| 【発明の名称】 |
蒸気圧縮式冷凍サイクル |
| 【発明者】 |
【氏名】角田 正隆
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| 【要約】 |
【課題】現在使用のフロンはオゾン層の破壊の原因となるので、例えば、二酸化炭素ＣＯ2が冷媒として研究されているが、フロンに比べて臨界温度が高いことである。これら超臨界状態における冷凍サイクルにおいて、内部熱交換器を取り付けることで、急激な温度上昇を伴い、この温度上昇が潤滑油の劣化や圧縮機の破損の原因となる。
【解決手段】超臨界冷凍サイクルにおいて冷凍効果の維持と冷媒の過熱化よる圧縮器の破損防止、従来型の内部熱交換器を有する単圧縮単膨張冷凍サイクルに、圧縮機に吸入される冷媒温度測定する温度センサーと、温度センサーの温度測定結果を受けて温度内部熱交換器を流れる冷媒量を調整する三方弁を設ける。 |
【特許請求の範囲】
【請求項１】 超臨界サイクルでの蒸気圧縮式空気調和システムにおいて、（１）圧縮機、ガス冷却器、内部熱交換器、蒸発器、膨張弁、三方弁および温度センサーを有する蒸気圧縮式装置構造をもち、（２）圧縮機による圧縮過程、ガス冷却器による冷却過程、内部熱交換器による高圧側冷媒と低圧側冷媒との熱交換過程、膨張弁による膨張過程、蒸発器による蒸発過程、内部熱交換器による高圧側冷媒と低圧側冷媒との熱交換過程、および圧縮器による圧縮過程、の冷凍サイクルに加え、（３）圧縮機から吐出される圧縮冷媒の高圧化による温度急上昇を抑えるために、圧縮機の吸入側の冷媒温度を温度センサーで測り、低圧側の内部熱交換器吸入側と蒸発器吐出側の経路間に三方弁を設け、温度センサーの温度状況に応じて三方弁のバイパス側経路の開度によって内部熱交換器に流れる冷媒量を調整し、圧縮機吸入冷媒の温度上昇を制御する三方弁と温度センサーによる冷媒の温度調整機能を有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】 圧縮機、ガス冷却器、内部熱交換器、蒸発器、膨張弁、三方弁および温度センサーを設けたものにおいて、低圧側の内部熱交換器吸入側と蒸発器吐出側の経路間に設けられた該三方弁及び圧縮機の吸入側の温度上昇を制御する為に該吸入側に設置された温度センサーにより三方弁を制御する調整機構を設けたことを特徴とする超臨界サイクルでの蒸気圧縮式冷凍装置。
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【発明の詳細な説明】【０００１】
【発明の属する技術分野】本発明は、自動車用、業務用あるいは家庭用の空調システムに好適に用いられる、超臨界状態における冷凍サイクル、およびそれを利用した空調装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】現在は広くフロンガス（炭素Ｃ、フッ素Ｆ、塩素Ｃｌの化合物の総称で、頭文字をとってＣＦＣとよぶこともある）が用いられている。ところが今日、オゾン層の破壊防止や地球温暖化防止が世界的に求められるようになってきている。フロンも大気環境を破壊する物質として、使用見直しが叫ばれている。その一つとして、蒸気圧縮式冷凍装置の技術分野では冷媒の脱フロン対策の一つとして、たとえば二酸化炭素（ＣＯ2）を使用した蒸気圧縮式冷凍サイクル（以下、“ＣＯ2サイクル”と記述）が提案されている。
【０００３】冷凍機として一般に広く用いられているのが蒸気圧縮式冷凍装置である。この装置の構造を図１に、この装置を用いた冷凍サイクルを図２に示す。この冷凍空調装置は、圧縮機１０１、ガス冷却器１０２、膨張弁１０４及び蒸発器１０５を有し、超臨界冷凍サイクルで、例えば、二酸化炭素冷媒を圧縮機１０１、ガス冷却器（放熱器）１０２→膨張弁１０３→蒸発器１０５→圧縮機１０１と矢印に示すように循環させて室内の冷房等の空調を行っている。
