JP4258944B2 - 超臨界蒸気圧縮機式冷凍サイクル - Google Patents

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、高圧側の冷媒圧力が冷媒の臨界圧力以上となる超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクル（以下、超臨界サイクルと略す。）に関するもので、空調装置に適用して有効である。
【０００２】
なお、超臨界サイクルにおいて、高圧側とは圧縮機の吐出側から減圧手段（本明細書では圧力制御弁）までの領域であって、減圧手段にて減圧される前の状態を言う。
【０００３】
【従来の技術】
超臨界サイクルは、例えば特開平７−２９４０３３号公報に記載のごとく、放熱器出口側の冷媒温度に基づいて減圧手段の開度を制御するものが一般的である。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、上記公報のごとく、減圧手段（圧力制御弁）のみにて超臨界サイクルの能力を制御する場合において、能力（冷凍能力又は加熱能力）を上昇させるには減圧手段の開度を小さくして高圧側の冷媒圧力を上昇させる必要があるが、高圧側の冷媒圧力が上昇すると、圧縮機の効率が低下するので、実際の超臨界サイクルの効率（成績係数）が悪化してしまうという問題が発生する。
【０００５】
本発明は、上記点に鑑み、実際の超臨界サイクルの効率（成績係数）が悪化してしまうことを防止しつつ、必要な能力を発揮し得る超臨界サイクルを提供することを目的とする。
【０００６】
【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、請求項１に記載の発明では、冷媒を蒸発及び圧縮することにより低温側から高温側に熱を移動させるとともに、高圧側の冷媒圧力が冷媒の臨界圧力以上となる超臨界蒸気圧縮機式冷凍サイクルであって、冷媒を吸入圧縮する圧縮機（１００）と、圧縮機（１００）から吐出する冷媒を冷却する放熱器（２００）と、放熱器（２００）から流出する冷媒を減圧するとともに、放熱器（２００）出口側の冷媒温度に基づいて高圧側の冷媒圧力を制御する圧力制御弁（３００）と、圧力制御弁（３００）にて減圧された冷媒を蒸発させる蒸発器（４００）と、圧力制御弁（３００）及び圧縮機（１００）の吐出流量を制御するサイクル制御手段（７００）とを備えることを特徴とする。
【０００７】
これにより、実際の超臨界サイクルの効率（成績係数）が悪化してしまうことを防止しつつ、必要な能力を発揮することが可能となる。
【００１７】
ところで、例えば放熱器（２００）の冷却風の風量が少ない場合や冷却風の温度が高い場合には、放熱器（２００）出口側の冷媒圧力が上昇するので、圧力制御弁（３００）は、その開度を縮小させて放熱器（２００）出口側の冷媒圧力を上昇させていく。このため、放熱器（２００）出口側の冷媒圧力（高圧側の冷媒圧力）の上昇と共に、圧縮機（１００）を駆動するに必要なトルクが増大してしまう。
【００１８】
これに対して、請求項１に記載の発明では、圧縮機（１００）の駆動トルクが所定トルク以下となるように、圧力制御弁（３００）及び圧縮機（１００）の吐出流量を制御するサイクル制御手段（７００）を備え、サイクル制御手段（７００）は、駆動トルクが所定トルクとなったときには、高圧側の冷媒圧力が放熱器（２００）出口側の冷媒温度に基づいて決定される目標高圧圧力より低くなるように圧力制御弁（３００）を制御するとともに、蒸発器（４００）で発生する冷凍能力が所定能力となるように圧縮機（１００）の吐出流量を制御することを特徴とするので、例えば放熱器（２００）の冷却風の風量が少ない場合や冷却風の温度が高い場合であっても、圧縮機（１００）の駆動トルクが過度に大きくなることを防止しつつ、所定の冷凍能力を発揮することが可能となる。
【００２０】
また、請求項２に記載の発明のごとく、圧縮機（１００）を駆動する電動モータ（Ｍ）がインバータにより可変制御されているときには、駆動トルクをインバータの電流により検出することが望ましい。
【００２１】
ところで、空調装置において、例えば放熱器（２００）を通過した空気の温度が、放熱器（２００）の冷媒出口側における冷媒温度より低い場合には、冷媒から空気に与えることが可能な熱量が冷媒に残存していることを意味し、暖房効率（超臨界サイクルに投入したエネルギーに対して暖房能力として回収することができた熱エネルギの比）は必ずしも高くない。
【００２２】
しかし、吐出流量が大きい場合には、放熱器（２００）内での冷媒流速が大きく空気と冷媒との熱交換時間が短いため、十分な量の熱量を冷媒から空気に与える（伝熱する）ことができない。一方、吐出流量を小さくすると、冷媒が放熱器（２００）内を流通する間に空気に対して与えることができる熱量を増大させて熱交換効率を向上させることができるものの、吐出流量が減少しているので、室内に吹き出す空気に対して与えることができる熱量の絶対量が減少してしまい、暖房能力が低下してしまう。
【００２３】
これに対して、請求項３に記載の発明では、放熱器（２００）出口側の冷媒温度と放熱器（２００）内を流通する冷媒と熱交換する流体の温度との温度差（ΔＴ）が所定温度差以上であるときは、温度差（ΔＴ）が所定温度差未満であるときに比べて、圧縮機（１００）の吐出流量を低下させた状態で、放熱器（２００）出口側の冷媒温度に基づいて決定される目標高圧圧力より高い目標圧力となるように圧力制御弁（３００）を制御することを特徴としているので、放熱器（２００）での熱交換効率を向上させつつ、暖房能力が低下することを防止でき、暖房効率を向上させることができる。
【００２４】
請求項４に記載の発明では、少なくとも外気通路（８１０）に外気が導入されている状態においては、外気の温度に基づいて決定される目標高圧圧力となるように圧力制御弁（３００）を制御しつつ、圧縮機（１００）の吐出冷媒流量を制御することを特徴とする。
【００２５】
これにより、請求項３に記載の発明のごとく、温度差（ΔＴ）に基づいて圧力制御弁（３００）を制御するものに比べて、圧力制御弁３００の制御を簡素化することができる。
【００２６】
なお、冷媒は、請求項５に記載の発明のごとく、二酸化炭素を用いることが望ましい。
【００２７】
因みに、上記各手段の括弧内の符号は、後述する実施形態に記載の具体的手段との対応関係を示す一例である。
【００２８】
【発明の実施の形態】
（第１実施形態）
本実施形態は、本発明に係る超臨界サイクルを暖房用の空調装置に適用したものであって、図１は本実施形態に係る超臨界サイクルの模式図である。図１中、１００は冷媒（本実施形態では、二酸化炭素）を吸入圧縮する圧縮機であり、この圧縮機１００は、同期式の電動モータ（インダクションモータ）により駆動されるもので、本実施形態では、圧縮機１００と電動モータＭとが一体化された電動圧縮機を採用している。
