WO2006057093A1 - 冷凍サイクル - Google Patents

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Kenji Iijima
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Definitions

  • the present invention relates to a refrigeration cycle used in a vehicle air conditioner or the like, and particularly to a control mechanism for an expansion valve.
  • Patent Document 3 Japanese Patent Laid-Open No. 9-264622
  • Patent Document 2 JP 2002-520572 A
  • Patent Document 3 Japanese Patent Application Laid-Open No. 2004-142701
  • the present invention uses carbon dioxide as a refrigerant, and depends on the high-pressure side refrigerant pressure on the inlet side of the expansion valve and does not depend on the refrigerant temperature, and increases the high-pressure side refrigerant pressure.
  • a refrigeration cycle comprising an adjusting means for increasing the valve opening of the expansion valve and decreasing the valve opening of the expansion valve with a decrease in the high-pressure side refrigerant pressure.
  • the refrigerant pressure is 7.38 MPa
  • the expansion valve has a valve opening corresponding to a pipe having an inner diameter of 0.2 to 0.5 mm
  • the high-pressure refrigerant pressure is 14 MPa
  • the expansion valve has an inner diameter of 0.
  • the valve opening is equivalent to a pipe of 8 to 1.6 mm (Claim 1).
  • the high-pressure side refrigerant pressure is 7.38 MPa, that is, a high COP (in the range of -10% of the optimum COP) in a situation where the critical pressure is exceeded. In)) can be realized.
  • the refrigerant temperature is not using the refrigerant temperature as a factor for adjusting the valve opening, it is possible to suppress an excessive pressure rise in the high-pressure line without providing a relief valve.
  • the adjusting means has an inner diameter of 0.2 to 0.5 mm when the high pressure side refrigerant pressure is 7.38 MPa or less. It is preferable to control the valve so that the valve opening is in the range corresponding to this pipe (Claim 2). [0009] This makes it possible to realize operation at a high COP (within a range of -10 to 20% of the optimum COP) even in a situation where the high-pressure side refrigerant pressure is equal to or lower than the critical pressure. Further, since the expansion valve is not fully closed, an excessive pressure rise in the high pressure line can be suppressed and a hunting phenomenon can be prevented.
  • the present invention uses carbon dioxide as a refrigerant, and depends on the pressure difference between both refrigerant pressures on the inlet side and the outlet side of the expansion valve and does not depend on the refrigerant temperature.
  • a refrigeration cycle comprising an adjusting means for increasing the valve opening of the expansion valve and decreasing the valve opening of the expansion valve as the differential pressure decreases, wherein the adjusting means has a differential pressure of 3
  • the expansion valve has a valve opening corresponding to an inner diameter of 0.2 to 0.5 mm, and when the differential pressure is 11.52 MPa, the expansion valve has an inner diameter of 0.9 to 1.
  • the valve opening is equivalent to a 9 mm pipe (Claim 3).
  • valve opening degree by the differential pressure of the refrigerant on the inlet side and the outlet side of the expansion valve
  • the configuration according to claim 1 wherein the valve opening degree is controlled based on the control line having the above characteristics.
  • operation at high COP (within the range of -10% of optimum COP) can be realized in the region above the critical pressure.
  • the adjusting means corresponds to a tube having an inner diameter of 0.2 to 0.5 mm when the differential pressure becomes 3.88 MPa or less. It is preferable to control so that the valve opening is within the range (Claim 4).
  • the expansion valve By controlling the expansion valve based on the control line having the characteristics according to the present invention described above, the expansion valve is controlled depending only on the high-pressure side refrigerant pressure on the expansion valve inlet side or the differential pressure before and after the expansion valve. High and COP can be realized in a refrigeration cycle in which the valve opening changes.
  • FIG. 1 is a diagram showing a configuration example of a refrigeration cycle in which the present invention is implemented.
  • FIG. 2 is a view showing the structure of the expansion valve in the first embodiment.
  • FIG. 3 is a graph showing a range in which effective control line group force of the expansion valve in Example 1 is also obtained. It is.
  • Figure 4 shows an example of an air conditioner installed in a super large vehicle (LL vehicle) that falls within the range of -10% of the optimal COP calculated for various load and operating conditions. It is a graph which shows the range of the control line group of the expansion valve which concerns.
  • LL vehicle super large vehicle
  • FIG. 5 shows an expansion according to Example 1 that falls within 10% of the optimum COP calculated for various load conditions and operating conditions in an air conditioner mounted on a large vehicle (L vehicle). It is a graph which shows the range of the control line group of a tension valve.
  • Fig. 6 shows the expansion according to Example 1 that falls within the range of -10% of the optimum COP calculated for various load conditions and operating conditions in an air conditioner mounted on a medium-sized vehicle (M vehicle). It is a graph which shows the range of the control line group of a valve.
  • FIG. 7 shows an expansion according to Example 1 that falls within 10% of the optimum COP calculated for various load conditions and operating conditions in an air conditioner mounted on a small car (S car). It is a graph which shows the range of the control line group of a valve.
  • FIG. 8 shows the relationship between the valve opening degree and the COP change rate in the region where the high-pressure side refrigerant pressure is 7.38 MPa or less in the expansion valve according to Example 1, with the load condition and operating condition changed. It is a graph to show.
  • FIG. 9 is a view showing the structure of the expansion valve in the second embodiment.
  • FIG. 10 is a diagram showing a range in which an effective control line group force of the expansion valve in the second embodiment is also obtained.
