| 【発明の名称】 |
超臨界蒸気圧縮サイクル |
| 【発明者】 |
【氏名】水上 春信
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| 【要約】 |
【課題】放熱器での冷却効率が向上する上に、高サイド圧力の調整に応じて必要な循環冷媒量を自動的に調整できる超臨界蒸気圧縮サイクルを提供する。
【解決手段】この超臨界蒸気圧縮サイクルは、高サイドにおいては超臨界圧力で運転される閉回路を形成するように、配管６により直列連結された圧縮機１、ガスクーラー２（放熱器）、絞り抵抗４ａおよびエバポレータ４（蒸発器）を備えた超臨界蒸気圧縮サイクルにおいて、ガスクーラー２と絞り抵抗４ａとの間の配管６に設けられて、ガスクーラー２出口側の冷媒温度に応じて超臨界蒸気圧縮サイクルの成績係数が最大となるようにガスクーラー２の出口側圧力を目標値に制御する圧力制御弁３と、エバポレータ４出口側の配管６を貫通させられ、かつ液体冷媒５ａを貯留する液溜容器５と、液溜容器５の下部と、圧力制御弁３および絞り抵抗４ａ間の配管６とを連通するための連通管５ｂと、を備えている。 |
【特許請求の範囲】
【請求項１】 蒸気圧縮サイクルの高サイドにおいては超臨界圧力で運転される閉回路を形成するように、配管により直列連結された圧縮機、放熱器、絞り手段および蒸発器を備えた超臨界蒸気圧縮サイクルにおいて、前記放熱器と前記絞り手段との間に設けられて、前記放熱器出口側の冷媒温度に応じて前記放熱器出口側の圧力を目標圧力に制御するための圧力制御弁と、液体冷媒を貯留し、かつ前記蒸発器出口側の前記配管を貫通させられた液溜容器と、前記液溜容器の下部と、前記圧力制御弁および前記絞り手段間の前記配管とを連通するための連通管と、を備えていることを特徴とする超臨界蒸気圧縮サイクル。
【請求項２】 前記放熱器を通過した液体冷媒と前記蒸発器を通過した気体冷媒との間で熱交換させるためのインタークーラーを備え、前記圧力制御弁は前記インタークーラーの出口側配管に設けられている請求項１記載の超臨界蒸気圧縮サイクル。
【請求項３】 使用される冷媒が二酸化炭素である請求項１または請求項２記載の超臨界蒸気圧縮サイクル。
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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、閉回路において、高サイドにおいては超臨界条件下で作動される冷媒（特にＣＯ2）を利用する空調ユニット、冷凍機、およびヒートポンプのような蒸気圧縮サイクルに関し、特に、サイクルの能力を自動的に制御する技術に関する。
【０００２】
【従来の技術】超臨界蒸気圧縮サイクルにおいて、循環冷媒を調整することにより高サイド圧力を制御する技術が提案されている（例えば特公平７−１８６０２号公報参照）。この超臨界蒸気圧縮サイクルは、図６に示すように、放熱器１１０に直列連結された圧縮機１００と、向流型熱交換器１２０と、絞り弁１３０とを備えている。絞り弁１３０と圧縮機１００の流入口１９０の中間に、蒸発器１４０と、液体分離器（レシーバ）１６０と、向流型熱交換器１２０の低圧側とが、連通可能に連結されている。レシーバ１６０は蒸発器流出口１５０に連結され、またレシーバ１６０のガス相流入口は向流型熱交換器１２０に連結されている。レシーバ１６０からの液相ライン（破線参照）が、向流型熱交換器１２０の前で点１７０とその後の点１８０との間の任意の位置において、吸引ラインに連結される。前記絞り弁１３０は、レシーバ１６０の液体残量を変更して前記高サイド圧力を調整する。図７の従来例はレシーバの代わりに、入口側および出口側に弁２３０，２４０をそれぞれ有する中間液溜器２５０を絞り弁１３０と並列に接続したものである。
