JP2008164239A - Pressure regulation valve - Google Patents

Pressure regulation valve Download PDF

Info

Publication number
JP2008164239A
JP2008164239A JP2006355336A JP2006355336A JP2008164239A JP 2008164239 A JP2008164239 A JP 2008164239A JP 2006355336 A JP2006355336 A JP 2006355336A JP 2006355336 A JP2006355336 A JP 2006355336A JP 2008164239 A JP2008164239 A JP 2008164239A
Authority
JP
Japan
Prior art keywords
pressure
refrigerant
flow path
throttle
control valve
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Withdrawn
Application number
JP2006355336A
Other languages
Japanese (ja)
Inventor
Shinji Kakehashi
伸治 梯
Hiromi Ota
宏已 太田
Shin Nishida
伸 西田
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Denso Corp
Original Assignee
Denso Corp
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Denso Corp filed Critical Denso Corp
Priority to JP2006355336A priority Critical patent/JP2008164239A/en
Publication of JP2008164239A publication Critical patent/JP2008164239A/en
Withdrawn legal-status Critical Current

Links

Images

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B41/00—Fluid-circulation arrangements
    • F25B41/30—Expansion means; Dispositions thereof
    • F25B41/31—Expansion valves
    • F25B41/33—Expansion valves with the valve member being actuated by the fluid pressure, e.g. by the pressure of the refrigerant
    • F25B41/335—Expansion valves with the valve member being actuated by the fluid pressure, e.g. by the pressure of the refrigerant via diaphragms
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B41/00—Fluid-circulation arrangements
    • F25B41/30—Expansion means; Dispositions thereof
    • F25B41/31—Expansion valves
    • F25B41/34—Expansion valves with the valve member being actuated by electric means, e.g. by piezoelectric actuators
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2309/00—Gas cycle refrigeration machines
    • F25B2309/06—Compression machines, plants or systems characterised by the refrigerant being carbon dioxide
    • F25B2309/061—Compression machines, plants or systems characterised by the refrigerant being carbon dioxide with cycle highest pressure above the supercritical pressure
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B40/00—Subcoolers, desuperheaters or superheaters
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
    • Y02B—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO BUILDINGS, e.g. HOUSING, HOUSE APPLIANCES OR RELATED END-USER APPLICATIONS
    • Y02B30/00—Energy efficient heating, ventilation or air conditioning [HVAC]
    • Y02B30/70—Efficient control or regulation technologies, e.g. for control of refrigerant flow, motor or heating

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Physics & Mathematics (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Thermal Sciences (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Fluid Mechanics (AREA)
  • Temperature-Responsive Valves (AREA)

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a pressure regulation valve capable of expediting a coolant circulation start time when sealed gas of a first pressure chamber is in a supercritical state. <P>SOLUTION: The pressure regulation valve is provided with: the first pressure chamber 28 formed in a one face 25a side of a diaphragm 25 and sealing the sealed gas in an interior; a second pressure chamber 29 formed in another face 25b side of the diaphragm 25; and means 35-39 for generating an internal pressure PM of the second pressure chamber 29 by using a coolant pressure PH in high pressure coolant passages 21, 221, and a coolant pressure PL in a low pressure coolant passage 222. In the means 35-39 for generating the internal pressure PM of the second pressure chamber 29, the internal pressure PM of the second pressure chamber 29 is a middle pressure between the coolant pressure PH in the high pressure coolant passages 21, 221, and the coolant pressure PL in the low pressure coolant passage 222. <P>COPYRIGHT: (C)2008,JPO&INPIT

Description

本発明は、超臨界冷凍サイクルの冷媒圧力を制御する圧力制御弁に関し、車両用空調装置に適用して好適である。   The present invention relates to a pressure control valve for controlling the refrigerant pressure of a supercritical refrigeration cycle, and is suitable for application to a vehicle air conditioner.

従来、この種の圧力制御弁が特許文献１に開示されている。この従来技術は、圧力制御弁を、二酸化炭素を冷媒とする車両用空調装置の超臨界冷凍サイクルに適用している。   Conventionally, this type of pressure control valve is disclosed in Patent Document 1. In this prior art, the pressure control valve is applied to a supercritical refrigeration cycle of a vehicle air conditioner using carbon dioxide as a refrigerant.

また、この従来技術による圧力制御弁は、冷媒を減圧する絞り通路と、絞り通路を開閉する弁体部と、二酸化炭素が封入され、サイクルの高圧側冷媒温度に対応する圧力を発生する第１圧力室と、サイクルの高圧側冷媒圧力を発生する第２圧力室とを備えている。   The pressure control valve according to this prior art is a first that generates a pressure corresponding to the high-pressure side refrigerant temperature of the cycle, in which a throttle passage for decompressing the refrigerant, a valve body portion for opening and closing the throttle passage, and carbon dioxide are enclosed. A pressure chamber and a second pressure chamber for generating a high-pressure side refrigerant pressure of the cycle.

そして、第１圧力室の内圧が絞り通路を閉じる方向の力として弁体部に作用し、かつ、第２圧力室の内圧が絞り通路を開く方向の力として弁体部に作用することによって、第１圧力室の内圧と第２圧力室の内圧とのバランスで弁体部を変位させ、絞り通路の通路面積を調整するようになっている。   And, the internal pressure of the first pressure chamber acts on the valve body portion as a force in the direction of closing the throttle passage, and the internal pressure of the second pressure chamber acts on the valve body portion as a force in the direction of opening the throttle passage, The valve body is displaced by the balance between the internal pressure of the first pressure chamber and the internal pressure of the second pressure chamber to adjust the passage area of the throttle passage.

これにより、高圧側冷媒温度に基づいて高圧側冷媒圧力を目標高圧に制御して、サイクルの成績係数（ＣＯＰ）を向上するようになっている。
特開平９−２６４６２２号公報 Thereby, the high pressure side refrigerant pressure is controlled to the target high pressure based on the high pressure side refrigerant temperature, and the coefficient of performance (COP) of the cycle is improved.
JP-A-9-264622

ところで、車両用空調装置の超臨界冷凍サイクルにおいては、一般的に、高圧側冷媒を放熱させる放熱器の近傍、すなわち、エンジンルーム内に圧力制御弁を配置する。一方、二酸化炭素の臨界温度は約３１℃と低い。   By the way, in the supercritical refrigeration cycle of a vehicle air conditioner, generally, a pressure control valve is arranged in the vicinity of a radiator that radiates heat from a high-pressure side refrigerant, that is, in an engine room. On the other hand, the critical temperature of carbon dioxide is as low as about 31 ° C.

このため、例えば夏季のように外気温度が高いときに冷凍サイクルの運転を停止すると、高温の外気によってエンジンルーム内の圧力制御弁が加熱され、第１圧力室に封入された二酸化炭素が超臨界温度以上に上昇してしまう。   For this reason, for example, when the operation of the refrigeration cycle is stopped when the outside air temperature is high as in summer, the pressure control valve in the engine room is heated by the high temperature outside air, and the carbon dioxide enclosed in the first pressure chamber is supercritical. It will rise above the temperature.

そして、第１圧力室内の二酸化炭素が超臨界状態になると、二酸化炭素の温度がいくら上昇しても二酸化炭素の液化が起こらないので、二酸化炭素の温度上昇に伴って第１圧力室の内圧が著しく上昇してしまう。具体的には、二酸化炭素の温度が７０℃〜８０℃程度まで上昇すると、第１圧力室の内圧が１６ＭＰａ程度まで上昇してしまう。   When carbon dioxide in the first pressure chamber becomes a supercritical state, no matter how much the temperature of carbon dioxide rises, liquefaction of carbon dioxide does not occur. Therefore, the internal pressure of the first pressure chamber increases as the temperature of carbon dioxide rises. It will rise significantly. Specifically, when the temperature of carbon dioxide rises to about 70 ° C. to 80 ° C., the internal pressure of the first pressure chamber rises to about 16 MPa.

一方、サイクル停止時にはサイクル内の高圧側冷媒の圧力と低圧側冷媒の圧力が均一化する均圧状態になる。具体的には、サイクル内冷媒圧力が８ＭＰａ程度で均圧化する。このため、第２圧力室の内圧は８ＭＰａ程度になる。   On the other hand, when the cycle is stopped, the pressure of the high-pressure refrigerant and the pressure of the low-pressure refrigerant in the cycle are equalized. Specifically, the pressure is equalized when the in-cycle refrigerant pressure is about 8 MPa. For this reason, the internal pressure of the second pressure chamber is about 8 MPa.

したがって、第１圧力室の内圧が第２圧力室の内圧よりも著しく高くなり、弁体部が絞り通路を閉じてしまう。   Therefore, the internal pressure of the first pressure chamber becomes significantly higher than the internal pressure of the second pressure chamber, and the valve body portion closes the throttle passage.

このような状態においてサイクルを起動すると、圧縮機の作動によりサイクルの高圧側冷媒圧力が上昇し、第２圧力室の内圧も上昇するが、サイクル運転時の高圧側冷媒圧力は最高でも１５ＭＰａ程度であるので、第２圧力室の内圧が上昇しても依然として絞り通路を閉じた状態を維持してしまう。   When the cycle is started in such a state, the high pressure side refrigerant pressure of the cycle rises due to the operation of the compressor and the internal pressure of the second pressure chamber also rises, but the high pressure side refrigerant pressure during the cycle operation is about 15 MPa at the maximum. Therefore, even if the internal pressure of the second pressure chamber increases, the throttle passage is still closed.

そのため、第１圧力室内の二酸化炭素が冷えて第１圧力室の内圧が低下するまではサイクル内に冷媒を循環させることができないので、サイクルに冷媒が循環するまでの時間が長くなってしまい、ひいてはサイクルが冷却作用を発揮するまでの時間が長くなってしまう。   Therefore, since the refrigerant cannot be circulated in the cycle until the carbon dioxide in the first pressure chamber cools and the internal pressure in the first pressure chamber decreases, the time until the refrigerant circulates in the cycle becomes long. As a result, the time until the cycle exhibits the cooling action becomes longer.

この問題の対策として、第１圧力室内の二酸化炭素の封入密度を小さくすることによって第１圧力室の内圧上昇を抑制することが考えられるが、単純に第１圧力室内の二酸化炭素の封入密度を小さくすると、サイクル運転時には第１圧力室の内圧が第２圧力室の内圧、すなわち、サイクルの高圧側冷媒圧力よりも小さくなりすぎてしまう。   As a countermeasure against this problem, it is conceivable to suppress the increase in the internal pressure of the first pressure chamber by reducing the carbon dioxide encapsulation density in the first pressure chamber. If it is made smaller, the internal pressure of the first pressure chamber becomes too smaller than the internal pressure of the second pressure chamber, that is, the high-pressure side refrigerant pressure of the cycle during cycle operation.

この結果、絞り通路の開度を適切に調節することができなくなり、サイクル運転時に冷媒圧力を制御するという圧力制御弁の本来の機能を発揮できなくなるという問題が生じる。   As a result, there is a problem that the opening degree of the throttle passage cannot be adjusted appropriately, and the original function of the pressure control valve for controlling the refrigerant pressure during cycle operation cannot be exhibited.

本発明は、上記点に鑑み、第１圧力室の封入ガスが超臨界状態になっているときの冷媒循環開始時間を短縮できる圧力制御弁を提供することを目的とする。   An object of this invention is to provide the pressure control valve which can shorten the refrigerant | coolant circulation start time when the sealing gas of a 1st pressure chamber is in a supercritical state in view of the said point.

上記目的を達成するため、本発明は、高圧側冷媒圧力が冷媒の臨界圧力を超える超臨界冷凍サイクルの冷媒の圧力を制御する圧力制御弁であって、
冷媒を減圧する絞り通路（２２３）と、
絞り通路（２２３）で減圧される前の冷媒が流れる高圧冷媒流路（２１、２２１）と、
絞り通路（２２３）で減圧された後の冷媒が流れる低圧冷媒流路（２２２）と、
薄板状のダイアフラム（２５）と、
ダイアフラム（２５）に連結され、ダイアフラム（２５）の変位に機械的に連動して変位して絞り通路（２２３）を開閉する弁体部（２４）と、
ダイアフラム（２５）の一方の面（２５ａ）側に形成され、内部に封入ガスが封入された第１圧力室（２８）と、
ダイアフラム（２５）の他方の面（２５ｂ）側に形成された第２圧力室（２９）と、
高圧冷媒流路（２１、２２１）における冷媒圧力（ＰＨ）と低圧冷媒流路（２２２）における冷媒圧力（ＰＬ）とを利用して第２圧力室（２９）の内圧（ＰＭ）を作り出す手段（３５〜３９）とを備え、
第１圧力室（２８）の内圧（ＰＡ）が絞り通路（２２３）を閉じる方向の力として弁体部（２４）に作用し、かつ、第２圧力室（２９）の内圧（ＰＭ）が絞り通路（２２３）を開く方向の力として弁体部（２４）に作用するように、弁体部（２４）がダイアフラム（２５）に連結され、
封入ガスの圧力が高圧冷媒流路（２１、２２１）における冷媒温度に応じて変化することによって、第１圧力室（２８）の内圧（ＰＡ）が変化するようになっており、
第２圧力室（２９）の内圧（ＰＭ）を作り出す手段（３５〜３９）は、第２圧力室（２９）の内圧（ＰＭ）を、高圧冷媒流路（２１、２２１）における冷媒圧力（ＰＨ）と低圧冷媒流路（２２２）における冷媒圧力（ＰＬ）の中間圧力にするようになっていることを第１の特徴とする。 In order to achieve the above object, the present invention is a pressure control valve for controlling the pressure of a refrigerant in a supercritical refrigeration cycle in which the high-pressure side refrigerant pressure exceeds the critical pressure of the refrigerant,
A throttle passage (223) for depressurizing the refrigerant;
High-pressure refrigerant flow paths (21, 221) through which the refrigerant before being decompressed in the throttle passage (223) flows,
A low-pressure refrigerant flow path (222) through which the refrigerant after being depressurized in the throttle passage (223) flows;
A thin diaphragm (25);
A valve body portion (24) connected to the diaphragm (25) and mechanically interlocking with the displacement of the diaphragm (25) to open and close the throttle passage (223);
A first pressure chamber (28) formed on one side (25a) side of the diaphragm (25) and filled with a sealed gas;
A second pressure chamber (29) formed on the other surface (25b) side of the diaphragm (25);
Means for creating the internal pressure (PM) of the second pressure chamber (29) using the refrigerant pressure (PH) in the high-pressure refrigerant flow path (21, 221) and the refrigerant pressure (PL) in the low-pressure refrigerant flow path (222) ( 35-39),
The internal pressure (PA) of the first pressure chamber (28) acts on the valve body (24) as a force in the direction of closing the throttle passage (223), and the internal pressure (PM) of the second pressure chamber (29) is throttled. The valve body (24) is connected to the diaphragm (25) so as to act on the valve body (24) as a force in the direction of opening the passage (223),
The pressure of the enclosed gas changes according to the refrigerant temperature in the high-pressure refrigerant flow path (21, 221), whereby the internal pressure (PA) of the first pressure chamber (28) changes,
The means (35-39) for creating the internal pressure (PM) of the second pressure chamber (29) converts the internal pressure (PM) of the second pressure chamber (29) into the refrigerant pressure (PH) in the high-pressure refrigerant flow path (21, 221). ) And the intermediate pressure of the refrigerant pressure (PL) in the low-pressure refrigerant flow path (222).

これによると、第２圧力室（２９）の内圧（ＰＭ）を高圧冷媒流路（２１、２２１）における冷媒圧力（ＰＨ）よりも小さくすることができる。このため、第１圧力室（２８）内の封入ガスの封入密度を小さくしても、サイクル運転時に第１圧力室（２８）の内圧（ＰＡ）が第２圧力室（２９）の内圧（ＰＭ）よりも小さくなりすぎることを回避することができる。   According to this, the internal pressure (PM) of the second pressure chamber (29) can be made smaller than the refrigerant pressure (PH) in the high-pressure refrigerant flow path (21, 221). For this reason, even if the sealed density of the sealed gas in the first pressure chamber (28) is reduced, the internal pressure (PA) of the first pressure chamber (28) is equal to the internal pressure (PM) of the second pressure chamber (29) during cycle operation. ) Can be avoided.

