JPH09264622A - 圧力制御弁と蒸気圧縮式冷凍サイクル - Google Patents
圧力制御弁と蒸気圧縮式冷凍サイクルInfo
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Abstract
が効率良く運転するように、放熱器出口側温度と放熱器
出口側圧力とを制御する圧力制御手段を提供する。 【解決手段】 密閉空間12内には冷媒が、弁口17が
閉じた状態の密閉空間12内体積に対して、冷媒の温度
が0℃での飽和液密度から冷媒の臨界点での飽和液密度
に至る範囲の密度で封入されている。これにより、放熱
器2の出口側圧力と放熱器2の出口側温度とは、ほぼ最
適制御線ηmax 上に沿って制御される。したがって、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。
Description
イクルの放熱器出口側圧力を制御する圧力制御弁に関す
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。
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(C
O2 )を使用した蒸気圧縮式冷凍サイクル(以下、CO
2 サイクルと略す。)が提案されている。
は、フロンを使用した従来の蒸気圧縮式冷凍サイクルの
作動と同じである。すなわち、図1(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
気相状態の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)、蒸発潜熱を空気等の外部流体から奪って外部流体
を冷却する。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、気相状態から気液2相状態に相変化する。
来のフロンの臨界温度(例えば、R12では112℃)
と比べて低いので、夏場等では放熱器側でのCO2 温度
がCO2 の臨界点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CO 2 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C
O2 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。
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
度が高い場合に、十分な冷却能力(エンタルピ差)を確
保するためには、図1のE−F−G−H−Eで示される
ように、放熱器出口側圧力を高くする必要がある。
圧力を高くするには、前述のように圧縮機の吐出圧力を
高くしなければならないので、圧縮機の圧縮仕事(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(C
OP=Δi/ΔL)が悪化する。
度を40℃として、放熱器出口側でのCO2 圧力と成績
係数と関係を図1を用いて試算すれば、図2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、放熱器出口側でのCO2 温度を
35℃とした場合には、図2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。
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1上に描けば、図1の太い実線ηmax (以下、最適
制御線と呼ぶ。)に示すようになる。したがって、上記
CO2 サイクルを効率良く運転するには、放熱器出口側
圧力と放熱器出口側のCO2 温度とを、最適制御線η
max で示されるように制御する圧力制御手段が必要であ
る。
線図は、AMERICAN SOCIETY OF H
EATING,REFRIGERTING AND A
IR−CONDITIONING ENGINEERS
より出版されたFandamenls Hndoboo
kからの抜粋である。本発明は、上記点に鑑み、超臨界
域で作動する蒸気圧縮式冷凍サイクルが効率良く運転す
るように、放熱器出口側温度と放熱器出口側圧力とを制
御する圧力制御手段を提供することを目的とする。
成するために、以下の技術的手段を用いる。請求項1〜
3に記載の発明では、密閉空間(12)を形成する変位
部材(11)は、上流側空間(14)内圧力が密閉空間
(12)内圧力より所定量大きくなったときに変位し、
弁体部(19)は、前記変位部材(11)が変位したと
きに前記弁口(17)を開くように構成されている。そ
して、密閉空間(12)内には冷媒が、弁口(17)が
閉じた状態の密閉空間(12)内体積に対して、冷媒の
温度が0℃での飽和液密度から冷媒の臨界点での飽和液
密度に至る範囲の密度で封入されていることを特徴とす
る。
力と冷媒温度との特性が、後述するように最適制御線η
max にほぼ一致する。したがって、圧力制御弁(3)
は、放熱器(2)の出口側圧力を、ほぼ最適制御線η
max 上に沿った圧力まで上昇させた後、弁口(17)を
