JP4207235B2 - 蒸気圧縮式冷凍サイクル - Google Patents
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Description
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、蒸気圧縮式冷凍サイクルの制御に関するもので、二酸化炭素（ＣＯ2 ）等の超臨界域で冷媒を使用する蒸気圧縮式冷凍サイクルに用いて好適である。
【０００２】
【従来の技術】
近年、蒸気圧縮式冷凍サイクルに使用される冷媒の脱フロン対策の１つとして、例えば特公平７−１８６０２号公報に記載のように二酸化炭素（ＣＯ2 ）を使用した蒸気圧縮式冷凍サイクル（以下、ＣＯ2 サイクルと略す。）が提案されている。
【０００３】
このＣＯ2 サイクルの作動は、原理的には、フロンを使用した従来の蒸気圧縮式冷凍サイクルの作動と同じであり、以下、発明者等の試験調査を踏まえつつ、ＣＯ2 サイクルの挙動を説明する。
すなわち、ＣＯ2 サイクルの挙動は、図１７（ＣＯ2 モリエル線図）のＡ−Ｂ−Ｃ−Ｄ−Ａで示されるように、圧縮機で気相状態のＣＯ2 を圧縮し（Ａ−Ｂ）、この高温高圧の超臨界状態のＣＯ2 を放熱器（ガスクーラ）にて冷却する（Ｂ−Ｃ）。そして、減圧器により減圧して（Ｃ−Ｄ）、気液２相状態となったＣＯ2 を蒸発させて（Ｄ−Ａ）、蒸発潜熱により空気等の外部流体から熱を奪って外部流体を冷却する。
【０００４】
なお、ＣＯ2 は、圧力が飽和液圧力（線分ＣＤと飽和液線ＳＬとの交点の圧力）を下まわるときから、気液２相状態に相変化する。また、Ｃの状態からＤの状態へとゆっくり変化する場合には、ＣＯ2 は超臨界状態から液相状態を経て気液２相状態に変化する。
因みに、超臨界状態とは、密度が液密度と略同等でありながら、ＣＯ2 分子が気相状態のように運動する状態をいう。
【０００５】
しかし、ＣＯ2 の臨界温度は約３１℃と従来のフロンの臨界温度（例えば、ＨＦＣ−１３４ａでは１０１℃）と比べて低いので、夏場等では放熱器側でのＣＯ2 温度がＣＯ2 の臨界温度より高くなってしまう。つまり、放熱器出口側においてもＣＯ2 は凝縮しない（線分ＢＣが飽和液線と交差しない）。
また、放熱器出口側（Ｃ点）の状態は、圧縮機の吐出圧力と放熱器出口側でのＣＯ2 温度とによって決定され、放熱器出口側でのＣＯ2 温度は、放熱器の放熱能力と外気温度とによって決定する。そして、外気温度は制御することができないので、放熱器出口側でのＣＯ2 温度は、実質的に制御することができない。
【０００６】
したがって、放熱器出口側（Ｃ点）の状態は、圧縮機の吐出圧力（放熱器出口側圧力）を制御することによって制御可能となる。つまり、夏場等の外気温度（熱負荷）が高い場合には、図１７のＥ−Ｆ−Ｇ−Ｈ−Ｅで示されるように、放熱器出口側圧力（Ｇ点での圧力）を高くして十分な冷凍能力（蒸発過程（Ｈ−Ｅ）のエンタルピ変化量Δｉ1 ）を確保し、一方、外気温度（熱負荷）が夏場等に比べて低い場合には、図１７のＡ−Ｂ−Ｃ−Ｄで示されるように、放熱器出口側圧力（Ｃ点での圧力）を低下させて冷凍能力（蒸発過程（Ｄ−Ａ）のエンタルピ変化量Δｉ2 ）を低下させる。
【０００７】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、フロンの臨界圧力（例えば、ＨＦＣ−１３４ａでは４．０７ＭＰａ）は、ＣＯ2 の臨界圧力（７．４ＭＰａ）より小さく、かつ、フロンを使用した従来の蒸気圧縮式冷凍サイクルでは、周知のごとく、サイクルの最大作動圧力がフロンの臨界圧力を越えることがない。
【０００８】
これに対して、ＣＯ2 サイクルにおいて、前述のごとく、冷凍能力を増大させるために放熱器出口側圧力を上昇させると、夏場等の外気温度（熱負荷）が高い場合には、サイクルの最大作動圧力がフロンを使用した従来の蒸気圧縮式冷凍サイクルに比べて、約１０倍も高くなってしまう。
このため、圧縮機や放熱器等のサイクルを構成する各機器の耐圧強度を、フロンを使用した従来の蒸気圧縮式冷凍サイクルの各機器に比べて高くする必要があるので、各機器の大型化を招いてしまう。
【０００９】
本発明は、上記点に鑑み、放熱器内の圧力が冷媒の臨界圧力を越える蒸気圧縮式冷凍サイクルにおいて、冷凍能力を損なうことなく、圧縮機等の各機器の大型化を防止することを目的とする。
【００１０】
【課題を解決するための手段】
本発明は、上記目的を達成するために、以下の技術的手段を用いる。請求項１に記載の発明では、冷媒を吸入圧縮して吐出する圧縮装置（１）と、圧縮装置（１）から吐出された圧縮冷媒を冷却し、内部の圧力が冷媒の臨界圧力を越える放熱器（２）と、放熱器（２）から流出した冷媒を分岐させる分岐部（３）と、放熱器（２）から流出した冷媒のうち分岐部（３）にて分岐された一方側の冷媒を第１所定圧力（Ｐ1 ）まで減圧する第１減圧装置（４）と、放熱器（２）から流出した冷媒のうち分岐部（３）にて分岐された他方側の冷媒のみを、第１減圧装置（４）にて減圧された一方側の冷媒と熱交換させて冷却する冷却器（５）と、冷却器（５）にて冷却された他方側の冷媒を、第１所定圧力（Ｐ1 ）より低い第２所定圧力（Ｐ2 ）まで減圧する第２減圧装置（６）と、第２減圧装置（６）にて減圧された他方側の冷媒を蒸発させ、圧縮装置（１）に向けて流出させる蒸発器（７）と、冷却器（５）にて他方側の冷媒と熱交換した一方側の冷媒を圧縮装置（１）の吸入圧縮行程の途中に導く冷媒流路（９）と、冷媒流路（９）における冷媒の温度を検出する温度センサ（１２）と、冷媒流路（９）における冷媒の圧力を検出する圧力センサ（１３）と、温度センサ（１２）および圧力センサ（１３）からの信号に基づいて第１減圧装置（４）の開度を制御する制御装置（１０）とを備え、制御装置（１０）は、温度センサ（１２）および圧力センサ（１３）の検出値から冷媒流路（９）における冷媒の加熱度（Ｔｉｓ）を算出し、冷媒流路（９）における冷媒の加熱度（Ｔｉｓ）が所定の加熱度（Ｔｉｎ）より大きいか否かを判定し、冷媒流路（９）における冷媒の加熱度（Ｔｉｓ）が所定の加熱度（Ｔｉｎ）より大きいときには第１減圧装置（４）の開度を所定量拡大することを特徴とする。
【００１１】
これにより、第２減圧装置（６）の入口側における他方側の冷媒の比エンタルピを小さくすることができる。このため、放熱器（２）の出口側の冷媒圧力を上昇させることなく、第２減圧装置（６）の入口側における冷媒の比エンタルピ、すなわち蒸発器（７）の入口側における冷媒の比エンタルピを小さくすることができるので、蒸発器（７）の入口と出口との比エンタルピ差を大きくすることができる。
【００１２】
したがって、冷凍能力を損なうことなく、蒸気圧縮式冷凍サイクルの最大作動圧力を低下させることができるので、圧縮装置（１）等の各機器の大型化を防止することができる。延いては、圧縮装置（１）等の各機器の小型軽量化を図ることができる。また、一方側の冷媒が、吸入圧縮行程の途中に圧縮装置（１）に導かれるので、後述するように、他方側の冷媒が圧縮装置（１）に導かれた時、すなわち、一方側の冷媒が吸入圧縮行程中の圧縮装置（１）内に噴射（インジェクション）された時に、圧縮装置（１）内の冷媒の温度（比エンタルピ）が低下する。このため、噴射後の圧縮装置（１）内の冷媒の状態は、温度が低下した状態における等エントロピ線に沿って変化する。
【００１３】
したがって、噴射後の等エントロピ線は、噴射前の等エントロピ線に比べて、比エンタルピに対する勾配（傾き）が大きいので、吸入圧縮行程中の圧縮装置（１）内に冷媒を噴射する本発明は、噴射しないで冷媒を吸入圧縮する場合に比べて、圧縮仕事を小さくすることができる。延いては、蒸気圧縮式冷凍サイクルの成績係数を向上させることができる。
【００１４】
請求項２に記載の発明では、蒸発器（７）の下流側の空気温度（冷却後の空気温度）を検出する空気温度センサ（１１）を備え、制御装置（１０）は、空気温度センサ（１１）の検出値（Ｔ 1 ）と目標冷風温度（ＴＥＯ）とを比較し、目標冷風温度（ＴＥＯ）が空気温度センサ（１１）の検出値（Ｔ 1 ）より大きいときには温度センサ（１２）および圧力センサ（１３）の検出値から冷媒流路（９）における冷媒の加熱度（Ｔｉｓ）を算出し、冷媒流路（９）における冷媒の加熱度（Ｔｉｓ）が所定の加熱度（Ｔｉｎ）より大きいか否かを判定し、冷媒流路（９）における冷媒の加熱度（Ｔｉｓ）が所定の加熱度（Ｔｉｎ）より大きいときには第１減圧装置（４）の開度を所定量拡大し、冷媒流路（９）における冷媒の加熱度（Ｔｉｓ）が所定の加熱度（Ｔｉｎ）以下であるときには第１減圧装置（４）の開度を変更せず、目標冷風温度（ＴＥＯ）が空気温度センサ（１１）の検出値（Ｔ 1 ） 以下であるときには、冷媒流路（９）における冷媒の加熱度（Ｔｉｓ）を算出することなく第１減圧装置（４）の開度を所定量縮小することを特徴とする。
【００１５】
請求項３に記載の発明では、冷媒を吸入圧縮して吐出する圧縮装置（１）と、圧縮装置（１）から吐出された圧縮冷媒を冷却し、内部の圧力が冷媒の臨界圧力を越える放熱器（２）と、放熱器（２）から流出した冷媒を分岐させる分岐部（３）と、放熱器（２）から流出した冷媒のうち分岐部（３）にて分岐された一方側の冷媒を第１所定圧力（Ｐ 1 ）まで減圧する第１減圧装置（４００）と、放熱器（２）から流出した冷媒のうち分岐部（３）にて分岐された他方側の冷媒のみを、第１減圧装置（４００）にて減圧された一方側の冷媒と熱交換させて冷却する冷却器（５）と、冷却器（５）にて冷却された他方側の冷媒を、第１所定圧力（Ｐ 1 ）より低い第２所定圧力（Ｐ 2 ）まで減圧する第２減圧装置（６）と、第２減圧装置（６）にて減圧された他方側の冷媒を蒸発させ、圧縮装置（１）に向けて流出させる蒸発器（７）と、冷却器（５）にて他方側の冷媒と熱交換した一方側の冷媒を圧縮装置（１）の吸入圧縮行程の途中に導く冷媒流路（９）とを備え、第１減圧装置（４００）は、弁開度を調節することにより冷媒流路（９）における冷媒の加熱度を機械的に制御する温度膨張弁（４２０）を有し、温度膨張弁（４２０）は、冷媒流路（９）における冷媒の温度を検出する感温筒部（４２１）を有し、感温筒部（４２１）で検出された温度により弁開度を調節することを特徴とする。これにより、上記した請求項１に記載の発明と同様の作用効果を得ることができる。
請求項４に記載の発明では、冷媒を吸入圧縮して吐出する圧縮装置（１）と、圧縮装置（１）から吐出された圧縮冷媒を冷却し、内部の圧力が冷媒の臨界圧力を越える放熱器（２）と、放熱器（２）から流出した冷媒を分岐させる分岐部（３）と、放熱器（２）から流出した冷媒のうち分岐部（３）にて分岐された一方側の冷媒を第１所定圧力（Ｐ 1 ）まで減圧する第１減圧装置（４３０）と、放熱器（２）から流出した冷媒のうち分岐部（３）にて分岐された他方側の冷媒のみを、第１減圧装置（４３０）にて減圧された一方側の冷媒と熱交換させて冷却する冷却器（５）と、冷却器（５）にて冷却された他方側の冷媒を、第１所定圧力（Ｐ 1 ）より低い第２所定圧力（Ｐ 2 ）まで減圧する第２減圧装置（６００）と、第２減圧装置（６００）にて減圧された他方側の冷媒を蒸発させ、圧縮装置（１）に向けて流出させる蒸発器（７）と、冷却器（５）にて他方側の冷媒と熱交換した一方側の冷媒を圧縮装置（１）の吸入圧縮行程の途中に導く冷媒流路とを備え、第１減圧装置（４３０）は、第２減圧装置（６００）と蒸発器（７）との間における冷媒の圧力（Ｐ L ）が上昇すると第１減圧装置（４３０）の開度を増大させ、第２減圧装置（６００）と蒸発器（７）との間における冷媒の圧力（Ｐ L ）が低下すると第１減圧装置（４３０）の開度を縮小させることを特徴とする。これにより、上記した請求項１に記載の発明と同様の作用効果を得ることができる。
【００１７】
なお、請求項５に記載のごとく、冷媒として、二酸化炭素を用いてもよい。また、請求項６に記載の発明のごとく、放熱器（２）出口側の冷媒圧力が、放熱器（２）出口側の冷媒温度に応じた所定の目標圧力となるように、第２減圧装置（６）の開度を制御してもよい。
【００１８】
なお、上記各手段の括弧内の符号は、後述する実施形態記載の具体的手段との対応関係を示すものである。
【００１９】
【発明の実施の形態】
以下、本発明を図に示す実施の形態について説明する。
（第１実施形態）
図１は本実施形態に係るＣＯ2 サイクルを車両用空調装置に適用したものであり、１は、電磁クラッチ（図示せず）を介してエンジン（図示せず）から駆動力を得て回転するとともに、後述する蒸発器７から流出するＣＯ2 を吸入圧縮する圧縮装置である。
【００２０】
なお、本実施形態に係る圧縮装置１は、特開昭６１−７９９４７号公報または特開昭６３−２４３４８１号公報に記載のように、１台の圧縮機にて２段圧縮することができるものである。
また、２は圧縮装置１で圧縮されたＣＯ2 を外気等との間で熱交換して冷却する放熱器（ガスクーラ）であり、この放熱器２の出口側には、放熱器２から流出したＣＯ2 を２つに分岐させる分岐部３が形成されている。
【００２１】