この結果、サイクル運転時に冷媒圧力を制御するという本来の機能を発揮しつつ、第１圧力室（２８）内の封入ガスの封入密度を小さくすることによって第１圧力室（２８）の封入ガスが超臨界状態になっているときの冷媒循環開始時間を短縮することが可能になる。   As a result, the sealed gas in the first pressure chamber (28) is reduced by reducing the sealed density of the sealed gas in the first pressure chamber (28) while exhibiting the original function of controlling the refrigerant pressure during cycle operation. It becomes possible to shorten the refrigerant circulation start time in the supercritical state.

また、本発明は、高圧側冷媒圧力が冷媒の臨界圧力を超える超臨界冷凍サイクルの冷媒の圧力を制御する圧力制御弁であって、
冷媒を減圧する絞り通路（２２３）と、
絞り通路（２２３）で減圧される前の冷媒が流れる高圧冷媒流路（２１、２２１）と、
絞り通路（２２３）で減圧された後の冷媒が流れる低圧冷媒流路（２２２）と、
薄板状のダイアフラム（２５）と、
ダイアフラム（２５）に連結され、ダイアフラム（２５）の変位に機械的に連動して変位して絞り通路（２２３）を開閉する弁体部（２４）と、
ダイアフラム（２５）の一方の面（２５ａ）側に形成され、内部に封入ガスが封入された第１圧力室（２８）と、
ダイアフラム（２５）の他方の面（２５ｂ）側に形成された第２圧力室（２９）とを備え、
第１圧力室（２８）の内圧（ＰＡ）が絞り通路（２２３）を閉じる方向の力として弁体部（２４）に作用し、かつ、第２圧力室（２９）の内圧（ＰＭ）が絞り通路（２２３）を開く方向の力として弁体部（２４）に作用するように、弁体部（２４）がダイアフラム（２５）に連結され、
封入ガスの圧力が高圧冷媒流路（２１、２２１）における冷媒温度に応じて変化することによって、第１圧力室（２８）の内圧（ＰＡ）が変化するようになっており、
さらに、第２圧力室（２９）と連通し、第２圧力室（２９）の内圧（ＰＭ）を作り出すための空間（３５）を備え、
空間（３５）は、第１絞り機構（３８）を介して高圧冷媒流路（２１、２２１）と連通しているとともに、第２絞り機構（３９）を介して低圧冷媒流路（２２２）と連通していることを第２の特徴とする。 Further, the present invention is a pressure control valve for controlling the pressure of the refrigerant in the supercritical refrigeration cycle in which the high-pressure side refrigerant pressure exceeds the critical pressure of the refrigerant,
A throttle passage (223) for depressurizing the refrigerant;
High-pressure refrigerant flow paths (21, 221) through which the refrigerant before being decompressed in the throttle passage (223) flows,
A low-pressure refrigerant flow path (222) through which the refrigerant after being depressurized in the throttle passage (223) flows;
A thin diaphragm (25);
A valve body portion (24) connected to the diaphragm (25) and mechanically interlocking with the displacement of the diaphragm (25) to open and close the throttle passage (223);
A first pressure chamber (28) formed on one side (25a) side of the diaphragm (25) and filled with a sealed gas;
A second pressure chamber (29) formed on the other surface (25b) side of the diaphragm (25),
The internal pressure (PA) of the first pressure chamber (28) acts on the valve body (24) as a force in the direction of closing the throttle passage (223), and the internal pressure (PM) of the second pressure chamber (29) is throttled. The valve body (24) is connected to the diaphragm (25) so as to act on the valve body (24) as a force in the direction of opening the passage (223),
The pressure of the enclosed gas changes according to the refrigerant temperature in the high-pressure refrigerant flow path (21, 221), whereby the internal pressure (PA) of the first pressure chamber (28) changes,
Furthermore, the space (35) for communicating with the second pressure chamber (29) and creating the internal pressure (PM) of the second pressure chamber (29) is provided.
The space (35) communicates with the high-pressure refrigerant flow path (21, 221) via the first throttle mechanism (38) and communicates with the low-pressure refrigerant flow path (222) via the second throttle mechanism (39). The second feature is communication.

これによると、空間（３５）、第１絞り機構（３８）及び第２絞り機構（３９）によって、第２圧力室（２９）の内圧（ＰＭ）を、高圧冷媒流路（２１、２２１）における冷媒圧力（ＰＨ）と低圧冷媒流路（２２２）における冷媒圧力（ＰＬ）の中間圧力にすることができるので、上述の第１の特徴と同様の効果を発揮することができる。   According to this, the internal pressure (PM) of the second pressure chamber (29) is changed in the high-pressure refrigerant flow path (21, 221) by the space (35), the first throttle mechanism (38), and the second throttle mechanism (39). Since it can be set to an intermediate pressure between the refrigerant pressure (PH) and the refrigerant pressure (PL) in the low-pressure refrigerant flow path (222), the same effect as the first feature described above can be exhibited.

本発明は、より具体的には、記第１、第２絞り機構（３８、３９）を固定絞りにすれば、簡素な構成によって第２圧力室（２９）の内圧（ＰＭ）を作り出すことができる。   More specifically, in the present invention, if the first and second throttle mechanisms (38, 39) are fixed throttles, the internal pressure (PM) of the second pressure chamber (29) can be created with a simple configuration. it can.

また、本発明は、具体的には、第１、第２絞り機構（３８、３９）のうち少なくとも一方を、高圧冷媒流路（２１、２２１）における冷媒温度に応じて絞り開度を変化する可変絞りにすれば、第２圧力室（２９）の内圧（ＰＭ）を冷媒温度に応じて調整することができるので、冷媒圧力の制御精度を向上できる。   Further, in the present invention, specifically, at least one of the first and second throttle mechanisms (38, 39) changes the throttle opening according to the refrigerant temperature in the high-pressure refrigerant flow path (21, 221). If the variable throttle is used, the internal pressure (PM) of the second pressure chamber (29) can be adjusted according to the refrigerant temperature, so that the control accuracy of the refrigerant pressure can be improved.

また、本発明は、具体的には、第１、第２絞り機構（３８、３９）のうち少なくとも一方を、高圧冷媒流路（２１、２２１）における冷媒圧力（ＰＨ）に応じて絞り開度を変化する可変絞りにすれば、第２圧力室（２９）の内圧（ＰＭ）を高圧冷媒流路（２１、２２１）における冷媒圧力（ＰＨ）に応じて調整することができるので、冷媒圧力の制御精度を向上できる。   In the present invention, specifically, at least one of the first and second throttle mechanisms (38, 39) is throttled according to the refrigerant pressure (PH) in the high-pressure refrigerant flow path (21, 221). If the variable throttle is changed, the internal pressure (PM) of the second pressure chamber (29) can be adjusted according to the refrigerant pressure (PH) in the high-pressure refrigerant flow path (21, 221). Control accuracy can be improved.

また、本発明は、具体的には、高圧冷媒流路（２１、２２１）における冷媒圧力（ＰＨ）を検出する圧力検出手段を備え、
第１、第２絞り機構（３８、３９）のうち少なくとも一方を、圧力検出手段の検出圧力に基づいて絞り開度が電気的に制御される可変絞りにしてもよい。 Further, the present invention specifically includes pressure detection means for detecting the refrigerant pressure (PH) in the high-pressure refrigerant flow path (21, 221),
At least one of the first and second throttle mechanisms (38, 39) may be a variable throttle whose throttle opening is electrically controlled based on the detected pressure of the pressure detecting means.

また、本発明は、具体的には、高圧冷媒流路（２１、２２１）における冷媒温度を検出する温度検出手段を備え、
第１、第２絞り機構（３８、３９）のうち少なくとも一方を、温度検出手段の検出温度に基づいて絞り開度が電気的に制御される可変絞りにしてもよい。 In addition, the present invention specifically includes temperature detection means for detecting the refrigerant temperature in the high-pressure refrigerant flow path (21, 221),
At least one of the first and second throttle mechanisms (38, 39) may be a variable throttle whose throttle opening is electrically controlled based on the temperature detected by the temperature detecting means.

また、本発明は、具体的には、高圧冷媒流路（２１、２２１）を、超臨界冷凍サイクルの放熱器（１１）の出口側に接続すれば、放熱器（１１）の出口側の冷媒温度に基づいて冷媒圧力を制御することができるので、超臨界冷凍サイクルのＣＯＰを効果的に向上することができる。   Further, in the present invention, specifically, if the high-pressure refrigerant flow path (21, 221) is connected to the outlet side of the radiator (11) of the supercritical refrigeration cycle, the refrigerant on the outlet side of the radiator (11). Since the refrigerant pressure can be controlled based on the temperature, the COP of the supercritical refrigeration cycle can be effectively improved.

また、本発明は、具体的には、高圧冷媒流路（２１、２２１）が、超臨界冷凍サイクルの高圧側冷媒と低圧側冷媒とを熱交換する内部熱交換器（１２）のうち高圧側冷媒の出口側に接続されている。   Moreover, the present invention specifically relates to the high pressure side of the internal heat exchanger (12) in which the high pressure refrigerant flow path (21, 221) exchanges heat between the high pressure side refrigerant and the low pressure side refrigerant of the supercritical refrigeration cycle. It is connected to the refrigerant outlet side.

これによると、本発明による圧力制御弁を、内部熱交換器（１２）によって冷凍能力を増大させるようにした超臨界冷凍サイクルに適用することができる。   According to this, the pressure control valve according to the present invention can be applied to a supercritical refrigeration cycle in which the refrigeration capacity is increased by the internal heat exchanger (12).

また、高圧冷媒流路（２１、２２１）には、低圧側冷媒と熱交換して冷却された後の冷媒が流れるので、高圧冷媒流路（２１、２２１）における冷媒温度を抑制することができる。このため、第１圧力室（２８）の内圧（ＰＡ）を抑制することができるので、第１圧力室（２８）の耐圧強度を低減できる。   Further, since the refrigerant after being cooled by exchanging heat with the low-pressure refrigerant flows through the high-pressure refrigerant flow paths (21, 221), the refrigerant temperature in the high-pressure refrigerant flow paths (21, 221) can be suppressed. . For this reason, since the internal pressure (PA) of the first pressure chamber (28) can be suppressed, the pressure resistance strength of the first pressure chamber (28) can be reduced.

また、本発明は、具体的には、高圧冷媒流路が互いに独立した２つの流路（２１、２２１）で構成されており、
２つの流路（２１、２２１）のうち一方の流路（２１）は、上流側部位（２１ａ）が超臨界冷凍サイクルの放熱器（１１）の出口側に接続され、かつ、下流側部位（２１ｂ）が超臨界冷凍サイクルの高圧側冷媒と低圧側冷媒とを熱交換する内部熱交換器（１２）のうち高圧側冷媒の入口側に接続され、
２つの流路（２１、２２１）のうち他方の流路（２２１）は、上流側部位（２２１ａ）が内部熱交換器（１２）のうち高圧側冷媒の出口側に接続され、かつ、下流側部位（２２１ｂｅ）が絞り通路（２２３）を介して低圧冷媒流路（２２２）の上流側部位（２２２ａ）と連通している。 Further, in the present invention, specifically, the high-pressure refrigerant flow path is composed of two flow paths (21, 221) independent from each other,
One of the two channels (21, 221) has an upstream site (21a) connected to the outlet side of the radiator (11) of the supercritical refrigeration cycle and a downstream site ( 21b) is connected to the inlet side of the high-pressure side refrigerant in the internal heat exchanger (12) for exchanging heat between the high-pressure side refrigerant and the low-pressure side refrigerant of the supercritical refrigeration cycle,
Of the two flow paths (21, 221), the other flow path (221) has an upstream portion (221a) connected to the outlet side of the high-pressure refrigerant in the internal heat exchanger (12), and the downstream side. The part (221be) communicates with the upstream part (222a) of the low-pressure refrigerant flow path (222) through the throttle passage (223).

これによると、放熱器（１１）の出口側の冷媒温度に基づいて冷媒圧力を制御することができるので、超臨界冷凍サイクルのＣＯＰを効果的に向上することができる。また、本発明による圧力制御弁を、内部熱交換器（１２）によって冷凍能力を増大させるようにした超臨界冷凍サイクルに適用することができる。   According to this, since the refrigerant pressure can be controlled based on the refrigerant temperature on the outlet side of the radiator (11), the COP of the supercritical refrigeration cycle can be effectively improved. Further, the pressure control valve according to the present invention can be applied to a supercritical refrigeration cycle in which the refrigeration capacity is increased by the internal heat exchanger (12).

また、本発明は、具体的には、超臨界冷凍サイクルの停止によって高圧冷媒流路（２１、２２１）における冷媒圧力（ＰＨ）と低圧冷媒流路（２２２）における冷媒圧力（ＰＬ）とが均圧化し、かつ、封入ガスの温度が臨界温度以上になっているときには第１圧力室（２８）の内圧（ＰＡ）が第２圧力室（２９）の内圧（ＰＭ）以下になるように、封入ガスの封入密度が設定されている。   Further, in the present invention, specifically, the refrigerant pressure (PH) in the high-pressure refrigerant flow path (21, 221) and the refrigerant pressure (PL) in the low-pressure refrigerant flow path (222) are equalized by stopping the supercritical refrigeration cycle. Encapsulated so that the internal pressure (PA) of the first pressure chamber (28) is equal to or lower than the internal pressure (PM) of the second pressure chamber (29) when the pressure is increased and the temperature of the sealed gas is higher than the critical temperature. Gas filling density is set.

これによると、サイクル起動時に第１圧力室（２８）内の封入ガスが超臨界状態になっていても、第１圧力室（２８）の内圧（ＰＡ）を第２圧力室（２９）の内圧（ＰＭ）以下にすることができるので、当該サイクル起動時に弁体部（２４）が絞り通路（２２３）を速やかに開弁することができる。この結果、冷媒循環開始時間をより短縮することができる。   According to this, even if the sealed gas in the first pressure chamber (28) is in a supercritical state at the start of the cycle, the internal pressure (PA) of the first pressure chamber (28) is set to the internal pressure of the second pressure chamber (29). (PM) or less, the valve body (24) can quickly open the throttle passage (223) at the start of the cycle. As a result, the refrigerant circulation start time can be further shortened.

また、本発明は、具体的には、冷媒を二酸化炭素にすることができる。   In the present invention, specifically, the refrigerant can be carbon dioxide.

また、本発明は、具体的には、封入ガスを、二酸化炭素が９０％以上を占めるガスにすることができる。   Further, in the present invention, specifically, the enclosed gas can be a gas in which carbon dioxide accounts for 90% or more.

また、本発明は、具体的には、封入ガスを、二酸化炭素と不活性ガスの混合ガスにしてもよい。   Further, in the present invention, specifically, the sealed gas may be a mixed gas of carbon dioxide and inert gas.

また、本発明は、具体的には、封入ガスは、二酸化炭素と、二酸化炭素よりも臨界圧力が低く、かつ、臨界温度が高い物質とを主成分とする混合物である。   Further, in the present invention, specifically, the sealed gas is a mixture mainly composed of carbon dioxide and a substance having a critical pressure lower than that of carbon dioxide and a higher critical temperature.

これによると、封入ガス温度が所定温度以上のときには、封入ガス温度の上昇に対する封入ガス圧力の上昇を抑制することができる（図９の細実線Ｄを参照）。このため、高温環境下において、第１圧力室（２８）の内圧（ＰＡ）が上昇しすぎて閉弁状態になってしまい、サイクル内冷媒圧力が異常上昇してしまうことを回避できる。   According to this, when the sealed gas temperature is equal to or higher than the predetermined temperature, it is possible to suppress an increase in the sealed gas pressure with respect to a rise in the sealed gas temperature (see a thin solid line D in FIG. 9). For this reason, in a high temperature environment, it can be avoided that the internal pressure (PA) of the first pressure chamber (28) is excessively increased and the valve is closed, and the refrigerant pressure in the cycle is abnormally increased.

本発明は、より具体的には、封入ガスの臨界温度は、第１圧力室（２８）の周囲温度の最高温度以上に設定されているので、封入ガス圧力の上昇を抑制し始める温度を、第１圧力室（２８）の周囲温度の最高温度未満の温度に設定することが可能になる。   In the present invention, more specifically, since the critical temperature of the sealed gas is set to be equal to or higher than the maximum temperature of the ambient temperature of the first pressure chamber (28), the temperature at which the rise of the sealed gas pressure starts to be suppressed, It becomes possible to set the temperature below the maximum temperature of the ambient temperature of the first pressure chamber (28).

