JPH1089785A - 蒸気圧縮式冷凍サイクル - Google Patents
蒸気圧縮式冷凍サイクルInfo
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- JPH1089785A JPH1089785A JP24382396A JP24382396A JPH1089785A JP H1089785 A JPH1089785 A JP H1089785A JP 24382396 A JP24382396 A JP 24382396A JP 24382396 A JP24382396 A JP 24382396A JP H1089785 A JPH1089785 A JP H1089785A
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- F25B2341/00—Details of ejectors not being used as compression device; Details of flow restrictors or expansion valves
- F25B2341/06—Details of flow restrictors or expansion valves
- F25B2341/063—Feed forward expansion valves
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- F25B9/00—Compression machines, plants or systems, in which the refrigerant is air or other gas of low boiling point
- F25B9/002—Compression machines, plants or systems, in which the refrigerant is air or other gas of low boiling point characterised by the refrigerant
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Abstract
(57)【要約】
【課題】 超臨界域で作動するＣＯ2 サイクルを効率良
く運転するとともに、急速冷房時など熱負荷が大きくな
ったときにも、十分な冷凍能力を発揮させるこができ
る。 【解決手段】 放熱器２出口側と蒸発器４入口側との圧
力差ΔＰが、放熱器２出口側のＣＯ2 温度に基づいて選
定される目標圧力差となるように減圧装置３の開度を制
御する。これにより、放熱器２出口側の冷媒圧力は、蒸
発器４の熱負荷の増減に呼応して増減するので、熱負荷
に応じた冷凍能力を発揮することができる。また、目標
圧力差を最適制御線ηmax と一致させることにより、Ｃ
Ｏ2 サイクルを効率良く運転することができる。
く運転するとともに、急速冷房時など熱負荷が大きくな
ったときにも、十分な冷凍能力を発揮させるこができ
る。 【解決手段】 放熱器２出口側と蒸発器４入口側との圧
力差ΔＰが、放熱器２出口側のＣＯ2 温度に基づいて選
定される目標圧力差となるように減圧装置３の開度を制
御する。これにより、放熱器２出口側の冷媒圧力は、蒸
発器４の熱負荷の増減に呼応して増減するので、熱負荷
に応じた冷凍能力を発揮することができる。また、目標
圧力差を最適制御線ηmax と一致させることにより、Ｃ
Ｏ2 サイクルを効率良く運転することができる。
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（ＣＯ 2 ）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。
イクルの制御に関するもので、二酸化炭素（ＣＯ 2 ）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（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。
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。
【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
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、気液２相状態に相変化するので、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。
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
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、気液２相状態に相変化するので、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。
【０００４】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。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、Ｒ１２では１１
２℃）と比べて低いので、夏場等では放熱器側でのＣＯ
2 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）。
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。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、Ｒ１２では１１
２℃）と比べて低いので、夏場等では放熱器側でのＣＯ
2 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）。
【０００５】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。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、夏場等の外気温度が高い場合に、
十分な冷凍能力（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。
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。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、夏場等の外気温度が高い場合に、
十分な冷凍能力（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。
【０００６】しかし、放熱器出口側圧力を高くするに
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（冷凍能力）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。
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（冷凍能力）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。
【０００７】そこで、例えば放熱器出口側でのＣＯ2 温
度を４０℃として、放熱器出口側でのＣＯ2 圧力と成績
係数（ＣＯＰ）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Ｃ
Ｏ2 温度を３０℃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。
度を４０℃として、放熱器出口側でのＣＯ2 圧力と成績
係数（ＣＯＰ）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Ｃ
Ｏ2 温度を３０℃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。