４は分岐部３にて分岐された一方側のＣＯ2 を第１所定圧力Ｐ1 まで減圧する第１減圧装置であり、５は、第１減圧装置４で減圧されて低温となったＣＯ2 （以下、噴射ＣＯ2 と呼ぶ。）と、分岐部３にて分岐された他方側のＣＯ2 と熱交換して他方側のＣＯ2 （以下、冷凍ＣＯ2 と呼ぶ。）を冷却する冷却器である。そして、冷却器５にて冷凍ＣＯ2 を冷却して加熱された噴射ＣＯ2 は、冷媒流路９を通じて、吸入圧縮行程の途中に圧縮装置１に導かれ、再び放熱器２に向けて吐出される。
【００２２】
６は冷却器５にて冷却された冷凍ＣＯ2 を、第１所定圧力Ｐ1 より低い第２所定圧力Ｐ2 まで減圧する第２減圧装置であり、７は第２減圧装置６にて減圧されたＣＯ2 を蒸発させる蒸発器（吸熱器）である。
なお、第１減圧装置４の開度は、後述するように、制御装置１０を介して制御されており、第１減圧装置４の開度を制御することにより、冷却器５における、冷凍ＣＯ2 を冷却する冷却能力を変化させる能力可変機構を構成している。
【００２３】
因みに、第１減圧装置４の開度を拡大すると、減圧後の噴射ＣＯ2 と減圧前の冷凍ＣＯ2 との温度差は小さくなるが、質量流量が温度差の縮小を上回って増加するので冷却能力は増加する。一方、第１減圧装置４の開度を縮小すると、減圧後の噴射ＣＯ2 と減圧前の冷凍ＣＯ2 との温度差は大きくなるが、質量流量が温度差の拡大を上回って減少するので冷却能力は減少する。
【００２４】
なお、８はＣＯ2 サイクル中の余剰ＣＯ2 を蓄えるとともに、蒸発器７から流出したＣＯ2 を気液分離し、気相ＣＯ2 のみ流出させて圧縮装置１に液相ＣＯ2 が吸入されることを防止するアキュームレータである。また、２８、２９は放熱器２および蒸発器７での熱交換を促進するファンである。１０は、蒸発器７における熱負荷（車室内の空調を行う上で必要とされる冷凍能力）等に応じて第１減圧装置４の開度を制御する制御装置である。なお、この制御装置１０には、蒸発器７の下流側の空気温度（冷却後の空気温度）を検出する空気温度センサ１１、冷却器５から流出する（加熱された）噴射ＣＯ2 の温度（冷媒流路９における冷媒の温度）を検出する温度センサ１２、冷却器５から流出する噴射ＣＯ2 の圧力（冷媒流路９における冷媒の圧力）を検出する圧力センサ１３、室内空気温度を検出する室内温度センサ１４、室外空気温度を検出する室外温度センサ１５、および人員が希望する室内温度を設定入力する温度設定手段１６からの信号と、放熱器２の出口側におけるＣＯ2 の温度を検出する温度センサ１７および放熱器２の出口側におけるＣＯ2 の圧力を検出する圧力センサ１８からの信号とが入力されている。そして、制御装置１０は、これらの信号に基づいて予め設定されたプログラムにより第１減圧装置４および第２減圧装置６の開度を制御する。
【００２５】
因みに、図２は本実施形態に係る第１減圧装置４の断面を示しており、４１は、放熱器２の流出側に連通する流入口４２、および冷却器５の流入側に連通する流出口４３が形成されたハウジングである。そして、ハウジング４１内には、流入口４２側の空間４２ａと流出口４３側の空間４３ａとを連通させる弁口４４が形成されているとともに、弁口４４の開度を調節する針状の弁体４５が配設されている。
【００２６】
また、４６は弁体４５を移動させて弁口４４の開度を調節するステップモータ４６であり、ステップモータ４６のマグネットロータ４６ａには雌ねじ部４６ｂが形成され、弁体４５には、この雌ねじ部４６ｂにねじ結合する雄ねじ部４５ａが形成されている。そして、制御装置１０は、ステップモータ４６を回転させて弁体４５を弁体４５の軸方向に移動させることにより、弁口４４の開度（第１減圧装置４の開度）を全閉状態から全開状態まで連続的に制御する。
【００２７】
なお、第２減圧装置６も第１減圧装置４と同様な構造であり、第２減圧装置６のステップモータ（図示せず）を回転させることにより、第２減圧装置６の開度）を全閉状態から全開状態まで連続的に制御する。
また、冷却器５は、図３に示すように、二重円筒構造を有しており、内筒部５１には冷凍ＣＯ2 が流通し、外筒部５２には噴射ＣＯ2 が流通している。なお、５３は熱交換を促進するためのフィンであり、内筒部５１およびフィン５３は熱伝導率の大きいアルミニウム等の金属製であり、外筒部５２は熱伝導率の小さい金属である。
【００２８】
因みに、内筒部５１、外筒部５２およびフィン５３を、アルミニウムにて一体成形（押し出し加工）した場合には、外筒部５２での放熱を防止するために外筒部５２に対して発泡樹脂等の断熱材にて断熱処理を行うことが望ましい。
次に、第１減圧装置４の作動を図４に示すフローチャートを用いて述べる。
ＣＯ2 サイクルの始動スイッチ（図示せず）によりＣＯ2 サイクルが起動すると、各センサ１１〜１５からの検出値が制御装置１０に読み込まれ（ステップ１００）、その読み込んだ検出値のうち、室内温度センサ１４、室外温度センサ１５および温度設定手段１６からの信号に基づいて、室内の空調を図るのに必要な目標冷風温度（以下、ＴＥＯと略す。）を算出する（ステップ１１０）。
【００２９】
次に、ＴＥＯと温度センサ１１の検出値（以下、Ｔ1 と略す。）とを比較し（ステップ１２０）、ＴＥＯがＴ1 より大きい（ＴＥＯ＞Ｔ1 ）ときには、熱負荷が大きく冷凍能力が不足しているものとみなすとともに、温度センサ１２および圧力センサ１３の検出値から冷却器５出口側のＣＯ2 の加熱度（冷媒流路９における冷媒の加熱度。以下、Ｔｉｓと略す。）を算出する（ステップ１３０）。
【００３０】
そして、Ｔｉｓが所定の加熱度（以下、この加熱度をＴｉｎと略す。）より大きいか否かを判定し（ステップ１４０）、ＴｉｎがＴｉｓより大きい（Ｔｉｎ＞Ｔｉｓ）ときには、第１減圧装置４の開度を所定量拡大し（ステップ１５０）、その後、ステップ１００に戻る。
なお、ＴｉｎがＴｉｓ以下であるときには、第１減圧装置４の開度を変更することなくステップ１００に戻る。
【００３１】
一方、ＴＥＯがＴ1 以下であるときには、第１減圧装置４が全閉状態でないことを確認し（ステップ１６０）、第１減圧装置４の開度を所定量縮小し（ステップ１７０）、その後、ステップ１００に戻る。
なお、上記Ｔｉｎの値は、圧縮装置１に液相ＣＯ2 が吸入されない程度の加熱度であればよく、本実施形態では、約５℃である。
【００３２】
次に、第２減圧装置６の作動を図５に示すフローチャートを用いて述べる。
ＣＯ2 サイクルの始動スイッチによりＣＯ2 サイクルが起動すると、温度センサ１７からの検出値が読み込まれ（ステップ２００）、その読み込んだＣＯ2 温度に対応する圧力が、予めＲＯＭに記憶されている温度と圧力との関係（図６参照）から選定され、その選定された圧力（以下、目標第２減圧装置入口圧力と呼ぶ。）はＲＡＭ等のメモリで記憶される（ステップ２１０）。
【００３３】
次に、圧力センサ１８からの検出値が読み込まれ（ステップ２２０）、目標第２減圧装置入口圧力とステップ２２０で取り込んだ圧力（以下、第２減圧装置入口圧力と呼ぶ。）とが比較される（ステップ２３０）。そして、目標第２減圧装置入口圧力が第２減圧装置入口圧力を上回った場合には、第２減圧装置６の開度を小さくし（ステップ２４０）、目標第２減圧装置入口圧力が第２減圧装置入口圧力以下の場合には、第２減圧装置６の開度を大きくする（ステップ２５０）。そして、ステップ２００に戻り、以後ステップ２００から２５０まで繰り返す。
【００３４】
ここで、図６のグラフについて述べる。「従来の技術」の欄で述べたように、冷凍能力を増加させるためには、放熱器２の出口側圧力を高くする必要がある。しかし、放熱器２の出口側圧力を高くすると、圧縮装置の吐出圧力が高くなるので、圧縮装置の圧縮仕事（圧縮過程のエンタルピ変化量ΔＬ）が増加する。したがって、蒸発過程（Ｄ−Ａ）のエンタルピ変化量Δｉの増加量より圧縮過程（Ａ−Ｂ）のエンタルピ変化量ΔＬの増加量が大きい場合には、ＣＯ2 サイクルの成績係数（ＣＯＰ＝Δｉ／ΔＬ）が悪化する。
【００３５】
そこで、例えば放熱器２の出口側でのＣＯ2 温度を４０℃として、放熱器２の出口側でのＣＯ2 圧力と成績係数と関係を図７を用いて試算すれば、図８の実線に示すように、圧力Ｐ1 （約１０ＭＰａ）において成績係数が最大となる。同様に、放熱器２の出口側でのＣＯ2 温度を３０℃とした場合には、図８の破線で示すように、圧力Ｐ2 （約８．０ＭＰａ）において成績係数が最大となる。
【００３６】
以上のようにして、放熱器２の出口側のＣＯ2 温度と成績係数が最大となる圧力とを算出し、この結果を図７上に描けば、図７の太い実線ηmax （以下、最適制御線と呼ぶ。）に示すようになる。
また、発明者等の種々の試験検討によれば、最適制御線ηmax を試算するにあたっては、放熱器２出口側のＣＯ2 圧力がＣＯ2 の臨界圧力より低い場合には、第２減圧装置６の入口側での過冷却度（サブクール）を１℃〜１０℃程度とすることが望ましいとの結果を得ており、図６は蒸発器７側の圧力を約３．５ＭＰａ（蒸発器温度０℃相当）とし、過冷却度が約３℃となるようにした場合の最適制御線ηmax を直行座標系に描いたものである。
【００３７】
因みに、第２減圧装置６の入口と放熱器２の出口との間の圧力損失は無視することができるほど小さいため、第２減圧装置６の入口でのＣＯ2 圧力と放熱器２の出口でのＣＯ2 圧力とは同値とみなしてもよい。
なお、上記作動説明では、第２減圧装置６の開度を縮小拡大させることにより、放熱器２の出口側圧力（第２減圧装置６の入口側圧力）を増減させたが、放熱器２の出口側圧力は、厳密には、第２減圧装置６の開度のみによって決定されるものではなく、第１減圧装置４の開度の影響をも受ける。
【００３８】
しかし、ＣＯ2 サイクルの最大圧力および最小圧力は、第２減圧装置６の開度によって大きく影響されるため、放熱器２の出口側圧力は、ほぼ第２減圧装置６の開度によって決定されるものとしても実用上問題がない。
次に、本実施形態に係るＣＯ2 サイクルの特徴を述べる。
本実施形態に係るＣＯ2 サイクルでは、噴射ＣＯ2 によって冷凍ＣＯ2 が冷却されるので、第２減圧装置６の入口側における冷凍ＣＯ2 の比エンタルピを小さくすることができる。このため、放熱器２の出口側のＣＯ2 圧力を上昇させることなく、第２減圧装置６の入口側におけるＣＯ2 の比エンタルピ、すなわち蒸発器７の入口側におけるＣＯ2 の比エンタルピを小さくすることができるので、蒸発器７の入口と出口との比エンタルピ差を大きくすることができる（図９参照）。
【００３９】
したがって、冷凍能力を損なうことなく、ＣＯ2 サイクルの最大作動圧力を低下させることができるので、圧縮装置１等の各機器の大型化を防止することができる。延いては、圧縮装置１等の各機器の小型軽量化を図ることが可能となるので、ＣＯ2 サイクルの車両への搭載性を向上させることができる。また、噴射ＣＯ2 が、吸入圧縮行程の途中に圧縮装置１に導かれるので、図９に示すように、噴射ＣＯ2 が圧縮装置１に導かれた時、すなわち、噴射ＣＯ2 が吸入圧縮行程中の圧縮装置１内に噴射（インジェクション）された時に、圧縮装置１内のＣＯ2 の温度（比エンタルピ）が低下する。このため、噴射後の圧縮装置１内のＣＯ2 の状態は、温度が低下した状態における等エントロピ線に沿って変化する。
【００４０】
したがって、噴射後の等エントロピ線は、噴射前の等エントロピ線に比べて、比エンタルピに対する勾配（傾き）が大きいので（図７、１７参照）、吸入圧縮行程中の圧縮装置１内にＣＯ2 を噴射する本実施形態は、噴射しないでＣＯ2 を吸入圧縮する場合に比べて、圧縮仕事を小さくすることができる。延いては、ＣＯ2 サイクルの成績係数を向上させることができる。
【００４１】
ところで、ＣＯ2 サイクルの成績係数は、蒸発器７の入口側圧力（吸入圧力）、放熱器２の出口側圧力（吐出圧力）および噴射ＣＯ2 の圧力等の諸条件によって変化するものである。そこで、発明者等は、ＣＯ2 サイクルの実装状態における条件として、蒸発器７の入口側圧力を３．５〜４．２ＭＰａ、放熱器２の出口側圧力１０ＭＰａとし、噴射ＣＯ2 をパラメータとしてＣＯ2 サイクルの成績係数を順次求めたところ、図１０に示すように、蒸発器７の入口側圧力によらず、噴射ＣＯ2 が約６．５ＭＰａの時に成績係数が最大となることを発見した。
【００４２】
したがって、圧縮装置１から吐出されるＣＯ2 の圧力Ｐd と噴射ＣＯ2 の圧力Ｐi との差圧ΔＰd に対する、噴射ＣＯ2 の圧力Ｐi と蒸発器７から流出して圧縮装置１に吸入されるＣＯ2 の圧力Ｐs との差圧ΔＰs の比（ΔＰs ／ΔＰd ）が０．６〜０．９となるように噴射ＣＯ2 の圧力Ｐi を選定すれば、高い成績係数を維持しながらＣＯ2 サイクルを運転することができる。
【００４３】
因みに、例えば蒸発器７の入口側圧力を３．５ＭＰａとし、噴射ＣＯ2 を５．２ＭＰａとした場合の冷凍能力は１９３．１０ｋＪ／ｋｇ（４６．１３ｋｃａｌ／ｋｇ）であり、圧縮装置１の圧縮仕事は５６．２２ｋＪ／ｋｇ（１３．４３ｋｃａｌ／ｋｇ）である。同様に、噴射ＣＯ2 を６．５ＭＰａとした場合の冷凍能力は１６３．８０ｋＪ／ｋｇ（３９．１３ｋｃａｌ／ｋｇ）であり、圧縮装置１の圧縮仕事は４６．８０ｋＪ／ｋｇ（１１．１８ｋｃａｌ／ｋｇ）である。また、噴射ＣＯ2 を７．３ＭＰａとした場合の冷凍能力は１４２．８７ｋＪ／ｋｇ（３４．１３ｋｃａｌ／ｋｇ）であり、圧縮装置１の圧縮仕事は４３．８３ｋＪ／ｋｇ（１０．４７ｋｃａｌ／ｋｇ）である。
