JPH10288411A

JPH10288411A - 蒸気圧縮式冷凍サイクル

Info

Publication number: JPH10288411A
Application number: JP257098A
Authority: JP
Inventors: Yukikatsu Ozaki; 幸克尾崎; Hisasuke Sakakibara; 久介榊原; Kazuhide Uchida; 和秀内田; Shin Nishida; 伸西田; Mitsuo Inagaki; 稲垣　　光夫
Original assignee: Denso Corp; Nippon Soken Inc
Current assignee: Denso Corp; Soken Inc
Priority date: 1997-01-09
Filing date: 1998-01-08
Publication date: 1998-10-27
Anticipated expiration: 2018-01-08
Also published as: JP4207235B2

Abstract

(57)【要約】【課題】二酸化炭素（ＣＯ₂）を冷媒として用いた蒸
気圧縮式冷凍サイクルにおいて、冷凍能力を損なうこと
なく、圧縮機等の各機器の大型化を防止する。【解決手段】放熱器２から流出したＣＯ₂を分岐さ
せ、一方側のＣＯ₂を第１減圧装置４にて減圧するとと
もに、減圧されたＣＯ₂と他方側のＣＯ₂とを冷却器５
にて熱交換して他方側のＣＯ₂を冷却する。これによ
り、第２減圧装置６の入口側における他方側のＣＯ₂の
比エンタルピを小さくすることができるので、蒸発器７
の入口と出口との比エンタルピ差を大きくすることがで
きる。したがって、冷凍能力を損なうことなく、圧縮装
置１等の各機器の大型化を防止することができる。

Description

【発明の詳細な説明】

【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。

【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。

【０００３】このＣＯ₂サイクルの作動は、原理的に
は、フロンを使用した従来の蒸気圧縮式冷凍サイクルの
作動と同じであり、以下、発明者等の試験調査を踏まえ
つつ、ＣＯ₂サイクルの挙動を説明する。すなわち、Ｃ
Ｏ₂サイクルの挙動は、図１７（ＣＯ₂モリエル線図）
のＡ−Ｂ−Ｃ−Ｄ−Ａで示されるように、圧縮機で気相
状態のＣＯ₂を圧縮し（Ａ−Ｂ）、この高温高圧の超臨
界状態のＣＯ₂を放熱器（ガスクーラ）にて冷却する
（Ｂ−Ｃ）。そして、減圧器により減圧して（Ｃ−
Ｄ）、気液２相状態となったＣＯ ₂を蒸発させて（Ｄ−
Ａ）、蒸発潜熱により空気等の外部流体から熱を奪って
外部流体を冷却する。

【０００４】なお、ＣＯ₂は、圧力が飽和液圧力（線分
ＣＤと飽和液線ＳＬとの交点の圧力）を下まわるときか
ら、気液２相状態に相変化する。また、Ｃの状態からＤ
の状態へとゆっくり変化する場合には、ＣＯ₂は超臨界
状態から液相状態を経て気液２相状態に変化する。因み
に、超臨界状態とは、密度が液密度と略同等でありなが
ら、ＣＯ₂分子が気相状態のように運動する状態をい
う。

【０００５】しかし、ＣＯ₂の臨界温度は約３１℃と従
来のフロンの臨界温度（例えば、ＨＦＣ−１３４ａでは
１０１℃）と比べて低いので、夏場等では放熱器側での
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）。また、放熱器出
口側（Ｃ点）の状態は、圧縮機の吐出圧力と放熱器出口
側でのＣＯ₂温度とによって決定され、放熱器出口側で
のＣＯ₂温度は、放熱器の放熱能力と外気温度とによっ
て決定する。そして、外気温度は制御することができな
いので、放熱器出口側でのＣＯ₂温度は、実質的に制御
することができない。

【０００６】したがって、放熱器出口側（Ｃ点）の状態
は、圧縮機の吐出圧力（放熱器出口側圧力）を制御する
ことによって制御可能となる。つまり、夏場等の外気温
度（熱負荷）が高い場合には、図１７のＥ−Ｆ−Ｇ−Ｈ
−Ｅで示されるように、放熱器出口側圧力（Ｇ点での圧
力）を高くして十分な冷凍能力（蒸発過程（Ｈ−Ｅ）の
エンタルピ変化量Δｉ₁）を確保し、一方、外気温度
（熱負荷）が夏場等に比べて低い場合には、図１７のＡ
−Ｂ−Ｃ−Ｄで示されるように、放熱器出口側圧力（Ｃ
点での圧力）を低下させて冷凍能力（蒸発過程（Ｄ−
Ａ）のエンタルピ変化量Δｉ₂）を低下させる。

【０００７】

【発明が解決しようとする課題】ところで、フロンの臨
界圧力（例えば、ＨＦＣ−１３４ａでは４．０７ＭＰ
ａ）は、ＣＯ₂の臨界圧力（７．４ＭＰａ）より小さ
く、かつ、フロンを使用した従来の蒸気圧縮式冷凍サイ
クルでは、周知のごとく、サイクルの最大作動圧力がフ
ロンの臨界圧力を越えることがない。

【０００８】これに対して、ＣＯ₂サイクルにおいて、
前述のごとく、冷凍能力を増大させるために放熱器出口
側圧力を上昇させると、夏場等の外気温度（熱負荷）が
高い場合には、サイクルの最大作動圧力がフロンを使用
した従来の蒸気圧縮式冷凍サイクルに比べて、約１０倍
も高くなってしまう。このため、圧縮機や放熱器等のサ
イクルを構成する各機器の耐圧強度を、フロンを使用し
た従来の蒸気圧縮式冷凍サイクルの各機器に比べて高く
する必要があるので、各機器の大型化を招いてしまう。

【０００９】本発明は、上記点に鑑み、放熱器内の圧力
が冷媒の臨界圧力を越える蒸気圧縮式冷凍サイクルにお
いて、冷凍能力を損なうことなく、圧縮機等の各機器の
大型化を防止することを目的とする。

【００１０】

【課題を解決するための手段】本発明は、上記目的を達
成するために、以下の技術的手段を用いる。請求項１〜
７に記載の発明では、放熱器（２）から流出した冷媒を
分岐させ、一方側の冷媒を第１減圧装置（４）にて第１
所定圧力（Ｐ₁）まで減圧するとともに、減圧された冷
媒と他方側の冷媒とを冷却器（５）にて熱交換して他方
側の冷媒を冷却する。そして、他方側の冷媒を蒸発器
（７）にて蒸発させるとともに、第１減圧装置（４）に
て減圧された冷媒を圧縮装置（１）の吸入圧縮工程の途
中に導くことを特徴とする。

【００１１】これにより、第２減圧装置（６）の入口側
における他方側の冷媒の比エンタルピを小さくすること
ができる。このため、放熱器（２）の出口側の冷媒圧力
を上昇させることなく、第２減圧装置（６）の入口側に
おける冷媒の比エンタルピ、すなわち蒸発器（７）の入
口側における冷媒の比エンタルピを小さくすることがで
きるので、蒸発器（７）の入口と出口との比エンタルピ
差を大きくすることができる。