  • Fig. 11 shows the expansion according to Example 2 that falls within the range of 10% of the optimum COP calculated for various load conditions and operating conditions in an air conditioner mounted on a very large vehicle (LL vehicle). It is a graph which shows the range of the control line group of a valve.
  • FIG. 12 shows an expansion according to Example 2 that falls within 10% of the optimum COP calculated for various load conditions and operating conditions in an air conditioner mounted on a large vehicle (L vehicle). It is a graph which shows the range of the control line group of a valve.
  • FIG. 13 shows an expansion according to Example 2 that falls within 10% of the optimum COP calculated for various load conditions and operating conditions in an air conditioner mounted on a medium-sized vehicle (M vehicle). It is a graph which shows the range of the control line group of a valve.
  • FIG. 14 shows an expansion valve according to Example 2 that falls within 10% of the optimum COP calculated for various load conditions and operating conditions in an air conditioner mounted on a small car (S car). It is a graph which shows the range of these control line groups.
  • FIG. 15 shows the relationship between the valve opening degree and the COP change rate in the region where the differential pressure is 3.88 MPa or less in the expansion valve according to Example 2, with the load condition and operating condition changed. It is a graph to show.
  • a refrigeration cycle 1 shown in FIG. 1 is a supercritical compression type that is used in a vehicle air conditioner and uses carbon dioxide as a refrigerant.
  • This refrigeration cycle 1 includes a compressor 2 that compresses refrigerant, a gas cooler 3 that cools the compressed refrigerant by heat exchange with outside air, and an internal heat exchange that exchanges heat between the high-pressure line H and the low-pressure line L. 4, high pressure line ⁇ refrigerant And an evaporator 6 that evaporates the decompressed refrigerant by heat exchange with the conditioned air.
  • the expansion valve 5 in this embodiment includes a shell 10, a bellows 11, a valve body 12, a valve seat 13, a spring 15, and an opening hole 16.
  • the shell 10 has a hollow portion 17 formed therein, and has a high-pressure side communication hole 18 and a low-pressure side communication hole 19 that connect the hollow portion 17 and the outside.
  • the high-pressure side communication hole 18 is a high-pressure line H of the refrigeration cycle 1. (See Fig. 1) and the low-pressure side communication hole 19 communicates with the low-pressure line L.
  • the bellows 11 is a bellows-like member formed of a metal foil or the like, and is disposed in the hollow portion 17, and one end side thereof is fixed to the inner upper surface of the shell 10.
  • the valve body 12 is fixed to the other end side of the bellows 11 and is displaced up and down in the drawing as the bellows 11 expands and contracts.
  • the valve seat 13 is provided in the low-pressure side communication hole 19 and has a shape that allows the valve body 12 to be fitted (seatted).
  • the spring 15 is arranged inside the bellows 11 and has one end fixed to the inner upper surface of the shell 10 and the other end fixed to the lower end of the bellows 11 (the upper end of the valve body 12). Acts to prevent 11 reduction.
  • the open hole 16 is formed in the upper surface of the shell 10 and communicates the inside of the bellows 11 with the atmosphere. In the present embodiment, no special gas is sealed inside the bellows 11, and because of the open holes 16, the internal pressure is substantially the same as the atmospheric pressure.
  • the bellows 11 is not affected by the volume change of the internal gas due to the opening hole 16, so that the combined force of the resistance force of the bellows 11 itself and the repulsive force of the spring 15 It expands and contracts depending only on the relationship with the pressure of the refrigerant flowing into the space 17.
  • the valve opening degree of the expansion valve 5 can be changed only in response to the change in the high-pressure side refrigerant pressure.
  • it has the advantage of eliminating the need for gas sealing and maintenance inside the bellows 11.
  • the valve opening degree of the expansion valve 5 that is effective in the present embodiment is adjusted based on one control line A that falls within the range S shown in FIG. 3 as an example.
  • the valve opening is represented by the inner diameter of the virtual pipe. That is, the opening area of the throttle passage formed between the valve body 12 and the valve seat 13 of the expansion valve 5 corresponds to the opening area of the virtual pipe (when the virtual pipe inner diameter is 0.2 mm, The opening area of the throttle passage is approximately 0.1256 mm 2 ) In the region where the field pressure is 7.38 MPa or higher, the valve opening is 7.0.2 to 0.5 mm when the high-pressure refrigerant pressure is 7.38 MPa, and the valve opening when the high-pressure refrigerant pressure is 14 MPa.
  • control line group in which the valve opening is in the range of 0.2 to 0.5 mm in the range of 0.8 to 1.6 mm and the high-pressure side refrigerant pressure is within the critical pressure of 7.38 MPa or less. It will be. In this example, the upper limit of the high-pressure side refrigerant pressure is 18 MPa.
  • the control line can be set by selecting the spring constant of the spring 15.
  • FIGS. Figure 4 shows the range of the control line group of the expansion valve that falls within 10% of the optimum COP calculated for various load conditions and operating conditions in an air conditioner mounted on a super large vehicle (LL vehicle). Is shown.
  • the white squares are the optimum COP values obtained under each load condition and operating condition, and the two black squares connected to each white square by two lines are It shows the COP range of -10% from the optimum value.
  • the outside air temperature was changed in the range of 20 to 45 ° C as the load condition change in the experiment, the outside air introduction or internal circulation mode was switched as the operating condition, and the compressor rotation speed was changed from low speed to high speed. .