開く。つまり、放熱器(2)の出口側圧力と放熱器
(2)の出口側温度とは、ほぼ最適制御線ηmax 上に沿
って制御される。
式サイクルを効率良く運転させることができる。請求項
2に記載の発明では、冷媒は二酸化炭素であって、密閉
空間内の密度は、450kg/m3 〜950kg/m3
であることを特徴とする。請求項3に記載の発明では、
圧力制御弁を放熱器(2)と蒸発器(4)との間に配置
したことを特徴とする。
力制御弁(30)は、高圧側圧力検出手段(32)によ
って検出された高圧側冷媒圧力が、温度検出手段(3
1)によって検出された高圧側冷媒温度に基づいて選定
された目標圧力となるように制御されることを特徴とす
る。これにより、放熱器(2)の出口側圧力と放熱器
(2)の出口側温度とは、後述するように、最適制御線
ηmax 上に沿うように制御されるので、超臨界域および
臨界圧力以下においても蒸気圧縮式サイクルを効率良く
運転させることができる。
(30)の開閉状態が全閉状態から全開状態まで連続的
に変化することを特徴とする。請求項6に記載の発明で
は、圧力制御弁(30)は、温度検出手段(31)によ
って検出された高圧側冷媒温度および低圧側圧力検出手
段(32a)によって検出された低圧側冷媒圧力に基づ
いて選定された目標圧力となるようにを制御されること
を特徴とする。
圧力が大きく変動した場合でも蒸気圧縮式サイクルを効
率良く運転させることができる。請求項7に記載の発明
では、圧力制御弁(3、30)の入口側での過冷却度が
1℃〜10℃となるように、前記圧力制御弁(3、3
0)の開度を調節することを特徴とする。
相冷媒とを分離して冷媒を蓄えるタンク手段(5)を、
蒸発器(4)の出口側と圧縮機(1)の吸入側との間に
有することを特徴とする。
態について説明する。 (第1実施形態)図3は本実施形態に係る圧力制御弁を
用いたCO2 サイクルを車両用空調装置に適用したもの
であり、1は気相状態のCO2 を圧縮する圧縮機であ
る。2は圧縮機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、3は
放熱器2出口側でのCO2 温度に応じて放熱器2出口側
圧力を制御する圧力制御弁である。なお、圧力制御弁3
は、放熱器2出口側圧力を制御するとともに減圧器を兼
ねており、CO2 は、この圧力制御弁3にて減圧されて
低温低圧の気液2相状態のCO2 となる。
(吸熱器)で、気液2相状態のCO 2 は蒸発器4内で気
化(蒸発)する際に、車室内空気から蒸発潜熱を奪って
車室内空気を冷却する。5は、気相状態のCO2 と液相
状態のCO2 とを分離するとともに、気相状態のCO2
を一時的に蓄えるアキュームレータ(タンク手段)であ
る。
3、蒸発器4およびアキュームレータ5は、それぞれ配
管6によって接続されて閉回路を形成している。なお、
圧縮器1は、図示されていない駆動源(エンジン、モー
タ等)から駆動力を得て駆動し、放熱器2は、放熱器2
内CO2 と外気との温度差をできるだけ大きくするため
に車両前方に配置されている。
べる。圧力制御弁3は、図3、4に示すように、配管6
によって形成されるCO2 流路7内のうち放熱器2と蒸
発器3との間に配置されている。この圧力制御弁3の構
成部品のうち、図4に示すように、球面状の弁カバー1
0とダイヤフラム11とにより密閉空間12が形成され
ており、この密閉空間12内には、CO2 が弁口17が
閉じた状態の密閉空間12内体積に対して、約600k
g/m3 の密度で封入されている。
13は、CO2 流路7内のうち放熱器2側の空間14と
蒸発器3側の空間15とを仕切る隔壁部16を形成して
いる。この隔壁部16には弁口17が開口しており、こ
の弁口17と連通するように連通路18が形成され、弁
口17および連通路18を介して両空間14、15が連
通するように構成されている。
弁体部18は、ダイヤフラム11の変位に機械的に連動
して可動するようにようにダイヤフラム11に連結して
いる。なお、弁体部19の弁部20は、コイルスプリン
グ21および密閉空間12内圧力と空間14との差圧に
よって弁口17に押し付けられている。そして、22は
コイルスプリング21の初期荷重を調整するスペーサ
で、このスペーサ22によってコイルスプリング21が
調整され、弁部20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、コイルスプリング21の
初期荷重は、ダイヤフラム11での圧力換算で約1MP
aである。
御弁3の作動を説明する。密閉空間12内には、約60
0kg/m3 でCO2 が封入されているので、密閉空間
12内圧と温度とは、図1、5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12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19には、密閉空間
12内圧とコイルスプリング21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。
6.8MPa以下の場合には、弁口17は弁部20によ
って閉止され、また、放熱器側の空間14の圧力が6.