また、本発明は、より具体的には、物質を、プロピレンにすることができる。また、物質を、ハイドロカーボン類、ハイドロカーボン類とアンモニアの混合物質、フロロカーボン類、または、Ｒ３２にしてもよい。   In the present invention, more specifically, the substance can be propylene. Further, the substance may be hydrocarbons, a mixture of hydrocarbons and ammonia, fluorocarbons, or R32.

なお、この欄および特許請求の範囲で記載した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。   In addition, the code | symbol in the bracket | parenthesis of each means described in this column and the claim shows the correspondence with the specific means as described in embodiment mentioned later.

（第１実施形態）
以下、本発明の第１実施形態について図１〜図２に基づいて説明する。本実施形態は、本発明による圧力制御弁を車両用空調装置に適用したものであって、図１は車両用空調装置の全体構成図である。本実施形態による車両用空調装置の冷凍サイクルは、高圧側冷媒圧力が冷媒の臨界圧力を超える超臨界冷凍サイクルを構成している。 (First embodiment)
Hereinafter, a first embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS. In this embodiment, the pressure control valve according to the present invention is applied to a vehicle air conditioner, and FIG. 1 is an overall configuration diagram of the vehicle air conditioner. The refrigeration cycle of the vehicle air conditioner according to the present embodiment constitutes a supercritical refrigeration cycle in which the high-pressure side refrigerant pressure exceeds the critical pressure of the refrigerant.

圧縮機１０は電磁クラッチ、ベルト（いずれも図示せず）等を介して車両エンジン（図示せず）から駆動力を得て、冷媒（本例では二酸化炭素）を吸入して臨界圧力以上まで圧縮するものである。   The compressor 10 obtains driving force from a vehicle engine (not shown) via an electromagnetic clutch, a belt (not shown), etc., sucks refrigerant (carbon dioxide in this example) and compresses it to a critical pressure or higher. To do.

本実施形態では、圧縮機１０として容量制御弁が設置された外部可変制御型圧縮機を採用している。なお、容量制御弁は、空調用制御装置（図示せず）から出力される制御信号によって制御電流を変化させて圧縮機の吐出量を調整している。   In the present embodiment, an external variable control compressor having a capacity control valve is employed as the compressor 10. The capacity control valve adjusts the discharge amount of the compressor by changing the control current in accordance with a control signal output from an air conditioning control device (not shown).

また、圧縮機１０は電磁クラッチを備えており、電磁クラッチは空調用制御装置から出力される要求信号に応じて圧縮機の運転/停止を制御する。   Further, the compressor 10 includes an electromagnetic clutch, and the electromagnetic clutch controls the operation / stop of the compressor in accordance with a request signal output from the air conditioning control device.

圧縮機１０の冷媒吐出側には放熱器１１が接続されている。放熱器１１は、圧縮機１０から吐出された超臨界状態の高温高圧冷媒と電動式の送風ファン１１ａによって送風された外気（室外空気）とを熱交換させて冷媒を冷却するものである。   A radiator 11 is connected to the refrigerant discharge side of the compressor 10. The radiator 11 cools the refrigerant by exchanging heat between the supercritical high-temperature and high-pressure refrigerant discharged from the compressor 10 and the outside air (outdoor air) blown by the electric blower fan 11a.

放熱器１１は車両エンジンの前方、つまり、車両最前部に配置されている。電動ファン１１ａは車両のラジエータグリル（図示せず）から取り入れた外気を放熱器１１へ送風するようになっている。   The radiator 11 is disposed in front of the vehicle engine, that is, in the forefront of the vehicle. The electric fan 11 a blows outside air taken in from a radiator grill (not shown) of the vehicle to the radiator 11.

放熱器１１の下流側には、内部熱交換器１２の高圧側冷媒流路１２ａが接続されている。内部熱交換器１２は、高圧側冷媒流路１２ａを通過する放熱器１１出口側冷媒と低圧側冷媒流路１２ｂを通過する圧縮機１０吸入側冷媒とを熱交換をさせて、高圧側冷媒流路１２ａを通過する冷媒を冷却するもので、これにより、後述する蒸発器１４における冷媒入口・出口間の冷媒のエンタルピ差（冷凍能力）を増大させることができる。   A high-pressure side refrigerant flow path 12 a of the internal heat exchanger 12 is connected to the downstream side of the radiator 11. The internal heat exchanger 12 exchanges heat between the refrigerant on the outlet side of the radiator 11 that passes through the high-pressure side refrigerant flow path 12a and the refrigerant on the suction side of the compressor 10 that passes through the low-pressure side refrigerant flow path 12b. This cools the refrigerant passing through the passage 12a, and this can increase the refrigerant enthalpy difference (refrigeration capacity) between the refrigerant inlet and outlet in the evaporator 14 described later.

この内部熱交換器１２の具体的構成としては種々の構成を採用できる。具体的には、高圧側冷媒流路１２ａと低圧側冷媒流路１２ｂとを形成する冷媒配管同士をろう付け接合して熱交換させる構成や、高圧側冷媒流路１２ａを形成する外側管の内側に低圧側冷媒流路１２ｂを配置する２重管方式の熱交換器構成を採用できる。   Various configurations can be adopted as a specific configuration of the internal heat exchanger 12. Specifically, a configuration in which the refrigerant pipes that form the high-pressure side refrigerant flow path 12a and the low-pressure side refrigerant flow path 12b are brazed and joined together to exchange heat, or the inside of the outer pipe that forms the high-pressure side refrigerant flow path 12a. It is possible to employ a double-pipe heat exchanger configuration in which the low-pressure side refrigerant flow path 12b is disposed.

内部熱交換器１２の高圧側冷媒流路１２ａの出口側には、膨張弁１３が接続されている。この膨張弁１３はサイクルの高圧側冷媒圧力が目標高圧となるように開度が調整される圧力制御弁としての役割も果たす。膨張弁１３の詳細については後述する。   An expansion valve 13 is connected to the outlet side of the high-pressure side refrigerant passage 12a of the internal heat exchanger 12. The expansion valve 13 also serves as a pressure control valve whose opening degree is adjusted so that the high-pressure side refrigerant pressure of the cycle becomes the target high pressure. Details of the expansion valve 13 will be described later.

膨張弁１３の出口側には、蒸発器１４が接続されている。蒸発器１４は、膨張弁１３にて減圧された低温低圧冷媒が電動式の送風ファン１４ａによって送風された外気（室外空気）または内気（室内空気）から蒸発潜熱を吸熱することにより送風空気を冷却するものである。   An evaporator 14 is connected to the outlet side of the expansion valve 13. The evaporator 14 cools the blown air by absorbing the latent heat of evaporation from the outside air (outdoor air) or the inside air (indoor air) in which the low-temperature and low-pressure refrigerant decompressed by the expansion valve 13 is blown by the electric blower fan 14a. To do.

蒸発器１４は車室内前部の計器盤（図示せず）の内側に、車両用空調装置の室内ユニットケース（図示せず）内に収納された状態で配置されている。電動式の送風ファン１４ａは室内空調ユニット内における蒸発器１４の空気流れ上流側に配置され、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を蒸発器１４に向けて送風するようになっている。   The evaporator 14 is arranged inside an instrument panel (not shown) in the front part of the passenger compartment in a state of being housed in an indoor unit case (not shown) of the vehicle air conditioner. The electric blower fan 14a is arranged on the upstream side of the air flow of the evaporator 14 in the indoor air conditioning unit, and blows the inside air or the outside air introduced through an inside / outside air switching box (not shown) toward the evaporator 14. Yes.

蒸発器１４の出口側には気液分離器（アキュムレータ）１５が接続されている。この気液分離器１５は、蒸発器１４から流出した冷媒を液相冷媒と気相冷媒に分離するとともに、サイクル内の余剰冷媒を蓄える役割を果たすものである。   A gas-liquid separator (accumulator) 15 is connected to the outlet side of the evaporator 14. The gas-liquid separator 15 serves to separate the refrigerant flowing out of the evaporator 14 into a liquid-phase refrigerant and a gas-phase refrigerant and store excess refrigerant in the cycle.

気液分離器１５の冷媒出口側と圧縮機１０の吸入側との間には、サイクルの低圧側冷媒圧力が異常上昇したときに冷媒を大気中に放出することにより低圧側機器を保護するリリーフ弁（図示せず）が配置されている。このリリーフ弁は通常時は閉弁状態を維持する常閉式の弁機構であり、周知の機械式圧力応動弁を用いることができる。   A relief between the refrigerant outlet side of the gas-liquid separator 15 and the suction side of the compressor 10 protects the low-pressure side device by releasing the refrigerant into the atmosphere when the low-pressure side refrigerant pressure of the cycle abnormally rises. A valve (not shown) is arranged. This relief valve is a normally closed valve mechanism that normally maintains a closed state, and a known mechanical pressure responsive valve can be used.

サイクル内冷媒圧力が低圧側機器保護のために設定した所定値以上に異常上昇すると、リリーフ弁が開弁して冷媒を大気中に放出するようになっている。これにより、サイクル内冷媒圧力が異常上昇して低圧側機器を損傷させてしまうことを回避できる。   When the refrigerant pressure in the cycle abnormally rises above a predetermined value set for protecting the low-pressure side device, the relief valve opens to release the refrigerant into the atmosphere. Thereby, it can avoid that the refrigerant | coolant pressure in a cycle raises abnormally and damages a low voltage | pressure side apparatus.

また、圧縮機１０の吐出側にはサイクルの高圧側冷媒圧力が異常上昇したときに冷媒を大気中に放出することにより高圧側機器を保護するリリーフ弁（図示せず）が配置されている。   In addition, a relief valve (not shown) is provided on the discharge side of the compressor 10 to protect the high-pressure side device by releasing the refrigerant into the atmosphere when the high-pressure side refrigerant pressure of the cycle abnormally increases.

なお、本実施形態では、高圧側圧力が最高運転圧力を超えないように圧縮機１０が制御されるようになっている。   In the present embodiment, the compressor 10 is controlled so that the high-pressure side pressure does not exceed the maximum operating pressure.

次に、膨張弁１３の詳細を図２に基づいて説明する。図２（ａ）は本実施形態による膨張弁１３の縦断面図であり、図２（ｂ）は図２（ａ）におけるＡ−Ａ断面図である。   Next, details of the expansion valve 13 will be described with reference to FIG. 2A is a longitudinal sectional view of the expansion valve 13 according to the present embodiment, and FIG. 2B is a sectional view taken along line AA in FIG.

膨張弁１３は縦長の直方体状のハウジング部材２０を有している。このハウジング部材２０はアルミニウム等の金属からなり、その内部に直線状の第１冷媒流路２１と、屈曲した第２冷媒流路２２とを並列に切削加工して成形している。   The expansion valve 13 has a vertically long rectangular parallelepiped housing member 20. The housing member 20 is made of a metal such as aluminum, and is formed by cutting a linear first coolant channel 21 and a bent second coolant channel 22 in parallel.

第１冷媒流路２１の上流側部位、より具体的には上流側端部２１ａに放熱器１１の出口側配管が接続され、第１冷媒流路２１の下流側部位、より具体的には下流側端部２１ｂに内部熱交換器１２の高圧側冷媒流路１２ａの入口側配管が接続される。従って、第１冷媒流路２１は放熱器出口側の高圧冷媒通路を構成する。   The outlet side pipe of the radiator 11 is connected to the upstream side portion of the first refrigerant flow path 21, more specifically, the upstream end portion 21 a, and the downstream side portion of the first refrigerant flow path 21, more specifically, the downstream side. An inlet side pipe of the high pressure side refrigerant flow path 12a of the internal heat exchanger 12 is connected to the side end portion 21b. Accordingly, the first refrigerant flow path 21 constitutes a high-pressure refrigerant passage on the radiator outlet side.

第２冷媒流路２２は、直線状の上流側流路２２１と直線状の下流側流路２２２との間の屈曲部に絞り通路２２３を有する形状に形成されている。   The second refrigerant channel 22 is formed in a shape having a throttle passage 223 at a bent portion between the linear upstream channel 221 and the linear downstream channel 222.

上流側流路２２１の上流側端部２２１ａに内部熱交換器１２の高圧側冷媒流路１２ａの出口側配管が接続され、上流側流路２２１の下流側部位２２１ｂは絞り通路２２３を介して下流側流路２２２の上流側部位２２２ａと連通している。下流側流路２２２の下流側部位、より具体的には下流側端部２２２ｂには、蒸発器１４の入口側配管が接続される。   The upstream side end 221 a of the upstream side flow path 221 is connected to the outlet side piping of the high pressure side refrigerant flow path 12 a of the internal heat exchanger 12, and the downstream portion 221 b of the upstream flow path 221 is downstream via the throttle passage 223. It communicates with the upstream portion 222a of the side channel 222. The inlet side piping of the evaporator 14 is connected to the downstream side portion of the downstream side flow path 222, more specifically, to the downstream end portion 222b.

第１冷媒流路２１には弁棒２３が貫通するように配置され、この弁棒２３の下端にはテーパー状の弁体部２４が形成されている。このテーパー状の弁体部２４によって絞り通路２２３の開度をテーパー状の弁体部２４により調整するようになっている。   A valve rod 23 is disposed so as to penetrate the first refrigerant flow path 21, and a tapered valve body portion 24 is formed at the lower end of the valve rod 23. The opening degree of the throttle passage 223 is adjusted by the tapered valve body portion 24 by the tapered valve body portion 24.

したがって、上流側流路２２１には上流側端部２２１ａから内部熱交換器１２の高圧側冷媒流路１２ａ出口側の高圧液冷媒が流入し、この高圧液冷媒は絞り通路２２３にて低温低圧の気液２相状態に減圧される。そして、低温低圧の気液２相状態に減圧された冷媒は下流側流路２２２の下流側端部２２２ｂから蒸発器１４側へと流出する。   Therefore, the high-pressure liquid refrigerant on the outlet side of the high-pressure side refrigerant flow path 12a of the internal heat exchanger 12 flows into the upstream flow path 221 from the upstream end 221a. The pressure is reduced to a gas-liquid two-phase state. Then, the refrigerant decompressed to a low-temperature and low-pressure gas-liquid two-phase state flows out from the downstream end 222b of the downstream channel 222 to the evaporator 14 side.

なお、第１冷媒流路２１及び上流側流路２２１は本発明における高圧冷媒流路に該当するものである。また、下流側流路２２２は本発明における低圧冷媒流路に該当するものである。   The first refrigerant channel 21 and the upstream channel 221 correspond to the high-pressure refrigerant channel in the present invention. Further, the downstream flow path 222 corresponds to the low-pressure refrigerant flow path in the present invention.

弁棒２３の上端側は薄膜状のダイアフラム２５に、全周にわたる溶接部２６にて溶接固定され、このダイアフラム２５により弁体部２４は開弁方向（図２の上方）に付勢される。ここで、ダイアフラム２５は断面コの字形状に折り曲げられたカップ形状を有しており、ダイアフラムケース２７内に配置されている。そして、ダイアフラム２５は、ダイアフラムケース２７内の空間を、ダイアフラム２５の一方の面２５ａ側の第１圧力室２８と他方の面２５ｂ側の第２圧力室２９とに仕切っている。   The upper end side of the valve stem 23 is welded and fixed to a thin film diaphragm 25 by a welded portion 26 over the entire circumference, and the valve body portion 24 is urged by the diaphragm 25 in the valve opening direction (upward in FIG. 2). Here, the diaphragm 25 has a cup shape bent into a U-shaped cross section, and is disposed in the diaphragm case 27. The diaphragm 25 divides the space in the diaphragm case 27 into a first pressure chamber 28 on the one surface 25a side of the diaphragm 25 and a second pressure chamber 29 on the other surface 25b side.