【００４４】
そして、発明者等の試算によれば、噴射ＣＯ2 を６．５ＭＰａとした場合には、従来の技術に係るＣＯ2 サイクル（放熱器２の出口側の圧力を制御することのみによって冷凍能力を制御するもの）に比べて、成績係数で約２０％向上させ得ることを確認している。なお、従来の技術に係るＣＯ2 サイクルの計算条件は、蒸発器７の入口側圧力が３．５ＭＰａ、放熱器２の出口側圧力が１０ＭＰａ、放熱器２の出口側温度が４０℃である。
【００４５】
また、第１減圧装置４の開度を制御することにより、蒸発器７の入口側におけるＣＯ2 の比エンタルピ（過冷却度）を制御することができるので、電磁クラッチのＯＮ−ＯＦＦ制御や可変容量型の圧縮装置等の手段を用いることなく、ＣＯ2 サイクルの冷凍能力を制御することができる。
したがって、電磁クラッチのＯＮ−ＯＦＦ制御に伴う乗員が感じる不快感を低減することができるとともに、可変容量型の圧縮装置を用いることに伴うＣＯ2 サイクルの製造原価上昇を防止することができる。
【００４６】
また、本実施形態では、放熱器２の出口側圧力と温度とは、第２減圧装置６によって、最適制御線ηmax で表されるように制御されているので、前述した冷却器５による冷凍能力向上効果と相まって、高い成績係数（効率）を維持しながらＣＯ2 サイクルの冷凍能力の向上を図ることができる。
（第２実施形態）本実施形態は、上記温度センサ１２および圧力センサ１３を廃止したものである。
【００４７】
具体的には、図１１に示すように、第１減圧装置４００として、第１実施形態に係る第１減圧装置４と同様な構造を有する減圧装置部４１０と、フロンを使用した従来の蒸気圧縮式冷凍サイクルに用いられる機械式の温度膨張弁４２０とを一体化したものである。なお、図１１中、４２１は冷却器５の出口側の温度（冷媒流路９における冷媒の温度）を検出する感温筒部であり、この感温筒部４２１内には、ＣＯ2 等のガスが所定の密度で封入されている。４２２は弁開度を調節するベローズであり、４２３は、ベローズ４２２と一体的に変位する弁体４２４のリターン用バネである。
【００４８】
これにより、冷却器５の出口側の加熱度（冷媒流路９における冷媒の加熱度）は、温度膨張弁４２０によって機械的に制御されているので、仮に、制御装置１０に故障が発生したときであっても、圧縮装置１に液相ＣＯ2 が吸入されることを防止することができるので、ＣＯ2 サイクルの信頼性を向上させることができる。
（第３実施形態）本実施形態は、図１２に示すように、アキュームレータ８を廃止し、第２減圧装置６の出口側に第２減圧弁６から流出したＣＯ2 を液相ＣＯ2 と気相ＣＯ2 とに分離して蓄えるレシーバ（タンク手段）１９を配設し、かつ、レシーバ１９から流出した液相ＣＯ2 を減圧するとともに、圧縮装置１の入口側（蒸発器７の出口側）でのＣＯ2 の過熱度が所定値となるようにＣＯ2 の質量流量を調節する第３減圧装置２０を配設したものである。
【００４９】
なお、第３減圧装置２０の基本構造は、フロンを使用した従来の蒸気圧縮式冷凍サイクルの温度膨張弁と同様な構造を有しており、蒸発器７の出口側に配設された感温筒２１内の圧力に応じて機械的に第３減圧装置２０の開度を調節している。
次に、本実施形態の特徴を述べる。
【００５０】
ところで、ＣＯ2 サイクルに限らず、通常、蒸気圧縮式冷凍サイクルに適用される圧縮装置では、圧縮装置の小型化および構造を簡単なものとするため、圧縮装置内の摺動部に潤滑油を圧送するオイルポンプを有していないものが多い。そして、このオイルポンプを有していない圧縮装置では、摺動部の潤滑を図るために冷媒中に潤滑油を混合しているので、潤滑油は、冷媒とともにサイクル内を循環している。
【００５１】
また、液相ＣＯ2 が吸入されることによる圧縮装置の損傷を防止するため、上記公報（特公平７−１８６０２号公報）記載の発明では、蒸発器（１４）の出口側に液相ＣＯ2 と気相ＣＯ2 とを分離して気相ＣＯ2 のみを圧縮装置（１０）に向けて流出させるアキュームレータ（１６）を配設している。このため、気相ＣＯ2 に比べて密度が大きい潤滑油は、アキュームレータ（１６）内に滞留してしまう。
【００５２】
そこで、上記公報記載の発明では、圧縮装置（１０）での潤滑油不足を防止するため、アキュームレータ（１６）にて気液分離とともに分離された、潤滑油をアキュームレータ（１６）の重力方向下方部位から取り出して（潤滑油は液相ＣＯ2 より密度が大きい）、潤滑油を圧縮装置（１０）の入口側およびアキュームレータ（１６）の出口側に戻している。なお、括弧内の符号は、上記公報に記載の発明に対応する符号である。
【００５３】
これに対して、本実施形態では、圧縮装置１の入口側での過熱度を所定値とすることにより、液相ＣＯ2 が圧縮装置１に吸入されることを防止しているので、上記公報に記載の発明のように、蒸発器６の出口側にアキュームレータ（１６）を配設する必要がない。さらに、蒸発器６の出口側にてアキュームレータ（１６）でＣＯ2 が気液分離されていないので、流速の大きい気相ＣＯ2 流れとともに潤滑油が圧縮装置１に吸入されて十分な量の潤滑油を圧縮装置１に供給することができる。
【００５４】
したがって、本実施形態によれば、液相ＣＯ2 が吸入されることによる圧縮装置１の損傷、および潤滑油不足による圧縮装置１の焼き付きを防止しつつ、ＣＯ2 サイクルの効率を高く維持することができる。
（第４実施形態）
本実施形態は、第１、２減圧装置４、６を機械的に制御することにより、ＣＯ2 サイクルの部品点数の低減を図ったものである。
【００５５】
すなわち、図１３中、４３０は本実施形態に係る第１減圧装置であり、この第１減圧装置４３０は、蒸発器７側の圧力ＰL （第２減圧装置６００と蒸発器７との間における冷媒の圧力）に応じて第１減圧装置４３０の開度を調節するものである。具体的には、図１４に示すように、蒸発器７側の圧力ＰL を、圧力応動部材をなす薄膜状のダイヤフラム４３１とハウジング４３２とによって形成された第１圧力室４３３に導くとともに、この第１圧力室４３３と反対側のダイヤフラム４３１の面に、呼吸穴４３４を介して作用する大気圧と、連接棒４３５を介して作用するコイルバネ（弾性部材）４３６の弾性力とを作用させたものである。
【００５６】
また、連接棒４３５は、ＣＯ2 が流通する流路４３７に設けられた弁口４３８を貫通しており、連接棒４３５のうち弁口４３８に対応する部位には、弁口４３８を開閉する球状の弁体部４３９が形成されている。なお、コイルバネ４３６の弾性力と大気圧による力との和（以下、この和を閉弁力Ｆs と呼ぶ。）は、弁口４３８の開度が小さくなるように弁体部４３９に作用しており、一方、蒸発器７側の圧力ＰL による力（以下、この力を開弁力Ｆo と呼ぶ。）は、ダイヤフラム４３１を挟んで閉弁力Ｆs に対向する力を弁体部４３９に作用させている。
【００５７】
したがって、第１減圧装置４３０は、蒸発器７における熱負荷とともに蒸発器７側の圧力ＰL が上昇すると、開弁力Ｆo が大きくなり、開弁力Ｆo が閉弁力Ｆs に打ち勝って第１減圧装置４３０の開度を増大させて噴射ＣＯ2 量を増大させる。
一方、熱負荷が低下すると、開弁力Ｆo が小さくなり、閉弁力Ｆs が開弁力Ｆo に打ち勝って第１減圧装置４３０の開度を縮小させて噴射ＣＯ2 量を減少させる。
【００５８】
なお、本実施形態では、圧縮装置１に液相ＣＯ2 が吸入されることを防止すべく、冷却器５の出口側にもアキュームレータ８を配設しているが、第２、５実施形態と同様に、第１減圧装置４３０の下流側（冷却器５の下流側も含む）に温度膨張弁４２０を配設してもよい。
また、６００は、本実施形態に係る第２減圧装置であり、この第２減圧装置６００は、図１３に示すように、冷却器５から蒸発器７に至るＣＯ2 流路６０１内に配置されている。
【００５９】
そして、この第２減圧装置６００の構成部品のうち、球面状の弁カバー６１０とダイヤフラム６１１とにより密閉空間６１２が形成されており、この密閉空間６１２内には、ＣＯ2 が、後述する弁口６１７が閉じた状態の密閉空間６１２内体積に対して、約６００ｋｇ／ｍ3 の密度で封入されている。なお、６０２は、放熱器２から流出し、かつ、冷却器５を通過する前のＣＯ2 が流通するＣＯ2 流路である（図１３参照）。
【００６０】
６１３は弁ハウジング部であり、６１４は、ＣＯ2 流路６０１内のうち放熱器２側（冷却器５側）の空間６１５と蒸発器７側の空間６１６とを仕切る隔壁部である。この隔壁部６１４には弁口６１７が開口しており、この弁口６１７は弁体部６１８によって開閉されている。
また、弁体部６１８は、ダイヤフラム６１１の変位に機械的に連動して可動するようにように、連接棒６１９を介してダイヤフラム６１１に連結するとともに、コイルバネ６２０の弾性力によって弁口６１７を閉じるように押し付けられている。
【００６１】
さらに、密閉空間６１２内の圧力は、ダイヤフラム６１１および連接棒６１９を介して弁口６１７を閉じる向きの力を弁体部６１８に作用させているため、弁口６１７の開度は、コイルバネ６２０の弾性力および密閉空間６１２内の圧力による力の和と、空間６１５内の圧力との差圧によって決定する。
なお、６２１はコイルバネ６２０の初期荷重を調整するスペーサで、このスペーサ６２１によってコイルバネ６２０が調整され、弁体部６１８には所定の初期荷重が作用している。因みに、本実施形態では、コイルバネ６２０の初期荷重は、ダイヤフラム６１１での圧力換算で約１ＭＰａである。
【００６２】
次に、第２減圧装置６００の作動を述べる。
密閉空間６１２内には、約６００ｋｇ／ｍ3 でＣＯ2 が封入されているので、密閉空間６１２内圧と温度とは、図７に示される６００ｋｇ／ｍ3 の等密度線に沿って変化する。したがって、例えば密閉空間６１２内温度が２０℃の場合には、その内圧は約５．８ＭＰａである。また、弁体部６１８には、密閉空間６１２内圧とコイルバネ６２０の初期荷重とが同時に作用しているので、その作用圧力は約６．８ＭＰａである。
【００６３】
したがって、放熱器２側の空間６１５の圧力が６．８ＭＰａ以下の場合には、弁口６１７は弁体部６１８によって閉止され、また、放熱器２側の空間６１５の圧力が６．８ＭＰａを越えると、弁口６１７は開弁する。
同様に、例えば密閉空間６１２内温度が４０℃の場合には、密閉空間６１２内圧は図７より約９．７ＭＰａであり、弁体部６１８に作用する作用力は約１０．７ＭＰａである。したがって、放熱器２側の空間６１５の圧力が１０．７ＭＰａ以下の場合には、弁口６１７は弁体部６１８によって閉止され、また、放熱器２側の空間６１５の圧力が１０．７ＭＰａを越えると、弁口６１７は開弁する。
【００６４】
ところで、図７から明らかなように、超臨界域での６００ｋｇ／ｍ3 の等密度線は、前述の最適制御線ηmax にほぼ一致する。したがって、本実施形態に係る第２減圧装置６００は、放熱器２の出口側圧力を、ほぼ最適制御線ηmax に沿った圧力まで上昇させるので、超臨界域においてもＣＯ2 サイクルを効率良く運転させることができる。
【００６５】
また、臨界圧力以下では、６００ｋｇ／ｍ3 の等密度線は、最適制御線ηmax からのズレが大きくなるが、凝縮域なので密閉空間６１２の内圧は、飽和液線ＳＬに沿って変化する。そして、コイルバネ６２０によって弁体部６１８に初期荷重が与えられているので、約１０℃の過冷却度を有する状態に制御される。したがって、臨界圧力以下であっても、ＣＯ2 サイクルを効率良く運転させることができる。
【００６６】
なお、密閉空間６１２内に封入されるＣＯ2 密度は、実用的には、ＣＯ2 温度が０℃での飽和液密度からＣＯ2 の臨界点での飽和液密度までの範囲とすることが望ましく、具体的にＣＯ2 では、４５０ｋｇ／ｍ3 〜９５０ｋｇ／ｍ3 である。
以上に述べた本実施形態の作動からも明らかなように、第１〜３実施形態と同様に、ＣＯ2 サイクルの成績係数を高く維持しつつ、ＣＯ2 サイクルの冷凍能力の向上を図ることができるとともに、ＣＯ2 サイクルの部品点数の低減を図ることができるので、ＣＯ2 サイクルの信頼性を向上を図りつつ、製造原価低減を図ることができる。
【００６７】
ところで、上述の作動説明からも明らかなように、本実施形態に係る第２減圧装置６００の密閉空間６１２内温度は、放熱器２出口側温度（ＣＯ2 流路６０２内の温度）に対して時間差無しに連動して変化することが望ましい。したがって、本実施形態では、前述のごとく、弁カバー６１０および弁ハウジング６１３部をＣＯ2 流路６０２内に配設している。
【００６８】
また、弁カバー６１０および弁ハウジング６１３部等はできるだけ熱伝導量を大きくするために熱伝導率の大きく、かつ、厚みの薄いものが望ましい。そこで、本実施形態では、弁カバー６１０および弁ハウジング６１３部は真鍮製とし、ダイヤフラム６１１、弁体部６１８、コイルバネ６２０およびスペーサ６２１はステンレス製としている。また、ＣＯ2 流路６０２内のＣＯ2 と弁カバー６１０との熱伝達率を向上させるために、フィンや凹凸等を設けてもよい。
【００６９】
（第５実施形態）