【０００３】ところで、近年、蒸気圧縮式冷凍サイクルに使用される冷媒のフロン対策の１つとして、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サイクルと略す）が提案されている。このＣＯ2サイクルの作動は、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原理的には同じである。すなわち、図３（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）、この高温圧縮の気相状態のＣＯ2を放熱器（ガスクーラー）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。
【０００４】ＣＯ2の臨界温度は約３１℃と従来のフロンの臨界点温度と比べて低いので、夏場等では、放熱器側でのＣＯ2温度がＣＯ2の臨界点温度よりも高くなってしまう。つまり、放熱器出口側においてＣＯ2は凝縮しない（線分ＢＣが飽和液線ＳＬ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（これは制御不可能）とによって決定するので、放熱器出口での温度は、実質的には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は、十分な冷却能力（エンタルピ差）を確保するためには、図４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。
【０００５】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）のエンタンピ変化量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。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 圧力と成績係数の関係を図３を用いて試算すれば、図５の実線に示すように、圧力Ｐ1（約１０ＭＰａ）において成績係数が最大となる。同様に、放熱器出口側でのＣＯ2 温度を３０℃とした場合には、図５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。
【０００６】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を算出し、この結果を図４に描けば、図４の太い実線ηmax（以下、最適制御線）に示すようになる。したがって、上記ＣＯ2サイクルを効率よく運転するには、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ηmaxで示されるように制御する必要がある。
【０００７】
【発明が解決しようとする課題】ところが、上述した超臨界蒸気圧縮サイクル（図６、図７）は、放熱器出口における冷媒温度に対応して放熱器出口側圧力（高サイド圧力）を制御するものではないので、放熱器での冷却効率は充分に高いとは言えず、冷却効率向上の改善余地がある。また、高サイド圧力の調整に応じて循環冷媒量を調節する必要（高サイド圧力が大きいほど循環冷媒量は多く必要）があるが、このためにその都度手動により絞り弁の開度を調節しなければならず、手間がかかる上に、熟練を要するという問題点がある。
【０００８】本発明は、上記従来技術の有する問題点に鑑みてなされたものであり、放熱器での冷却効率が向上する上に、高サイド圧力の調整に応じて必要な循環冷媒量を自動的に調整できる超臨界蒸気圧縮サイクルを提供することを目的としている。
【０００９】
【課題を解決するための手段】上記目的を達成するための本発明は、蒸気圧縮サイクルの高サイドにおいては超臨界圧力で運転される閉回路を形成するように、配管により直列連結された圧縮機、放熱器、絞り手段および蒸発器を備えた超臨界蒸気圧縮サイクルにおいて、前記放熱器と前記絞り手段との間に設けられて、前記放熱器出口側の冷媒温度に応じて前記放熱器出口側の圧力を目標圧力に制御するための圧力制御弁と、液体冷媒を貯留し、かつ前記蒸発器出口側の前記配管を貫通させられた液溜容器と、前記液溜容器の下部と、前記圧力制御弁および前記絞り手段間の前記配管とを連通するための連通管と、を備えていることを特徴とするものである。