【０００４】図２はｐ−ｈ線図（モリエル蒸気圧線図、略してモリエル線図）を表し、図２のＡ、Ｂ、Ｃ、Ｄは、図１のそれぞれの点に対応した冷媒の状態を表している。通常運転では、圧縮機１０１で（冷媒を例えばＣＯ2冷媒として）、ＣＯ2冷媒を圧縮して飽和液線Ｓe及び飽和蒸気線Ｓvの臨界点を越えた圧力Ｐ2（kg／cm2 abs）まで圧縮する（図２のＡ→Ｂ）。次いで、この圧縮されたＣＯ2冷媒をガス冷却器１０２で大気に放熱し（図示しないモータファンによる）（図２のＢ→Ｃ）、更にこの放熱されたＣＯ2冷媒を膨張弁１０３で等エンタルピ線に沿って、膨張させ圧力降下させる（図２のＣ→Ｄ）。この圧力降下により、湿り蒸気となったＣＯ2冷媒を蒸発器１０４で気化し室内を冷却する。
【０００５】なお、ガス冷却器は凝縮器とも呼ぶ。通常の冷凍サイクルでは、飽和蒸気圧以下の温度に冷却されるために、ガス状の冷媒は液相化するので、凝縮器とよばれる。しかし、超臨界状態では冷媒は液化しないために、この装置を凝縮器とよばずにガス冷却器または放熱器とよぶ。基本的な機能の違いはないために、ここではとくに使い分けはしない。また受液器は２相化（液体と気体の混合状態化）した冷媒を液体とガス（気体）に分けることから、気液分離器ともよばれる。ここでは、受液器で統一して使用する。
【０００６】圧縮過程（Ａ→Ｂ）および膨張過程（Ｃ→Ｄ）は断熱変化であるから、冷凍システム外からの熱の流入はない。しかし、圧縮過程では圧縮機の冷媒圧縮が行われるために、圧縮機の行った仕事が冷媒の熱量（モリエル線図のエンタルピ）を増加させ、図２に示すように右上がりのグラフとなる。したがって、熱量ｈ1とｈ2を比較すると、ｈ2＞ｈ1の関係が成り立つ。ここで、冷凍機の性能を示す尺度として、一般に成績係数εが用いられる。すなわち、成績係数εは、ε＝冷凍熱量／圧縮仕事＝ｈ1／（ｈ2−ｈ1）
＝ｈ1／ｈwで表される。成績係数εを上げるには、圧縮仕事ｈw（＝ｈ2−ｈ1）を減らすか、冷凍熱量ｈ1を上げればよいことになる。一方。冷凍効果ｑは冷凍の対象となる物質（通常、閉空間の空気）からどれだけ熱量を奪ったかを表す指標で、ｑ＝ｈA−ｈD＝ｈ1で表される。
【０００７】熱量ｈ1を高めるための一つの方法として、内部熱交換方式がある。この方法は図３に示すように、凝縮過程および蒸発過程を終えた冷媒を接触させることによって、双方で熱交換を行い、ｈ1の熱量を増加させるものである。図３において、各記号は以下の意味を持っている。
Ａ´ ：圧縮機１０１吸入前の冷媒状態Ｂ´ ：圧縮機１０１吐出後の冷媒状態Ｃ´ ：膨張弁１０３吸入前（入口側）の冷媒状態Ｄ´ ：膨張弁１０３吐出後（出口側）の冷媒状態△ｈ ：内部熱交換によって出入りする熱量△ｈ´：内部熱交換のない場合に比べて、圧縮機１０１により圧力ｐ1からｐ2まで圧縮されたときの冷媒の増加熱量矢印 ：冷媒の流れの向きを表している。
【０００８】図４は、図３の冷凍装置に対する冷凍サイクルを表している。図４における実線で示した冷凍サイクルＡＢＣＤは内部熱交換器１０６のない場合であり、破線で示したサイクルＡ´Ｂ´Ｃ´Ｄ´（一部は実線ＡＢＣＤと重複）は図４のように内部熱交換器を取り付けた場合である。ＣがＣ´にずれているのは内部熱交換器１０６によって凝縮（冷却）ずみの冷媒が熱量を失ったためであり、その熱量△ｈは△ｈ＝ｈC−ｈC´である。一方、定状状態でのＡからＡ´の変化は、凝縮ずみ冷媒が放熱した熱量を蒸発ずみ冷媒が吸収したものであるから、ｈA´−ｈAは△ｈに等しい（後記の（注１）参照）。