【００２９】
なお、電動モータＭはインバータにより可変制御されており、その発生トルクはインバータ電流に制御され、回転数はインバータ電流の周波数を制御することにより制御されている。
【００３０】
２００は圧縮機１００から吐出した冷媒と室内に吹き出す空気（空調風）とを熱交換して空調風を加熱するとともに、内部の圧力（高圧側の圧力）が冷媒の臨界圧力以上となる放熱器であり、３００は放熱器２００から流出する冷媒を減圧するとともに、開度を調節することにより放熱器２００出口側の冷媒圧力（高圧側の冷媒圧力）を制御する電気式の圧力制御弁である。
【００３１】
４００は圧力制御弁３００にて減圧された冷媒を蒸発させて室外空気から熱を吸収する蒸発器であり、５００は超臨界サイクル内の余剰冷媒を貯えるとともに、蒸発器４００から流出する冷媒を気相冷媒と液相冷媒とに分離して気相冷媒を圧縮機１００側に流出させるアキュームレータ（気液分離手段）である。
【００３２】
６１０は放熱器２００出口側（高圧側）の冷媒温度を検出する冷媒温度センサ（冷媒温度検出手段）であり、６２０は放熱器２００出口側（高圧側）の冷媒圧力を検出する第１圧力センサ（第１冷媒圧力検出手段）であり、６３０は圧力制御弁３００にて減圧された低圧側の冷媒圧力を検出する第２圧力センサ（第２冷媒圧力検出手段）である。６４０は放熱器２００に流入する（放熱器２００にて加熱される前の）空気の温度を検出する流入空気温度センサ（流入空気温度検出手段）であり、６５０は放熱器２００から流出する（放熱器２００にて加熱された）空気の温度を検出する流出空気温度センサ（流出空気温度検出手段）であり、６６０は人員が希望する室内温度を人員が設定入力するための設定温度入力手段である。
【００３３】
そして、この設定温度入力手段６６０の設定温度及び各センサ６１０〜６５０の検出値は、電子制御装置（ＥＣＵ）７００に入力されており、ＥＣＵ７００は、設定温度入力手段６６０の設定温度及び各センサ６１０〜６５０に基づいて予め設定されたプログラムに従って圧力制御弁３００の開度（放熱器２００出口側の冷媒圧力）、並びに圧縮機１００（電動モータ）の回転数（圧縮機１００の吐出冷媒量）を制御する。
【００３４】
次に、図２〜５に示すフローチャートに基づいて本実施形態に係る超臨界サイクルの制御作動を述べる。
【００３５】
空調装置（超臨界サイクル）の起動スイッチ（Ａ／Ｃスイッチ）が投入（ＯＮ）されると（Ｓ１００）、圧縮機１００が起動する前に放熱器２００出口側の冷媒圧力（第１圧力センサ６２０の検出圧力）を読み込む（Ｓ１１０）。
【００３６】
そして、Ｓ１１０にて読み込んだ冷媒圧力（以下、この冷媒圧力を起動前圧力Ｐｏと呼ぶ。）に基づいて起動時における最大圧力（以下、この圧力を制御圧力Ｐｃと呼ぶ。）を決定するとともに（Ｓ１２０）、圧力制御弁３００の開度を予め設定された初期開度とする（Ｓ１３０）。なお、本実施形態では、起動前圧力Ｐｏに約２ＭＰａの圧力を加算した、起動前圧力Ｐｏより大きい圧力を制御圧力Ｐｃとしている。
【００３７】
次に、圧縮機１００が起動した時から圧縮機１００の回転数が所定回転数に到達するまでの間は、放熱器２００出口側の冷媒圧力（高圧側）が、制御圧力Ｐｃ以下となるように圧力制御弁３００の開度を調節しながら、圧縮機１００の回転数を所定回転数まで上昇させる（Ｓ１４０〜Ｓ２１０）。なお、所定回転数とは、電動モータが脱調することなく安定的に回転することができる回転数を言うものである。
【００３８】
具体的には、圧縮機１００が起動後（Ｓ１４０）、圧縮機１００の回転数が所定回転数以下であるか否かを判定し（Ｓ１５０）、圧縮機１００の回転数が所定回転数以下であって、放熱器２００出口側の冷媒圧力が制御圧力Ｐｃ以下の間は、圧力制御弁３００の開度を初期開度とした状態で圧縮機１００の回転数を上昇させる（Ｓ１５０〜Ｓ１８０）。
【００３９】
また圧縮機１００の回転数が所定回転数以下であって、放熱器２００出口側の冷媒圧力が制御圧力Ｐｃを越えたときには、圧力制御弁３００の開度を増大させて放熱器２００出口側の冷媒圧力が制御圧力Ｐｃ以下となるようにしながら、圧縮機１００の回転数を上昇させる（Ｓ１９０〜Ｓ２１０）。
【００４０】
そして、圧縮機１００の回転数が所定回転数を越えたときには、設定温度Ｔｓ及び放熱器２００に流入する空気の温度（流入空気温度センサ６４０の検出温度Ｔｉから目標とする吹出空気の温度（目標吹出空気温度Ｔｔ）を演算する（Ｓ２２０）。なお、本実施形態では、Ｓ１００〜Ｓ２１０まで制御を起動時制御と呼び、Ｓ２２０以降の制御を通常制御と呼ぶ。
【００４１】
次に、放熱器２００出口側（高圧側）の冷媒温度（冷媒温度センサ６１０の検出温度）Ｔｇを読み込み、冷媒温度Ｔｇと放熱器２００出口側の冷媒圧力とが図６の太線（最適制御線η）で示される関係となり、かつ、室内に吹き出す空気の温度（流出空気温度センサ６５０の検出温度）Ｔｒが目標吹出空気温度Ｔｔとなるように、圧力制御弁３００の開度及び圧縮機１００の回転数を制御する（Ｓ２２０〜Ｓ２７０）。
【００４２】
なお、最適制御線ηは、例えば特願平８−１１２４８号に記載のごとく、放熱器２００出口側の冷媒温度と成績係数が最大となる放熱器２００出口側の冷媒圧力との関係を示すものである。
【００４３】
そして、放熱器２００出口側（高圧側）の冷媒温度Ｔｇ、放熱器２００出口側（高圧側）の冷媒圧力（第１圧力センサ６２０の検出圧力）ＰＨ、及び圧力制御弁３００にて減圧された低圧側の冷媒圧力（第２圧力センサ６３０の検出圧力）ＰＬから超臨界サイクルの成績係数（ＣＯＰ）、並びに高圧側圧力ＰＨ、低圧側冷媒圧力ＰＬ及び圧縮機１００の回転数Ｎから圧縮機の効率ηｍを演算する（Ｓ２８０）。
【００４４】
ここで、暖房運転時における超臨界サイクルの理論成績係数（理論効率）とは、周知のごとく、冷媒の単位質量流量当たりの理論圧縮仕事量に対する放熱器２００にて放熱された熱量の比（図７において、Δｈｇ／Δｈｃｏｍｐ）で表されるもので、理論成績係数と圧縮機の効率ηｍとの積がサイクルの実効率ηである。
【００４５】
一方、圧縮機１００の効率ηｍとは、図８に示す圧縮効率ηｗ（＝理論圧縮仕事／実際に必要な冷媒圧縮仕事）と電動モータの効率との積であり、圧縮機１００毎に異なる固有値である。因みに、ηｍ＝理論圧縮仕事／消費動力Ｗｉの関係がある。
【００４６】