  • Fig. 5 shows the range S1 of the control line group of the expansion valve that falls within 10% of the optimum COP under the same conditions as in Fig. 4 in the air conditioner mounted on a large vehicle (L vehicle). It is shown.
  • Fig. 6 shows the range Sm of the control line group of the expansion valve that falls within 10% of the optimum COP under the same conditions as in Fig. 4 above for the air conditioner mounted on the medium-sized vehicle (M vehicle).
  • M vehicle medium-sized vehicle
  • Fig. 7 shows the range Ss of the control line group of the expansion valve that is within the range of 10% of the optimum COP under the same conditions as in Fig. 4 in the air conditioner installed in the small car (S car). It is.
  • the range S shown in FIG. 3 described above includes all the ranges Sll, SI, Sm, and Ss shown in FIGS. Therefore, by adjusting the valve opening degree of the expansion valve 5 based on the control line that falls within the range S, a high COP can be realized for any size vehicle. Furthermore, the expansion valve 5 according to the present embodiment maintains a valve opening range of 0.2 to 0.5 mm in the region where the high-pressure side refrigerant pressure is 7.38 MPa or less. This can be realized by, for example, integrally forming the shell 10 and the valve body 12 with a means for preventing the movement of the valve body 12 in the direction of the valve seat 13 at a position where the seating position force is maintained at a predetermined distance. (For example, see Patent Document 3 and FIG.
  • FIG. 8 shows the relationship between the valve opening and the COP change rate in the region where the high-pressure side refrigerant pressure is 7.38 MPa or less with the load condition and operating condition changed.
  • line H shows the transition when the outside air temperature is 15 ° C, the outside air introduction mode, and the compressor rotation speed is 800 rpm
  • line I shows the outside air temperature when the outside air introduction mode and the compressor rotation speed are 14 OOrpm.
  • Transition line H shows the transition when the outside air temperature is 15 ° C, the outside air introduction mode, and the compressor speed is 2600 rpm.
  • the expansion valve 5 having the mechanical structure shown in FIG. 2 is shown.
  • the present invention is not limited to this, and an electromagnetic valve, a pressure sensor, a predetermined
  • the ECU may be configured to operate according to the program.
  • the refrigeration cycle 1 uses an expansion valve 25 shown in Fig. 9 instead of the expansion valve 5 according to the first embodiment.
  • the expansion valve 25 includes a shell 26, a valve body 27, a valve seat 28, and a spring 29.
  • the shell 26 has a hollow portion 32 formed therein, and has a high-pressure side communication hole 30 and a low-pressure side communication hole 31 that connect the hollow portion 32 and the outside.
  • the high-pressure side communication hole 30 is connected to the high-pressure line H and the low-pressure side.
  • the communication hole 31 communicates with the low pressure line L.
  • the valve body 27 is fixed to one end side of the spring 29 and is displaced by receiving both the pressure of the high pressure line H and the pressure of the low pressure line L.
  • the valve seat 28 is provided in the high-pressure side communication hole 30 and has a shape that allows the valve element 27 to be fitted (seatted).
  • the other end of the spring 29 is fixed to the inner wall surface of the shell 26 and biases the valve element 27 fixed to one end in the seating direction.
  • the valve element 27 includes the high-pressure side refrigerant pressure and the low-pressure side refrigerant pressure. And it is displaced by the resultant force of the repulsive force of the spring 29. As a result, the opening degree of the expansion valve 25 can be changed only in response to a change in the differential pressure between the high-pressure side refrigerant pressure and the low-pressure side refrigerant pressure.
  • the expansion valve 25 is adjusted based on a single control line that falls within a range S 'shown in FIG.
  • the valve opening is represented by the inner diameter of the virtual pipe. That is, the opening area force of the throttle passage formed between the valve body 27 and the valve seat 28 of the expansion valve 25 corresponds to the opening area of the virtual pipe.
  • the range S ' when the differential pressure is 3.88 MPa or more, the valve opening is within the range of 0.2 to 0.5 mm when the differential pressure is 3.88 MPa, and the differential pressure is 11.52 MPa.
  • the valve opening is in the range of 0.9 to 1.9 mm and the differential pressure is 3.88 MPa or less, the valve opening is in the range of 0.2 to 0.5 mm.
  • the control line can be set by selecting the spring constant of the spring 29.
  • FIGS. Figure 11 shows the range of expansion valve control lines that fall within 10% of the optimum COP calculated for various load conditions and operating conditions in an air conditioner mounted on a super large vehicle (LL vehicle). Is shown.
  • the white squares are the optimum COP values obtained under each load condition and operating condition, and each black square is connected to the white square by two lines. Indicates a COP range of -10% from the optimum value.
  • the load conditions in the experiment the outside air temperature was changed in the range of 20 to 45 ° C, the outside air introduction or internal circulation mode was switched as the operating condition, and the compressor rotation speed was changed from low speed to high speed. From this experimental data, it was derived that control lines that fall within the range of -10% from the optimal value of COP should be within the range of sir. This data is the result in the region where the differential pressure is 3.88 MPa or more.
  • Fig. 12 shows the range of the control line group of the expansion valve that falls within -10% of the optimum COP under the same conditions as in Fig. 11 above for the air conditioner mounted on a large vehicle (L vehicle).
  • Fig. 13 shows the range Sm 'of the control line group of the expansion valve that falls within 10% of the optimum COP under the same conditions as in Fig. 11 above for the air conditioner mounted on the medium-sized vehicle (M vehicle). It is shown.