ところが、圧縮機１０１で気圧をｐ1からｐ2に上げたとき、ＡではＴ1に温度上昇しても、Ａ´ではＴ1にならず、それより高い温度Ｔ2になる。しかも通常、△ｈ´＝ｈB´−ｈB＞△ｈである。内部熱交換によって得たＡとＡ´間の熱量ｈAA´（＝△ｈ）は冷却に寄与しない（図４のＤ´→Ａの部分が蒸発器による冷却の領域であるから）。また仕事の増加分△ｈ´−△ｈを考慮すると、図３のような内部熱交換器１０６のあるシステムにおける成績係数εは、 ε＝（ｈ1＋△ｈ）／｛（ｈ2−ｈ1）＋（△ｈ´−△ｈ）｝………［式１］
となる。もし△ｈ´＝△ｈなら、成績係数は単純に ε＝（ｈ1＋△ｈ）／（ｈ2−ｈ1） ………［式２］
となり、成績係数の単純な増加が見込める。しかし、通常△ｈ´＞△ｈであるから、単純に［式２］のような成績係数の増加にはつながらない。通常、△ｈ＞（△ｈ´−△ｈ）であるから成績係数の増加は期待できる。このため、もっとも成績係数が最大となる内部熱交換を行う必要がある。もちろん、冷却効果（単純な熱量の変化（＝ｈA−ｈD´＝ｈ1＋△ｈ））は増大する。
【０００９】（注１）内部熱交換器で熱交換される総熱量が等しいのであって、必ずしも低圧側で吸熱するエンタルピ（ｈA´−ｈA）が高圧側で放熱するエンタルピ（ｈC−ｈC′）すなわち△ｈになるとは限らない。しかし、通常の運転（定状状態での運転）においては、内部熱交換器を通過する冷媒の単位時間あたりの流量が高圧側と低圧側で変わらないため、双方のエンタルピが等しいとしている。
【００１０】内部熱交換器を有する臨界領域での冷凍サイクルにおいての一つの問題点は、図４においてＡ点（圧力ｐ1）からＢ点（圧力ｐ2）にガス圧を上げるときと、Ａ´点からＢ´点に気圧を上げるときとでは、同じｐ1からｐ2への気圧の変化ではあるが、温度が後者の場合の方が高くなる。図の例ではＴ2−Ｔ1（Ｔ2＞Ｔ1）だけ高くなっている。すなわち超臨界状態では冷媒が高温状態になる恐れがあり、潤滑油の劣化や圧縮機破損の原因となる危険性をもっている。一方、高熱化を防ぐために過熱度を低くし、飽和蒸気圧線Ｓvよりも低くし過ぎると、圧縮機に液相冷媒が流れ込み、これもまた圧縮機の破損につながる。したがって、一般にはわずかに飽和蒸気線Ｓvより右の状態で運転する。どの程度の状態にするかは、冷凍効果と成績係数との兼ね合いになる。
【００１１】この問題を解決する方法として、『蒸気圧縮式冷凍サイクル』（特開平10-115470）ではセンサーと膨張弁を２個設けた、超臨界状態でのＣＯ2冷凍サイクルを提唱している。図５は、上記冷凍サイクルの構造を示している。第１膨張弁１０４１によって減圧をし、２相状態を作り出す。このとき、温度センサー１０８１および圧力センサー１０９で放熱器１０２（ガス冷却器）からの吐出ガスの温度と圧力を測定し、制御装置１１０で第１膨張弁１０４１の開度を決定し、最適制御線を算出している。これによって、冷凍効率（成績係数）が最適値になるように工夫されている。一方、第２膨張弁１０４２は、圧縮機１０１のＣＯ2の過熱度が所定値になるように調整する働きを持っている。圧縮機の吸入側のＣＯ2を温度筒１０８２で取り込み、温度変化を感知して第２膨張弁１０４２に伝え、第２膨張弁の開度を調整している。これによって、液相状態のＣＯ2が圧縮機に流入しないように制御している。この例では、サイクルの効率を高く維持しつつ、圧縮機の損傷の防止を目的としているが、装置を複雑となりコスト高である。
【００１２】
【発明が解決しようとする課題】ところで、超臨界状態（例えば、ＣＯ2冷媒の冷凍サイクル）での空調装置で、大気に熱放出を行うものにあっては、外気温が３０℃以上になる時でも、所定の冷凍能力を確保するために、高い吐出圧力が得られる圧縮機が必要となる。
