JP2006145087A - 超臨界冷凍サイクル - Google Patents

Abstract

【課題】 超臨界冷凍サイクルにおいて、冷媒圧力センサを１個用いるだけで、異常高圧の保護制御とＣＯＰ最大化のための高圧圧力制御をともに正確に行う。
【解決手段】 流量制御式可変容量型圧縮機の制御電流値に基づいて冷媒流量を算出し（Ｓ１１０）、この冷媒流量の算出値等に基づいて放熱器の圧損を算出し、この放熱器の圧損と、圧力センサにより検出される圧縮機吐出圧力とに基づいて放熱器の出口側冷媒圧力を算出し（Ｓ１６０）、この冷媒圧力算出値が目標高圧と一致するように膨張弁開度を制御し（Ｓ１７０）、圧縮機吐出圧力が高圧上限値以上になると圧縮機を停止する（Ｓ３０）。
【選択図】 図４

Description

本発明は、ＣＯ２冷媒等のように高圧圧力が臨界圧力以上（超臨界状態）となる冷媒を用いた超臨界冷凍サイクルに関するもので、車両空調用冷凍サイクルに用いて好適なものである。

超臨界冷凍サイクルでは、高圧側冷媒を冷却する放熱器出口の冷媒温度に対してサイクルのＣＯＰ（成績係数）が最大となる高圧圧力が存在する。そこで、ＣＯＰが最大となるように膨張弁（減圧手段）の開度を調整して高圧圧力を制御する方式が種々提案されている。

例えば、特許文献１には、放熱器出口の冷媒温度および冷媒圧力を温度センサおよび圧力センサにより検出し、この放熱器出口側の冷媒温度および冷媒圧力に基づいてＣＯＰが最大となるように膨張弁（減圧手段）の開度を調整して高圧圧力を制御することが提案されている。

また、特許文献２には、圧縮機吐出側に圧縮機吐出圧を検出する圧力センサを設けるとともに、放熱器出口側に冷媒温度を検出する温度センサを設け、この圧縮機吐出圧および放熱器出口冷媒温度に基づいてＣＯＰが最大となるように膨張弁（減圧手段）の開度を調整して高圧圧力を制御することが提案されている。
特開２００３−７４９９６号公報 特許第３４７９７４７号公報

ところで、冷凍サイクルではサイクルの高圧圧力が異常に上昇することを防止して、サイクル機器の保護を図ることが行われている。この異常高圧を確実に防止するためには、圧力が最も高くなる圧縮機吐出圧を検出する必要がある。

しかるに、特許文献１のものでは、放熱器出口側の冷媒圧力を検出しているだけであるので、異常高圧の保護制御を正確に行うためには、圧縮機吐出圧を検出する圧力センサを追加する必要があり、圧力センサ数の増加に伴うコストアップを招く。

一方、特許文献２では、圧縮機吐出圧を検出する圧力センサを有するので、異常高圧の保護制御は正確に行うことができるが、その反面、圧縮機吐出側圧力と放熱器出口側圧力との圧力差、すなわち、放熱器の圧損はサイクル運転状態に応じて変動するため、ＣＯＰを最大化するための高圧圧力制御が不正確となる。

例えば、車両用空調装置における夏期の冷房始動時のように、冷房熱負荷が非常に大きいサイクル運転条件では、圧縮機能力が最大となり、サイクル循環冷媒流量が最大となるので、放熱器の圧損（上記圧力差）も最大となる。

しかるに、放熱器出口側冷媒圧力の代わりに圧縮機吐出側圧力を用いて、ＣＯＰ最大化のための高圧圧力制御を行うと、冷房始動時のような高負荷時には放熱器の圧損増大によって膨張弁開度が必要以上に開き気味で制御されてしまう。その結果、低圧圧力の低下が遅れて、蒸発器吹出空気温度の低下に時間がかかるので、冷房効果の立ち上げが遅れる。

従って、特許文献２においても、ＣＯＰを最大化するための高圧圧力制御を正確に行うためには、放熱器出口側冷媒圧力を検出する圧力センサを追加する必要があり、やはり、圧力センサ数の増加に伴うコストアップを招く。

本発明は、上記点に鑑み、冷媒圧力センサを１個用いるだけで、異常高圧の保護制御とＣＯＰ最大化のための高圧圧力制御をともに正確に行うことができる超臨界冷凍サイクルを提供することを目的とする。

上記目的を達成するため、請求項１に記載の発明では、高圧側の冷媒圧力が冷媒の臨界圧力以上となる超臨界冷凍サイクルにおいて、
圧縮機（１）の吐出圧力を検出する圧力検出手段（１２）と、
圧縮機（１）の吐出冷媒を冷却する放熱器（２）の出口側冷媒温度を検出する温度検出手段（１３）と、
圧力検出手段（１２）の圧力検出値とサイクル運転状態とから放熱器（２）の出口側冷媒圧力を算出する圧力算出手段（Ｓ１６０）と、
圧力算出手段（Ｓ１６０）の圧力算出値が、温度検出手段（１３）の温度検出値に基づいて決定される目標値と一致するように減圧手段（３）の開度を制御する開度制御手段（Ｓ１７０）と、
圧力検出手段（１２）の圧力検出値が予め設定された異常高圧設定値に達すると、圧縮機（１）の停止または圧縮機（１）の能力低下の制御を行う圧縮機制御手段（Ｓ３０）とを備えることを特徴としている。

これによると、圧力検出手段（１２）により圧縮機（１）の吐出圧力を検出し、その圧力検出値に基づいて異常高圧の保護制御を行うから、算出値を用いずに圧縮機吐出圧そのものに基づいて異常高圧の保護制御を的確に行うことができる。

しかも、圧力算出手段（Ｓ１６０）はサイクル運転状態の変動を常に把握して、このサイクル運転状態と圧力検出手段（１２）の圧力検出値とから放熱器（２）の出口側冷媒圧力を算出するから、冷房始動時のように冷房熱負荷が大きく変動する過渡時においても、圧力算出手段（Ｓ１６０）の算出値に基づいて減圧手段（３）の開度制御、ひいてはＣＯＰ最大化のための高圧圧力制御を的確に行うことができる。