次に、圧縮機１００の回転数を所定回転数（例えば、１００ｒｐｍ）低下させて吐出冷媒量を低下させたと仮定したときに、現状の暖房能力（放熱器２００の放熱量）を維持するに必要な高圧側（放熱器２００出口側）の冷媒圧力を（超臨界サイクルの挙動）をシミレーション（演算）するとともに、そのシミレーション（演算）結果に基づいてサイクルの理論効率及び圧縮機１００の効率ηｍを演算する（Ｓ２９０）。なお、圧縮機１００の回転数変化や高圧側圧力（吐出圧）の変化により圧縮機の体積効率ηｖが変化すると、冷媒流量が変化するので、冷媒圧力を（超臨界サイクルの挙動）をシミレーション（演算）する際には、体積効率ηｖも考慮する。因みに、体積効率ηｖとは、圧縮機１００の吸入容積の回転数から計算させる理論吸入質量流量Ｍｉに対する吐出質量流量Ｍｄの比（Ｍｄ／Ｍｉ）を言う。
【００４７】
そして、Ｓ２９０にて演算したサイクルの実効率ηと、現状のサイクルの実効率ηとを比較し（Ｓ３００）、Ｓ２９０にて演算したサイクルの実効率ηが現状のサイクルの実効率ηより大きいときには、圧縮機１００の回転数を実際に所定回転数だけ低下させるとともに、高圧側の冷媒圧力がＳ２９０にて演算した冷媒圧力となるように圧力制御弁３００の開度を制御する（Ｓ３１０）。
【００４８】
一方、Ｓ３００にてＳ２９０にて演算したサイクルの実効率ηが現状のサイクルの実効率η以下であると判定されたときには、圧縮機１００の回転数を所定回転数（例えば、１００ｒｐｍ）増大させて吐出冷媒量を増大させたと仮定したときに、現状（Ｓ２８０）での暖房能力を維持するに必要な高圧側の冷媒圧力をシミレーション（演算）するとともに、そのシミレーション（演算）結果に基づいてサイクルの理論効率及び圧縮機１００の効率ηｍを演算する（Ｓ３２０）。
【００４９】
そして、Ｓ３２０にて演算したサイクルの実効率ηと、現状のサイクルの実効率ηとを比較し（Ｓ３３０）、Ｓ３２０にて演算したサイクルの実効率ηが現状のサイクルの実効率ηより大きいときには、圧縮機１００の回転数を実際に所定回転数だけ増大させるとともに、高圧側の冷媒圧力がＳ３２０にて演算した冷媒圧力となるように圧力制御弁３００の開度を制御する（Ｓ３１０）。一方、Ｓ３２０にて演算したサイクルの実効率ηが現状のサイクルの実効率η以下であるときには、圧力制御弁３００の開度及び圧縮機１００の回転数を現状（Ｓ２８０）のままとする（Ｓ３４０）。
【００５０】
次に、目標吹出空気温度Ｔｔを演算し、かつ、室内に吹き出す空気の温度Ｔｒを再び検出するとともに（Ｓ３５０、Ｓ３６０）、目標吹出空気温度Ｔｔと室内に吹き出す空気の温度Ｔｒとを比較する（Ｓ３７０）。そして、目標吹出空気温度Ｔｔと室内に吹き出す空気の温度Ｔｒとが等しいときには、圧力制御弁３００の開度及び圧縮機１００の回転数を現状（Ｓ２８０）のままとし（Ｓ３４０）、目標吹出空気温度Ｔｔと室内に吹き出す空気の温度Ｔｒとが相違するときには、高圧側の冷媒温度Ｔｇを読み込み、その冷媒温度Ｔｇと放熱器２００出口側の冷媒圧力とが最適制御線ηで示される関係となり、かつ、再度検出された室内に吹き出す空気の温度Ｔｒが再度演算された目標吹出空気温度Ｔｔとなるように、圧力制御弁３００の開度及び圧縮機１００の回転数を制御する（Ｓ３８０〜Ｓ４３０）。そして、Ｓ２８０に戻り、Ｓ２８０〜Ｓ４３０を繰り返す。
【００５１】
次に、本実施形態の特徴を述べる。
【００５２】
本実施形態によれば、圧縮機１００の吐出冷媒量及び圧力制御弁３００の開度を制御するので、サイクルの理論効率及び圧縮機１００の効率ηｍの両効率を制御することができる。したがって、サイクルの実効率ηを高めつつ、必要な能力を発揮させることができる。
【００５３】
因みに、図１０の破線は従来の技術における圧力制御が描く最適制御線η（図６の太線に相当）であり、図１０の実線は本実施形態に係る圧力制御が描く最適制御線ηであり、図１０から明らかなように、本実施形態では、常に従来に比べてサイクルの実効率ηが向上していることが判る。
【００５４】
（第２実施形態）
第１実施形態では、サイクルの理論効率及び圧縮機１００の効率ηｍからサイクルの実効率ηを求めたが、本実施形態は、サイクルの実効率ηを実測した後、その実測したサイクルの実効率ηに基づいて圧縮機１００の吐出冷媒量及び圧力制御弁３００の開度を制御するものである。
【００５５】
以下、図１１〜１４に示すフローチャートに基づいて本実施形態の作動を述べる。
【００５６】
空調装置（超臨界サイクル）の起動スイッチ（Ａ／Ｃスイッチ）が投入（ＯＮ）されると（Ｓ５００）、圧縮機１００が起動する前に放熱器２００出口側の冷媒圧力（第１圧力センサ６２０の検出圧力）を読み込む（Ｓ５１０）。
【００５７】
そして、Ｓ５１０にて読み込んだ起動前圧力Ｐｏに基づいて起動時における制御圧力Ｐｃを決定するとともに（Ｓ５２０）、圧力制御弁３００の開度を予め設定された初期開度とする（Ｓ５３０）。なお、本実施形態では、起動前圧力Ｐｏに約２ＭＰａの圧力を加算した、起動前圧力Ｐｏより大きい圧力を制御圧力Ｐｃとしている。
【００５８】
次に、圧縮機１００が起動した時から圧縮機１００の回転数が所定回転数に到達するまでの間は、放熱器２００出口側の冷媒圧力（高圧側）が、制御圧力Ｐｃ以下となるように圧力制御弁３００の開度を調節しながら、圧縮機１００の回転数を所定回転数まで上昇させる（Ｓ５４０〜Ｓ６１０）。
【００５９】
具体的には、圧縮機１００が起動後（Ｓ５４０）、圧縮機１００の回転数が所定回転数以下であるか否かを判定し（Ｓ５５０）、圧縮機１００の回転数が所定回転数以下であって、放熱器２００出口側の冷媒圧力が制御圧力Ｐｃ以下の間は、圧力制御弁３００の開度を初期開度とした状態で圧縮機１００の回転数を上昇させる（Ｓ５５０〜Ｓ５８０）。
【００６０】
また圧縮機１００の回転数が所定回転数以下であって、放熱器２００出口側の冷媒圧力が制御圧力Ｐｃを越えたときには、圧力制御弁３００の開度を増大させて放熱器２００出口側の冷媒圧力が制御圧力Ｐｃ以下となるようにしながら、圧縮機１００の回転数を上昇させる（Ｓ５９０〜Ｓ６１０）。
【００６１】
そして、圧縮機１００の回転数が所定回転数を越えたときには、設定温度Ｔｓ及び放熱器２００に流入する空気の温度（流入空気温度センサ６４０の検出温度Ｔｉから目標とする吹出空気の温度（目標吹出空気温度Ｔｔ）を演算する（Ｓ６２０）。なお、本実施形態では、Ｓ５００〜Ｓ６１０まで制御を起動時制御と呼び、Ｓ６２０以降の制御を通常制御と呼ぶ。
【００６２】
次に、放熱器２００出口側（高圧側）の冷媒温度（冷媒温度センサ６１０の検出温度）Ｔｇを読み込み、冷媒温度Ｔｇと放熱器２００出口側の冷媒圧力とが図６の太線（最適制御線η）で示される関係となり、かつ、室内に吹き出す空気の温度（流出空気温度センサ６５０の検出温度）Ｔｒが目標吹出空気温度Ｔｔとなるように、圧力制御弁３００の開度及び圧縮機１００の回転数を制御する（Ｓ６２０〜Ｓ６７０）。
【００６３】