【０００８】以上のようにして、放熱器出口側の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冷凍サイクル用減圧装置
が必要である。
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冷凍サイクル用減圧装置
が必要である。
【０００９】
【発明が解決しようとする課題】ところで、成績係数
は、上述のように、圧縮機の圧縮仕事に対する蒸発器で
のエンタルピ変化量（冷凍能力）の比であるので、例え
成績係数が最大であっても、室内の冷房を図るのに十分
な冷凍能力が得られないときがある。このため、いわゆ
るクールダウン時のように急速冷房を行うときに、冷凍
能力が不足して、急速冷房を十分に行うことができない
という問題が発生してしまう。
は、上述のように、圧縮機の圧縮仕事に対する蒸発器で
のエンタルピ変化量（冷凍能力）の比であるので、例え
成績係数が最大であっても、室内の冷房を図るのに十分
な冷凍能力が得られないときがある。このため、いわゆ
るクールダウン時のように急速冷房を行うときに、冷凍
能力が不足して、急速冷房を十分に行うことができない
という問題が発生してしまう。
【００１０】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を効率良く運転するととも
に、急速冷房時など熱負荷が大きくなったときにも、十
分な冷凍能力を発揮させるこができる冷凍サイクル用減
圧装置を提供することを目的とする。
する蒸気圧縮式冷凍サイクルを効率良く運転するととも
に、急速冷房時など熱負荷が大きくなったときにも、十
分な冷凍能力を発揮させるこができる冷凍サイクル用減
圧装置を提供することを目的とする。
【００１１】
【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〜
４に記載の発明では、第１に、蒸発器（４）の熱負荷が
所定値以下のときは、圧縮機（１）の圧縮仕事に対する
前記蒸発器（４）の冷凍能力の比が大きくなるように前
記減圧装置（３）の開度を調節する。第２に、蒸発器
（４）の熱負荷が所定値を越えたときは、熱負荷の上昇
に応じて前記減圧装置（３）の開度を小さくすることを
特徴とする。
成するために、以下の技術的手段を用いる。請求項１〜
４に記載の発明では、第１に、蒸発器（４）の熱負荷が
所定値以下のときは、圧縮機（１）の圧縮仕事に対する
前記蒸発器（４）の冷凍能力の比が大きくなるように前
記減圧装置（３）の開度を調節する。第２に、蒸発器
（４）の熱負荷が所定値を越えたときは、熱負荷の上昇
に応じて前記減圧装置（３）の開度を小さくすることを
特徴とする。
【００１２】第１の特徴より、蒸発器（４）の熱負荷が
所定値以下であるときに、成績係数を高く維持しながら
蒸気圧縮機式冷凍サイクルを運転することができる。ま
た第２の特徴より、蒸発器（４）の熱負荷が所定値を越
えたときは、後述するように、急速冷房時であるとみな
して、蒸発器（４）の熱負荷の上昇に応じて減圧装置
（３）の開度を小さくするので、減圧装置（３）の入口
側（放熱器２の出口側）の冷媒圧力が上昇し、急速冷房
時など熱負荷が大きくなるときであっても十分な冷凍能
力を発揮させるこができる。
所定値以下であるときに、成績係数を高く維持しながら
蒸気圧縮機式冷凍サイクルを運転することができる。ま
た第２の特徴より、蒸発器（４）の熱負荷が所定値を越
えたときは、後述するように、急速冷房時であるとみな
して、蒸発器（４）の熱負荷の上昇に応じて減圧装置
（３）の開度を小さくするので、減圧装置（３）の入口
側（放熱器２の出口側）の冷媒圧力が上昇し、急速冷房
時など熱負荷が大きくなるときであっても十分な冷凍能
力を発揮させるこができる。
【００１３】したがって、蒸気圧縮機式冷凍サイクルを
効率良く運転しつつ、急速冷房時など熱負荷が大きくな
るときにも、十分な冷凍能力を発揮させるこができる。
ところで、フロン等のように臨界圧力以下で冷媒を作動
させる蒸気圧縮式冷凍サイクル（以下、単に冷凍サイク
ルと略す。）は、臨界圧力以上で冷媒を作動させる蒸気
圧縮式冷凍サイクルに比べて圧縮機の吐出圧力の変動が
小さく、冷凍サイクルの冷凍能力の増減は、主に冷凍サ
イクルを循環する冷媒の質量流量の増減によって行うの
で、圧縮機の容量は、ほぼ最大質量流量で決定してしま
う。このため、最大質量流量で圧縮機の容量を決定する
と、圧縮機の大型化を招いてしまう。
効率良く運転しつつ、急速冷房時など熱負荷が大きくな
るときにも、十分な冷凍能力を発揮させるこができる。
ところで、フロン等のように臨界圧力以下で冷媒を作動
させる蒸気圧縮式冷凍サイクル（以下、単に冷凍サイク
ルと略す。）は、臨界圧力以上で冷媒を作動させる蒸気
圧縮式冷凍サイクルに比べて圧縮機の吐出圧力の変動が
小さく、冷凍サイクルの冷凍能力の増減は、主に冷凍サ
イクルを循環する冷媒の質量流量の増減によって行うの
で、圧縮機の容量は、ほぼ最大質量流量で決定してしま
う。このため、最大質量流量で圧縮機の容量を決定する
と、圧縮機の大型化を招いてしまう。
【００１４】これに対して、本発明に係る蒸気圧縮式冷
凍サイクルでは、主に放熱器（２）の出口側圧力（減圧
装置（３）の入口側圧力）を増減することにより、サイ
クルの冷凍能力の増減を行うので、圧縮機の容量は、蒸
発器（４）の熱負荷が安定したときの冷媒質量流量を基
に決定することができる。したがって、圧縮機（１）の
大型化を抑制することができる。
凍サイクルでは、主に放熱器（２）の出口側圧力（減圧
装置（３）の入口側圧力）を増減することにより、サイ
クルの冷凍能力の増減を行うので、圧縮機の容量は、蒸
発器（４）の熱負荷が安定したときの冷媒質量流量を基
に決定することができる。したがって、圧縮機（１）の
大型化を抑制することができる。
【００１５】請求項２に記載の発明では、蒸発器（４）
の熱負荷が所定値以下のときは、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基づいて
選定される第１目標圧力となるように減圧装置（３）の
開度を調整し、また、蒸発器（４）の熱負荷が所定値を
越えたときは、熱負荷と前記冷媒温度とに基づいて選定
される第２目標圧力となるように減圧装置（３）の開度
を調整することを特徴とする。
の熱負荷が所定値以下のときは、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基づいて
選定される第１目標圧力となるように減圧装置（３）の
開度を調整し、また、蒸発器（４）の熱負荷が所定値を
越えたときは、熱負荷と前記冷媒温度とに基づいて選定
される第２目標圧力となるように減圧装置（３）の開度
を調整することを特徴とする。
【００１６】請求項３に記載の発明では、放熱器（２）
出口側と前記蒸発器（４）入口側との圧力差（ΔＰ）
が、前記放熱器（２）出口側の冷媒温度に基づいて選定
される目標圧力差となるように減圧装置（３）の開度を
制御することを特徴とする。これにより、放熱器（２）
出口側の冷媒圧力は、後述するように、蒸発器（４）の
熱負荷の増減に呼応して増減するので、蒸発器（４）の
熱負荷が増加したときは、これに連動して放熱器（２）
出口側の冷媒圧力が上昇し、冷凍能力が高まる。一方、
蒸発器（４）の熱負荷が減少したときは、放熱器（２）
出口側の冷媒圧力が降下するので、冷凍能力が低下す
る。
出口側と前記蒸発器（４）入口側との圧力差（ΔＰ）
が、前記放熱器（２）出口側の冷媒温度に基づいて選定
される目標圧力差となるように減圧装置（３）の開度を
制御することを特徴とする。これにより、放熱器（２）
出口側の冷媒圧力は、後述するように、蒸発器（４）の
熱負荷の増減に呼応して増減するので、蒸発器（４）の
熱負荷が増加したときは、これに連動して放熱器（２）
出口側の冷媒圧力が上昇し、冷凍能力が高まる。一方、
蒸発器（４）の熱負荷が減少したときは、放熱器（２）
出口側の冷媒圧力が降下するので、冷凍能力が低下す
る。
【００１７】そして、このときの圧力差（ΔＰ）が、放
熱器（２）出口側の冷媒温度に基づいて選定される目標
