）と、冷却器（５）にて他方側の冷媒と熱交換した一方側の冷媒を圧縮装置（１）の吸入圧縮行程の途中に導く冷媒流路とを備え、第１減圧装置（４３０）は、第２減圧装置（６００）と蒸発器（７）との間における冷媒の圧力（Ｐ _L ）が上昇すると第１減圧装置（４３０）の開度を増大させ、第２減圧装置（６００）と蒸発器（７）との間における冷媒の圧力（Ｐ _L ）が低下すると第１減圧装置（４３０）の開度を縮小させることを特徴とする。これにより、上記した請求項１に記載の発明と同様の作用効果を得ることができる。
【００１７】
なお、請求項５に記載のごとく、冷媒として、二酸化炭素を用いてもよい。また、請求項６に記載の発明のごとく、放熱器（２）出口側の冷媒圧力が、放熱器（２）出口側の冷媒温度に応じた所定の目標圧力となるように、第２減圧装置（６）の開度を制御してもよい。
【００１８】
なお、上記各手段の括弧内の符号は、後述する実施形態記載の具体的手段との対応関係を示すものである。
【００１９】
【発明の実施の形態】
以下、本発明を図に示す実施の形態について説明する。
（第１実施形態）
図１は本実施形態に係るＣＯ₂サイクルを車両用空調装置に適用したものであり、１は、電磁クラッチ（図示せず）を介してエンジン（図示せず）から駆動力を得て回転するとともに、後述する蒸発器７から流出するＣＯ₂を吸入圧縮する圧縮装置である。
【００２０】
なお、本実施形態に係る圧縮装置１は、特開昭６１−７９９４７号公報または特開昭６３−２４３４８１号公報に記載のように、１台の圧縮機にて２段圧縮することができるものである。
また、２は圧縮装置１で圧縮されたＣＯ₂を外気等との間で熱交換して冷却する放熱器（ガスクーラ）であり、この放熱器２の出口側には、放熱器２から流出したＣＯ₂を２つに分岐させる分岐部３が形成されている。
【００２１】
４は分岐部３にて分岐された一方側のＣＯ₂を第１所定圧力Ｐ₁まで減圧する第１減圧装置であり、５は、第１減圧装置４で減圧されて低温となったＣＯ₂（以下、噴射ＣＯ₂と呼ぶ。）と、分岐部３にて分岐された他方側のＣＯ₂と熱交換して他方側のＣＯ₂（以下、冷凍ＣＯ₂と呼ぶ。）を冷却する冷却器である。そして、冷却器５にて冷凍ＣＯ₂を冷却して加熱された噴射ＣＯ₂は、冷媒流路９を通じて、吸入圧縮行程の途中に圧縮装置１に導かれ、再び放熱器２に向けて吐出される。
【００２２】
６は冷却器５にて冷却された冷凍ＣＯ₂を、第１所定圧力Ｐ₁より低い第２所定圧力Ｐ₂まで減圧する第２減圧装置であり、７は第２減圧装置６にて減圧されたＣＯ₂を蒸発させる蒸発器（吸熱器）である。
なお、第１減圧装置４の開度は、後述するように、制御装置１０を介して制御されており、第１減圧装置４の開度を制御することにより、冷却器５における、冷凍ＣＯ₂を冷却する冷却能力を変化させる能力可変機構を構成している。
【００２３】
因みに、第１減圧装置４の開度を拡大すると、減圧後の噴射ＣＯ₂と減圧前の冷凍ＣＯ₂との温度差は小さくなるが、質量流量が温度差の縮小を上回って増加するので冷却能力は増加する。一方、第１減圧装置４の開度を縮小すると、減圧後の噴射ＣＯ₂と減圧前の冷凍ＣＯ₂との温度差は大きくなるが、質量流量が温度差の拡大を上回って減少するので冷却能力は減少する。
【００２４】
なお、８はＣＯ₂サイクル中の余剰ＣＯ₂を蓄えるとともに、蒸発器７から流出したＣＯ₂を気液分離し、気相ＣＯ₂のみ流出させて圧縮装置１に液相ＣＯ₂が吸入されることを防止するアキュームレータである。また、２８、２９は放熱器２および蒸発器７での熱交換を促進するファンである。１０は、蒸発器７における熱負荷（車室内の空調を行う上で必要とされる冷凍能力）等に応じて第１減圧装置４の開度を制御する制御装置である。なお、この制御装置１０には、蒸発器７の下流側の空気温度（冷却後の空気温度）を検出する空気温度センサ１１、冷却器５から流出する（加熱された）噴射ＣＯ₂の温度（冷媒流路９における冷媒の温度）を検出する温度センサ１２、冷却器５から流出する噴射ＣＯ₂の圧力（冷媒流路９における冷媒の圧力）を検出する圧力センサ１３、室内空気温度を検出する室内温度センサ１４、室外空気温度を検出する室外温度センサ１５、および人員が希望する室内温度を設定入力する温度設定手段１６からの信号と、放熱器２の出口側におけるＣＯ₂の温度を検出する温度センサ１７および放熱器２の出口側におけるＣＯ₂の圧力を検出する圧力センサ１８からの信号とが入力されている。そして、制御装置１０は、これらの信号に基づいて予め設定されたプログラムにより第１減圧装置４および第２減圧装置６の開度を制御する。
【００２５】
因みに、図２は本実施形態に係る第１減圧装置４の断面を示しており、４１は、放熱器２の流出側に連通する流入口４２、および冷却器５の流入側に連通する流出口４３が形成されたハウジングである。そして、ハウジング４１内には、流入口４２側の空間４２ａと流出口４３側の空間４３ａとを連通させる弁口４４が形成されているとともに、弁口４４の開度を調節する針状の弁体４５が配設されている。
【００２６】
また、４６は弁体４５を移動させて弁口４４の開度を調節するステップモータ４６であり、ステップモータ４６のマグネットロータ４６ａには雌ねじ部４６ｂが形成され、弁体４５には、この雌ねじ部４６ｂにねじ結合する雄ねじ部４５ａが形成されている。そして、制御装置１０は、ステップモータ４６を回転させて弁体４５を弁体４５の軸方向に移動させることにより、弁口４４の開度（第１減圧装置４の開度）を全閉状態から全開状態まで連続的に制御する。
【００２７】
なお、第２減圧装置６も第１減圧装置４と同様な構造であり、第２減圧装置６のステップモータ（図示せず）を回転させることにより、第２減圧装置６の開度）を全閉状態から全開状態まで連続的に制御する。
また、冷却器５は、図３に示すように、二重円筒構造を有しており、内筒部５１には冷凍ＣＯ₂が流通し、外筒部５２には噴射ＣＯ₂が流通している。なお、５３は熱交換を促進するためのフィンであり、内筒部５１およびフィン５３は熱伝導率の大きいアルミニウム等の金属製であり、外筒部５２は熱伝導率の小さい金属である。
【００２８】
因みに、内筒部５１、外筒部５２およびフィン５３を、アルミニウムにて一体成形（押し出し加工）した場合には、外筒部５２での放熱を防止するために外筒部５２に対して発泡樹脂等の断熱材にて断熱処理を行うことが望ましい。
次に、第１減圧装置４の作動を図４に示すフローチャートを用いて述べる。
ＣＯ₂サイクルの始動スイッチ（図示せず）によりＣＯ₂サイクルが起動すると、各センサ１１〜１５からの検出値が制御装置１０に読み込まれ（ステップ１００）、その読み込んだ検出値のうち、室内温度センサ１４、室外温度センサ１５および温度設定手段１６からの信号に基づいて、室内の空調を図るのに必要な目標冷風温度（以下、ＴＥＯと略す。）を算出する（ステップ１１０）。
【００２９】
次に、ＴＥＯと温度センサ１１の検出値（以下、Ｔ₁と略す。）とを比較し（ステップ１２０）、ＴＥＯがＴ₁より大きい（ＴＥＯ＞Ｔ₁）ときには、熱負荷が大きく冷凍能力が不足しているものとみなすとともに、温度センサ１２および圧力センサ１３の検出値から冷却器５出口側のＣＯ₂の加熱度（冷媒流路９における冷媒の加熱度。以下、Ｔｉｓと略す。）を算出する（ステップ１３０）。
【００３０】
そして、Ｔｉｓが所定の加熱度（以下、この加熱度をＴｉｎと略す。）より大きいか否かを判定し（ステップ１４０）、ＴｉｎがＴｉｓより大きい（Ｔｉｎ＞Ｔｉｓ）ときには、第１減圧装置４の開度を所定量拡大し（ステップ１５０）、その後、ステップ１００に戻る。
なお、ＴｉｎがＴｉｓ以下であるときには、第１減圧装置４の開度を変更することなくステップ１００に戻る。
【００３１】
一方、ＴＥＯがＴ₁以下であるときには、第１減圧装置４が全閉状態でないことを確認し（ステップ１６０）、第１減圧装置４の開度を所定量縮小し（ステップ１７０）、その後、ステップ１００に戻る。
なお、上記Ｔｉｎの値は、圧縮装置１に液相ＣＯ₂が吸入されない程度の加熱度であればよく、本実施形態では、約５℃である。
【００３２】
次に、第２減圧装置６の作動を図５に示すフローチャートを用いて述べる。
ＣＯ₂サイクルの始動スイッチによりＣＯ₂サイクルが起動すると、温度センサ１７からの検出値が読み込まれ（ステップ２００）、その読み込んだＣＯ₂温度に対応する圧力が、予めＲＯＭに記憶されている温度と圧力との関係（図６参照）から選定され、その選定された圧力（以下、目標第２減圧装置入口圧力と呼ぶ。）はＲＡＭ等のメモリで記憶される（ステップ２１０）。
【００３３】
次に、圧力センサ１８からの検出値が読み込まれ（ステップ２２０）、目標第２減圧装置入口圧力とステップ２２０で取り込んだ圧力（以下、第２減圧装置入口圧力と呼ぶ。）とが比較される（ステップ２３０）。そして、目標第２減圧装置入口圧力が第２減圧装置入口圧力を上回った場合には、第２減圧装置６の開度を小さくし（ステップ２４０）、目標第２減圧装置入口圧力が第２減圧装置入口圧力以下の場合には、第２減圧装置６の開度を大きくする（ステップ２５０）。そして、ステップ２００に戻り、以後ステップ２００から２５０まで繰り返す。
【００３４】
ここで、図６のグラフについて述べる。「従来の技術」の欄で述べたように、冷凍能力を増加させるためには、放熱器２の出口側圧力を高くする必要がある。しかし、放熱器２の出口側圧力を高くすると、圧縮装置の吐出圧力が高くなるので、圧縮装置の圧縮仕事（圧縮過程のエンタルピ変化量ΔＬ）が増加する。したがって、蒸発過程（Ｄ−Ａ）のエンタルピ変化量Δｉの増加量より圧縮過程（Ａ−Ｂ）のエンタルピ変化量ΔＬの増加量が大きい場合には、ＣＯ₂サイクルの成績係数（ＣＯＰ＝Δｉ／ΔＬ）が悪化する。
【００３５】
そこで、例えば放熱器２の出口側でのＣＯ₂温度を４０℃として、放熱器２の出口側でのＣＯ₂圧力と成績係数と関係を図７を用いて試算すれば、図８の実線に示すように、圧力Ｐ₁（約１０ＭＰａ）において成績係数が最大となる。同様に、放熱器２の出口側でのＣＯ₂温度を３０℃とした場合には、図８の破線で示すように、圧力Ｐ₂（約８．０ＭＰａ）において成績係数が最大となる。
【００３６】
以上のようにして、放熱器２の出口側のＣＯ₂温度と成績係数が最大となる圧力とを算出し、この結果を図７上に描けば、図７の太い実線η_max（以下、最適制御線と呼ぶ。）に示すようになる。
また、発明者等の種々の試験検討によれば、最適制御線η_maxを試算するにあたっては、放熱器２出口側のＣＯ₂圧力がＣＯ₂の臨界圧力より低い場合には、第２減圧装置６の入口側での過冷却度（サブクール）を１℃〜１０℃程度とすることが望ましいとの結果を得ており、図６は蒸発器７側の圧力を約３．５ＭＰａ（蒸発器温度０℃相当）とし、過冷却度が約３℃となるようにした場合の最適制御線η_maxを直行座標系に描いたものである。
【００３７】
因みに、第２減圧装置６の入口と放熱器２の出口との間の圧力損失は無視することができるほど小さいため、第２減圧装置６の入口でのＣＯ₂圧力と放熱器２の出口でのＣＯ₂圧力とは同値とみなしてもよい。
なお、上記作動説明では、第２減圧装置６の開度を縮小拡大させることにより、放熱器２の出口側圧力（第２減圧装置６の入口側圧力）を増減させたが、放熱器２の出口側圧力は、厳密には、第２減圧装置６の開度のみによって決定されるものではなく、第１減圧装置４の開度の影響をも受ける。
【００３８】
しかし、ＣＯ₂サイクルの最大圧力および最小圧力は、第２減圧装置６の開度によって大きく影響されるため、放熱器２の出口側圧力は、ほぼ第２減圧装置６の開度によって決定されるものとしても実用上問題がない。
次に、本実施形態に係るＣＯ₂サイクルの特徴を述べる。
本実施形態に係るＣＯ₂サイクルでは、噴射ＣＯ₂によって冷凍ＣＯ₂が冷却されるので、第２減圧装置６の入口側における冷凍ＣＯ₂の比エンタルピを小さくすることができる。このため、放熱器２の出口側のＣＯ₂圧力を上昇させることなく、第２減圧装置６の入口側におけるＣＯ₂の比エンタルピ、すなわち蒸発器７の入口側におけるＣＯ₂の比エンタルピを小さくすることができるので、蒸発器７の入口と出口との比エンタルピ差を大きくすることができる（図９参照）。
【００３９】
したがって、冷凍能力を損なうことなく、ＣＯ₂サイクルの最大作動圧力を低下させることができるので、圧縮装置１等の各機器の大型化を防止することができる。延いては、圧縮装置１等の各機器の小型軽量化を図ることが可能となるので、ＣＯ₂サイクルの車両への搭載性を向上させることができる。また、噴射ＣＯ₂が、吸入圧縮行程の途中に圧縮装置１に導かれるので、図９に示すように、噴射ＣＯ₂が圧縮装置１に導かれた時、すなわち、噴射ＣＯ₂が吸入圧縮行程中の圧縮装置１内に噴射（インジェクション）された時に、圧縮装置１内のＣＯ₂の温度（比エンタルピ）が低下する。このため、噴射後の圧縮装置１内のＣＯ₂の状態は、温度が低下した状態における等エントロピ線に沿って変化する。
【００４０】
したがって、噴射後の等エントロピ線は、噴射前の等エントロピ線に比べて、比エンタルピに対する勾配（傾き）が大きいので（図７、１７参照）、吸入圧縮行程中の圧縮装置１内にＣＯ₂を噴射する本実施形態は、噴射しないでＣＯ₂を吸入圧縮する場合に比べて、圧縮仕事を小さくすることができる。延いては、ＣＯ₂サイクルの成績係数を向上させることができる。
【００４１】
ところで、ＣＯ₂サイクルの成績係数は、蒸発器７の入口側圧力（吸入圧力）、放熱器２の出口側圧力（吐出圧力）および噴射ＣＯ₂の圧力等の諸条件によって変化するものである。そこで、発明者等は、ＣＯ₂サイクルの実装状態における条件として、蒸発器７の入口側圧力を３．５〜４．２ＭＰａ、放熱器２の出口側圧力１０ＭＰａとし、噴射ＣＯ₂をパラメータとしてＣＯ₂サイクルの成績係数を順次求めたところ、図１０に示すように、蒸発器７の入口側圧力によらず、噴射ＣＯ₂が約６．５ＭＰａの時に成績係数が最大となることを発見した。
【００４２】
したがって、圧縮装置１から吐出されるＣＯ₂の圧力Ｐ_dと噴射ＣＯ₂の圧力Ｐ_iとの差圧ΔＰ_dに対する、噴射ＣＯ₂の圧力Ｐ_iと蒸発器７から流出して圧縮装置１に吸入されるＣＯ₂の圧力Ｐ_sとの差圧ΔＰ_sの比（ΔＰ_s／ΔＰ_d）が０．６〜０．９となるように噴射ＣＯ₂の圧力Ｐ_iを選定すれば、高い成績係数を維持しながらＣＯ₂サイクルを運転することができる。
【００４３】
因みに、例えば蒸発器７の入口側圧力を３．５ＭＰａとし、噴射ＣＯ₂を５．２ＭＰａとした場合の冷凍能力は１９３．１０ｋＪ／ｋｇ（４６．１３ｋｃａｌ／ｋｇ）であり、圧縮装置１の圧縮仕事は５６．２２ｋＪ／ｋｇ（１３．４３ｋｃａｌ／ｋｇ）である。同様に、噴射ＣＯ₂を６．５ＭＰａとした場合の冷凍能力は１６３．８０ｋＪ／ｋｇ（３９．１３ｋｃａｌ／ｋｇ）であり、圧縮装置１の圧縮仕事は４６．８０ｋＪ／ｋｇ（１１．１８ｋｃａｌ／ｋｇ）である。また、噴射ＣＯ₂を７．３ＭＰａとした場合の冷凍能力は１４２．８７ｋＪ／ｋｇ（３４．１３ｋｃａｌ／ｋｇ）であり、圧縮装置１の圧縮仕事は４３．８３ｋＪ／ｋｇ（１０．４７ｋｃａｌ／ｋｇ）である。