そして、放熱器２００に流入する空気の温度と放熱器２００から流出する空気の温度との差（流入空気温度センサ６４０の検出温度と流出空気温度センサ６５０の検出温度との差）及び放熱器２００を通過する風量等から実際に空気中に放熱された熱量を演算するとともに、圧縮機１００が実際にて消費した消費動力（本実施形態では、圧縮機１００の消費電力）を検出して、サイクルの実効率（実成績係数）ηを演算する（Ｓ６８０）。
【００６４】
因みに、本実施形態で演算されたサイクルの実効率ηは、放熱器２００及び蒸発器４００における冷媒の圧力損失、圧縮機１００（特に、電動モータ）でのジュール損、及び圧縮機１００における熱損失等の超臨界サイクルの稼働に伴って発生する全ての損失が含まれたサイクルの実効率ηで、第１実施形態にて演算したサイクルの実効率ηより実際の効率に近いものである。
【００６５】
また、放熱器２００に流入する空気の温度と放熱器２００から流出する空気の温度との差及び放熱器２００を通過する風量等から演算された放熱量とは、低温側（蒸発器４００）側から高温側（放熱器２００側）に移動した熱量に加えて、圧縮機１００から冷媒に与えられた圧縮仕事を含む熱量である。
【００６６】
次に、圧縮機１００の回転数を実際に所定回転数（例えば、１００ｒｐｍ）増大させた後に、現状（Ｓ６８０で）の暖房能力を維持するように圧力制御弁３００の開度を大きくし（Ｓ６９０）、そのときのサイクルの実効率ηをＳ６８０と同様な手法にて演算する（Ｓ７００）。そして、前回（この場合は、Ｓ６８０）にて演算したサイクルの実効率η（以下、この実効率ηを前回実効率ηと呼ぶ。）とＳ７００にて演算したサイクルの実効率η（以下、この実効率ηを今回実効率ηと呼ぶ。）とを比較し（Ｓ７１０）、今回実効率ηが前回実効率ηより大きいときには、再び圧縮機１００の回転数を実際に所定回転数増大させた後に、現状（Ｓ６８０で）の暖房能力を維持するように圧力制御弁３００の開度を大きくして（Ｓ６９０）、そのときのサイクルの実効率ηをＳ６８０と同様な手法にて演算する（Ｓ７００）。
【００６７】
その後、再び前回実効率η（この場合は、前回のＳ７００にて演算したサイクルの実効率η）と今回実効率η（この場合は、今回のＳ７００にて演算したサイクルの実効率η）とを比較して（Ｓ７１０）、今回実効率ηが前回実効率η以下となるまでＳ６９０〜Ｓ７１０を繰り返す。
【００６８】
次に、今回実効率ηが前回実効率η以下となったときには、圧縮機１００の回転数を実際に所定回転数（例えば、１００ｒｐｍ）低下させた後に、現状（Ｓ６８０で）の暖房能力を維持するように圧力制御弁３００の開度を小さくし（Ｓ７２０）、そのときのサイクルの実効率ηをＳ６８０と同様な手法にて演算する（Ｓ７３０）。
【００６９】
そして、前回実効率η（この場合は、Ｓ７００にて演算したサイクルの実効率η）とＳ７３０にて演算した今回実効率ηとを比較し（Ｓ７４０）、今回実効率ηが前回実効率ηより大きいときには、再び圧縮機１００の回転数を所定回転数低下させた後に、現状（Ｓ６８０で）の暖房能力を維持するように圧力制御弁３００の開度を小さくして（Ｓ７２０）、そのときのサイクルの実効率ηをＳ６８０と同様な手法にて演算する（Ｓ７３０）。
【００７０】
その後、再び前回実効率η（この場合は、前回のＳ７３０にて演算したサイクルの実効率η）と今回実効率η（この場合は、今回のＳ７３０にて演算したサイクルの実効率η）とを比較して（Ｓ７４０）、今回実効率ηが前回実効率η以下となるまでＳ７２０〜Ｓ７４０を繰り返す。
【００７１】
次に、目標吹出空気温度Ｔｔを演算し、かつ、室内に吹き出す空気の温度Ｔｒを再び検出するとともに（Ｓ７５０、Ｓ７６０）、目標吹出空気温度Ｔｔと室内に吹き出す空気の温度Ｔｒとを比較する（Ｓ７７０）。そして、目標吹出空気温度Ｔｔと室内に吹き出す空気の温度Ｔｒとが等しいときには、圧力制御弁３００の開度及び圧縮機１００の回転数を現状（Ｓ７２０）のままとし、目標吹出空気温度Ｔｔと室内に吹き出す空気の温度Ｔｒとが相違するときには、高圧側の冷媒温度Ｔｇを読み込み、その冷媒温度Ｔｇと放熱器２００出口側の冷媒圧力とが最適制御線ηで示される関係となり、かつ、再度検出された室内に吹き出す空気の温度Ｔｒが再度演算された目標吹出空気温度Ｔｔとなるように、圧力制御弁３００の開度及び圧縮機１００の回転数を制御する（Ｓ７８０〜Ｓ８３０）。そして、Ｓ６８０に戻り、Ｓ６８０〜Ｓ８３０を繰り返す。
【００７２】
次に、本実施形態の特徴を述べる。
【００７３】
本実施形態によれば、冷凍サイクルの実効率（実成績係数）ηを演算し、その実効率ηに基づいて圧縮機１００の吐出冷媒量（回転数）及び圧力制御弁３００の開度（高圧側の冷媒圧力）を制御するので、サイクルの実効率ηを高めつつ、必要な能力を発揮させることができる。
【００７４】
（第３実施形態）
第２実施形態では、圧縮機１００の吐出冷媒量を変化させた後に、圧力制御弁３００の開度を制御したが、本実施形態では、圧力制御弁３００の開度を変化させた後に、圧縮機１００の吐出冷媒量を制御するものである。
【００７５】
なお、本実施形態の作動は、第２実施形態におけるＳ６９０〜Ｓ７４０を変更したのみであるので、第２実施形態に対して変更された点のみを図１５に示すフローチャートに基づいて述べる。
【００７６】
Ｓ６８０の次に、圧力制御弁３００の開度を（圧力換算で０．１ＭＰａ）大きくして高圧側の冷媒圧力を低下させた後に、現状（Ｓ６８０）の暖房能力を維持するように圧縮機１００の回転数を増大し（Ｓ６９１）、そのときのサイクルの実効率ηをＳ６８０と同様な手法にて演算する（Ｓ７０１）。そして、前回実効率η（この場合は、Ｓ６８０にて演算したサイクルの実効率η）とＳ７０１にて演算した今回実効率ηとを比較し（Ｓ７１１）、今回実効率ηが前回実効率ηより大きいときには、再び圧力制御弁３００の開度を（圧力換算で０．１ＭＰａ）大きくした後に、現状（Ｓ６８０）の暖房能力を維持するように圧縮機１００の回転数を増大し（Ｓ６９１）、そのときのサイクルの実効率ηをＳ６８０と同様な手法にて演算する（Ｓ７０１）。
【００７７】
その後、再び前回実効率η（この場合は、前回のＳ７０１にて演算したサイクルの実効率η）と今回実効率η（この場合は、今回のＳ７０１にて演算したサイクルの実効率η）とを比較して（Ｓ７１１）、今回実効率ηが前回実効率η以下となるまでＳ６９１〜Ｓ７１１を繰り返す。
【００７８】
次に、今回実効率ηが前回実効率η以下となったときには、圧力制御弁３００の開度を（圧力換算で０．１ＭＰａ）小さくして高圧側の冷媒圧力を増大させた後に、現状（Ｓ６８０）での暖房能力を維持するように圧縮機１００の回転数を低下し（Ｓ６９１）、そのときのサイクルの実効率ηをＳ６８０と同様な手法にて演算する（Ｓ７３１）。そして、前回実効率η（この場合は、Ｓ７０１にて演算したサイクルの実効率η）とＳ７３１にて演算した今回実効率ηとを比較し（Ｓ７４１）、今回実効率ηが前回実効率ηより大きいときには、再び圧力制御弁３００の開度を（圧力換算で０．１ＭＰａ）大きくした後に、現状（Ｓ６８０）での暖房能力を維持するように圧縮機１００の回転数を増大し（Ｓ６９１）、そのときのサイクルの実効率ηをＳ６８０と同様な手法にて演算する（Ｓ７３１）。