【００１０】上記構成の本発明においては、先ず、前記放熱器出口側の冷媒温度が低下した場合には、この冷媒温度に応じて放熱器出口側の冷媒圧力を減少させる必要があるために、圧力制御弁の開度が大きくなることにより、圧力制御弁および絞り手段間の冷媒圧力が上昇する。これにより、圧力制御弁および絞り手段間の冷媒の一部は連通管を通って液溜容器内に流入し、結果的に、サイクルの冷媒循環量が自動的に減少する。一方、前記放熱器出口側の冷媒温度が増加した場合には、この冷媒温度に応じて放熱器出口側の冷媒圧力を増加させる必要があるために、圧力制御弁の開度が小さくなることにより、圧力制御弁および絞り手段間の冷媒圧力が減少する。これにより、液溜容器内の冷媒は、連通管を通って圧力制御弁および絞り手段間の配管に流入し、結果的に、サイクルの冷媒循環量が自動的に増加する。
【００１１】また、蒸発器から流出する冷媒量が低下してサイクルの能力が不足しているときには、蒸発器から流出する冷媒は過熱状態となり、液溜容器内を通過する際にその中の液体冷媒を加熱し、この液体冷媒はその圧力が飽和圧力以上になると、連通管を通って圧力制御弁および絞り手段間の配管に流入することにより、サイクルの冷媒循環量が増加し、結果的に、サイクルの能力が増える。一方、蒸発器から流出する冷媒量が増大してサイクルの能力が過剰の場合には、蒸発器から流出する冷媒は、液溜容器内を通過する際にその中の液体冷媒を冷却し、この液体冷媒はその圧力が飽和圧力以下となると、圧力制御弁および絞り手段間の配管の冷媒の一部は連通管を通って液溜容器内に流入することにより、サイクルの冷媒循環量が減少し、結果的に、サイクルの能力が減少する。
【００１２】請求項２記載の発明のように、前記放熱器を通過した液体冷媒と前記蒸発器を通過した気体冷媒との間で熱交換させるためのインタークーラーを備えていることにより、蒸気圧縮式冷凍サイクルの能力増大要件に対する応答速度を改善することができる。また、請求項３記載のように本発明を、使用される冷媒が二酸化炭素である超臨界蒸気圧縮サイクルに適用することが好ましい。
【００１３】
【発明の実施の形態】次に、本発明の一実施形態について図面を参照して説明する。図１は本発明の蒸気圧縮式冷凍サイクルの一実施形態の構成図、図２は図１に示した圧力制御弁の詳細を示す断面図である。
【００１４】先ず、図１に示すように、本実施形態の圧力制御弁を用いた蒸気圧縮式冷凍サイクルは、例えば車両用空調装置に適用したＣＯ2サイクルであり、１は気相状態のＣＯ2を圧縮する圧縮機である。圧縮機１は図示しない駆動源（例えばエンジン等）から駆動力を得て駆動する。２は圧縮機１で圧縮されたＣＯ2を外気等との間で熱交換して冷却するガスクーラー（放熱器）であり、３は後述するインタークーラー７出口側の配管に設けられた圧力制御弁である。この圧力制御弁３は、ガスクーラー２出口側において後述する感温筒１１により検知されたＣＯ2温度（冷媒温度）に応じてガスクーラー２出口側圧力（本例ではインタークーラー７出口側の高サイド圧力）を制御する。圧力制御弁３は、高サイド圧力を制御するとともに減圧器を兼ねており、その構造および動作については後で詳述する。ＣＯ2は、この圧力制御弁３により減圧されて低温低圧の気液２相状態のＣＯ2となり、さらに絞り抵抗４ａ（絞り手段）により減圧される。
【００１５】４は、車室内の空気冷却手段をなすエバポレータ（蒸発器）で、気液２相状態のＣＯ2はエバポレータ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は液体冷媒５ａを貯留する液溜容器であり、この液溜容器５にはエバポレータ４出口側の配管６が上下に貫通しており、液溜容器５内の液体冷媒５ａと配管６内の液体冷媒とが熱交換される構成になっている。液溜容器５の配管６の貫通部は、液溜容器５内が密閉空間となるようにシール（不図示）されている。