【００１３】冷凍効果を維持するには、より一層、高圧にガス圧縮し、ガス冷却器で多くの放熱を必要とする。通常、ガス冷却器は外気で冷却する。したがって、最大でも外気温以上には冷媒を冷却できない。図６を用いて具体的に説明しよう。図において、まず外気温が臨界温度Ｔk（ＣＯ2冷媒ではＴk＝３１.１℃）であり、ガス冷却器で臨界温度Ｔkまで下げられたとしよう。そのときの冷凍サイクルはＡＢＣＤとなる。一方、内部熱交換があり、高圧側で熱量△ｈだけ下がられ、Ｃ点がＧに移り、冷凍サイクルがＥＦＧＨになったとする。
【００１４】つぎに外気温がＴ3（＞Ｔk）に上昇したとしよう。このとき、Ｃ点はＣ″に移る。冷凍サイクルはＡＢＣＤからＡＢＣ″Ｄ″となり、冷凍効果はｈ1からｈ1´に落ちることになる。たとえば図６において、ｈ1＝ｈA−ｈD、ｈ1´＝ｈA−ｈD″、ｈ1´＜ｈ1の関係式が成り立つから、外気温度が上がれば上がるほど、冷凍効果が低下し、十分な冷凍ができなくなる。なお、外気温度がＴ3のときの内部熱交換器を有する冷凍サイクルはＥＦＧ″Ｈ″で示してある。
【００１５】そこで外気温度が上昇したときにも同じ冷凍効果を上げるには、圧縮機で高圧側の冷媒（ガス）をｐ2からｐ3に圧力を上げることによって高温高圧にし、ガス冷却器で放熱量を増やす必要がある。そのサイクルをＡＢ´Ｃ´Ｄとすると、同じ冷凍効果ｈ1が得られる。もちろんこのとき、圧縮機の仕事が増えているので冷凍性能は低下する。もう一つの問題点は、ガス冷却後の冷媒温度Ｔ3が臨界温度Ｔk以上であるために、液相を作らないことである。このため、受液器に液溜めができない。液が蒸発器で蒸発（気化）するときの気化熱を冷凍しようとする物質から熱を奪うことによって冷凍を行う。膨張弁で減圧して２相化しても、このとき超臨界状態の気相部分が大量に蒸発器に流れ込み、液相部分の密度を薄くしてしまう。なぜなら、超臨界状態の気体は、密度が液体の密度と同じであるが、性質は気体のままであるからだ。
【００１６】内部熱交換器を取り付けることによって、高圧側の温度をさらに落とし、図６の例のようにＴ3から臨界温度Ｔkにすることができる（Ｇ´点参照）。その反面、低圧側の増加熱量は△ｈ（Ｅ点参照）であっても、圧縮機で圧縮されたあとの高圧側の温度がＴ7（＞Ｔ5かつ＞Ｔ6、Ｆ´点参照）となり、急激な温度上昇を伴うことである。この温度上昇が潤滑油の劣化や圧縮機の破損の原因となる。
【００１７】以上の点に鑑み、発明が解決しようとする課題は、超臨界状態における冷凍サイクルにおいて、従来の冷凍サイクルと同様に冷凍能力を実現し、なおかつ冷媒の温度上昇を抑え、圧縮機の防止を実現することである。
【００１８】
【課題を解決するための手段】上記課題を解決するため、本発明では内部熱交換器と内部熱交換器に流れ込む冷媒流量を制御する三方弁を設ける。その構造は以下の通りである。超臨界サイクルでの蒸気圧縮式空気調和システムにおいて、圧縮機、ガス冷却器、内部熱交換器、蒸発器、膨張弁、三方弁および温度センサーを有する蒸気圧縮式冷凍サイクル及び装置とする。
【００１９】上記の基本構造での、通常の冷凍サイクルすなわち圧縮機に流れ込む冷媒の温度が所定温度以下の場合は従来と同様に、圧縮機による圧縮過程、ガス冷却器による冷却過程、内部熱交換器による高圧側冷媒と低圧側冷媒との熱交換過程、膨張弁による膨張過程、蒸発器による蒸発過程、内部熱交換器による高圧側冷媒と低圧側冷媒との熱交換過程、および再度圧縮機器による圧縮過程、の冷凍サイクルをする。このときは、三方弁のバイパス経路側の弁は閉じているために、従来の冷凍サイクルと同じ冷媒の流れとなる。