  • Fig. 14 shows an expansion valve control line that fits within 10% of the optimum COP under the same conditions as in Fig. 11 above for an air conditioner installed in a small car (S car). It shows the range Ss' of the group.
  • the above-described range S ′ shown in FIG. 10 includes all the ranges S11 ′, SI ′, Sm ′, and Ss ′ shown in FIGS. Therefore, by adjusting the opening degree of the expansion valve 25 based on the control line that falls within the range S ′, a high COP can be realized for any size vehicle.
  • the expansion valve 25 maintains a valve opening range of 0.2 to 0.5 mm in a region where the differential pressure is 3.88 MPa or less.
  • Figure 15 shows the relationship between the valve opening and the COP change rate in the region where the differential pressure is 3.88 MPa or less, with the load and operating conditions changed.
  • line P shows the change when the outside air temperature is 15 ° C, the outside air introduction mode, and the compressor rotation speed is 800 rpm
  • line Q shows the change when the outside air temperature is 15 ° C, the outside air introduction mode, and the compressor rotation speed is 1400 rpm
  • Line R shows the transition when the outside air temperature is 15 ° C, the outside air introduction mode, and the compressor rotation speed is 2600 rpm.
  • the expansion valve 25 having the mechanical structure shown in FIG. 9 is shown, but the present invention is not limited to this, and is not limited to this.
  • the ECU may be configured according to the program.
  • the structure can be simplified and the cost can be reduced, and a refrigeration cycle that operates at a high COP can be provided for any size vehicle.

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Abstract

　膨張弁における構造の単純化、低コスト化、及び冷凍サイクルの運転効率の向上を図る。二酸化炭素を冷媒とし、膨張弁の入口側の高圧側冷媒圧力の増大に伴い該膨張弁の弁開度を増大させると共に、該高圧側冷媒圧力の減少に伴い該膨張弁の弁開度を減少させる調節手段を備える冷凍サイクルであって、前記調節手段は、前記高圧側冷媒圧力が７．３８ＭＰａの時に、前記膨張弁を内径０．２～０．５ｍｍの管に相当する弁開度とすると共に、前記高圧側冷媒圧力が１４ＭＰａの時に、前記膨張弁を内径０．８～１．６ｍｍの管に相当する弁開度とする。

Description

明 細 書
冷凍サイクル
技術分野
[0001] 本発明は、車両用空調装置等に用いられる冷凍サイクルであって、特に膨張弁の 制御機構に関するものである。
背景技術
[0002] 空調装置等に用いられる冷凍サイクルとして、冷媒にニ酸ィ匕炭素を用いるものがあ る力 このような冷凍サイクルにおける膨張弁の制御方法としては、主に次に挙げる 2 つの方法がとられている。 1つは、放熱器 (ガスクーラ）出口部分の冷媒温度を検知し これに応じて膨張弁を制御するものである (特許文献 1参照)。このような温度依存の 制御においては、一般的に、検出された高圧側の冷媒温度の上昇に伴い開弁に必 要な圧力が高くなるように設定されている。もう 1つは、高圧冷媒の体積を絞るための オリフィスと、高圧側の圧力が所定値以上になった時に開放されるリリーフ弁とが組み 合わされたものである (特許文献 2参照)。