8MPaを越えると、弁口17は開弁する。同様に、例
えば密閉空間12内温度が40℃の場合には、密閉空間
12内圧は図5より約9.7MPaであり、弁体部19
に作用する作用力は約10.7MPaである。したがっ
て、放熱器側の空間14の圧力が10.7MPa以下の
場合には、弁口17は弁部20によって閉止され、ま
た、放熱器側の空間14の圧力が10.7MPaを越え
ると、弁口17は開弁する。
ここで、例えば放熱器2の出口側温度が40℃、かつ、
放熱器2出口圧力が10.7MPa以下のときは、前述
のように、圧力制御弁3は閉じているので、圧縮機1
は、アキュームレータ5内に蓄えられたCO2 を吸引し
て放熱器2へ向けて吐出する。これにより、放熱器2の
出口側圧力が上昇していく(b’−c’→b”−
c”)。
0.7MPaを越える(B−C)と圧力制御弁3が開弁
するので、CO2 は減圧しながら気相状態から気液2相
状態に相変化して(C−D)蒸発器4内に流れ込む。そ
して、蒸発器4内で蒸発して(D−A)空気を冷却した
後、再びアキュームレータ5に還流する。このとき、放
熱器2の出口側圧力が再び低下するので、圧力制御弁3
は再び閉じる。
御弁3を閉じるにより、放熱器2の出口側圧力を所定の
圧力まで昇圧させた後、CO2 を減圧、蒸発させて空気
を冷却するものである。なお、放熱器2の出口側温度が
20℃の場合も、前述の作動と同様に、圧力制御弁3
は、放熱器2の出口側圧力を約6.8MPaまで昇圧さ
せた後、開弁する。
うに、本実施形態に係る圧力制御弁3は、放熱器2の出
口側圧力を所定の圧力まで昇圧させた後、開弁するもの
であり、その制御特性は、圧力制御弁3の密閉空間12
の圧力特性に大きく依存する。ところで、図1、5から
明らかなように、超臨界域での600kg/m3 の等密
度線は、「発明が解決しようとする課題」の欄で述べた
最適制御線ηmax にほぼ一致する。したがって、本実施
形態に係る圧力制御弁3は、放熱器2の出口側圧力を、
ほぼ最適制御線ηmax 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。
3 の等密度線は、最適制御線ηmaxからのズレが大きく
なるが、凝縮域なので密閉空間12の内圧は、飽和液線
SLに沿って変化する。そして、コイルスプリング21
によって弁体部19に初期荷重が与えられているので、
約10℃の過冷却度(サブクール)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。
飽和液密度からCO2 の臨界点での飽和液密度までの範
囲で、密閉空間12内に封入することが望ましい。具体
的にCO2 では、450kg/m3 〜950kg/m3
であり(図5の一点鎖線D1とD2 の間の範囲)、密閉
空間12内体積と封入質量との関係は、図6の斜線に示
す範囲である。
らも明らかなように、圧力制御弁3の密閉空間12内温
度は、放熱器2出口側温度(空間14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、弁カバー10および弁ハウジング等はできるだけ
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。因みに、本実施形態では、弁
カバー10および弁ハウジングは真鍮製であり、ダイヤ
フラム11、弁体部19、コイルスプリング21および
スペーサ22はステンレス製である。
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。 (第2実施形態)上述の実施形態では、弁カバー10お
よびダイヤフラム11によって密閉空間を形成したが、
本実施形態では、図7に示すように、蛇腹状のベローズ
23によって形成される内部空間内にCO2 を所定密度
で封入したものである。なお、ベローズ23も熱伝導率