【００７９】
その後、再び前回実効率η（この場合は、前回のＳ７３１にて演算したサイクルの実効率η）と今回実効率η（この場合は、今回のＳ７３１にて演算したサイクルの実効率η）とを比較して（Ｓ７４１）、今回実効率ηが前回実効率η以下となるまでＳ７２０〜Ｓ７４０を繰り返す。
【００８０】
（第４実施形態）
本実施形態は、図１６に示すように、高圧側の冷媒温度（本実施形態では、圧縮機１００から吐出した直後の冷媒温度）を検出する高圧冷媒温度センサ（高圧冷媒温度検出手段）６７０を設けるとともに、高圧冷媒温度センサ６７０温度が所定温度（本実施形態では、約１５０℃）Ｔｄｏ以下となるようにしつつ、サイクルの実効率ηができるだけ高く維持されるように圧縮機１００の吐出冷媒量（回転数）、及び圧力制御弁３００の開度を制御するものである。
【００８１】
以下、本実施形態に係る超臨界サイクルの作動を述べる。なお、本実施形態の作動は、第２実施形態におけるＳ６８０以降を変更したのみであるので、第２実施形態に対して変更された点のみを図１７に示すフローチャートに基づいて述べる。
【００８２】
Ｓ６７０の次に、高圧側の冷媒温度（高圧冷媒温度センサ６７０の検出温度）Ｔｄを読み込み（Ｓ６８２）、高圧側の冷媒温度Ｔｄが所定温度Ｔｄｏ以下であるか否かを判定し（Ｓ７０２）、高圧側の冷媒温度Ｔｄが所定温度Ｔｄｏ以下のときには、第２実施形態のＳ６８０以降を実施する（Ｓ７０２）。
【００８３】
一方、高圧側の冷媒温度Ｔｄが所定温度Ｔｄｏより高いときには、サイクルの実効率η（第１実施形態に示された手法にて求めた実効率η）を演算し（Ｓ７１２）、仮に圧縮機１００の吐出冷媒量（回転数）は変化させないで、圧力制御弁３００の開度を拡大して所定圧力（例えば、０．２ＭＰａ）低下させたときに、高圧側の冷媒温度Ｔｄが何度になるかをシミレーション（演算）する（Ｓ７２２、Ｓ７３２）。
【００８４】
そして、Ｓ７３２にて演算した高圧側の第１理論冷媒温度Ｔｄｔｈ１と所定温度Ｔｄｏとを比較し（Ｓ７４２）、第１理論冷媒温度Ｔｄｔｈ１が所定温度Ｔｄｏより大きい場合には、第１理論冷媒温度Ｔｄｔｈ１が所定温度Ｔｄｏ以下となるまでＳ７２２〜Ｓ７４２を繰り返す。その後、第１理論冷媒温度Ｔｄｔｈ１が所定温度Ｔｄｏ以下となったときには、第１理論冷媒温度Ｔｄｔｈ１が所定温度Ｔｄｏ以下となったときのシミレーション上の条件を用いてＳ７１２と同様な手法にてサイクルの実効率η１を演算する（Ｓ７２２）。
【００８５】
次に、仮に高圧側の冷媒圧力を変化させないで、圧縮機１００の回転数を（例えば、５００ｒｐｍ）低下させて吐出冷媒量を低下させたときに、高圧側の冷媒温度Ｔｄが何度になるかをシミレーション（演算）する（Ｓ７６２、Ｓ７７２）。
【００８６】
そして、Ｓ７７２にて演算した高圧側の第２理論冷媒温度Ｔｄｔｈ２と所定温度Ｔｄｏとを比較し（Ｓ７８２）、第２理論冷媒温度Ｔｄｔｈ２が所定温度Ｔｄｏより大きい場合には、第２理論冷媒温度Ｔｄｔｈ２が所定温度Ｔｄｏ以下となるまでＳ７６２〜Ｓ７８２を繰り返す。その後、第２理論冷媒温度Ｔｄｔｈ２が所定温度Ｔｄｏ以下となったときには、第２理論冷媒温度Ｔｄｔｈ２が所定温度Ｔｄｏ以下となったときのシミレーション上の条件を用いてＳ７１２と同様な手法にてサイクルの実効率η２を演算する（Ｓ７９２）。
【００８７】
次に、Ｓ７２２にて演算したサイクルの実効率η１とＳ７９２にて演算したサイクルの実効率η２とを比較し（Ｓ８０２）、サイクルの実効率η１がサイクルの実効率η２より大きいときには、圧力制御弁３００の開度を拡大して高圧側冷媒圧力を低下させ（Ｓ８１２）、一方、サイクルの実効率η１がサイクルの実効率η２以下のときには、圧縮機１００の回転数（吐出冷媒量）を低下させる（Ｓ８２２）。そして、その後Ｓ６８２に戻る。
【００８８】
次に、本実施形態の特徴を述べる。
【００８９】
本実施形態によれば、高圧側の冷媒温度が所定温度Ｔｄｏ以下となるようにしつつ、サイクルの実効率ηができるだけ高く維持されるように圧縮機１００の吐出冷媒量（回転数）、及び圧力制御弁３００の開度を制御するので、超臨界サイクルの構成機器が熱損傷してしまうことを防止しつつ、サイクルの実効率ηを高く維持することができる。
【００９０】
（第５実施形態）
本実施形態は、本発明に係る超臨界冷凍サイクルを冷房用の空調装置に適用したもので、冷房用の空調装置では、蒸発器４００にて冷媒と室内に吹き出す空気（空調風）とを熱交換して空調風を冷却し、放熱器２００にて冷媒と室外空気とを熱交換して蒸発器４００で吸熱した熱を外気中に放熱する点、流出空気温度センサ６５０が蒸発器４００から流出する（蒸発器４００にて冷却された）空気の温度を検出する点、及びＳ２３０〜Ｓ２７０に示す高圧側冷媒圧力の制御以外は、暖房用の空調装置（第１実施形態に係る空調装置）と同様であるので、以下、Ｓ２４０との相違点を中心に本実施形態を説明する。
【００９１】
図１８は本実施形態に係る空調装置（超臨界冷凍サイクル）の制御フローのうち、暖房用の空調装置（第１実施形態に係る空調装置）の制御フローと相違する部分（同じ部分は、同じ符号を記した。）を示したフローチャートであり、Ｓ２２０にて目標吹出空気温度Ｔｔを演算した後、放熱器２００の冷媒出口側での冷媒温度（冷媒温度センサ６１０の検出温度）Ｔｇを読み込むとともに（Ｓ２３０）、インバータ電流から圧縮機１００の駆動トルク（電動モータＭの駆動トルク）が所定トルク以下であるか否か判定する（Ｓ２３２）。
【００９２】
なお、圧縮機１００の駆動トルク（電動モータＭの駆動トルク）とは、実際に発生している駆動トルクは勿論、ＥＣＵ７００の制御目標駆動トルク（実際には発生していない駆動トルク）も含むものである。また、所定トルクは、圧縮機１００（電動モータＭ）が発揮し得る最大トルクに基づいて決定されるトルクである。
【００９３】
そして、圧縮機１００の駆動トルクが所定トルク以下である場合には、冷媒温度Ｔｇと放熱器２００出口側の冷媒圧力とが図６に示す最適制御線ηで示される関係となるように圧力制御弁３００を制御するとともに（第１高圧制御）、室内に吹き出す空気の温度（流出空気温度センサ６５０の検出温度）Ｔｒが目標吹出空気温度Ｔｔとなるように圧縮機１００の回転数を制御する（Ｓ２４１〜Ｓ２７０）。
【００９４】