【００４４】
そして、発明者等の試算によれば、噴射ＣＯ₂を６．５ＭＰａとした場合には、従来の技術に係るＣＯ₂サイクル（放熱器２の出口側の圧力を制御することのみによって冷凍能力を制御するもの）に比べて、成績係数で約２０％向上させ得ることを確認している。なお、従来の技術に係るＣＯ₂サイクルの計算条件は、蒸発器７の入口側圧力が３．５ＭＰａ、放熱器２の出口側圧力が１０ＭＰａ、放熱器２の出口側温度が４０℃である。
【００４５】
また、第１減圧装置４の開度を制御することにより、蒸発器７の入口側におけるＣＯ₂の比エンタルピ（過冷却度）を制御することができるので、電磁クラッチのＯＮ−ＯＦＦ制御や可変容量型の圧縮装置等の手段を用いることなく、ＣＯ₂サイクルの冷凍能力を制御することができる。
したがって、電磁クラッチのＯＮ−ＯＦＦ制御に伴う乗員が感じる不快感を低減することができるとともに、可変容量型の圧縮装置を用いることに伴うＣＯ₂サイクルの製造原価上昇を防止することができる。
【００４６】
また、本実施形態では、放熱器２の出口側圧力と温度とは、第２減圧装置６によって、最適制御線η_maxで表されるように制御されているので、前述した冷却器５による冷凍能力向上効果と相まって、高い成績係数（効率）を維持しながらＣＯ₂サイクルの冷凍能力の向上を図ることができる。
（第２実施形態）本実施形態は、上記温度センサ１２および圧力センサ１３を廃止したものである。
【００４７】
具体的には、図１１に示すように、第１減圧装置４００として、第１実施形態に係る第１減圧装置４と同様な構造を有する減圧装置部４１０と、フロンを使用した従来の蒸気圧縮式冷凍サイクルに用いられる機械式の温度膨張弁４２０とを一体化したものである。なお、図１１中、４２１は冷却器５の出口側の温度（冷媒流路９における冷媒の温度）を検出する感温筒部であり、この感温筒部４２１内には、ＣＯ₂等のガスが所定の密度で封入されている。４２２は弁開度を調節するベローズであり、４２３は、ベローズ４２２と一体的に変位する弁体４２４のリターン用バネである。
【００４８】
これにより、冷却器５の出口側の加熱度（冷媒流路９における冷媒の加熱度）は、温度膨張弁４２０によって機械的に制御されているので、仮に、制御装置１０に故障が発生したときであっても、圧縮装置１に液相ＣＯ₂が吸入されることを防止することができるので、ＣＯ₂サイクルの信頼性を向上させることができる。
（第３実施形態）本実施形態は、図１２に示すように、アキュームレータ８を廃止し、第２減圧装置６の出口側に第２減圧弁６から流出したＣＯ₂を液相ＣＯ₂と気相ＣＯ₂とに分離して蓄えるレシーバ（タンク手段）１９を配設し、かつ、レシーバ１９から流出した液相ＣＯ₂を減圧するとともに、圧縮装置１の入口側（蒸発器７の出口側）でのＣＯ₂の過熱度が所定値となるようにＣＯ₂の質量流量を調節する第３減圧装置２０を配設したものである。
【００４９】
なお、第３減圧装置２０の基本構造は、フロンを使用した従来の蒸気圧縮式冷凍サイクルの温度膨張弁と同様な構造を有しており、蒸発器７の出口側に配設された感温筒２１内の圧力に応じて機械的に第３減圧装置２０の開度を調節している。
次に、本実施形態の特徴を述べる。
【００５０】
ところで、ＣＯ₂サイクルに限らず、通常、蒸気圧縮式冷凍サイクルに適用される圧縮装置では、圧縮装置の小型化および構造を簡単なものとするため、圧縮装置内の摺動部に潤滑油を圧送するオイルポンプを有していないものが多い。そして、このオイルポンプを有していない圧縮装置では、摺動部の潤滑を図るために冷媒中に潤滑油を混合しているので、潤滑油は、冷媒とともにサイクル内を循環している。
【００５１】
また、液相ＣＯ₂が吸入されることによる圧縮装置の損傷を防止するため、上記公報（特公平７−１８６０２号公報）記載の発明では、蒸発器（１４）の出口側に液相ＣＯ₂と気相ＣＯ₂とを分離して気相ＣＯ₂のみを圧縮装置（１０）に向けて流出させるアキュームレータ（１６）を配設している。このため、気相ＣＯ₂に比べて密度が大きい潤滑油は、アキュームレータ（１６）内に滞留してしまう。
【００５２】
そこで、上記公報記載の発明では、圧縮装置（１０）での潤滑油不足を防止するため、アキュームレータ（１６）にて気液分離とともに分離された、潤滑油をアキュームレータ（１６）の重力方向下方部位から取り出して（潤滑油は液相ＣＯ₂より密度が大きい）、潤滑油を圧縮装置（１０）の入口側およびアキュームレータ（１６）の出口側に戻している。なお、括弧内の符号は、上記公報に記載の発明に対応する符号である。
【００５３】
これに対して、本実施形態では、圧縮装置１の入口側での過熱度を所定値とすることにより、液相ＣＯ₂が圧縮装置１に吸入されることを防止しているので、上記公報に記載の発明のように、蒸発器６の出口側にアキュームレータ（１６）を配設する必要がない。さらに、蒸発器６の出口側にてアキュームレータ（１６）でＣＯ₂が気液分離されていないので、流速の大きい気相ＣＯ₂流れとともに潤滑油が圧縮装置１に吸入されて十分な量の潤滑油を圧縮装置１に供給することができる。
【００５４】
したがって、本実施形態によれば、液相ＣＯ₂が吸入されることによる圧縮装置１の損傷、および潤滑油不足による圧縮装置１の焼き付きを防止しつつ、ＣＯ₂サイクルの効率を高く維持することができる。
（第４実施形態）
本実施形態は、第１、２減圧装置４、６を機械的に制御することにより、ＣＯ₂サイクルの部品点数の低減を図ったものである。
【００５５】
すなわち、図１３中、４３０は本実施形態に係る第１減圧装置であり、この第１減圧装置４３０は、蒸発器７側の圧力Ｐ_L （第２減圧装置６００と蒸発器７との間における冷媒の圧力）に応じて第１減圧装置４３０の開度を調節するものである。具体的には、図１４に示すように、蒸発器７側の圧力Ｐ_Lを、圧力応動部材をなす薄膜状のダイヤフラム４３１とハウジング４３２とによって形成された第１圧力室４３３に導くとともに、この第１圧力室４３３と反対側のダイヤフラム４３１の面に、呼吸穴４３４を介して作用する大気圧と、連接棒４３５を介して作用するコイルバネ（弾性部材）４３６の弾性力とを作用させたものである。
【００５６】
また、連接棒４３５は、ＣＯ₂が流通する流路４３７に設けられた弁口４３８を貫通しており、連接棒４３５のうち弁口４３８に対応する部位には、弁口４３８を開閉する球状の弁体部４３９が形成されている。なお、コイルバネ４３６の弾性力と大気圧による力との和（以下、この和を閉弁力Ｆ_sと呼ぶ。）は、弁口４３８の開度が小さくなるように弁体部４３９に作用しており、一方、蒸発器７側の圧力Ｐ_Lによる力（以下、この力を開弁力Ｆ_oと呼ぶ。）は、ダイヤフラム４３１を挟んで閉弁力Ｆ_sに対向する力を弁体部４３９に作用させている。
【００５７】
したがって、第１減圧装置４３０は、蒸発器７における熱負荷とともに蒸発器７側の圧力Ｐ_Lが上昇すると、開弁力Ｆ_oが大きくなり、開弁力Ｆ_oが閉弁力Ｆ_sに打ち勝って第１減圧装置４３０の開度を増大させて噴射ＣＯ₂量を増大させる。
一方、熱負荷が低下すると、開弁力Ｆ_oが小さくなり、閉弁力Ｆ_sが開弁力Ｆ_oに打ち勝って第１減圧装置４３０の開度を縮小させて噴射ＣＯ₂量を減少させる。
【００５８】
なお、本実施形態では、圧縮装置１に液相ＣＯ₂が吸入されることを防止すべく、冷却器５の出口側にもアキュームレータ８を配設しているが、第２、５実施形態と同様に、第１減圧装置４３０の下流側（冷却器５の下流側も含む）に温度膨張弁４２０を配設してもよい。
また、６００は、本実施形態に係る第２減圧装置であり、この第２減圧装置６００は、図１３に示すように、冷却器５から蒸発器７に至るＣＯ₂流路６０１内に配置されている。
【００５９】
そして、この第２減圧装置６００の構成部品のうち、球面状の弁カバー６１０とダイヤフラム６１１とにより密閉空間６１２が形成されており、この密閉空間６１２内には、ＣＯ₂が、後述する弁口６１７が閉じた状態の密閉空間６１２内体積に対して、約６００ｋｇ／ｍ³の密度で封入されている。なお、６０２は、放熱器２から流出し、かつ、冷却器５を通過する前のＣＯ₂が流通するＣＯ₂流路である（図１３参照）。
【００６０】
６１３は弁ハウジング部であり、６１４は、ＣＯ₂流路６０１内のうち放熱器２側（冷却器５側）の空間６１５と蒸発器７側の空間６１６とを仕切る隔壁部である。この隔壁部６１４には弁口６１７が開口しており、この弁口６１７は弁体部６１８によって開閉されている。
また、弁体部６１８は、ダイヤフラム６１１の変位に機械的に連動して可動するようにように、連接棒６１９を介してダイヤフラム６１１に連結するとともに、コイルバネ６２０の弾性力によって弁口６１７を閉じるように押し付けられている。
【００６１】
さらに、密閉空間６１２内の圧力は、ダイヤフラム６１１および連接棒６１９を介して弁口６１７を閉じる向きの力を弁体部６１８に作用させているため、弁口６１７の開度は、コイルバネ６２０の弾性力および密閉空間６１２内の圧力による力の和と、空間６１５内の圧力との差圧によって決定する。
なお、６２１はコイルバネ６２０の初期荷重を調整するスペーサで、このスペーサ６２１によってコイルバネ６２０が調整され、弁体部６１８には所定の初期荷重が作用している。因みに、本実施形態では、コイルバネ６２０の初期荷重は、ダイヤフラム６１１での圧力換算で約１ＭＰａである。
【００６２】
次に、第２減圧装置６００の作動を述べる。
密閉空間６１２内には、約６００ｋｇ／ｍ³でＣＯ₂が封入されているので、密閉空間６１２内圧と温度とは、図７に示される６００ｋｇ／ｍ³の等密度線に沿って変化する。したがって、例えば密閉空間６１２内温度が２０℃の場合には、その内圧は約５．８ＭＰａである。また、弁体部６１８には、密閉空間６１２内圧とコイルバネ６２０の初期荷重とが同時に作用しているので、その作用圧力は約６．８ＭＰａである。
【００６３】
したがって、放熱器２側の空間６１５の圧力が６．８ＭＰａ以下の場合には、弁口６１７は弁体部６１８によって閉止され、また、放熱器２側の空間６１５の圧力が６．８ＭＰａを越えると、弁口６１７は開弁する。
同様に、例えば密閉空間６１２内温度が４０℃の場合には、密閉空間６１２内圧は図７より約９．７ＭＰａであり、弁体部６１８に作用する作用力は約１０．７ＭＰａである。したがって、放熱器２側の空間６１５の圧力が１０．７ＭＰａ以下の場合には、弁口６１７は弁体部６１８によって閉止され、また、放熱器２側の空間６１５の圧力が１０．７ＭＰａを越えると、弁口６１７は開弁する。
【００６４】
ところで、図７から明らかなように、超臨界域での６００ｋｇ／ｍ³の等密度線は、前述の最適制御線η_maxにほぼ一致する。したがって、本実施形態に係る第２減圧装置６００は、放熱器２の出口側圧力を、ほぼ最適制御線η_maxに沿った圧力まで上昇させるので、超臨界域においてもＣＯ₂サイクルを効率良く運転させることができる。
【００６５】
また、臨界圧力以下では、６００ｋｇ／ｍ³の等密度線は、最適制御線η_maxからのズレが大きくなるが、凝縮域なので密閉空間６１２の内圧は、飽和液線ＳＬに沿って変化する。そして、コイルバネ６２０によって弁体部６１８に初期荷重が与えられているので、約１０℃の過冷却度を有する状態に制御される。したがって、臨界圧力以下であっても、ＣＯ₂サイクルを効率良く運転させることができる。
【００６６】
なお、密閉空間６１２内に封入されるＣＯ₂密度は、実用的には、ＣＯ₂温度が０℃での飽和液密度からＣＯ₂の臨界点での飽和液密度までの範囲とすることが望ましく、具体的にＣＯ₂では、４５０ｋｇ／ｍ³ 〜９５０ｋｇ／ｍ³である。
以上に述べた本実施形態の作動からも明らかなように、第１〜３実施形態と同様に、ＣＯ₂サイクルの成績係数を高く維持しつつ、ＣＯ₂サイクルの冷凍能力の向上を図ることができるとともに、ＣＯ₂サイクルの部品点数の低減を図ることができるので、ＣＯ₂サイクルの信頼性を向上を図りつつ、製造原価低減を図ることができる。
【００６７】
ところで、上述の作動説明からも明らかなように、本実施形態に係る第２減圧装置６００の密閉空間６１２内温度は、放熱器２出口側温度（ＣＯ₂流路６０２内の温度）に対して時間差無しに連動して変化することが望ましい。したがって、本実施形態では、前述のごとく、弁カバー６１０および弁ハウジング６１３部をＣＯ₂流路６０２内に配設している。
【００６８】
また、弁カバー６１０および弁ハウジング６１３部等はできるだけ熱伝導量を大きくするために熱伝導率の大きく、かつ、厚みの薄いものが望ましい。そこで、本実施形態では、弁カバー６１０および弁ハウジング６１３部は真鍮製とし、ダイヤフラム６１１、弁体部６１８、コイルバネ６２０およびスペーサ６２１はステンレス製としている。また、ＣＯ₂流路６０２内のＣＯ₂と弁カバー６１０との熱伝達率を向上させるために、フィンや凹凸等を設けてもよい。
【００６９】
（第５実施形態）
第４実施形態では、圧縮装置１に液相ＣＯ₂が吸入されることを防止すべく、冷却器５の出口側にアキュームレータ８を配設したが、本実施形態は、このアキュームレータ８を廃止したものである。
すなわち、本実施形態に係る第１減圧装置４３０は、図１６に示すように、冷却器５の出口側の加熱度を所定値（本実施形態では約５℃）を下回らないように第１減圧装置４３０の開度を制御する加熱度制御部４３１と、蒸発器７における熱負荷に応じて第１減圧装置４３０の開度を制御する負荷応答部４３２とから構成されている。以下、本実施形態に係る第１減圧装置４３０の構造について述べる。
【００７０】
先ず、加熱度制御部４３１について述べる。
４３３は、冷却器５の出口側に配設されて冷却器５の出口側のＣＯ₂温度を感知する感温筒であり、４３４は噴射ＣＯ₂の流路４３５に形成されて上流側と下流側とを仕切る隔壁部である。また、隔壁部４３４には、上流側と下流側と連通させる弁口４３６が形成されており、この弁口４３６の開度は、感温筒４３３内の圧力変動（温度変化）に応じて変位するダイヤフラム（圧力応動部材）４３７に連動して変位する弁体４３８によって調節されている。
【００７１】
なお、ダイヤフラム４３７を挟んで、一方側の空間４３７ａは感温筒４３３内と連通し、他方側の空間４３７ｂは、弁口４３６より下流側の流路４３５に連通している。そして、空間４３７ａ内の圧力は、ダイヤフラム４３７を介して弁口４３６開度が大きくなる向きに作用し、空間４３７ｂ内の圧力は、後述するコイルバネ４４２の弾性力とともに、弁口４３６開度が小さくなる向きに作用している。
【００７２】
次に、負荷応答部４３２について述べる。