ダイアフラムケース２７は、アルミニウム等の金属にて成形された第１、第２ダイアフラムケース２７ａ、２７ｂからなり、ダイアフラム２５の外周部を挟み込んだ状態で、第１、第２ダイアフラムケース２７ａ、２７ｂ及びダイアフラム２５が全周にわたる溶接部３０にて溶接固定されている。   The diaphragm case 27 includes first and second diaphragm cases 27a and 27b formed of a metal such as aluminum, and the first and second diaphragm cases 27a and 27b and the diaphragm are sandwiched between the outer peripheral portions of the diaphragm 25. 25 is welded and fixed at the welded portion 30 over the entire circumference.

また、第２ダイアフラムケース２７ｂをハウジング部材２０の一端に螺合することにより、ダイアフラムケース２７全体をハウジング部材２０に一体的に組み付けている。ダイアフラムケース２７とハウジング部材２０との間は、ガスケット２７ｃによって気密性が確保されるようになっている。   Further, the entire diaphragm case 27 is integrally assembled to the housing member 20 by screwing the second diaphragm case 27 b into one end of the housing member 20. Between the diaphragm case 27 and the housing member 20, airtightness is ensured by a gasket 27c.

弁棒２３のうちダイアフラム２５側の端部から第１冷媒流路２１と重合する部位にかけて中空穴２３ａが形成されており、この中空穴２３ａの内部に形成される弁棒内空間３１はダイアフラム２５の中心に開口する連通穴２５ｃを介してダイアフラム２５上側の第１圧力室２８と常時連通している。   A hollow hole 23 a is formed from the end of the valve rod 23 on the diaphragm 25 side to a portion where it overlaps with the first refrigerant flow path 21, and the valve rod inner space 31 formed inside the hollow hole 23 a is the diaphragm 25. The first pressure chamber 28 on the upper side of the diaphragm 25 is always in communication with the first pressure chamber 28 through a communication hole 25c that opens to the center of the diaphragm.

第１圧力室２８内及び弁棒内空間３１には、第１ダイアフラムケース２７ａに設けられたガス封入口３２から封入ガスが所定密度で封入されている。本例では、封入ガスとして、二酸化炭素と不活性ガス（例えば、ヘリウム、窒素等）との混合ガスを用いており、二酸化炭素が９０％以上、不活性ガスが１０％未満の割合で混合されている。ガス封入口３２は封入ガスの封入後、密閉部材３３により密閉されるようになっている。   Filled gas is sealed in the first pressure chamber 28 and the valve rod inner space 31 at a predetermined density from a gas filling port 32 provided in the first diaphragm case 27a. In this example, a mixed gas of carbon dioxide and an inert gas (for example, helium, nitrogen, etc.) is used as the enclosed gas, and carbon dioxide is mixed at a ratio of 90% or more and inert gas is less than 10%. ing. The gas filling port 32 is sealed by a sealing member 33 after sealing the sealed gas.

なお、本例では、第１圧力室２８内及び弁棒内空間３１には、７０℃〜８０℃において内圧が約８ＭＰａ程度になるように、封入ガスの封入密度が設定されている。   In this example, the filling density of the filling gas is set in the first pressure chamber 28 and the valve stem inner space 31 so that the inner pressure is about 8 MPa at 70 ° C. to 80 ° C.

ダイアフラム２５上側の第１圧力室２８は弁棒内空間３１と常時連通しているので、第１圧力室２８の内圧ＰＡは弁棒内空間３１の内圧と同一圧力になる。弁棒内空間３１は第１冷媒流路２１と重合しているので、放熱器１１を出た冷媒、すなわち、第１冷媒流路２１を通過するガス冷媒の温度変動が弁棒２３を介して弁棒内空間３１内の封入ガスに伝わることにより、弁棒内空間３１の内圧が変化する。   Since the first pressure chamber 28 on the upper side of the diaphragm 25 is always in communication with the valve rod inner space 31, the internal pressure PA of the first pressure chamber 28 becomes the same pressure as the internal pressure of the valve rod inner space 31. Since the valve stem inner space 31 is overlapped with the first refrigerant flow path 21, the temperature variation of the refrigerant that has exited the radiator 11, that is, the gas refrigerant that passes through the first refrigerant flow path 21, is caused through the valve stem 23. By being transmitted to the sealed gas in the valve stem inner space 31, the internal pressure of the valve stem inner space 31 changes.

したがって、第１圧力室２８の内圧ＰＡは第１冷媒流路２１を通過するガス冷媒の温度変動に伴って変化する。具体的には、第１冷媒流路２１を通過するガス冷媒の温度が上昇すると第１圧力室２８の内圧ＰＡも上昇し、第１冷媒流路２１を通過するガス冷媒の温度が低下すると第１圧力室２８の内圧ＰＡも低下する。   Therefore, the internal pressure PA of the first pressure chamber 28 changes with the temperature fluctuation of the gas refrigerant passing through the first refrigerant flow path 21. Specifically, when the temperature of the gas refrigerant passing through the first refrigerant passage 21 rises, the internal pressure PA of the first pressure chamber 28 also rises, and when the temperature of the gas refrigerant passing through the first refrigerant passage 21 falls, The internal pressure PA of the one pressure chamber 28 also decreases.

ダイアフラム２５下側の第２圧力室２９と第１冷媒流路２１との間にはＯリング３４が配置され、このＯリング３４によって第２圧力室２９が第１冷媒流路２１と直接連通しないようになっている。   An O-ring 34 is disposed between the second pressure chamber 29 below the diaphragm 25 and the first refrigerant flow path 21, and the second pressure chamber 29 is not in direct communication with the first refrigerant flow path 21 by the O-ring 34. It is like that.

ハウジング部材２０内には、第２圧力室２９と常時連通する空間３５が形成されている。この空間３５は、第１連通路３６を介して第１冷媒流路２１と連通するとともに、第２連通路３７を介して第２冷媒流路２２と連通している。   A space 35 that is always in communication with the second pressure chamber 29 is formed in the housing member 20. The space 35 communicates with the first refrigerant flow path 21 via the first communication path 36 and also communicates with the second refrigerant flow path 22 via the second communication path 37.

そして、第１連通路３６に第１絞り機構３８が配置され、第２連通路３７に第２絞り機構３９が配置されている。なお、本実施形態では、第１絞り機構３８及び第２絞り機構３９として、絞り径が０．３〜１．０ｍｍ程度の固定絞りを用いている。   A first throttle mechanism 38 is disposed in the first communication path 36, and a second throttle mechanism 39 is disposed in the second communication path 37. In the present embodiment, a fixed diaphragm having a diaphragm diameter of about 0.3 to 1.0 mm is used as the first diaphragm mechanism 38 and the second diaphragm mechanism 39.

これら空間３５、第１、第２連通路３６、３７及び第１、第２絞り機構３８、３９は、第１冷媒流路２１の内圧ＰＨと第２冷媒流路２２の内圧ＰＬとを利用して第２圧力室２９の内圧ＰＭを作り出す手段を構成している。   The space 35, the first and second communication paths 36 and 37, and the first and second throttle mechanisms 38 and 39 use the internal pressure PH of the first refrigerant flow path 21 and the internal pressure PL of the second refrigerant flow path 22. Thus, means for creating the internal pressure PM of the second pressure chamber 29 is configured.

すなわち、第２圧力室２９は空間３５と常時連通しているので、第２圧力室２９の内圧ＰＭは空間３５の内圧と同一圧力になる。また、空間３５は第１絞り機構３８を介して第１冷媒流路２１と連通するとともに、第２絞り機構３９を介して第２冷媒流路２２と連通しているので、空間３５の内圧は、第１冷媒流路２１の内圧（高圧）ＰＨと第２冷媒流路２２の内圧（低圧）ＰＬとの中間圧力になる。   That is, since the second pressure chamber 29 is always in communication with the space 35, the internal pressure PM of the second pressure chamber 29 is the same as the internal pressure of the space 35. In addition, the space 35 communicates with the first refrigerant flow path 21 via the first throttle mechanism 38 and also communicates with the second refrigerant flow path 22 via the second throttle mechanism 39, so that the internal pressure of the space 35 is The intermediate pressure between the internal pressure (high pressure) PH of the first refrigerant flow path 21 and the internal pressure (low pressure) PL of the second refrigerant flow path 22 is obtained.

したがって、第２圧力室２９の内圧ＰＭは第１冷媒流路２１の内圧ＰＨと第２冷媒流路２２の内圧ＰＬとの中間圧力になる。   Therefore, the internal pressure PM of the second pressure chamber 29 is an intermediate pressure between the internal pressure PH of the first refrigerant flow path 21 and the internal pressure PL of the second refrigerant flow path 22.

このような構成によって、第１、第２圧力室３５、３６の内圧差によるダイアフラム２５の変位で弁体部２４が駆動されて、絞り通路２２３の開口面積（弁開度）が制御される。   With such a configuration, the valve body 24 is driven by the displacement of the diaphragm 25 due to the internal pressure difference between the first and second pressure chambers 35 and 36, and the opening area (valve opening) of the throttle passage 223 is controlled.

次に、上記構成における本実施形態の作動を説明する。第１圧力室２８に封入された封入ガスの主成分である二酸化炭素は、臨界温度が約３１℃と低い。このため、例えば、夏季のように外気温度が高いときに冷凍サイクルの運転を停止すると、高温の外気によって膨張弁１３が加熱されることによって第１圧力室２８内の二酸化炭素の温度が臨界温度以上に上昇する。具体的には、第１圧力室２８内の二酸化炭素の温度が７０℃〜８０℃程度にまで達してしまう。   Next, the operation of this embodiment in the above configuration will be described. Carbon dioxide, which is the main component of the sealed gas sealed in the first pressure chamber 28, has a critical temperature as low as about 31 ° C. For this reason, for example, when the operation of the refrigeration cycle is stopped when the outside air temperature is high as in summer, the temperature of the carbon dioxide in the first pressure chamber 28 is heated to a critical temperature by heating the expansion valve 13 with the high temperature outside air. It rises above. Specifically, the temperature of carbon dioxide in the first pressure chamber 28 reaches about 70 ° C. to 80 ° C.

第１圧力室２８内の二酸化炭素の温度が臨界温度以上になっているとき、すなわち、二酸化炭素が超臨界状態になっているときには二酸化炭素の温度がいくら上昇しても二酸化炭素の液化が起こらない。このため、二酸化炭素の温度の上昇に伴って第１圧力室２８の内圧が著しく上昇する。   When the temperature of the carbon dioxide in the first pressure chamber 28 is equal to or higher than the critical temperature, that is, when the carbon dioxide is in a supercritical state, liquefaction of the carbon dioxide does not occur no matter how much the temperature of the carbon dioxide increases. Absent. For this reason, the internal pressure of the 1st pressure chamber 28 rises remarkably with the raise of the temperature of a carbon dioxide.

ここで、上述のように、第１圧力室２８内及び弁棒内空間３１には、７０℃〜８０℃において内圧が約８ＭＰａ程度になるように、封入ガスの封入密度が設定されている。   Here, as described above, the filling density of the filling gas is set in the first pressure chamber 28 and the valve stem inner space 31 so that the internal pressure becomes about 8 MPa at 70 ° C. to 80 ° C.

一方、冷凍サイクルの運転停止時にはサイクル内冷媒が均圧化されているのであるが、例えば、夏季のように外気温度が高いときには、超臨界冷凍サイクル内の冷媒圧力が約８ＭＰａ程度で均圧される。このため、第２圧力室２９の内圧ＰＭも約８ＭＰａ程度になる。   On the other hand, when the refrigeration cycle is stopped, the refrigerant in the cycle is equalized. For example, when the outside air temperature is high as in summer, the refrigerant pressure in the supercritical refrigeration cycle is equalized at about 8 MPa. The For this reason, the internal pressure PM of the second pressure chamber 29 is also about 8 MPa.

したがって、第１圧力室２８の内圧ＰＡと第２圧力室２９の内圧ＰＭとがほぼ等しくなるので、第１、第２圧力室３５、３６の内圧差をほぼなくすことができる。   Therefore, since the internal pressure PA of the first pressure chamber 28 and the internal pressure PM of the second pressure chamber 29 are substantially equal, the internal pressure difference between the first and second pressure chambers 35 and 36 can be substantially eliminated.

この結果、サイクルを起動すると、弁体部２４が絞り通路２２３を速やかに開弁することができるので、サイクルを起動してからサイクルに冷媒が循環するまでの時間（以下、冷媒循環開始時間と言う。）を短縮することができる。   As a result, when the cycle is started, the valve body 24 can quickly open the throttle passage 223, so the time from the start of the cycle until the refrigerant circulates in the cycle (hereinafter referred to as the refrigerant circulation start time). Say)) can be shortened.

一方、サイクル運転時には、サイクル停止時と比較して高圧側冷媒の圧力が上昇し、低圧側冷媒の圧力が低下する。具体的には、高圧側冷媒の圧力が最も高くなる高負荷運転時には、高圧側冷媒の圧力が１５ＭＰａ程度になり、低圧側冷媒の圧力が６ＭＰａ程度になる。   On the other hand, during cycle operation, the pressure of the high-pressure side refrigerant increases and the pressure of the low-pressure side refrigerant decreases compared to when the cycle is stopped. Specifically, at the time of high load operation in which the pressure of the high-pressure side refrigerant is highest, the pressure of the high-pressure side refrigerant is about 15 MPa, and the pressure of the low-pressure side refrigerant is about 6 MPa.

このため、第２圧力室２９の内圧ＰＭが従来技術のように高圧側冷媒圧力と同一圧力になっていると、第２圧力室２９の内圧ＰＭが１５ＭＰａ程度に達するのに対して第１圧力室の内圧ＰＡは７０℃〜８０℃環境下であっても８ＭＰａ程度にすぎないので、第１、第２圧力室３５、３６の内圧差が大きくなりすぎて弁体部を適切に変位させることができない。   For this reason, when the internal pressure PM of the second pressure chamber 29 is the same as the high-pressure side refrigerant pressure as in the prior art, the internal pressure PM of the second pressure chamber 29 reaches about 15 MPa, whereas the first pressure Since the internal pressure PA of the chamber is only about 8 MPa even under an environment of 70 ° C. to 80 ° C., the internal pressure difference between the first and second pressure chambers 35 and 36 becomes too large and the valve body portion is appropriately displaced. I can't.

この点、本実施形態では、第２圧力室２９の内圧ＰＭが第１冷媒流路２１の内圧ＰＨと第２冷媒流路２２の内圧ＰＬとの中間圧力になっているので、第１、第２圧力室３５、３６の内圧差を適切に発生させることができる。このため、第１圧力室２８の内圧ＰＡと第２圧力室２９の内圧ＰＭとのバランスで弁体部２４を適切に変位させることができ、絞り通路２２３の通路面積を適切に調整することができる。   In this respect, in the present embodiment, the internal pressure PM of the second pressure chamber 29 is an intermediate pressure between the internal pressure PH of the first refrigerant passage 21 and the internal pressure PL of the second refrigerant passage 22. The internal pressure difference between the two pressure chambers 35 and 36 can be appropriately generated. For this reason, the valve body 24 can be appropriately displaced by the balance between the internal pressure PA of the first pressure chamber 28 and the internal pressure PM of the second pressure chamber 29, and the passage area of the throttle passage 223 can be adjusted appropriately. it can.

（第２実施形態）
上記第１実施形態では、放熱器１１の下流側かつ内部熱交換器１２の高圧側冷媒流路１２ａの上流側における高圧冷媒温度に基づいて弁開度を制御しているが、本第２実施形態では、図３に示すように、内部熱交換器１２の高圧側冷媒流路１２ａの下流側における高圧冷媒温度に基づいて弁開度を制御している。 (Second Embodiment)
In the first embodiment, the valve opening degree is controlled based on the high-pressure refrigerant temperature on the downstream side of the radiator 11 and the upstream side of the high-pressure side refrigerant flow path 12a of the internal heat exchanger 12. In the embodiment, as shown in FIG. 3, the valve opening degree is controlled based on the high-pressure refrigerant temperature on the downstream side of the high-pressure side refrigerant flow path 12 a of the internal heat exchanger 12.

図４（ａ）は本実施形態による膨張弁１３の縦断面図であり、図４（ｂ）は図４（ａ）のＢ−Ｂ断面図である。図４からわかるように、本実施形態では、上記第１実施形態に対して第１冷媒流路２１を廃止している。また、弁棒内空間３１が第２冷媒流路２２と重合するように形成されている。   4A is a longitudinal sectional view of the expansion valve 13 according to the present embodiment, and FIG. 4B is a sectional view taken along the line BB of FIG. 4A. As can be seen from FIG. 4, in the present embodiment, the first refrigerant flow path 21 is eliminated from the first embodiment. Further, the valve rod inner space 31 is formed so as to overlap with the second refrigerant flow path 22.