【００１２】したがって、冷凍能力を損なうことなく、
蒸気圧縮式冷凍サイクルの最大作動圧力を低下させるこ
とができるので、圧縮装置（１）等の各機器の大型化を
防止することができる。延いては、圧縮装置（１）等の
各機器の小型軽量化を図ることができる。また、一方側
の冷媒が、吸入圧縮工程の途中に圧縮装置（１）に導か
れるので、後述するように、他方側の冷媒が圧縮装置
（１）に導かれた時、すなわち、一方側の冷媒が吸入圧
縮工程中の圧縮装置（１）内に噴射（インジェクショ
ン）された時に、圧縮装置（１）内の冷媒の温度（比エ
ンタルピ）が低下する。このため、噴射後の圧縮装置
（１）内の冷媒の状態は、温度が低下した状態における
等エントロピ線に沿って変化する。

【００１３】したがって、噴射後の等エントロピ線は、
噴射前の等エントロピ線に比べて、比エンタルピに対す
る勾配（傾き）が大きいので、吸入圧縮工程中の圧縮装
置（１）内に冷媒を噴射する本発明は、噴射しないで冷
媒を吸入圧縮する場合に比べて、圧縮仕事を小さくする
ことができる。延いては、蒸気圧縮式冷凍サイクルの成
績係数を向上させることができる。

【００１４】請求項２に記載の発明では、冷却器（５）
における、他方側の冷媒を冷却する冷却能力を変化させ
る能力可変機構（４、１０）を備えていることを特徴と
する。これにより、第１減圧装置（４）の開度を制御す
ることにより、蒸発器（７）の入口側における冷媒の比
エンタルピを制御することができるので、圧縮装置
（１）の稼働状態を制御することなく、蒸気圧縮式冷凍
サイクルの冷凍能力を制御することができる。

【００１５】なお、能力可変機構として、請求項３に記
載の発明のごとく、冷却能力を増加させるときには、第
１減圧装置（４）の開度を拡大し、一方、冷却能力を減
少させるときには、第１減圧装置（４）の開度を縮小さ
せてもよい。また、冷媒として、請求項４に記載の発明
のごとく、二酸化炭素を用いてもよい。

【００１６】また、請求項５に記載のごとく、圧縮装置
（１）から吐出される冷媒の圧力（Ｐ_d）と第１減圧装
置（４）にて減圧されて圧縮装置（１）の吸入圧縮工程
の途中に導かれる冷媒の圧力（Ｐ_i）との差圧（Δ
Ｐ_d）に対する、第１減圧装置（４）にて減圧されて圧
縮装置（１）の吸入圧縮工程の途中に導かれる冷媒の圧
力（Ｐ_i）と蒸発器（７）から流出して圧縮装置（１）
に吸入される冷媒の圧力（Ｐ_s）との差圧（ΔＰ_s）の
比（ΔＰ_s／ΔＰ_d）が０．６〜０．９となるようにす
ると、後述のごとく、蒸気圧縮式冷凍サイクルの成績係
数を向上させることができる。

【００１７】また、請求項６に記載のごとく、第１減圧
装置を開度が固定された固定絞り（４０）としてもよ
い。また、請求項７に記載の発明のごとく、放熱器
（２）出口側の冷媒圧力が、放熱器（２）出口側の冷媒
温度に応じた所定の目標圧力となるように、第２減圧装
置（６）の開度を制御してもよい。

【００１８】なお、上記各手段の括弧内の符号は、後述
する実施形態記載の具体的手段との対応関係を示すもの
である。

【００１９】

【発明の実施の形態】以下、本発明を図に示す実施の形
態について説明する。（第１実施形態）図１は本実施形態に係るＣＯ₂サイク
ルを車両用空調装置に適用したものであり、１は、電磁
クラッチ（図示せず）を介してエンジン（図示せず）か
ら駆動力を得て回転するとともに、後述する蒸発器７か
ら流出するＣＯ₂を吸入圧縮する圧縮装置である。

【００２０】なお、本実施形態に係る圧縮装置１は、特
開昭６１−７９９４７号公報または特開昭６３−２４３
４８１号公報に記載のように、１台の圧縮機にて２段圧
縮することができるものである。また、２は圧縮装置１
で圧縮されたＣＯ₂を外気等との間で熱交換して冷却す
る放熱器（ガスクーラ）であり、この放熱器２の出口側
には、放熱器２から流出したＣＯ₂を２つに分岐させる
分岐部３が形成されている。

【００２１】４は分岐部３にて分岐された一方側のＣＯ
₂を第１所定圧力Ｐ₁まで減圧する第１減圧装置であ
り、５は、第１減圧装置４で減圧されて低温となったＣ
Ｏ₂（以下、噴射ＣＯ₂と呼ぶ。）と、分岐部３にて分
岐された他方側のＣＯ₂と熱交換して他方側のＣＯ
₂（以下、冷凍ＣＯ₂と呼ぶ。）を冷却する冷却器であ
る。そして、冷却器５にて冷凍ＣＯ₂を冷却して加熱さ
れた噴射ＣＯ₂は、吸入圧縮工程の途中に圧縮装置１に
導かれ、再び放熱器２に向けて吐出される。

【００２２】６は冷却器５にて冷却された冷凍ＣＯ
₂を、第１所定圧力Ｐ₁より低い第２所定圧力Ｐ₂まで
減圧する第２減圧装置であり、７は第２減圧装置６にて
減圧されたＣＯ₂を蒸発させる蒸発器（吸熱器）であ
る。なお、第１減圧装置４の開度は、後述するように、
制御装置１０を介して制御されており、第１減圧装置４
の開度を制御することにより、冷却器５における、冷凍
ＣＯ₂を冷却する冷却能力を変化させる能力可変機構を
構成している。

【００２３】因みに、第１減圧装置４の開度を拡大する
と、減圧後の噴射ＣＯ₂と減圧前の冷凍ＣＯ₂との温度
差は小さくなるが、質量流量が温度差の縮小を上回って
増加するので冷却能力は増加する。一方、第１減圧装置
４の開度を縮小すると、減圧後の噴射ＣＯ₂と減圧前の
冷凍ＣＯ₂との温度差は大きくなるが、質量流量が温度
差の拡大を上回って減少するので冷却能力は減少する。

【００２４】なお、８はＣＯ₂サイクル中の余剰ＣＯ₂
を蓄えるとともに、蒸発器７から流出したＣＯ₂を気液
分離し、気相ＣＯ₂のみ流出させて圧縮装置１に液相Ｃ
Ｏ₂が吸入されることを防止するアキュームレータであ
る。また、２８、２９は放熱器２および蒸発器７での熱
交換を促進するファンである。１０は、蒸発器７におけ
る熱負荷（車室内の空調を行う上で必要とされる冷凍能
力）等に応じて第１減圧装置４の開度を制御する制御装
置である。なお、この制御装置１０には、蒸発器７の下
流側の空気温度（冷却後の空気温度）を検出する温度セ
ンサ１１、冷却器５から流出する（加熱された）噴射Ｃ
Ｏ₂の温度を検出する温度センサ１２、冷却器５から流
出する噴射ＣＯ₂の圧力を検出する圧力センサ１３、室
内空気温度を検出する室内温度センサ１４、室外空気温
度を検出する室外温度センサ１５、および人員が希望す
る室内温度を設定入力する温度設定手段１６からの信号
と、放熱器２の出口側におけるＣＯ₂の温度を検出する
温度センサ１７および放熱器２の出口側におけるＣＯ₂
の圧力を検出する圧力センサ１８からの信号とが入力さ
れている。そして、制御装置１０は、これらの信号に基
づいて予め設定されたプログラムにより第１減圧装置４
および第２減圧装置６の開度を制御する。