４３９は、蒸発器７の空気下流側（または蒸発器７のＣＯ₂出口側）に配設されて蒸発器７の熱負荷を感知する感温筒であり、この感温筒４３９内には、ＣＯ₂、フロンまたはプロパンガス等のガスが所定の密度にて封入されているとともに、蛇腹状のベローズ４４０内と連通している。
【００７３】
そして、ベローズ４４０の伸縮方向一端側（紙面下側）には、ベローズ４４０の伸縮とともに変位する第１プレート４４１が配設され、伸縮方向他端側（紙面上側）には、コイルバネ４４２を介して第２プレート４４３が配設されている。そして、この第２プレート４４３と弁体４３８とは連結しており、コイルバネ４４２は、弁口４３６を閉じる向きに弁体４３８を押圧する弾性力を第２プレート４４３に対して作用させている。
【００７４】
なお、ベローズ４４０の伸縮方向他端側は、第１減圧装置４３０のハウジング４４４の一部に固定されており、ベローズ４４０が伸長するほどコイルバネ４４２の弾性力が小さくなり、冷却器５の出口側での加熱度が小さくなる。
因みに、４４５は、流路４３５内の圧力が、ベローズ４４０が配設された空間に作用することを防止するＯリングである。
【００７５】
次に、第１減圧装置４３０の作動を述べる。
蒸発器７の熱負荷が大きくなり、感温筒４３９内の圧力が上昇すると、ベローズ４４０の伸長にともなって第１プレート４４１が変位し、コイルバネ４４２の弾性力が小さくなり、弁口４３６（第１減圧装置４３０）が開いていき、冷却器５の出口側での加熱度が小さくなっていく。そして、さらに蒸発器７の熱負荷が大きくなると、第１プレート４４１がハウジング４４４に接触するので、最小の加熱度が機械的に制限される。
【００７６】
一方、蒸発器７の熱負荷が小さくなり、感温筒４３９内の圧力が降下すると、ベローズ４４０が収縮してコイルバネ４４２の弾性力が大きくなって加熱度が大きくなっていく。そのため、噴射ＣＯ₂の流量が減少し、蒸発器７の入口と出口との比エンタルピ差が小さくなる。
（第６実施形態）
本実施形態は、図１８に示すように、第１減圧装置４をキャピラリチューブのごとく、開度が固定された固定絞り４０として、本発明に係るＣＯ₂サイクルを構成したものである。
【００７７】
以下、固定絞り４０の開度について述べる。
図１９、２０は、圧縮機１の回転数および蒸発器７での熱負荷が一定とした場合の第１減圧装置４（固定絞り４０）の開度と成績係数および冷凍能力との関係を示すグラフである。
そして、図２０からも明らかなように、第１減圧装置４の開度を大きくしていくと、噴射ＣＯ₂の質量流量が増大して、噴射ＣＯ₂および冷凍ＣＯ₂間の熱交換量が増大するため、冷凍ＣＯ₂の比エンタルピが小さくなり冷凍能力が増大する。
【００７８】
しかし、所定開度を超えて第１減圧装置４の開度が大きくなると、中間圧（第１減圧装置４出口側の圧力）の上昇とともに噴射ＣＯ₂の温度も上昇するため、噴射ＣＯ₂および冷凍ＣＯ₂間の温度差が小さくなり、噴射ＣＯ₂および冷凍ＣＯ₂間の熱交換量が縮小して冷凍能力の増加率が小さくなる。
したがって、図１９に示すように、所定開度を超えて第１減圧装置４の開度が大きくなると、圧縮仕事の増加率が冷凍能力の増加率を上回り、成績係数が悪化していく。
【００７９】
また、第１減圧装置４を固定絞り４０とし、放熱器２および蒸発器７内の圧力を一定とすれば、圧縮機１の回転数の増大ととも中間圧が低下するので、噴射ＣＯ₂および冷凍ＣＯ₂間の熱交換量が増大し、圧縮機１の入口側における噴射ＣＯ₂の比エンタルピ（図２１のｂ点）が大きくなる。一方、圧縮機１の回転数が低下すると、中間圧が上昇して圧縮機１の入口側における噴射ＣＯ₂の比エンタルピ（図２１のａ点）が小さくなる。
【００８０】
したがって、エンジン回転数が最も小さくなるアイドリング時において成績係数が最大となり、かつ、この状態で圧縮機１の入口側における噴射ＣＯ₂が気相冷媒となるように、固定絞り４０の開度を設定すれば、圧縮機１に液相ＣＯ₂が流入することを防止できるので、圧縮機１（ＣＯ₂サイクル）の信頼性を向上させることができる。
【００８１】
なお、エンジン回転数の上昇とともに成績係数および冷凍能力の増加率は低下するものの、エンジン回転数の上昇とともに冷凍ＣＯ₂の質量流量は増加しているため、冷凍能力そのものは増大しているので、実用上は問題が無い。むしろ、過剰な冷凍能力が発生することを防止できるので、電磁クラッチのＯＮ−ＯＦＦの回数を減らすことでき、乗員に不快感を与えることを防止できる。
【００８２】
なお、本実施形態では、機械式の第２減圧装置６００を使用したが、本実施形態はこれに限定されるものではなく、電気式の第２減圧装置６を用いてもよい。
（その他の実施形態）
上記第２実施形態では、冷却器５の冷却能力を制御すべく、弁体４５を軸方向に移動させて全閉状態から全開状態まで連続的に変化させていたが、ステップモータ４６等からなる減圧装置部４１０に換えて、単純なＯＮ−ＯＦＦ電磁弁としてもよい。
【００８３】
すなわち、夏場等の大きな冷凍能力を必要とするときは、上記電磁弁を開き、一方、冬場や除湿運転時等の大きな冷凍能力を必要としないときには、上記電磁弁を閉じる。これにより、第１減圧装置の構造および制御が簡単になるので、ＣＯ₂サイクルの製造原低減を図ることができるとともに、ＣＯ₂サイクルの信頼性を向上させることができる。
【００８４】
また、上記電磁弁の開閉は単純なＯＮ−ＯＦＦ制御であったが、必要とされる冷凍能力に応じて上記電磁弁の開閉時間を制御（デューティ制御）してもよい。この場合、必要とされる冷凍能力が大きいほど、上記電磁弁の開時間を増加させればよい。
また、第１実施形態における第１減圧装置４に代えて、単純な開閉電磁弁にてデューティ制御してもよい。
【００８５】
また、上述の実施形態では、１台の圧縮装置１を用いて２段圧縮を行っていたが、２台の圧縮機を用いて２段圧縮を行ってもよい。なお、この場合、蒸発器７側（低圧側）の圧縮機の容量（Ｖ_S）に対する、放熱器２側（高圧側）の圧縮機の容量（Ｖ_d）の比（Ｖ_d／Ｖ_S）を０．８〜１とすると、差圧ΔＰ_dに対する差圧ΔＰ_sの比（ΔＰ_s／ΔＰ_d）を０．６〜０．９としたものと同等とすることができる。
【００８６】
また、１台の圧縮機で、蒸発器７側（低圧側）の作動室と、放熱器２側（高圧側）の作動室との２種類の作動室を有して２段圧縮を行うものにおいて、前述のごとく、蒸発器７側（低圧側）の作動室の体積（Ｖ_S’）に対する、放熱器２側（高圧側）の作動室の体積（Ｖ_d’）の比（Ｖ_d／Ｖ_S）が０．８〜１となるようにしてもよい。
【００８７】
また、本発明は、ＣＯ₂を使用した蒸気圧縮式冷凍サイクルに使用が限定されるものではなく、例えば、エチレン、エタン、酸化窒素等の超臨界域で使用する冷媒を用いた蒸気圧縮式冷凍サイクルにも適用することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】第１実施形態に係るＣＯ₂サイクルの模式図である。
【図２】第１減圧装置の断面図である。
【図３】冷却器の断面図である。
【図４】第１減圧装置の作動を示すフローチャートである。
【図５】第２減圧装置の作動を示すフローチャートである。
【図６】目標圧力と減圧装置入口側温度との関係を示すグラフである。
【図７】ＣＯ₂のモリエル線図である。
【図８】成績係数（ＣＯＰ）と放熱器出口側圧力との関係を示すグラフである。
【図９】ＣＯ₂サイクルの作動を示すサイクル線図である。
【図１０】噴射ＣＯ₂の圧力と成績係数との関係を示すグラフである。
【図１１】第２実施形態に係る第１減圧装置の断面図である。
【図１２】第３実施形態に係るＣＯ₂サイクルの模式図である。
【図１３】第４実施形態に係るＣＯ₂サイクルの模式図である。
【図１４】第４実施形態に係る第１減圧装置の断面図である。
【図１５】第４実施形態に係る第２減圧装置の断面図である。
【図１６】第５実施形態に係る第１減圧装置の断面図である。
【図１７】ＣＯ₂のモリエル線図である。
【図１８】第６実施形態に係るＣＯ₂サイクルの模式図である。
【図１９】成績係数と第１減圧装置の開度との関係を示すグラフである。
【図２０】冷凍能力と第１減圧装置の開度との関係を示すグラフである。
【図２１】第６実施形態に係るＣＯ₂サイクルのモリエル線図である。
【符号の説明】
１…圧縮装置、２…放熱器、３…分岐部、４…第１減圧装置、
５…冷却器、６…第２減圧装置、７…蒸発器、８…アキュームレータ。[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to the control of a vapor compression refrigeration cycle.₂It is suitable for use in a vapor compression refrigeration cycle using a refrigerant in the supercritical region such as
[0002]
[Prior art]
In recent years, carbon dioxide (CO 2) as described in, for example, Japanese Patent Publication No. 7-18602, has been proposed as one of countermeasures against defloning of refrigerants used in a vapor compression refrigeration cycle.₂Vapor compression refrigeration cycle (hereinafter referred to as CO)₂Abbreviated as cycle. ) Has been proposed.
[0003]
This CO₂The operation of the cycle is in principle the same as the operation of a conventional vapor compression refrigeration cycle using chlorofluorocarbon.₂The cycle behavior will be described.
That is, CO₂The cycle behavior is shown in FIG.₂As shown by A-B-C-D-A of the Mollier diagram)₂(A-B), and this high-temperature and high-pressure supercritical state CO₂Is cooled by a radiator (gas cooler) (BC). Then, the pressure is reduced by the pressure reducer (C-D), and the gas-liquid two-phase state is reached.₂Is evaporated (D-A), and the external fluid is cooled by removing heat from the external fluid such as air by latent heat of vaporization.
[0004]
CO₂The phase changes to a gas-liquid two-phase state from when the pressure falls below the saturated liquid pressure (the pressure at the intersection of the line segment CD and the saturated liquid line SL). In the case of slowly changing from the C state to the D state, CO₂Changes from a supercritical state through a liquid phase state to a gas-liquid two phase state.
Incidentally, the supercritical state means that the density is approximately equal to the liquid density,₂A state in which molecules move like a gas phase.
[0005]
But CO₂Is about 31 ° C, which is lower than the critical temperature of conventional chlorofluorocarbons (for example, 101 ° C for HFC-134a).₂The temperature is CO₂It becomes higher than the critical temperature. In other words, CO also on the radiator outlet side₂Does not condense (the line segment BC does not intersect the saturated liquid line).
Also, the state of the radiator outlet side (C point) is the discharge pressure of the compressor and the CO at the radiator outlet side.₂The CO at the outlet side of the radiator₂The temperature is determined by the heat dissipation capability of the radiator and the outside air temperature. And since the outside air temperature cannot be controlled, CO at the radiator outlet side₂The temperature cannot be substantially controlled.
[0006]