なお、この熱交換の効率を高めるために、本実施形態のようにエバポレータ４出口側の配管６を液溜容器５内の液体冷媒５ａに貫通させることが好ましいが、これに限定されない。液溜容器５の底部は、連通管５ｂにより、圧力制御弁３および絞り抵抗４ａ間の配管６に連通している。インタークーラー７は、ガスクーラー２を通過した液体冷媒とエバポレータ４を通過した気体冷媒との間で熱交換を行う向流型熱交換器で、このインタークーラー７は蒸気圧縮式冷凍サイクルの能力増大要件に対する応答速度を改善するものであり、必ずしも設ける必要はない。インタークーラー７を設けない場合には、圧力制御弁３をガスクーラー２の出口近傍の配管に設けることが好ましい。そして、圧縮機１、ガスクーラー２、インタークーラー７、圧力制御弁３、絞り抵抗４ａおよびエバポレータ４は、それぞれ配管６によって接続されて閉回路（ＣＯ2サイクル）を形成している。なお、符号８は圧縮機１から吐出された冷媒ガスより潤滑油を捕集するオイルセパレータであり、捕集された潤滑油は油戻し管９を通って圧縮機１内に戻される。
【００１６】ここで、前記圧力制御弁３の一例について詳述する。図２に示すように、圧力制御弁３の弁本体１２（弁ケーシング）は、配管６によって形成される冷媒通路７（本例ではＣＯ2流路）内のうちインタークーラー７と絞り抵抗４ａ（それぞれ図１参照）との間に配置されている。また、弁本体１２は、前記冷媒通路７を上流側空間７ａと下流側空間７ｂとに仕切るように配置され、弁本体１２の直交する両端部内には、前記冷媒通路７の上流側空間７ａとの境界である第１の隔壁１３、および下流側空間７ｂとの境界である第２の隔壁１４が形成されており、これら第１の隔壁１３および第２の隔壁１４には第１の弁口１３ａ（開口）および第２の弁口１４ａ（開口）がそれぞれ形成されている。
【００１７】前記弁本体１２の内空間１２ａには、密閉空間１７ａを形成するためのベローズからなる伸縮容器１７が設けられおり、この伸縮容器１７は前記密閉空間１７ａ内外の圧力差に応じて軸方向（図１では矢印Ａ方向で示す上下方向）に伸縮変位する。この伸縮容器１７の基端（図１では上端）は弁本体１２内壁に固定されており、さらに、伸縮容器１７の軸心中空部１７ｂには、先端に弁１６を有する弁棒１６ａが軸方向（矢印Ａ方向）に移動自在に貫通している。この弁１６は、伸縮容器１７の先端に固定され、かつ第２の隔壁１４の第２の弁口１４ａと対向している。前記弁棒１６ａは、伸縮容器１７の伸縮に機械的に連動して可動するものであり、伸縮容器１７の密閉空間１７ａの内外圧差がなく、伸縮容器１７が無負荷状態のときには、前記弁１６は第２の弁口１４ａを閉じている。
【００１８】符号１５は、弁本体１２内に設けられて、第１の弁口１３ａを開閉するための逆止弁を示しており、この逆止弁１５は上流側空間７ａ内圧力が弁本体１２の内空間１２ａ内圧力より所定量大きくなったときに第１の弁口１３ａを開く。逆止弁２１は、図示しない付勢手段（例えばコイルばね）によって第１の弁口１３ａに押し付けられており、逆止弁１５には常に所定の初期荷重が作用している。この初期荷重が前記所定量となっている。
【００１９】前記伸縮容器１７の密閉空間１７ａはキャピラリチューブ１０（管部材）を介して感温筒１１に連通している。この感温筒１１は、ガスクーラー２出口近傍の配管６の大径部６ａに収容され、配管６内の冷媒温度を検知して伸縮容器１７に伝えるためのものである。なお、感温筒１１の良好な熱応答性を考慮して、感温筒１１を配管６内に設けたが、これに限らず、配管６の外面に密着して設けてもよい。連通管１９（細管）は、弁本体１２の内空間１２ａとキャピラリチューブ１０の途中部とを連通するものであり、この連通管１９には閉止弁１８が設けられている。この閉止弁１８が閉じているときには、弁本体１２の内空間１２ａおよび伸縮容器１７の密閉空間１７ａは遮断され独立した空間となる。本例の蒸気圧縮式冷凍サイクルは、冷媒と二酸化炭素を使用したＣＯ2サイクルであり、弁本体１２内、伸縮容器１７内、感温筒１１内および前記キャピラリチューブ１０内には冷媒ガス（ＣＯ2ガス）が、前記弁１６および前記逆止弁１５がそれぞれ閉じた状態において、前記冷媒ガスの温度が０℃での飽和液密度から前記冷媒の臨界点での飽和液密度に至る所定範囲の密度でそれぞれ封入されている。