これにより、圧縮機（１）の吐出圧力を検出する圧力検出手段（１２）を１個用いるだけですむから、圧力センサ数の減少によりコスト低減を図ることができる。

請求項２に記載の発明では、請求項１に記載の超臨界冷凍サイクルにおいて、圧縮機は、容量の変更を制御する容量制御手段（１ｂ）を有し、この容量制御手段（１ｂ）により冷媒吐出流量が目標流量となるように容量を可変制御する流量制御タイプの可変容量型圧縮機（１）であり、
容量制御手段（１ｂ）の制御電流値（Ｉｃ）により目標流量を決定するようになっており、
サイクル運転状態に関連する情報値として、少なくとも容量制御手段（１ｂ）の制御電流値（Ｉｃ）を用い、
制御電流値（Ｉｃ）に基づいて放熱器（２）の圧損を算出し、圧力検出手段（１２）の圧力検出値と放熱器（２）の圧損とに基づいて放熱器（２）の出口側冷媒圧力を算出することを特徴とする。

ところで、流量制御タイプの可変容量型圧縮機（１）を用いる冷凍サイクルでは、容量制御手段（１ｂ）の制御電流値（Ｉｃ）がサイクル循環冷媒の流量との相関性が高い。そこで、このことに着目して請求項２では、制御電流値（Ｉｃ）に基づいて放熱器（２）の圧損を算出し、圧力検出手段（１２）の圧力検出値と放熱器（２）の圧損とに基づいて放熱器（２）の出口側冷媒圧力を算出する。

これにより、流量制御タイプの可変容量型圧縮機（１）における制御電流値（Ｉｃ）を利用して放熱器出口側冷媒圧力を精度よく算出できる。

請求項３に記載の発明では、請求項２に記載の超臨界冷凍サイクルにおいて、放熱器（２）の圧損を、制御電流値（Ｉｃ）と温度検出手段（１３）の温度検出値と圧力検出手段（１２）の圧力検出値とに基づいて算出することを特徴とする。

これによると、温度検出手段（１３）の温度検出値と圧力検出手段（１２）の圧力検出値とに基づいて高圧側の冷媒の密度を算出できるので、放熱器（２）の圧損を精度よく算出できる。よって、放熱器出口側冷媒圧力の算出精度を一層向上できる。

請求項４に記載の発明では、請求項１に記載の超臨界冷凍サイクルにおいて、放熱器（２）の出口側冷媒と圧縮機（１）の吸入側冷媒との間で熱交換を行う内部熱交換器（２０）を備え、
サイクル運転状態に関連する情報値として、内部熱交換器（２０）の高圧側入口冷媒温度（Ｔｇｃ）、内部熱交換器（２０）の低圧側入口冷媒温度（Ｔａｃ）、および内部熱交換器（２０）の高圧側出口冷媒温度（Ｔｅｘ）または低圧側出口冷媒温度（Ｔｓｘ）を用い、
これらの温度に基づいて内部熱交換器温度比（Ａ）を算出し、この内部熱交換器温度比（Ａ）に基づいて放熱器（２）の圧損を算出し、
圧力検出手段（１２）の圧力検出値と放熱器（２）の圧損とに基づいて放熱器（２）の出口側冷媒圧力を算出することを特徴とする。

ところで、内部熱交換器（２０）を備える冷凍サイクルでは、後述するように内部熱交換器温度比（Ａ）によりサイクル循環冷媒の流量を算出できる。そこで、請求項４では、内部熱交換器温度比（Ａ）に基づいて放熱器（２）の圧損を算出し、更に、放熱器（２）の出口側冷媒圧力を算出するようにしている。

従って、高価な圧力センサを追加することなく、内部熱交換器（２０）の入口、出口冷媒温度を検出するだけで、内部熱交換器温度比（Ａ）に基づいて放熱器（２）の圧損を算出し、更に、放熱器（２）の出口側冷媒圧力を算出できる。

請求項５に記載の発明では、請求項１に記載の超臨界冷凍サイクルにおいて、圧縮機は常に一定の容量で作動する固定容量型圧縮機（１）であり、この固定容量型圧縮機（１）の作動の断続制御によって圧縮機能力を制御するようになっており、
固定容量型圧縮機（１）の作動時に、サイクル運転状態に関連する情報値として少なくとも圧縮機回転数を用い、この圧縮機回転数に基づいて放熱器（２）の圧損を算出し、
圧力検出手段（１２）の圧力検出値と放熱器（２）の圧損とに基づいて放熱器（２）の出口側冷媒圧力を算出することを特徴とする。

ところで、固定容量型圧縮機（１）の作動を断続制御する冷凍サイクルにおいて、固定容量型圧縮機（１）の作動時には圧縮機回転数に基づいてサイクル循環冷媒の流量を算出できる。そこで、請求項５では、圧縮機回転数に基づいて放熱器（２）の圧損を算出し、放熱器出口側冷媒圧力を算出できる。

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

（第１実施形態）
図１は本発明の第１実施形態を示す車両空調用冷凍サイクルの構成図であって、この冷
凍サイクルは、冷媒として高圧圧力が臨界圧力以上（超臨界状態）となるＣＯ２を用いて
いる。従って、この冷凍サイクルは超臨界冷凍サイクルを構成する。

圧縮機１は図示しない車両走行用エンジンから駆動力を得て冷媒を吸入圧縮するもので
ある。この圧縮機１は、駆動力を断続するクラッチ手段をなす電磁クラッチ１ａを介して
駆動力を得ている。

本実施形態の圧縮機１は外部からの制御信号により容量を変化できる可変容量型圧縮機
であり、電磁式の容量制御弁１ｂを備えている。

圧縮機１の吐出側には放熱器２が設けられている。この放熱器２は、圧縮機１から吐出された高温高圧の超臨界状態にある吐出冷媒と外気（室外空気）との間で熱交換して冷媒を冷却する。放熱器２には電動式の冷却ファン２ａによって外気が送風される。

放熱器２の出口側には減圧手段をなす電気式膨張弁３が設けられている。この電気式膨張弁３は、サイクルの高圧圧力が目標高圧となるように電気的に開度が制御される圧力制御弁としての役割を果たす。

電気式膨張弁３の出口側には蒸発器４が設けられている。この蒸発器４は車両用空調装置の室内空調ユニット部の空気通路をなすケース５内に配置され、このケース５内の空気を冷却する冷却手段を構成する。

蒸発器４の空気流れ上流側には電動式の送風機６が配置され、図示しない内外気切替箱を通して導入される内気または外気がケース５内に送風されるようになっている。なお、ケース５内には、蒸発器４の空気流れ下流側に空気を加熱する加熱手段をなすヒータコア（図示せず）等が配置され、このヒータコアの加熱度合いにより温度調整された空調風がケース５の空気流れ下流側端部の吹出口（図示せず）から車室内へ吹き出すようになっている。