Therefore, the state of the radiator outlet side (point C) can be controlled by controlling the discharge pressure (radiator outlet side pressure) of the compressor. That is, when the outside air temperature (heat load) is high, such as in summer, the radiator outlet side pressure (pressure at point G) is increased as shown by E-F-G-H-E in FIG. And sufficient refrigeration capacity (change in enthalpy Δi of evaporation process (HE))₁), And on the other hand, when the outside air temperature (heat load) is lower than that in summer, etc., as shown by ABCD in FIG. Refrigeration capacity (evaporation process (DA) enthalpy change Δi)₂).
[0007]
[Problems to be solved by the invention]
By the way, the critical pressure of chlorofluorocarbon (for example, 4.07 MPa for HFC-134a) is CO 2.₂In a conventional vapor compression refrigeration cycle using chlorofluorocarbon, which is smaller than the critical pressure of 7.4 MPa, as is well known, the maximum operating pressure of the cycle does not exceed the critical pressure of chlorofluorocarbon.
[0008]
In contrast, CO₂In the cycle, as mentioned above, when the pressure on the outlet side of the radiator is increased in order to increase the refrigeration capacity, when the outdoor temperature (heat load) is high in summer, etc., the maximum operating pressure of the cycle is conventional Compared to the vapor compression refrigeration cycle, it is about 10 times higher.
For this reason, it is necessary to increase the pressure strength of each device that constitutes a cycle such as a compressor or a heat radiator as compared with each device of a conventional vapor compression refrigeration cycle using chlorofluorocarbon. Will be invited.
[0009]
In view of the above points, the present invention has an object of preventing an increase in the size of each device such as a compressor without impairing the refrigerating capacity in a vapor compression refrigeration cycle in which the pressure in the radiator exceeds the critical pressure of the refrigerant. And
[0010]
[Means for Solving the Problems]
  In order to achieve the above object, the present invention uses the following technical means. In the first aspect of the present invention, the compressor (1) that sucks and compresses the refrigerant and discharges the refrigerant, and the compressed refrigerant discharged from the compressor (1) is cooled, and the internal pressure exceeds the critical pressure of the refrigerant. A refrigerant (2), a branch part (3) for branching the refrigerant flowing out from the radiator (2), and a refrigerant on one side branched at the branch part (3) among the refrigerants flowing out from the radiator (2) The first predetermined pressure (P₁) And the first decompression device (4), and the first decompression device (4) removes only the refrigerant on the other side branched by the branching portion (3) out of the refrigerant flowing out from the radiator (2). The cooler (5) that exchanges heat with the decompressed refrigerant on one side and cools the refrigerant on the other side cooled by the cooler (5).₁) Lower second predetermined pressure (P₂), A second decompression device (6) that decompresses the refrigerant, and an evaporator (7) that evaporates the refrigerant on the other side decompressed by the second decompression device (6) and flows it out toward the compression device (1), Refrigerant flow path for guiding the refrigerant on the one side heat exchanged with the refrigerant on the other side in the cooler (5) in the middle of the suction compression stroke of the compressor (1)(9)WhenA temperature sensor (12) for detecting the temperature of the refrigerant in the refrigerant channel (9), a pressure sensor (13) for detecting the pressure of the refrigerant in the refrigerant channel (9), a temperature sensor (12), and a pressure sensor ( 13) and a control device (10) for controlling the opening degree of the first decompression device (4) based on the signal from 13), and the control device (10) detects the temperature sensor (12) and the pressure sensor (13). The heating degree (Tis) of the refrigerant in the refrigerant flow path (9) is calculated from the value, and it is determined whether or not the heating degree (Tis) of the refrigerant in the refrigerant flow path (9) is larger than a predetermined heating degree (Tin). When the heating degree (Tis) of the refrigerant in the refrigerant flow path (9) is larger than the predetermined heating degree (Tin), the opening of the first pressure reducing device (4) is increased by a predetermined amount.It is characterized by that.
[0011]
Thereby, the specific enthalpy of the refrigerant | coolant of the other side in the inlet_port | entrance side of a 2nd pressure reduction apparatus (6) can be made small. For this reason, the specific enthalpy of the refrigerant on the inlet side of the second decompression device (6), that is, the specific enthalpy of the refrigerant on the inlet side of the evaporator (7), without increasing the refrigerant pressure on the outlet side of the radiator (2). Therefore, the specific enthalpy difference between the inlet and the outlet of the evaporator (7) can be increased.
[0012]
  Therefore, since the maximum operating pressure of the vapor compression refrigeration cycle can be reduced without impairing the refrigeration capacity, it is possible to prevent an increase in the size of each device such as the compression device (1). As a result, it is possible to reduce the size and weight of each device such as the compression device (1). Also, the refrigerant on one sideProcessSince the refrigerant is introduced to the compressor (1) in the middle, the refrigerant on the other side is introduced to the compressor (1), that is, the refrigerant on one side is sucked and compressed, as will be described later.ProcessWhen it is injected (injected) into the internal compressor (1), the temperature (specific enthalpy) of the refrigerant in the compressor (1) decreases. For this reason, the state of the refrigerant | coolant in the compression apparatus (1) after injection changes along the isentropic line in the state in which temperature fell.
[0013]
  Therefore, the isentropic line after injection has a larger gradient (slope) with respect to the specific enthalpy than the isentropic line before injection.ProcessThe present invention in which the refrigerant is injected into the internal compression device (1) can reduce the compression work as compared with the case where the refrigerant is sucked and compressed without being injected. As a result, the coefficient of performance of the vapor compression refrigeration cycle can be improved.