【００２５】因みに、図２は本実施形態に係る第１減圧
装置４の断面を示しており、４１は、放熱器２の流出側
に連通する流入口４２、および冷却器５の流入側に連通
する流出口４３が形成されたハウジングである。そし
て、ハウジング４１内には、流入口４２側の空間４２ａ
と流出口４３側の空間４３ａとを連通させる弁口４４が
形成されているとともに、弁口４４の開度を調節する針
状の弁体４５が配設されている。

【００２６】また、４６は弁体４５を移動させて弁口４
４の開度を調節するステップモータ４６であり、ステッ
プモータ４６のマグネットロータ４６ａには雌ねじ部４
６ｂが形成され、弁体４５には、この雌ねじ部４６ｂに
ねじ結合する雄ねじ部４５ａが形成されている。そし
て、制御装置１０は、ステップモータ４６を回転させて
弁体４５を弁体４５の軸方向に移動させることにより、
弁口４４の開度（第１減圧装置４の開度）を全閉状態か
ら全開状態まで連続的に制御する。

【００２７】なお、第２減圧装置６も第１減圧装置４と
同様な構造であり、第２減圧装置６のステップモータ
（図示せず）を回転させることにより、第２減圧装置６
の開度）を全閉状態から全開状態まで連続的に制御す
る。また、冷却器５は、図３に示すように、二重円筒構
造を有しており、内筒部５１には冷凍ＣＯ₂が流通し、
外筒部５２には噴射ＣＯ₂が流通している。なお、５３
は熱交換を促進するためのフィンであり、内筒部５１お
よびフィン５３は熱伝導率の大きいアルミニウム等の金
属製であり、外筒部５２は熱伝導率の小さい金属であ
る。

【００２８】因みに、内筒部５１、外筒部５２およびフ
ィン５３を、アルミニウムにて一体成形（押し出し加
工）した場合には、外筒部５２での放熱を防止するため
に外筒部５２に対して発泡樹脂等の断熱材にて断熱処理
を行うことが望ましい。次に、第１減圧装置４の作動を
図４に示すフローチャートを用いて述べる。ＣＯ₂サイ
クルの始動スイッチ（図示せず）によりＣＯ₂サイクル
が起動すると、各センサ１１〜１５からの検出値が制御
装置１０に読み込まれ（ステップ１００）、その読み込
んだ検出値のうち、室内温度センサ１４、室外温度セン
サ１５および温度設定手段１６からの信号に基づいて、
室内の空調を図るのに必要な目標冷風温度（以下、ＴＥ
Ｏと略す。）を算出する（ステップ１１０）。

【００２９】次に、ＴＥＯと温度センサ１１の検出値
（以下、Ｔ₁と略す。）と比較し（ステップ１２０）、
ＴＥＯがＴ₁より大きい（ＴＥＯ＞Ｔ₁）ときには、熱
負荷が大きく冷凍能力が不足しているものとみなすとと
もに、温度センサ１２および圧力センサ１３の検出値か
ら冷却器５出口側のＣＯ₂の加熱度（以下、Ｔｉｓと略
す。）を算出する（ステップ１３０）。

【００３０】そして、Ｔｉｓが所定の加熱度（以下、こ
の加熱度をＴｉｎと略す。）より大きいか否かを判定し
（ステップ１４０）、ＴｉｎがＴｉｓより大きい（Ｔｉ
ｎ＞Ｔｉｓ）ときには、第１減圧装置４の開度を所定量
拡大し（ステップ１５０）、その後、ステップ１００に
戻る。なお、ＴｉｎがＴｉｓ以下であるときには、第１
減圧装置４の開度を変更することなくステップ１００に
戻る。

【００３１】一方、ＴＥＯがＴ₁以下であるときには、
第１減圧装置４が全閉状態でないことを確認し（ステッ
プ１６０）、第１減圧装置４の開度を所定量縮小し（ス
テップ１７０）、その後、ステップ１００に戻る。な
お、上記Ｔｉｎの値は、圧縮装置１に液相ＣＯ₂が吸入
されない程度の加熱度であればよく、本実施形態では、
約５℃である。

【００３２】次に、第２減圧装置６の作動を図５に示す
フローチャートを用いて述べる。ＣＯ₂サイクルの始動
スイッチによりＣＯ₂サイクルが起動すると、温度セン
サ１７からの検出値が読み込まれ（ステップ２００）、
その読み込んだＣＯ₂温度に対応する圧力が、予めＲＯ
Ｍに記憶されている温度と圧力との関係（図６参照）か
ら選定され、その選定された圧力（以下、目標第２減圧
装置入口圧力と呼ぶ。）はＲＡＭ等のメモリで記憶され
る（ステップ２１０）。

【００３３】次に、圧力センサ１８からの検出値が読み
込まれ（ステップ２２０）、目標第２減圧装置入口圧力
とステップ２２０で取り込んだ圧力（以下、第２減圧装
置入口圧力と呼ぶ。）とが比較される（ステップ２３
０）。そして、目標第２減圧装置入口圧力が第２減圧装
置入口圧力を上回った場合には、第２減圧装置６の開度
を小さくし（ステップ２４０）、目標第２減圧装置入口
圧力が第２減圧装置入口圧力以下の場合には、第２減圧
装置６の開度を大きくする（ステップ２５０）。そし
て、ステップ２００に戻り、以後ステップ２００から２
５０まで繰り返す。

【００３４】ここで、図６のグラフについて述べる。
「従来の技術」の欄で述べたように、冷凍能力を増加さ
せるためは、放熱器２の出口側圧力を高くする必要があ
る。しかし、放熱器２の出口側圧力を高くすると、圧縮
装置の吐出圧力が高くなるので、圧縮装置の圧縮仕事
（圧縮過程のエンタルピ変化量ΔＬ）が増加する。した
がって、蒸発過程（Ｄ−Ａ）のエンタルピ変化量Δｉの
増加量より圧縮過程（Ａ−Ｂ）のエンタルピ変化量ΔＬ
の増加量が大きい場合には、ＣＯ₂サイクルの成績係数
（ＣＯＰ＝Δｉ／ΔＬ）が悪化する。

【００３５】そこで、例えば放熱器２の出口側でのＣＯ
₂温度を４０℃として、放熱器２の出口側でのＣＯ₂圧
力と成績係数と関係を図７を用いて試算すれば、図８の
実線に示すように、圧力Ｐ₁（約１０ＭＰａ）において
成績係数が最大となる。同様に、放熱器２の出口側での
ＣＯ₂温度を３０℃とした場合には、図８の破線で示す
ように、圧力Ｐ₂（約８．０ＭＰａ）において成績係数
が最大となる。