[0003] し力しながら、上記特許文献 1に開示されるような冷媒温度に依存した機構におい ては、高温時に膨張弁が開き難くなるため、高気温時に車両を放置した場合等に膨 張弁が閉じたままとなり、冷凍サイクルにおいて膨張弁より上流側の高圧ラインの圧 力が過度に上昇してしまうといった不具合がある。この高圧ラインの過度の圧力上昇 は、ガスクーラや配管の破損、冷媒の漏出等を招くおそれがある。また、上記特許文 献 2に開示されるような固定オリフィスとリリーフ弁とを組み合わせた構成においては、 オリフィスによる冷媒の絞りが常に一定であることから運転効率が低くなりやすぐまた 個別に設けられるリリーフ弁のために構造の複雑化、コスト高等を招く不具合がある。
[0004] これらの不具合を解消すベぐ本願出願人は、先の出願 (特許文献 3参照）におい て、膨張弁の弁開度の調節を、膨張弁入口側の高圧側冷媒圧力、又は膨張弁前後 の差圧にのみ依存する（温度に依存しない）ように行う機構を提案した。これにより、 温度依存に起因する高圧ラインの不具合、及び固定オリフィスとリリーフ弁の組み合 わせ構造による複雑化等の不具合の解消が図られた。 特許文献 1：特開平 9 - 264622号公報
特許文献 2：特開 2002— 520572号公報
特許文献 3 :特開 2004— 142701号公報
発明の開示
発明が解決しょうとする課題
[0005] し力しながら、上記特許文献 3においては、実際に膨張弁の弁開度を調節するため の制御線について、圧力と弁開度とが比例関係となることが有効であると示されてい るが、より具体的且つ好適な範囲については開示されていな力つた。本願発明者は 、更なる実験研究の結果、高い COPを得るために有効な制御線の具体的特徴を特 定し、本発明に至った。本発明は、構造の単純化、低コスト化、及び更なる運転効率 の向上を課題とするものである。
課題を解決するための手段
[0006] 上記課題を解決するために、本発明は、二酸化炭素を冷媒とし、膨張弁の入口側 の高圧側冷媒圧力に依存すると共に冷媒温度には依存せず、前記高圧側冷媒圧力 の増大に伴い前記膨張弁の弁開度を増大させると共に前記高圧側冷媒圧力の減少 に伴い前記膨張弁の弁開度を減少させる調節手段を備える冷凍サイクルであって、 前記調節手段は、前記高圧側冷媒圧力が 7. 38MPaの時に、前記膨張弁を内径 0 . 2〜0. 5mmの管に相当する弁開度とすると共に、前記高圧側冷媒圧力が 14MPa の時に、前記膨張弁を内径 0. 8〜1. 6mmの管に相当する弁開度とすることを特徴 とするものである（請求項 1)。
[0007] 上記特徴を有する制御線に基づいて膨張弁を制御することにより、高圧側冷媒圧 力が 7. 38MPa、即ち臨界圧以上となる状況下において高い COP (最適 COPの— 10%の範囲内）での稼動を実現させることができる。また、冷媒温度を弁開度の調節 のための因子としないことにより、高圧ラインの過度の圧力上昇をリリーフ弁等を設け ることなく抑制することがでさる。
[0008] また、上記請求項 1記載の構成にお!、て、前記調節手段は、前記高圧側冷媒圧力 が 7. 38MPa以下となった時に、前記膨張弁が内径 0. 2〜0. 5mmの管に相当する 範囲の弁開度となるように制御することが好ま Uヽ（請求項 2)。 [0009] これにより、高圧側冷媒圧力が臨界圧以下となる状況下においても高い COP (最 適 COPの— 10〜20%の範囲内）での稼動を実現させることができる。また、膨張弁 が全閉状態とならないことにより、高圧ラインの過度の圧力上昇を抑えると共にハン チング現象を防止することができる。
[0010] また、本発明は、二酸化炭素を冷媒とし、膨張弁の入口側及び出口側の両冷媒圧 力の差圧に依存すると共に冷媒温度には依存せず、前記差圧の増大に伴い前記膨 張弁の弁開度を増大させると共に前記差圧の減少に伴い前記膨張弁の弁開度を減 少させる調節手段を備える冷凍サイクルであって、前記調節手段は、前記差圧が 3. 88MPaの時に、前記膨張弁を内径 0. 2〜0. 5mmの管に相当する弁開度とすると 共に、前記差圧が 11. 52MPaの時に、前記膨張弁を内径 0. 9〜1. 9mmの管に相 当する弁開度とすることを特徴とするものである (請求項 3)。
[0011] 膨張弁の入口側及び出口側の冷媒の差圧によって弁開度を調節する場合には、 上記特徴を有する制御線に基づ 、て制御することにより、上記請求項 1記載の構成 と同様に、臨界圧以上の領域において、高い COP (最適 COPの— 10%の範囲内） での稼動を実現させることができる。
[0012] また、上記請求項 3記載の構成において、前記調節手段は、前記差圧が 3. 88MP a以下となった時に、前記膨張弁が内径 0. 2〜0. 5mmの管に相当する範囲の弁開 度となるように制御することが好ま ヽ（請求項 4)。
[0013] これにより、上記請求項 2記載の構成と同様に、臨界圧以下の領域において、高い COP (最適 COPの— 10〜20%の範囲内）での稼動を実現させることができる。 発明の効果
[0014] 上記本発明にかかる特徴を備える制御線に基づいて膨張弁を制御することにより、 膨張弁入口側の高圧側冷媒圧力、又は膨張弁前後での差圧にのみ依存して膨張 弁の弁開度が変化する冷凍サイクルにお 、て、高 、COPを実現させることができる。 図面の簡単な説明
[0015] [図 1]図 1は、本発明が実施される冷凍サイクルの構成例を示す図である。
[図 2]図 2は、実施例 1における膨張弁の構造を示す図である。
[図 3]図 3は、実施例 1における膨張弁の有効な制御線群力もなる範囲を示すグラフ である。
[図 4]図 4は、超大型車 (LL車)に搭載される空調装置において、様々な負荷条件及 び稼動条件について算出された最適 COPの— 10%の範囲内に収まる実施例 1に 係る膨張弁の制御線群の範囲を示すグラフである。