蒸発器４の出口側にはアキュムレータ７が設けられている。このアキュムレータ７は、蒸発器４の出口冷媒の液冷媒とガス冷媒とを分離してサイクル内の余剰冷媒を蓄える気液分離手段であって、分離したガス冷媒を圧縮機１の吸入側に向けて導出する。

次に、本実施形態における電気制御部の概要を説明する。空調用制御装置１０は、マイクロコンピュータおよびその周辺回路等から構成され、予め設定されたプログラムに従って所定の演算処理を行って、空調機器の作動を制御する。

具体的には、空調用制御装置１０の出力側に、圧縮機１の電磁クラッチ１ａ、容量制御弁１ｂ、放熱器２の冷却ファン２ａ、電気式膨張弁３、電動送風機６等の空調機器が接続され、これらの空調機器の作動を制御する。

空調用制御装置１０の入力側には圧縮機１の吐出冷媒温度センサ１１、圧縮機１の吐出冷媒圧力センサ１２、放熱器２の出口側の冷媒温度センサ１３、蒸発器４の吹出空気温度センサ１４等が接続される。なお、空調用制御装置１０には周知のごとくエンジン回転センサ、外気温度センサ、内気温度センサ、日射センサ、エンジン水温センサ等を包含するセンサ群１５からも検出信号が入力される。

また、空調用制御装置１０には車室内の計器盤（インパネ）付近に配置される空調操作パネル１６から種々な空調操作信号が入力される。

具体的には、車室内の設定温度を設定する温度設定スイッチ、空調自動制御の指令を出すオートスイッチ、圧縮機１の作動指令信号を出すエアコンスイッチ、電動送風機６の風量切替スイッチ、室内空調ユニット部の吹出モード切替スイッチ、内外気切替箱の内外気導入モード切替スイッチ等の操作部材が空調操作パネル１６に設けられる。

次に、可変容量型圧縮機１について具体的に述べる。本実施形態の可変容量型圧縮機１は、斜板式圧縮機として公知のものであり、電磁式容量制御弁１ｂに加える制御電流値を変化させることにより、斜板室の制御圧力Ｐｃを変化させ、これにより、斜板の傾斜角度の変化→ピストンストロークの変化→容量の変化を行うようになっている。ここで、容量は冷媒の吸入圧縮を行う作動空間の幾何学的な容積である。

また、斜板式可変容量型圧縮機１においては制御圧Ｐｃの調整により吐出容量を１００％の最大容量から略０％付近の最小容量まで連続的に変化させることができる。

そして、電磁式容量制御弁１ｂの制御電流値により目標吐出冷媒流量を設定し、実際の吐出冷媒流量がこの目標吐出冷媒流量となるように斜板室の制御圧Ｐｃを変化させ、それにより、容量を変化させる、いわゆる流量制御タイプの可変容量型圧縮機となっている。このような流量制御タイプの可変容量型圧縮機は、特開２００１−１０７８５４号公報、特開２００１−１７３５５６号公報等により公知である。

そこで、この流量制御タイプの可変容量型圧縮機１の概要を図２により説明すると、図２は、斜板式可変容量型圧縮機１の吐出側流路部分と、斜板室１０３の制御圧Ｐｃを制御する電磁式容量制御弁１ｂ部分を示す概略図であり、圧縮機１の吐出室１００は図示しない複数のピストン作動室（シリンダ）から吐出される冷媒を集合する部分である。

この吐出室１００の出口側流路１０１に絞り部１０２を設けて、圧縮機１の吐出冷媒がこの絞り部１０２を通過することにより、この絞り部１０２の前後間に所定の差圧ΔＰが発生するようにしてある。ここで、差圧ΔＰ＝ＰｄＨ−ＰｄＬである。ＰｄＨは絞り部１０２の上流部の冷媒圧力であり、ＰｄＬは絞り部１０２の下流部の冷媒圧力である。

差圧ΔＰは圧縮機１の吐出冷媒流量と比例関係にあるから、差圧ΔＰを制御することにより圧縮機１の吐出冷媒流量を制御できることになる。

一方、容量制御弁１ｂは、上記差圧ΔＰに応じた力Ｆ１を発生する差圧応動機構１１１と、この差圧応動機構１１１の力Ｆ１に対抗する電磁力Ｆ２を発生する電磁機構１１２とを備え、基本的には、この差圧ΔＰに応じた力Ｆ１と電磁力Ｆ２と釣り合いにより弁体１１３の位置（図２の左右方向位置）を変化させるようになっている。

但し、図２の図示例では、後述の構成により絞り部１０２の上流部の冷媒圧力ＰｄＨ（圧縮機吐出圧）にも依存して、弁体１１３の位置を変化させるようになっている。

なお、上記差圧ΔＰは実際には微小値であるので、図１の吐出冷媒圧力センサ１２は絞り部１０２の上流部および下流部のいずれに設けてもよいが、絞り部１０２は圧縮機１の本体内部に内蔵されるので、センサ取付上の都合から吐出冷媒圧力センサ１２は通常、絞り部１０２の下流部に設ける。

差圧応動機構１１１は、ケース１１１ａ内に弁体１１３の移動方向（図２の左右方向）に弾性的に伸縮可能なベローズ１１１ｂを収容し、ベローズ１１１ｂの内部に絞り部１０２の上流部の冷媒圧力ＰｄＨを導入する。一方、ケース１１１ａ内には絞り部１０２の下流部の冷媒圧力ＰｄＬを導入する。

ベローズ１１１ｂの図２の右端部がケース１１１ａに固定される固定端を構成し、ベローズ１１１ｂの図２の左端部が弾性的な伸縮作用により図２の左右方向に変位する可動端１１１ｃを構成する。また、ベローズ１１１ｂの内部にはベローズ１１１ｂを伸長方向（図２の左側方向）に押圧するばね１１１ｄが設けられている。

ベローズ１１１ｂの可動端１１１ｃにプッシュロッド１１１ｅが一体に連結されている。このプッシュロッド１１１ｅは、ケース１１１ａの嵌合穴１１１ｆに対して摺動可能に、かつ、図示しないシール機構により気密に嵌合し、ケース１１１ａの外部へ突出している。

一方、電磁機構１１２は電磁コイル１１２ａを有し、この電磁コイル１１２ａの内周部にプランジャ１１２ｂがその軸方向（図２の左右方向）に変位可能に配置されている。プランジャ１１２ｂの端部には可動鉄心１１２ｃが一体に構成され、この可動鉄心１１２ｃに固定鉄心１１２ｄが対向配置される。この可動鉄心１１２ｃと固定鉄心１１２ｄとの間に、電磁コイル１１２ａに供給される制御電流Ｉｃに応じた電磁力（吸引力）Ｆ２を発生するようになっている。