圧力差となるように減圧装置（３）の開度が制御されて
いるので、請求項１に記載の発明と同様に、蒸気圧縮機
式冷凍サイクルを効率良く運転することができる。した
がって、蒸発器（４）の熱負荷を検出する特別な手段を
必要としないで請求項１に記載の発明と同様な効果を得
ることができるので、蒸気圧縮式冷凍サイクルの構造を
簡便なものとして蒸気圧縮式冷凍サイクルの製造原価低
減を図ることができる。
熱器（２）出口側の冷媒温度に基づいて選定される目標
圧力差となるように減圧装置（３）の開度が制御されて
いるので、請求項１に記載の発明と同様に、蒸気圧縮機
式冷凍サイクルを効率良く運転することができる。した
がって、蒸発器（４）の熱負荷を検出する特別な手段を
必要としないで請求項１に記載の発明と同様な効果を得
ることができるので、蒸気圧縮式冷凍サイクルの構造を
簡便なものとして蒸気圧縮式冷凍サイクルの製造原価低
減を図ることができる。
【００１８】請求項４に記載の発明では、冷媒として二
酸化炭素を用いたことを特徴とする。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。
酸化炭素を用いたことを特徴とする。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】
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３は、二酸化炭素（ＣＯ2 ）を冷媒
とする蒸気圧縮式冷凍サイクル（以下、ＣＯ2 サイクル
と略す。）を車両用空調装置に適用したものであり、１
はエンジン等の車両駆動源から駆動力を得て気相ＣＯ2
を圧縮する圧縮機である。２は圧縮機１で圧縮されたＣ
Ｏ2 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から流出したＣＯ2 を減
圧する減圧装置である。
（第１実施形態）図３は、二酸化炭素（ＣＯ2 ）を冷媒
とする蒸気圧縮式冷凍サイクル（以下、ＣＯ2 サイクル
と略す。）を車両用空調装置に適用したものであり、１
はエンジン等の車両駆動源から駆動力を得て気相ＣＯ2
を圧縮する圧縮機である。２は圧縮機１で圧縮されたＣ
Ｏ2 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から流出したＣＯ2 を減
圧する減圧装置である。
【００２０】なお、この減圧装置３は、放熱器２出口側
のＣＯ2 温度に応じて放熱器２出口側圧力を制御する圧
力制御手段を兼ねており、放熱器２側のＣＯ2 圧力は、
後述する所定の圧力まで高められた後に減圧されて低温
低圧の気液２相状態のＣＯ2となる。４は、車室内の空
気冷却手段をなす蒸発器（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 とを分離して余剰
のＣＯ2 をを一時的に蓄えるとともに、液相ＣＯ2 が圧
縮機１に吸入されることを防止するアキュームレータで
ある。
のＣＯ2 温度に応じて放熱器２出口側圧力を制御する圧
力制御手段を兼ねており、放熱器２側のＣＯ2 圧力は、
後述する所定の圧力まで高められた後に減圧されて低温
低圧の気液２相状態のＣＯ2となる。４は、車室内の空
気冷却手段をなす蒸発器（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 とを分離して余剰
のＣＯ2 をを一時的に蓄えるとともに、液相ＣＯ2 が圧
縮機１に吸入されることを防止するアキュームレータで
ある。
【００２１】そして、圧縮機１、放熱器２、減圧装置
３、蒸発器４およびアキュームレータ５は、それぞれ配
管によって接続されて閉回路を形成している。因みに、
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おり、
６、７は放熱器２および蒸発器４の熱交換を促進するフ
ァンである。
３、蒸発器４およびアキュームレータ５は、それぞれ配
管によって接続されて閉回路を形成している。因みに、
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おり、
６、７は放熱器２および蒸発器４の熱交換を促進するフ
ァンである。
【００２２】なお、本実施形態では、減圧装置３の開度
を調節することによりＣＯ2 サイクルの冷凍能力を制御
しており、詳細は後述する。図４は、本実施形態に係る
減圧装置３の構造を示しており、３１は放熱器２に連通
する流入口３２、および蒸発器４に連通する流出口３３
が形成されたハウジングであり、このハウジング３１内
には、流入口３２側の空間３２ａと流出口３３側の空間
３３ａとを連通させる弁口３４が形成されているととも
に、弁口３４の開度を調節する針状の弁体３５が配設さ
れている。
を調節することによりＣＯ2 サイクルの冷凍能力を制御
しており、詳細は後述する。図４は、本実施形態に係る
減圧装置３の構造を示しており、３１は放熱器２に連通
する流入口３２、および蒸発器４に連通する流出口３３
が形成されたハウジングであり、このハウジング３１内
には、流入口３２側の空間３２ａと流出口３３側の空間
３３ａとを連通させる弁口３４が形成されているととも
に、弁口３４の開度を調節する針状の弁体３５が配設さ
れている。
【００２３】また、３６は弁体３５を移動させて弁口３
４の開度を調節するステップモータ３６であり、ステッ
プモータ３６のマグネットロータ３６ａには雌ねじ部３
６ｂが形成され、弁体３５には、この雌ねじ部３６ｂに
ねじ結合する雄ねじ部３５ａが形成されている。また、
ステップモータ３６は制御装置８によって制御されてお
り、この制御装置８には、図３に示すように、放熱器２
の出口側（減圧装置３の入口側）のＣＯ 2 温度を検出す
る温度センサ９と、放熱器２の出口側（減圧装置３の入
口側）のＣＯ2 圧力を検出する圧力センサ１０と、蒸発
器４の空気下流側に配置された温度センサ１１と、室内
空気の温度を検出する室内温度センサ１２と、室外空気
の温度を検出する室外温度センサ１３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１４とからの信
号が入力されているとともに、図５に示すＣＯ2 温度と
これに対応する目標圧力との関係（以下、温度−圧力マ
ップと呼ぶ。）が記憶されている。
４の開度を調節するステップモータ３６であり、ステッ
プモータ３６のマグネットロータ３６ａには雌ねじ部３
６ｂが形成され、弁体３５には、この雌ねじ部３６ｂに
ねじ結合する雄ねじ部３５ａが形成されている。また、
ステップモータ３６は制御装置８によって制御されてお
り、この制御装置８には、図３に示すように、放熱器２
の出口側（減圧装置３の入口側）のＣＯ 2 温度を検出す
る温度センサ９と、放熱器２の出口側（減圧装置３の入
口側）のＣＯ2 圧力を検出する圧力センサ１０と、蒸発
器４の空気下流側に配置された温度センサ１１と、室内
空気の温度を検出する室内温度センサ１２と、室外空気
の温度を検出する室外温度センサ１３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１４とからの信
号が入力されているとともに、図５に示すＣＯ2 温度と
これに対応する目標圧力との関係（以下、温度−圧力マ
ップと呼ぶ。）が記憶されている。
【００２４】そして、制御装置８は、温度−圧力マップ
（図５）より温度センサ９が検出したＣＯ2 温度に対応
する目標圧力を算出してステップモータ３６を回転させ
て弁口３４の開度を調整するとともに、温度設定手段１
４で設定された設定温度や室内温度センサ１２が検出し
た室内温度等に基づいて、車室内に吹き出す空気の温度
を調節する周知のエアミックスドアおよびファン７等の
周知の空調制御手段を制御している。
（図５）より温度センサ９が検出したＣＯ2 温度に対応
する目標圧力を算出してステップモータ３６を回転させ
て弁口３４の開度を調整するとともに、温度設定手段１
４で設定された設定温度や室内温度センサ１２が検出し
た室内温度等に基づいて、車室内に吹き出す空気の温度
を調節する周知のエアミックスドアおよびファン７等の