[0014]
  In the invention according to claim 2,An air temperature sensor (11) for detecting the air temperature (air temperature after cooling) on the downstream side of the evaporator (7) is provided, and the control device (10) detects the detected value (T) of the air temperature sensor (11). ₁ ) And the target cold air temperature (TEO), and the target cold air temperature (TEO) is detected by the air temperature sensor (11) (T ₁ ), The refrigerant heating degree (Tis) in the refrigerant flow path (9) is calculated from the detection values of the temperature sensor (12) and the pressure sensor (13), and the refrigerant heating degree (Tis) in the refrigerant flow path (9) is calculated. ) Is greater than a predetermined degree of heating (Tin). When the degree of heating (Tis) of the refrigerant in the refrigerant flow path (9) is larger than the predetermined degree of heating (Tin), the first pressure reducing device (4) The opening degree of the first decompression device (4) is not changed when the heating degree (Tis) of the refrigerant in the refrigerant flow path (9) is equal to or lower than the predetermined heating degree (Tin). The target cold air temperature (TEO) is detected by the air temperature sensor (11) (T ₁ ) When it is below, the opening degree of the first pressure reducing device (4) is reduced by a predetermined amount without calculating the degree of heating (Tis) of the refrigerant in the refrigerant channel (9).It is characterized by.
[0015]
  In the invention according to claim 3, the compression device (1) for sucking and compressing and discharging the refrigerant, and the compressed refrigerant discharged from the compression device (1) are cooled, and the internal pressure exceeds the critical pressure of the refrigerant. A refrigerant (2), a branch part (3) for branching the refrigerant flowing out from the radiator (2), and a refrigerant on one side branched at the branch part (3) among the refrigerants flowing out from the radiator (2) The first predetermined pressure (P ₁ ) And the first decompression device (400), and only the refrigerant on the other side branched at the branch section (3) out of the refrigerant flowing out from the radiator (2) is separated by the first decompression device (400). The cooler (5) that exchanges heat with the decompressed refrigerant on one side and cools the refrigerant on the other side cooled by the cooler (5). ₁ ) Lower second predetermined pressure (P ₂ ), A second decompression device (6) that decompresses the refrigerant, and an evaporator (7) that evaporates the refrigerant on the other side decompressed by the second decompression device (6) and flows it out toward the compression device (1), A refrigerant flow path (9) that guides the refrigerant on one side heat-exchanged with the refrigerant on the other side in the cooler (5) to the middle of the suction compression stroke of the compression device (1), and the first pressure reducing device (400) Has a temperature expansion valve (420) that mechanically controls the degree of heating of the refrigerant in the refrigerant flow path (9) by adjusting the valve opening, and the temperature expansion valve (420) is connected to the refrigerant flow path (9). ) Having a temperature sensing cylinder (421) for detecting the temperature of the refrigerant, and adjusting the valve opening according to the temperature detected by the temperature sensing cylinder (421). Thereby, the same effect as that of the invention described in claim 1 can be obtained.
  In the invention according to claim 4, the compressor (1) for sucking and compressing and discharging the refrigerant, and the compressed refrigerant discharged from the compressor (1) are cooled, and the internal pressure exceeds the critical pressure of the refrigerant. A refrigerant (2), a branch part (3) for branching the refrigerant flowing out from the radiator (2), and a refrigerant on one side branched at the branch part (3) among the refrigerants flowing out from the radiator (2) The first predetermined pressure (P ₁ ) And the first decompression device (430), and only the refrigerant on the other side branched at the branching portion (3) out of the refrigerant flowing out from the radiator (2) is separated by the first decompression device (430). The cooler (5) that exchanges heat with the decompressed refrigerant on one side and cools the refrigerant on the other side cooled by the cooler (5). ₁ ) Lower second predetermined pressure (P ₂ ), A second decompression device (600) that decompresses the refrigerant, and an evaporator (7) that evaporates the refrigerant on the other side decompressed by the second decompression device (600) and causes the refrigerant to flow out toward the compression device (1), A refrigerant flow path that guides the refrigerant on one side heat-exchanged with the refrigerant on the other side in the cooler (5) to the middle of the suction compression stroke of the compression device (1), and the first decompression device (430) includes 2 Refrigerant pressure (P) between the decompressor (600) and the evaporator (7) _L ) Increases, the opening degree of the first pressure reducing device (430) is increased, and the refrigerant pressure (P) between the second pressure reducing device (600) and the evaporator (7) is increased. _L ) Decreases, the opening of the first pressure reducing device (430) is reduced. Thereby, the same effect as that of the invention described in claim 1 can be obtained.
[0017]
  In addition,As described in claim 5,Carbon dioxide may be used as the refrigerant.Further, as in the sixth aspect of the invention, the second pressure reducing device is configured so that the refrigerant pressure on the outlet side of the radiator (2) becomes a predetermined target pressure corresponding to the refrigerant temperature on the outlet side of the radiator (2). You may control the opening degree of (6).
[0018]
In addition, the code | symbol in the bracket | parenthesis of each said means shows a corresponding relationship with the specific means of embodiment description later mentioned.
[0019]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention shown in the drawings will be described.
(First embodiment)
FIG. 1 shows a CO according to this embodiment.₂The cycle is applied to a vehicle air conditioner, and 1 is rotated by obtaining a driving force from an engine (not shown) via an electromagnetic clutch (not shown) and flows out from an evaporator 7 described later. CO₂It is the compression device which sucks and compresses.
[0020]
The compression apparatus 1 according to the present embodiment can perform two-stage compression with a single compressor, as described in JP-A-61-79947 or JP-A-63-243481. It is.
2 is the CO compressed by the compressor 1₂Is a heat radiator (gas cooler) that exchanges heat with outside air or the like and cools it.₂Is formed into a branching portion 3 for branching the two into two.
[0021]
  4 is the CO on one side branched at the branching section 3.₂The first predetermined pressure P₁1 is a first decompression device that decompresses the CO 2 that has been decompressed by the first decompression device 4 to a low temperature.₂(Hereinafter referred to as injection CO₂Call it. ) And the other side of the CO branched at the branch 3₂Heat exchange with CO on the other side₂(Hereafter, frozen CO₂Call it. ). Then, in the cooler 5, the frozen CO₂Injection CO cooled and heated₂IsThrough the refrigerant flow path 9,In the middle of the suction compression stroke, the air is guided to the compressor 1 and discharged again toward the radiator 2.
[0022]
6 is a frozen CO cooled by the cooler 5₂, The first predetermined pressure P₁Lower second predetermined pressure P₂2 is a second decompression device that decompresses the CO 2 that has been decompressed by the second decompression device 6.₂It is an evaporator (heat absorber) that evaporates water.
Note that the opening degree of the first decompression device 4 is controlled via the control device 10 as will be described later. By controlling the opening degree of the first decompression device 4, the refrigeration CO in the cooler 5 is controlled.₂The capacity variable mechanism which changes the cooling capacity which cools is comprised.
[0023]
Incidentally, when the opening of the first pressure reducing device 4 is increased, the injection CO after the pressure reduction₂And frozen CO before decompression₂However, since the mass flow rate increases above the reduction of the temperature difference, the cooling capacity increases. On the other hand, when the opening degree of the first decompression device 4 is reduced, the injection CO after decompression is reduced.₂And frozen CO before decompression₂However, the cooling capacity decreases because the mass flow rate decreases more than the expansion of the temperature difference.
[0024]
  8 is CO₂Excess CO in the cycle₂And CO flowing out of the evaporator 7₂Gas-liquid separation and gas phase CO₂Only the liquid phase CO₂It is an accumulator that prevents inhalation. Reference numerals 28 and 29 denote fans that promote heat exchange between the radiator 2 and the evaporator 7. Reference numeral 10 denotes a control device that controls the opening degree of the first decompression device 4 in accordance with the heat load in the evaporator 7 (refrigeration capacity required for air conditioning in the passenger compartment) or the like. The control device 10 detects the air temperature downstream of the evaporator 7 (air temperature after cooling).airInjection CO heated (heated) from the temperature sensor 11 and the cooler 5₂Temperature(The temperature of the refrigerant in the refrigerant flow path 9)Temperature sensor 12 for detecting the injection CO discharged from the cooler 5₂Pressure(Refrigerant pressure in refrigerant flow path 9)A signal from a pressure sensor 13 for detecting the indoor temperature, an indoor temperature sensor 14 for detecting an indoor air temperature, an outdoor temperature sensor 15 for detecting an outdoor air temperature, and a temperature setting means 16 for setting and inputting a room temperature desired by a person, and heat radiation CO at the outlet side of vessel 2₂Temperature sensor 17 for detecting the temperature of the CO and CO at the outlet side of the radiator 2₂And a signal from the pressure sensor 18 for detecting the pressure of. And the control apparatus 10 controls the opening degree of the 1st decompression device 4 and the 2nd decompression device 6 by the program preset based on these signals.
[0025]
Incidentally, FIG. 2 shows a cross section of the first pressure reducing device 4 according to the present embodiment, 41 is an inlet 42 communicating with the outflow side of the radiator 2 and an outlet communicating with the inflow side of the cooler 5. A housing 43 is formed. The housing 41 is formed with a valve port 44 for communicating the space 42a on the inlet 42 side and the space 43a on the outlet 43 side, and a needle-like valve for adjusting the opening degree of the valve port 44. A body 45 is disposed.
[0026]
A step motor 46 adjusts the opening degree of the valve port 44 by moving the valve body 45. A female rotor 46 b is formed in the magnet rotor 46 a of the step motor 46, and the female screw 46 is formed in the valve body 45. A male screw portion 45a that is screwed to the portion 46b is formed. Then, the control device 10 rotates the step motor 46 to move the valve body 45 in the axial direction of the valve body 45, thereby opening the opening of the valve port 44 (opening of the first pressure reducing device 4) in a fully closed state. To continuously open from fully open.
[0027]
The second decompression device 6 has the same structure as the first decompression device 4, and the stepping motor (not shown) of the second decompression device 6 is rotated to fully adjust the opening of the second decompression device 6. Continuous control from the closed state to the fully open state.
Moreover, the cooler 5 has a double cylindrical structure as shown in FIG.₂Circulates and the outer cylinder 52 is injected with CO₂Is in circulation. In addition, 53 is a fin for accelerating heat exchange, the inner cylinder part 51 and the fin 53 are metal, such as aluminum with large heat conductivity, and the outer cylinder part 52 is metal with small heat conductivity.
[0028]
Incidentally, when the inner cylinder part 51, the outer cylinder part 52, and the fin 53 are integrally formed (extrusion process) with aluminum, foaming is performed on the outer cylinder part 52 in order to prevent heat dissipation in the outer cylinder part 52. It is desirable to perform heat insulation treatment with a heat insulating material such as resin.
Next, the operation of the first decompression device 4 will be described using the flowchart shown in FIG.
CO₂A cycle start switch (not shown)₂When the cycle starts, detection values from the sensors 11 to 15 are read into the control device 10 (step 100), and among the read detection values, the indoor temperature sensor 14, the outdoor temperature sensor 15 and the temperature setting means 16 Based on the signal, a target cold air temperature (hereinafter abbreviated as TEO) necessary for air conditioning in the room is calculated (step 110).
[0029]
  Next, the detected values of TEO and temperature sensor 11 (hereinafter referred to as T₁Abbreviated. )WhenTheCompare (step 120) and TEO is T₁Greater than (TEO> T₁) At the same time, it is considered that the heat load is large and the refrigeration capacity is insufficient.₂Heating degree (The degree of heating of the refrigerant in the refrigerant flow path 9.Hereinafter, abbreviated as Tis. ) Is calculated (step 130).
[0030]
Then, it is determined whether or not Tis is larger than a predetermined heating degree (hereinafter, this heating degree is abbreviated as Tin) (step 140). When Tin is larger than Tis (Tin> Tis), the first pressure reducing device 4 is determined. Is increased by a predetermined amount (step 150), and then the process returns to step 100.
When Tin is equal to or less than Tis, the process returns to step 100 without changing the opening of the first pressure reducing device 4.
[0031]
On the other hand, TEO is T₁When it is below, it is confirmed that the first pressure reducing device 4 is not fully closed (step 160), the opening degree of the first pressure reducing device 4 is reduced by a predetermined amount (step 170), and then the process returns to step 100.
In addition, the value of the Tin is the liquid phase CO in the compressor 1.₂However, in this embodiment, the temperature is about 5 ° C.
[0032]
Next, the operation of the second decompression device 6 will be described using the flowchart shown in FIG.
CO₂CO by cycle start switch₂When the cycle starts, the detected value from the temperature sensor 17 is read (step 200), and the read CO₂The pressure corresponding to the temperature is selected from the relationship between the temperature and the pressure stored in advance in the ROM (see FIG. 6), and the selected pressure (hereinafter referred to as the target second pressure reducing device inlet pressure) is the RAM. Or the like (step 210).
[0033]
Next, the detected value from the pressure sensor 18 is read (step 220), and the target second pressure reducing device inlet pressure is compared with the pressure taken in step 220 (hereinafter referred to as the second pressure reducing device inlet pressure). (Step 230). When the target second pressure reducing device inlet pressure exceeds the second pressure reducing device inlet pressure, the opening degree of the second pressure reducing device 6 is decreased (step 240), and the target second pressure reducing device inlet pressure becomes the second pressure reducing pressure. If the pressure is lower than the apparatus inlet pressure, the opening of the second pressure reducing device 6 is increased (step 250). Then, the process returns to step 200, and thereafter, steps 200 to 250 are repeated.