また、可動鉄心１１２ｃと固定鉄心１１２ｄとの間には電磁力Ｆ２と逆方向のばね力を発生するばね１１２ｅが配置されている。プランジャ１１２ｂのうち、可動鉄心１１２ｃと反対側の端部（図２の右端部）に上記した弁体１１３が一体に形成されている。更に、弁体１１３は弁体１１３よりも十分小径の連結軸部１１３ａを介してプッシュロッド１１１ｅに一体に連結されている。従って、プランジャ１１２ｂと弁体１１３とプッシュロッド１１１ｅは一体物を構成し、プランジャ１１２ｂの軸方向（図２の左右方向）に一体に変位する。

弁体１１３は制御圧通路１１４に配置され、制御圧通路１１４の通路面積を増減する。この制御圧通路１１４の一端部は連通路１１５を介して圧縮機１の吐出室１００に連通するので、制御圧通路１１４の一端部には絞り部１０２の上流部の冷媒圧力ＰｄＨが導入される。一方、制御圧通路１１４の他端部は連通路１１６を介して圧縮機１の斜板室１０３に連通する。

そして、斜板室１０３は絞り１０４を有する連通路１０５を介して圧縮機１の吸入室１０６に連通する。弁体１１３は図２の右方向に変位すると制御圧通路１１４の通路面積を減少し、図２の左方向に変位すると制御圧通路１１４の通路面積を増加させる。従って、電磁力Ｆ２は弁体１１３を図２の右方向に変位させる閉弁方向の力であり、逆に、差圧ΔＰに応じた力Ｆ１は弁体１１３を図２の左方向に変位させる開弁方向の力である。

制御圧通路１１４の通路面積が減少すると、圧縮機１の吐出室１００から連通路１１５→制御圧通路１１４→連通路１１６を経て斜板室１０３に流入する吐出冷媒量が減少して、斜板室１０３の圧力、すなわち、制御圧Ｐｃが低下し、逆に制御圧通路１１４の通路面積が増加すると斜板室１０３に流入する吐出冷媒量が増加して、斜板室１０３の制御圧Ｐｃが上昇する。

なお、斜板式可変容量型圧縮機１においては、周知のように制御圧Ｐｃの低下→斜板の傾斜角度の増加→ピストンストロークの増加→吐出容量の増加となり、逆に、制御圧Ｐｃの上昇→斜板の傾斜角度の減少→ピストンストロークの減少→吐出容量の減少となるように吐出容量変更機構が構成されている。

ところで、電磁力Ｆ２は、差圧ΔＰに応じた力Ｆ１に対抗する力であるから、電磁力Ｆ２を増減することにより目標差圧を決定することになり、現実の差圧ΔＰがこの電磁力Ｆ２により決定される目標差圧となるように斜板室１０３の制御圧Ｐｃが制御され、吐出容量が変化することになる。更に、差圧ΔＰと吐出冷媒流量は前述のように比例関係にあるから、目標差圧を決定することは目標吐出冷媒流量を決定することになる。

そして、電磁力Ｆ２は電磁コイル１１２ａに供給される制御電流Ｉｃに応じて決定されるから、制御電流Ｉｃの増加に応じて目標差圧および目標吐出冷媒流量が増加する関係となる。

図３はこのような流量制御特性を持つ斜板式可変容量型圧縮機１を用いた場合の制御電流Ｉｃとサイクル内循環冷媒流量との関係を示す特性図であり、図中、圧縮機吐出圧ＰｄＨ１〜ＰｄＨ４はＰｄＨ１＜ＰｄＨ２＜ＰｄＨ３＜ＰｄＨ４の関係になっており、冷媒流量が制御電流Ｉｃの他に圧縮機吐出圧ＰｄＨにも依存して変化する。

これは、具体的には、制御圧通路１１４に連通路１１５により圧縮機吐出圧ＰｄＨが導入されるとともに、制御圧通路１１４における弁体１１３の受圧面積Ｓ１を差圧応動機構１１１のプッシュロッド１１１ｅの受圧面積Ｓ２よりも大きくして、弁体１１３の位置制御に圧縮機吐出圧ＰｄＨが影響するようになっているためである。

電磁式容量制御弁１ｂの制御電流値Ｉｃは、蒸発器４の実際の吹出空気温度（温度センサ１４の検出温度）Ｔｅが空調制御のための蒸発器目標温度ＴＥＯとなるように空調用制御装置１０により算出される。この蒸発器目標温度ＴＥＯは、周知のごとく車室内吹出空気の目標温度ＴＡＯ、外気温Ｔａｍ等に基づいて算出される。

なお、制御電流Ｉｃは具体的には電流制御回路の構成上、デューティ制御により変化させる方式とするのが通常であるが、制御電流Ｉｃの値をデューティ制御によらず直接、連続的（アナログ的）に変化させてもよい。

次に、上記構成において本実施形態の作動を説明する。最初に、冷凍サイクルの基本的作動を説明する。空調操作パネル１６のオートスイッチまたはエアコンスイッチが投入されると、電磁クラッチ１ａが空調用制御装置１０により通電され接続状態になる。これにより、車両エンジンの駆動力が電磁クラッチ１ａを介して圧縮機１に伝達され、圧縮機１が駆動される。

圧縮機１により圧縮された高温高圧の冷媒は、臨界圧力よりも圧力が高い超臨界状態に
て放熱器２内に流入する。ここで、高温高圧の超臨界状態の冷媒は冷却ファン２ａによっ
て送風される外気と熱交換して外気中に放熱し、エンタルピを減少する。

そして、放熱器２の出口冷媒は、膨張弁３の絞り通路にて減圧され、低温低圧の気液２相状態となる。ここで、膨張弁３の開度は後述するようにサイクルＣＯＰが最大となるように制御される。

膨張弁３通過後の低温低圧の気液２相冷媒は蒸発器４に流入し、ここで、電動送風機６の送風空気から吸熱して蒸発する。これにより、電動送風機６の送風空気を蒸発器４で冷却することができ、冷風を車室内へ吹き出すことができる。

蒸発器４を通過した低圧冷媒は次にアキュムレータ７内に流入し、この低圧冷媒の液冷
媒とガス冷媒とが密度差にて分離され、アキュムレータ７の出口からガス冷媒が圧縮機１の吸入側に向けて導出され、圧縮機１に吸入され、再度、圧縮される。

なお、可変容量型圧縮機１においては、電磁式容量制御弁１ｂの制御電流値により目標吐出冷媒流量を変化させて、蒸発器４の実際の吹出空気温度Ｔｅが蒸発器目標温度ＴＥＯとなるように容量を制御する。