周知の空調制御手段を制御している。
【００２５】ところで、「従来の技術」の欄で述べた最
適制御線ηmax で示される放熱器２出口側の圧力は、放
熱器２の出口側のＣＯ2 温度より一義的に決定されるも
のでなく、厳密には、蒸発器４側の圧力変動、すなわち
蒸発器４に与えられる熱量（蒸発器４の熱負荷）の変動
を考慮して決定する必要がある。しかし、ＣＯ2 サイク
ルに限らず蒸気圧縮式冷凍サイクルを連続運転すると、
室内温度は、冷媒の蒸発温度、蒸発器４の熱交換能力お
よび室外から室内に与えられる熱量等が釣り合う温度で
次第に安定していく。このため、蒸発器４側の圧力変動
も次第に安定していく。
適制御線ηmax で示される放熱器２出口側の圧力は、放
熱器２の出口側のＣＯ2 温度より一義的に決定されるも
のでなく、厳密には、蒸発器４側の圧力変動、すなわち
蒸発器４に与えられる熱量（蒸発器４の熱負荷）の変動
を考慮して決定する必要がある。しかし、ＣＯ2 サイク
ルに限らず蒸気圧縮式冷凍サイクルを連続運転すると、
室内温度は、冷媒の蒸発温度、蒸発器４の熱交換能力お
よび室外から室内に与えられる熱量等が釣り合う温度で
次第に安定していく。このため、蒸発器４側の圧力変動
も次第に安定していく。
【００２６】したがって、冷凍サイクルが連続運転して
いる場合には、クールダウン時のような急速冷房時を除
けば、外気温度が急激に変化しない限り、蒸発器４側の
圧力が急激に変動することはない。したがって、蒸発器
４内でのＣＯ2 の蒸発温度に対応する蒸発器４側の圧力
を基づいて最適制御線ηmax を決定すればよい。そし
て、図５の最適制御線ηmax は、ＣＯ2 の蒸発温度（０
℃）に対応する蒸発器４側の圧力（３．５ＭＰａ）を基
にして、放熱器２出口側のＣＯ2 温度に応じた目標圧力
（以下、第１目標圧力と呼ぶ。）を示している。なお、
発明者等の種々の試験検討によれば、放熱器出口側圧力
が臨界圧力以下の場合、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、減圧装置３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５の最適制御線η
max は、この点も考慮して過冷却度が約３℃となるよう
に算出したものである。
いる場合には、クールダウン時のような急速冷房時を除
けば、外気温度が急激に変化しない限り、蒸発器４側の
圧力が急激に変動することはない。したがって、蒸発器
４内でのＣＯ2 の蒸発温度に対応する蒸発器４側の圧力
を基づいて最適制御線ηmax を決定すればよい。そし
て、図５の最適制御線ηmax は、ＣＯ2 の蒸発温度（０
℃）に対応する蒸発器４側の圧力（３．５ＭＰａ）を基
にして、放熱器２出口側のＣＯ2 温度に応じた目標圧力
（以下、第１目標圧力と呼ぶ。）を示している。なお、
発明者等の種々の試験検討によれば、放熱器出口側圧力
が臨界圧力以下の場合、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、減圧装置３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５の最適制御線η
max は、この点も考慮して過冷却度が約３℃となるよう
に算出したものである。
【００２７】ところで、急速冷房時には、蒸発器４の熱
負荷が大きくなるので、蒸発器４内のＣＯ2 温度の上昇
とともに蒸発器４側の圧力が上昇する。このため、蒸発
器４側の圧力を３．５ＭＰａとしてＣＯ2 サイクルの成
績係数が最大となるように算出した第１目標圧力では、
「発明が解決しようとする課題」の欄で述べたように、
室内の冷房を図るのに十分な冷凍能力が得られないとき
が発生してしまう。
負荷が大きくなるので、蒸発器４内のＣＯ2 温度の上昇
とともに蒸発器４側の圧力が上昇する。このため、蒸発
器４側の圧力を３．５ＭＰａとしてＣＯ2 サイクルの成
績係数が最大となるように算出した第１目標圧力では、
「発明が解決しようとする課題」の欄で述べたように、
室内の冷房を図るのに十分な冷凍能力が得られないとき
が発生してしまう。
【００２８】そこで、本実施例では、急速冷房時のよう
に、蒸発器４の熱負荷が安定しているときに比べて蒸発
器４の熱負荷が大きくなるときには、蒸発器４の熱負荷
の上昇に応じて目標圧力を第１目標圧力より上昇させて
（減圧装置３の開度を小さくして）冷凍能力を高めてい
る。次に、図６に示すフローチャートに基づいて減圧装
置３の作動を説明する。
に、蒸発器４の熱負荷が安定しているときに比べて蒸発
器４の熱負荷が大きくなるときには、蒸発器４の熱負荷
の上昇に応じて目標圧力を第１目標圧力より上昇させて
（減圧装置３の開度を小さくして）冷凍能力を高めてい
る。次に、図６に示すフローチャートに基づいて減圧装
置３の作動を説明する。
【００２９】図示されていない始動スイッチによりＣＯ
2 サイクルが起動すると、温度センサ９からの検出温度
（減圧装置３入口側のＣＯ2 温度）Ｔｖ、温度設定手段
１４に設定された人員が希望する室内温度（設定温度）
Ｔｓｅｔおよび室内温度センサ１２から検出温度（室内
温度）Ｔｒが取り込まれる（ステップ１００〜１２
０）。
2 サイクルが起動すると、温度センサ９からの検出温度
（減圧装置３入口側のＣＯ2 温度）Ｔｖ、温度設定手段
１４に設定された人員が希望する室内温度（設定温度）
Ｔｓｅｔおよび室内温度センサ１２から検出温度（室内
温度）Ｔｒが取り込まれる（ステップ１００〜１２
０）。
【００３０】そして、室内温度Ｔｒと設定温度Ｔｓｅｔ
との温度差δＴを演算し（ステップ１３０）、温度差δ
Ｔが所定値Ｔｏ以下のときには、蒸発器４の熱負荷が所
定値以下であって安定しているものとみなして、温度−
圧力マップ（図５）より減圧装置３入口側のＣＯ2 温度
Ｔｖに対応する目標圧力（第１目標圧力）を設定する
（ステップ１４０、１５０）。
との温度差δＴを演算し（ステップ１３０）、温度差δ
Ｔが所定値Ｔｏ以下のときには、蒸発器４の熱負荷が所
定値以下であって安定しているものとみなして、温度−
圧力マップ（図５）より減圧装置３入口側のＣＯ2 温度
Ｔｖに対応する目標圧力（第１目標圧力）を設定する
（ステップ１４０、１５０）。
【００３１】一方、温度差δＴが所定値Ｔｏを越えてい
るときには、蒸発器４の熱負荷が所定値を越えて急速冷
房時であるとみなして、圧力−温度差δＴマップ（図
７）より温度差δＴに対応する圧力上昇δＰを選定し、
この選定された圧力上昇δＰと温度−圧力マップ（図
５）より選定されたＣＯ2 温度Ｔｖに対応する目標圧力
（第１目標圧力）との和より目標圧力（以下、第２目標
圧力と呼ぶ。）を設定する（ステップ１４０、１６
０）。
るときには、蒸発器４の熱負荷が所定値を越えて急速冷
房時であるとみなして、圧力−温度差δＴマップ（図
７）より温度差δＴに対応する圧力上昇δＰを選定し、
この選定された圧力上昇δＰと温度−圧力マップ（図
５）より選定されたＣＯ2 温度Ｔｖに対応する目標圧力
（第１目標圧力）との和より目標圧力（以下、第２目標
圧力と呼ぶ。）を設定する（ステップ１４０、１６
０）。
【００３２】次に、圧力センサ１０からの検出圧力（減
圧装置３入口側のＣＯ2 圧力）が取り込まれ（ステップ
１７０）、目標圧力とステップ１７０で取り込んだ圧力
（以下、減圧装置入口圧力と呼ぶ。）とが比較される
（ステップ１８０）。そして、目標圧力が減圧装置入口
圧力を上回った場合には、減圧装置３の開度を小さくし
（ステップ１９０）、目標圧力が減圧装置入口圧力以下
の場合には、減圧装置３の開度を大きして（ステップ２
００）、目標圧力と減圧装置入口圧とが略等しくなるよ
うに減圧装置３の開度を調節する。
圧装置３入口側のＣＯ2 圧力）が取り込まれ（ステップ
１７０）、目標圧力とステップ１７０で取り込んだ圧力
（以下、減圧装置入口圧力と呼ぶ。）とが比較される
（ステップ１８０）。そして、目標圧力が減圧装置入口
圧力を上回った場合には、減圧装置３の開度を小さくし
（ステップ１９０）、目標圧力が減圧装置入口圧力以下
の場合には、減圧装置３の開度を大きして（ステップ２
００）、目標圧力と減圧装置入口圧とが略等しくなるよ