従って、内部熱交換器１２の高圧側冷媒流路１２ａを流出した後に第２冷媒流路２２を通過するガス冷媒の温度変動が弁棒内空間３１内及び第１圧力室２８内の封入ガスに伝わることにより、弁棒内空間３１及び第１圧力室２８の内圧ＰＡが変化する。   Therefore, the temperature variation of the gas refrigerant passing through the second refrigerant flow path 22 after flowing out of the high-pressure side refrigerant flow path 12a of the internal heat exchanger 12 becomes the sealed gas in the valve rod inner space 31 and the first pressure chamber 28. By being transmitted, the internal pressure PA of the valve rod inner space 31 and the first pressure chamber 28 changes.

本実施形態によると、上記第１実施形態に対して第１冷媒流路２１を廃止できるので、膨張弁１３の構造を簡素化できる。また、第１冷媒流路２１の廃止に伴って、上記第１実施形態のように第１冷媒流路２１の両端部２１ａ、２１ｂを放熱器１１の出口側配管及び内部熱交換器１２の高圧側冷媒流路１２ａの入口側配管に接続する必要がなくなるので、膨張弁１３を冷凍サイクルに容易に接続できる。   According to the present embodiment, the first refrigerant flow path 21 can be eliminated from the first embodiment, so that the structure of the expansion valve 13 can be simplified. In addition, with the abolition of the first refrigerant flow path 21, both ends 21a and 21b of the first refrigerant flow path 21 are connected to the outlet side piping of the radiator 11 and the high pressure of the internal heat exchanger 12 as in the first embodiment. Since it is not necessary to connect to the inlet side piping of the side refrigerant flow path 12a, the expansion valve 13 can be easily connected to the refrigeration cycle.

また、内部熱交換器１２の高圧側冷媒流路１２ａの下流側における高圧冷媒は、内部熱交換器１２にて熱交換して冷却されたものである。このため、上記第１実施形態と比較して、放熱器１１出口における高圧冷媒温度よりも低い温度に基づいて弁開度を制御することになる。   The high-pressure refrigerant on the downstream side of the high-pressure side refrigerant flow path 12 a of the internal heat exchanger 12 is cooled by exchanging heat with the internal heat exchanger 12. For this reason, compared with the said 1st Embodiment, a valve opening degree is controlled based on temperature lower than the high pressure refrigerant | coolant temperature in the radiator 11 exit.

このため、上記第１実施形態と比較して第１圧力室２８の内圧ＰＡが低くなる。このため、サイクル起動時における絞り通路２２３の開度を大きくすることができるので、冷媒循環開始時間をより短縮することができる。   For this reason, the internal pressure PA of the 1st pressure chamber 28 becomes low compared with the said 1st Embodiment. For this reason, since the opening degree of the throttle passage 223 at the time of cycle activation can be increased, the refrigerant circulation start time can be further shortened.

また、第１圧力室２８の内圧ＰＡが低くなるので、ダイアフラムケース２７の耐圧強度を低減できる。この結果、膨張弁１３のコストを低減できる。   In addition, since the internal pressure PA of the first pressure chamber 28 is lowered, the pressure resistance strength of the diaphragm case 27 can be reduced. As a result, the cost of the expansion valve 13 can be reduced.

（第３実施形態）
上記第２実施形態では、内部熱交換器１２を備える冷凍サイクルに膨張弁１３を配置しているが、本第３実施形態では、図５に示すように、上記第２実施形態に対して内部熱交換器１２を廃止している。 (Third embodiment)
In the second embodiment, the expansion valve 13 is arranged in the refrigeration cycle including the internal heat exchanger 12, but in the third embodiment, as shown in FIG. The heat exchanger 12 is abolished.

上述のように、上記第２実施形態では、放熱器１１出口における高圧冷媒温度よりも低い温度に基づいて弁開度を制御することになるが、本実施形態では、内部熱交換器１２を廃止しているので、上記第２実施形態と比較して放熱器１１出口における高圧冷媒温度に近い温度に基づいて弁開度を制御することができる。   As described above, in the second embodiment, the valve opening degree is controlled based on a temperature lower than the high-pressure refrigerant temperature at the outlet of the radiator 11, but in this embodiment, the internal heat exchanger 12 is eliminated. Therefore, the valve opening degree can be controlled based on the temperature close to the high-pressure refrigerant temperature at the outlet of the radiator 11 as compared with the second embodiment.

このため、上記第２実施形態と比較して、サイクルの高圧側冷媒圧力をより適切に制御できる。   For this reason, compared with the said 2nd Embodiment, the high pressure side refrigerant | coolant pressure of a cycle can be controlled more appropriately.

（第４実施形態）
上記第１実施形態では、Ｏリング３４によって第２圧力室２９が第１冷媒流路２１と直接連通しないようになっているが、本第４実施形態では、図６に示すように、Ｏリング３４の代わりにダイアフラム４０を配置することによって第２圧力室２９が第１冷媒流路２１と直接連通しないようになっている。 (Fourth embodiment)
In the first embodiment, the O-ring 34 prevents the second pressure chamber 29 from directly communicating with the first refrigerant flow path 21, but in the fourth embodiment, as shown in FIG. By disposing the diaphragm 40 instead of 34, the second pressure chamber 29 is not directly communicated with the first refrigerant flow path 21.

さらに、本実施形態では、弁棒２３に開弁方向の力を付勢するスプリング４１を弁棒２３の下端部に配置している。   Furthermore, in this embodiment, a spring 41 that urges the valve stem 23 in a valve opening direction is disposed at the lower end of the valve stem 23.

ダイアフラム４０は、図７に示すように鍔付き円筒形状を有しており、鍔部４０ａの外周部が第２ダイアフラムケース２７ｂに溶接固定され、内筒面４０ｂが弁棒２３にの外周面に溶接固定されている。   As shown in FIG. 7, the diaphragm 40 has a cylindrical shape with a flange, the outer peripheral portion of the flange portion 40 a is welded and fixed to the second diaphragm case 27 b, and the inner cylindrical surface 40 b is formed on the outer peripheral surface of the valve stem 23. It is fixed by welding.

スプリング４１は、弁棒２３の先端に取り付けられたリング部材４２と絞り通路２２３の周縁部との間に配置されている。ハウジング部材２０の下端部には、スプリング４１を弁棒２３に取り付けるための穴４３と、この穴４３を閉塞するための栓部材４４が設けられている。そして、リング部材４２の図６上下方向における位置を調整することによってスプリング４１の付勢力を調整できるようになっている。   The spring 41 is disposed between a ring member 42 attached to the tip of the valve stem 23 and the peripheral edge of the throttle passage 223. A hole 43 for attaching the spring 41 to the valve stem 23 and a plug member 44 for closing the hole 43 are provided at the lower end of the housing member 20. The biasing force of the spring 41 can be adjusted by adjusting the position of the ring member 42 in the vertical direction of FIG.

本実施形態によると、第１、第２圧力室３５、３６の内圧差によるダイアフラム２５の変位と、スプリング４１の力とのバランスで弁体部２４を駆動することができる。このため、弁開度をより適切に制御することができる。   According to this embodiment, the valve body 24 can be driven by a balance between the displacement of the diaphragm 25 due to the internal pressure difference between the first and second pressure chambers 35 and 36 and the force of the spring 41. For this reason, the valve opening degree can be controlled more appropriately.

（第５実施形態）
上記第４実施形態では、封入ガスとして、二酸化炭素と不活性ガスとの混合ガスを用いているが、本第５実施形態では、封入ガスとして、二酸化炭素とプロピレンとが５０：５０の割合で混合された混合ガスを用いている。 (Fifth embodiment)
In the fourth embodiment, a mixed gas of carbon dioxide and an inert gas is used as the sealing gas. In the fifth embodiment, carbon dioxide and propylene are mixed at a ratio of 50:50 as the sealing gas. A mixed gas mixture is used.

図８は、本実施形態による封入ガスのモリエル線図を示している。本例では、この封入ガスを９６ｋｇ／ｍ3の密度で第１圧力室２８内及び弁棒内空間３１に封入されている。したがって、封入ガスの温度と圧力は、気相領域においては図８における９６ｋｇ／ｍ3の等密度線に沿って変化し、気液２相領域においては１．９９ｋＪ／ｋｇ・Ｋの等エントロピ線に沿って変化する。図９の細実線Ｄは、この封入ガスにおいて、温度が２０℃〜７０℃のときの圧力の変化を示したものであり、温度４５℃以上のときに細実線Ｄの傾きが小さくなり、圧力上昇が抑制されることがわかる。 FIG. 8 shows a Mollier diagram of the sealed gas according to the present embodiment. In this example, this sealed gas is sealed in the first pressure chamber 28 and the valve stem inner space 31 at a density of 96 kg / m 3 . Therefore, the temperature and pressure of the sealed gas change along the 96 kg / m 3 isodensity line in FIG. 8 in the gas phase region, and the 1.99 kJ / kg · K isentropic line in the gas-liquid two phase region. Varies along. A thin solid line D in FIG. 9 shows a change in pressure when the temperature is 20 ° C. to 70 ° C. in this filled gas. When the temperature is 45 ° C. or higher, the slope of the thin solid line D becomes small, and the pressure It can be seen that the rise is suppressed.

一方、二酸化炭素を冷媒とした冷凍サイクルを効率的に運転するための放熱器出口側の制御圧力は従来より知られているが、そのような制御圧力の一例を図３の破線Ｅで示す。   On the other hand, a control pressure on the radiator outlet side for efficiently operating a refrigeration cycle using carbon dioxide as a refrigerant is conventionally known. An example of such a control pressure is indicated by a broken line E in FIG.

これからわかるように、細実線Ｄは制御圧力としては低すぎるので、スプリング４１の付勢力をダイアフラム２５の圧力換算で４．３ＭＰａに設定することにより、太実線Ｆで示す制御圧力を得ることができる。この太実線Ｆは、温度が４５℃以下の場合には従来の制御圧特性の破線Ｅとほぼ重なるが、温度が４５℃以上の場合には細実線Ｄで示す封入ガスの特性と同様に傾きが小さくなって圧力の増加が抑制される。   As can be seen, the thin solid line D is too low as the control pressure, so that the control pressure indicated by the thick solid line F can be obtained by setting the biasing force of the spring 41 to 4.3 MPa in terms of the pressure of the diaphragm 25. . This thick solid line F almost overlaps the conventional broken line E of the control pressure characteristic when the temperature is 45 ° C. or lower, but when the temperature is 45 ° C. or higher, it is inclined similarly to the characteristic of the enclosed gas indicated by the thin solid line D. Becomes smaller and the increase in pressure is suppressed.

このため、高温環境下において、第１圧力室２８の内圧ＰＡが上昇しすぎて閉弁状態になってしまい、サイクル内冷媒圧力が異常上昇してしまうことを回避できる。   For this reason, in a high temperature environment, it can be avoided that the internal pressure PA of the first pressure chamber 28 is excessively increased and the valve closed state is caused, and the in-cycle refrigerant pressure is abnormally increased.

なお、図９には示していないが、温度が８０℃以上の場合にも、太実線Ｆは同様の傾向を維持する。このため、温度が高くなるほど太実線Ｆと破線Ｅとの差が拡大するので圧力の増加の抑制効果が顕著になる。   Although not shown in FIG. 9, the thick solid line F maintains the same tendency even when the temperature is 80 ° C. or higher. For this reason, since the difference between the thick solid line F and the broken line E increases as the temperature increases, the effect of suppressing the increase in pressure becomes significant.

なお、本例では、封入ガスとして、二酸化炭素とプロピレンとが５０：５０の割合で混合された混合ガスを用いているが、封入ガスとして、二酸化炭素と、二酸化炭素よりも臨界温度が高く、かつ、臨界圧力が低い物質との混合ガスを用いることができる。   In this example, a mixed gas in which carbon dioxide and propylene are mixed at a ratio of 50:50 is used as the sealing gas, but the critical temperature is higher than carbon dioxide and carbon dioxide as the sealing gas. In addition, a mixed gas with a substance having a low critical pressure can be used.

ここで、臨界圧力が低い物質を用いる理由は、封入ガスの発生する圧力が、同温度での二酸化炭素の飽和圧力以下であること、及び、二酸化炭素の臨界温度以上においては二酸化炭素の例えば６００ｋｇ／ｍ3の等密度線以下の圧力であることが必要だからである。 Here, the reason why a substance having a low critical pressure is used is that the pressure generated by the enclosed gas is equal to or lower than the saturation pressure of carbon dioxide at the same temperature, and, for example, 600 kg of carbon dioxide above the critical temperature of carbon dioxide. This is because the pressure needs to be equal to or less than the isodensity line of / m 3 .

例えば、封入ガスとして、プロパン、ｎ−ブタン、イソブタン、シクロペンタン、ｎ−ペンタン、イソペンタン、ベンゼンまたはトルエン等のハイドロカーボン類と二酸化炭素とを主成分とする混合ガスを用いることができる。また、二酸化炭素とハイドロカーボン類の一つまたは複数の物質とアンモニアとを主成分とする混合ガスを用いることができる。また、二酸化炭素とＲ３２とを主成分とする混合ガスを用いることができる。   For example, a mixed gas mainly composed of hydrocarbons such as propane, n-butane, isobutane, cyclopentane, n-pentane, isopentane, benzene, or toluene and carbon dioxide can be used as the sealing gas. Further, a mixed gas mainly containing one or more substances of carbon dioxide and hydrocarbons and ammonia can be used. Moreover, the mixed gas which has a carbon dioxide and R32 as a main component can be used.

（第６実施形態）
上記第１実施形態では、第１絞り機構３８として流路抵抗が一定の固定絞りを用いているが、本第６実施形態では、図１０に示すように、第１絞り機構３８として、高圧冷媒温度に応じて流路抵抗が変化する可変絞りを用いている。 (Sixth embodiment)
In the first embodiment, a fixed throttle having a constant flow path resistance is used as the first throttle mechanism 38, but in the sixth embodiment, as shown in FIG. A variable throttle whose flow path resistance changes according to temperature is used.

本実施形態における第１絞り機構３８は、具体的には、固定絞り穴４５と、周囲温度によって熱変形可能な素材からなる弁板４６とで構成されている。なお、弁板４６の素材として、形状記憶合金やバイメタル等を用いることができる。   Specifically, the first throttle mechanism 38 in the present embodiment includes a fixed throttle hole 45 and a valve plate 46 made of a material that can be thermally deformed by the ambient temperature. As a material for the valve plate 46, a shape memory alloy, a bimetal, or the like can be used.

そして、高圧冷媒温度が低下すると弁板４６が固定絞り穴４５の開度を大きくすることによって第１絞り機構３８の流路抵抗を減少させ、一方、高圧冷媒温度が上昇すると弁板４６が固定絞り穴４５の開度を小さくすることによって第１絞り機構３８の流路抵抗を増大させるようになっている。   When the high-pressure refrigerant temperature decreases, the valve plate 46 increases the opening of the fixed throttle hole 45 to reduce the flow resistance of the first throttle mechanism 38. On the other hand, when the high-pressure refrigerant temperature rises, the valve plate 46 is fixed. The flow path resistance of the first throttle mechanism 38 is increased by reducing the opening of the throttle hole 45.

本実施形態によると、高圧冷媒温度が上昇すると第１絞り機構３８の流路抵抗が増大するので、空間３５の内圧ＰＭが減少する。すると、絞り通路２２３の開口面積（弁開度）が小さくなる。   According to this embodiment, when the high-pressure refrigerant temperature rises, the flow path resistance of the first throttle mechanism 38 increases, so the internal pressure PM in the space 35 decreases. Then, the opening area (valve opening degree) of the throttle passage 223 becomes small.

このように、本実施形態によると、高圧冷媒温度に応じて空間３５の内圧ＰＭを調整可能になるので、サイクルの高圧側冷媒圧力をより高精度に制御できる。   Thus, according to this embodiment, since the internal pressure PM of the space 35 can be adjusted according to the high-pressure refrigerant temperature, the high-pressure side refrigerant pressure of the cycle can be controlled with higher accuracy.