【００２０】次に、圧力制御弁３の使用方法および動作について説明する。先ず、初期設定時には、閉止弁１８を開いた状態で第１の弁口１３ａより弁本体１２内にＣＯ2 ガスを導入することにより、このＣＯ2 ガスの一部は連通管１９およびキャピラリチューブ１０を通って、伸縮容器１７の密閉空間１７ａおよび感温筒１１内に導入され、導入が完了すると逆止弁１５は自動的に閉じるとともに、閉止弁１８を閉じることにより、弁本体１２の内空間１２ａおよび伸縮容器１７の密閉空間１７ａは、互いに遮断され内圧差のない独立した空間となる。これにより、収縮容器１７の密閉空間１７ａの圧力は感温筒１１の温度に対応した圧力となり、収縮容器１７外は弁本体１２に対応した圧力が維持され、大きな温度差が生じない限り、収縮容器１７の内外の圧力差は大きくならないので、収縮容器１７は過度に変形することがない上に、弾性復元力の低下や破損の恐れもない。なお、インタークーラー７出口側でのＣＯ2 温度を４０±１℃と仮定すると、成績係数が最大となるように、封入するＣＯ2 ガスの圧力は１０．５±０．５ＭＰａとすることが好ましい。
【００２１】初期設定終了時には、第１の弁口１３ａおよび第２の弁口１４ａは逆止弁１５および弁１６によりそれぞれ閉じている。圧縮機１を起動してＣＯ2サイクルを運転すると、圧力制御弁３の上流側空間７ａの圧力が弁本体１２の内圧より大きくなると、逆止弁１５が移動して第１の弁口１３ａは開き、これにより、ＣＯ2ガスが弁本体１２内に流れ込む。弁本体１２の内圧が収縮容器１７に内圧よりも大きくなると、弁１６が移動して第２の弁口１４ａは開き、ＣＯ2が配管６を循環する。このとき、前記封入したＣＯ2ガスの熱伝導により、伸縮容器１７内の温度は感温筒１１内の温度と連動して、ガスクーラー２出口温度とほぼ等しくなる。したがって、伸縮容器１７の内圧力は、循環するＣＯ2の温度のバランス圧力となる。弁本体１２の内圧が前記バランス圧力より大きい場合には第２の弁口１４ａは開状態となり、弁本体１２の内圧が前記バランス圧力より小さい場合には第２の弁口１４は閉状態となり、これにより、ガスクーラー２出口側温度に対応したバランス圧力はほぼ弁本体１２の内圧となるように自動調整される。すなわち、ガスクーラー２出口側でのＣＯ2温度に応じてインタークーラー７出口側圧力を制御する。
【００２２】具体的には、例えばガスクーラー２出口側温度が４０℃、かつ、ガスクーラー２の出口圧力が約１０．７ＭＰａ以下のときには、高圧力制御弁３は閉じているので、圧縮機１は、インタークーラー７よりＣＯ2を吸引して放熱器２へ向けて吐出する。これにより、放熱器２の出口側圧力が上昇していく（図５中のｂ’−ｃ’→ｂ”−ｃ”参照）。そして、放熱器２の出口側圧力が約１０．７ＭＰａを越えると（Ｂ−Ｃ）、圧力制御弁３が開弁するので、ＣＯ2は減圧しながら気相状態から気液２相状態に相変化して（Ｃ−Ｄ）、蒸発器４内に流れ込む。そして、蒸発器４内で蒸発して（Ｄ−Ａ）、空気を冷却した後、再びインタークーラー７に還流する。このとき、放熱器２の出口側圧力が再び低下するので、圧力制御弁３は再び閉じる。
【００２３】すなわち、ＣＯ2サイクルは、圧力制御弁３を閉じることにより、放熱器２の出口側圧力を所定の圧力まで昇圧させた後、ＣＯ2を減圧、蒸発させて空気を冷却するものである。上述のように、本実施形態に係わる高圧力制御弁３は、放熱器２の出口側圧力を所定の圧力まで昇圧させた後、開弁するものであり、その制御特性は、高圧力制御弁３の密閉空間の圧力特性に大きく依存する。ところで、図３から明らかなように、超臨界域での６００ｋｇ／ｃｍ3の等密度線は、上述した最適制御線ηmaxにほぼ一致する。したがって、本実施形態に係わる圧力制御弁３は 放熱器２の出口側圧力を、ほぼ最適制御線ηmaxに沿った圧力まで上昇させるので、超臨界域においてもＣＯ2サイクルを効率よく運転させることができる。そして、超臨界圧力以下では、６００ｋｇ／ｍ3の等密度線は、最適制御線ηmaxからのずれが大きくなるが、凝縮域なので密閉空間の内圧は、飽和液線ＳＬに沿って変化する。なお、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で、密閉空間内に封入することが望ましい。