の大きい真鍮である。
熱器2出口側圧力を機械的に制御したが、本実施形態は
電気的に制御したものである。具体的には、図8に示す
ように、弁口の開閉を行う電気式膨張弁25と、放熱器
2出口側温度(空間14の温度)を監視して、電気式膨
張弁25に制御信号を発するセンサ部24とからなる。
なお、センサ部24は電気式膨張弁25より放熱器2側
に配置することが望ましい。
に、所定密度のCO2 が封入されたベローズ23によっ
て、電気接点26の開閉を行うものである。因みに、電
気接点26が閉じた状態では電気式膨張弁25は閉じる
方向へ制御され、電気接点26が開いた状態では電気式
膨張弁25は開く方向へ制御される。また、電気接点2
6からの制御信号は、図示されていない制御アンプで増
幅されて電気式膨張弁25を駆動する。
プリング21を用いて初期荷重を与えていたが、ダイヤ
フラム11またはベローズ23自身の弾性力を利用して
も良い。また、コイルスプリング21に替えて、密閉空
間12内に冷媒とともに不凝縮ガス封入しても本発明を
実施することができる。
てもよい。 (第4実施形態)本実施形態は、放熱器2出口側の冷媒
圧力と放熱器2出口側の冷媒温度との両者をセンサ等の
電気的手段によって検出し、それらの検出値を用いて放
熱器2出口側圧力を制御するものである。
ルの全体模式図を示しており、圧力制御弁として電気式
圧力制御弁30を用いている。この電気式圧力制御弁3
0は、図11に示すように、電気式圧力制御弁30内の
ステップモータ301を回転させることによって針状の
弁体302をその長手方向に進退させることにより、弁
口303の開度を全閉状態から全開状態まで連続的に調
節するものである。
すように、放熱器2の出口側の冷媒温度を検出する温度
センサ31と、放熱器2の出口側の冷媒圧力を検出する
圧力センサ32とが設けられている。そして、温度セン
サ31および圧力センサ32からの出力信号は圧力制御
装置33に入力しており、この圧力制御装置33は、後
述するように、温度センサ31の検出値に基づいて電気
式圧力制御弁30の開度を調節している。そして、圧力
制御装置33は図示されていないCPU、RAM、RO
M等によって構成されており、ROMには予め最適制御
線ηmax で示される温度と圧力との関係を記憶してい
る。
放熱器2の出口側の冷媒温度と冷媒圧力とのみで決定さ
れるものでなく、蒸発器側の圧力の変動によっても大き
く変動する。しかし、冷房運転のみ行う単純なCO2 サ
イクルでは、蒸発器側の圧力変動を無視するこができる
ので、以下の第6実施形態を除いて蒸発器側の圧力を一
定として最適制御線ηmax を算出した。
ば、高い成績係数を維持してCO2 サイクルを良好に運
転するには、圧力制御弁3および電気式圧力制御弁30
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12は
蒸発器側の圧力を約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ηmax を直行座標系に描いたものである。
れていない電動モータによって駆動されており、電動モ
ータの回転数は制御装置34によって制御されている。
そして、この制御装置34は、蒸発器4の空気下流側に
配置された温度センサ34aと、室内空気の温度を検出
する室内温度センサ35と、室外空気の温度を検出する
室外温度センサ36と、人員が希望する室内温度を設定
入力する温度設定手段37とに基づいて電動モータを制
御している。
ファンで、39は車室内に向けて空気を送風する送風機
である。この送風機39の送風量(ファンの回転数)
は、制御装置34を介して人員の希望する室内温度また
は風量に基づいて制御されている。次に、図13に示す
フローチャートに基づいて本実施形態の特徴部分である
電気式圧力制御弁30の作動を述べる。