具体的には、蒸発器吹出温度Ｔｅが蒸発器目標温度ＴＥＯより高いときは、圧縮機１の容量制御弁１ｂに出力される制御電流値を増加して目標吐出冷媒流量を増加し、これにより、圧縮機１の容量を増加できる。その結果、蒸発器５への循環冷媒流量を増加して蒸発器４の冷却能力を増加する。

逆に、蒸発器吹出温度Ｔｅが蒸発器目標温度ＴＥＯより低いときは、圧縮機１の容量制御弁１ｂに出力される制御電流値を減少して目標吐出冷媒流量を減少し、これにより、圧縮機１の容量を減少できる。その結果、蒸発器４への循環冷媒流量を減少して蒸発器４の冷却能力を減少する。

なお、蒸発器目標温度ＴＥＯの最低温度は蒸発器４のフロスト防止のために０℃より若干高めの温度（１℃程度）に決定される。

次に、本実施形態における異常高圧の保護制御、および膨張弁３の開度制御に基づくサイクルＣＯＰ制御を図４により詳述する。図４は空調用制御装置１０のマイクロコンピュータにより実行される制御ルーチンであり、この制御ルーチンは例えば、空調操作パネル１６のオートスイッチの投入によりスタートする。

まず、ステップＳ１０にて圧縮機１の吐出圧（圧力センサ１２の検出圧力）を読み込み、ステップＳ２０にてこの圧縮機吐出圧が高圧上限値以上であるか判定する。ここで、高圧上限値は予め設定された異常高圧の設定値であって、例えば、１４．６ＭＰａである。

そして、実際の圧縮機吐出圧が高圧上限値以上であるときはステップＳ３０に進み、圧縮機１を停止する。具体的には、圧縮機１の容量制御弁１ｂの制御電流Ｉｃを０にするとともに、圧縮機１の電磁クラッチ１ａへの通電を遮断して、圧縮機１を停止状態とする。これにより、圧縮機吐出圧が低下し始める。

次のステップＳ４０にて圧縮機吐出圧を再度読み込み、ステップＳ５０にて圧縮機吐出圧が復帰圧力よりも低下したか判定する。ここで、復帰圧力は高圧上限値よりも一定値だけ低い圧力であり、例えば、１０ＭＰａである。

圧縮機吐出圧が復帰圧力以上である間は圧縮機１の停止状態が維持される。これにより、圧縮機吐出圧が高圧上限値を超えて更に上昇することを回避できるので、圧縮機１を異常高圧による過負荷状態から確実に保護できる。

この場合、圧縮機吐出圧を推定値ではなく、圧縮機吐出圧を直接検出する圧力センサ１２の検出圧力に基づいて異常高圧の保護制御を行うから、異常高圧の保護制御を予め設定された設定値でもって確実に実行できる。

そして、圧縮機吐出圧が復帰圧力よりも低下すると、ステップＳ６０に進み圧縮機１を作動状態に復帰させる。具体的には、電磁クラッチ１ａに通電して電磁クラッチ１ａを接続状態とし、圧縮機１を車両エンジンにより回転駆動する。また、容量制御弁１ｂには、実際の蒸発器吹出温度Ｔｅと蒸発器目標温度ＴＥＯとの偏差に基づいて算出された制御電流Ｉｃが供給され、これにより、圧縮機１の容量が制御電流Ｉｃに応じた所定容量に制御される。

一方、圧縮機吐出圧が高圧上限値未満であるとき（高圧の正常時）はステップＳ２０からステップＳ７０に進み、放熱器２の出口冷媒温度（温度センサ１３の検出温度）Ｔｇｃに基づいてサイクルのＣＯＰが最大となる目標高圧を算出する。具体的には、放熱器２の出口冷媒温度Ｔｇｃと、これに対応するＣＯＰが最大となる高圧との関係を定めたマップを予め設定しておくことにより、このマップに放熱器２の出口冷媒温度Ｔｇｃの検出値を適用することにより、ＣＯＰが最大となる目標高圧を算出できる。

次のステップＳ８０では、この算出した目標高圧が予め設定された制御上限圧以上であるか判定する。ここで、制御上限圧はステップＳ２０の高圧上限圧よりも若干低い圧力であって、例えば、１３ＭＰａである。算出目標高圧が制御上限圧以上であるときはステップＳ９０に進み、制御上限圧を目標高圧とする。これに対し、算出目標高圧が制御上限圧未満であるときは、ステップＳ１００にて算出目標高圧をそのまま目標高圧として決定する。

次に、ステップＳ１１０にて圧縮機１の容量制御弁１ｂの制御電流値Ｉｃおよび圧縮機１の吐出圧（圧力センサ１２の検出圧力）に基づいて容量可変時の冷媒流量を算出する。ここで、容量制御弁１ｂの制御電流値Ｉｃは、前述のごとく圧縮機１吐出側の絞り部に発生する圧損に対応する目標圧損を設定して、最終的には目標吐出冷媒流量を設定するものである。従って、容量制御弁１ｂの制御電流値Ｉｃは、基本的には、サイクル冷媒流量を代表する情報値である。

そして、本実施形態の容量制御弁１ｂにおいては、前述したように制御電流値Ｉの他に圧縮機吐出圧の影響も受けて圧縮機容量を変化させ、ひいては冷媒流量を変化させるようになっているから、制御電流値Ｉｃと圧縮機１の吐出圧とに基づいて容量可変時の冷媒流量を算出する。

より具体的には、図３に対応する制御マップを予め設定しておき、この制御マップに制御電流値Ｉｃと圧縮機吐出圧の検出値とを適用することにより、容量可変時の冷媒流量を簡単に算出できる。

次に、ステップＳ１２０にて容量１００％時（最大容量時）の冷媒流量を算出する。この容量１００％になっているときの圧縮機吐出冷媒流量は次式（１）により算出できる。

冷媒流量＝圧縮機吸入冷媒密度×圧縮機容量×回転数×圧縮機体積効率 （１）
ここで、圧縮機容量は固定値であり、また、圧縮機体積効率は回転数の影響が大きいので、回転数に基づいて決めることができる。

また、圧縮機吸入冷媒密度は、吸入冷媒の温度、圧力により決まるが、圧縮機吸入部への新たなセンサの追加を避けるために、本実施形態では、蒸発器吹出空気温度Ｔｅ（温度センサ１４の検出温度）に基づいて圧縮機吸入冷媒密度を推定している。