【００３６】以上のようにして、放熱器２の出口側のＣ
Ｏ₂温度と成績係数が最大となる圧力とを算出し、この
結果を図７上に描けば、図７の太い実線η_max（以下、
最適制御線と呼ぶ。）に示すようになる。また、発明者
等の種々の試験検討によれば、最適制御線η_maxを試算
するにあたっては、放熱器２出口側のＣＯ₂圧力がＣＯ
₂の臨界圧力より低い場合には、第２減圧装置６の入口
側での過冷却度（サブクール）を１℃〜１０℃程度とす
ることが望ましいとの結果を得ており、図６は蒸発器７
側の圧力を約３．５ＭＰａ（蒸発器温度０℃相当）と
し、過冷却度が約３℃となるようにした場合の最適制御
線η_maxを直行座標系に描いたものである。

【００３７】因みに、第２減圧装置６の入口と放熱器２
の出口との間の圧力損失は無視することができるほど小
さいため、第２減圧装置６の入口でのＣＯ₂圧力と放熱
器２の出口でのＣＯ₂圧力とは同値とみなしてもよい。
なお、上記作動説明では、第２減圧装置６の開度を縮小
拡大させることにより、放熱器２の出口側圧力（第２減
圧装置６の入口側圧力）を増減させたが、放熱器２の出
口側圧力は、厳密には、第２減圧装置６の開度のみによ
って決定されるものではなく、第１減圧装置４の開度の
影響をも受ける。

【００３８】しかし、ＣＯ₂サイクルの最大圧力および
最小圧力は、第２減圧装置６の開度によって大きく影響
されるため、放熱器２の出口側圧力は、ほぼ第２減圧装
置６の開度によって決定されるものとしても実用上問題
がない。次に、本実施形態に係るＣＯ₂サイクルの特徴
を述べる。本実施形態に係るＣＯ₂サイクルでは、噴射
ＣＯ₂によって冷凍ＣＯ₂が冷却されるので、第２減圧
装置６の入口側における冷凍ＣＯ₂の比エンタルピを小
さくすることができる。このため、放熱器２の出口側の
ＣＯ₂圧力を上昇させることなく、第２減圧装置６の入
口側におけるＣＯ₂の比エンタルピ、すなわち蒸発器７
の入口側におけるＣＯ₂の比エンタルピを小さくするこ
とができるので、蒸発器７の入口と出口との比エンタル
ピ差を大きくすることができる（図９参照）。

【００３９】したがって、冷凍能力を損なうことなく、
ＣＯ₂サイクルの最大作動圧力を低下させることができ
るので、圧縮装置１等の各機器の大型化を防止すること
ができる。延いては、圧縮装置１等の各機器の小型軽量
化を図ることが可能となるので、ＣＯ₂サイクルの車両
への搭載性を向上させることができる。また、噴射ＣＯ
₂が、吸入圧縮工程の途中に圧縮装置１に導かれるの
で、図９に示すように、噴射ＣＯ₂が圧縮装置１に導か
れた時、すなわち、噴射ＣＯ₂が吸入圧縮工程中の圧縮
装置１内に噴射（インジェクション）された時に、圧縮
装置１内のＣＯ₂の温度（比エンタルピ）が低下する。
このため、噴射後の圧縮装置１内のＣＯ₂の状態は、温
度が低下した状態における等エントロピ線に沿って変化
する。

【００４０】したがって、噴射後の等エントロピ線は、
噴射前の等エントロピ線に比べて、比エンタルピに対す
る勾配（傾き）が大きいので（図７、１７参照）、吸入
圧縮工程中の圧縮装置１内にＣＯ₂を噴射する本実施形
態は、噴射しないでＣＯ₂を吸入圧縮する場合に比べ
て、圧縮仕事を小さくすることができる。延いては、Ｃ
Ｏ₂サイクルの成績係数を向上させることができる。

【００４１】ところで、ＣＯ₂サイクルの成績係数は、
蒸発器７の入口側圧力（吸入圧力）、放熱器２の出口側
圧力（吐出圧力）および噴射ＣＯ₂の圧力等の諸条件に
よって変化するものである。そこで、発明者等は、ＣＯ
₂サイクルの実装状態における条件として、蒸発器７の
入口側圧力を３．５〜４．２ＭＰａ、放熱器２の出口側
圧力１０ＭＰａとし、噴射ＣＯ₂をパラメータとしてＣ
Ｏ₂サイクルの成績係数を順次求めたところ、図１０に
示すように、蒸発器７の入口側圧力によらず、噴射ＣＯ
₂が約６．５ＭＰａの時に成績係数が最大となることを
発見した。

【００４２】したがって、圧縮装置１から吐出されるＣ
Ｏ₂の圧力Ｐ_dと噴射ＣＯ₂の圧力Ｐ_iとの差圧ΔＰ_d
に対する、噴射ＣＯ₂の圧力Ｐ_iと蒸発器７から流出し
て圧縮装置１に吸入されるＣＯ₂の圧力Ｐ_sとの差圧Δ
Ｐ_sの比（ΔＰ_s／ΔＰ_d）が０．６〜０．９となるよ
うに噴射ＣＯ₂の圧力Ｐ_iを選定すれば、高い成績係数
を維持しながらＣＯ₂サイクルを運転することができ
る。

【００４３】因みに、例えば蒸発器７の入口側圧力を
３．５ＭＰａとし、噴射ＣＯ₂を５．２ＭＰａとした場
合の冷凍能力は１９３．１０ｋＪ／ｋｇ（４６．１３ｋ
ｃａｌ／ｋｇ）であり、圧縮装置１の圧縮仕事は５６．
２２ｋＪ／ｋｇ（１３．４３ｋｃａｌ／ｋｇ）である。
同様に、噴射ＣＯ₂を６．５ＭＰａとした場合の冷凍能
力は１６３．８０ｋＪ／ｋｇ（３９．１３ｋｃａｌ／ｋ
ｇ）であり、圧縮装置１の圧縮仕事は４６．８０ｋＪ／
ｋｇ（１１．１８ｋｃａｌ／ｋｇ）である。また、噴射
ＣＯ₂を７．３ＭＰａとした場合の冷凍能力は１４２．
８７ｋＪ／ｋｇ（３４．１３ｋｃａｌ／ｋｇ）であり、
圧縮装置１の圧縮仕事は４３．８３ｋＪ／ｋｇ（１０．
４７ｋｃａｌ／ｋｇ）である。

【００４４】そして、発明者等の試算によれば、噴射Ｃ
Ｏ₂を６．５ＭＰａとした場合には、従来の技術に係る
ＣＯ₂サイクル（放熱器２の出口側の圧力を制御するこ
とのみによって冷凍能力を制御するもの）に比べて、成
績係数で約２０％向上させ得ることを確認している。な
お、従来の技術に係るＣＯ₂サイクルの計算条件は、蒸
発器７の入口側圧力が３．５ＭＰａ、放熱器２の出口側
圧力が１０ＭＰａ、放熱器２の出口側温度が４０℃であ
る。

【００４５】また、第１減圧装置４の開度を制御するこ
とにより、蒸発器７の入口側におけるＣＯ₂の比エンタ
ルピ（過冷却度）を制御することができるので、電磁ク
ラッチのＯＮ−ＯＦＦ制御や可変容量型の圧縮装置等の
手段を用いることなく、ＣＯ ₂サイクルの冷凍能力を制
御することができる。したがって、電磁クラッチのＯＮ
−ＯＦＦ制御に伴う乗員が感じる不快感を低減すること
ができるとともに、可変容量型の圧縮装置を用いること
に伴うＣＯ₂サイクルの製造原価上昇を防止することが
できる。