[0034]
  Here, the graph of FIG. 6 will be described. To increase the refrigeration capacity as described in the section of “Prior art”InNeeds to increase the outlet side pressure of the radiator 2. However, when the outlet side pressure of the radiator 2 is increased, the discharge pressure of the compression device increases, so that the compression work of the compression device (the enthalpy change amount ΔL in the compression process) increases. Accordingly, when the increase amount of the enthalpy change amount ΔL in the compression process (AB) is larger than the increase amount of the enthalpy change amount Δi in the evaporation process (DA), CO₂The coefficient of performance of the cycle (COP = Δi / ΔL) deteriorates.
[0035]
Therefore, for example, CO at the outlet side of the radiator 2₂CO at the outlet side of the radiator 2 at a temperature of 40 ° C₂If the relationship between the pressure and the coefficient of performance is calculated using FIG. 7, as shown by the solid line in FIG.₁The coefficient of performance becomes maximum at (about 10 MPa). Similarly, CO at the outlet side of the radiator 2₂When the temperature is 30 ° C., as shown by the broken line in FIG.₂The coefficient of performance becomes maximum at (about 8.0 MPa).
[0036]
As described above, the CO on the outlet side of the radiator 2₂If the temperature and the pressure at which the coefficient of performance is maximized are calculated and this result is drawn on FIG. 7, the thick solid line η in FIG._max(Hereinafter referred to as the optimal control line).
Further, according to various test studies by the inventors, the optimum control line η_maxIs calculated, CO on the outlet side of radiator 2₂Pressure is CO₂When the pressure is lower than the critical pressure, it is obtained that the degree of subcooling (subcool) on the inlet side of the second decompression device 6 is preferably about 1 ° C. to 10 ° C. FIG. The optimal control line η when the pressure on the 7 side is about 3.5 MPa (evaporator temperature 0 ° C equivalent) and the degree of supercooling is about 3 ° C._maxIs drawn in an orthogonal coordinate system.
[0037]
Incidentally, since the pressure loss between the inlet of the second pressure reducing device 6 and the outlet of the radiator 2 is so small that it can be ignored, the CO at the inlet of the second pressure reducing device 6 can be ignored.₂Pressure and CO at the outlet of radiator 2₂The pressure may be regarded as the same value.
In the above description of the operation, the outlet side pressure of the radiator 2 (inlet side pressure of the second decompressor 6) is increased or decreased by reducing or increasing the opening of the second decompressor 6. Strictly speaking, the outlet side pressure is not determined only by the opening degree of the second pressure reducing device 6 but is also influenced by the opening degree of the first pressure reducing device 4.
[0038]
But CO₂Since the maximum pressure and the minimum pressure of the cycle are greatly influenced by the opening degree of the second pressure reducing device 6, the pressure on the outlet side of the radiator 2 is practically used even if determined by the opening degree of the second pressure reducing device 6. There is no problem.
Next, the CO according to the present embodiment₂Describe the characteristics of the cycle.
CO according to this embodiment₂In the cycle, the injection CO₂By frozen CO₂Is cooled, so that the refrigerated CO at the inlet side of the second decompression device 6₂The specific enthalpy of can be reduced. For this reason, the CO on the outlet side of the radiator 2₂Without increasing the pressure, the CO at the inlet side of the second decompression device 6₂Specific enthalpy, that is, CO at the inlet side of the evaporator 7₂Therefore, the specific enthalpy difference between the inlet and the outlet of the evaporator 7 can be increased (see FIG. 9).
[0039]
  Therefore, without impairing the refrigeration capacity, CO₂Since the maximum operating pressure of the cycle can be reduced, it is possible to prevent an increase in the size of each device such as the compression device 1. As a result, it is possible to reduce the size and weight of each device such as the compression device 1.₂The mounting property of the cycle on the vehicle can be improved. Injected CO₂But suction compressionProcessIn the middle of the injection, as shown in FIG.₂Is introduced to the compressor 1, that is, the injection CO₂Compressed by suctionProcessCO in the compression device 1 when injected into the compression device 1₂Temperature (specific enthalpy) decreases. For this reason, the CO in the compressor 1 after the injection₂The state changes along the isentropic line in the state where the temperature is lowered.
[0040]
  Therefore, since the isentropic line after injection has a larger gradient (inclination) with respect to the specific enthalpy than the isentropic line before injection (see FIGS. 7 and 17), suction compression is performed.ProcessCO in the compression device 1 inside₂This embodiment of injecting CO does not inject CO₂The compression work can be reduced as compared with the case of compressing by suction. As a result, CO₂The coefficient of performance of the cycle can be improved.
[0041]
By the way, CO₂The coefficient of performance of the cycle includes the inlet side pressure (suction pressure) of the evaporator 7, the outlet side pressure (discharge pressure) of the radiator 2, and the injection CO₂It changes depending on various conditions such as pressure. Therefore, the inventors have made CO₂As conditions in the mounting state of the cycle, the inlet side pressure of the evaporator 7 is set to 3.5 to 4.2 MPa, the outlet side pressure of the radiator 2 is set to 10 MPa, and the injection CO₂CO as a parameter₂When the coefficient of performance of the cycle was sequentially obtained, the injection CO 2 did not depend on the inlet side pressure of the evaporator 7 as shown in FIG.₂It was found that the coefficient of performance was maximized when the pressure was about 6.5 MPa.
[0042]
Therefore, the CO discharged from the compression device 1₂Pressure P_dAnd injection CO₂Pressure P_iDifferential pressure ΔP_dAgainst the injection CO₂Pressure P_iAnd CO that flows out of the evaporator 7 and is sucked into the compressor 1₂Pressure P_sDifferential pressure ΔP_sRatio (ΔP_s/ ΔP_d) Injection CO so that it becomes 0.6-0.9₂Pressure P_iIs selected, CO is maintained while maintaining a high coefficient of performance.₂The cycle can be operated.
[0043]
Incidentally, for example, the inlet side pressure of the evaporator 7 is set to 3.5 MPa, and the injection CO₂When the pressure is 5.2 MPa, the refrigerating capacity is 193.10 kJ / kg (46.13 kcal / kg), and the compression work of the compressor 1 is 56.22 kJ / kg (13.43 kcal / kg). Similarly, injection CO₂When the pressure is 6.5 MPa, the refrigerating capacity is 163.80 kJ / kg (39.13 kcal / kg), and the compression work of the compressor 1 is 46.80 kJ / kg (11.18 kcal / kg). Injected CO₂When the pressure is 7.3 MPa, the refrigerating capacity is 142.87 kJ / kg (34.13 kcal / kg), and the compression work of the compressor 1 is 43.83 kJ / kg (10.47 kcal / kg).
[0044]
And according to the inventors' calculations, the injection CO₂Is 6.5 MPa, CO according to the conventional technology₂Compared to the cycle (controlling the refrigerating capacity only by controlling the pressure on the outlet side of the radiator 2), it has been confirmed that the coefficient of performance can be improved by about 20%. In addition, CO related to conventional technology₂The calculation conditions of the cycle are that the inlet side pressure of the evaporator 7 is 3.5 MPa, the outlet side pressure of the radiator 2 is 10 MPa, and the outlet side temperature of the radiator 2 is 40 ° C.
[0045]
In addition, by controlling the opening degree of the first decompression device 4, the CO on the inlet side of the evaporator 7 is₂Specific enthalpy (degree of supercooling) can be controlled without using means such as electromagnetic clutch ON-OFF control or variable displacement compressors.₂The refrigeration capacity of the cycle can be controlled.
Therefore, it is possible to reduce the discomfort felt by the occupant accompanying the ON / OFF control of the electromagnetic clutch, and to reduce the CO accompanying the use of the variable capacity type compression device.₂An increase in the manufacturing cost of the cycle can be prevented.
[0046]
  In the present embodiment, the outlet side pressure and temperature of the radiator 2 are adjusted by the second pressure reducing device 6 to the optimum control line η._maxTherefore, CO2 is maintained while maintaining a high coefficient of performance (efficiency) in combination with the effect of improving the refrigerating capacity by the cooler 5 described above.₂The refrigeration capacity of the cycle can be improved.
(Second Embodiment In this embodiment, the temperature sensor 12 and the pressure sensor 13 are eliminated.
[0047]
  Specifically, as shown in FIG. 11, as the first pressure reducing device 400, a pressure reducing device portion 410 having the same structure as that of the first pressure reducing device 4 according to the first embodiment, and a conventional vapor compression using CFCs. A mechanical temperature expansion valve 420 used in a refrigeration cycle is integrated. In FIG. 11, 421 is the temperature on the outlet side of the cooler 5.(The temperature of the refrigerant in the refrigerant flow path 9)The temperature sensing cylinder part 421 detects CO 2, and the temperature sensing cylinder part 421 includes CO 2.₂Etc. are enclosed at a predetermined density. Reference numeral 422 denotes a bellows for adjusting the valve opening, and reference numeral 423 denotes a return spring for the valve body 424 that is displaced integrally with the bellows 422.
[0048]
  Thereby, the degree of heating on the outlet side of the cooler 5(Degree of heating of refrigerant in refrigerant flow path 9)Is mechanically controlled by the temperature expansion valve 420, so that even if a failure occurs in the control device 10, the liquid phase CO₂Can be prevented from being inhaled, so CO₂Cycle reliability can be improved.
(Third Embodiment) In this embodiment, as shown in FIG. 12, the accumulator 8 is abolished, and the CO that has flowed out of the second pressure reducing valve 6 to the outlet side of the second pressure reducing device 6 is removed.₂Liquid phase CO₂And gas phase CO₂And a receiver (tank means) 19 that separates and stores the liquid phase CO that has flowed out of the receiver 19₂At the inlet side of the compressor 1 (the outlet side of the evaporator 7).₂CO so that the degree of superheat of₂The third pressure reducing device 20 for adjusting the mass flow rate of the gas is disposed.
[0049]
The basic structure of the third decompression device 20 has the same structure as a temperature expansion valve of a conventional vapor compression refrigeration cycle using chlorofluorocarbon, and is a temperature-sensitive sensor disposed on the outlet side of the evaporator 7. The opening degree of the third pressure reducing device 20 is mechanically adjusted according to the pressure in the cylinder 21.
Next, features of the present embodiment will be described.
[0050]
By the way, CO₂An oil pump that pumps lubricating oil to a sliding part in a compression device in order to simplify the downsizing and structure of the compression device in a compression device that is normally applied to a vapor compression refrigeration cycle. Many do not have In the compression apparatus that does not have the oil pump, since the lubricating oil is mixed in the refrigerant in order to lubricate the sliding portion, the lubricating oil circulates in the cycle together with the refrigerant.
[0051]
Liquid phase CO₂In order to prevent damage to the compression device due to the inhalation of gas, in the invention described in the above publication (Japanese Patent Publication No. 7-18602), liquid phase CO is provided at the outlet side of the evaporator (14).₂And gas phase CO₂Gas phase CO₂An accumulator (16) is provided for discharging only the gas toward the compression device (10). For this reason, gas phase CO₂Lubricating oil having a higher density than the above will stay in the accumulator (16).
[0052]
Therefore, in the invention described in the above publication, in order to prevent a shortage of lubricating oil in the compression device (10), the lubricating oil separated together with gas-liquid separation by the accumulator (16) is separated from the lower part in the direction of gravity of the accumulator (16). (Lubricant is liquid phase CO₂The lubricating oil is returned to the inlet side of the compressor (10) and the outlet side of the accumulator (16). In addition, the code | symbol in a parenthesis is a code | symbol corresponding to the invention described in the said gazette.
[0053]
On the other hand, in this embodiment, by setting the degree of superheat on the inlet side of the compressor 1 to a predetermined value, the liquid phase CO₂Is prevented from being sucked into the compressor 1, so that it is not necessary to provide an accumulator (16) on the outlet side of the evaporator 6 as in the invention described in the above publication. Further, CO is collected at the outlet side of the evaporator 6 by an accumulator (16).₂Is not gas-liquid separated.₂Along with the flow, the lubricating oil is sucked into the compression device 1 so that a sufficient amount of the lubricating oil can be supplied to the compression device 1.
[0054]
Therefore, according to this embodiment, liquid phase CO₂While preventing the compressor 1 from being damaged by the inhalation of the gas and the seizure of the compressor 1 due to the lack of lubricating oil.₂High cycle efficiency can be maintained.
(Fourth embodiment)
In the present embodiment, the first and second pressure reducing devices 4 and 6 are mechanically controlled, so that CO 2₂The number of parts in the cycle is reduced.