第４実施形態では、圧縮装置１に液相ＣＯ2 が吸入されることを防止すべく、冷却器５の出口側にアキュームレータ８を配設したが、本実施形態は、このアキュームレータ８を廃止したものである。
すなわち、本実施形態に係る第１減圧装置４３０は、図１６に示すように、冷却器５の出口側の加熱度を所定値（本実施形態では約５℃）を下回らないように第１減圧装置４３０の開度を制御する加熱度制御部４３１と、蒸発器７における熱負荷に応じて第１減圧装置４３０の開度を制御する負荷応答部４３２とから構成されている。以下、本実施形態に係る第１減圧装置４３０の構造について述べる。
【００７０】
先ず、加熱度制御部４３１について述べる。
４３３は、冷却器５の出口側に配設されて冷却器５の出口側のＣＯ2 温度を感知する感温筒であり、４３４は噴射ＣＯ2 の流路４３５に形成されて上流側と下流側とを仕切る隔壁部である。また、隔壁部４３４には、上流側と下流側と連通させる弁口４３６が形成されており、この弁口４３６の開度は、感温筒４３３内の圧力変動（温度変化）に応じて変位するダイヤフラム（圧力応動部材）４３７に連動して変位する弁体４３８によって調節されている。
【００７１】
なお、ダイヤフラム４３７を挟んで、一方側の空間４３７ａは感温筒４３３内と連通し、他方側の空間４３７ｂは、弁口４３６より下流側の流路４３５に連通している。そして、空間４３７ａ内の圧力は、ダイヤフラム４３７を介して弁口４３６開度が大きくなる向きに作用し、空間４３７ｂ内の圧力は、後述するコイルバネ４４２の弾性力とともに、弁口４３６開度が小さくなる向きに作用している。
【００７２】
次に、負荷応答部４３２について述べる。
４３９は、蒸発器７の空気下流側（または蒸発器７のＣＯ2 出口側）に配設されて蒸発器７の熱負荷を感知する感温筒であり、この感温筒４３９内には、ＣＯ2 、フロンまたはプロパンガス等のガスが所定の密度にて封入されているとともに、蛇腹状のベローズ４４０内と連通している。
【００７３】
そして、ベローズ４４０の伸縮方向一端側（紙面下側）には、ベローズ４４０の伸縮とともに変位する第１プレート４４１が配設され、伸縮方向他端側（紙面上側）には、コイルバネ４４２を介して第２プレート４４３が配設されている。そして、この第２プレート４４３と弁体４３８とは連結しており、コイルバネ４４２は、弁口４３６を閉じる向きに弁体４３８を押圧する弾性力を第２プレート４４３に対して作用させている。
【００７４】
なお、ベローズ４４０の伸縮方向他端側は、第１減圧装置４３０のハウジング４４４の一部に固定されており、ベローズ４４０が伸長するほどコイルバネ４４２の弾性力が小さくなり、冷却器５の出口側での加熱度が小さくなる。
因みに、４４５は、流路４３５内の圧力が、ベローズ４４０が配設された空間に作用することを防止するＯリングである。
【００７５】
次に、第１減圧装置４３０の作動を述べる。
蒸発器７の熱負荷が大きくなり、感温筒４３９内の圧力が上昇すると、ベローズ４４０の伸長にともなって第１プレート４４１が変位し、コイルバネ４４２の弾性力が小さくなり、弁口４３６（第１減圧装置４３０）が開いていき、冷却器５の出口側での加熱度が小さくなっていく。そして、さらに蒸発器７の熱負荷が大きくなると、第１プレート４４１がハウジング４４４に接触するので、最小の加熱度が機械的に制限される。
【００７６】
一方、蒸発器７の熱負荷が小さくなり、感温筒４３９内の圧力が降下すると、ベローズ４４０が収縮してコイルバネ４４２の弾性力が大きくなって加熱度が大きくなっていく。そのため、噴射ＣＯ2 の流量が減少し、蒸発器７の入口と出口との比エンタルピ差が小さくなる。
（第６実施形態）
本実施形態は、図１８に示すように、第１減圧装置４をキャピラリチューブのごとく、開度が固定された固定絞り４０として、本発明に係るＣＯ2 サイクルを構成したものである。
【００７７】
以下、固定絞り４０の開度について述べる。
図１９、２０は、圧縮機１の回転数および蒸発器７での熱負荷が一定とした場合の第１減圧装置４（固定絞り４０）の開度と成績係数および冷凍能力との関係を示すグラフである。
そして、図２０からも明らかなように、第１減圧装置４の開度を大きくしていくと、噴射ＣＯ2 の質量流量が増大して、噴射ＣＯ2 および冷凍ＣＯ2 間の熱交換量が増大するため、冷凍ＣＯ2 の比エンタルピが小さくなり冷凍能力が増大する。
【００７８】
しかし、所定開度を超えて第１減圧装置４の開度が大きくなると、中間圧（第１減圧装置４出口側の圧力）の上昇とともに噴射ＣＯ2 の温度も上昇するため、噴射ＣＯ2 および冷凍ＣＯ2 間の温度差が小さくなり、噴射ＣＯ2 および冷凍ＣＯ2 間の熱交換量が縮小して冷凍能力の増加率が小さくなる。
したがって、図１９に示すように、所定開度を超えて第１減圧装置４の開度が大きくなると、圧縮仕事の増加率が冷凍能力の増加率を上回り、成績係数が悪化していく。
【００７９】
また、第１減圧装置４を固定絞り４０とし、放熱器２および蒸発器７内の圧力を一定とすれば、圧縮機１の回転数の増大ととも中間圧が低下するので、噴射ＣＯ2 および冷凍ＣＯ2 間の熱交換量が増大し、圧縮機１の入口側における噴射ＣＯ2 の比エンタルピ（図２１のｂ点）が大きくなる。一方、圧縮機１の回転数が低下すると、中間圧が上昇して圧縮機１の入口側における噴射ＣＯ2 の比エンタルピ（図２１のａ点）が小さくなる。
【００８０】
したがって、エンジン回転数が最も小さくなるアイドリング時において成績係数が最大となり、かつ、この状態で圧縮機１の入口側における噴射ＣＯ2 が気相冷媒となるように、固定絞り４０の開度を設定すれば、圧縮機１に液相ＣＯ2 が流入することを防止できるので、圧縮機１（ＣＯ2 サイクル）の信頼性を向上させることができる。
【００８１】
なお、エンジン回転数の上昇とともに成績係数および冷凍能力の増加率は低下するものの、エンジン回転数の上昇とともに冷凍ＣＯ2 の質量流量は増加しているため、冷凍能力そのものは増大しているので、実用上は問題が無い。むしろ、過剰な冷凍能力が発生することを防止できるので、電磁クラッチのＯＮ−ＯＦＦの回数を減らすことでき、乗員に不快感を与えることを防止できる。
【００８２】
なお、本実施形態では、機械式の第２減圧装置６００を使用したが、本実施形態はこれに限定されるものではなく、電気式の第２減圧装置６を用いてもよい。
（その他の実施形態）
上記第２実施形態では、冷却器５の冷却能力を制御すべく、弁体４５を軸方向に移動させて全閉状態から全開状態まで連続的に変化させていたが、ステップモータ４６等からなる減圧装置部４１０に換えて、単純なＯＮ−ＯＦＦ電磁弁としてもよい。
【００８３】
すなわち、夏場等の大きな冷凍能力を必要とするときは、上記電磁弁を開き、一方、冬場や除湿運転時等の大きな冷凍能力を必要としないときには、上記電磁弁を閉じる。これにより、第１減圧装置の構造および制御が簡単になるので、ＣＯ2 サイクルの製造原低減を図ることができるとともに、ＣＯ2 サイクルの信頼性を向上させることができる。
【００８４】
また、上記電磁弁の開閉は単純なＯＮ−ＯＦＦ制御であったが、必要とされる冷凍能力に応じて上記電磁弁の開閉時間を制御（デューティ制御）してもよい。この場合、必要とされる冷凍能力が大きいほど、上記電磁弁の開時間を増加させればよい。
また、第１実施形態における第１減圧装置４に代えて、単純な開閉電磁弁にてデューティ制御してもよい。
【００８５】
また、上述の実施形態では、１台の圧縮装置１を用いて２段圧縮を行っていたが、２台の圧縮機を用いて２段圧縮を行ってもよい。なお、この場合、蒸発器７側（低圧側）の圧縮機の容量（ＶS ）に対する、放熱器２側（高圧側）の圧縮機の容量（Ｖd ）の比（Ｖd ／ＶS ）を０．８〜１とすると、差圧ΔＰd に対する差圧ΔＰs の比（ΔＰs ／ΔＰd ）を０．６〜０．９としたものと同等とすることができる。
【００８６】
また、１台の圧縮機で、蒸発器７側（低圧側）の作動室と、放熱器２側（高圧側）の作動室との２種類の作動室を有して２段圧縮を行うものにおいて、前述のごとく、蒸発器７側（低圧側）の作動室の体積（ＶS ’）に対する、放熱器２側（高圧側）の作動室の体積（Ｖd ’）の比（Ｖd ／ＶS ）が０．８〜１となるようにしてもよい。
【００８７】
また、本発明は、ＣＯ2 を使用した蒸気圧縮式冷凍サイクルに使用が限定されるものではなく、例えば、エチレン、エタン、酸化窒素等の超臨界域で使用する冷媒を用いた蒸気圧縮式冷凍サイクルにも適用することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】第１実施形態に係るＣＯ2 サイクルの模式図である。
【図２】第１減圧装置の断面図である。
【図３】冷却器の断面図である。
【図４】第１減圧装置の作動を示すフローチャートである。
【図５】第２減圧装置の作動を示すフローチャートである。
【図６】目標圧力と減圧装置入口側温度との関係を示すグラフである。
【図７】ＣＯ2 のモリエル線図である。
【図８】成績係数（ＣＯＰ）と放熱器出口側圧力との関係を示すグラフである。
【図９】ＣＯ2 サイクルの作動を示すサイクル線図である。
【図１０】噴射ＣＯ2 の圧力と成績係数との関係を示すグラフである。
【図１１】第２実施形態に係る第１減圧装置の断面図である。
【図１２】第３実施形態に係るＣＯ2 サイクルの模式図である。
【図１３】第４実施形態に係るＣＯ2 サイクルの模式図である。
【図１４】第４実施形態に係る第１減圧装置の断面図である。
【図１５】第４実施形態に係る第２減圧装置の断面図である。
【図１６】第５実施形態に係る第１減圧装置の断面図である。
【図１７】ＣＯ2 のモリエル線図である。
【図１８】第６実施形態に係るＣＯ2 サイクルの模式図である。
【図１９】成績係数と第１減圧装置の開度との関係を示すグラフである。
【図２０】冷凍能力と第１減圧装置の開度との関係を示すグラフである。
【図２１】第６実施形態に係るＣＯ2 サイクルのモリエル線図である。
【符号の説明】
１…圧縮装置、２…放熱器、３…分岐部、４…第１減圧装置、
５…冷却器、６…第２減圧装置、７…蒸発器、８…アキュームレータ。
【発明の属する技術分野】
本発明は、蒸気圧縮式冷凍サイクルの制御に関するもので、二酸化炭素（ＣＯ2 ）等の超臨界域で冷媒を使用する蒸気圧縮式冷凍サイクルに用いて好適である。
【０００２】
【従来の技術】
近年、蒸気圧縮式冷凍サイクルに使用される冷媒の脱フロン対策の１つとして、例えば特公平７−１８６０２号公報に記載のように二酸化炭素（ＣＯ2 ）を使用した蒸気圧縮式冷凍サイクル（以下、ＣＯ2 サイクルと略す。）が提案されている。
【０００３】
このＣＯ2 サイクルの作動は、原理的には、フロンを使用した従来の蒸気圧縮式冷凍サイクルの作動と同じであり、以下、発明者等の試験調査を踏まえつつ、ＣＯ2 サイクルの挙動を説明する。
すなわち、ＣＯ2 サイクルの挙動は、図１７（ＣＯ2 モリエル線図）のＡ−Ｂ−Ｃ−Ｄ−Ａで示されるように、圧縮機で気相状態のＣＯ2 を圧縮し（Ａ−Ｂ）、この高温高圧の超臨界状態のＣＯ2 を放熱器（ガスクーラ）にて冷却する（Ｂ−Ｃ）。そして、減圧器により減圧して（Ｃ−Ｄ）、気液２相状態となったＣＯ2 を蒸発させて（Ｄ−Ａ）、蒸発潜熱により空気等の外部流体から熱を奪って外部流体を冷却する。
【０００４】
なお、ＣＯ2 は、圧力が飽和液圧力（線分ＣＤと飽和液線ＳＬとの交点の圧力）を下まわるときから、気液２相状態に相変化する。また、Ｃの状態からＤの状態へとゆっくり変化する場合には、ＣＯ2 は超臨界状態から液相状態を経て気液２相状態に変化する。
因みに、超臨界状態とは、密度が液密度と略同等でありながら、ＣＯ2 分子が気相状態のように運動する状態をいう。
【０００５】
しかし、ＣＯ2 の臨界温度は約３１℃と従来のフロンの臨界温度（例えば、ＨＦＣ−１３４ａでは１０１℃）と比べて低いので、夏場等では放熱器側でのＣＯ2 温度がＣＯ2 の臨界温度より高くなってしまう。つまり、放熱器出口側においてもＣＯ2 は凝縮しない（線分ＢＣが飽和液線と交差しない）。
また、放熱器出口側（Ｃ点）の状態は、圧縮機の吐出圧力と放熱器出口側でのＣＯ2 温度とによって決定され、放熱器出口側でのＣＯ2 温度は、放熱器の放熱能力と外気温度とによって決定する。そして、外気温度は制御することができないので、放熱器出口側でのＣＯ2 温度は、実質的に制御することができない。
【０００６】
したがって、放熱器出口側（Ｃ点）の状態は、圧縮機の吐出圧力（放熱器出口側圧力）を制御することによって制御可能となる。つまり、夏場等の外気温度（熱負荷）が高い場合には、図１７のＥ−Ｆ−Ｇ−Ｈ−Ｅで示されるように、放熱器出口側圧力（Ｇ点での圧力）を高くして十分な冷凍能力（蒸発過程（Ｈ−Ｅ）のエンタルピ変化量Δｉ1 ）を確保し、一方、外気温度（熱負荷）が夏場等に比べて低い場合には、図１７のＡ−Ｂ−Ｃ−Ｄで示されるように、放熱器出口側圧力（Ｃ点での圧力）を低下させて冷凍能力（蒸発過程（Ｄ−Ａ）のエンタルピ変化量Δｉ2 ）を低下させる。
【０００７】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、フロンの臨界圧力（例えば、ＨＦＣ−１３４ａでは４．０７ＭＰａ）は、ＣＯ2 の臨界圧力（７．４ＭＰａ）より小さく、かつ、フロンを使用した従来の蒸気圧縮式冷凍サイクルでは、周知のごとく、サイクルの最大作動圧力がフロンの臨界圧力を越えることがない。