すなわち、図１に示すようにアキュムレータ７を蒸発器４の出口側に配置するアキュムレータサイクルにおいては、アキュムレータ７内部に飽和冷媒の気液界面が形成されるので、蒸発器４の出口冷媒は常に飽和状態に維持される。このため、蒸発器吹出空気温度Ｔｅにより蒸発器４内の飽和状態の冷媒の温度および圧力を精度よく推定でき、ひいては、吸入冷媒の密度を精度よく推定できる。

以上の結果、蒸発器吹出空気温度Ｔｅおよび圧縮機回転数を変数として用いるだけで、上記（１）式に基づいて容量１００％時の冷媒流量を算出できる。なお、圧縮機回転数は、図１のセンサ群１５に備えられるエンジン回転センサの検出値に基づいて求めることができるので、専用のセンサは不要である。

なお、容量１００％時の冷媒流量は、精度が低下するものの、圧縮機回転数と圧縮機吐出圧から算出（推定）することもできる。すなわち、圧縮機吐出圧は放熱器出口冷媒温度により決まるため外気温度と相関があり、そして、外気温度と蒸発器４の冷房熱負荷とが相関があるため、圧縮機吐出圧に基づいて蒸発器吹出空気温度Ｔｅをある程度推定できるるからである。

次のステップＳ１３０では、容量可変時の冷媒流量と容量１００％時の冷媒流量の大小を比較する。容量可変時の冷媒流量が容量１００％時の冷媒流量より大きいときはステップＳ１４０に進み、容量１００％時の冷媒流量を最終冷媒流量とする。

これに対し、容量可変時の冷媒流量が容量１００％時の冷媒流量より小さいときはステップＳ１５０に進み、容量可変時の冷媒流量を最終冷媒流量とする。このようなＳ１１０〜Ｓ１５０の制御処理を行うことにより、最終冷媒流量が容量１００％時の冷媒流量より大きくなってしまうという不合理を確実に回避できる。

次のステップＳ１６０では、上記最終冷媒流量に基づいて放熱器２の圧損（圧力損失）を算出し、この放熱器２の圧損に基づいて放熱器２の出口圧力を算出する。

ここで、放熱器２の圧損は、冷媒流量と高圧側冷媒の密度とに相関があるため、高圧側冷媒の密度を放熱器出口冷媒温度（温度センサ１３の検出値Ｔｇｃ）および圧縮機吐出圧に基づいて求め、この高圧側冷媒の密度と上記最終冷媒流量とに基づいて放熱器２の圧損を算出できる。

次に、圧縮機吐出圧からこの放熱器圧損の算出値を減算することにより、放熱器２の出口圧力を算出できる。

なお、上記のように放熱器２の圧損の算出と、放熱器２の出口圧力の算出とを２段階に分けて演算処理せずに、上記最終冷媒流量と放熱器出口冷媒温度と圧縮機吐出圧との三者から放熱器出口圧力を求める制御マップを予め作成しておくことにより、この制御マップに上記最終冷媒流量と放熱器出口冷媒温度と圧縮機吐出圧とを適用することにより、放熱器出口圧力を一挙に算出するようにしてもよい。

また、サイクル運転条件が特定範囲に限られているような場合には高圧側冷媒の密度変化が小さいため、最終冷媒流量のみから放熱器圧損を算出して、放熱器出口圧力を算出することも可能である。

次のステップＳ１７０では、ＣＯＰ最大化のための膨張弁３の開度制御を行う。すなわち、放熱器２の出口圧力算出値と、ステップＳ９０またはステップＳ１００の目標高圧とが一致するように膨張弁３の開度を制御する。すなわち、放熱器２の出口圧力算出値が目標高圧より高いときは膨張弁３の開度を増加し、逆に、放熱器２の出口圧力算出値が目標高圧より低いときは膨張弁３の開度を減少させる。このような膨張弁３の開度制御により放熱器２の出口圧力算出値が目標高圧と一致するように高圧制御が行われる。

ところで、本実施形態では、圧力センサとして圧縮機吐出圧を検出する圧力センサ１２を１個のみ設けているだけであるが、放熱器２の圧損を前述のごとく少なくともサイクル冷媒流量に基づいて算出し、この放熱器２の圧損に基づいて放熱器２の出口圧力を算出しているから、放熱器２の出口圧力を精度よく算出できる。

つまり、夏期の冷房始動時のごとく、サイクル冷媒流量が最大になって、放熱器２の圧損が最大となるような運転条件下でも、放熱器２の圧損を算出することにより放熱器２の出口圧力を精度よく算出できる。

このため、圧縮機吐出圧を検出する圧力センサ１２を１個のみ設けるだけであっても、膨張弁３の開度制御によるＣＯＰ最大化制御を精度よく正確に実行できる。従って、圧力センサ１２の個数減少によるコスト低減と、ＣＯＰ最大化制御の正確さとを巧く両立できる。

なお、図１に示す吐出冷媒温度センサ１１の検出信号は、圧縮機１の吐出冷媒温度の制御のために用いられる。すなわち、圧縮機１の吐出冷媒温度（センサ１１の検出値）が吐出温度目標値より高いときは、圧縮機１の容量を、吹出空気温度センサ１４の検出値によらず、強制的に所定量減少させて吐出圧力を低下させ、これにより、吐出冷媒温度を吐出温度目標値（耐熱性からの限界温度）に抑制する制御を行う。

図４の各ステップは機能実現手段を構成するものであって、図４の各ステップと本発明の手段との対応関係を述べると、ステップＳ３０は異常高圧時に圧縮機１を停止させる圧縮機制御手段を構成する。また、ステップＳ１６０は放熱器２の出口側冷媒圧力を算出する圧力算出手段を構成する。

また、ステップＳ１７０はステップＳ１６０の圧力算出値が目標高圧となるように膨張弁（減圧手段）３の開度を制御する開度制御手段を構成する。

（第２実施形態）
第２実施形態では図５に示すように内部熱交換器２０を備える超臨界冷凍サイクルに関する。この内部熱交換器２０は、放熱器２の出口側に設けられた高圧側流路２０ａと、アキュムレータ７の出口側に設けられた低圧側流路２０ｂとを有している。この低圧側流路２０ｂは圧縮機１の吸入側に接続される。

内部熱交換器２０はアキュムレータ７から流出する低温冷媒（圧縮機吸入冷媒）と放熱器２出口側の高温冷媒とを熱交換し、蒸発器４に流入する冷媒のエンタルピを減少させて、蒸発器４の冷媒入口・出口間における冷媒のエンタルピ差（冷凍能力）を増大させるとともに、圧縮機１に液冷媒が吸入されることを防止する。