[0055]
  That is, in FIG. 13, 430 is a first pressure reducing device according to the present embodiment, and this first pressure reducing device 430 has a pressure P on the evaporator 7 side._L (Refrigerant pressure between second decompression device 600 and evaporator 7)Accordingly, the opening degree of the first pressure reducing device 430 is adjusted. Specifically, as shown in FIG. 14, the pressure P on the evaporator 7 side._LIs guided to a first pressure chamber 433 formed by a thin film diaphragm 431 that forms a pressure responsive member and a housing 432, and the surface of the diaphragm 431 opposite to the first pressure chamber 433 is interposed through a breathing hole 434. And an elastic force of a coil spring (elastic member) 436 acting via a connecting rod 435.
[0056]
Also, the connecting rod 435 is made of CO.₂A spherical valve body 439 that opens and closes the valve port 438 is formed in a portion of the connecting rod 435 corresponding to the valve port 438 through the valve port 438 provided in the flow path 437 through which the gas flows. Yes. The sum of the elastic force of the coil spring 436 and the force due to atmospheric pressure (hereinafter, this sum is referred to as the valve closing force F)._sCall it. ) Acts on the valve body 439 so that the opening of the valve port 438 is reduced, while the pressure P on the evaporator 7 side_LForce (hereinafter referred to as valve opening force F)_oCall it. ) Is the valve closing force F across the diaphragm 431_sA force that opposes the valve body 439 is applied to the valve body 439.
[0057]
Therefore, the first pressure reducing device 430 includes the pressure P on the evaporator 7 side together with the heat load in the evaporator 7._LAs the valve rises, the valve opening force F_oIncreases and the valve opening force F_oIs the closing force F_sOvercome to increase the opening of the first pressure reducing device 430 and inject CO₂Increase the amount.
On the other hand, when the thermal load decreases, the valve opening force F_oBecomes smaller and the valve closing force F_sIs the valve opening force F_oOvercoming the above and reducing the opening of the first pressure reducing device 430 to inject CO₂Reduce the amount.
[0058]
In the present embodiment, the compression device 1 includes liquid phase CO.₂In order to prevent inhalation of air, an accumulator 8 is also provided on the outlet side of the cooler 5, but, similarly to the second and fifth embodiments, the downstream side of the first pressure reducing device 430 (cooler 5). The temperature expansion valve 420 may be disposed on the downstream side of the temperature expansion valve 420.
Reference numeral 600 denotes a second decompression device according to the present embodiment, and this second decompression device 600 is a CO 2 from the cooler 5 to the evaporator 7 as shown in FIG.₂It is disposed in the flow path 601.
[0059]
Of the constituent parts of the second decompression device 600, a spherical valve cover 610 and a diaphragm 611 form a sealed space 612. In the sealed space 612, a CO 2 is formed.₂However, about 600 kg / m with respect to the volume in the sealed space 612 in a state in which a later-described valve port 617 is closed.^ThreeEnclosed at a density of Note that 602 is the CO before flowing out of the radiator 2 and passing through the cooler 5.₂CO that is distributed₂It is a flow path (see FIG. 13).
[0060]
613 is a valve housing part, 614 is CO₂This is a partition wall that partitions the space 615 on the radiator 2 side (cooler 5 side) and the space 616 on the evaporator 7 side in the flow path 601. A valve port 617 is opened in the partition wall 614, and the valve port 617 is opened and closed by a valve body 618.
Further, the valve body portion 618 is connected to the diaphragm 611 via the connecting rod 619 so as to move mechanically in conjunction with the displacement of the diaphragm 611 and closes the valve port 617 by the elastic force of the coil spring 620. So that it is pressed.
[0061]
Further, since the pressure in the sealed space 612 causes the valve body 618 to act to close the valve port 617 via the diaphragm 611 and the connecting rod 619, the opening degree of the valve port 617 depends on the coil spring 620. It is determined by the differential pressure between the sum of the force due to the elastic force and the pressure in the sealed space 612 and the pressure in the space 615.
Reference numeral 621 denotes a spacer for adjusting the initial load of the coil spring 620, and the coil spring 620 is adjusted by the spacer 621, and a predetermined initial load acts on the valve body 618. Incidentally, in this embodiment, the initial load of the coil spring 620 is about 1 MPa in terms of pressure in the diaphragm 611.
[0062]
Next, the operation of the second decompression device 600 will be described.
In the sealed space 612, about 600 kg / m^ThreeIn CO₂Is enclosed, the internal pressure and temperature of the sealed space 612 are 600 kg / m shown in FIG.^ThreeVaries along the isodensity line. Therefore, for example, when the temperature in the sealed space 612 is 20 ° C., the internal pressure is about 5.8 MPa. Moreover, since the internal pressure of the sealed space 612 and the initial load of the coil spring 620 are simultaneously acting on the valve body 618, the working pressure is about 6.8 MPa.
[0063]
Therefore, when the pressure in the space 615 on the radiator 2 side is 6.8 MPa or less, the valve port 617 is closed by the valve body 618, and the pressure in the space 615 on the radiator 2 side exceeds 6.8 MPa. Then, the valve port 617 is opened.
Similarly, for example, when the temperature in the sealed space 612 is 40 ° C., the internal pressure of the sealed space 612 is about 9.7 MPa from FIG. 7, and the acting force acting on the valve body portion 618 is about 10.7 MPa. Therefore, when the pressure in the space 615 on the radiator 2 side is 10.7 MPa or less, the valve port 617 is closed by the valve body 618 and the pressure in the space 615 on the radiator 2 side exceeds 10.7 MPa. Then, the valve port 617 is opened.
[0064]
By the way, as apparent from FIG. 7, 600 kg / m in the supercritical region.^ThreeIs the above-mentioned optimum control line η_maxAlmost matches. Therefore, the second pressure reducing device 600 according to the present embodiment sets the outlet side pressure of the radiator 2 to a substantially optimal control line η._maxIn the supercritical region.₂The cycle can be operated efficiently.
[0065]
Also, below the critical pressure, 600 kg / m^ThreeIs the optimal control line η_maxHowever, since it is a condensation zone, the internal pressure of the sealed space 612 changes along the saturated liquid line SL. And since the initial load is given to the valve body part 618 by the coil spring 620, it is controlled to the state which has a supercooling degree of about 10 degreeC. Therefore, even below the critical pressure, CO₂The cycle can be operated efficiently.
[0066]
In addition, CO enclosed in the sealed space 612₂The density is practically CO₂From saturated liquid density at a temperature of 0 ° C, CO₂It is desirable to make the range up to the saturated liquid density at the critical point of₂Then, 450kg / m^Three  ~ 950kg / m^ThreeIt is.
As is apparent from the operation of the present embodiment described above, as in the first to third embodiments, the CO 2₂While maintaining a high coefficient of performance for the cycle, CO₂The refrigeration capacity of the cycle can be improved, and CO₂Since the number of parts in the cycle can be reduced, CO₂Manufacturing costs can be reduced while improving cycle reliability.
[0067]
Incidentally, as is clear from the above description of the operation, the temperature in the sealed space 612 of the second decompression device 600 according to the present embodiment is the temperature on the outlet side of the radiator 2 (CO₂It is desirable to change in conjunction with the temperature in the flow path 602 without any time difference. Therefore, in this embodiment, as described above, the valve cover 610 and the valve housing 613 are connected to the CO.₂It is disposed in the flow path 602.
[0068]
Further, the valve cover 610 and the valve housing 613 are preferably those having a large thermal conductivity and a small thickness in order to increase the heat conduction amount as much as possible. Therefore, in this embodiment, the valve cover 610 and the valve housing 613 are made of brass, and the diaphragm 611, the valve body 618, the coil spring 620, and the spacer 621 are made of stainless steel. CO₂CO in the flow path 602₂In order to improve the heat transfer coefficient between the valve cover 610 and the valve cover 610, fins, unevenness, and the like may be provided.
[0069]
(Fifth embodiment)
In the fourth embodiment, the compression device 1 includes liquid phase CO.₂In order to prevent inhalation, an accumulator 8 is disposed on the outlet side of the cooler 5, but in this embodiment, the accumulator 8 is eliminated.
That is, as shown in FIG. 16, the first decompression device 430 according to the present embodiment performs the first decompression so that the heating degree on the outlet side of the cooler 5 does not fall below a predetermined value (about 5 ° C. in the present embodiment). The heating degree control part 431 which controls the opening degree of the apparatus 430 and the load response part 432 which controls the opening degree of the 1st decompression device 430 according to the thermal load in the evaporator 7 are comprised. Hereinafter, the structure of the first pressure reducing device 430 according to the present embodiment will be described.
[0070]
First, the heating degree control unit 431 will be described.
433 is disposed on the outlet side of the cooler 5 and is disposed on the outlet side of the cooler 5.₂This is a temperature sensing cylinder that senses the temperature.₂It is a partition part which is formed in the flow path 435 and partitions the upstream side and the downstream side. Further, the partition wall 434 is formed with a valve port 436 communicating with the upstream side and the downstream side, and the opening degree of the valve port 436 is changed according to the pressure fluctuation (temperature change) in the temperature sensing cylinder 433. It is adjusted by a valve body 438 that is displaced in conjunction with a diaphragm (pressure responsive member) 437.
[0071]
Note that the space 437 a on one side communicates with the inside of the temperature sensing cylinder 433 across the diaphragm 437, and the space 437 b on the other side communicates with the flow path 435 on the downstream side from the valve port 436. The pressure in the space 437a acts in such a direction that the opening degree of the valve port 436 increases via the diaphragm 437, and the pressure in the space 437b decreases with the elastic force of the coil spring 442 described later. Acting in the direction.
[0072]
Next, the load response unit 432 will be described.
439 is the air downstream side of the evaporator 7 (or the CO of the evaporator 7).₂This is a temperature sensing cylinder that is disposed on the outlet side and senses the heat load of the evaporator 7.₂Gas such as chlorofluorocarbon or propane gas is sealed at a predetermined density and communicated with the bellows-shaped bellows 440.
[0073]
A first plate 441 that is displaced along with expansion and contraction of the bellows 440 is disposed on one end side (lower side in the drawing) of the bellows 440, and a coil spring 442 is provided on the other end side (upper side in the drawing) in the expansion and contraction direction. A second plate 443 is provided. The second plate 443 and the valve body 438 are connected, and the coil spring 442 applies an elastic force to the second plate 443 to press the valve body 438 in a direction to close the valve port 436.
[0074]
The other end side of the bellows 440 in the expansion / contraction direction is fixed to a part of the housing 444 of the first pressure reducing device 430, and the elastic force of the coil spring 442 decreases as the bellows 440 expands, and the outlet side of the cooler 5 The degree of heating becomes smaller.
Incidentally, 445 is an O-ring that prevents the pressure in the flow path 435 from acting on the space in which the bellows 440 is disposed.
[0075]
Next, the operation of the first pressure reducing device 430 will be described.
When the heat load on the evaporator 7 increases and the pressure in the temperature sensing cylinder 439 increases, the first plate 441 is displaced along with the extension of the bellows 440, the elastic force of the coil spring 442 decreases, and the valve port 436 (first 1 decompression device 430) opens and the degree of heating on the outlet side of the cooler 5 decreases. When the heat load of the evaporator 7 further increases, the first plate 441 comes into contact with the housing 444, so that the minimum degree of heating is mechanically limited.
[0076]
On the other hand, when the heat load on the evaporator 7 is reduced and the pressure in the temperature sensing cylinder 439 is reduced, the bellows 440 contracts and the elastic force of the coil spring 442 increases, and the degree of heating increases. Therefore, injection CO₂And the specific enthalpy difference between the inlet and outlet of the evaporator 7 is reduced.
(Sixth embodiment)
In this embodiment, as shown in FIG. 18, the first decompression device 4 is a fixed throttle 40 having a fixed opening degree like a capillary tube.₂It constitutes a cycle.
[0077]
Hereinafter, the opening degree of the fixed throttle 40 will be described.
19 and 20 show the relationship between the opening degree of the first pressure reducing device 4 (fixed throttle 40), the coefficient of performance, and the refrigerating capacity when the rotation speed of the compressor 1 and the heat load in the evaporator 7 are constant. It is a graph.
As is clear from FIG. 20, when the opening of the first pressure reducing device 4 is increased, the injection CO₂The mass flow rate of the₂And frozen CO₂Because the amount of heat exchange during₂The specific enthalpy is reduced and the refrigerating capacity is increased.
[0078]
However, when the opening of the first pressure reducing device 4 exceeds the predetermined opening, the injection CO increases with the increase of the intermediate pressure (pressure on the outlet side of the first pressure reducing device 4).₂Because the temperature of₂And frozen CO₂The temperature difference between them becomes smaller and the injection CO₂And frozen CO₂During this period, the amount of heat exchange decreases, and the rate of increase in refrigeration capacity decreases.
Therefore, as shown in FIG. 19, when the opening degree of the first pressure reducing device 4 exceeds the predetermined opening degree, the rate of increase in compression work exceeds the rate of increase in refrigeration capacity, and the coefficient of performance deteriorates.