【００４６】また、本実施形態では、放熱器２の出口側
圧力と温度とは、第２減圧装置６によって、最適制御線
η_maxで表されるように制御されているので、前述した
冷却器５による冷凍能力向上効果と相まって、高い成績
係数（効率）を維持しながらＣＯ₂サイクルの冷凍能力
の向上を図ることができる。（第２実施形態）本実施形態は、上記温度センサ１２お
よび圧力センサ１３を廃止してものである。

【００４７】具体的には、図１１に示すように、第１減
圧装置４００として、第１実施形態に係る第１減圧装置
４と同様な構造を有する減圧装置部４１０と、フロンを
使用した従来の蒸気圧縮式冷凍サイクルに用いられる機
械式の温度膨張弁４２０とを一体化したものである。な
お、図１１中、４２１は冷却器５の出口側の温度を検出
する感温筒部であり、この感温筒部４２１内には、ＣＯ
₂等のガスが所定の密度で封入されている。４２２は弁
開度を調節するベローズであり、４２３は、ベローズ４
２２と一体的に変位する弁体４２４のリターン用バネで
ある。

【００４８】これにより、冷却器５の出口側の加熱度
は、温度膨張弁４２０によって機械的に制御されている
ので、仮に、制御装置１０に故障が発生したときであっ
ても、圧縮装置１に液相ＣＯ₂が吸入されることを防止
することができるので、ＣＯ₂サイクルの信頼性を向上
させることができる。（第３実施形態）本実施形態は、図１２に示すように、
アキュームレータ８を廃止し、第２減圧装置６の出口側
に第２減圧弁６から流出したＣＯ₂を液相ＣＯ₂と気相
ＣＯ₂とに分離して蓄えるレシーバ（タンク手段）１９
を配設し、かつ、レシーバ１９から流出した液相ＣＯ₂
を減圧するとともに、圧縮装置１の入口側（蒸発器７の
出口側）でのＣＯ₂の過熱度が所定値となるようにＣＯ
₂の質量流量を調節する第３減圧装置２０を配設したも
のである。

【００４９】なお、第３減圧装置２０の基本構造は、フ
ロンを使用した従来の蒸気圧縮式冷凍サイクルの温度膨
張弁と同様な構造を有しており、蒸発器７の出口側に配
設された感温筒２１内の圧力に応じて機械的に第３減圧
装置２０の開度を調節している。次に、本実施形態の特
徴を述べる。

【００５０】ところで、ＣＯ₂サイクルに限らず、通
常、蒸気圧縮式冷凍サイクルに適用される圧縮装置で
は、圧縮装置の小型化および構造を簡単なものとするた
め、圧縮装置内の摺動部に潤滑油を圧送するオイルポン
プを有していないものが多い。そして、このオイルポン
プを有していない圧縮装置では、摺動部の潤滑を図るた
めに冷媒中に潤滑油を混合しているので、潤滑油は、冷
媒とともにサイクル内を循環している。

【００５１】また、液相ＣＯ₂が吸入されることによる
圧縮装置の損傷を防止するため、上記公報（特公平７−
１８６０２号公報）記載の発明では、蒸発器（１４）の
出口側に液相ＣＯ₂と気相ＣＯ₂とを分離して気相ＣＯ
₂のみを圧縮装置（１０）に向けて流出させるアキュー
ムレータ（１６）を配設している。このため、気相ＣＯ
₂に比べて密度が大きい潤滑油は、アキュームレータ
（１６）内に滞留してしまう。

【００５２】そこで、上記公報記載の発明では、圧縮装
置（１０）での潤滑油不足を防止するため、アキューム
レータ（１６）にて気液分離とともに分離された、潤滑
油をアキュームレータ（１６）の重力方向下方部位から
取り出して（潤滑油は液相ＣＯ₂より密度が大きい）、
潤滑油を圧縮装置（１０）の入口側およびアキュームレ
ータ（１６）の出口側に戻している。なお、括弧内の符
号は、上記公報に記載の発明に対応する符号である。

【００５３】これに対して、本実施形態では、圧縮装置
１の入口側での過熱度を所定値とすることにより、液相
ＣＯ₂が圧縮装置１に吸入されることを防止しているの
で、上記公報に記載の発明のように、蒸発器６の出口側
にアキュームレータ（１６）を配設する必要がない。さ
らに、蒸発器６の出口側にてアキュームレータ（１６）
でＣＯ₂が気液分離されていないので、流速の大きい気
相ＣＯ₂流れとともに潤滑油が圧縮装置１に吸入されて
十分な量の潤滑油を圧縮装置１に供給することができ
る。

【００５４】したがって、本実施形態によれば、液相Ｃ
Ｏ₂が吸入されることによる圧縮装置１の損傷、および
潤滑油不足による圧縮装置１の焼き付きを防止しつつ、
ＣＯ ₂サイクルの効率を高く維持することができる。（第４実施形態）本実施形態は、第１、２減圧装置４、
６を機械的に制御することにより、ＣＯ ₂サイクルの部
品点数の低減を図ったものである。

【００５５】すなわち、図１３中、４３０は本実施形態
に係る第１減圧装置であり、この第１減圧装置４３０
は、蒸発器７側の圧力Ｐ_Lに応じて第１減圧装置４３０
の開度を調節するものである。具体的には、図１４に示
すように、蒸発器７側の圧力Ｐ _Lを、圧力応動部材をな
す薄膜状のダイヤフラム４３１とハウジング４３２とに
よって形成された第１圧力室４３３に導くとともに、こ
の第１圧力室４３３と反対側のダイヤフラム４３１の面
に、呼吸穴４３４を介して作用する大気圧と、連接棒４
３５を介して作用するコイルバネ（弾性部材）４３６の
弾性力とを作用させたものである。

【００５６】また、連接棒４３５は、ＣＯ₂が流通する
流路４３７に設けられた弁口４３８を貫通しており、連
接棒４３５のうち弁口４３８に対応する部位には、弁口
４３８を開閉する球状の弁体部４３９が形成されてい
る。なお、コイルバネ４３６の弾性力と大気圧による力
との和（以下、この和を閉弁力Ｆ_sと呼ぶ。）は、弁口
４３８の開度が小さくなるように弁体部４３９に作用し
ており、一方、蒸発器７側の圧力Ｐ_Lによる力（以下、
この力を開弁力Ｆ_oと呼ぶ。）は、ダイヤフラム４３１
を挟んで閉弁力Ｆ_sに対向する力を弁体部４３９に作用
させている。

【００５７】したがって、第１減圧装置４３０は、蒸発
器７における熱負荷とともに蒸発器７側の圧力Ｐ_Lが上
昇すると、開弁力Ｆ_oが大きくなり、開弁力Ｆ_oが閉弁
力Ｆ _sに打ち勝って第１減圧装置４３０の開度を増大さ
せて噴射ＣＯ₂量を増大させる。一方、熱負荷が低下す
ると、開弁力Ｆ_oが小さくなり、閉弁力Ｆ_sが開弁力Ｆ
_oに打ち勝って第１減圧装置４３０の開度を縮小させて
噴射ＣＯ₂量を減少させる。