一方、圧縮機１００の駆動トルクが所定トルクより大きい場合には、放熱器２００出口側の冷媒圧力が、最適制御線ηと冷媒温度Ｔｇとの関係に基づいて決定される目標高圧圧力Ｔｐより低い圧力（本実施形態では、例えば目標高圧圧力に対して１．１ＭＰａ低い圧力）となるように圧力制御弁３００の開度を制御するとともに（第２高圧制御）、室内に吹き出す空気の温度Ｔｒが目標吹出空気温度Ｔｔとなるように圧縮機１００の回転数を制御する（Ｓ２４２〜Ｓ２７０）。
【００９５】
なお、冷房能力（蒸発器４００で発生する冷凍能力）は、周知のごとく、蒸発器４００の冷媒出口側と冷媒入口側との比エンタルピ差と蒸発器４００を流通する冷媒の質量流量との積に等しいので、「室内に吹き出す空気の温度Ｔｒが目標吹出空気温度Ｔｔとなるように圧縮機１００の回転数を制御する」とは、蒸発器４００を流通する冷媒の質量流量を制御して蒸発器４００で発生する冷凍能力が所定能力となるように制御することに等しい。
【００９６】
次に、本実施形態の特徴を述べる。
【００９７】
例えば放熱器２００の冷却風の風量が少ない場合や冷却風の温度が高い場合には、放熱器２００出口側の冷媒圧力が上昇するので、圧力制御弁３００は、その開度を縮小させて放熱器２００出口側の冷媒圧力を最適制御線ηに沿って上昇させていく。
【００９８】
しかし、放熱器２００出口側の冷媒圧力（高圧側の冷媒圧力）の上昇と共に、圧縮機１００を駆動するに必要なトルクが増大してくと、圧縮機１００の駆動源である電動モータＭに通電するインバータ電流が増加し、インバータ回路に過電流が流れるおそれがある。
【００９９】
なお、実際には、過電流が流れる前に（しきい値を超えた時に）保護回路が働き、インバータ電流が増大しなくなるので、放熱器２００出口側の冷媒圧力が上昇しなくなり、益々、圧力制御弁３００の開度が縮小していきく。このため、循環する冷媒の質量流量が低下するので、所定の冷凍能力を発揮することができなくなる。
【０１００】
この問題に対しては、インバータの容量を大きくして保護回路が働くしきい値を大きくする、又は電動モータＭを大型化する等の手段が考えられるが、この手段では空調装置の製造原価上昇を招いてしまう。
【０１０１】
これに対して、本実施形態では、圧縮機１００の駆動トルクが所定トルク以下となるように圧力制御弁３００及び圧縮機１００の吐出流量（回転数）を制御するので、空調装置（超臨界冷凍サイクル）の製造原価上昇を招くことなく、例えば放熱器２００の冷却風の風量が少ない場合や冷却風の温度が高い場合であっても所定の冷凍能力を発揮することができる。
【０１０２】
因みに、圧縮機１００駆動トルクＴは、以下の数式１により表される。
【０１０３】
【数１】
Ｔ＝ｋ・ＰＬ（αⁿ−１）
α＝ＰＨ／ＰＬ（圧縮比）
ｎ＞０
ｋ：圧縮機の仕様毎に決定される係数
ＰＬ：超臨界冷凍サイクルの低圧側圧力（圧力制御弁３００の出口側から圧縮機１００の吸入側までの圧力）
ＰＨ：超臨界冷凍サイクルの高圧側圧力（圧縮機１００の出口側から圧力制御弁３００の入口側までの圧力）
このとき、圧力制御弁３００の開度が大きくなり高圧側圧力ＰＨが低下すると、これに連動して低圧側圧力が上昇するが、圧縮比αが小さくなるので、駆動トルクＴは小さくなる。一方、この状態で圧縮機１００の回転数を上昇させると、圧力制御弁３００での圧力損失（減圧度）が大きくなり低圧側圧力ＰＬが低下するが、圧縮比αが大きくなるので、駆動トルクＴが増大する。
【０１０４】
したがって、駆動トルクＴがしきい値に到達した状態では、図１９に示すように、インバータ電流（駆動トルクＴ）が一定状態で圧縮機１００の回転数が上昇することにより必要とする目標冷凍能力を発揮していることが判る。
【０１０５】
なお、図１９から明らかなように、必要とする駆動トルクが大きい領域（第２高圧制御）では、高圧側圧力と放熱器２００出口側の冷媒圧力とが最適制御線ηに示す関係となっていなくても、成績係数（ＣＯＰ）は大きく悪化しない。
【０１０６】
（第６実施形態）
ところで、圧縮機１００の駆動トルクＴは高圧側圧力の上昇に応じて大きくなり（数式１参照）、また、放熱器２００の放熱能力が大きく変化しないならば、高圧側圧力が上昇すると放熱器２００出口側の冷媒温度が上昇する。
【０１０７】
そこで、本実施形態では、図２０に示すように、放熱器２００出口側の冷媒温度Ｔｇが所定温度（本実施形態では、４５℃）より大きくなったときには、駆動トルクＴが所定トルクを上回ったものと見なして、第２高圧制御を実行するものである。
【０１０８】
（第７実施形態）
ところで、前述のごとく、駆動トルクＴは低圧側圧力が変動しても変動するので、例えば蒸発器４００に流入する空気の温度や風量が変化すると、低圧側圧力が変動して駆動トルクＴが変動する。このため、第６実施形態のごとく、放熱器２００出口側の冷媒圧力Ｔｇのみをパラメータとする制御では、必ずしも超臨界冷凍サイクルを最適に制御することができない。
【０１０９】
そこで、本実施形態では、図２１に示すように、放熱器２００出口側の冷媒温度Ｔｇが所定温度（本実施形態では、４５℃）より大きくなったときには、低圧側の圧力が高くなるほど、最適制御線ηと冷媒温度Ｔｇとの関係に基づいて決定される目標高圧圧力に対して低下させる圧力の大きさ（以下、この低下させる圧力の大きさを圧力補正量と呼ぶ。）が大きくなるように補正する。
【０１１０】
（第８実施形態）
第５〜７実施形態では、駆動トルクＴが所定トルクより大きくなったとき、又は放熱器２００出口側の冷媒温度Ｔｇが所定温度より大きくなったときに第２高圧制御を実施したが、本実施形態は、電動モータＭに通電するインバータ電流（実際の通電量ではなく、制御目標インバータ電流値）が所定電流より大きくなって駆動トルクＴが所定トルクより大きくなるときは、図２２に示すように、その制御目標インバータ電流値に対する圧力補正量ΔＰｈを決定し、その決定された圧力補正量ΔＰｈとなるように圧力制御弁３００を制御するものである。
【０１１１】
なお、実際の圧縮機１００の制御は、圧力制御弁３００にて高圧側圧力を補正した後、第５〜７実施形態と同様に、室内に吹き出す空気の温度Ｔｒが目標吹出空気温度Ｔｔとなるように圧縮機１００の回転数を制御する。
【０１１２】
（第９実施形態）
本実施形態は、第８実施形態と同様に、制御目標インバータ電流値に基づいて圧力補正量ΔＰｈを決定する際に、図２３に示すように、低圧側の圧力が高くなるほど、圧力補正量ΔＰｈが大きくなるように補正するものである。
【０１１３】
（第１０実施形態）
本実施形態は、第１実施形態に係る空調装置とＳ２３０〜Ｓ２７０に示す高圧側冷媒圧力の制御以外は同様であるので、以下、Ｓ２４０との相違点を中心に本実施形態を説明する。
【０１１４】