うに減圧装置３の開度を調節する。
【００３３】そして、ステップ１００に戻り、以後ステ
ップ１００から２００まで繰り返す。なお、δＰを無制
限に大きくすると、成績係数が極端に低下してしまうの
で、本実施形態では、２．７ＭＰａをδＰの上限値とし
た。次に、本実施形態の特徴を述べる。以上に述べたよ
うに、本実施形態によれば、蒸発器４の熱負荷が所定値
以下のときは、蒸発器４の熱負荷が安定しているとみな
して、減圧装置３の入口側ＣＯ 2 圧力が第１目標圧力と
なるように減圧装置３の開度を調節するので、成績係数
を高く維持しながらＣＯ2 サイクルを運転することがで
きる。
ップ１００から２００まで繰り返す。なお、δＰを無制
限に大きくすると、成績係数が極端に低下してしまうの
で、本実施形態では、２．７ＭＰａをδＰの上限値とし
た。次に、本実施形態の特徴を述べる。以上に述べたよ
うに、本実施形態によれば、蒸発器４の熱負荷が所定値
以下のときは、蒸発器４の熱負荷が安定しているとみな
して、減圧装置３の入口側ＣＯ 2 圧力が第１目標圧力と
なるように減圧装置３の開度を調節するので、成績係数
を高く維持しながらＣＯ2 サイクルを運転することがで
きる。
【００３４】また、蒸発器４の熱負荷が所定値を越えた
ときは、急速冷房時であるとみなして、蒸発器４の熱負
荷の上昇に応じて減圧装置３の開度を小さくするので、
減圧装置３の入口側ＣＯ2 圧力が上昇する。したがっ
て、急速冷房時など熱負荷が大きくなるときであっても
十分な冷凍能力を発揮させるこができる。つまり、本実
施形態によれば、ＣＯ2 サイクルを効率良く運転しつ
つ、急速冷房時など熱負荷が大きくなるときにも、十分
な冷凍能力を発揮させるこができる。
ときは、急速冷房時であるとみなして、蒸発器４の熱負
荷の上昇に応じて減圧装置３の開度を小さくするので、
減圧装置３の入口側ＣＯ2 圧力が上昇する。したがっ
て、急速冷房時など熱負荷が大きくなるときであっても
十分な冷凍能力を発揮させるこができる。つまり、本実
施形態によれば、ＣＯ2 サイクルを効率良く運転しつ
つ、急速冷房時など熱負荷が大きくなるときにも、十分
な冷凍能力を発揮させるこができる。
【００３５】ところで、フロン等のように臨界圧力以下
で冷媒を作動させる蒸気圧縮式冷凍サイクル（以下、単
に冷凍サイクルと略す。）は、ＣＯ2 サイクルに比べて
圧縮機の吐出圧力の変動が小さく、冷凍サイクルの冷凍
能力の増減は、主に冷凍サイクルを循環する冷媒の質量
流量の増減によって行うので、圧縮機の容量は、ほぼ最
大質量流量で決定してしまう。このため、最大質量流量
で圧縮機の容量を決定すると、圧縮機の大型化を招いて
しまう。
で冷媒を作動させる蒸気圧縮式冷凍サイクル（以下、単
に冷凍サイクルと略す。）は、ＣＯ2 サイクルに比べて
圧縮機の吐出圧力の変動が小さく、冷凍サイクルの冷凍
能力の増減は、主に冷凍サイクルを循環する冷媒の質量
流量の増減によって行うので、圧縮機の容量は、ほぼ最
大質量流量で決定してしまう。このため、最大質量流量
で圧縮機の容量を決定すると、圧縮機の大型化を招いて
しまう。
【００３６】これに対して、本実施形態は、本実施形態
に係るＣＯ2 サイクルでは、主に放熱器２の出口側圧力
（減圧装置３の入口側圧力）を増減することにより、Ｃ
Ｏ2サイクルの冷凍能力の増減を行うので、圧縮機の容
量は、蒸発器４の熱負荷が安定したときのＣＯ2 質量流
量を基に決定することができる。したがって、圧縮機１
の大型化を抑制することができる。
に係るＣＯ2 サイクルでは、主に放熱器２の出口側圧力
（減圧装置３の入口側圧力）を増減することにより、Ｃ
Ｏ2サイクルの冷凍能力の増減を行うので、圧縮機の容
量は、蒸発器４の熱負荷が安定したときのＣＯ2 質量流
量を基に決定することができる。したがって、圧縮機１
の大型化を抑制することができる。
【００３７】（第２実施形態）上述の実施形態では、蒸
発器４の熱負荷を検出する手段として室内温度Ｔｒと設
定温度Ｔｓｅｔとの温度差δＴを利用したが、本実施形
態では、図８に示すように、室内温度Ｔｒを検出する室
内温度センサ１２および設定温度Ｔｓｅｔを設定する温
度設定手段１４を廃止可能としてＣＯ2 サイクル全体の
製造原価低減を図ったものである。
発器４の熱負荷を検出する手段として室内温度Ｔｒと設
定温度Ｔｓｅｔとの温度差δＴを利用したが、本実施形
態では、図８に示すように、室内温度Ｔｒを検出する室
内温度センサ１２および設定温度Ｔｓｅｔを設定する温
度設定手段１４を廃止可能としてＣＯ2 サイクル全体の
製造原価低減を図ったものである。
【００３８】このために、本実施形態では、第１実施形
態で示された減圧装置３に替えて、放熱器２出口側（減
圧装置３０の入口側）と蒸発器４入口側（減圧装置３０
の出口側）との圧力差ΔＰが、放熱器２出口側（減圧装
置３０の入口側）でのＣＯ2温度に基づいて選定される
目標圧力差となるように、減圧装置の開度が調節される
減圧装置３０としたものである。以下に、図９を用いて
本実施形態に係る減圧装置３０について述べる。
態で示された減圧装置３に替えて、放熱器２出口側（減
圧装置３０の入口側）と蒸発器４入口側（減圧装置３０
の出口側）との圧力差ΔＰが、放熱器２出口側（減圧装
置３０の入口側）でのＣＯ2温度に基づいて選定される
目標圧力差となるように、減圧装置の開度が調節される
減圧装置３０としたものである。以下に、図９を用いて
本実施形態に係る減圧装置３０について述べる。
【００３９】３６は、弁体３５を弁口３４に向けて押し
付ける弾性力を発生するコイルバネであり、このコイル
バネ３６の一端側には、圧力的に流出口３３側からコイ
ルバネ３６の弾性力を弁体３５に対して作用させる第１
押さえ板４０が配設され、他端側には、コイルバネ３６
の弾性力を調整する第２押さえ板４１が配設されてい
る。
付ける弾性力を発生するコイルバネであり、このコイル
バネ３６の一端側には、圧力的に流出口３３側からコイ
ルバネ３６の弾性力を弁体３５に対して作用させる第１
押さえ板４０が配設され、他端側には、コイルバネ３６
の弾性力を調整する第２押さえ板４１が配設されてい
る。
【００４０】この第２押さえ板４１には、雌ねじ部４１
ａが形成されており、この雌ねじ部４１ａには、第２押
さえ板４１をコイルバネ３６の軸方向に移動させる調整
シャフト４２に形成された雄ねじ部４２ａがねじ結合し
ている。したがって、調整シャフト４２の回転に連動し
て第２押さえ板４１がコイルバネ３６の軸方向に移動す
るので、弁体３５に作用する弾性力を調節することがで
きる。
ａが形成されており、この雌ねじ部４１ａには、第２押
さえ板４１をコイルバネ３６の軸方向に移動させる調整
シャフト４２に形成された雄ねじ部４２ａがねじ結合し
ている。したがって、調整シャフト４２の回転に連動し
て第２押さえ板４１がコイルバネ３６の軸方向に移動す
るので、弁体３５に作用する弾性力を調節することがで
きる。
【００４１】また、４３は第２押さえ板４１が調整シャ
フト４２と共周りすることを防止するキーであり、４４
は調整シャフト４２とハウジング３１との隙間を密閉す
るシール部材をなすニトリルゴム製のＯリングである。
因みに、ＣＯ2 サイクルはフロンを用いた通常の蒸気圧
縮式冷凍サイクルに比べて、作動圧力が大きい（約８
倍）ので、可動部分にＯリング等のシール部材を配設す
る場合は、上述のように、減圧後である流出口３３側に
配設することが望ましい。
フト４２と共周りすることを防止するキーであり、４４
は調整シャフト４２とハウジング３１との隙間を密閉す
るシール部材をなすニトリルゴム製のＯリングである。
因みに、ＣＯ2 サイクルはフロンを用いた通常の蒸気圧
縮式冷凍サイクルに比べて、作動圧力が大きい（約８
倍）ので、可動部分にＯリング等のシール部材を配設す
る場合は、上述のように、減圧後である流出口３３側に
配設することが望ましい。
【００４２】また、４５は調整シャフト４２を回転させ
るアクチュエータをなすステップモータであり、このス
テップモータ４５は、減圧装置３０入口側のＣＯ2 温度
Ｔｖに基づいて選定される目標圧力差となるように制御
装置８によって制御されている。次に、本実施形態に係
る減圧装置３０の作動を述べる。