なお、本実施形態では、第１絞り機構３８を高圧冷媒温度に応じて流路抵抗が変化する可変絞りにしているが、第２絞り機構３９を高圧冷媒温度に応じて流路抵抗が変化する可変絞りにしてもよい。   In the present embodiment, the first throttle mechanism 38 is a variable throttle that changes the flow resistance according to the high-pressure refrigerant temperature. However, the second throttle mechanism 39 changes the flow resistance according to the high-pressure refrigerant temperature. A variable aperture may be used.

（第７実施形態）
上記第６実施形態では、第１絞り機構３８として、高圧冷媒温度に応じて流路抵抗が変化する可変絞りを用いているが、本第７実施形態では、図１１に示すように、第１絞り機構３８として、高圧冷媒圧力ＰＨと空間３５の内圧ＰＭとの差圧に応じて流路抵抗が変化する可変絞りを用いている。 (Seventh embodiment)
In the sixth embodiment, as the first throttle mechanism 38, a variable throttle whose flow path resistance changes according to the high-pressure refrigerant temperature is used, but in the seventh embodiment, as shown in FIG. As the throttle mechanism 38, a variable throttle whose flow path resistance changes according to the differential pressure between the high-pressure refrigerant pressure PH and the internal pressure PM of the space 35 is used.

本実施形態における第１絞り機構３８は、具体的には、固定絞り穴４５と、固定絞り穴４５を開閉する弁体４７と、弁体４７に対して固定絞り穴４５を閉じる方向の力を付勢するスプリング４８とで構成されている。   Specifically, the first throttling mechanism 38 in the present embodiment has a fixed throttling hole 45, a valve body 47 that opens and closes the fixed throttling hole 45, and a force in a direction to close the fixed throttling hole 45 relative to the valve body 47. And an urging spring 48.

したがって、高圧冷媒圧力ＰＨと空間３５の内圧ＰＭとの差圧が増加すると弁体４７が固定絞り穴４５の開度を大きくする方向に移動するので、第１絞り機構３８の流路抵抗が減少する。一方、高圧冷媒圧力ＰＨと空間３５の内圧ＰＭとの差圧が減少すると弁板４６が固定絞り穴４５の開度を小さくする方向に移動するので、第１絞り機構３８の流路抵抗が増大する。   Accordingly, when the differential pressure between the high-pressure refrigerant pressure PH and the internal pressure PM of the space 35 increases, the valve body 47 moves in a direction to increase the opening degree of the fixed throttle hole 45, so that the flow path resistance of the first throttle mechanism 38 decreases. To do. On the other hand, when the differential pressure between the high-pressure refrigerant pressure PH and the internal pressure PM of the space 35 decreases, the valve plate 46 moves in a direction to reduce the opening of the fixed throttle hole 45, so that the flow path resistance of the first throttle mechanism 38 increases. To do.

本実施形態によると、高圧冷媒圧力ＰＨと空間３５の内圧ＰＭとの差圧が増加すると第１絞り機構３８の流路抵抗が減少するので、空間３５の内圧ＰＭが増加する。この結果、絞り通路２２３の開口面積（弁開度）が大きくなる。   According to the present embodiment, when the differential pressure between the high-pressure refrigerant pressure PH and the internal pressure PM in the space 35 increases, the flow path resistance of the first throttle mechanism 38 decreases, so the internal pressure PM in the space 35 increases. As a result, the opening area (valve opening) of the throttle passage 223 increases.

このため、高圧冷媒圧力ＰＨと空間３５の内圧ＰＭとの差圧に応じて空間３５の内圧ＰＭを調整可能になるので、サイクルの高圧側冷媒圧力をより高精度に制御できる。   For this reason, since the internal pressure PM of the space 35 can be adjusted according to the differential pressure between the high-pressure refrigerant pressure PH and the internal pressure PM of the space 35, the high-pressure side refrigerant pressure of the cycle can be controlled with higher accuracy.

例えば、高圧冷媒圧力ＰＨが過剰に上昇したときに、絞り通路２２３の開口面積（弁開度）を大きくすることによって高圧冷媒圧力ＰＨの異常上昇を防止することができる。   For example, when the high-pressure refrigerant pressure PH increases excessively, an abnormal increase in the high-pressure refrigerant pressure PH can be prevented by increasing the opening area (valve opening degree) of the throttle passage 223.

なお、本実施形態では、第１絞り機構３８を高圧冷媒圧力ＰＨと空間３５の内圧ＰＭとの差圧に応じて流路抵抗が変化する可変絞りにしているが、第２絞り機構３９を高圧冷媒圧力ＰＨと空間３５の内圧ＰＭとの差圧に応じて流路抵抗が変化する可変絞りにしてもよい。   In the present embodiment, the first throttling mechanism 38 is a variable throttling whose flow resistance changes according to the differential pressure between the high-pressure refrigerant pressure PH and the internal pressure PM of the space 35. A variable throttle that changes the flow resistance according to the differential pressure between the refrigerant pressure PH and the internal pressure PM of the space 35 may be used.

（第８実施形態）
上記第６実施形態では、第１絞り機構３８として、高圧冷媒圧力ＰＨと空間３５の内圧ＰＭとの差圧に応じて流路抵抗が変化する可変絞りを用いているが、本第７実施形態では、図１２に示すように、第１絞り機構３８として、高圧冷媒圧力ＰＨと大気圧Ｐａｔｍとの差圧に応じて流路抵抗が変化する可変絞りを用いている。 (Eighth embodiment)
In the sixth embodiment, as the first throttling mechanism 38, a variable throttling whose flow path resistance changes according to the differential pressure between the high-pressure refrigerant pressure PH and the internal pressure PM of the space 35 is used. As shown in FIG. 12, the first throttle mechanism 38 uses a variable throttle whose flow path resistance changes in accordance with the differential pressure between the high-pressure refrigerant pressure PH and the atmospheric pressure Patm.

本実施形態では、ハウジング部材２０内に、第１冷媒流路２１とハウジング部材２０の外部とを連通する連通穴４９を形成し、第１絞り機構３８の弁体４７をこの連通穴４９内に配置している。このため、弁体４７の背部（固定絞り穴４５と反対側の部位）に大気圧Ｐａｔｍが作用する。   In the present embodiment, a communication hole 49 that communicates the first refrigerant flow path 21 and the outside of the housing member 20 is formed in the housing member 20, and the valve body 47 of the first throttle mechanism 38 is placed in the communication hole 49. It is arranged. For this reason, the atmospheric pressure Patm acts on the back part of the valve body 47 (the part opposite to the fixed throttle hole 45).

また、スプリング４８は、弁体４７に対して固定絞り穴４５を閉じる方向の力を付勢するようになっている。なお、弁体４７にはＯリング５０が配置されており、このＯリング５０によって第１冷媒流路２１がハウジング部材２０の外部と直接連通しないようになっている。   The spring 48 biases the valve body 47 in the direction of closing the fixed throttle hole 45. Note that an O-ring 50 is disposed in the valve body 47, and the O-ring 50 prevents the first refrigerant flow path 21 from directly communicating with the outside of the housing member 20.

したがって、高圧冷媒圧力ＰＨと大気圧Ｐａｔｍとの差圧が増加すると弁体４７が固定絞り穴４５の開度を大きくする方向に移動するので、第１絞り機構３８の流路抵抗が減少する。一方、高圧冷媒圧力ＰＨと大気圧Ｐａｔｍとの差圧が減少すると弁板４６が固定絞り穴４５の開度を小さくする方向に移動するので、第１絞り機構３８の流路抵抗が増大する。   Accordingly, when the differential pressure between the high-pressure refrigerant pressure PH and the atmospheric pressure Patm increases, the valve body 47 moves in the direction of increasing the opening degree of the fixed throttle hole 45, so that the flow path resistance of the first throttle mechanism 38 decreases. On the other hand, when the differential pressure between the high-pressure refrigerant pressure PH and the atmospheric pressure Patm decreases, the valve plate 46 moves in the direction of decreasing the opening degree of the fixed throttle hole 45, so that the flow path resistance of the first throttle mechanism 38 increases.

本実施形態によると、高圧冷媒圧力ＰＨと大気圧Ｐａｔｍとの差圧が増加すると第１絞り機構３８の流路抵抗が減少するので、空間３５の内圧ＰＭが増加する。この結果、絞り通路２２３の開口面積（弁開度）が大きくなる。   According to this embodiment, when the differential pressure between the high-pressure refrigerant pressure PH and the atmospheric pressure Patm increases, the flow path resistance of the first throttle mechanism 38 decreases, so the internal pressure PM of the space 35 increases. As a result, the opening area (valve opening) of the throttle passage 223 increases.

このため、高圧冷媒圧力ＰＨと大気圧Ｐａｔｍとの差圧に応じて空間３５の内圧ＰＭを調整可能になるので、サイクルの高圧側冷媒圧力をより高精度に制御できる。   For this reason, since the internal pressure PM of the space 35 can be adjusted according to the differential pressure between the high-pressure refrigerant pressure PH and the atmospheric pressure Patm, the high-pressure side refrigerant pressure of the cycle can be controlled with higher accuracy.

例えば、高圧冷媒圧力ＰＨが過剰に上昇したときに、絞り通路２２３の開口面積（弁開度）を大きくすることによって高圧冷媒圧力ＰＨの異常上昇を防止することができる。   For example, when the high-pressure refrigerant pressure PH increases excessively, an abnormal increase in the high-pressure refrigerant pressure PH can be prevented by increasing the opening area (valve opening degree) of the throttle passage 223.

なお、本実施形態では、第１絞り機構３８を高圧冷媒圧力ＰＨと大気圧Ｐａｔｍとの差圧に応じて流路抵抗が変化する可変絞りにしているが、第２絞り機構３９を高圧冷媒圧力ＰＨと大気圧Ｐａｔｍとの差圧に応じて流路抵抗が変化する可変絞りにしてもよい。   In the present embodiment, the first throttling mechanism 38 is a variable throttling whose flow path resistance changes according to the differential pressure between the high-pressure refrigerant pressure PH and the atmospheric pressure Patm, but the second throttling mechanism 39 is a high-pressure refrigerant pressure. A variable throttle that changes the channel resistance according to the differential pressure between PH and atmospheric pressure Patm may be used.

（第９実施形態）
上記第６〜第８実施形態では、第１絞り機構３８として、機械的に流路抵抗が制御される可変絞りを用いているが、本第７実施形態では、図１３（ａ）に示すように、第１絞り機構３８として、電気的に流路抵抗が制御される可変絞りを用いている。 (Ninth embodiment)
In the sixth to eighth embodiments, a variable throttle whose channel resistance is mechanically controlled is used as the first throttle mechanism 38, but in the seventh embodiment, as shown in FIG. In addition, as the first diaphragm mechanism 38, a variable diaphragm whose flow path resistance is electrically controlled is used.

さらに、本実施形態では、図１３（ｂ）に示すように、第２絞り機構３９も電気制御弁（可変絞り）で構成している。   Further, in the present embodiment, as shown in FIG. 13B, the second throttle mechanism 39 is also constituted by an electric control valve (variable throttle).

本実施形態における第１絞り機構３８は、電動アクチュエータ５１により弁体４７を駆動して固定絞り穴４５の開度（通路絞り開度）を調整する電気制御弁である。   The first throttle mechanism 38 in the present embodiment is an electric control valve that adjusts the opening degree (passage throttle opening degree) of the fixed throttle hole 45 by driving the valve body 47 by the electric actuator 51.

電動アクチュエータ５１は、図示しない高圧冷媒圧力センサの検出圧力と、図示しない高圧冷媒温度センサの検出温度とに応じて制御されるようになっている。具体的には、電動アクチュエータ５１に入力されるパルス信号のデューティー比を変化させることにより、電動アクチュエータ５１に流れる制御電流の実効電流値を調整することによって、電動アクチュエータ５１の駆動量（移動量）が調整されるようになっている。   The electric actuator 51 is controlled according to a detected pressure of a high-pressure refrigerant pressure sensor (not shown) and a detected temperature of a high-pressure refrigerant temperature sensor (not shown). Specifically, the drive amount (movement amount) of the electric actuator 51 is adjusted by adjusting the effective current value of the control current flowing through the electric actuator 51 by changing the duty ratio of the pulse signal input to the electric actuator 51. Has been adjusted.

なお、高圧冷媒圧力センサは本発明における圧力検出手段に該当するものであり、高圧冷媒温度センサは本発明における温度検出手段に該当するものである。   The high-pressure refrigerant pressure sensor corresponds to the pressure detection means in the present invention, and the high-pressure refrigerant temperature sensor corresponds to the temperature detection means in the present invention.

第２絞り機構３９を構成する電気制御弁は、第１絞り機構３８を構成する電気制御弁と基本的に同一であり、電動アクチュエータ５２により弁体５３を駆動して固定絞り穴５４の開度（通路絞り開度）を調整するようになっている。   The electric control valve constituting the second throttling mechanism 39 is basically the same as the electric control valve constituting the first throttling mechanism 38, and the valve body 53 is driven by the electric actuator 52 to open the opening of the fixed throttling hole 54. (Path throttle opening) is adjusted.

そして、高圧冷媒圧力ＰＨが上昇すると、第１絞り機構３８は、弁体４７が固定絞り穴４５の開度を大きくする方向に移動して流路抵抗が減少する。一方、高圧冷媒圧力ＰＨが低下すると、第１絞り機構３８は、弁体４７が固定絞り穴４５の開度を小さくする方向に移動して流路抵抗が減少する。   When the high-pressure refrigerant pressure PH increases, the first throttle mechanism 38 moves in the direction in which the valve body 47 increases the opening of the fixed throttle hole 45, and the flow path resistance decreases. On the other hand, when the high-pressure refrigerant pressure PH decreases, the first throttle mechanism 38 moves in the direction in which the valve body 47 decreases the opening degree of the fixed throttle hole 45 and the flow path resistance decreases.

このため、高圧冷媒圧力ＰＨに応じて空間３５の内圧ＰＭを調整可能になるので、サイクルの高圧側冷媒圧力をより高精度に制御できる。例えば、上記第８実施形態と同様に、高圧冷媒圧力ＰＨの異常上昇を防止することができる。   For this reason, since the internal pressure PM of the space 35 can be adjusted according to the high-pressure refrigerant pressure PH, the high-pressure side refrigerant pressure of the cycle can be controlled with higher accuracy. For example, as in the eighth embodiment, an abnormal increase in the high-pressure refrigerant pressure PH can be prevented.

第２絞り機構３９は、第１絞り機構３８とは逆に、高圧冷媒圧力ＰＨが上昇すると、弁体５３が固定絞り穴５４の開度を小さくする方向に移動して流路抵抗が増大する。一方、高圧冷媒圧力ＰＨが低下すると、第２絞り機構３９は、弁体５３が固定絞り穴５４の開度を大きくする方向に移動して流路抵抗が増大する。   Contrary to the first throttling mechanism 38, the second throttling mechanism 39 increases the flow path resistance when the high-pressure refrigerant pressure PH increases and the valve body 53 moves in the direction of decreasing the opening of the fixed throttling hole 54. . On the other hand, when the high-pressure refrigerant pressure PH decreases, the second throttle mechanism 39 moves in the direction in which the valve body 53 increases the opening degree of the fixed throttle hole 54 and the flow path resistance increases.

このため、高圧冷媒圧力ＰＨが増加すると第２絞り機構３９の流路抵抗が増大するので、空間３５の内圧ＰＭが増加する。この結果、絞り通路２２３の開口面積（弁開度）がより大きくなる。   For this reason, when the high-pressure refrigerant pressure PH increases, the flow path resistance of the second throttle mechanism 39 increases, so the internal pressure PM of the space 35 increases. As a result, the opening area (valve opening) of the throttle passage 223 becomes larger.

つまり、第１絞り機構３８のみならず、第２絞り機構３９によっても高圧冷媒圧力ＰＨに応じて空間３５の内圧ＰＭを調整可能になるので、サイクルの高圧側冷媒圧力をより一層高精度に制御できる。   That is, not only the first throttle mechanism 38 but also the second throttle mechanism 39 can adjust the internal pressure PM of the space 35 according to the high-pressure refrigerant pressure PH, so that the high-pressure side refrigerant pressure of the cycle can be controlled with higher accuracy. it can.