【００５８】なお、本実施形態では、圧縮装置１に液相
ＣＯ₂が吸入されることを防止すべく、冷却器５の出口
側にもアキュームレータ８を配設しているが、第２、５
実施形態と同様に、第１減圧装置４３０の下流側（冷却
器５の下流側も含む）に温度膨張弁４２０を配設しても
よい。また、６００は、本実施形態に係る第２減圧装置
であり、この第２減圧装置６００は、図１３に示すよう
に、冷却器５から蒸発器７に至るＣＯ₂流路６０１内に
配置されている。

【００５９】そして、この第２減圧装置６００の構成部
品のうち、球面状の弁カバー６１０とダイヤフラム６１
１とにより密閉空間６１２が形成されており、この密閉
空間６１２内には、ＣＯ₂が、後述する弁口６１７が閉
じた状態の密閉空間６１２内体積に対して、約６００ｋ
ｇ／ｍ³の密度で封入されている。なお、６０２は、放
熱器２から流出し、かつ、冷却器５を通過する前のＣＯ
₂が流通するＣＯ₂流路である（図１３参照）。

【００６０】６１３は弁ハウジング部であり、６１４
は、ＣＯ₂流路６０１内のうち放熱器２側（冷却器５
側）の空間６１５と蒸発器７側の空間６１６とを仕切る
隔壁部である。この隔壁部６１４には弁口６１７が開口
しており、この弁口６１７は弁体部６１８によって開閉
されている。また、弁体部６１８は、ダイヤフラム６１
１の変位に機械的に連動して可動するようにように、連
接棒６１９を介してダイヤフラム６１１に連結するとと
もに、コイルバネ６２０の弾性力によって弁口６１７を
閉じるように押し付けられている。

【００６１】さらに、密閉空間６１２内の圧力は、ダイ
ヤフラム６１１および連接棒６１９を介して弁口６１７
を閉じる向きの力を弁体部６１８に作用させているた
め、弁口６１７の開度は、コイルバネ６２０の弾性力お
よび密閉空間６１２内の圧力による力の和と、空間６１
５内の圧力との差圧によって決定する。なお、６２１は
コイルバネ６２０の初期荷重を調整するスペーサで、こ
のスペーサ６２１によってコイルバネ６２０が調整さ
れ、弁体部６１８には所定の初期荷重が作用している。
因みに、本実施形態では、コイルバネ６２０の初期荷重
は、ダイヤフラム６１１での圧力換算で約１ＭＰａであ
る。

【００６２】次に、第２減圧装置６００の作動を述べ
る。密閉空間６１２内には、約６００ｋｇ／ｍ³でＣＯ
₂が封入されているので、密閉空間６１２内圧と温度と
は、図７に示される６００ｋｇ／ｍ³の等密度線に沿っ
て変化する。したがって、例えば密閉空間６１２内温度
が２０℃の場合には、その内圧は約５．８ＭＰａであ
る。また、弁体部６１８には、密閉空間６１２内圧とコ
イルバネ６２０の初期荷重とが同時に作用しているの
で、その作用圧力は約６．８ＭＰａである。

【００６３】したがって、放熱器２側の空間６１５の圧
力が６．８ＭＰａ以下の場合には、弁口６１７は弁体部
６１８によって閉止され、また、放熱器２側の空間６１
５の圧力が６．８ＭＰａを越えると、弁口６１７は開弁
する。同様に、例えば密閉空間６１２内温度が４０℃の
場合には、密閉空間６１２内圧は図７より約９．７ＭＰ
ａであり、弁体部６１８に作用する作用力は約１０．７
ＭＰａである。したがって、放熱器２側の空間６１５の
圧力が１０．７ＭＰａ以下の場合には、弁口６１７は弁
体部６１８によって閉止され、また、放熱器２側の空間
６１５の圧力が１０．７ＭＰａを越えると、弁口６１７
は開弁する。

【００６４】ところで、図７から明らかなように、超臨
界域での６００ｋｇ／ｍ³の等密度線は、前述の最適制
御線η_maxにほぼ一致する。したがって、本実施形態に
係る第２減圧装置６００は、放熱器２の出口側圧力を、
ほぼ最適制御線η_maxに沿った圧力まで上昇させるの
で、超臨界域においてもＣＯ₂サイクルを効率良く運転
させることができる。

【００６５】また、臨界圧力以下では、６００ｋｇ／ｍ
³の等密度線は、最適制御線η_maxからのズレが大きく
なるが、凝縮域なので密閉空間６１２の内圧は、飽和液
線ＳＬに沿って変化する。そして、コイルバネ６２０に
よって弁体部６１８に初期荷重が与えられているので、
約１０℃の過冷却度を有する状態に制御される。したが
って、臨界圧力以下であっても、ＣＯ₂サイクルを効率
良く運転させることができる。

【００６６】なお、密閉空間６１２内に封入されるＣＯ
₂密度は、実用的には、ＣＯ₂温度が０℃での飽和液密
度からＣＯ₂の臨界点での飽和液密度までの範囲とする
ことが望ましく、具体的にＣＯ₂では、４５０ｋｇ／ｍ
³ 〜９５０ｋｇ／ｍ³である。以上に述べた本実施形
態の作動からも明らかなように、第１〜３実施形態と同
様に、ＣＯ₂サイクルの成績係数を高く維持しつつ、Ｃ
Ｏ₂サイクルの冷凍能力の向上を図ることができるとと
もに、ＣＯ₂サイクルの部品点数の低減を図ることがで
きるので、ＣＯ₂サイクルの信頼性を向上を図りつつ、
製造原価低減を図ることができる。

【００６７】ところで、上述の作動説明からも明らかな
ように、本実施形態に係る第２減圧装置６００の密閉空
間６１２内温度は、放熱器２出口側温度（ＣＯ₂流路６
０２内の温度）に対して時間差無しに連動して変化する
ことが望ましい。したがって、本実施形態では、前述の
ごとく、弁カバー６１０および弁ハウジング６１３部を
ＣＯ₂流路６０２内に配設している。

【００６８】また、弁カバー６１０および弁ハウジング
６１３部等はできるだけ熱伝導量を大きくするために熱
伝導率の大きく、かつ、厚みの薄いものが望ましい。そ
こで、本実施形態では、弁カバー６１０および弁ハウジ
ング６１３部は真鍮製とし、ダイヤフラム６１１、弁体
部６１８、コイルバネ６２０およびスペーサ６２１はス
テンレス製としている。また、ＣＯ₂流路６０２内のＣ
Ｏ₂と弁カバー６１０との熱伝達率を向上させるため
に、フィンや凹凸等を設けてもよい。

【００６９】（第５実施形態）第４実施形態では、圧縮
装置１に液相ＣＯ₂が吸入されることを防止すべく、冷
却器５の出口側にアキュームレータ８を配設したが、本
実施形態は、このアキュームレータ８を廃止したもので
ある。すなわち、本実施形態に係る第１減圧装置４３０
は、図１６に示すように、冷却器５の出口側の加熱度を
所定値（本実施形態では約５℃）を下回らないように第
１減圧装置４３０の開度を制御する加熱度制御部４３１
と、蒸発器７における熱負荷に応じて第１減圧装置４３
０の開度を制御する負荷応答部４３２とから構成されて
いる。以下、本実施形態に係る第１減圧装置４３０の構
造について述べる。