すなわち、本実施形態では、図２４に示すように、暖房運転時において、放熱器２００出口側の冷媒温度Ｔｇと放熱器２００内を流通する冷媒と熱交換する流体（つまり、室内に吹き出す空気）の温度Ｔａとの温度差ΔＴ（Ｔｇ−Ｔａ）が所定温度差ΔＴｏ以上であるときは、温度差ΔＴが所定温度差ΔＴｏ未満であるときに比べて、圧縮機１００の回転数を低下させて吐出流量を低下させた状態で、最適制御線ηに従って放熱器２００出口側の冷媒温度に基づいて決定される目標高圧圧力Ｔｐより高い目標圧力となるように圧力制御弁３００を補正制御するものである。
【０１１５】
次に、本実施形態の特徴を述べる。
【０１１６】
例えば放熱器２００を通過した空気の温度が、放熱器２００の冷媒出口側における冷媒温度より低い場合には、冷媒から空気に与えることが可能な熱量が冷媒に残存していることを意味し、暖房効率（超臨界サイクルに投入したエネルギーに対して暖房能力として回収することができた熱エネルギの比）は必ずしも高くない。
【０１１７】
しかし、吐出流量が大きい場合には、放熱器２００内での冷媒流速が大きく空気と冷媒との熱交換時間が短いため、十分な量の熱量を冷媒から空気に与える（伝熱する）ことができない。一方、吐出流量を小さくすると、冷媒が放熱器２００内を流通する間に空気に対して与えることができる熱量を増大させて熱交換効率を向上させることができるものの、吐出流量が減少しているので、室内に吹き出す空気に対して与えることができる熱量の絶対量が減少してしまい、暖房能力が低下していしまう。
【０１１８】
これに対して、本実施形態では、暖房運転時において、温度差ΔＴが所定温度差ΔＴｏ以上であるときは、温度差ΔＴが所定温度差ΔＴｏ未満であるときに比べて、圧縮機１００の回転数を低下させて吐出流量を低下させた状態で、最適制御線ηに従って放熱器２００出口側の冷媒温度に基づいて決定される目標高圧圧力Ｔｐより高い目標圧力となるように圧力制御弁３００を補正制御するので、放熱器２００での熱交換効率を向上させつつ、暖房能力が低下することを防止でき、暖房効率を向上させることができる。
【０１１９】
なお、本実施形態の作動説明及び特徴説明からも明らかなように、室内に吹き出す空気の温度は、放熱器２００の空気流れ下流側で検出することがの望ましいが、適切な値を温度差ΔＴｏとして選定することにより放熱器２００の空気流れ上流側で室内に吹き出す空気の温度を検出してもよい。
【０１２０】
（第１１実施形態）
本実施形態は、図２５に示すように、第１実施形態に係る空調装置に対して、空調ケーシング８００のうち放熱器２００より空気流れ上流側を２つの通路に仕切ることにより、車室外の空気を導入して放熱器２００に導く外気通路８１０及び車室内の空気を導入して放熱器２００に導く内気通路８２０を設けるとともに、放熱器２００の冷媒出口側を外気通路８１０側に位置させ、かつ、Ｓ２３０〜Ｓ２７０に示す高圧側冷媒圧力の制御時に、下記に示すように圧力制御弁３００及び圧縮機１００を制御するものである。なお、空調ケーシング８００は、放熱器２００を収納するとともに、室内に吹き出す空気の通路を構成するものである。
【０１２１】
すなわち、少なくとも外気通路８１０に外気が導入されている状態においては、外気の温度（流入空気温度センサ６４０の検出温度）に基づいて決定される目標高圧圧力となるように圧力制御弁３００を制御しつつ、室内に吹き出す空気の温度Ｔｒが目標吹出空気温度Ｔｔとなるように圧縮機１００の回転数を制御するものである。
【０１２２】
次に、本実施形態の特徴を述べる。
【０１２３】
図２６〜２８は、本実施形態に係る空調装置において、外気通路８１０を流通する風量と内気通路８２０を流通する風量とが略等しい状態において、外気温度毎の成績係数（ＣＯＰ）と暖房能力（Ｑｗ）との関係を示す試験結果であり、図２６（ｂ）〜２８（ｂ）から明らかなように、圧縮機１００の回転数（吐出流量）によらず、外気温度に対して成績係数が最大となる高圧側の冷媒圧力は、ほぼ一義的に決定することが判る。
【０１２４】
したがって、本実施形態のごとく、少なくとも外気通路８１０に外気が導入されている状態においては、外気の温度に基づいて決定される目標高圧圧力となるように圧力制御弁３００を制御しつつ、室内に吹き出す空気の温度Ｔｒが目標吹出空気温度Ｔｔとなるように圧縮機１００の回転数を制御すれば、第１０実施形態のごとく、温度差ΔＴに基づいて圧力制御弁３００を制御するものに比べて、圧力制御弁３００の制御を簡素化することができる。
【０１２５】
（その他の実施形態）
上述の実施形態では、本発明に係る超臨界サイクルを暖房用の空調装置に適用したが、冷房用の空調装置又は冷暖房切換可能な空調装置にも適用することができる。
【０１２６】
また、上述の実施形態では、本発明に係る超臨界サイクルを空調装置に適用したが、本発明はこれに限定されるものではなく、給湯器や冷凍機等のその他のものにも適用することができる。
【０１２７】
また、第４実施形態では、高圧側の冷媒温度所定温度Ｔｄｏを越えたときに、圧縮機１００の吐出冷媒量及び圧力制御弁３００の開度のいずれを制御するかを決定した後にいずれか一方を制御したが、両者を同時に制御してもよい。
【０１２８】
また、上述の実施形態では、冷媒として二酸化炭素を用いたが本発明に係る超臨界冷凍サイクルの冷媒はこれに限定されるものではなく、例えば、エチレン、エタン、酸化窒素等でもよい。
【０１２９】
また、放熱器後の冷媒温度Ｔｇは、実際の冷媒温度でなく、配管や熱交換器の表面温度から換算してもよい。同様に、他の検出値についても直接測るのではなく、換算可能な信号を用いてもよい。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の第１実施形態に係る超臨界サイクルの模式図である。
【図２】本発明の第１実施形態に係る超臨界サイクルの作動を示すフローチャートである。
【図３】本発明の第１実施形態に係る超臨界サイクルの作動を示すフローチャートである。
【図４】本発明の第１実施形態に係る超臨界サイクルの作動を示すフローチャートである。
【図５】本発明の第１実施形態に係る超臨界サイクルの作動を示すフローチャートである。
【図６】二酸化炭素のｐ−ｈ線図である。
【図７】二酸化炭素のｐ−ｈ線図である。
【図８】圧縮効率と圧縮率との関係を示すグラフである。
【図９】体積効率と圧縮率との関係を示すグラフである。
【図１０】高圧側冷媒圧力と実効率η（ＣＯＰ）との関係を示すグラフである。
【図１１】本発明の第２実施形態に係る超臨界サイクルの作動を示すフローチャートである。
【図１２】本発明の第２実施形態に係る超臨界サイクルの作動を示すフローチャートである。
【図１３】本発明の第２実施形態に係る超臨界サイクルの作動を示すフローチャートである。
【図１４】本発明の第２実施形態に係る超臨界サイクルの作動を示すフローチャートである。