このように内部熱交換器２０を設置すると、蒸発器４の冷媒入口・出口間の冷媒のエンタルピ差（冷凍能力）を増大でき、サイクルＣＯＰを向上できる。

第２実施形態では、内部熱交換器２０の設置に伴って、高圧側流路３ａの出口冷媒温度Ｔｅｘを検出する温度センサ２１および低圧側流路２０ｂの入口冷媒温度Ｔａｃを検出する温度センサ２２を追加している。

内部熱交換器２０での熱交換量Ｑｉｈは、概略、高圧側冷媒と低圧側冷媒との温度差に比例する。そして、内部熱交換器２０の高圧側流路３ａの入口・出口間の冷媒エンタルピ差（Δｉ）と低圧側流路２０ｂの入口・出口間の冷媒エンタルピ差（Δｉ）は同じ値であり、この冷媒エンタルピ差（Δｉ）と冷媒流量Ｇと熱交換量Ｑｉｈは次の（２）式の関係にある。

Ｑｉｈ＝Ｇ×Δｉ （２）
この（２）式から冷媒流量Ｇが多いほど冷媒エンタルピ差（Δｉ）が小さくなるので、高圧側流路３ａおよび低圧側流路２０ｂの入口・出口間の冷媒温度差が小さくなる。

換言すると、（２）式から、冷媒流量Ｇは、Ｇ＝Ｑｉｈ／Δｉにより求めることができる。そして、Ｑｉｈは上記のように高圧側冷媒と低圧側冷媒との温度差（Ｔｇｃ−Ｔａｃ）から求めることができ、Δｉは高圧側流路３ａの入口・出口間の冷媒温度差（Ｔｇｃ−Ｔｅｘ）から求めることができる。

従って、温度比Ａ＝（Ｔｇｃ−Ｔａｃ）／（Ｔｇｃ−Ｔｅｘ）を算出すれば、この温度比Ａに基づいて冷媒流量Ｇを算出できる。

なお、第２実施形態における冷媒流量Ｇの算出は、第１実施形態のステップＳ１１０〜ステップＳ１５０の冷媒流量算出に置き換わるものであって、第１実施形態のその他の制御、すなわち、ステップＳ１０〜ステップＳ１００の制御およびステップＳ１６０〜ステップＳ１７０の制御は第２実施形態においても同様に行う。

第２実施形態では、温度比Ａ＝（Ｔｇｃ−Ｔａｃ）／（Ｔｇｃ−Ｔｅｘ）を算出し、この温度比Ａに基づいて冷媒流量Ｇを算出する例について説明したが、高圧側流路３ａの出口冷媒温度Ｔｅｘを検出する温度センサ２１の代わりに、内部熱交換器２０の低圧側流路２０ｂの出口冷媒温度Ｔｓｘを検出する温度センサ２３を設けて、温度比Ａ＝（Ｔｇｃ−Ｔａｃ）／（Ｔｓｘ−Ｔａｃ）を算出し、この温度比Ａに基づいて冷媒流量Ｇを算出してもよい。

また、内部熱交換器２０の低圧側流路２０ｂの入口冷媒温度Ｔａｃは、蒸発器吹出空気温度Ｔｅと相関が強いから、温度センサ２２を廃止して、低圧側流路２０ｂの入口冷媒温度Ｔａｃの代わりに、温度センサ１４により検出される蒸発器吹出空気温度Ｔｅを用いて上記温度比Ａを求めてもよい。

（第３実施形態）
上述の第１、第２実施形態では、可変容量型の圧縮機１を用いて、圧縮機１の容量制御により圧縮機１の能力制御を行う冷凍サイクルについて説明したが、第３実施形態は、圧縮機１として容量が常に一定のままに維持される固定容量型圧縮機を用い、この固定容量型圧縮機１の作動を電磁クラッチ１ａにより断続して圧縮機１の能力制御を行う冷凍サイクルに関する。

図６はこの固定容量型圧縮機１を用いた第３実施形態の超臨界冷凍サイクルであり、固定容量型圧縮機１は電磁クラッチ１ａのみを備え、容量制御弁１ｂは備えていない。この固定容量型圧縮機１を有する冷凍サイクル構成では、周知のごとく蒸発器吹出空気温度Ｔｅと目標蒸発器温度ＴＥＯとを比較して、蒸発器吹出空気温度Ｔｅが目標蒸発器温度ＴＥＯを超えると電磁クラッチ１ａに通電して圧縮機１を作動させる。

そして、圧縮機１の作動によって蒸発器吹出空気温度Ｔｅが目標蒸発器温度ＴＥＯよりも一定温度低いオフ側温度ＴＥＯ’以下に低下すると、電磁クラッチ１ａへの通電を遮断して圧縮機１を停止させる。このような圧縮機１の断続作動制御により蒸発器吹出空気温度Ｔｅを目標蒸発器温度ＴＥＯに制御する。

ところで、第３実施形態では固定容量型圧縮機１の作動時における冷媒流量を第１実施形態のステップＳ１２０における容量１００％時の冷媒流量算出と同じ方法で算出する。すなわち、蒸発器吹出空気温度Ｔｅおよび圧縮機回転数に基づいて圧縮機作動時における冷媒流量を算出する。

そして、この算出冷媒流量に基づいて第１実施形態のステップＳ１６０と同様に放熱器２の圧損（圧力損失）を算出し、更にこの放熱器２の圧損に基づいて放熱器２の出口圧力を算出する。

次に、第１実施形態のステップＳ１７０と同様に、放熱器２の出口圧力の算出値がステップＳ９０、Ｓ１００の目標高圧と一致するように、膨張弁３の開度制御を行う。

なお、固定容量型圧縮機１の断続制御による停止時には、圧縮機１の吐出圧が急速に低下するので、膨張弁３の開度は閉弁方向に制御される。

第３実施形態においても、第１実施形態のステップＳ１０〜ステップＳ１００の制御およびステップＳ１６０〜ステップＳ１７０の制御は同様に行う。

（他の実施形態）
なお、第１実施形態では、可変容量型圧縮機１に電磁クラッチ１ａを備え、異常高圧の保護制御時には電磁クラッチ１ａを開離状態にして可変容量型圧縮機１を停止する例について説明したが、可変容量型圧縮機１として、１００％容量（最大容量）から０％付近の最小容量まで容量を減少できるタイプのものを用いる場合に、電磁クラッチ１ａを廃止して、エンジン回転が常時、圧縮機１の回転軸に伝達されるようにした、いわゆるクラッチレスタイプを採用する場合がある。