【０００８】
これに対して、ＣＯ2 サイクルにおいて、前述のごとく、冷凍能力を増大させるために放熱器出口側圧力を上昇させると、夏場等の外気温度（熱負荷）が高い場合には、サイクルの最大作動圧力がフロンを使用した従来の蒸気圧縮式冷凍サイクルに比べて、約１０倍も高くなってしまう。
このため、圧縮機や放熱器等のサイクルを構成する各機器の耐圧強度を、フロンを使用した従来の蒸気圧縮式冷凍サイクルの各機器に比べて高くする必要があるので、各機器の大型化を招いてしまう。
【０００９】
本発明は、上記点に鑑み、放熱器内の圧力が冷媒の臨界圧力を越える蒸気圧縮式冷凍サイクルにおいて、冷凍能力を損なうことなく、圧縮機等の各機器の大型化を防止することを目的とする。
【００１０】
【課題を解決するための手段】
本発明は、上記目的を達成するために、以下の技術的手段を用いる。請求項１に記載の発明では、冷媒を吸入圧縮して吐出する圧縮装置（１）と、圧縮装置（１）から吐出された圧縮冷媒を冷却し、内部の圧力が冷媒の臨界圧力を越える放熱器（２）と、放熱器（２）から流出した冷媒を分岐させる分岐部（３）と、放熱器（２）から流出した冷媒のうち分岐部（３）にて分岐された一方側の冷媒を第１所定圧力（Ｐ1 ）まで減圧する第１減圧装置（４）と、放熱器（２）から流出した冷媒のうち分岐部（３）にて分岐された他方側の冷媒のみを、第１減圧装置（４）にて減圧された一方側の冷媒と熱交換させて冷却する冷却器（５）と、冷却器（５）にて冷却された他方側の冷媒を、第１所定圧力（Ｐ1 ）より低い第２所定圧力（Ｐ2 ）まで減圧する第２減圧装置（６）と、第２減圧装置（６）にて減圧された他方側の冷媒を蒸発させ、圧縮装置（１）に向けて流出させる蒸発器（７）と、冷却器（５）にて他方側の冷媒と熱交換した一方側の冷媒を圧縮装置（１）の吸入圧縮行程の途中に導く冷媒流路（９）と、冷媒流路（９）における冷媒の温度を検出する温度センサ（１２）と、冷媒流路（９）における冷媒の圧力を検出する圧力センサ（１３）と、温度センサ（１２）および圧力センサ（１３）からの信号に基づいて第１減圧装置（４）の開度を制御する制御装置（１０）とを備え、制御装置（１０）は、温度センサ（１２）および圧力センサ（１３）の検出値から冷媒流路（９）における冷媒の加熱度（Ｔｉｓ）を算出し、冷媒流路（９）における冷媒の加熱度（Ｔｉｓ）が所定の加熱度（Ｔｉｎ）より大きいか否かを判定し、冷媒流路（９）における冷媒の加熱度（Ｔｉｓ）が所定の加熱度（Ｔｉｎ）より大きいときには第１減圧装置（４）の開度を所定量拡大することを特徴とする。
【００１１】
これにより、第２減圧装置（６）の入口側における他方側の冷媒の比エンタルピを小さくすることができる。このため、放熱器（２）の出口側の冷媒圧力を上昇させることなく、第２減圧装置（６）の入口側における冷媒の比エンタルピ、すなわち蒸発器（７）の入口側における冷媒の比エンタルピを小さくすることができるので、蒸発器（７）の入口と出口との比エンタルピ差を大きくすることができる。
【００１２】
したがって、冷凍能力を損なうことなく、蒸気圧縮式冷凍サイクルの最大作動圧力を低下させることができるので、圧縮装置（１）等の各機器の大型化を防止することができる。延いては、圧縮装置（１）等の各機器の小型軽量化を図ることができる。また、一方側の冷媒が、吸入圧縮行程の途中に圧縮装置（１）に導かれるので、後述するように、他方側の冷媒が圧縮装置（１）に導かれた時、すなわち、一方側の冷媒が吸入圧縮行程中の圧縮装置（１）内に噴射（インジェクション）された時に、圧縮装置（１）内の冷媒の温度（比エンタルピ）が低下する。このため、噴射後の圧縮装置（１）内の冷媒の状態は、温度が低下した状態における等エントロピ線に沿って変化する。
【００１３】
したがって、噴射後の等エントロピ線は、噴射前の等エントロピ線に比べて、比エンタルピに対する勾配（傾き）が大きいので、吸入圧縮行程中の圧縮装置（１）内に冷媒を噴射する本発明は、噴射しないで冷媒を吸入圧縮する場合に比べて、圧縮仕事を小さくすることができる。延いては、蒸気圧縮式冷凍サイクルの成績係数を向上させることができる。
【００１４】
請求項２に記載の発明では、蒸発器（７）の下流側の空気温度（冷却後の空気温度）を検出する空気温度センサ（１１）を備え、制御装置（１０）は、空気温度センサ（１１）の検出値（Ｔ 1 ）と目標冷風温度（ＴＥＯ）とを比較し、目標冷風温度（ＴＥＯ）が空気温度センサ（１１）の検出値（Ｔ 1 ）より大きいときには温度センサ（１２）および圧力センサ（１３）の検出値から冷媒流路（９）における冷媒の加熱度（Ｔｉｓ）を算出し、冷媒流路（９）における冷媒の加熱度（Ｔｉｓ）が所定の加熱度（Ｔｉｎ）より大きいか否かを判定し、冷媒流路（９）における冷媒の加熱度（Ｔｉｓ）が所定の加熱度（Ｔｉｎ）より大きいときには第１減圧装置（４）の開度を所定量拡大し、冷媒流路（９）における冷媒の加熱度（Ｔｉｓ）が所定の加熱度（Ｔｉｎ）以下であるときには第１減圧装置（４）の開度を変更せず、目標冷風温度（ＴＥＯ）が空気温度センサ（１１）の検出値（Ｔ 1 ） 以下であるときには、冷媒流路（９）における冷媒の加熱度（Ｔｉｓ）を算出することなく第１減圧装置（４）の開度を所定量縮小することを特徴とする。
【００１５】
請求項３に記載の発明では、冷媒を吸入圧縮して吐出する圧縮装置（１）と、圧縮装置（１）から吐出された圧縮冷媒を冷却し、内部の圧力が冷媒の臨界圧力を越える放熱器（２）と、放熱器（２）から流出した冷媒を分岐させる分岐部（３）と、放熱器（２）から流出した冷媒のうち分岐部（３）にて分岐された一方側の冷媒を第１所定圧力（Ｐ 1 ）まで減圧する第１減圧装置（４００）と、放熱器（２）から流出した冷媒のうち分岐部（３）にて分岐された他方側の冷媒のみを、第１減圧装置（４００）にて減圧された一方側の冷媒と熱交換させて冷却する冷却器（５）と、冷却器（５）にて冷却された他方側の冷媒を、第１所定圧力（Ｐ 1 ）より低い第２所定圧力（Ｐ 2 ）まで減圧する第２減圧装置（６）と、第２減圧装置（６）にて減圧された他方側の冷媒を蒸発させ、圧縮装置（１）に向けて流出させる蒸発器（７）と、冷却器（５）にて他方側の冷媒と熱交換した一方側の冷媒を圧縮装置（１）の吸入圧縮行程の途中に導く冷媒流路（９）とを備え、第１減圧装置（４００）は、弁開度を調節することにより冷媒流路（９）における冷媒の加熱度を機械的に制御する温度膨張弁（４２０）を有し、温度膨張弁（４２０）は、冷媒流路（９）における冷媒の温度を検出する感温筒部（４２１）を有し、感温筒部（４２１）で検出された温度により弁開度を調節することを特徴とする。これにより、上記した請求項１に記載の発明と同様の作用効果を得ることができる。
請求項４に記載の発明では、冷媒を吸入圧縮して吐出する圧縮装置（１）と、圧縮装置（１）から吐出された圧縮冷媒を冷却し、内部の圧力が冷媒の臨界圧力を越える放熱器（２）と、放熱器（２）から流出した冷媒を分岐させる分岐部（３）と、放熱器（２）から流出した冷媒のうち分岐部（３）にて分岐された一方側の冷媒を第１所定圧力（Ｐ 1 ）まで減圧する第１減圧装置（４３０）と、放熱器（２）から流出した冷媒のうち分岐部（３）にて分岐された他方側の冷媒のみを、第１減圧装置（４３０）にて減圧された一方側の冷媒と熱交換させて冷却する冷却器（５）と、冷却器（５）にて冷却された他方側の冷媒を、第１所定圧力（Ｐ 1 ）より低い第２所定圧力（Ｐ 2 ）まで減圧する第２減圧装置（６００）と、第２減圧装置（６００）にて減圧された他方側の冷媒を蒸発させ、圧縮装置（１）に向けて流出させる蒸発器（７）と、冷却器（５）にて他方側の冷媒と熱交換した一方側の冷媒を圧縮装置（１）の吸入圧縮行程の途中に導く冷媒流路とを備え、第１減圧装置（４３０）は、第２減圧装置（６００）と蒸発器（７）との間における冷媒の圧力（Ｐ L ）が上昇すると第１減圧装置（４３０）の開度を増大させ、第２減圧装置（６００）と蒸発器（７）との間における冷媒の圧力（Ｐ L ）が低下すると第１減圧装置（４３０）の開度を縮小させることを特徴とする。これにより、上記した請求項１に記載の発明と同様の作用効果を得ることができる。
【００１７】
なお、請求項５に記載のごとく、冷媒として、二酸化炭素を用いてもよい。また、請求項６に記載の発明のごとく、放熱器（２）出口側の冷媒圧力が、放熱器（２）出口側の冷媒温度に応じた所定の目標圧力となるように、第２減圧装置（６）の開度を制御してもよい。
【００１８】
なお、上記各手段の括弧内の符号は、後述する実施形態記載の具体的手段との対応関係を示すものである。
【００１９】
【発明の実施の形態】
以下、本発明を図に示す実施の形態について説明する。
（第１実施形態）
図１は本実施形態に係るＣＯ2 サイクルを車両用空調装置に適用したものであり、１は、電磁クラッチ（図示せず）を介してエンジン（図示せず）から駆動力を得て回転するとともに、後述する蒸発器７から流出するＣＯ2 を吸入圧縮する圧縮装置である。
【００２０】
なお、本実施形態に係る圧縮装置１は、特開昭６１−７９９４７号公報または特開昭６３−２４３４８１号公報に記載のように、１台の圧縮機にて２段圧縮することができるものである。
また、２は圧縮装置１で圧縮されたＣＯ2 を外気等との間で熱交換して冷却する放熱器（ガスクーラ）であり、この放熱器２の出口側には、放熱器２から流出したＣＯ2 を２つに分岐させる分岐部３が形成されている。
【００２１】
４は分岐部３にて分岐された一方側のＣＯ2 を第１所定圧力Ｐ1 まで減圧する第１減圧装置であり、５は、第１減圧装置４で減圧されて低温となったＣＯ2 （以下、噴射ＣＯ2 と呼ぶ。）と、分岐部３にて分岐された他方側のＣＯ2 と熱交換して他方側のＣＯ2 （以下、冷凍ＣＯ2 と呼ぶ。）を冷却する冷却器である。そして、冷却器５にて冷凍ＣＯ2 を冷却して加熱された噴射ＣＯ2 は、冷媒流路９を通じて、吸入圧縮行程の途中に圧縮装置１に導かれ、再び放熱器２に向けて吐出される。
【００２２】
６は冷却器５にて冷却された冷凍ＣＯ2 を、第１所定圧力Ｐ1 より低い第２所定圧力Ｐ2 まで減圧する第２減圧装置であり、７は第２減圧装置６にて減圧されたＣＯ2 を蒸発させる蒸発器（吸熱器）である。
なお、第１減圧装置４の開度は、後述するように、制御装置１０を介して制御されており、第１減圧装置４の開度を制御することにより、冷却器５における、冷凍ＣＯ2 を冷却する冷却能力を変化させる能力可変機構を構成している。
【００２３】
因みに、第１減圧装置４の開度を拡大すると、減圧後の噴射ＣＯ2 と減圧前の冷凍ＣＯ2 との温度差は小さくなるが、質量流量が温度差の縮小を上回って増加するので冷却能力は増加する。一方、第１減圧装置４の開度を縮小すると、減圧後の噴射ＣＯ2 と減圧前の冷凍ＣＯ2 との温度差は大きくなるが、質量流量が温度差の拡大を上回って減少するので冷却能力は減少する。
【００２４】
なお、８はＣＯ2 サイクル中の余剰ＣＯ2 を蓄えるとともに、蒸発器７から流出したＣＯ2 を気液分離し、気相ＣＯ2 のみ流出させて圧縮装置１に液相ＣＯ2 が吸入されることを防止するアキュームレータである。また、２８、２９は放熱器２および蒸発器７での熱交換を促進するファンである。１０は、蒸発器７における熱負荷（車室内の空調を行う上で必要とされる冷凍能力）等に応じて第１減圧装置４の開度を制御する制御装置である。なお、この制御装置１０には、蒸発器７の下流側の空気温度（冷却後の空気温度）を検出する空気温度センサ１１、冷却器５から流出する（加熱された）噴射ＣＯ2 の温度（冷媒流路９における冷媒の温度）を検出する温度センサ１２、冷却器５から流出する噴射ＣＯ2 の圧力（冷媒流路９における冷媒の圧力）を検出する圧力センサ１３、室内空気温度を検出する室内温度センサ１４、室外空気温度を検出する室外温度センサ１５、および人員が希望する室内温度を設定入力する温度設定手段１６からの信号と、放熱器２の出口側におけるＣＯ2 の温度を検出する温度センサ１７および放熱器２の出口側におけるＣＯ2 の圧力を検出する圧力センサ１８からの信号とが入力されている。そして、制御装置１０は、これらの信号に基づいて予め設定されたプログラムにより第１減圧装置４および第２減圧装置６の開度を制御する。
【００２５】
因みに、図２は本実施形態に係る第１減圧装置４の断面を示しており、４１は、放熱器２の流出側に連通する流入口４２、および冷却器５の流入側に連通する流出口４３が形成されたハウジングである。そして、ハウジング４１内には、流入口４２側の空間４２ａと流出口４３側の空間４３ａとを連通させる弁口４４が形成されているとともに、弁口４４の開度を調節する針状の弁体４５が配設されている。
【００２６】
また、４６は弁体４５を移動させて弁口４４の開度を調節するステップモータ４６であり、ステップモータ４６のマグネットロータ４６ａには雌ねじ部４６ｂが形成され、弁体４５には、この雌ねじ部４６ｂにねじ結合する雄ねじ部４５ａが形成されている。そして、制御装置１０は、ステップモータ４６を回転させて弁体４５を弁体４５の軸方向に移動させることにより、弁口４４の開度（第１減圧装置４の開度）を全閉状態から全開状態まで連続的に制御する。