るアクチュエータをなすステップモータであり、このス
テップモータ４５は、減圧装置３０入口側のＣＯ2 温度
Ｔｖに基づいて選定される目標圧力差となるように制御
装置８によって制御されている。次に、本実施形態に係
る減圧装置３０の作動を述べる。
【００４３】図９から明らかなように、弁体３５のうち
流入口３２側には、放熱器２の出口側圧力による作用力
Ｆ1 が作用するので、弁体３５は流出口３３側に押圧さ
れる。一方、流出口３３側には、蒸発器２の入口側圧力
およびコイルバネ３６の弾性力による作用力Ｆ2 が作用
するので、弁体３５は流入口３２側に押圧される。つま
り、作用力Ｆ2 が作用力Ｆ1 より大きい場合には、弁体
３５は、弁口３４の開度が小さくなるように移動し、作
用力Ｆ1 が作用力Ｆ2 より大きい場合には、弁体３５
は、弁口３４の開度が大きくなるように移動する。
流入口３２側には、放熱器２の出口側圧力による作用力
Ｆ1 が作用するので、弁体３５は流出口３３側に押圧さ
れる。一方、流出口３３側には、蒸発器２の入口側圧力
およびコイルバネ３６の弾性力による作用力Ｆ2 が作用
するので、弁体３５は流入口３２側に押圧される。つま
り、作用力Ｆ2 が作用力Ｆ1 より大きい場合には、弁体
３５は、弁口３４の開度が小さくなるように移動し、作
用力Ｆ1 が作用力Ｆ2 より大きい場合には、弁体３５
は、弁口３４の開度が大きくなるように移動する。
【００４４】したがって、弁体３５は、作用力Ｆ1 と作
用力Ｆ2 とが均衡する位置（または、弁口３４に接触す
る位置）で停止するので、弁口３４の開度は、コイルバ
ネ３６が弁体３５に及ぼす弾性力によって決定する。す
なわち、両空間３２ａ、３３ａ間の圧力差ΔＰは、コイ
ルバネ３６が弁体３５に及ぼす弾性力に対応する。そし
て、弁体３５の移動量（リフト量）は僅かなので、コイ
ルバネ３６が弁体３５に及ぼす弾性力の変化は、ほぼ無
視することができるため、両空間３２ａ、３３ａ間の圧
力差ΔＰは、ほぼ一定となる。
用力Ｆ2 とが均衡する位置（または、弁口３４に接触す
る位置）で停止するので、弁口３４の開度は、コイルバ
ネ３６が弁体３５に及ぼす弾性力によって決定する。す
なわち、両空間３２ａ、３３ａ間の圧力差ΔＰは、コイ
ルバネ３６が弁体３５に及ぼす弾性力に対応する。そし
て、弁体３５の移動量（リフト量）は僅かなので、コイ
ルバネ３６が弁体３５に及ぼす弾性力の変化は、ほぼ無
視することができるため、両空間３２ａ、３３ａ間の圧
力差ΔＰは、ほぼ一定となる。
【００４５】次に、圧力差ΔＰについて述べる。蒸発器
４内の温度が氷点下（０℃以下）となると、蒸発器４に
霜が発生して蒸発器４の冷凍能力の低下を招くので、蒸
発器４内の温度は、氷点より高くすることが望ましい。
しかし、いたずらに蒸発器４内の温度を上昇させると、
車室内に吹き出す空気を十分に冷却することができない
という問題が発生する。
４内の温度が氷点下（０℃以下）となると、蒸発器４に
霜が発生して蒸発器４の冷凍能力の低下を招くので、蒸
発器４内の温度は、氷点より高くすることが望ましい。
しかし、いたずらに蒸発器４内の温度を上昇させると、
車室内に吹き出す空気を十分に冷却することができない
という問題が発生する。
【００４６】そこで、本実施形態では、第１実施形態と
同様に、蒸発器４入口側の圧力をＣＯ2 の蒸発温度に対
応する蒸発圧力（３．５ＭＰａ）とし、放熱器２出口側
の圧力を最適制御線ηmax で示される圧力（第１目標圧
力）としたときの圧力差を両空間３２ａ、３３ａ間の圧
力差ΔＰをとしている。したがって、制御装置８は、温
度−圧力マップ（図５）より温度センサ９が検出したＣ
Ｏ2 温度に対応する第１目標圧力を算出し、この第１目
標圧力とＣＯ2の蒸発温度に対応する蒸発圧力（０℃で
３．５ＭＰａ）との差が圧力差ΔＰとなるようにステッ
プモータ４５を駆動しコイルバネ３６の弾性力を調整し
ている。
同様に、蒸発器４入口側の圧力をＣＯ2 の蒸発温度に対
応する蒸発圧力（３．５ＭＰａ）とし、放熱器２出口側
の圧力を最適制御線ηmax で示される圧力（第１目標圧
力）としたときの圧力差を両空間３２ａ、３３ａ間の圧
力差ΔＰをとしている。したがって、制御装置８は、温
度−圧力マップ（図５）より温度センサ９が検出したＣ
Ｏ2 温度に対応する第１目標圧力を算出し、この第１目
標圧力とＣＯ2の蒸発温度に対応する蒸発圧力（０℃で
３．５ＭＰａ）との差が圧力差ΔＰとなるようにステッ
プモータ４５を駆動しコイルバネ３６の弾性力を調整し
ている。
【００４７】次に、本実施形態に係るＣＯ2 サイクルの
作動および特徴を説明する。図１０は、本実施形態に係
るＣＯ2 サイクルの作動を示すモリエル線図であり、図
１０中、一点鎖線の線図Ａは冷凍能力（熱負荷）が小さ
い場合を示し、実線の線図Ｂは熱負荷が大きい場合を示
している。蒸発器４の熱負荷が大きい場合には、蒸発器
４が冷却する空気の温度も高くなるので、蒸発器４の熱
負荷の上昇とともに蒸発器４内の温度が上昇し、蒸発器
４内の圧力およびＣＯ2 の蒸発圧力が上昇する（図１１
参照）。
作動および特徴を説明する。図１０は、本実施形態に係
るＣＯ2 サイクルの作動を示すモリエル線図であり、図
１０中、一点鎖線の線図Ａは冷凍能力（熱負荷）が小さ
い場合を示し、実線の線図Ｂは熱負荷が大きい場合を示
している。蒸発器４の熱負荷が大きい場合には、蒸発器
４が冷却する空気の温度も高くなるので、蒸発器４の熱
負荷の上昇とともに蒸発器４内の温度が上昇し、蒸発器
４内の圧力およびＣＯ2 の蒸発圧力が上昇する（図１１
参照）。
【００４８】このため、作用力Ｆ2 が大きくなり、前述
のように、弁口３４の開度が小さくなるので、放熱器２
の出口側圧力が上昇する（線図Ｂの状態）。したがっ
て、蒸発器４の出口と入口との比エンタルピ差が大きく
なる（ｈ1 ＞ｈ2 ）ので、冷凍能力が増大する。そし
て、蒸発器４の熱負荷は、上述のごとく、次第にＣＯ2
の蒸発温度に対応する蒸発圧力（３．５ＭＰａ）に向か
って安定していくので、作用力Ｆ2 が小さくなり、前述
のように、弁口３４の開度が大きくなる。このため、放
熱器２の出口側圧力が降下していくとともに（線図Ａの
状態）、放熱器２出口側の圧力が最適制御線ηmax で示
される圧力（第１目標圧力）に近づいていく。
のように、弁口３４の開度が小さくなるので、放熱器２
の出口側圧力が上昇する（線図Ｂの状態）。したがっ
て、蒸発器４の出口と入口との比エンタルピ差が大きく
なる（ｈ1 ＞ｈ2 ）ので、冷凍能力が増大する。そし
て、蒸発器４の熱負荷は、上述のごとく、次第にＣＯ2
の蒸発温度に対応する蒸発圧力（３．５ＭＰａ）に向か
って安定していくので、作用力Ｆ2 が小さくなり、前述
のように、弁口３４の開度が大きくなる。このため、放
熱器２の出口側圧力が降下していくとともに（線図Ａの
状態）、放熱器２出口側の圧力が最適制御線ηmax で示
される圧力（第１目標圧力）に近づいていく。
【００４９】したがって、本実施形態によれば、ＣＯ2
サイクルを効率良く運転しつつ、急速冷房時など熱負荷
が大きくなるときにも、十分な冷凍能力を発揮させるこ
ができる。また、蒸発器４の熱負荷を検出する手段とし
て室内温度センサ１２および温度設定手段１４を必要と
せず、放熱器２出口側と蒸発器４入口側との圧力差ΔＰ
が所定値となるように、弁口３４の開度を調節するとい
った簡便な手段で、ＣＯ2サイクルを制御することによ
り、上記効果を得ることができるので、ＣＯ2 サイクル
の製造原価低減を図ることができる。 （第３実施形態）上述の実施形態では、温度センサ９に
て放熱器２の出口側のＣＯ2 温度を検出していたが、本
実施形態では、図１２に示すように、温度センサ９を廃
止して、室外温度センサ１３の検出温度より放熱器２の
出口側のＣＯ2 温度を推定することにより、第２実施形
態に係るＣＯ2 サイクルを制御するようにしたものであ
る。
サイクルを効率良く運転しつつ、急速冷房時など熱負荷
が大きくなるときにも、十分な冷凍能力を発揮させるこ
ができる。また、蒸発器４の熱負荷を検出する手段とし
て室内温度センサ１２および温度設定手段１４を必要と
せず、放熱器２出口側と蒸発器４入口側との圧力差ΔＰ