2 サイクルが起動すると、温度センサ31からの検出値
(高圧側冷媒温度)が取り込まれ(ステップ100)、
その取り込んだ冷媒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から選定され、そ
の選定さた圧力(以下、目標圧力制御弁入口圧力と呼
ぶ。)はRAM等のメモリで記憶される(ステップ11
0)。
側冷媒圧力)が取り込まれ(ステップ120)、目標圧
力制御弁入口圧力とステップ120で取り込んだ圧力
(以下、圧力制御弁入口圧力と呼ぶ。)とが比較される
(ステップ130)。そして、目標圧力制御弁入口圧力
が圧力制御弁入口圧力を上回った場合には、電気式圧力
制御弁30の開度を小さくし(ステップ140)、目標
圧力制御弁入口圧力が圧力制御弁入口圧力以下の場合に
は、電気式圧力制御弁30の開度を大きくする(ステッ
プ150)。そして、ステップ100に戻り、以後ステ
ップ100から150まで繰り返す。
度と冷媒圧力との関係が、最適制御線ηmax で示される
温度と圧力との関係となるように制御されるので、上述
の実施形態と同様に超臨界域および臨界圧力以下の両領
域において、効率良くCO2サイクルを運転さすること
ができる。 (第5実施形態)本実施形態は、図14に示すように、
圧力センサ32を圧縮機1の吐出口近傍に配置したもの
である。
の高い部位での圧力を検出することができるので、CO
2 サイクル内圧力の異常上昇を素早く検出することがで
きる。したがって、作動圧力の高いCO2 サイクルの安
全性を高めることができる。なお、本実施形態では、圧
縮機1の吐出口近傍に圧力センサ32を配置しているの
で、圧力制御弁入口圧力の検出にあたっては、圧力セン
サ32での検出圧力から圧縮機1から放熱器2の出口側
に至るまでの圧力損失分を差し引く必要がある。
り替え可能なヒートポンプサイクルにCO2 サイクルを
適用したものである。40は室外熱交換器で、41は室
内熱交換器で、42は冷媒の流れ方向を切り替える四方
弁機構である。そして、四方弁機構43を図15の実線
で示すように切り替えることにより、冷媒は実線矢印で
示すようにCO2 サイクル内を循環して冷房運転状態と
なり、また、四方弁機構43を図15の破線で示すよう
に切り替えることにより、冷媒は破線矢印で示すように
CO2 サイクル内を循環して暖房運転状態となる。
40が放熱器として作動し、室内熱交換器41が蒸発器
として作動する。また、暖房運転状態では、室内熱交換
器41が放熱器として作動し、室外熱交換器40が蒸発
器として作動する。ところで、CO2 サイクルの成績係
数が最大となるように放熱器出口側の冷媒圧力を決定す
るにあたって冷暖房切り替え可能なヒートポンプサイク
ルでは、単なる蒸気圧縮式冷凍サイクルに比べて蒸発器
側の圧力変動が大きいため、上述の実施形態のように放
熱器出口側の冷媒温度のみから決定することができな
い。
弁30を挟んで両側に圧力センサおよび温度センサを配
置し、両圧力センサ32、32aおよび温度センサ3
1、31aから出力信号を圧力制御装置33に入力させ
て電気式圧力制御弁30の開度を制御している。つま
り、冷房運転時は圧力センサ32aおよび温度センサ3
1に基づいて、予めROMに記憶された蒸発器側圧力を
パラメータとする温度と圧力との関係(図16参照)よ
り目標圧力制御弁入口圧力を選定し、圧力センサ32か
らの圧力制御弁入口圧力と目標圧力制御弁入口圧力とを
比較しながら電気式圧力制御弁30の開度を制御する。
また、暖房運転時は圧力センサ32および温度センサ3
1aに基づいて、予めROMに記憶された蒸発器側圧力
をパラメータとする温度と圧力との関係(図16参照)
より目標圧力制御弁入口圧力を選定し、圧力センサ32
aからの圧力制御弁入口圧力と目標圧力制御弁入口圧力
とを比較しながら電気式圧力制御弁30の開度を制御す
る。
0MPa(蒸発器温度−20℃相当)の場合と3.5M