【００７０】先ず、加熱度制御部４３１について述べ
る。４３３は、冷却器５の出口側に配設されて冷却器５
の出口側のＣＯ₂温度を感知する感温筒であり、４３４
は噴射ＣＯ₂の流路４３５に形成されて上流側と下流側
とを仕切る隔壁部である。また、隔壁部４３４には、上
流側と下流側と連通させる弁口４３６が形成されてお
り、この弁口４３６の開度は、感温筒４３３内の圧力変
動（温度変化）に応じて変位するダイヤフラム（圧力応
動部材）４３７に連動して変位する弁体４３８によって
調節されている。

【００７１】なお、ダイヤフラム４３７を挟んで、一方
側の空間４３７ａは感温筒４３３内と連通し、他方側の
空間４３７ｂは、弁口４３６より下流側の流路４３５に
連通している。そして、空間４３７ａ内の圧力は、ダイ
ヤフラム４３７を介して弁口４３６開度が大きくなる向
きに作用し、空間４３７ｂ内の圧力は、後述するコイル
バネ４４２の弾性力とともに、弁口４３６開度が小さく
なる向きに作用している。

【００７２】次に、負荷応答部４３２について述べる。
４３９は、蒸発器７の空気下流側（または蒸発器７のＣ
Ｏ₂出口側）に配設されて蒸発器７の熱負荷を感知する
感温筒であり、この感温筒４３９内には、ＣＯ ₂、フロ
ンまたはプロパンガス等のガスが所定の密度にて封入さ
れているとともに、蛇腹状のベローズ４４０内と連通し
ている。

【００７３】そして、ベローズ４４０の伸縮方向一端側
（紙面下側）には、ベローズ４４０の伸縮とともに変位
する第１プレート４４１が配設され、伸縮方向他端側
（紙面上側）には、コイルバネ４４２を介して第２プレ
ート４４３が配設されている。そして、この第２プレー
ト４４３と弁体４３８とは連結しており、コイルバネ４
４２は、弁口４３６を閉じる向きに弁体４３８を押圧す
る弾性力を第２プレート４４３に対して作用させてい
る。

【００７４】なお、ベローズ４４０の伸縮方向他端側
は、第１減圧装置４３０のハウジング４４４の一部に固
定されており、ベローズ４４０が伸長するほどコイルバ
ネ４４２の弾性力が小さくなり、冷却器５の出口側での
加熱度が小さくなる。因みに、４４５は、流路４３５内
の圧力が、ベローズ４４０が配設された空間に作用する
ことを防止するＯリングである。

【００７５】次に、第１減圧装置４３０の作動を述べ
る。蒸発器７の熱負荷が大きくなり、感温筒４３９内の
圧力が上昇すると、ベローズ４４０の伸長にともなって
第１プレート４４１が変位し、コイルバネ４４２の弾性
力が小さくなり、弁口４３６（第１減圧装置４３０）が
開いていき、冷却器５の出口側での加熱度が小さくなっ
ていく。そして、さらに蒸発器７の熱負荷が大きくなる
と、第１プレート４４１がハウジング４４４に接触する
ので、最小の加熱度が機械的に制限される。

【００７６】一方、蒸発器７の熱負荷が小さくなり、感
温筒４３９内の圧力が降下すると、ベローズ４４０が収
縮してコイルバネ４４２の弾性力が大きくなって加熱度
が大きくなっていく。そのため、噴射ＣＯ₂の流量が減
少し、蒸発器７の入口と出口との比エンタルピ差が小さ
くなる。（第６実施形態）本実施形態は、図１８に示すように、
第１減圧装置４をキャピラリチューブのごとく、開度が
固定された固定絞り４０として、本発明に係るＣＯ₂サ
イクルを構成したものである。

【００７７】以下、固定絞り４０の開度について述べ
る。図１９、２０は、圧縮機１の回転数および蒸発器７
での熱負荷が一定とした場合の第１減圧装置４（固定絞
り４０）の開度と成績係数および冷凍能力との関係を示
すグラフである。そして、図２０からも明らかなよう
に、第１減圧装置４の開度を大きくしていくと、噴射Ｃ
Ｏ₂の質量流量が増大して、噴射ＣＯ₂および冷凍ＣＯ
₂間の熱交換量が増大するため、冷凍ＣＯ₂の比エンタ
ルピが小さくなり冷凍能力が増大する。

【００７８】しかし、所定開度を超えて第１減圧装置４
の開度が大きくなると、中間圧（第１減圧装置４出口側
の圧力）の上昇とともに噴射ＣＯ₂の温度も上昇するた
め、噴射ＣＯ₂および冷凍ＣＯ₂間の温度差が小さくな
り、噴射ＣＯ₂および冷凍ＣＯ₂間の熱交換量が縮小し
て冷凍能力の増加率が小さくなる。したがって、図１９
に示すように、所定開度を超えて第１減圧装置４の開度
が大きくなると、圧縮仕事の増加率が冷凍能力の増加率
を上回り、成績係数が悪化していく。

【００７９】また、第１減圧装置４を固定絞り４０と
し、放熱器２および蒸発器７内の圧力を一定とすれば、
圧縮機１の回転数の増大ととも中間圧が低下するので、
噴射ＣＯ₂および冷凍ＣＯ₂間の熱交換量が増大し、圧
縮機１の入口側における噴射ＣＯ₂の比エンタルピ（図
２１のｂ点）が大きくなる。一方、圧縮機１の回転数が
低下すると、中間圧が上昇して圧縮機１の入口側におけ
る噴射ＣＯ₂の比エンタルピ（図２１のａ点）が小さく
なる。

【００８０】したがって、エンジン回転数が最も小さく
なるアイドリング時において成績係数が最大となり、か
つ、この状態で圧縮機１の入口側における噴射ＣＯ₂が
気相冷媒となるように、固定絞り４０の開度を設定すれ
ば、圧縮機１に液相ＣＯ₂が流入することを防止できる
ので、圧縮機１（ＣＯ₂サイクル）の信頼性を向上させ
ることができる。

【００８１】なお、エンジン回転数の上昇とともに成績
係数および冷凍能力の増加率は低下するものの、エンジ
ン回転数の上昇とともに冷凍ＣＯ₂の質量流量は増加し
ているため、冷凍能力そのものは増大しているので、実
用上は問題が無い。むしろ、過剰な冷凍能力が発生する
ことを防止できるので、電磁クラッチのＯＮ−ＯＦＦの
回数を減らすことでき、乗員に不快感を与えることを防
止できる。

【００８２】なお、本実施形態では、機械式の第２減圧
装置６００を使用したが、本実施形態はこれに限定され
るものではなく、電気式の第２減圧装置６を用いてもよ
い。（その他の実施形態）上記第２実施形態では、冷却器５
の冷却能力を制御すべく、弁体４５を軸方向に移動させ
て全閉状態から全開状態まで連続的に変化させていた
が、ステップモータ４６等からなる減圧装置部４１０に
換えて、単純なＯＮ−ＯＦＦ電磁弁としてもよい。