[図 5]図 5は、大型車 (L車)に搭載される空調装置において、様々な負荷条件及び稼 動条件について算出された最適 COPの 10%の範囲内に収まる実施例 1に係る膨 張弁の制御線群の範囲を示すグラフである。
[図 6]図 6は、中型車 (M車)に搭載される空調装置において、様々な負荷条件及び 稼動条件について算出された最適 COPの— 10%の範囲内に収まる実施例 1に係る 膨張弁の制御線群の範囲を示すグラフである。
[図 7]図 7は、小型車 (S車)に搭載される空調装置において、様々な負荷条件及び稼 動条件について算出された最適 COPの 10%の範囲内に収まる実施例 1に係る膨 張弁の制御線群の範囲を示すグラフである。
[図 8]図 8は、実施例 1に係る膨張弁において、高圧側冷媒圧力が 7. 38MPa以下の 領域における弁開度と COPの変化率の関係を、負荷条件及び稼動条件を変更させ て示すグラフである。
[図 9]図 9は、実施例 2における膨張弁の構造を示す図である。
[図 10]図 10は、実施例 2における膨張弁の有効な制御線群力もなる範囲を示すダラ フである。
[図 11]図 11は、超大型車 (LL車)に搭載される空調装置において、様々な負荷条件 及び稼動条件について算出された最適 COPの 10%の範囲内に収まる実施例 2 に係る膨張弁の制御線群の範囲を示すグラフである。
[図 12]図 12は、大型車 (L車)に搭載される空調装置において、様々な負荷条件及 び稼動条件について算出された最適 COPの 10%の範囲内に収まる実施例 2に 係る膨張弁の制御線群の範囲を示すグラフである。
[図 13]図 13は、中型車 (M車)に搭載される空調装置において、様々な負荷条件及 び稼動条件について算出された最適 COPの 10%の範囲内に収まる実施例 2に 係る膨張弁の制御線群の範囲を示すグラフである。 [図 14]図 14は、小型車 (S車)に搭載される空調装置において、様々な負荷条件及 び稼動条件について算出された最適 COPの 10%の範囲内に収まる実施例 2に 係る膨張弁の制御線群の範囲を示すグラフである。
[図 15]図 15は、実施例 2に係る膨張弁において、差圧が 3. 88MPa以下の領域にお ける弁開度と COPの変化率の関係を、負荷条件及び稼動条件を変更させて示すグ ラフである。
符号の説明
[0016] 1 冷凍サイクル
2 コンプレッサ
3 ガスクーラ
4 内部熱交換器
5, 25 膨張弁
6 エノ ポレータ
10, 26 シェノレ
11 ベローズ
12, 27 弁体
13, 28 弁座
15, 29 スプリング
16 開放孔
18, 30 高圧側連通孔
19, 31 低圧側連通孔
発明を実施するための最良の形態
[0017] 以下、添付した図面により本発明の実施の形態を説明する。
実施例 1
[0018] 図 1に示す冷凍サイクル 1は、車両用空調装置に用いられ、冷媒として二酸化炭素 を用いる超臨界圧縮式のものである。この冷凍サイクル 1は、冷媒を圧縮するコンプ レッサ 2、圧縮された冷媒を外気との熱交換により冷却するガスクーラ 3、高圧ライン H と低圧ライン Lとの間で冷媒の熱交換をさせる内部熱交 4、高圧ライン Ηの冷媒 を減圧して低圧ライン Lへ流す膨張弁 5、減圧された冷媒を空調空気との熱交換によ り蒸発させるエバポレータ 6を有して構成される。
[0019] 本実施例における膨張弁 5は、図 2に示すように、シェル 10、ベローズ 11、弁体 12 、弁座 13、スプリング 15、開放孔 16を有して構成される。シェル 10は、内部に中空 部 17が形成され、中空部 17と外部とを連通させる高圧側連通孔 18及び低圧側連通 孔 19を有し、高圧側連通孔 18は冷凍サイクル 1の高圧ライン H (図 1参照）と、低圧 側連通孔 19は低圧ライン Lと連通している。ベローズ 11は、金属箔等により形成され た蛇腹状の部材であり、前記中空部 17に配され、その一端側がシェル 10の内側上 面に固定されている。弁体 12は、ベローズ 11の他端側に固定され、ベローズ 11の 伸縮に伴って図中上下に変位する。弁座 13は、低圧側連通孔 19に設けられ、弁体 12が嵌合 (着座)可能な形状を有している。スプリング 15は、前記べローズ 11の内部 に配されその一端側がシェル 10の内側上面に固定されていると共に他端側がベロ ーズ 11下端部（弁体 12上端部）に固定されており、ベローズ 11の縮小を妨げるよう に作用する。開放孔 16は、シェル 10の上面に穿設され、ベローズ 11の内部と大気 中とを連通している。本実施例においては、前記べローズ 11の内部には特別なガス は封入されておらず、前記開放孔 16のために、その内部圧力が大気圧と略同一とな つている。
[0020] 上記構成の膨張弁 5によれば、ベローズ 11は、開放孔 16によって内部ガスの体積 変化の影響がないため、ベローズ 11自体の抵抗力及びスプリング 15の反発力の合 力と、内部空間 17に流れ込んだ冷媒の圧力との関係のみに依存して伸縮する。これ により、高圧側冷媒圧力の変化にのみ対応して膨張弁 5の弁開度を変化させることが できる。また、ベローズ 11内部への気体の封入作業、メンテナンス等が不要となる利 点ち有する。