また、本実施形態では、高圧冷媒温度が上昇すると、第１絞り機構３８は、弁体４７が固定絞り穴４５の開度を小さくする方向に移動して流路抵抗が増大する。一方、高圧冷媒温度が低下すると、第１絞り機構３８は、弁体４７が固定絞り穴４５の開度を大きくする方向に移動して流路抵抗が減少する。   In the present embodiment, when the high-pressure refrigerant temperature rises, the first throttle mechanism 38 moves in the direction in which the valve body 47 decreases the opening of the fixed throttle hole 45 and the flow path resistance increases. On the other hand, when the high-pressure refrigerant temperature decreases, the first throttle mechanism 38 moves in the direction in which the valve body 47 increases the opening degree of the fixed throttle hole 45 and the flow path resistance decreases.

本実施形態によると、高圧冷媒温度が上昇すると、第１絞り機構３８の流路抵抗が増大するので、空間３５の内圧ＰＭが低下する。この結果、絞り通路２２３の開口面積（弁開度）が小さくなる。   According to the present embodiment, when the high-pressure refrigerant temperature rises, the flow path resistance of the first throttle mechanism 38 increases, so the internal pressure PM of the space 35 decreases. As a result, the opening area (valve opening) of the throttle passage 223 is reduced.

このため、高圧冷媒温度に応じて空間３５の内圧ＰＭを調整可能になるので、サイクルの高圧側冷媒圧力をより高精度に制御できる。例えば、高負荷アイドリング時等、高圧冷媒温度が過剰に上昇したときに、絞り通路２２３の開口面積（弁開度）を小さくすることによって高圧冷媒温度の異常上昇を防止することができる。   For this reason, since the internal pressure PM of the space 35 can be adjusted according to the high-pressure refrigerant temperature, the high-pressure side refrigerant pressure of the cycle can be controlled with higher accuracy. For example, when the high-pressure refrigerant temperature rises excessively, such as during high-load idling, the abnormal increase in the high-pressure refrigerant temperature can be prevented by reducing the opening area (valve opening degree) of the throttle passage 223.

第２絞り機構３９は、第１絞り機構３８とは逆に、高圧冷媒温度が上昇すると、弁体５３が固定絞り穴５４の開度を大きくする方向に移動して流路抵抗が減少する。一方、高圧冷媒温度が低下すると、第２絞り機構３９は、弁体５３が固定絞り穴５４の開度を小さくする方向に移動して第２絞り機構３９の流路抵抗が増大する。この結果、空間３５の内圧ＰＭが低下して、絞り通路２２３の開口面積（弁開度）が小さくなる。   Contrary to the first throttling mechanism 38, the second throttling mechanism 39 moves in a direction in which the valve body 53 increases the opening of the fixed throttling hole 54 and the flow path resistance decreases when the high-pressure refrigerant temperature rises. On the other hand, when the high-pressure refrigerant temperature decreases, the second throttle mechanism 39 moves in a direction in which the valve body 53 decreases the opening degree of the fixed throttle hole 54, and the flow path resistance of the second throttle mechanism 39 increases. As a result, the internal pressure PM of the space 35 decreases, and the opening area (valve opening) of the throttle passage 223 decreases.

つまり、第１絞り機構３８のみならず、第２絞り機構３９によっても高圧冷媒温度に応じて空間３５の内圧ＰＭを調整可能になるので、サイクルの高圧側冷媒圧力をより一層高精度に制御できる。   That is, not only the first throttle mechanism 38 but also the second throttle mechanism 39 can adjust the internal pressure PM of the space 35 according to the high-pressure refrigerant temperature, so that the high-pressure side refrigerant pressure of the cycle can be controlled with higher accuracy. .

なお、本例では、電動アクチュエータ５１、５２を、高圧冷媒圧力センサの検出圧力及び高圧冷媒温度センサの検出温度の両者に応じて制御しているが、電動アクチュエータ５１、５２を、高圧冷媒圧力センサの検出圧力及び高圧冷媒温度センサの検出温度のいずれか一方のみに応じて制御するようにしてもよい。   In this example, the electric actuators 51 and 52 are controlled according to both the detected pressure of the high-pressure refrigerant pressure sensor and the detected temperature of the high-pressure refrigerant temperature sensor. However, the electric actuators 51 and 52 are controlled by the high-pressure refrigerant pressure sensor. Control may be performed in accordance with only one of the detected pressure and the detected temperature of the high-pressure refrigerant temperature sensor.

また、本例では、第１絞り機構３８及び第２絞り機構３９の両者を電気制御弁（可変絞り）で構成しているが、第１絞り機構３８及び第２絞り機構３９のうちいずれか一方のみを電気制御弁（可変絞り）で構成し、他方を固定絞りで構成するようにしてもよい。   In this example, both the first throttle mechanism 38 and the second throttle mechanism 39 are constituted by electric control valves (variable throttles), but either the first throttle mechanism 38 or the second throttle mechanism 39 is used. Only the electric control valve (variable throttle) may be configured, and the other may be configured with a fixed throttle.

（他の実施形態）
なお、上記第６実施形態では、高圧冷媒温度が上昇すると第１絞り機構３８の流路抵抗が増大するようになっているが、これとは逆に、高圧冷媒温度が上昇すると第１絞り機構３８の流路抵抗が減少するようにしてもよい。 (Other embodiments)
In the sixth embodiment, when the high-pressure refrigerant temperature rises, the flow path resistance of the first throttle mechanism 38 increases. On the contrary, when the high-pressure refrigerant temperature rises, the first throttle mechanism The flow path resistance of 38 may be reduced.

また、上記第７実施形態では、高圧冷媒圧力ＰＨと空間３５の内圧ＰＭとの差圧が増加すると第１絞り機構３８の流路抵抗が減少するようになっているが、これとは逆に、高圧冷媒圧力ＰＨと空間３５の内圧ＰＭとの差圧が増加すると第１絞り機構３８の流路抵抗が増加するようにしてもよい。   In the seventh embodiment, when the differential pressure between the high-pressure refrigerant pressure PH and the internal pressure PM in the space 35 increases, the flow path resistance of the first throttle mechanism 38 decreases. As the differential pressure between the high-pressure refrigerant pressure PH and the internal pressure PM in the space 35 increases, the flow path resistance of the first throttle mechanism 38 may increase.

また、上記第８実施形態では、高圧冷媒圧力ＰＨが上昇すると、第１絞り機構３８の流路抵抗が減少するとともに、第２絞り機構３９の流路抵抗が増大するようになっているが、これとは逆に、高圧冷媒圧力ＰＨが上昇すると、第１絞り機構３８の流路抵抗が増大するとともに、第２絞り機構３９の流路抵抗が減少するようにしてもよい。   In the eighth embodiment, when the high-pressure refrigerant pressure PH increases, the flow resistance of the first throttle mechanism 38 decreases and the flow resistance of the second throttle mechanism 39 increases. On the contrary, when the high-pressure refrigerant pressure PH increases, the flow path resistance of the first throttle mechanism 38 may increase and the flow path resistance of the second throttle mechanism 39 may decrease.

また、上記第８実施形態では、高圧冷媒温度が上昇すると、第１絞り機構３８の流路抵抗が増大するとともに、第２絞り機構３９の流路抵抗が減少するようになっているが、これとは逆に、高圧冷媒温度が上昇すると、第１絞り機構３８の流路抵抗が減少するとともに、第２絞り機構３９の流路抵抗が増大するようにしてもよい。   In the eighth embodiment, when the high-pressure refrigerant temperature rises, the flow resistance of the first throttle mechanism 38 increases and the flow resistance of the second throttle mechanism 39 decreases. On the contrary, when the high-pressure refrigerant temperature rises, the flow path resistance of the first throttle mechanism 38 may decrease and the flow path resistance of the second throttle mechanism 39 may increase.

また、上記各実施形態では、サイクルの高圧側冷媒圧力が目標高圧となるように制御する圧力制御弁に本発明を適用した例を示しているが、これに限定されることなく、例えば、サイクルの低圧側冷媒圧力が目標低圧となるように制御する圧力制御弁に本発明を適用してもよい。   In each of the above embodiments, an example is shown in which the present invention is applied to a pressure control valve that controls the high-pressure side refrigerant pressure of a cycle to be a target high pressure. The present invention may be applied to a pressure control valve that controls the low-pressure side refrigerant pressure to a target low pressure.

本発明の第１実施形態による車両用空調装置の全体構成図である。1 is an overall configuration diagram of a vehicle air conditioner according to a first embodiment of the present invention. （ａ）は第１実施形態による膨張弁の縦断面図であり、（ｂ）は（ａ）におけるＡ−Ａ断面図である。(A) is a longitudinal cross-sectional view of the expansion valve by 1st Embodiment, (b) is AA sectional drawing in (a). 第２実施形態による車両用空調装置の全体構成図である。It is a whole block diagram of the vehicle air conditioner by 2nd Embodiment. （ａ）は第２実施形態による膨張弁の縦断面図であり、（ｂ）は（ａ）におけるＢ−Ｂ断面図である。(A) is a longitudinal cross-sectional view of the expansion valve by 2nd Embodiment, (b) is BB sectional drawing in (a). 第３実施形態による車両用空調装置の全体構成図である。It is a whole block diagram of the vehicle air conditioner by 3rd Embodiment. （ａ）は第４実施形態による膨張弁の縦断面図であり、（ｂ）は（ａ）におけるＣ−Ｃ断面図である。(A) is a longitudinal cross-sectional view of the expansion valve by 4th Embodiment, (b) is CC sectional drawing in (a). 第４実施形態による膨張弁の第２のダイアフラムの斜視図である。It is a perspective view of the 2nd diaphragm of the expansion valve by a 4th embodiment. 第５実施形態による膨張弁に用いられる封入ガスのモリエル線図である。It is the Mollier diagram of the sealing gas used for the expansion valve by 5th Embodiment. 第５実施形態による膨張弁の制御特性を示すグラフである。It is a graph which shows the control characteristic of the expansion valve by 5th Embodiment. 第６実施形態による膨張弁の第１絞り機構の概略断面図であり、（ａ）は第１絞り機構を閉じた状態を示し、（ｂ）は第１絞り機構を開いた状態を示している。It is a schematic sectional drawing of the 1st throttle mechanism of the expansion valve by 6th Embodiment, (a) shows the state which closed the 1st throttle mechanism, (b) has shown the state which opened the 1st throttle mechanism. . 第７実施形態による膨張弁の第１絞り機構の概略断面図である。It is a schematic sectional drawing of the 1st throttle mechanism of the expansion valve by 7th Embodiment. 第８実施形態による膨張弁の第１絞り機構の概略断面図である。It is a schematic sectional drawing of the 1st throttle mechanism of the expansion valve by 8th Embodiment. （ａ）は第９実施形態による膨張弁の第１絞り機構の概略断面図であり、（ｂ）は第９実施形態による膨張弁の第２絞り機構の概略断面図である。(A) is a schematic sectional drawing of the 1st throttle mechanism of the expansion valve by 9th Embodiment, (b) is a schematic sectional drawing of the 2nd throttle mechanism of the expansion valve by 9th Embodiment.

符号の説明Explanation of symbols

２１…第１冷媒流路（高圧冷媒流路）、２２１…上流側流路（高圧冷媒流路）、
２２２…下流側冷媒流路（低圧冷媒流路）、２２３…絞り通路、２４…弁体部、
２５…ダイアフラム、２５ａ…一方の面、２５ｂ…他方の面、２８…第１圧力室、
２９…第２圧力室、３５…空間、３８…第１絞り機構、３９…第２絞り機構。 21 ... 1st refrigerant flow path (high pressure refrigerant flow path), 221 ... Upstream flow path (high pressure refrigerant flow path),
222 ... downstream side refrigerant flow path (low pressure refrigerant flow path), 223 ... throttle passage, 24 ... valve body part,
25 ... Diaphragm, 25a ... One surface, 25b ... The other surface, 28 ... First pressure chamber,
29 ... second pressure chamber, 35 ... space, 38 ... first throttle mechanism, 39 ... second throttle mechanism.

Claims (21)