Pa(蒸発器温度0℃相当)の場合との2つの場合を示
しており、これら蒸発器側圧力のパラメータとしての変
動範囲は、CO2 サイクルの設計仕様等の諸条件に応じ
て適宜決定さられるべきものである。 (第7実施形態)第4〜6実施形態では、圧力制御装置
33と制御装置34とを分散させて分散制御方式を採用
したが、圧力制御装置33と制御装置34とを一体化し
て集中制御方式としてもよい。
イクルを例に上記集中制御方式を採用すれば、図17に
示すように、温度センサ31および圧力センサ32のか
らの出力信号を制御装置34に入力させ、制御装置34
から電気式圧力制御弁30へ向けて電気式圧力制御弁3
0の制御信号を出力するものである。次に、図18のフ
ローチャートを用いて本実施形態の作動を述べる。
始動スイッチが入力され、冷房運転開始の支持がされる
と、室内温度センサ35、室外温度センサ36および温
度設定手段37からの出力信号に基づいて室内に吹き出
す空気の温度の目標値である目標吹出温度を演算し、記
憶する(ステップ200)。次に、電気式圧力制御弁3
0の開度を所定の初期値に設定し(ステップ210)、
送風機39を始動して室内に向けて送風するとともに
(ステップ220)、圧縮機1を起動する(ステップ2
30)。
温度センサ34aにより、実際の吹出空気温度を検出し
一時的に記憶する(ステップ240)。そして、ステッ
プ240で記憶した吹出空気温度と目標吹出温度とを比
較し(ステップ250)、目標吹出温度の方が吹出空気
温度より小さい場合は、圧縮機1の回転数を増加させて
冷凍能力の増大を図り(ステップ260)、一方、目標
吹出温度が吹出空気温度以上の場合は、圧縮機1の回転
数を減少させて冷凍能力の減少を図る(ステップ27
0)。
口温度を検出し(ステップ280)、この検出に基づい
て目標圧力制御弁入口圧力を選定して記憶する(ステッ
プ290)。次に、圧力センサ32より圧力制御弁入口
圧力を検出し(ステップ300)、目標圧力制御弁入口
圧力と圧力制御弁入口圧力とを比較する(ステップ31
0)。
弁入口圧力を上回った場合には、電気式圧力制御弁30
の開度を小さくし(ステップ320)、目標圧力制御弁
入口圧力が圧力制御弁入口圧力以下の場合には、電気式
圧力制御弁30の開度を大きくする(ステップ33
0)。以後、ステップ240に戻り、以後ステップ24
0から330まで繰り返す。
O2 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。また、アキューム
レータ5を廃止しても、前述の蒸気圧縮式冷凍サイクル
を実施することができる。この場合、蒸発器4内に残存
する冷媒が吸引されて、アキュームレータ5を有するC
O2 サイクルと同様な作動を得ることができる。
係を示すグラフである。
る。
の説明図である。
れるCO2 の質量との関係を示すグラフである。
る。
示す模式図である。
る。
を示す模式図である。
の関係を示すグラフである。
ある。
を示す模式図である。
示す模式図である。
の関係を示すグラフである。
を示す模式図である。
ある。
器、5…アキュームレータ(タンク手段)、6…配管、
7…CO2 流路、10…弁カバー、11…ダイヤフラム
(変位部材)、12…密閉空間、13…弁ハウジング、
14、15…空間、16…隔壁部、17…弁口、18…
連通路、19…弁体部、20…弁部、21…コイルスプ
リング、22…スペーサ、23…ベルローズ、24…セ
ンサ部、25…電気式膨張弁、26…電気接点、30…
電気式圧力制御弁、31…温度センサ、32…圧力セン
サ、33…圧力制御装置。
Claims (8)
- 【請求項1】 蒸気圧縮式冷凍サイクルの放熱器(2)
から蒸発器(4)まで至る冷媒流路(7)に配置され、
前記放熱器(2)出口側の冷媒温度に応じて前記放熱器
(2)出口側圧力を制御する圧力制御弁であって、 前記冷媒流路(7)内に形成され、前記冷媒流路(7)