このようなクラッチレスタイプの可変容量型圧縮機１を用いる冷凍サイクルでは、異常高圧時に容量を０％付近の最小容量に強制的に減少させて、異常高圧の保護制御を行うようにすればよい。

また、第１実施形態では、図３に示すように、容量制御弁１ｂの制御電流Ｉｃの他に圧縮機吐出圧（高圧側圧力）にも依存して冷媒流量が決定されるようにしているが、圧縮機吐出圧（高圧側圧力）に依存せず、容量制御弁１ｂの制御電流Ｉｃのみで冷媒流量が決定されるようにしてもよい。

また、上述の第１〜第３実施形態では、本発明による冷凍サイクルを冷房運転専用のサイクルに適用する場合について説明したが、本発明はこれに限定されるものではなく、暖房運転又は除湿運転が可能なヒートポンプサイクルに適用してもよいことはもちろんである。

また、上述の第１、第２実施形態では、可変容量型の圧縮機１を用いて、圧縮機１の容量制御により圧縮機１の吐出冷媒流量を変化させる冷凍サイクルについて説明したが、圧縮機１として回転数を連続的に制御可能な電動圧縮機を用い、この電動圧縮機の回転数制御により吐出冷媒流量を変化させる冷凍サイクルに本発明を適用してもよい。この電動圧縮機を用いる冷凍サイクルでは、圧縮機回転数により冷媒流量を算出できる。

また、超臨界サイクルの冷媒として、ＣＯ２以外に、例えばエチレン、エタン、酸化窒素等の冷媒を用いてもよい。

本発明の第１実施形態による車両用超臨界冷凍サイクルを示す構成図である。 図１の可変容量型圧縮機の容量制御弁の具体例を示す模式的断面図である。 図２の容量制御弁の冷媒流量制御の特性図である。 本発明の第１実施形態による作動制御を示すフローチャートである。 本発明の第２実施形態による車両用超臨界冷凍サイクルを示す構成図である。 本発明の第３実施形態による車両用超臨界冷凍サイクルを示す構成図である。

符号の説明

１…可変容量型圧縮機、２…放熱器、３…膨張弁（減圧手段）、４…蒸発器、
１０…制御装置、１２…冷媒圧力センサ（圧力検出手段）、
１３…冷媒温度センサ（温度検出手段）、２０…内部熱交換器。

Claims (5)

1. 冷媒を吸入圧縮する圧縮機（１）と、
   前記圧縮機（１）の吐出冷媒を冷却する放熱器（２）と、
   前記放熱器（２）の出口側冷媒を減圧する減圧手段（３）と、
   前記減圧手段（３）により減圧された低圧冷媒を蒸発させる蒸発器（４）とを備え、
   前記蒸発器（４）を通過した冷媒が前記圧縮機（１）に吸入されるようになっており、
   更に、高圧側の冷媒圧力が冷媒の臨界圧力以上となる超臨界冷凍サイクルにおいて、
   前記圧縮機（１）の吐出圧力を検出する圧力検出手段（１２）と、
   前記放熱器（２）の出口側冷媒温度を検出する温度検出手段（１３）と、
   前記圧力検出手段（１２）の圧力検出値とサイクル運転状態とから前記放熱器（２）の出口側冷媒圧力を算出する圧力算出手段（Ｓ１６０）と、
   前記圧力算出手段（Ｓ１６０）の圧力算出値が、前記温度検出手段（１３）の温度検出値に基づいて決定される目標値と一致するように前記減圧手段（３）の開度を制御する開度制御手段（Ｓ１７０）と、
   前記圧力検出手段（１２）の圧力検出値が予め設定された異常高圧設定値に達すると、前記圧縮機（１）の停止または前記圧縮機（１）の能力低下の制御を行う圧縮機制御手段（Ｓ３０）とを備えることを特徴とする超臨界冷凍サイクル。
2. 前記圧縮機は、容量の変更を制御する容量制御手段（１ｂ）を有し、前記容量制御手段（１ｂ）により冷媒吐出流量が目標流量となるように容量を可変制御する流量制御タイプの可変容量型圧縮機（１）であり、
   前記容量制御手段（１ｂ）の制御電流値（Ｉｃ）により前記目標流量を決定するようになっており、
   前記サイクル運転状態に関連する情報値として、少なくとも前記容量制御手段（１ｂ）の制御電流値（Ｉｃ）を用い、
   前記制御電流値（Ｉｃ）に基づいて前記放熱器（２）の圧損を算出し、前記圧力検出手段（１２）の圧力検出値と前記放熱器（２）の圧損とに基づいて前記放熱器（２）の出口側冷媒圧力を算出することを特徴とする請求項１に記載の超臨界冷凍サイクル。
3. 前記放熱器（２）の圧損を、前記制御電流値（Ｉｃ）と前記温度検出手段（１３）の温度検出値と前記圧力検出手段（１２）の圧力検出値とに基づいて算出することを特徴とする請求項２に記載の超臨界冷凍サイクル。
4. 前記放熱器（２）の出口側冷媒と前記圧縮機（１）の吸入側冷媒との間で熱交換を行う内部熱交換器（２０）を備え、
   前記サイクル運転状態に関連する情報値として、前記内部熱交換器（２０）の高圧側入口冷媒温度（Ｔｇｃ）、前記内部熱交換器（２０）の低圧側入口冷媒温度（Ｔａｃ）、および前記内部熱交換器（２０）の高圧側出口冷媒温度（Ｔｅｘ）または低圧側出口冷媒温度（Ｔｓｘ）を用い、
   これらの温度に基づいて内部熱交換器温度比（Ａ）を算出し、この内部熱交換器温度比（Ａ）に基づいて前記放熱器（２）の圧損を算出し、
   前記圧力検出手段（１２）の圧力検出値と前記放熱器（２）の圧損とに基づいて前記放熱器（２）の出口側冷媒圧力を算出することを特徴とする請求項１に記載の超臨界冷凍サイクル。
5. 前記圧縮機は常に一定の容量で作動する固定容量型圧縮機（１）であり、前記固定容量型圧縮機（１）の作動の断続制御によって圧縮機能力を制御するようになっており、
   前記固定容量型圧縮機（１）の作動時に、前記サイクル運転状態に関連する情報値として少なくとも圧縮機回転数を用い、この圧縮機回転数に基づいて前記放熱器（２）の圧損を算出し、
   前記圧力検出手段（１２）の圧力検出値と前記放熱器（２）の圧損とに基づいて前記放熱器（２）の出口側冷媒圧力を算出することを特徴とする請求項１に記載の超臨界冷凍サイクル。

Images