が所定値となるように、弁口３４の開度を調節するとい
った簡便な手段で、ＣＯ2サイクルを制御することによ
り、上記効果を得ることができるので、ＣＯ2 サイクル
の製造原価低減を図ることができる。 （第３実施形態）上述の実施形態では、温度センサ９に
て放熱器２の出口側のＣＯ2 温度を検出していたが、本
実施形態では、図１２に示すように、温度センサ９を廃
止して、室外温度センサ１３の検出温度より放熱器２の
出口側のＣＯ2 温度を推定することにより、第２実施形
態に係るＣＯ2 サイクルを制御するようにしたものであ
る。
【００５０】すなわち、放熱器２の出口側のＣＯ2 温度
は、外気温度と放熱器２の能力とによってほぼ決定され
るものであるから、外気温度と放熱器２の出口側のＣＯ
2 温度との関係を試験等により予め求めておけば、外気
温度から放熱器２の出口側のＣＯ2 温度を算出すること
ができる。ところで、温度センサ９にて放熱器２の出口
側のＣＯ2 温度を検出する場合には、温度センサ９を放
熱器２の出口近傍に組付けた状態で、温度センサ９と外
気とを熱的に遮断する断熱材が必要である。このため、
断熱材の材料費、温度センサ９および断熱材を組付ける
工数を必要とし、ＣＯ2 サイクルの製造原価上昇を招い
てしまう。
は、外気温度と放熱器２の能力とによってほぼ決定され
るものであるから、外気温度と放熱器２の出口側のＣＯ
2 温度との関係を試験等により予め求めておけば、外気
温度から放熱器２の出口側のＣＯ2 温度を算出すること
ができる。ところで、温度センサ９にて放熱器２の出口
側のＣＯ2 温度を検出する場合には、温度センサ９を放
熱器２の出口近傍に組付けた状態で、温度センサ９と外
気とを熱的に遮断する断熱材が必要である。このため、
断熱材の材料費、温度センサ９および断熱材を組付ける
工数を必要とし、ＣＯ2 サイクルの製造原価上昇を招い
てしまう。
【００５１】これに対して、本実施形態によれば、温度
センサ９を設ける必要がないので、断熱材の材料費、温
度センサ９および断熱材を組付ける工数を削減すること
ができる。したがって、ＣＯ2 サイクルの製造原価上昇
を抑制することができる。また、自動空調装置（オート
エアコン）の制御のために設けられている室外温度セン
サ１３を利用することができるので、新たに室外温度セ
ンサ１３を設ける必要がない。したがって、ＣＯ2 サイ
クルの製造原価上昇をさらに抑制することができる。
センサ９を設ける必要がないので、断熱材の材料費、温
度センサ９および断熱材を組付ける工数を削減すること
ができる。したがって、ＣＯ2 サイクルの製造原価上昇
を抑制することができる。また、自動空調装置（オート
エアコン）の制御のために設けられている室外温度セン
サ１３を利用することができるので、新たに室外温度セ
ンサ１３を設ける必要がない。したがって、ＣＯ2 サイ
クルの製造原価上昇をさらに抑制することができる。
【００５２】ところで、第２、３実施形態では、ステッ
プモータ４５によりコイルバネ３６が発生する弾性力を
制御していたが、いわゆる温度式膨張弁と同様に、蒸発
器４側の圧力を細管等によって減圧装置３に導き、この
導かれた圧力によってダイヤフラム等の圧力応動部材を
作動させてコイルバネ３６の弾性力を制御してもよい。
プモータ４５によりコイルバネ３６が発生する弾性力を
制御していたが、いわゆる温度式膨張弁と同様に、蒸発
器４側の圧力を細管等によって減圧装置３に導き、この
導かれた圧力によってダイヤフラム等の圧力応動部材を
作動させてコイルバネ３６の弾性力を制御してもよい。
【００５３】また、第２、３実施形態では、コイルバネ
３６を用いて機械的に圧力差ΔＰを制御していたが、圧
力センサにて蒸発器４内の圧力を検出し、この検出値に
基づいて比例制御電磁弁等のように弁開度を調節できる
電気的アクチュエータを用いても本発明を実施すること
ができる。また、圧力センサ１０は、放熱器２の入口側
で圧力を検出してもよい。但し、放熱器２内での圧力損
失が大きい場合に、その圧力損失分を補償する必要があ
る。
３６を用いて機械的に圧力差ΔＰを制御していたが、圧
力センサにて蒸発器４内の圧力を検出し、この検出値に
基づいて比例制御電磁弁等のように弁開度を調節できる
電気的アクチュエータを用いても本発明を実施すること
ができる。また、圧力センサ１０は、放熱器２の入口側
で圧力を検出してもよい。但し、放熱器２内での圧力損
失が大きい場合に、その圧力損失分を補償する必要があ
る。
【００５４】また、第２実施形態では、弁体３５にＣＯ
2 サイクル内を循環するＣＯ2 の圧力を直接作用させて
いたが、細管等により蒸発器４内または蒸発器４の出口
側もしくは入口側の圧力を取り出し、ダイヤフラム等を
介して弁体３５を作動させてもよい。また、本発明に係
る減圧装置３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。
2 サイクル内を循環するＣＯ2 の圧力を直接作用させて
いたが、細管等により蒸発器４内または蒸発器４の出口
側もしくは入口側の圧力を取り出し、ダイヤフラム等を
介して弁体３５を作動させてもよい。また、本発明に係
る減圧装置３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。
【００５５】さらに、アキュームレータ５を廃止して
も、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ＣＯ2 サイクルと同様な作動
を得ることができる。
も、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ＣＯ2 サイクルと同様な作動
を得ることができる。
【図１】ＣＯ2 のモリエル線図である。
【図２】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。
係を示すグラフである。
【図３】第１実施形態に係る蒸気圧縮式冷凍サイクルを
示す模式図である。
示す模式図である。
【図４】第１実施形態に係る減圧装置の断面図である。
【図５】目標圧力と減圧装置入口側のＣＯ2 温度との関
係を示すマップである。
係を示すマップである。
【図６】第１実施形態に係る減圧装置の作動を示すフロ
ーチャートである。
ーチャートである。
【図７】温度差δＴと圧力上昇δＰとの関係を示すマッ
プである。
プである。
【図８】第２実施形態に係る蒸気圧縮式冷凍サイクルを
示す模式図である。
示す模式図である。
【図９】第２実施形態に係る減圧装置の断面図である。
【図１０】第２実施形態に係る蒸気圧縮式冷凍サイクル
の作動を示すモリエル線図である。
の作動を示すモリエル線図である。
【図１１】蒸発温度と圧力変化との関係を示すマップで
ある。
ある。
【図１２】第３実施形態に係る蒸気圧縮式冷凍サイクル
を示す模式図である。
を示す模式図である。
１…圧縮機、２…放熱器、３…減圧装置、４…蒸発器、
５…アキュームレータ（タンク手段）、６、７…ファ
ン、８…制御装置、９…温度センサ、１０…圧力セン
サ。
５…アキュームレータ（タンク手段）、６、７…ファ
ン、８…制御装置、９…温度センサ、１０…圧力セン
サ。
Claims (4)
- 【請求項１】 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し、内部
の圧力が前記冷媒の臨界圧力を越える放熱器（２）と、 前記放熱器（２）から流出した前記冷媒を減圧する減圧
装置（３）と、 前記減圧装置（３）にて減圧された冷媒を蒸発させる蒸
発器（４）とを有し、 前記蒸発器（４）の熱負荷が所定値以下のときは、前記
圧縮機（１）の圧縮仕事に対する前記蒸発器（４）の冷
凍能力の比が大きくなるように前記減圧装置（３）の開
度を調節し、 さらに、前記蒸発器（４）の熱負荷が所定値を越えたと
きは、前記熱負荷の上昇に応じて前記減圧装置（３）の
開度を小さくすることを特徴とする蒸気圧縮式冷凍サイ
クル。 - 【請求項２】 前記蒸発器（４）の熱負荷が所定値以下
のときは、前記放熱器（２）出口側の冷媒圧力が、前記
放熱器（２）出口側の冷媒温度に基づいて選定される第
１目標圧力となるように前記減圧装置（３）の開度を調