を上流側空間(14)と下流側空間(15)とに仕切る
隔壁部(16)と、 前記隔壁部(16)に形成され、前記上流側空間(1
4)と下流側空間(15)と連通させる弁口(17)
と、 前記上流側空間(14)内に密閉空間(12)を形成
し、前記密閉空間(12)内外の圧力差に応じて変位す
る変位部材(11、23)と、 前記弁口(17)を開閉する弁体部(19)とを備え、 前記変位部材(11)は、前記上流側空間(14)内圧
力が前記密閉空間(12)内圧力より所定量大きくなっ
たときに変位し、 前記弁体部(19)は、前記変位部材(11)が変位し
たときに前記弁口(17)を開くように構成されてお
り、 前記密閉空間(12)内には前記冷媒が、前記弁口(1
7)が閉じた状態の前記密閉空間(12)内体積に対し
て、前記冷媒の温度が0℃での飽和液密度から前記冷媒
の臨界点での飽和液密度に至る範囲の密度で封入されて
いることを特徴とする圧力制御弁。 - 【請求項2】 前記冷媒は二酸化炭素であり、 前記密閉空間内の密度は、450kg/m3 〜950k
g/m3 であることを特徴とする請求項1または2に記
載の圧力制御弁。 - 【請求項3】 冷媒を圧縮する圧縮機(1)と、 前記圧縮機(1)で圧縮された前記冷媒を冷却する放熱
器(2)と、 前記放熱器(2)の出口側圧力を制御するとともに、前
記冷媒を減圧する圧力制御弁(3)と、 前記圧力制御弁(3)で減圧された前記冷媒を蒸発させ
る蒸発器(4)とを有し、 前記圧力制御弁(3)は、請求項1または2に記載の圧
力制御弁であることを特徴とする蒸気圧縮式冷凍サイク
ル。 - 【請求項4】 冷媒を圧縮する圧縮機(1)と、 前記圧縮機(1)で圧縮された前記冷媒を冷却する放熱
器(2)と、 前記放熱器(2)の出口側圧力を制御するとともに、前
記冷媒を減圧する圧力制御弁(30)と、 前記圧力制御弁(30)で減圧された前記冷媒を蒸発さ
せる蒸発器(4)と、 前記圧力制御弁(30)上流側の高圧側冷媒温度を検出
する温度検出手段(31)と、 前記圧力制御弁(30)上流側の高圧側冷媒圧力を検出
する高圧側圧力検出手段(32)と、 前記圧力制御弁(30)の開閉状態を制御する制御装置
(33)とを有し、 前記制御装置(33)により、前記高圧側圧力検出手段
(32)によって検出された高圧側冷媒圧力が、前記温
度検出手段(31)によって検出された高圧側冷媒温度
に基づいて選定された目標圧力となるように前記圧力制
御弁(30)を制御することを特徴とする蒸気圧縮式冷
凍サイクル。 - 【請求項5】 前記圧力制御弁(30)は、前記制御装
置(33)により全閉状態から全開状態まで連続的に変
化することを特徴とする請求項4に記載の蒸気圧縮式冷
凍サイクル。 - 【請求項6】 前記圧力制御弁(30)下流側の低圧側
冷媒圧力を検出する低圧側圧力検出手段(32a)を有
し、 前記制御装置(33)により、前記温度検出手段(3
1)によって検出された高圧側冷媒温度および前記低圧
側圧力検出手段(32a)によって検出された低圧側冷
媒圧力に基づいて選定された目標圧力となるように前記
圧力制御弁(30)を制御することを特徴とする請求項
4または5に記載の蒸気圧縮式冷凍サイクル。 - 【請求項7】 前記圧力制御弁(3、30)の入口側で
の過冷却度が1℃〜10℃となるように、前記圧力制御
弁(3、30)の開度を調節することを特徴とする請求
項3ないし6のいずれか1つに記載の蒸気圧縮式冷凍サ
イクル。 - 【請求項8】 前記蒸発器(4)の出口側と前記圧縮機
(1)の吸入側との間に配置され、液相冷媒と気相冷媒
とを分離して冷媒を蓄えるタンク手段(5)を有するこ
とを特徴とする請求項3ないし7のいずれか1つに記載
の蒸気圧縮式冷凍サイクル。
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