【００２０】本発明の特徴とするところは、温度センサーを圧縮機の冷媒吸入側に取り付け、圧縮機に吸入される冷媒温度を測定し、温度センサーの温度の高低によって三方弁のバイパス経路側の弁と内部熱交換器側の弁の開閉度合いを調整し、蒸発器から吐出される冷媒のうち、内部熱交換器流れ込む流量を制御することである。すなわち、あらかじめ温度センサーの温度と三方弁のバイパス経路側の弁の開度を設定しておき、温度が所定の温度以上になったときには、その温度によってバイパス経路側弁を開いて、内部熱交換器に流れ込む冷媒流量を減らすように制御する。これによって、圧縮機による圧縮温度の上がりすぎを防ぎ、高熱による潤滑油の劣化防止、圧縮機の破損防止を行う。
【００２１】
【発明の実施の形態】以下、本発明の実施の形態を図面を用いて説明する。本発明の実施例の一つとして図７の回路構成図を挙げる。図８は図７に対応した冷凍サイクルである。なお、本発明の冷凍サイクルは実線で示すＡ→Ｂ→Ｃ→Ｄ→Ａである。従来との比較のため、破線（一部、実線と重複）で示す内部熱交換器を有しない単圧縮単膨張冷凍サイクル（図１、２参照）
Ａ´→Ｂ´→Ｃ´→Ｄ´→Ａ´と、一点破線（一部、実線と重複）で示す内部熱交換器のみを有する冷凍サイクル（図３、４参照）
Ａ″→Ｂ″→Ｃ″→Ｄ″→Ａ″も載せてある。なお、内部熱交換器のみの場合には内部熱交換により、高圧側（Ｂ、Ｃ側）では冷媒が熱量△ｈ″（＝ｈC´−ｈC″）を奪われてＣ´はＣ″に移り、低圧側（Ａ、Ｄ側）では冷媒が△ｈ″（＝ｈA″−ｈA´）を吸収してＡ´がＡ″に移る（定状運転時）。このため、圧縮機で圧縮して吐出される乾いた蒸気（ガス）が高温（図８ではＴ6）となるために問題であるというわけである。そこで、本発明では以下のように制御している。
【００２２】まず圧縮機１０１の吸入側の冷媒温度がＴAとする。この状態で気圧をｐ1（＝ｐA）からｐ2（＝ｐB）に上げ、圧縮ガス（乾いた気相状の冷媒）の温度がＴ5（＝ＴB）になる。圧縮ガスはガス冷却器１０２で等圧条件下で冷却され、潜熱ＴB´−ＴC´を失って温度Ｔ3（＝ＴC´）まで下げられる。カーエアコンや一般の空調機ではファン１０７１で外の空気が吹き付けられ、潜熱を奪った空気は外部に捨てられる。したがって、冷媒は外気温度以上には下げられない。内部熱交換器のない単圧縮単膨張冷凍機では、外気温度がＴoutとしたとき、冷却できる温度Ｔ3（図８のＣ´参照）はＴout以上ということになる。Ｔ3が臨界温度Ｔkより高いとすれば、状態Ｃ´の冷媒は超臨界状態にあり、これを単純に膨張弁で減圧して２相状態にした場合、蒸発器１０５に大量のガスが流れ込み、冷凍効果を落とす可能性がある。そこで、膨張弁１０４を通過させる前に内部熱交換器１０６を通してさらに潜熱△ｈを奪い、温度をＴ2（＝ＴC）まで下げる。このときのＴ2は臨界温度Ｔk以下が好ましい。
【００２３】状態Ｃの冷媒を膨張弁１０４で圧力ｐ1（＝ｐD）まで断熱状態で減圧することによって、２相状態Ｄを作り出すことができる。この冷媒を蒸発器１０５で液相部分を等圧条件下で蒸発すると、状態Ａ´となる。状態Ａ´の冷媒は経路ＰＩから三方弁１１２で吸入され、一部は内部熱交換器１０６に向かう経路ＰＯ１を流れ、一部は内部熱交換器をバイパスする経路ＰＯ２を流れる。高圧側から流れ込む冷媒（状態Ｃ´の冷媒）が失った熱量△ｈを低圧側の冷媒（状態Ａ´の冷媒）が吸熱することになるから、圧縮機１０１に吸入される直前の冷媒は状態Ａとなる。この冷媒Ａが圧縮機で圧縮されて再び状態Ｂに戻る。すなわち、本発明下の冷凍サイクルは単純にＡ→Ｂ→Ｃ→Ｄ→Ａと記したが、正確には、Ａ→Ｂ→Ｃ´→Ｃ→Ｄ→Ａ´→Ａのような状態変化をしている。