[0079]
Further, if the first pressure reducing device 4 is a fixed throttle 40 and the pressure in the radiator 2 and the evaporator 7 is kept constant, the intermediate pressure decreases with the increase in the rotational speed of the compressor 1, so that the injection CO₂And frozen CO₂The amount of heat exchange between them increases, and the injection CO at the inlet side of the compressor 1₂Specific enthalpy (point b in FIG. 21) increases. On the other hand, when the rotation speed of the compressor 1 decreases, the intermediate pressure increases and the injection CO at the inlet side of the compressor 1 increases.₂The specific enthalpy (point a in FIG. 21) becomes smaller.
[0080]
Therefore, the coefficient of performance is maximized at idling when the engine speed is the smallest, and the injection CO at the inlet side of the compressor 1 in this state.₂If the opening of the fixed throttle 40 is set so that the gas phase refrigerant becomes a gas-phase refrigerant,₂Can be prevented from entering the compressor 1 (CO₂Cycle) can be improved.
[0081]
Although the coefficient of performance and the rate of increase in refrigeration capacity decrease as the engine speed increases, refrigeration CO increases as the engine speed increases.₂Since the mass flow rate of the refrigeration has increased, the refrigeration capacity itself has increased, so there is no problem in practical use. Rather, since excessive refrigeration capacity can be prevented from being generated, the number of times the electromagnetic clutch is turned on and off can be reduced, and the passenger can be prevented from feeling uncomfortable.
[0082]
In the present embodiment, the mechanical second decompression device 600 is used. However, the present embodiment is not limited to this, and the electrical second decompression device 6 may be used.
(Other embodiments)
In the second embodiment, in order to control the cooling capacity of the cooler 5, the valve body 45 is moved in the axial direction and continuously changed from the fully closed state to the fully open state. A simple ON-OFF solenoid valve may be used instead of the pressure reducing device 410.
[0083]
That is, when a large refrigeration capacity is required such as in summer, the solenoid valve is opened. On the other hand, when a large refrigeration capacity is not required such as in winter or dehumidifying operation, the solenoid valve is closed. This simplifies the structure and control of the first decompressor, so that CO₂Cycle production can be reduced and CO₂Cycle reliability can be improved.
[0084]
In addition, the opening and closing of the solenoid valve is simple ON-OFF control. However, the opening and closing time of the solenoid valve may be controlled (duty control) according to the required refrigeration capacity. In this case, what is necessary is just to increase the open time of the said solenoid valve, so that the required refrigerating capacity is large.
Further, instead of the first pressure reducing device 4 in the first embodiment, the duty may be controlled by a simple open / close solenoid valve.
[0085]
Further, in the above-described embodiment, the two-stage compression is performed using one compressor 1, but the two-stage compression may be performed using two compressors. In this case, the capacity (V) of the compressor on the evaporator 7 side (low pressure side)_S) Compressor capacity (V) on the radiator 2 side (high pressure side)_d) Ratio (V_d/ V_S) Is 0.8 to 1, the differential pressure ΔP_dDifferential pressure ΔP against_sRatio (ΔP_s/ ΔP_d) May be equivalent to 0.6-0.9.
[0086]
In addition, one compressor has two types of working chambers, the working chamber on the evaporator 7 side (low pressure side) and the working chamber on the radiator 2 side (high pressure side), and performs two-stage compression. As described above, the volume of the working chamber on the evaporator 7 side (low pressure side) (V_S′), The volume of the working chamber on the radiator 2 side (high pressure side)_d′) Ratio (V_d/ V_S) May be 0.8 to 1.
[0087]
The present invention also provides CO₂The use is not limited to the vapor compression refrigeration cycle using the above, and for example, it can also be applied to the vapor compression refrigeration cycle using a refrigerant used in a supercritical region such as ethylene, ethane, and nitric oxide. .
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 shows CO according to the first embodiment.₂It is a schematic diagram of a cycle.
FIG. 2 is a cross-sectional view of a first decompression device.
FIG. 3 is a cross-sectional view of a cooler.
FIG. 4 is a flowchart showing the operation of the first pressure reducing device.
FIG. 5 is a flowchart showing the operation of the second decompression device.
FIG. 6 is a graph showing a relationship between a target pressure and a pressure reducing device inlet side temperature.
FIG. 7 CO₂It is a Mollier diagram.
FIG. 8 is a graph showing the relationship between coefficient of performance (COP) and radiator outlet side pressure.
FIG. 9 CO₂It is a cycle diagram which shows the action | operation of a cycle.
FIG. 10: Injection CO₂It is a graph which shows the relationship between a pressure and a coefficient of performance.
FIG. 11 is a cross-sectional view of a first pressure reducing device according to a second embodiment.
FIG. 12 shows CO according to the third embodiment.₂It is a schematic diagram of a cycle.
FIG. 13 shows CO according to the fourth embodiment.₂It is a schematic diagram of a cycle.
FIG. 14 is a cross-sectional view of a first pressure reducing device according to a fourth embodiment.
FIG. 15 is a cross-sectional view of a second decompression device according to a fourth embodiment.
FIG. 16 is a cross-sectional view of a first pressure reducing device according to a fifth embodiment.
FIG. 17 CO₂It is a Mollier diagram.
FIG. 18 shows CO according to the sixth embodiment.₂It is a schematic diagram of a cycle.
FIG. 19 is a graph showing the relationship between the coefficient of performance and the opening of the first pressure reducing device.
FIG. 20 is a graph showing the relationship between the refrigeration capacity and the opening of the first pressure reducing device.
FIG. 21 shows CO according to the sixth embodiment.₂It is a Mollier diagram of a cycle.
[Explanation of symbols]
DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 ... Compression apparatus, 2 ... Radiator, 3 ... Branch part, 4 ... 1st decompression device,
5 ... cooler, 6 ... second decompression device, 7 ... evaporator, 8 ... accumulator.

Claims

A compressor (1) for sucking and compressing and discharging the refrigerant;
A radiator (2) that cools the compressed refrigerant discharged from the compression device (1), the internal pressure of which exceeds the critical pressure of the refrigerant;
A branch part (3) for branching the refrigerant flowing out of the radiator (2);
A first decompression device (4) for decompressing the refrigerant on one side of the refrigerant flowing out of the radiator (2) to the first predetermined pressure (P ₁ );
Of the refrigerant that has flowed out of the radiator (2), only the refrigerant on the other side branched by the branching section (3) is used as the refrigerant and heat on the one side reduced in pressure by the first decompression device (4). A cooler (5) to be replaced and cooled;
A second decompression device (6) for decompressing the refrigerant on the other side cooled by the cooler (5) to a second predetermined pressure (P ₂ ) lower than the first predetermined pressure (P ₁ );
An evaporator (7) for evaporating the refrigerant on the other side decompressed by the second decompression device (6) and causing the refrigerant to flow out toward the compression device (1);
A refrigerant flow path (9) for guiding the refrigerant on the one side heat exchanged with the refrigerant on the other side in the cooler (5) in the course of a suction compression stroke of the compression device (1) ;
A temperature sensor (12) for detecting the temperature of the refrigerant in the refrigerant flow path (9);
A pressure sensor (13) for detecting the pressure of the refrigerant in the refrigerant flow path (9);
A control device (10) for controlling the opening of the first pressure reducing device (4) based on signals from the temperature sensor (12) and the pressure sensor (13);
The control device (10) calculates the heating degree (Tis) of the refrigerant in the refrigerant channel (9) from the detection values of the temperature sensor (12) and the pressure sensor (13), and the refrigerant channel (9). It is determined whether or not the heating degree (Tis) of the refrigerant in the refrigerant is greater than a predetermined heating degree (Tin), and the heating degree (Tis) of the refrigerant in the refrigerant flow path (9) is greater than the predetermined heating degree (Tin). A vapor compression refrigeration cycle characterized in that when it is larger, the opening of the first pressure reducing device (4) is enlarged by a predetermined amount .

An air temperature sensor (11) for detecting the air temperature (air temperature after cooling) on the downstream side of the evaporator (7);
The control device (10)
Detection value (T) of the air temperature sensor (11) _{1 1} ) And the target cold air temperature (TEO)
The target cold air temperature (TEO) is detected by the air temperature sensor (11) (T _{1 1} ), The degree of heating (Tis) of the refrigerant in the refrigerant flow path (9) is calculated from the detected values of the temperature sensor (12) and the pressure sensor (13), and the refrigerant flow in the refrigerant flow path (9) is calculated. It is determined whether or not the degree of heating (Tis) is larger than a predetermined degree of heating (Tin), and when the degree of heating (Tis) of the refrigerant in the refrigerant flow path (9) is larger than the predetermined degree of heating (Tin), When the opening degree of the first pressure reducing device (4) is increased by a predetermined amount, and the heating degree (Tis) of the refrigerant in the refrigerant flow path (9) is equal to or lower than the predetermined heating degree (Tin), the first pressure reducing device ( Without changing the opening of 4)
The target cold air temperature (TEO) is detected by the air temperature sensor (11) (T _{1 1} ) The opening degree of the first pressure reducing device (4) is reduced by a predetermined amount without calculating the degree of heating (Tis) of the refrigerant in the refrigerant channel (9) when the following is true: The vapor compression refrigeration cycle described.

A compressor (1) for sucking and compressing and discharging the refrigerant;
A radiator (2) that cools the compressed refrigerant discharged from the compression device (1), the internal pressure of which exceeds the critical pressure of the refrigerant;
A branch part (3) for branching the refrigerant flowing out of the radiator (2);
A first decompression device ( 400 ) for decompressing one of the refrigerants flowing out from the radiator (2) to the first predetermined pressure (P ₁ );
Of the refrigerant that has flowed out of the radiator (2), only the refrigerant on the other side branched by the branching section (3) is heated with the refrigerant on the one side decompressed by the first decompression device ( 400 ). A cooler (5) to be replaced and cooled;
A second decompression device (6) for decompressing the refrigerant on the other side cooled by the cooler (5) to a second predetermined pressure (P ₂ ) lower than the first predetermined pressure (P ₁ );
An evaporator (7) for evaporating the refrigerant on the other side decompressed by the second decompression device (6) and causing the refrigerant to flow out toward the compression device (1);
A refrigerant flow path (9) for guiding the refrigerant on the one side heat exchanged with the refrigerant on the other side in the cooler (5) in the middle of a suction compression stroke of the compression device (1) ,
The first pressure reducing device (400) has a temperature expansion valve (420) that mechanically controls the degree of heating of the refrigerant in the refrigerant flow path (9) by adjusting the valve opening degree,
The temperature expansion valve (420) has a temperature sensing cylinder part (421) for detecting the temperature of the refrigerant in the refrigerant flow path (9), and the valve is controlled by the temperature detected by the temperature sensing cylinder part (421). A vapor compression refrigeration cycle characterized by adjusting the opening .

A compressor (1) for sucking and compressing and discharging the refrigerant;
A radiator (2) that cools the compressed refrigerant discharged from the compression device (1), the internal pressure of which exceeds the critical pressure of the refrigerant;
A branch part (3) for branching the refrigerant flowing out of the radiator (2);
A first decompression device ( 430 ) that decompresses the refrigerant on one side of the refrigerant flowing out of the radiator (2) to the first predetermined pressure (P ₁ ) branched at the branch portion (3);
Of the refrigerant that has flowed out of the radiator (2), only the refrigerant on the other side branched by the branching portion (3) is heated with the refrigerant on the one side decompressed by the first decompression device ( 430 ). A cooler (5) to be replaced and cooled;
The other side of the refrigerant cooled by the cooler (5), and said first predetermined pressure (P ₁₎ lower than the second predetermined pressure (P ₂₎ a second decompressor for decompressing up (600),
An evaporator (7) that evaporates the refrigerant on the other side decompressed by the second decompression device ( 600 ) and causes the refrigerant to flow out toward the compression device (1);
A refrigerant flow path that guides the refrigerant on the one side heat-exchanged with the refrigerant on the other side in the cooler (5) in the middle of the suction compression stroke of the compression device (1) ,
Said first decompressor (430), the opening degree of the second pressure reducing device (600) and the first pressure reducing device and the pressure (P _L) is increased in the refrigerant in between the evaporator (7) (430) And when the refrigerant pressure (P _L ) between the second pressure reducing device (600) and the evaporator (7) decreases, the opening of the first pressure reducing device (430) is reduced. Vapor compression refrigeration cycle.

The vapor compression refrigeration cycle according to any one of claims 1 to 4 , wherein carbon dioxide is used as the refrigerant.

The opening degree of the second pressure reducing device (6) is controlled so that the refrigerant pressure on the outlet side of the radiator (2) becomes a predetermined target pressure corresponding to the refrigerant temperature on the outlet side of the radiator (2). The vapor compression refrigeration cycle according to any one of claims 1 to 4 , wherein