[0021] そして、本実施例に力かる膨張弁 5の弁開度は、例として図 3に示す範囲 S内に収 まる一本の制御線 Aに基づいて調節される。尚、同図において、弁開度は仮想管の 内径で表されている。即ち、膨張弁 5の弁体 12と弁座 13との間に形成される絞り通 路の開口面積が、仮想管の開口面積に相当する（仮想管内径が 0. 2mmの時、実 際の絞り通路の開口面積はおよそ 0. 1256mm2) o範囲 Sは、高圧側冷媒圧力が臨 界圧 7. 38MPa以上の領域において、高圧側冷媒圧力が 7. 38MPaの時弁開度が 0. 2〜0. 5mmの範囲内にあると共に、高圧側冷媒圧力が 14MPaの時弁開度が 0 . 8〜1. 6mmの範囲内にあり、また高圧側冷媒圧力が臨界圧 7. 38MPa以下の領 域において、弁開度が 0. 2〜0. 5mmの範囲内にある制御線群からなるものである。 尚、この例では高圧側冷媒圧力の上限を 18MPaとしている。制御線の設定は、前記 スプリング 15のばね定数を選定することにより行うことができる。
[0022] 前記範囲 Sの有効性は、図 4〜図 7に示す実験データから明らかである。図 4は、超 大型車 (LL車)に搭載される空調装置において、様々な負荷条件及び稼動条件に ついて算出された最適 COPの 10%の範囲内に収まる膨張弁の制御線群の範囲 S11を示すものである。同図において、複数の白抜きの四角は、各負荷条件及び稼動 条件において求められた COPの最適値であり、各白抜きの四角と 2本の線で結ばれ た黒塗りの 2つ四角は、最適値から— 10%の COPの範囲を示すものである。当該実 験における負荷条件の変化として外気温度を 20〜45°Cの範囲で変化させ、稼動条 件として外気導入又は内規循環モードを切り替え、またコンプレッサの回転速度を低 速から高速まで変化させた。この実験データから、 COPの最適値から— 10%の範囲 内に収まる制御線は、 S11の範囲内にあるべきことが導き出された。また、このデータ は、高圧側冷媒圧力が臨界圧 7. 38MPa以上の領域での結果である。
[0023] 図 5は、大型車 (L車)に搭載される空調装置において、上記図 4と同様の条件で、 最適 COPの 10%の範囲内に収まる膨張弁の制御線群の範囲 S1を示すものであ る。また、図 6は、中型車 (M車）に搭載される空調装置において、上記図 4と同様の 条件で、最適 COPの 10%の範囲内に収まる膨張弁の制御線群の範囲 Smを示す ものである。更に、図 7は、小型車 (S車）に搭載される空調装置において、上記図 4と 同様の条件で、最適 COPの 10%の範囲内に収まる膨張弁の制御線群の範囲 Ss を示すものである。
[0024] 上述した図 3に示す範囲 Sは、上記図 4〜図 7に示す範囲 Sll, SI, Sm, Ssを全て包 含するものである。従って、膨張弁 5の弁開度を前記範囲 S内に収まる制御線に基づ いて調節することにより、如何なる大きさの車両にも対応して高い COPを実現するこ とがでさる。 [0025] 更に、本実施例に係る膨張弁 5は、高圧側冷媒圧力が臨界圧 7. 38MPa以下の領 域において、弁開度 0. 2〜0. 5mmの範囲を維持する。これは、弁体 12の弁座 13 方向への進行を着座位置力 所定の距離を保った場所で阻止する手段を、シェル 1 0や弁体 12と一体に形成すること等により実現することができる（例:特許文献 3、図 1 5参照)。図 8は、高圧側冷媒圧力が臨界圧 7. 38MPa以下の領域における弁開度 と COPの変化率の関係を、負荷条件及び稼動条件を変更させて示すものである。同 図において、線 Hは外気温度 15°C、外気導入モード、コンプレッサの回転速度 800r pmの時の推移、線 Iは外気温度 15°C、外気導入モード、コンプレッサの回転速度 14 OOrpmの時の推移、線 Hは外気温度 15°C、外気導入モード、コンプレッサの回転速 度 2600rpmの時の推移を示す。このデータから、弁開度 0. 2〜0. 5mmの範囲を 維持することにより、高圧側冷媒圧力が臨界圧以下となる状況下においても高い CO P (最適値の— 10〜20%の範囲内）を維持できることがわかる。また、これにより膨張 弁 5が全閉状態とならないことにより、高圧ライン Hの過度の圧力上昇を抑えると共に 膨張弁 5のハンチング現象を防止することができる。
[0026] 尚、本実施例においては、膨張弁 5として図 2に示す機械的な構造を有するものを 示したが、本発明はこれに限定されるものではなぐ電磁弁、圧力センサ、所定のプ ログラムに従って稼動する ECU等力 構成されるものであってもよい。
実施例 2
[0027] 本実施例に係る冷凍サイクル 1は、上記実施例 1に係る膨張弁 5に替わり、図 9に示 す膨張弁 25を用いたものである。この膨張弁 25は、シェル 26、弁体 27、弁座 28、ス プリング 29を有して構成される。シェル 26は、内部に中空部 32が形成され、中空部 32と外部とを連通させる高圧側連通孔 30及び低圧側連通孔 31を有し、高圧側連通 孔 30は高圧ライン Hと、低圧側連通孔 31は低圧ライン Lと連通している。弁体 27は、 スプリング 29の一端側に固定され、高圧ライン Hの圧力及び低圧ライン Lの圧力を共 に受けて変位する。弁座 28は、高圧側連通孔 30に設けられ、弁体 27が嵌合 (着座） 可能な形状を有している。スプリング 29は、その他端側がシェル 26の内壁面に固定 され、一端側に固定された弁体 27を着座方向へ付勢する。
[0028] 上記構成の膨張弁 25によれば、弁体 27は、高圧側冷媒圧力と、低圧側冷媒圧力 及びスプリング 29の反発力の合力とによって変位する。これにより、高圧側冷媒圧力 と低圧側冷媒圧力の差圧の変化にのみ対応して膨張弁 25の弁開度を変化させるこ とがでさる。