【００２４】本発明と、内部熱交換器のみを有する冷凍サイクルとの違いは、蒸発器１０５と内部熱交換器１０６の間に三方弁１１２を用いて、内部熱交換器に流れ込む低圧側の冷媒量を調整し、圧縮機１０１に吸入される冷媒温度を制御していることである。この制御の仕方は、圧縮機に吸入される冷媒温度を温度センサー１０８で測定し、その温度によってバイパス経路ＰＯ２側の、三方弁の弁をあらかじめ決められた割合で開放することによって行う。すなわち、以下のような制御となる。
（１）ガス冷却器によって高圧部の冷媒温度を臨界温度以下（Ｔ3＜Ｔk）に下げられるようなときには、三方弁のバイパス経路側の弁は閉じ、蒸発器を通過した低圧側の冷媒はすべて内部熱交換器に向かう。このときの冷凍サイクルは内部熱交換器を有する冷凍サイクル（図８のＡ″Ｂ″Ｃ″Ｄ″サイクル）と同じになる。
（２）ガス冷却器によって高圧部の冷媒温度を臨界点温度より高く（Ｔ3＞Ｔk）なり、なおかつ高圧側の圧縮ガス温度がＴ6が所定の温度以上になり、冷凍サイクルにおいて潤滑油の劣化や圧縮機の破損につながると予想される場合には、三方弁のバイパス経路側の弁を圧縮機に吸入されるガスの温度によって開度を決定する。本発明では圧縮ガス温度を測るのではなく、圧縮前のガス温度を測定している。それには、二つの理由がある。一つの理由は、断熱圧縮において圧縮前の冷媒温度と圧力ｐ1および圧縮後の圧力ｐ2が分かれば、モリエル線の特性から高圧側の温度が割り出せるからである。もう一つの理由は、圧縮後の温度測定では実際に所定の温度以上になった状態を測るために、破損防止という観点から手遅れになる危険性があるからである。従って、本発明では圧縮機に吸入される直前の冷媒温度を測定している。内部熱交換器に流れ込む冷媒量を減らすことによって、内部熱交換器で熱交換される総熱量は減り、図８で示したＡＢＣＤのサイクルとなる。内部熱交換器のみのときにはＡ″Ｂ″Ｃ″Ｄ″サイクルであったから、交換熱量は△ｈ″（＝ｈC´−ｈC″）から△ｈ（＜△ｈ″）に減少することになる。この内部熱交換量の減少分（△ｈ″−△ｈ）だけ冷凍効果は減少することになるが、圧縮機による圧縮ガスの温度がＴ6（＝ＴB″）からＴ5（＝ＴB＜Ｔ6）に下げられ、本発明が目的とする圧縮機の破損防止が実現する。
【００２５】なお、経路ＰＩを流れる冷媒流量をＷ、流量Ｗが内部熱交換器にすべて流れたときの交換熱量を△Ｑt、三方弁のバイパス側の弁が開いているときに経路ＰＯ１と経路ＰＯ２に流れる冷媒流量の割合をｍ対ｎ（ｍ、ｎは０以上）とした場合、内部熱交換で交換される熱量△Ｑは、内部熱交換器に流れ込む冷媒量に依存するから△Ｑ＝△Ｑt・ｍ／（ｍ＋ｎ）
に減少する。すなわち、エンタルピ△ｈは△ｈ＝△Ｑ／Ｗ＝｛△Ｑt・（ｍ／（ｍ＋ｎ）｝／Ｗとなる。上式からも分かるように、経路ＰＯ１に流れ込む冷媒流量の割合ｍが減るに従ってエンタルピ△ｈは減少する。ＰＯ２側の弁を全開にし、ＰＯ１側の弁を完全に閉じた場合にはｍ＝０であるから、内部熱交換器がない場合と同じ状態すなわち△ｈ＝０になり、冷凍サイクルＡＢＣＤは内部熱交換器を有しない冷凍サイクルＡ´Ｂ´Ｃ´Ｄ´になる。またＰＯ２側の弁を完全に閉じた場合はｎ＝０となるから、内部熱交換器のみの冷凍機と同じ状態すなわち△ｈ＝△Ｑt／Ｗとなり、冷凍サイクルＡＢＣＤは冷凍サイクルＡ″Ｂ″Ｃ″Ｄ″となる。したがって、ＰＯ１およびＰＯ２の弁の開度でエンタルピ△ｈが制御できる。
【００２６】図３に挙げた内部熱交換器のあとに受液器を備えた冷凍サイクルに対応して、本発明の実施例の一つとして図９に挙げておく。受液器１０３を備えていること以外は図７の冷凍サイクルと同じであり、基本的な冷凍サイクルは図８と同じなので詳細は省略する。