整し、 さらに、前記蒸発器（４）の熱負荷が所定値を越えたと
きは、前記熱負荷と前記冷媒温度とに基づいて選定され
る第２目標圧力となるように前記減圧装置（３）の開度
を調整することを特徴とする請求項１に記載の蒸気圧縮
式冷凍サイクル。 - 【請求項３】 前記放熱器（２）出口側と前記蒸発器
（４）入口側との圧力差（ΔＰ）が、前記放熱器（２）
出口側の冷媒温度に基づいて選定される目標圧力差とな
るように前記減圧装置（３）の開度を制御することを特
徴とする請求項１に記載の蒸気圧縮式冷凍サイクル。 - 【請求項４】 前記冷媒として二酸化炭素を用いたこと
を特徴とする蒸気圧縮式冷凍サイクル。
Priority Applications (4)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP24382396A JP3467989B2 (ja) | 1996-09-13 | 1996-09-13 | 蒸気圧縮式冷凍サイクル |
| DE69732206T DE69732206T2 (de) | 1996-08-22 | 1997-08-21 | Kälteanlage des Dampfkompressionstyps |
| EP97114459A EP0837291B1 (en) | 1996-08-22 | 1997-08-21 | Vapor compression type refrigerating system |
| US08/916,634 US6044655A (en) | 1996-08-22 | 1997-08-22 | Vapor compression type refrigerating system |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP24382396A JP3467989B2 (ja) | 1996-09-13 | 1996-09-13 | 蒸気圧縮式冷凍サイクル |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH1089785A true JPH1089785A (ja) | 1998-04-10 |
| JP3467989B2 JP3467989B2 (ja) | 2003-11-17 |
Family
ID=17109465
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP24382396A Expired - Fee Related JP3467989B2 (ja) | 1996-08-22 | 1996-09-13 | 蒸気圧縮式冷凍サイクル |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JP3467989B2 (ja) |
Cited By (15)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPH11294876A (ja) * | 1998-04-16 | 1999-10-29 | Toyota Autom Loom Works Ltd | 冷房装置の制御方法 |
| JPH11316068A (ja) * | 1998-05-07 | 1999-11-16 | Tgk Co Ltd | 膨張弁 |
| JP2000074513A (ja) * | 1998-06-16 | 2000-03-14 | Denso Corp | 超臨界冷凍サイクル |
| WO2000031479A1 (fr) * | 1998-11-20 | 2000-06-02 | Zexel Valeo Climate Control Corporation | Dispositif de detente |
| JP2000192025A (ja) * | 1998-12-25 | 2000-07-11 | Sanden Corp | 蒸気圧縮式冷凍サイクル |
| JP2001091070A (ja) * | 1999-09-24 | 2001-04-06 | Denso Corp | 超臨界冷凍サイクル |
| JP2001153495A (ja) * | 1999-12-01 | 2001-06-08 | Tgk Co Ltd | 電気制御膨張弁 |
| JP2002081766A (ja) * | 2000-09-06 | 2002-03-22 | Matsushita Electric Ind Co Ltd | 冷凍サイクル装置 |
| JP2003176958A (ja) * | 2001-10-04 | 2003-06-27 | Denso Corp | エジェクタサイクル |
| JP2008128449A (ja) * | 2006-11-24 | 2008-06-05 | Fuji Koki Corp | 流量制御弁及び冷凍サイクル |
| JP2008213830A (ja) * | 2007-02-28 | 2008-09-18 | Valeo Systemes Thermiques | 電気膨張弁を備える空調装置 |
| JP2009074722A (ja) * | 2007-09-19 | 2009-04-09 | Aisin Seiki Co Ltd | 相変化型熱音響機関 |
| JP2010091209A (ja) * | 2008-10-09 | 2010-04-22 | Panasonic Corp | 空調装置 |
| JP2011106714A (ja) * | 2009-11-16 | 2011-06-02 | Mitsubishi Electric Corp | 空気調和装置 |
| CN107284193A (zh) * | 2016-03-31 | 2017-10-24 | 杭州三花研究院有限公司 | 空调系统、该空调系统的控制系统及控制方法 |
-
1996
- 1996-09-13 JP JP24382396A patent/JP3467989B2/ja not_active Expired - Fee Related
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| US6334324B1 (en) | 1998-11-20 | 2002-01-01 | Zexel Valeo Climate Control Corporation | Expansion device |
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| CN107284193A (zh) * | 2016-03-31 | 2017-10-24 | 杭州三花研究院有限公司 | 空调系统、该空调系统的控制系统及控制方法 |
| KR20180123152A (ko) * | 2016-03-31 | 2018-11-14 | 항저우 산후아 리서치 인스티튜트 컴퍼니 리미티드 | 공기 조화 시스템, 그리고 공기 조화 시스템에 대한 제어 시스템 및 제어 방법 |
| JP2019510190A (ja) * | 2016-03-31 | 2019-04-11 | 杭州三花研究院有限公司Ｈａｎｇｚｈｏｕ Ｓａｎｈｕａ Ｒｅｓｅａｒｃｈ Ｉｎｓｔｉｔｕｔｅ Ｃｏ．，Ｌｔｄ． | 空調システムならびに空調システム用の制御システムおよび制御方法 |
| US11231213B2 (en) | 2016-03-31 | 2022-01-25 | Hangzhou Sanhua Research Institute Co., Ltd. | Air conditioning system, control system, and control method for air conditioning system expansion valve |
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JP3467989B2 (ja) | 2003-11-17 |
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