【００２４】次に、本実施形態の特徴である循環冷媒量の自動調整について説明する。先ず、ガスクーラー２出口側の冷媒温度が低下した場合には、超臨界蒸気圧縮サイクルの成績係数が最大となるように高サイド圧力を減少させるために、上述のように圧力制御弁３の開度が大きくなることにより、圧力制御弁３および絞り抵抗４ａ間の冷媒圧力が上昇する。これにより、圧力制御弁３および絞り抵抗４ａ間の配管６中の冷媒の一部は連通管５ｂを通って液溜容器５内に流入し、結果的に、サイクルの冷媒循環量が自動的に減少する。一方、ガスクーラー２出口側の冷媒温度が増加した場合には、超臨界蒸気圧縮サイクルの成績係数が最大となるように高サイド圧力を増加させるるために、上述のように圧力制御弁３の開度が小さくなることにより、圧力制御弁３および絞り抵抗４ａ間の配管６中の冷媒圧力が減少する。これにより、液溜容器５内の冷媒は、連通管５ｂを通って圧力制御弁３および絞り抵抗４ａ間の配管６に流入し、結果的に、サイクルの冷媒循環量が自動的に増加する。
【００２５】また、エバポレータ４から流出する冷媒量が低下してサイクルの能力が不足しているときには、エバポレータ４から流出する冷媒は過熱状態となり、液溜容器５内を通過する際にその中の液体冷媒を加熱し、この液体冷媒はその圧力が飽和圧力以上となると連通管５ｂを圧力制御弁３および絞り抵抗４ａ間の配管６に流入し、結果的にサイクルの冷媒循環量が増加して能力が増える。一方、エバポレータ４から流出する冷媒量が増大してサイクルの能力が過剰の場合には、エバポレータ４から流出する冷媒は、液溜容器５内を通過する際にその中の液体冷媒を冷却し、この冷媒はその圧力が飽和圧力以下となると、圧力制御弁３および絞り抵抗４ａ間の配管６の冷媒の一部は連通管１５ｂを通って液溜容器５内に流入し、結果的にサイクルの冷媒循環量が減少して能力が減少する。
【００２６】
【発明の効果】本発明は、以上説明したとおりに構成されているので、放熱器出口における冷媒温度に対応して放熱器出口側圧力（高サイド圧力）を目標値に制御するので、放熱器での冷却効率が向上する。また、高サイド圧力の調整に応じて循環冷媒量が自動的に調整され（高サイド圧が大きいほど循環冷媒量は多く必要）、従来のような手動で絞り弁の開度を調節するという手間を省ける。請求項２記載の発明のように、前記放熱器を通過した液体冷媒と前記蒸発器を通過した気体冷媒との間で熱交換させるためのインタークーラーを備えていることにより、蒸気圧縮式冷凍サイクルの能力増大要件に対する応答速度を改善することができる。また、請求項３記載のように本発明を、使用される冷媒が二酸化炭素である超臨界蒸気圧縮サイクルに適用することが好ましい。
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| 【出願人】 |
【識別番号】０００００６２０８
【氏名又は名称】三菱重工業株式会社
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| 【出願日】 |
平成１１年６月８日（１９９９．６．８） |
| 【代理人】 |
【識別番号】１００１１２７３７
【弁理士】
【氏名又は名称】藤田 考晴 （外３名）
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| 【公開番号】 |
特開２０００−３４６４７２（Ｐ２０００−３４６４７２Ａ） |
| 【公開日】 |
平成１２年１２月１５日（２０００．１２．１５） |
| 【出願番号】 |
特願平１１−１６１６８７ |
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