【００２７】
【発明の効果】前記したように、現在の冷凍サイクルの冷媒として、広くフロンが用いられている。フロンの特徴は化学的に安定した物質であり、臨界温度が高いことである。このため、夏場でも安定した冷凍サイクルを容易に作り出すことができる。ところがフロンは、オゾン層の破壊や地球温暖化の原因となるということで、世界的に使用基準が見直されようとしている。そこで現在、フロンに代わる冷媒の一つとして、二酸化炭素ＣＯ2が冷媒として研究されるようになってきている。しかしＣＯ2サイクルは、フロンに比べて臨界温度が高いことである。ＣＯ2の臨界温度は約３１℃。夏場の日本の気温はゆうに３０℃を超える。カーエアコン（家庭用エアコンも同様）の冷媒としてＣＯ2を使用するとなると、３０℃以上の外気でガス冷却器を冷やさなけらばならない。とくにカーエアコンの場合、圧縮機の動力はエンジンから得るために、圧縮機とエンジンが一体型の構造となり、ガス冷却の大気温度は臨界温度以上になってしまう。その結果、臨界温度を超す超臨界冷凍サイクルでの運転となってしまい、十分な冷凍（冷房）効果が得られない。
【００２８】この解決方法として、内部熱交換によって高圧側の冷媒をガス冷却器と内部熱交換器による２段階冷却が考えられているものの、この方式では 圧縮機吸入側の冷媒温度が上昇し、その結果、圧縮後の冷媒温度が過熱化する恐れがあり、それを防止したのが、本発明の三方弁制御であって、この制御法は、低コスト、小型化を要求される現在の冷凍機にとって効果的であり、フロンに代わる超臨界冷凍サイクルを余儀なくされる冷媒に対して将来的に有効なものである。
【００２９】更に、本発明を用いる効果を述べれば、以下の通りである。超臨界冷凍サイクルにおいても、内部熱交換器によって高圧側の冷却温度を下げることが可能であり、冷凍効果を維持することができる。一方、ガス冷却器での冷却が低下し、しかも、内部熱交換器によって冷媒間の交換熱量が増加しすぎると、低圧側の圧縮機に吸入される冷媒温度が上がりすぎ、圧縮後の冷媒温度が過熱し、潤滑油の劣化や圧縮機の破損を招く。この冷凍機の故障発生の原因となる冷媒温度の過熱化を温度センサーが感知し、三方弁のバイパス経路側の弁の開度を上げ、内部熱交換器による冷媒間の交換熱量を減少させ、冷媒温度の過熱化を抑え、冷凍機の故障を防止することができる。
【００３０】本発明は内部熱交換器、温度センサー、三方弁という装置を追加するだけで、冷凍効果の一層の維持向上と冷媒の過熱防止を可能にしている。このため、コスト的にも効率的で、しかも小型の冷凍装置を提供することができる。
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| 【出願人】 |
【識別番号】０００００１８４５
【氏名又は名称】サンデン株式会社
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| 【出願日】 |
平成１１年６月２日（１９９９．６．２） |
| 【代理人】 |
【識別番号】１００１０８８８８
【弁理士】
【氏名又は名称】本田 紘一 （外２名）
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| 【公開番号】 |
特開２０００−３４６４６６（Ｐ２０００−３４６４６６Ａ） |
| 【公開日】 |
平成１２年１２月１５日（２０００．１２．１５） |
| 【出願番号】 |
特願平１１−１５５２３５ |
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