【００２７】
なお、第２減圧装置６も第１減圧装置４と同様な構造であり、第２減圧装置６のステップモータ（図示せず）を回転させることにより、第２減圧装置６の開度）を全閉状態から全開状態まで連続的に制御する。
また、冷却器５は、図３に示すように、二重円筒構造を有しており、内筒部５１には冷凍ＣＯ2 が流通し、外筒部５２には噴射ＣＯ2 が流通している。なお、５３は熱交換を促進するためのフィンであり、内筒部５１およびフィン５３は熱伝導率の大きいアルミニウム等の金属製であり、外筒部５２は熱伝導率の小さい金属である。
【００２８】
因みに、内筒部５１、外筒部５２およびフィン５３を、アルミニウムにて一体成形（押し出し加工）した場合には、外筒部５２での放熱を防止するために外筒部５２に対して発泡樹脂等の断熱材にて断熱処理を行うことが望ましい。
次に、第１減圧装置４の作動を図４に示すフローチャートを用いて述べる。
ＣＯ2 サイクルの始動スイッチ（図示せず）によりＣＯ2 サイクルが起動すると、各センサ１１〜１５からの検出値が制御装置１０に読み込まれ（ステップ１００）、その読み込んだ検出値のうち、室内温度センサ１４、室外温度センサ１５および温度設定手段１６からの信号に基づいて、室内の空調を図るのに必要な目標冷風温度（以下、ＴＥＯと略す。）を算出する（ステップ１１０）。
【００２９】
次に、ＴＥＯと温度センサ１１の検出値（以下、Ｔ1 と略す。）とを比較し（ステップ１２０）、ＴＥＯがＴ1 より大きい（ＴＥＯ＞Ｔ1 ）ときには、熱負荷が大きく冷凍能力が不足しているものとみなすとともに、温度センサ１２および圧力センサ１３の検出値から冷却器５出口側のＣＯ2 の加熱度（冷媒流路９における冷媒の加熱度。以下、Ｔｉｓと略す。）を算出する（ステップ１３０）。
【００３０】
そして、Ｔｉｓが所定の加熱度（以下、この加熱度をＴｉｎと略す。）より大きいか否かを判定し（ステップ１４０）、ＴｉｎがＴｉｓより大きい（Ｔｉｎ＞Ｔｉｓ）ときには、第１減圧装置４の開度を所定量拡大し（ステップ１５０）、その後、ステップ１００に戻る。
なお、ＴｉｎがＴｉｓ以下であるときには、第１減圧装置４の開度を変更することなくステップ１００に戻る。
【００３１】
一方、ＴＥＯがＴ1 以下であるときには、第１減圧装置４が全閉状態でないことを確認し（ステップ１６０）、第１減圧装置４の開度を所定量縮小し（ステップ１７０）、その後、ステップ１００に戻る。
なお、上記Ｔｉｎの値は、圧縮装置１に液相ＣＯ2 が吸入されない程度の加熱度であればよく、本実施形態では、約５℃である。
【００３２】
次に、第２減圧装置６の作動を図５に示すフローチャートを用いて述べる。
ＣＯ2 サイクルの始動スイッチによりＣＯ2 サイクルが起動すると、温度センサ１７からの検出値が読み込まれ（ステップ２００）、その読み込んだＣＯ2 温度に対応する圧力が、予めＲＯＭに記憶されている温度と圧力との関係（図６参照）から選定され、その選定された圧力（以下、目標第２減圧装置入口圧力と呼ぶ。）はＲＡＭ等のメモリで記憶される（ステップ２１０）。
【００３３】
次に、圧力センサ１８からの検出値が読み込まれ（ステップ２２０）、目標第２減圧装置入口圧力とステップ２２０で取り込んだ圧力（以下、第２減圧装置入口圧力と呼ぶ。）とが比較される（ステップ２３０）。そして、目標第２減圧装置入口圧力が第２減圧装置入口圧力を上回った場合には、第２減圧装置６の開度を小さくし（ステップ２４０）、目標第２減圧装置入口圧力が第２減圧装置入口圧力以下の場合には、第２減圧装置６の開度を大きくする（ステップ２５０）。そして、ステップ２００に戻り、以後ステップ２００から２５０まで繰り返す。
【００３４】
ここで、図６のグラフについて述べる。「従来の技術」の欄で述べたように、冷凍能力を増加させるためには、放熱器２の出口側圧力を高くする必要がある。しかし、放熱器２の出口側圧力を高くすると、圧縮装置の吐出圧力が高くなるので、圧縮装置の圧縮仕事（圧縮過程のエンタルピ変化量ΔＬ）が増加する。したがって、蒸発過程（Ｄ−Ａ）のエンタルピ変化量Δｉの増加量より圧縮過程（Ａ−Ｂ）のエンタルピ変化量ΔＬの増加量が大きい場合には、ＣＯ2 サイクルの成績係数（ＣＯＰ＝Δｉ／ΔＬ）が悪化する。
【００３５】
そこで、例えば放熱器２の出口側でのＣＯ2 温度を４０℃として、放熱器２の出口側でのＣＯ2 圧力と成績係数と関係を図７を用いて試算すれば、図８の実線に示すように、圧力Ｐ1 （約１０ＭＰａ）において成績係数が最大となる。同様に、放熱器２の出口側でのＣＯ2 温度を３０℃とした場合には、図８の破線で示すように、圧力Ｐ2 （約８．０ＭＰａ）において成績係数が最大となる。
【００３６】
以上のようにして、放熱器２の出口側のＣＯ2 温度と成績係数が最大となる圧力とを算出し、この結果を図７上に描けば、図７の太い実線ηmax （以下、最適制御線と呼ぶ。）に示すようになる。
また、発明者等の種々の試験検討によれば、最適制御線ηmax を試算するにあたっては、放熱器２出口側のＣＯ2 圧力がＣＯ2 の臨界圧力より低い場合には、第２減圧装置６の入口側での過冷却度（サブクール）を１℃〜１０℃程度とすることが望ましいとの結果を得ており、図６は蒸発器７側の圧力を約３．５ＭＰａ（蒸発器温度０℃相当）とし、過冷却度が約３℃となるようにした場合の最適制御線ηmax を直行座標系に描いたものである。
【００３７】
因みに、第２減圧装置６の入口と放熱器２の出口との間の圧力損失は無視することができるほど小さいため、第２減圧装置６の入口でのＣＯ2 圧力と放熱器２の出口でのＣＯ2 圧力とは同値とみなしてもよい。
なお、上記作動説明では、第２減圧装置６の開度を縮小拡大させることにより、放熱器２の出口側圧力（第２減圧装置６の入口側圧力）を増減させたが、放熱器２の出口側圧力は、厳密には、第２減圧装置６の開度のみによって決定されるものではなく、第１減圧装置４の開度の影響をも受ける。
【００３８】
しかし、ＣＯ2 サイクルの最大圧力および最小圧力は、第２減圧装置６の開度によって大きく影響されるため、放熱器２の出口側圧力は、ほぼ第２減圧装置６の開度によって決定されるものとしても実用上問題がない。
次に、本実施形態に係るＣＯ2 サイクルの特徴を述べる。
本実施形態に係るＣＯ2 サイクルでは、噴射ＣＯ2 によって冷凍ＣＯ2 が冷却されるので、第２減圧装置６の入口側における冷凍ＣＯ2 の比エンタルピを小さくすることができる。このため、放熱器２の出口側のＣＯ2 圧力を上昇させることなく、第２減圧装置６の入口側におけるＣＯ2 の比エンタルピ、すなわち蒸発器７の入口側におけるＣＯ2 の比エンタルピを小さくすることができるので、蒸発器７の入口と出口との比エンタルピ差を大きくすることができる（図９参照）。
【００３９】
したがって、冷凍能力を損なうことなく、ＣＯ2 サイクルの最大作動圧力を低下させることができるので、圧縮装置１等の各機器の大型化を防止することができる。延いては、圧縮装置１等の各機器の小型軽量化を図ることが可能となるので、ＣＯ2 サイクルの車両への搭載性を向上させることができる。また、噴射ＣＯ2 が、吸入圧縮行程の途中に圧縮装置１に導かれるので、図９に示すように、噴射ＣＯ2 が圧縮装置１に導かれた時、すなわち、噴射ＣＯ2 が吸入圧縮行程中の圧縮装置１内に噴射（インジェクション）された時に、圧縮装置１内のＣＯ2 の温度（比エンタルピ）が低下する。このため、噴射後の圧縮装置１内のＣＯ2 の状態は、温度が低下した状態における等エントロピ線に沿って変化する。
【００４０】
したがって、噴射後の等エントロピ線は、噴射前の等エントロピ線に比べて、比エンタルピに対する勾配（傾き）が大きいので（図７、１７参照）、吸入圧縮行程中の圧縮装置１内にＣＯ2 を噴射する本実施形態は、噴射しないでＣＯ2 を吸入圧縮する場合に比べて、圧縮仕事を小さくすることができる。延いては、ＣＯ2 サイクルの成績係数を向上させることができる。
【００４１】
ところで、ＣＯ2 サイクルの成績係数は、蒸発器７の入口側圧力（吸入圧力）、放熱器２の出口側圧力（吐出圧力）および噴射ＣＯ2 の圧力等の諸条件によって変化するものである。そこで、発明者等は、ＣＯ2 サイクルの実装状態における条件として、蒸発器７の入口側圧力を３．５〜４．２ＭＰａ、放熱器２の出口側圧力１０ＭＰａとし、噴射ＣＯ2 をパラメータとしてＣＯ2 サイクルの成績係数を順次求めたところ、図１０に示すように、蒸発器７の入口側圧力によらず、噴射ＣＯ2 が約６．５ＭＰａの時に成績係数が最大となることを発見した。
【００４２】
したがって、圧縮装置１から吐出されるＣＯ2 の圧力Ｐd と噴射ＣＯ2 の圧力Ｐi との差圧ΔＰd に対する、噴射ＣＯ2 の圧力Ｐi と蒸発器７から流出して圧縮装置１に吸入されるＣＯ2 の圧力Ｐs との差圧ΔＰs の比（ΔＰs ／ΔＰd ）が０．６〜０．９となるように噴射ＣＯ2 の圧力Ｐi を選定すれば、高い成績係数を維持しながらＣＯ2 サイクルを運転することができる。
【００４３】
因みに、例えば蒸発器７の入口側圧力を３．５ＭＰａとし、噴射ＣＯ2 を５．２ＭＰａとした場合の冷凍能力は１９３．１０ｋＪ／ｋｇ（４６．１３ｋｃａｌ／ｋｇ）であり、圧縮装置１の圧縮仕事は５６．２２ｋＪ／ｋｇ（１３．４３ｋｃａｌ／ｋｇ）である。同様に、噴射ＣＯ2 を６．５ＭＰａとした場合の冷凍能力は１６３．８０ｋＪ／ｋｇ（３９．１３ｋｃａｌ／ｋｇ）であり、圧縮装置１の圧縮仕事は４６．８０ｋＪ／ｋｇ（１１．１８ｋｃａｌ／ｋｇ）である。また、噴射ＣＯ2 を７．３ＭＰａとした場合の冷凍能力は１４２．８７ｋＪ／ｋｇ（３４．１３ｋｃａｌ／ｋｇ）であり、圧縮装置１の圧縮仕事は４３．８３ｋＪ／ｋｇ（１０．４７ｋｃａｌ／ｋｇ）である。
【００４４】
そして、発明者等の試算によれば、噴射ＣＯ2 を６．５ＭＰａとした場合には、従来の技術に係るＣＯ2 サイクル（放熱器２の出口側の圧力を制御することのみによって冷凍能力を制御するもの）に比べて、成績係数で約２０％向上させ得ることを確認している。なお、従来の技術に係るＣＯ2 サイクルの計算条件は、蒸発器７の入口側圧力が３．５ＭＰａ、放熱器２の出口側圧力が１０ＭＰａ、放熱器２の出口側温度が４０℃である。
【００４５】
また、第１減圧装置４の開度を制御することにより、蒸発器７の入口側におけるＣＯ2 の比エンタルピ（過冷却度）を制御することができるので、電磁クラッチのＯＮ−ＯＦＦ制御や可変容量型の圧縮装置等の手段を用いることなく、ＣＯ2 サイクルの冷凍能力を制御することができる。
したがって、電磁クラッチのＯＮ−ＯＦＦ制御に伴う乗員が感じる不快感を低減することができるとともに、可変容量型の圧縮装置を用いることに伴うＣＯ2 サイクルの製造原価上昇を防止することができる。
【００４６】
また、本実施形態では、放熱器２の出口側圧力と温度とは、第２減圧装置６によって、最適制御線ηmax で表されるように制御されているので、前述した冷却器５による冷凍能力向上効果と相まって、高い成績係数（効率）を維持しながらＣＯ2 サイクルの冷凍能力の向上を図ることができる。
（第２実施形態）本実施形態は、上記温度センサ１２および圧力センサ１３を廃止したものである。
【００４７】
具体的には、図１１に示すように、第１減圧装置４００として、第１実施形態に係る第１減圧装置４と同様な構造を有する減圧装置部４１０と、フロンを使用した従来の蒸気圧縮式冷凍サイクルに用いられる機械式の温度膨張弁４２０とを一体化したものである。なお、図１１中、４２１は冷却器５の出口側の温度（冷媒流路９における冷媒の温度）を検出する感温筒部であり、この感温筒部４２１内には、ＣＯ2 等のガスが所定の密度で封入されている。４２２は弁開度を調節するベローズであり、４２３は、ベローズ４２２と一体的に変位する弁体４２４のリターン用バネである。
【００４８】
これにより、冷却器５の出口側の加熱度（冷媒流路９における冷媒の加熱度）は、温度膨張弁４２０によって機械的に制御されているので、仮に、制御装置１０に故障が発生したときであっても、圧縮装置１に液相ＣＯ2 が吸入されることを防止することができるので、ＣＯ2 サイクルの信頼性を向上させることができる。
（第３実施形態）本実施形態は、図１２に示すように、アキュームレータ８を廃止し、第２減圧装置６の出口側に第２減圧弁６から流出したＣＯ2 を液相ＣＯ2 と気相ＣＯ2 とに分離して蓄えるレシーバ（タンク手段）１９を配設し、かつ、レシーバ１９から流出した液相ＣＯ2 を減圧するとともに、圧縮装置１の入口側（蒸発器７の出口側）でのＣＯ2 の過熱度が所定値となるようにＣＯ2 の質量流量を調節する第３減圧装置２０を配設したものである。
【００４９】
なお、第３減圧装置２０の基本構造は、フロンを使用した従来の蒸気圧縮式冷凍サイクルの温度膨張弁と同様な構造を有しており、蒸発器７の出口側に配設された感温筒２１内の圧力に応じて機械的に第３減圧装置２０の開度を調節している。
次に、本実施形態の特徴を述べる。
【００５０】