【図１５】本発明の第３実施形態に係る超臨界サイクルの作動を示すフローチャートである。
【図１６】本発明の第４実施形態に係る超臨界サイクルの模式図である。
【図１７】本発明の第４実施形態に係る超臨界サイクルの作動を示すフローチャートである。
【図１８】本発明の第５実施形態に係る超臨界サイクルの作動を示すフローチャートである。
【図１９】本発明の第５実施形態に係る超臨界サイクルにおける高圧側圧力と、成績係数（ＣＯＰ）、冷房能力、圧縮機の回転数及びインバータ電流との関係を示すグラフである。
【図２０】本発明の第６実施形態に係る超臨界サイクルにおける放熱器出口側の冷媒温度と高圧側圧力との関係を示すグラフである。
【図２１】本発明の第７実施形態に係る超臨界サイクルにおける放熱器出口側の冷媒温度と高圧側圧力との関係を示すグラフである。
【図２２】本発明の第８実施形態に係る超臨界サイクルにおける制御目標インバータ電流と圧力補正量との関係を示すグラフである。
【図２３】本発明の第９実施形態に係る超臨界サイクルにおける制御目標インバータ電流と圧力補正量との関係を示すグラフである。
【図２４】本発明の第９実施形態に係る超臨界サイクルにおけるｐ−ｈ線図である。
【図２５】本発明の第１０実施形態に係る空調装置の模式図である。
【図２６】（ａ）は外気温度が−２０℃の場合における暖房能力と高圧側圧力との関係を示すグラフであり、（ｂ）は外気温度が−２０℃の場合における成績係数（ＣＯＰ）と高圧側圧力との関係を示すグラフである。
【図２７】（ａ）は外気温度が−１０℃の場合における暖房能力と高圧側圧力との関係を示すグラフであり、（ｂ）は外気温度が−１０℃の場合における成績係数（ＣＯＰ）と高圧側圧力との関係を示すグラフである。
【図２８】（ａ）は外気温度が０℃の場合における暖房能力と高圧側圧力との関係を示すグラフであり、（ｂ）は外気温度が０℃の場合における成績係数（ＣＯＰ）と高圧側圧力との関係を示すグラフである。
【符号の説明】
１００…圧縮機、２００…放熱器、３００…圧力制御弁、４００…蒸発器、
５００…アキュムレータ、６１０…冷媒温度センサ、
６２０…第１圧力センサ、６３０…第２圧力センサ、
６４０…流入空気温度センサ、６５０…流出空気温度センサ、
６６０…設定温度入力手段

Claims (5)

1. 冷媒を蒸発及び圧縮することにより低温側から高温側に熱を移動させるとともに、高圧側の冷媒圧力が冷媒の臨界圧力以上となる超臨界蒸気圧縮機式冷凍サイクルであって、
   冷媒を吸入圧縮する圧縮機（１００）と、
   前記圧縮機（１００）から吐出する冷媒を冷却する放熱器（２００）と、
   前記放熱器（２００）から流出する冷媒を減圧するとともに、前記放熱器（２００）出口側の冷媒温度に基づいて高圧側の冷媒圧力を制御する圧力制御弁（３００）と、
   前記圧力制御弁（３００）にて減圧された冷媒を蒸発させる蒸発器（４００）と、
   前記圧縮機（１００）の駆動トルクが所定トルク以下となるように、前記圧力制御弁（３００）及び前記圧縮機（１００）の吐出流量を制御するサイクル制御手段（７００）とを備え、
   前記サイクル制御手段（７００）は、前記駆動トルクが所定トルクとなったときには、高圧側の冷媒圧力が前記放熱器（２００）出口側の冷媒温度に基づいて決定される目標高圧圧力より低くなるように前記圧力制御弁（３００）を制御するとともに、前記蒸発器（４００）で発生する冷凍能力が所定能力となるように前記圧縮機（１００）の吐出流量を制御することを特徴とする超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクル。
2. 前記圧縮機（１００）は、インバータにより可変制御され電動モータ（Ｍ）により駆動されており、
   前記駆動トルクを前記インバータの電流により検出することを特徴とする請求項１に記載の超臨界蒸気圧縮機式冷凍サイクル。
3. 冷媒を蒸発及び圧縮することにより低温側から高温側に熱を移動させるとともに、高圧側の冷媒圧力が冷媒の臨界圧力以上となる超臨界蒸気圧縮機式冷凍サイクルを用いた空調装置であって、
   冷媒を吸入圧縮する圧縮機（１００）と、
   前記圧縮機（１００）から吐出する冷媒を冷却する放熱器（２００）と、
   前記放熱器（２００）から流出する冷媒を減圧するとともに、前記放熱器（２００）出口側の冷媒温度に基づいて高圧側の冷媒圧力を制御する圧力制御弁（３００）と、
   前記圧力制御弁（３００）にて減圧された冷媒を蒸発させる蒸発器（４００）と、
   前記放熱器（２００）出口側の冷媒温度と前記放熱器（２００）内を流通する冷媒と熱交換する流体の温度との温度差（ΔＴ）が所定温度差以上であるときは、前記温度差（ΔＴ）が前記所定温度差未満であるときに比べて、前記圧縮機（１００）の吐出流量を低下させた状態で、前記放熱器（２００）出口側の冷媒温度に基づいて決定される目標高圧圧力より高い目標圧力となるように前記圧力制御弁（３００）を制御するサイクル制御手段（７００）とを備えることを特徴とする空調装置。
4. 冷媒を蒸発及び圧縮することにより低温側から高温側に熱を移動させるとともに、高圧側の冷媒圧力が冷媒の臨界圧力以上となる超臨界蒸気圧縮機式冷凍サイクルを用いた空調装置であって、
   冷媒を吸入圧縮する圧縮機（１００）と、
   前記圧縮機（１００）から吐出する冷媒と室内に吹き出す空気とを熱交換する放熱器（２００）と、
   前記放熱器（２００）から流出する冷媒を減圧するとともに、前記放熱器（２００）出口側の冷媒温度に基づいて高圧側の冷媒圧力を制御する圧力制御弁（３００）と、
   前記圧力制御弁（３００）にて減圧された冷媒を蒸発させて、室外空気から熱を回収する蒸発器（４００）と、
   前記放熱器（２００）を収納するとともに、室内に吹き出す空気の通路を形成する空調ケーシング（８００）と、
   前記空調ケーシング（８００）内のうち前記放熱器（２００）より空気流れ上流側に設けられ、室外の空気を導入して前記放熱器（２００）に導く外気通路（８１０）と、
   前記空調ケーシング（８００）内のうち前記放熱器（２００）より空気流れ上流側に設けられ、室内の空気を導入して前記放熱器（２００）に導く内気通路（８２０）とを備え、
   前記放熱器（２００）の冷媒出口側は、前記外気通路（８１０）側に位置しており、
   さらに、少なくとも前記外気通路（８１０）に外気が導入されている状態においては、外気の温度に基づいて決定される目標高圧圧力となるように前記圧力制御弁（３００）を制御しつつ、前記圧縮機（１００）の吐出冷媒流量を制御することを特徴とする空調装置。
5. 冷媒として二酸化炭素を用いたことを特徴とする請求項１ないし４のいずれか１つに記載の超臨界蒸気圧縮機式冷凍サイクル。

Images