高圧側冷媒圧力が冷媒の臨界圧力を超える超臨界冷凍サイクルの冷媒の圧力を制御する圧力制御弁であって、
前記冷媒を減圧する絞り通路（２２３）と、
前記絞り通路（２２３）で減圧される前の冷媒が流れる高圧冷媒流路（２１、２２１）と、
前記絞り通路（２２３）で減圧された後の冷媒が流れる低圧冷媒流路（２２２）と、
薄板状のダイアフラム（２５）と、
前記ダイアフラム（２５）に連結され、前記ダイアフラム（２５）の変位に機械的に連動して変位して前記絞り通路（２２３）を開閉する弁体部（２４）と、
前記ダイアフラム（２５）の一方の面（２５ａ）側に形成され、内部に封入ガスが封入された第１圧力室（２８）と、
前記ダイアフラム（２５）の他方の面（２５ｂ）側に形成された第２圧力室（２９）と、
前記高圧冷媒流路（２１、２２１）における冷媒圧力（ＰＨ）と前記低圧冷媒流路（２２２）における冷媒圧力（ＰＬ）とを利用して前記第２圧力室（２９）の内圧（ＰＭ）を作り出す手段（３５〜３９）とを備え、
前記第１圧力室（２８）の内圧（ＰＡ）が前記絞り通路（２２３）を閉じる方向の力として前記弁体部（２４）に作用し、かつ、前記第２圧力室（２９）の内圧（ＰＭ）が前記絞り通路（２２３）を開く方向の力として前記弁体部（２４）に作用するように、前記弁体部（２４）が前記ダイアフラム（２５）に連結され、
前記封入ガスの圧力が前記高圧冷媒流路（２１、２２１）における冷媒温度に応じて変化することによって、前記第１圧力室（２８）の内圧（ＰＡ）が変化するようになっており、
前記第２圧力室（２９）の内圧（ＰＭ）を作り出す手段（３５〜３９）は、前記第２圧力室（２９）の内圧（ＰＭ）を、前記高圧冷媒流路（２１、２２１）における冷媒圧力（ＰＨ）と前記低圧冷媒流路（２２２）における冷媒圧力（ＰＬ）の中間圧力にするようになっていることを特徴とする圧力制御弁。 A pressure control valve for controlling a refrigerant pressure in a supercritical refrigeration cycle in which a high-pressure side refrigerant pressure exceeds a critical pressure of the refrigerant,
A throttle passage (223) for depressurizing the refrigerant;
High-pressure refrigerant flow paths (21, 221) through which refrigerant before being decompressed in the throttle passage (223) flows;
A low-pressure refrigerant flow path (222) through which the refrigerant after being depressurized in the throttle passage (223) flows;
A thin diaphragm (25);
A valve body (24) connected to the diaphragm (25) and mechanically interlocking with the displacement of the diaphragm (25) to open and close the throttle passage (223);
A first pressure chamber (28) formed on the one surface (25a) side of the diaphragm (25) and filled with an enclosed gas;
A second pressure chamber (29) formed on the other surface (25b) side of the diaphragm (25);
Using the refrigerant pressure (PH) in the high-pressure refrigerant flow path (21, 221) and the refrigerant pressure (PL) in the low-pressure refrigerant flow path (222), the internal pressure (PM) of the second pressure chamber (29) is reduced. Means for producing (35-39),
The internal pressure (PA) of the first pressure chamber (28) acts on the valve body (24) as a force in the direction of closing the throttle passage (223), and the internal pressure (29) of the second pressure chamber (29) The valve body (24) is connected to the diaphragm (25) so that (PM) acts on the valve body (24) as a force in a direction to open the throttle passage (223),
The internal pressure (PA) of the first pressure chamber (28) is changed by the pressure of the sealed gas changing according to the refrigerant temperature in the high-pressure refrigerant flow path (21, 221),
The means (35-39) for creating the internal pressure (PM) of the second pressure chamber (29) uses the internal pressure (PM) of the second pressure chamber (29) as the refrigerant in the high-pressure refrigerant flow path (21, 221). A pressure control valve characterized by having an intermediate pressure between a pressure (PH) and a refrigerant pressure (PL) in the low-pressure refrigerant flow path (222). 高圧側冷媒圧力が冷媒の臨界圧力を超える超臨界冷凍サイクルの冷媒の圧力を制御する圧力制御弁であって、
前記冷媒を減圧する絞り通路（２２３）と、
前記絞り通路（２２３）で減圧される前の冷媒が流れる高圧冷媒流路（２１、２２１）と、
前記絞り通路（２２３）で減圧された後の冷媒が流れる低圧冷媒流路（２２２）と、
薄板状のダイアフラム（２５）と、
前記ダイアフラム（２５）に連結され、前記ダイアフラム（２５）の変位に機械的に連動して変位して前記絞り通路（２２３）を開閉する弁体部（２４）と、
前記ダイアフラム（２５）の一方の面（２５ａ）側に形成され、内部に封入ガスが封入された第１圧力室（２８）と、
前記ダイアフラム（２５）の他方の面（２５ｂ）側に形成された第２圧力室（２９）とを備え、
前記第１圧力室（２８）の内圧（ＰＡ）が前記絞り通路（２２３）を閉じる方向の力として前記弁体部（２４）に作用し、かつ、前記第２圧力室（２９）の内圧（ＰＭ）が前記絞り通路（２２３）を開く方向の力として前記弁体部（２４）に作用するように、前記弁体部（２４）が前記ダイアフラム（２５）に連結され、
前記封入ガスの圧力が前記高圧冷媒流路（２１、２２１）における冷媒温度に応じて変化することによって、前記第１圧力室（２８）の内圧（ＰＡ）が変化するようになっており、
さらに、前記第２圧力室（２９）と連通し、前記第２圧力室（２９）の内圧（ＰＭ）を作り出すための空間（３５）を備え、
前記空間（３５）は、第１絞り機構（３８）を介して前記高圧冷媒流路（２１、２２１）と連通しているとともに、第２絞り機構（３９）を介して前記低圧冷媒流路（２２２）と連通していることを特徴とする圧力制御弁。 A pressure control valve for controlling a refrigerant pressure in a supercritical refrigeration cycle in which a high-pressure side refrigerant pressure exceeds a critical pressure of the refrigerant,
A throttle passage (223) for depressurizing the refrigerant;
High-pressure refrigerant flow paths (21, 221) through which the refrigerant before being decompressed in the throttle passage (223) flows;
A low-pressure refrigerant flow path (222) through which the refrigerant after being depressurized in the throttle passage (223) flows;
A thin diaphragm (25);
A valve body (24) connected to the diaphragm (25) and mechanically interlocking with the displacement of the diaphragm (25) to open and close the throttle passage (223);
A first pressure chamber (28) formed on the one surface (25a) side of the diaphragm (25) and filled with a sealed gas;
A second pressure chamber (29) formed on the other surface (25b) side of the diaphragm (25),
The internal pressure (PA) of the first pressure chamber (28) acts on the valve body (24) as a force in the direction of closing the throttle passage (223), and the internal pressure (29) of the second pressure chamber (29) The valve body (24) is connected to the diaphragm (25) so that (PM) acts on the valve body (24) as a force in a direction to open the throttle passage (223),
The internal pressure (PA) of the first pressure chamber (28) is changed by the pressure of the sealed gas changing according to the refrigerant temperature in the high-pressure refrigerant flow path (21, 221),
And a space (35) for communicating with the second pressure chamber (29) to create an internal pressure (PM) of the second pressure chamber (29),
The space (35) communicates with the high-pressure refrigerant flow path (21, 221) via a first throttle mechanism (38), and the low-pressure refrigerant flow path (39) via a second throttle mechanism (39). 222) A pressure control valve characterized by being in communication with 222). 前記第１、第２絞り機構（３８、３９）が固定絞りであることを特徴とする請求項２に記載の圧力制御弁。 The pressure control valve according to claim 2, wherein the first and second throttle mechanisms (38, 39) are fixed throttles. 前記第１、第２絞り機構（３８、３９）のうち少なくとも一方は、前記高圧冷媒流路（２１、２２１）における冷媒温度に応じて絞り開度を変化する可変絞りであることを特徴とする請求項２に記載の圧力制御弁。 At least one of the first and second throttle mechanisms (38, 39) is a variable throttle that changes a throttle opening according to a refrigerant temperature in the high-pressure refrigerant flow path (21, 221). The pressure control valve according to claim 2. 前記第１、第２絞り機構（３８、３９）のうち少なくとも一方は、前記高圧冷媒流路（２１、２２１）における冷媒圧力（ＰＨ）に応じて絞り開度を変化する可変絞りであることを特徴とする請求項２に記載の圧力制御弁。 At least one of the first and second throttle mechanisms (38, 39) is a variable throttle that changes the throttle opening according to the refrigerant pressure (PH) in the high-pressure refrigerant flow path (21, 221). The pressure control valve according to claim 2, wherein: 前記高圧冷媒流路（２１、２２１）における冷媒圧力（ＰＨ）を検出する圧力検出手段を備え、
前記第１、第２絞り機構（３８、３９）のうち少なくとも一方は、前記圧力検出手段の検出圧力に基づいて絞り開度が電気的に制御される可変絞りであることを特徴とする請求項２に記載の圧力制御弁。 Pressure detecting means for detecting a refrigerant pressure (PH) in the high-pressure refrigerant flow path (21, 221);
The at least one of the first and second throttle mechanisms (38, 39) is a variable throttle whose throttle opening is electrically controlled based on a detected pressure of the pressure detecting means. 2. The pressure control valve according to 2. 前記高圧冷媒流路（２１、２２１）における冷媒温度を検出する温度検出手段を備え、
前記第１、第２絞り機構（３８、３９）のうち少なくとも一方は、前記温度検出手段の検出温度に基づいて絞り開度が電気的に制御される可変絞りであることを特徴とする請求項２に記載の圧力制御弁。 Temperature detecting means for detecting the refrigerant temperature in the high-pressure refrigerant flow path (21, 221),
The at least one of the first and second throttle mechanisms (38, 39) is a variable throttle whose throttle opening is electrically controlled based on a temperature detected by the temperature detecting means. 2. The pressure control valve according to 2. 前記高圧冷媒流路（２１、２２１）が、前記超臨界冷凍サイクルの放熱器（１１）の出口側に接続されていることを特徴とする請求項１ないし７のいずれか１つに記載の圧力制御弁。 The pressure according to any one of claims 1 to 7, wherein the high-pressure refrigerant flow path (21, 221) is connected to an outlet side of a radiator (11) of the supercritical refrigeration cycle. Control valve. 前記高圧冷媒流路（２１、２２１）が、前記超臨界冷凍サイクルの高圧側冷媒と低圧側冷媒とを熱交換する内部熱交換器（１２）のうち高圧側冷媒流路（１２ａ）の出口側に接続されていることを特徴とする請求項１ないし７のいずれか１つに記載の圧力制御弁。 The outlet side of the high-pressure side refrigerant flow path (12a) in the internal heat exchanger (12) in which the high-pressure refrigerant flow path (21, 221) exchanges heat between the high-pressure side refrigerant and the low-pressure side refrigerant of the supercritical refrigeration cycle. The pressure control valve according to claim 1, wherein the pressure control valve is connected to the pressure control valve. 前記高圧冷媒流路が互いに独立した２つの流路（２１、２２１）で構成されており、
前記２つの流路（２１、２２１）のうち一方の流路（２１）は、上流側部位（２１ａ）が前記超臨界冷凍サイクルの放熱器（１１）の出口側に接続され、かつ、下流側部位（２２ｂ）が前記超臨界冷凍サイクルの高圧側冷媒と低圧側冷媒とを熱交換する内部熱交換器（１２）のうち高圧側冷媒流路（１２ａ）の入口側に接続され、
前記２つの流路（２１、２２１）のうち他方の流路（２２１）は、上流側部位（２２１ａ）が前記高圧側冷媒流路（１２ａ）の出口側に接続され、かつ、下流側部位（２２１ｂｅ）が前記絞り通路（２２３）を介して前記低圧冷媒流路（２２２）の上流側部位（２２２ａ）と連通していることを特徴とする請求項１ないし７のいずれか１つに記載の圧力制御弁。 The high-pressure refrigerant flow path is composed of two flow paths (21, 221) independent from each other;
One of the two channels (21, 221) has an upstream portion (21a) connected to the outlet side of the radiator (11) of the supercritical refrigeration cycle and the downstream side The part (22b) is connected to the inlet side of the high-pressure side refrigerant flow path (12a) in the internal heat exchanger (12) for exchanging heat between the high-pressure side refrigerant and the low-pressure side refrigerant of the supercritical refrigeration cycle,
Of the two flow paths (21, 221), the other flow path (221) has an upstream site (221a) connected to the outlet side of the high-pressure refrigerant channel (12a) and a downstream site ( 221be) communicates with the upstream portion (222a) of the low-pressure refrigerant flow path (222) via the throttle passage (223). Pressure control valve. 前記超臨界冷凍サイクルの停止によって前記高圧冷媒流路（２１、２２１）における冷媒圧力（ＰＨ）と前記低圧冷媒流路（２２２）における冷媒圧力（ＰＬ）とが均圧化し、かつ、前記封入ガスの温度が臨界温度以上になっているときには前記第１圧力室（２８）の内圧（ＰＡ）が前記第２圧力室（２９）の内圧（ＰＭ）以下になるように、前記封入ガスの封入密度が設定されていることを特徴とする請求項１ないし１０のいずれか１つに記載の圧力制御弁。 Due to the suspension of the supercritical refrigeration cycle, the refrigerant pressure (PH) in the high-pressure refrigerant flow path (21, 221) and the refrigerant pressure (PL) in the low-pressure refrigerant flow path (222) are equalized, and the sealed gas When the temperature of the sealed gas is equal to or higher than the critical temperature, the sealed density of the sealed gas is such that the internal pressure (PA) of the first pressure chamber (28) is equal to or lower than the internal pressure (PM) of the second pressure chamber (29). The pressure control valve according to claim 1, wherein the pressure control valve is set. 前記冷媒が二酸化炭素であることを特徴とする請求項１ないし１１のいずれか１つに記載の圧力制御弁。 The pressure control valve according to any one of claims 1 to 11, wherein the refrigerant is carbon dioxide. 前記封入ガスは、二酸化炭素が９０％以上を占めるガスであることを特徴とする請求項１２に記載の圧力制御弁。 The pressure control valve according to claim 12, wherein the sealed gas is a gas in which carbon dioxide accounts for 90% or more. 前記封入ガスは、二酸化炭素と不活性ガスの混合ガスであることを特徴とする請求項１３に記載の圧力制御弁。 The pressure control valve according to claim 13, wherein the sealed gas is a mixed gas of carbon dioxide and an inert gas. 前記封入ガスは、二酸化炭素と、二酸化炭素よりも臨界圧力が低く、かつ、臨界温度が高い物質とを主成分とする混合物であることを特徴とする請求項１ないし１２のいずれか１つに記載の圧力制御弁。 13. The mixed gas according to claim 1, wherein the sealed gas is a mixture mainly composed of carbon dioxide and a substance having a critical pressure lower than that of carbon dioxide and a higher critical temperature. The pressure control valve described. 前記封入ガスの臨界温度は、前記第１圧力室（２８）の周囲温度の最高温度以上に設定されていることを特徴とする請求項１５に記載の圧力制御弁。 The pressure control valve according to claim 15, wherein a critical temperature of the sealed gas is set to be equal to or higher than a maximum temperature of an ambient temperature of the first pressure chamber (28). 前記物質は、プロピレンであることを特徴とする請求項１５に記載の圧力制御弁。 The pressure control valve according to claim 15, wherein the substance is propylene. 前記物質は、ハイドロカーボン類であることを特徴とする請求項１５に記載の圧力制御弁。 The pressure control valve according to claim 15, wherein the substance is a hydrocarbon. 前記物質は、ハイドロカーボン類とアンモニアの混合物質であることを特徴とする請求項１５に記載の圧力制御弁。 The pressure control valve according to claim 15, wherein the substance is a mixed substance of hydrocarbons and ammonia. 前記物質は、フロロカーボン類であることを特徴とする請求項１５に記載の圧力制御弁。 The pressure control valve according to claim 15, wherein the substance is a fluorocarbon. 前記物質は、Ｒ３２であることを特徴とする請求項１５に記載の圧力制御弁。 The pressure control valve according to claim 15, wherein the substance is R32.
JP2006355336A 2006-12-28 2006-12-28 Pressure regulation valve Withdrawn JP2008164239A (en)

Priority Applications (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2006355336A JP2008164239A (en) 2006-12-28 2006-12-28 Pressure regulation valve

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2006355336A JP2008164239A (en) 2006-12-28 2006-12-28 Pressure regulation valve

Publications (1)

Publication Number Publication Date
JP2008164239A true JP2008164239A (en) 2008-07-17

Family

ID=39693961

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
JP2006355336A Withdrawn JP2008164239A (en) 2006-12-28 2006-12-28 Pressure regulation valve

Country Status (1)

Country Link
JP (1) JP2008164239A (en)

Cited By (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2010048499A (en) * 2008-08-22 2010-03-04 Tgk Co Ltd Expansion device
CN109341153A (en) * 2018-12-13 2019-02-15 珠海格力电器股份有限公司 Coolant circulating system and refrigeration equipment
CN109891164A (en) * 2016-10-28 2019-06-14 三菱电机株式会社 Air conditioner
CN111295632A (en) * 2017-09-05 2020-06-16 脸谱科技有限责任公司 Jet pump and lock gate
JP2020193608A (en) * 2019-05-30 2020-12-03 株式会社不二工機 Pressure reducing valve

Cited By (9)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2010048499A (en) * 2008-08-22 2010-03-04 Tgk Co Ltd Expansion device
CN109891164A (en) * 2016-10-28 2019-06-14 三菱电机株式会社 Air conditioner
EP3534088A4 (en) * 2016-10-28 2019-10-30 Mitsubishi Electric Corporation Air conditioner
CN111295632A (en) * 2017-09-05 2020-06-16 脸谱科技有限责任公司 Jet pump and lock gate
JP2020532677A (en) * 2017-09-05 2020-11-12 フェイスブック・テクノロジーズ・リミテッド・ライアビリティ・カンパニーＦａｃｅｂｏｏｋ Ｔｅｃｈｎｏｌｏｇｉｅｓ， Ｌｌｃ Fluid pump and latch gate
JP7130736B2 (en) 2017-09-05 2022-09-05 メタ プラットフォームズ テクノロジーズ， リミテッド ライアビリティ カンパニー fluid pump and latch gate
CN109341153A (en) * 2018-12-13 2019-02-15 珠海格力电器股份有限公司 Coolant circulating system and refrigeration equipment
JP2020193608A (en) * 2019-05-30 2020-12-03 株式会社不二工機 Pressure reducing valve
JP7349697B2 (en) 2019-05-30 2023-09-25 株式会社不二工機 Pressure reducing valve

Similar Documents

Publication Publication Date Title
US6076366A (en) Refrigerating cycle system with hot-gas bypass passage
JP5786225B2 (en) Expansion valve
JP2006220407A (en) Expansion valve for refrigeration cycle
US7536872B2 (en) High pressure control valve
JP2008164239A (en) Pressure regulation valve
JP5544469B2 (en) Combined valve and vehicle air conditioner
JP4179231B2 (en) Pressure control valve and vapor compression refrigeration cycle
JP2008089220A (en) Pressure control valve
JP2019066047A (en) Expansion valve
JP2006234207A (en) Refrigerating cycle pressure reducing device
JP5141489B2 (en) Thermal expansion valve
JP2008215797A (en) Expansion valve
JPH11201568A (en) Supercritical refrigeration cycle
JP2007240138A (en) Expansion device
JP2008196774A (en) Pressure control valve
JP2008157305A (en) Pressure control valve and supercritical refrigeration cycle
JP2007046808A (en) Expansion device
JP4676166B2 (en) Safety valve device for refrigeration cycle
JP2009008369A (en) Refrigerating cycle
JP2007315727A (en) Expansion valve
JP3528433B2 (en) Vapor compression refrigeration cycle
JP2008164256A (en) Refrigerating cycle device
JP2010043861A (en) Refrigerating cycle
JP2010048529A (en) Expansion valve
JP3924935B2 (en) Thermal expansion valve

Legal Events

Date Code Title Description
A300 Application deemed to be withdrawn because no request for examination was validly filed

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A300

Effective date: 20100302