ところで、ＣＯ2 サイクルに限らず、通常、蒸気圧縮式冷凍サイクルに適用される圧縮装置では、圧縮装置の小型化および構造を簡単なものとするため、圧縮装置内の摺動部に潤滑油を圧送するオイルポンプを有していないものが多い。そして、このオイルポンプを有していない圧縮装置では、摺動部の潤滑を図るために冷媒中に潤滑油を混合しているので、潤滑油は、冷媒とともにサイクル内を循環している。
【００５１】
また、液相ＣＯ2 が吸入されることによる圧縮装置の損傷を防止するため、上記公報（特公平７−１８６０２号公報）記載の発明では、蒸発器（１４）の出口側に液相ＣＯ2 と気相ＣＯ2 とを分離して気相ＣＯ2 のみを圧縮装置（１０）に向けて流出させるアキュームレータ（１６）を配設している。このため、気相ＣＯ2 に比べて密度が大きい潤滑油は、アキュームレータ（１６）内に滞留してしまう。
【００５２】
そこで、上記公報記載の発明では、圧縮装置（１０）での潤滑油不足を防止するため、アキュームレータ（１６）にて気液分離とともに分離された、潤滑油をアキュームレータ（１６）の重力方向下方部位から取り出して（潤滑油は液相ＣＯ2 より密度が大きい）、潤滑油を圧縮装置（１０）の入口側およびアキュームレータ（１６）の出口側に戻している。なお、括弧内の符号は、上記公報に記載の発明に対応する符号である。
【００５３】
これに対して、本実施形態では、圧縮装置１の入口側での過熱度を所定値とすることにより、液相ＣＯ2 が圧縮装置１に吸入されることを防止しているので、上記公報に記載の発明のように、蒸発器６の出口側にアキュームレータ（１６）を配設する必要がない。さらに、蒸発器６の出口側にてアキュームレータ（１６）でＣＯ2 が気液分離されていないので、流速の大きい気相ＣＯ2 流れとともに潤滑油が圧縮装置１に吸入されて十分な量の潤滑油を圧縮装置１に供給することができる。
【００５４】
したがって、本実施形態によれば、液相ＣＯ2 が吸入されることによる圧縮装置１の損傷、および潤滑油不足による圧縮装置１の焼き付きを防止しつつ、ＣＯ2 サイクルの効率を高く維持することができる。
（第４実施形態）
本実施形態は、第１、２減圧装置４、６を機械的に制御することにより、ＣＯ2 サイクルの部品点数の低減を図ったものである。
【００５５】
すなわち、図１３中、４３０は本実施形態に係る第１減圧装置であり、この第１減圧装置４３０は、蒸発器７側の圧力ＰL （第２減圧装置６００と蒸発器７との間における冷媒の圧力）に応じて第１減圧装置４３０の開度を調節するものである。具体的には、図１４に示すように、蒸発器７側の圧力ＰL を、圧力応動部材をなす薄膜状のダイヤフラム４３１とハウジング４３２とによって形成された第１圧力室４３３に導くとともに、この第１圧力室４３３と反対側のダイヤフラム４３１の面に、呼吸穴４３４を介して作用する大気圧と、連接棒４３５を介して作用するコイルバネ（弾性部材）４３６の弾性力とを作用させたものである。
【００５６】
また、連接棒４３５は、ＣＯ2 が流通する流路４３７に設けられた弁口４３８を貫通しており、連接棒４３５のうち弁口４３８に対応する部位には、弁口４３８を開閉する球状の弁体部４３９が形成されている。なお、コイルバネ４３６の弾性力と大気圧による力との和（以下、この和を閉弁力Ｆs と呼ぶ。）は、弁口４３８の開度が小さくなるように弁体部４３９に作用しており、一方、蒸発器７側の圧力ＰL による力（以下、この力を開弁力Ｆo と呼ぶ。）は、ダイヤフラム４３１を挟んで閉弁力Ｆs に対向する力を弁体部４３９に作用させている。
【００５７】
したがって、第１減圧装置４３０は、蒸発器７における熱負荷とともに蒸発器７側の圧力ＰL が上昇すると、開弁力Ｆo が大きくなり、開弁力Ｆo が閉弁力Ｆs に打ち勝って第１減圧装置４３０の開度を増大させて噴射ＣＯ2 量を増大させる。
一方、熱負荷が低下すると、開弁力Ｆo が小さくなり、閉弁力Ｆs が開弁力Ｆo に打ち勝って第１減圧装置４３０の開度を縮小させて噴射ＣＯ2 量を減少させる。
【００５８】
なお、本実施形態では、圧縮装置１に液相ＣＯ2 が吸入されることを防止すべく、冷却器５の出口側にもアキュームレータ８を配設しているが、第２、５実施形態と同様に、第１減圧装置４３０の下流側（冷却器５の下流側も含む）に温度膨張弁４２０を配設してもよい。
また、６００は、本実施形態に係る第２減圧装置であり、この第２減圧装置６００は、図１３に示すように、冷却器５から蒸発器７に至るＣＯ2 流路６０１内に配置されている。
【００５９】
そして、この第２減圧装置６００の構成部品のうち、球面状の弁カバー６１０とダイヤフラム６１１とにより密閉空間６１２が形成されており、この密閉空間６１２内には、ＣＯ2 が、後述する弁口６１７が閉じた状態の密閉空間６１２内体積に対して、約６００ｋｇ／ｍ3 の密度で封入されている。なお、６０２は、放熱器２から流出し、かつ、冷却器５を通過する前のＣＯ2 が流通するＣＯ2 流路である（図１３参照）。
【００６０】
６１３は弁ハウジング部であり、６１４は、ＣＯ2 流路６０１内のうち放熱器２側（冷却器５側）の空間６１５と蒸発器７側の空間６１６とを仕切る隔壁部である。この隔壁部６１４には弁口６１７が開口しており、この弁口６１７は弁体部６１８によって開閉されている。
また、弁体部６１８は、ダイヤフラム６１１の変位に機械的に連動して可動するようにように、連接棒６１９を介してダイヤフラム６１１に連結するとともに、コイルバネ６２０の弾性力によって弁口６１７を閉じるように押し付けられている。
【００６１】
さらに、密閉空間６１２内の圧力は、ダイヤフラム６１１および連接棒６１９を介して弁口６１７を閉じる向きの力を弁体部６１８に作用させているため、弁口６１７の開度は、コイルバネ６２０の弾性力および密閉空間６１２内の圧力による力の和と、空間６１５内の圧力との差圧によって決定する。
なお、６２１はコイルバネ６２０の初期荷重を調整するスペーサで、このスペーサ６２１によってコイルバネ６２０が調整され、弁体部６１８には所定の初期荷重が作用している。因みに、本実施形態では、コイルバネ６２０の初期荷重は、ダイヤフラム６１１での圧力換算で約１ＭＰａである。
【００６２】
次に、第２減圧装置６００の作動を述べる。
密閉空間６１２内には、約６００ｋｇ／ｍ3 でＣＯ2 が封入されているので、密閉空間６１２内圧と温度とは、図７に示される６００ｋｇ／ｍ3 の等密度線に沿って変化する。したがって、例えば密閉空間６１２内温度が２０℃の場合には、その内圧は約５．８ＭＰａである。また、弁体部６１８には、密閉空間６１２内圧とコイルバネ６２０の初期荷重とが同時に作用しているので、その作用圧力は約６．８ＭＰａである。
【００６３】
したがって、放熱器２側の空間６１５の圧力が６．８ＭＰａ以下の場合には、弁口６１７は弁体部６１８によって閉止され、また、放熱器２側の空間６１５の圧力が６．８ＭＰａを越えると、弁口６１７は開弁する。
同様に、例えば密閉空間６１２内温度が４０℃の場合には、密閉空間６１２内圧は図７より約９．７ＭＰａであり、弁体部６１８に作用する作用力は約１０．７ＭＰａである。したがって、放熱器２側の空間６１５の圧力が１０．７ＭＰａ以下の場合には、弁口６１７は弁体部６１８によって閉止され、また、放熱器２側の空間６１５の圧力が１０．７ＭＰａを越えると、弁口６１７は開弁する。
【００６４】
ところで、図７から明らかなように、超臨界域での６００ｋｇ／ｍ3 の等密度線は、前述の最適制御線ηmax にほぼ一致する。したがって、本実施形態に係る第２減圧装置６００は、放熱器２の出口側圧力を、ほぼ最適制御線ηmax に沿った圧力まで上昇させるので、超臨界域においてもＣＯ2 サイクルを効率良く運転させることができる。
【００６５】
また、臨界圧力以下では、６００ｋｇ／ｍ3 の等密度線は、最適制御線ηmax からのズレが大きくなるが、凝縮域なので密閉空間６１２の内圧は、飽和液線ＳＬに沿って変化する。そして、コイルバネ６２０によって弁体部６１８に初期荷重が与えられているので、約１０℃の過冷却度を有する状態に制御される。したがって、臨界圧力以下であっても、ＣＯ2 サイクルを効率良く運転させることができる。
【００６６】
なお、密閉空間６１２内に封入されるＣＯ2 密度は、実用的には、ＣＯ2 温度が０℃での飽和液密度からＣＯ2 の臨界点での飽和液密度までの範囲とすることが望ましく、具体的にＣＯ2 では、４５０ｋｇ／ｍ3 〜９５０ｋｇ／ｍ3 である。
以上に述べた本実施形態の作動からも明らかなように、第１〜３実施形態と同様に、ＣＯ2 サイクルの成績係数を高く維持しつつ、ＣＯ2 サイクルの冷凍能力の向上を図ることができるとともに、ＣＯ2 サイクルの部品点数の低減を図ることができるので、ＣＯ2 サイクルの信頼性を向上を図りつつ、製造原価低減を図ることができる。
【００６７】
ところで、上述の作動説明からも明らかなように、本実施形態に係る第２減圧装置６００の密閉空間６１２内温度は、放熱器２出口側温度（ＣＯ2 流路６０２内の温度）に対して時間差無しに連動して変化することが望ましい。したがって、本実施形態では、前述のごとく、弁カバー６１０および弁ハウジング６１３部をＣＯ2 流路６０２内に配設している。
【００６８】
また、弁カバー６１０および弁ハウジング６１３部等はできるだけ熱伝導量を大きくするために熱伝導率の大きく、かつ、厚みの薄いものが望ましい。そこで、本実施形態では、弁カバー６１０および弁ハウジング６１３部は真鍮製とし、ダイヤフラム６１１、弁体部６１８、コイルバネ６２０およびスペーサ６２１はステンレス製としている。また、ＣＯ2 流路６０２内のＣＯ2 と弁カバー６１０との熱伝達率を向上させるために、フィンや凹凸等を設けてもよい。
【００６９】
（第５実施形態）
第４実施形態では、圧縮装置１に液相ＣＯ2 が吸入されることを防止すべく、冷却器５の出口側にアキュームレータ８を配設したが、本実施形態は、このアキュームレータ８を廃止したものである。
すなわち、本実施形態に係る第１減圧装置４３０は、図１６に示すように、冷却器５の出口側の加熱度を所定値（本実施形態では約５℃）を下回らないように第１減圧装置４３０の開度を制御する加熱度制御部４３１と、蒸発器７における熱負荷に応じて第１減圧装置４３０の開度を制御する負荷応答部４３２とから構成されている。以下、本実施形態に係る第１減圧装置４３０の構造について述べる。
【００７０】
先ず、加熱度制御部４３１について述べる。
４３３は、冷却器５の出口側に配設されて冷却器５の出口側のＣＯ2 温度を感知する感温筒であり、４３４は噴射ＣＯ2 の流路４３５に形成されて上流側と下流側とを仕切る隔壁部である。また、隔壁部４３４には、上流側と下流側と連通させる弁口４３６が形成されており、この弁口４３６の開度は、感温筒４３３内の圧力変動（温度変化）に応じて変位するダイヤフラム（圧力応動部材）４３７に連動して変位する弁体４３８によって調節されている。
【００７１】
なお、ダイヤフラム４３７を挟んで、一方側の空間４３７ａは感温筒４３３内と連通し、他方側の空間４３７ｂは、弁口４３６より下流側の流路４３５に連通している。そして、空間４３７ａ内の圧力は、ダイヤフラム４３７を介して弁口４３６開度が大きくなる向きに作用し、空間４３７ｂ内の圧力は、後述するコイルバネ４４２の弾性力とともに、弁口４３６開度が小さくなる向きに作用している。
【００７２】
次に、負荷応答部４３２について述べる。
４３９は、蒸発器７の空気下流側（または蒸発器７のＣＯ2 出口側）に配設されて蒸発器７の熱負荷を感知する感温筒であり、この感温筒４３９内には、ＣＯ2 、フロンまたはプロパンガス等のガスが所定の密度にて封入されているとともに、蛇腹状のベローズ４４０内と連通している。
【００７３】
そして、ベローズ４４０の伸縮方向一端側（紙面下側）には、ベローズ４４０の伸縮とともに変位する第１プレート４４１が配設され、伸縮方向他端側（紙面上側）には、コイルバネ４４２を介して第２プレート４４３が配設されている。そして、この第２プレート４４３と弁体４３８とは連結しており、コイルバネ４４２は、弁口４３６を閉じる向きに弁体４３８を押圧する弾性力を第２プレート４４３に対して作用させている。
【００７４】
なお、ベローズ４４０の伸縮方向他端側は、第１減圧装置４３０のハウジング４４４の一部に固定されており、ベローズ４４０が伸長するほどコイルバネ４４２の弾性力が小さくなり、冷却器５の出口側での加熱度が小さくなる。
因みに、４４５は、流路４３５内の圧力が、ベローズ４４０が配設された空間に作用することを防止するＯリングである。
【００７５】
次に、第１減圧装置４３０の作動を述べる。
蒸発器７の熱負荷が大きくなり、感温筒４３９内の圧力が上昇すると、ベローズ４４０の伸長にともなって第１プレート４４１が変位し、コイルバネ４４２の弾性力が小さくなり、弁口４３６（第１減圧装置４３０）が開いていき、冷却器５の出口側での加熱度が小さくなっていく。そして、さらに蒸発器７の熱負荷が大きくなると、第１プレート４４１がハウジング４４４に接触するので、最小の加熱度が機械的に制限される。
【００７６】
一方、蒸発器７の熱負荷が小さくなり、感温筒４３９内の圧力が降下すると、ベローズ４４０が収縮してコイルバネ４４２の弾性力が大きくなって加熱度が大きくなっていく。そのため、噴射ＣＯ2 の流量が減少し、蒸発器７の入口と出口との比エンタルピ差が小さくなる。