[0029] 前記膨張弁 25は、図 10に示す範囲 S'内に収まる一本の制御線に基づいて調節さ れる。尚、同図において、弁開度は仮想管の内径で表されている。即ち、膨張弁 25 の弁体 27と弁座 28との間に形成される絞り通路の開口面積力 仮想管の開口面積 に相当する。範囲 S'は、前記差圧が 3. 88MPa以上の領域において、差圧が 3. 88 MPaの時弁開度が 0. 2〜0. 5mmの範囲内にあると共に、差圧が 11. 52MPaの時 弁開度が 0. 9〜1. 9mmの範囲内にあり、また差圧が 3. 88MPa以下の領域におい て、弁開度が 0. 2〜0. 5mmの範囲内にある制御線群力もなるものである。制御線 の設定は、前記スプリング 29のばね定数を選定することにより行うことができる。
[0030] 前記範囲 S'の有効性は、図 11〜図 15に示す実験データから明らかである。図 11 は、超大型車 (LL車)に搭載される空調装置において、様々な負荷条件及び稼動条 件について算出された最適 COPの 10%の範囲内に収まる膨張弁の制御線群の 範囲 sirを示すものである。同図において、複数の白抜きの四角は、各負荷条件及 び稼動条件において求められた COPの最適値であり、各白抜きの四角と 2本の線で 結ばれた黒塗りの 2つ四角は、最適値から— 10%の COPの範囲を示すものである。 当該実験における負荷条件の変化として外気温度を 20〜45°Cの範囲で変化させ、 稼動条件として外気導入又は内規循環モードを切り替え、またコンプレッサの回転速 度を低速から高速まで変化させた。この実験データから、 COPの最適値から— 10% の範囲内に収まる制御線は、 sirの範囲内にあるべきことが導き出された。また、この データは、差圧が 3. 88MPa以上の領域での結果である。
[0031] 図 12は、大型車 (L車)に搭載される空調装置において、上記図 11と同様の条件 で、最適 COPの— 10%の範囲内に収まる膨張弁の制御線群の範囲 S1'を示すもの である。また、図 13は、中型車 (M車）に搭載される空調装置において、上記図 11と 同様の条件で、最適 COPの 10%の範囲内に収まる膨張弁の制御線群の範囲 Sm 'を示すものである。更に、図 14は、小型車 (S車）に搭載される空調装置において、 上記図 11と同様の条件で、最適 COPの 10%の範囲内に収まる膨張弁の制御線 群の範囲 Ss'を示すものである。
[0032] 上述した図 10に示す範囲 S'は、上記図 11〜図 15に示す範囲 S11', SI', Sm', Ss' を全て包含するものである。従って、膨張弁 25の弁開度を前記範囲 S'内に収まる制 御線に基づいて調節することにより、如何なる大きさの車両にも対応して高い COPを 実現することができる。
[0033] 更に、本実施例に係る膨張弁 25は、差圧が 3. 88MPa以下の領域において、弁 開度 0. 2〜0. 5mmの範囲を維持する。図 15は、差圧が 3. 88MPa以下の領域に おける弁開度と COPの変化率の関係を、負荷条件及び稼動条件を変更させて示す ものである。同図において、線 Pは外気温度 15°C、外気導入モード、コンプレッサの 回転速度 800rpmの時の推移、線 Qは外気温度 15°C、外気導入モード、コンプレツ サの回転速度 1400rpmの時の推移、線 Rは外気温度 15°C、外気導入モード、コン プレッサの回転速度 2600rpmの時の推移を示す。このデータから、弁開度 0. 2〜0 . 5mmの範囲を維持することにより、差圧が 3. 88MPa以下となる状況下においても 高い COP (最適値の— 10〜20%の範囲内）を維持できることがわかる。また、これに より膨張弁 5が全閉状態とならないことにより、高圧ライン Hの過度の圧力上昇を抑え ると共に膨張弁 5のハンチング現象を防止することができる。
[0034] 尚、本実施例においては、膨張弁 25として図 9に示す機械的な構造を有するもの を示したが、本発明はこれに限定されるものではなぐ電磁弁、圧力センサ、所定の プログラムに従って稼動する ECU等力 構成されるものであってもよい。
産業上の利用可能性
[0035] 以上のように、本発明によれば、構造の単純化、低コストィ匕が図られ、また如何なる 大きさの車両にも対応して高い COPで稼動する冷凍サイクルを提供することができる

Claims

請求の範囲
[1] 二酸化炭素を冷媒とし、
膨張弁の入口側の高圧側冷媒圧力の増大に伴い該膨張弁の弁開度を増大させる と共に、該高圧側冷媒圧力の減少に伴い該膨張弁の弁開度を減少させる調節手段 を備える冷凍サイクルであって、
前記調節手段は、
前記高圧側冷媒圧力が 7. 38MPaの時に、前記膨張弁を内径 0. 2〜0. 5mmの 管に相当する弁開度とすると共に、
前記高圧側冷媒圧力が 14MPaの時に、前記膨張弁を内径 0. 8〜1. 6mmの管に 相当する弁開度とすることを特徴とする冷凍サイクル。
[2] 前記調節手段は、前記高圧側冷媒圧力が 7. 38MPa以下となった時に、前記膨 張弁が内径 0. 2〜0. 5mmの管に相当する範囲の弁開度となるように制御すること を特徴とする請求項 1記載の冷凍サイクル。
[3] 二酸化炭素を冷媒とし、
膨張弁の入口側及び出口側の両冷媒圧力の差圧の増大に伴い該膨張弁の弁開 度を増大させると共に、該差圧の減少に伴い該膨張弁の弁開度を減少させる調節手 段を備える冷凍サイクルであって、
前記調節手段は、
前記差圧が 3. 88MPaの時に、前記膨張弁を内径 0. 2〜0. 5mmの管に相当す る弁開度とすると共に、
前記差圧が 11. 52MPaの時に、前記膨張弁を内径 0. 9〜1. 9mmの管に相当す る弁開度とすることを特徴とする冷凍サイクル。
[4] 前記調節手段は、前記差圧が 3. 88MPa以下となった時に、前記膨張弁が内径 0 . 2〜0. 5mmの管に相当する範囲の弁開度となるように制御することを特徴とする請 求項 4記載の冷凍サイクル。
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