【００８３】すなわち、夏場等の大きな冷凍能力を必要
とするときは、上記電磁弁を開き、一方、冬場や除湿運
転時等の大きな冷凍能力を必要としないときには、上記
電磁弁を閉じる。これにより、第１減圧装置の構造およ
び制御が簡単になるので、ＣＯ₂サイクルの製造原低減
を図ることができるとともに、ＣＯ₂サイクルの信頼性
を向上させることができる。

【００８４】また、上記電磁弁の開閉は単純なＯＮ−Ｏ
ＦＦ制御であったが、必要とされる冷凍能力に応じて上
記電磁弁の開閉時間を制御（デューティ制御）してもよ
い。この場合、必要とされる冷凍能力が大きいほど、上
記電磁弁の開時間を増加させればよい。また、第１実施
形態における第１減圧装置４に代えて、単純な開閉電磁
弁にてデューティ制御してもよい。

【００８５】また、上述の実施形態では、１台の圧縮装
置１を用いて２段圧縮を行っていたが、２台の圧縮機を
用いて２段圧縮を行ってもよい。なお、この場合、蒸発
器７側（低圧側）の圧縮機の容量（Ｖ_S）に対する、放
熱器２側（高圧側）の圧縮機の容量（Ｖ_d）の比（Ｖ_d
／Ｖ_S）を０．８〜１とすると、差圧ΔＰ_dに対する差
圧ΔＰ_sの比（ΔＰ_s／ΔＰ_d）を０．６〜０．９とし
たものと同等とすることができる。

【００８６】また、１台の圧縮機で、蒸発器７側（低圧
側）の作動室と、放熱器２側（高圧側）の作動室との２
種類の作動室を有して２段圧縮を行うものにおいて、前
述のごとく、蒸発器７側（低圧側）の作動室の体積（Ｖ
_S’）に対する、放熱器２側（高圧側）の作動室の体積
（Ｖ_d’）の比（Ｖ_d／Ｖ_S）が０．８〜１となるよう
にしてもよい。

【００８７】また、本発明は、ＣＯ₂を使用した蒸気圧
縮式冷凍サイクルに使用が限定されるものではなく、例
えば、エチレン、エタン、酸化窒素等の超臨界域で使用
する冷媒を用いた蒸気圧縮式冷凍サイクルにも適用する
ことができる。

【図面の簡単な説明】

【図１】第１実施形態に係るＣＯ₂サイクルの模式図で
ある。

【図２】第１減圧装置の断面図である。

【図３】冷却器の断面図である。

【図４】第１減圧装置の作動を示すフローチャートであ
る。

【図５】第２減圧装置の作動を示すフローチャートであ
る。

【図６】目標圧力と減圧装置入口側温度との関係を示す
グラフである。

【図７】ＣＯ₂のモリエル線図である。

【図８】成績係数（ＣＯＰ）と放熱器出口側圧力との関
係を示すグラフである。

【図９】ＣＯ₂サイクルの作動を示すサイクル線図であ
る。

【図１０】噴射ＣＯ₂の圧力と成績係数との関係を示す
グラフである。

【図１１】第２実施形態に係る第１減圧装置の断面図で
ある。

【図１２】第３実施形態に係るＣＯ₂サイクルの模式図
である。

【図１３】第４実施形態に係るＣＯ₂サイクルの模式図
である。

【図１４】第４実施形態に係る第１減圧装置の断面図で
ある。

【図１５】第４実施形態に係る第２減圧装置の断面図で
ある。

【図１６】第５実施形態に係る第１減圧装置の断面図で
ある。

【図１７】ＣＯ₂のモリエル線図である。

【図１８】第６実施形態に係るＣＯ₂サイクルの模式図
である。

【図１９】成績係数と第１減圧装置の開度との関係を示
すグラフである。

【図２０】冷凍能力と第１減圧装置の開度との関係を示
すグラフである。

【図２１】第６実施形態に係るＣＯ₂サイクルのモリエ
ル線図である。

【符号の説明】

１…圧縮装置、２…放熱器、３…分岐部、４…第１減圧
装置、５…冷却器、６…第２減圧装置、７…蒸発器、８
…アキュームレータ。

───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (72)発明者内田和秀愛知県西尾市下羽角町岩谷14番地株式会社日本自動車部品総合研究所内 (72)発明者西田伸愛知県刈谷市昭和町１丁目１番地株式会社デンソー内 (72)発明者稲垣光夫愛知県西尾市下羽角町岩谷14番地株式会社日本自動車部品総合研究所内

Claims

【特許請求の範囲】

【請求項１】圧縮された冷媒を冷却し、内部の圧力が
冷媒の臨界圧力を越える放熱器（２）と、前記放熱器（２）から流出した冷媒を分岐させる分岐部
（３）と、前記分岐部（３）にて分岐された一方側の冷媒を第１所
定圧力（Ｐ₁）まで減圧する第１減圧装置（４）と、前記第１減圧装置（４）にて減圧された冷媒と他方側の
冷媒とを熱交換して他方側の冷媒を冷却する冷却器
（５）と、前記冷却器（５）にて冷却された他方側の冷媒を、前記
第１所定圧力（Ｐ₁）より低い第２所定圧力（Ｐ₂）ま
で減圧する第２減圧装置（６）と、前記第２減圧装置（６）にて減圧された冷媒を蒸発させ
る蒸発器（７）と、前記蒸発器（７）から流出した冷媒を吸入圧縮し、前記
放熱器（２）に向けて吐出する圧縮装置（１）とを備
え、前記第１減圧装置（４）にて減圧された冷媒を、前記圧
縮装置（１）の吸入圧縮工程の途中に導くことを特徴と
する蒸気圧縮式冷凍サイクル。
【請求項２】前記冷却器（５）における、他方側の冷
媒を冷却する冷却能力を変化させる能力可変機構（４、
１０）を備えてい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】前記能力可変機構（４、１０）は、前記
冷却能力を増加させるときには、前記第１減圧装置
（４）の開度を拡大し、一方、前記冷却能力を減少させ
るときには、前記第１減圧装置（４）の開度を縮小させ
ることにより、前記冷却能力を変化させることを特徴と
する請求項２に記載の蒸気圧縮式冷凍サイクル。
【請求項４】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３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５】前記圧縮装置（１）から吐出される冷媒
の圧力（Ｐ_d）と前記第１減圧装置（４）にて減圧され
て前記圧縮装置（１）の吸入圧縮工程の途中に導かれる
冷媒の圧力（Ｐ_i）との差圧（ΔＰ_d）に対する、前記
第１減圧装置（４）にて減圧されて前記圧縮装置（１）
の吸入圧縮工程の途中に導かれる冷媒の圧力（Ｐ_i）と
前記蒸発器（７）から流出して前記圧縮装置（１）に吸
入される冷媒の圧力（Ｐ_s）との差圧（ΔＰ_s）の比
（ΔＰ_s／ΔＰ_d）が０．６〜０．９であることを特徴
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】前記第１減圧装置は、開度が固定された
固定絞り（４０）により構成されていることを特徴とす
る請求項１に記載の蒸気圧縮式冷凍サイクル。
【請求項７】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応じた所定の目標
圧力となるように、前記第２減圧装置（６）の開度を制
御することを特徴とする請求項１ないし３または６のい
ずれか１つに記載の蒸気圧縮式冷凍サイクル。