（第６実施形態）
本実施形態は、図１８に示すように、第１減圧装置４をキャピラリチューブのごとく、開度が固定された固定絞り４０として、本発明に係るＣＯ2 サイクルを構成したものである。
【００７７】
以下、固定絞り４０の開度について述べる。
図１９、２０は、圧縮機１の回転数および蒸発器７での熱負荷が一定とした場合の第１減圧装置４（固定絞り４０）の開度と成績係数および冷凍能力との関係を示すグラフである。
そして、図２０からも明らかなように、第１減圧装置４の開度を大きくしていくと、噴射ＣＯ2 の質量流量が増大して、噴射ＣＯ2 および冷凍ＣＯ2 間の熱交換量が増大するため、冷凍ＣＯ2 の比エンタルピが小さくなり冷凍能力が増大する。
【００７８】
しかし、所定開度を超えて第１減圧装置４の開度が大きくなると、中間圧（第１減圧装置４出口側の圧力）の上昇とともに噴射ＣＯ2 の温度も上昇するため、噴射ＣＯ2 および冷凍ＣＯ2 間の温度差が小さくなり、噴射ＣＯ2 および冷凍ＣＯ2 間の熱交換量が縮小して冷凍能力の増加率が小さくなる。
したがって、図１９に示すように、所定開度を超えて第１減圧装置４の開度が大きくなると、圧縮仕事の増加率が冷凍能力の増加率を上回り、成績係数が悪化していく。
【００７９】
また、第１減圧装置４を固定絞り４０とし、放熱器２および蒸発器７内の圧力を一定とすれば、圧縮機１の回転数の増大ととも中間圧が低下するので、噴射ＣＯ2 および冷凍ＣＯ2 間の熱交換量が増大し、圧縮機１の入口側における噴射ＣＯ2 の比エンタルピ（図２１のｂ点）が大きくなる。一方、圧縮機１の回転数が低下すると、中間圧が上昇して圧縮機１の入口側における噴射ＣＯ2 の比エンタルピ（図２１のａ点）が小さくなる。
【００８０】
したがって、エンジン回転数が最も小さくなるアイドリング時において成績係数が最大となり、かつ、この状態で圧縮機１の入口側における噴射ＣＯ2 が気相冷媒となるように、固定絞り４０の開度を設定すれば、圧縮機１に液相ＣＯ2 が流入することを防止できるので、圧縮機１（ＣＯ2 サイクル）の信頼性を向上させることができる。
【００８１】
なお、エンジン回転数の上昇とともに成績係数および冷凍能力の増加率は低下するものの、エンジン回転数の上昇とともに冷凍ＣＯ2 の質量流量は増加しているため、冷凍能力そのものは増大しているので、実用上は問題が無い。むしろ、過剰な冷凍能力が発生することを防止できるので、電磁クラッチのＯＮ−ＯＦＦの回数を減らすことでき、乗員に不快感を与えることを防止できる。
【００８２】
なお、本実施形態では、機械式の第２減圧装置６００を使用したが、本実施形態はこれに限定されるものではなく、電気式の第２減圧装置６を用いてもよい。
（その他の実施形態）
上記第２実施形態では、冷却器５の冷却能力を制御すべく、弁体４５を軸方向に移動させて全閉状態から全開状態まで連続的に変化させていたが、ステップモータ４６等からなる減圧装置部４１０に換えて、単純なＯＮ−ＯＦＦ電磁弁としてもよい。
【００８３】
すなわち、夏場等の大きな冷凍能力を必要とするときは、上記電磁弁を開き、一方、冬場や除湿運転時等の大きな冷凍能力を必要としないときには、上記電磁弁を閉じる。これにより、第１減圧装置の構造および制御が簡単になるので、ＣＯ2 サイクルの製造原低減を図ることができるとともに、ＣＯ2 サイクルの信頼性を向上させることができる。
【００８４】
また、上記電磁弁の開閉は単純なＯＮ−ＯＦＦ制御であったが、必要とされる冷凍能力に応じて上記電磁弁の開閉時間を制御（デューティ制御）してもよい。この場合、必要とされる冷凍能力が大きいほど、上記電磁弁の開時間を増加させればよい。
また、第１実施形態における第１減圧装置４に代えて、単純な開閉電磁弁にてデューティ制御してもよい。
【００８５】
また、上述の実施形態では、１台の圧縮装置１を用いて２段圧縮を行っていたが、２台の圧縮機を用いて２段圧縮を行ってもよい。なお、この場合、蒸発器７側（低圧側）の圧縮機の容量（ＶS ）に対する、放熱器２側（高圧側）の圧縮機の容量（Ｖd ）の比（Ｖd ／ＶS ）を０．８〜１とすると、差圧ΔＰd に対する差圧ΔＰs の比（ΔＰs ／ΔＰd ）を０．６〜０．９としたものと同等とすることができる。
【００８６】
また、１台の圧縮機で、蒸発器７側（低圧側）の作動室と、放熱器２側（高圧側）の作動室との２種類の作動室を有して２段圧縮を行うものにおいて、前述のごとく、蒸発器７側（低圧側）の作動室の体積（ＶS ’）に対する、放熱器２側（高圧側）の作動室の体積（Ｖd ’）の比（Ｖd ／ＶS ）が０．８〜１となるようにしてもよい。
【００８７】
また、本発明は、ＣＯ2 を使用した蒸気圧縮式冷凍サイクルに使用が限定されるものではなく、例えば、エチレン、エタン、酸化窒素等の超臨界域で使用する冷媒を用いた蒸気圧縮式冷凍サイクルにも適用することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】第１実施形態に係るＣＯ2 サイクルの模式図である。
【図２】第１減圧装置の断面図である。
【図３】冷却器の断面図である。
【図４】第１減圧装置の作動を示すフローチャートである。
【図５】第２減圧装置の作動を示すフローチャートである。
【図６】目標圧力と減圧装置入口側温度との関係を示すグラフである。
【図７】ＣＯ2 のモリエル線図である。
【図８】成績係数（ＣＯＰ）と放熱器出口側圧力との関係を示すグラフである。
【図９】ＣＯ2 サイクルの作動を示すサイクル線図である。
【図１０】噴射ＣＯ2 の圧力と成績係数との関係を示すグラフである。
【図１１】第２実施形態に係る第１減圧装置の断面図である。
【図１２】第３実施形態に係るＣＯ2 サイクルの模式図である。
【図１３】第４実施形態に係るＣＯ2 サイクルの模式図である。
【図１４】第４実施形態に係る第１減圧装置の断面図である。
【図１５】第４実施形態に係る第２減圧装置の断面図である。
【図１６】第５実施形態に係る第１減圧装置の断面図である。
【図１７】ＣＯ2 のモリエル線図である。
【図１８】第６実施形態に係るＣＯ2 サイクルの模式図である。
【図１９】成績係数と第１減圧装置の開度との関係を示すグラフである。
【図２０】冷凍能力と第１減圧装置の開度との関係を示すグラフである。
【図２１】第６実施形態に係るＣＯ2 サイクルのモリエル線図である。
【符号の説明】
１…圧縮装置、２…放熱器、３…分岐部、４…第１減圧装置、
５…冷却器、６…第２減圧装置、７…蒸発器、８…アキュームレータ。
Claims (6)
- 冷媒を吸入圧縮して吐出する圧縮装置（１）と、
前記圧縮装置（１）から吐出された圧縮冷媒を冷却し、内部の圧力が冷媒の臨界圧力を越える放熱器（２）と、
前記放熱器（２）から流出した冷媒を分岐させる分岐部（３）と、
前記放熱器（２）から流出した冷媒のうち前記分岐部（３）にて分岐された一方側の冷媒を第１所定圧力（Ｐ1 ）まで減圧する第１減圧装置（４）と、
前記放熱器（２）から流出した冷媒のうち前記分岐部（３）にて分岐された他方側の冷媒のみを、前記第１減圧装置（４）にて減圧された前記一方側の冷媒と熱交換させて冷却する冷却器（５）と、
前記冷却器（５）にて冷却された前記他方側の冷媒を、前記第１所定圧力（Ｐ1 ）より低い第２所定圧力（Ｐ2 ）まで減圧する第２減圧装置（６）と、
前記第２減圧装置（６）にて減圧された前記他方側の冷媒を蒸発させ、前記圧縮装置（１）に向けて流出させる蒸発器（７）と、
前記冷却器（５）にて前記他方側の冷媒と熱交換した前記一方側の冷媒を前記圧縮装置（１）の吸入圧縮行程の途中に導く冷媒流路（９）と、
前記冷媒流路（９）における冷媒の温度を検出する温度センサ（１２）と、
前記冷媒流路（９）における冷媒の圧力を検出する圧力センサ（１３）と、
前記温度センサ（１２）および前記圧力センサ（１３）からの信号に基づいて前記第１減圧装置（４）の開度を制御する制御装置（１０）とを備え、
前記制御装置（１０）は、前記温度センサ（１２）および圧力センサ（１３）の検出値から前記冷媒流路（９）における冷媒の加熱度（Ｔｉｓ）を算出し、前記冷媒流路（９）における冷媒の加熱度（Ｔｉｓ）が所定の加熱度（Ｔｉｎ）より大きいか否かを判定し、前記冷媒流路（９）における冷媒の加熱度（Ｔｉｓ）が前記所定の加熱度（Ｔｉｎ）より大きいときには前記第１減圧装置（４）の開度を所定量拡大することを特徴とする蒸気圧縮式冷凍サイクル。 - 前記蒸発器（７）の下流側の空気温度（冷却後の空気温度）を検出する空気温度センサ（１１）を備え、
前記制御装置（１０）は、
前記空気温度センサ（１１）の検出値（Ｔ 1 ）と目標冷風温度（ＴＥＯ）とを比較し、
前記目標冷風温度（ＴＥＯ）が前記空気温度センサ（１１）の検出値（Ｔ 1 ）より大きいときには前記温度センサ（１２）および前記圧力センサ（１３）の検出値から前記冷媒流路（９）における冷媒の加熱度（Ｔｉｓ）を算出し、前記冷媒流路（９）における冷媒の加熱度（Ｔｉｓ）が所定の加熱度（Ｔｉｎ）より大きいか否かを判定し、前記冷媒流路（９）における冷媒の加熱度（Ｔｉｓ）が前記所定の加熱度（Ｔｉｎ）より大きいときには前記第１減圧装置（４）の開度を所定量拡大し、前記冷媒流路（９）における冷媒の加熱度（Ｔｉｓ）が前記所定の加熱度（Ｔｉｎ）以下であるときには前記第１減圧装置（４）の開度を変更せず、
前記目標冷風温度（ＴＥＯ）が前記空気温度センサ（１１）の検出値（Ｔ 1 ） 以下であるときには、前記冷媒流路（９）における冷媒の加熱度（Ｔｉｓ）を算出することなく前記第１減圧装置（４）の開度を所定量縮小することを特徴とする請求項１に記載の蒸気圧縮式冷凍サイクル。 - 冷媒を吸入圧縮して吐出する圧縮装置（１）と、
前記圧縮装置（１）から吐出された圧縮冷媒を冷却し、内部の圧力が冷媒の臨界圧力を越える放熱器（２）と、
前記放熱器（２）から流出した冷媒を分岐させる分岐部（３）と、
前記放熱器（２）から流出した冷媒のうち前記分岐部（３）にて分岐された一方側の冷媒を第１所定圧力（Ｐ1 ）まで減圧する第１減圧装置（４００）と、
前記放熱器（２）から流出した冷媒のうち前記分岐部（３）にて分岐された他方側の冷媒のみを、前記第１減圧装置（４００）にて減圧された前記一方側の冷媒と熱交換させて冷却する冷却器（５）と、
前記冷却器（５）にて冷却された前記他方側の冷媒を、前記第１所定圧力（Ｐ1 ）より低い第２所定圧力（Ｐ2 ）まで減圧する第２減圧装置（６）と、
前記第２減圧装置（６）にて減圧された前記他方側の冷媒を蒸発させ、前記圧縮装置（１）に向けて流出させる蒸発器（７）と、
前記冷却器（５）にて前記他方側の冷媒と熱交換した前記一方側の冷媒を前記圧縮装置（１）の吸入圧縮行程の途中に導く冷媒流路（９）とを備え、
前記第１減圧装置（４００）は、弁開度を調節することにより前記冷媒流路（９）における冷媒の加熱度を機械的に制御する温度膨張弁（４２０）を有し、
前記温度膨張弁（４２０）は、前記冷媒流路（９）における冷媒の温度を検出する感温筒部（４２１）を有し、前記感温筒部（４２１）で検出された温度により前記弁開度を調節することを特徴とする蒸気圧縮式冷凍サイクル。 - 冷媒を吸入圧縮して吐出する圧縮装置（１）と、
前記圧縮装置（１）から吐出された圧縮冷媒を冷却し、内部の圧力が冷媒の臨界圧力を越える放熱器（２）と、
前記放熱器（２）から流出した冷媒を分岐させる分岐部（３）と、
前記放熱器（２）から流出した冷媒のうち前記分岐部（３）にて分岐された一方側の冷媒を第１所定圧力（Ｐ1 ）まで減圧する第１減圧装置（４３０）と、
前記放熱器（２）から流出した冷媒のうち前記分岐部（３）にて分岐された他方側の冷媒のみを、前記第１減圧装置（４３０）にて減圧された前記一方側の冷媒と熱交換させて冷却する冷却器（５）と、
前記冷却器（５）にて冷却された前記他方側の冷媒を、前記第１所定圧力（Ｐ1 ）より低い第２所定圧力（Ｐ2 ）まで減圧する第２減圧装置（６００）と、
前記第２減圧装置（６００）にて減圧された前記他方側の冷媒を蒸発させ、前記圧縮装置（１）に向けて流出させる蒸発器（７）と、
前記冷却器（５）にて前記他方側の冷媒と熱交換した前記一方側の冷媒を前記圧縮装置（１）の吸入圧縮行程の途中に導く冷媒流路とを備え、
前記第１減圧装置（４３０）は、前記第２減圧装置（６００）と前記蒸発器（７）との間における冷媒の圧力（Ｐ L ）が上昇すると前記第１減圧装置（４３０）の開度を増大させ、前記第２減圧装置（６００）と前記蒸発器（７）との間における冷媒の圧力（Ｐ L ）が低下すると前記第１減圧装置（４３０）の開度を縮小させることを特徴とする蒸気圧縮式冷凍サイクル。 - 冷媒として二酸化炭素を用いたことを特徴とする請求項１ないし４のいずれか１つに記載の蒸気圧縮式冷凍サイクル。
- 前記放熱器（２）出口側の冷媒圧力が、前記放熱器（２）出口側の冷媒温度に応じた所定の目標圧力となるように、前記第２減圧装置（６）の開度を制御することを特徴とする請求項１ないし４のいずれか１つに記載の蒸気圧縮式冷凍サイクル。
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