(57)【要約】【課題】弁全体の体格及び重量を削減でき、かつコストの削減も可能な冷凍サイクル用膨張弁を提供する。【解決手段】本発明の膨張弁３は、蒸気圧縮式冷凍サイクルのガスクーラ２又は内部熱交換器８からエバポレータ４に至る冷媒通路に配置されていて、ガスクーラ出口側又は内部熱交換器出口側の冷媒温度に応じて内圧が変化する感温部と、感温部の内圧の変化に機械的に連動して弁口３３ａの開度を調整する弁体３１と、該弁体を収納するボディ３３とを備えており、このボディにガスクーラ出口側又は内部熱交換器出口側の冷媒温度を感温部に伝達しながら、弁体によって冷媒を減圧してエバポレータに流路を設けている。また、感温体の冷媒封入密度を約２００ｋｇ／ｍ３〜約６００ｋｇ／ｍ３の範囲に設定する。さらに、感温体の感温筒相当部分の割合を６０％以上にする。【選択図】図２
2006220407.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
蒸気圧縮式冷凍サイクルのガスクーラからエバポレータに至る冷媒通路に配置され、前記ガスクーラ出口側の冷媒温度に基づいて弁口の開度を調節することにより、前記ガスクーラ出口側の冷媒圧力を制御する冷凍サイクル用膨張弁において、この膨張弁が、
前記ガスクーラ出口側の冷媒温度に応じて内圧が変化する感温部と、
前記感温部の内圧の変化に機械的に連動して前記弁口の開度を調整する弁体と、
前記弁体を収納するボディと、
を備えていて、前記ボディには、前記ガスクーラ出口側の冷媒温度を前記感温部に伝達しながら、前記弁体により、冷媒を減圧して前記エバポレータに冷媒を流す流路が設けられていることを特徴とする冷凍サイクル用膨張弁。
【請求項２】
蒸気圧縮式冷凍サイクルの内部熱交換器からエバポレータに至る冷媒通路に配置され、ガスクーラ出口側の冷媒温度に基づいて弁口の開度を調節することにより、前記ガスクーラ出口側の冷媒圧力を制御する冷凍サイクル用膨張弁において、この膨張弁が、
前記ガスクーラ出口側の冷媒温度に応じて内圧が変化する感温部と、
前記感温部の内圧の変化に機械的に連動して前記弁口の開度を調整する弁体と、
前記弁体を収納するボディと、
を備えていて、前記ボディには、前記ガスクーラ出口側の冷媒温度を前記感温部に伝達しながら、前記内部熱交換器に冷媒を流す第１の流路と、前記内部熱交換器から前記弁体により冷媒を減圧して前記エバポレータに冷媒を通す第２の流路とが設けられていることを特徴とする冷凍サイクル用膨張弁。
【請求項３】
蒸気圧縮式冷凍サイクルの内部熱交換器からエバポレータに至る冷媒通路に配置され、前記内部熱交換器出口側の冷媒温度に基づいて弁口の開度を調節することにより、前記内部熱交換器出口側の冷媒圧力を制御する冷凍サイクル用膨張弁において、この膨張弁が、
前記内部熱交換器出口側の冷媒温度に応じて内圧が変化する感温部と、
前記感温部の内圧の変化に機械的に連動して前記弁口の開度を調整する弁体と、
前記弁体を収納するボディと、
を備えていて、前記ボディには、前記内部熱交換器出口側の冷媒温度を前記感温部に伝達しながら、前記弁体により、冷媒を減圧して前記エバポレータに冷媒を流す流路が設けられていることを特徴とする冷凍サイクル用膨張弁。
【請求項４】
前記感温部が、ダイヤフラムと、前記ダイヤフラム上部に密閉空間を形成するために前記ダイヤフラムの周縁を上下方向から挟持する蓋体と下側支持部材とより構成されており、冷媒温度の前記感温部への伝達が、前記弁体と前記下側支持部材とによって形成され、冷媒通路と連通する間隙によって行われることを特徴とする請求項１，２又は３に記載の冷凍サイクル用膨張弁。
【請求項５】
前記感温部の密閉空間には、冷媒が封入されていると共に、前記弁体を閉弁方向に付勢する調整バネが設けられていることを特徴とする請求項１〜４のいずれか一項に記載の冷凍サイクル用膨張弁。
【請求項６】
前記感温部の密閉空間に冷媒と、この冷媒よりも熱膨張率の低いガスとの混合気体が封入されると共に、前記弁体を閉弁方向に付勢する調整バネを省略したことを特徴とする請求項１〜４のいずれか一項に記載の冷凍サイクル用膨張弁。
【請求項７】
蒸気圧縮式冷凍サイクルのガスクーラから内部熱交換器を介してエバポレータに至る冷媒通路に配置され、前記ガスクーラ出口側の冷媒温度、あるいは内部熱交換器出口側の冷媒温度に基づいて弁口の開度を調節することにより、前記内部熱交換器出口側の冷媒圧力を制御する冷凍サイクル用膨張弁において、
冷媒が封入され、前記ガスクーラ出口側の冷媒温度に応じて内圧が変化する感温部と、
前記感温部の内圧の変化に機械的に連動して前記弁口の開度を調整する弁体とを備え、
前記感温部の冷媒封入密度が、閉弁した状態にて、２００〜６００ｋｇ／ｍ３であることを特徴とする冷凍サイクル用膨張弁。
【請求項８】
前記感温部の冷媒封入密度が、閉弁した状態にて、２００〜４５０ｋｇ／ｍ３であることを特徴とする請求項７に記載の冷凍サイクル用膨張弁。
【請求項９】
前記感温部の内圧より前記ガスクーラ出口側の高圧が所定量高くなったときに前記弁体を開弁することを特徴とする請求項７又は８に記載の冷凍サイクル用膨張弁。
【請求項１０】
前記所定量に相当する荷重を、弾性部材又は感温部内に冷媒と一緒に封入した不凝縮ガス又は前記弾性体及び前記不凝縮ガスにより付与することを特徴とする請求項９に記載の冷凍サイクル用膨張弁。
【請求項１１】
前記弾性部材は、コイルスプリング、ダイヤフラム、ベローズのいずれかあるいは任意の組合せであることを特徴とする請求項１０に記載の冷凍サイクル用膨張弁。
【請求項１２】
前記ガスクーラ出口冷媒温度が５０℃以上のとき、前記内部熱交換器によりコンプレッサの吸入冷媒を、スーパーヒートが１０℃以上となるように加熱することを特徴とする請求項７又は８に記載の冷凍サイクル用膨張弁。
【請求項１３】
超臨界状態となる冷媒を用いた冷凍サイクル用膨張弁であって、
ダイヤフラム上側に設けられた冷媒を封入した第１の密閉空間と、
前記ダイヤフラム下側に設けられ、前記第１の密閉空間と連通する第２の密閉空間とを備え、
前記ダイヤフラム下側にガスクーラ出口側の冷媒、あるいは内部熱交換器出口側の冷媒を導入して、ダイヤフラム下側に高圧圧力を作用させるとともに、前記ガスクーラ出口側の冷媒温度、あるいは前記内部熱交換器出口側の冷媒温度を前記感温部に封入した冷媒に伝熱させ、ダイヤフラム上下の差圧によるダイヤフラムの変位で弁を開閉することを特徴とする冷凍サイクル用膨張弁。
【請求項１４】
前記第２の密閉空間は、ダイヤフラムに固定された弁体の内部に設けられていることを特徴とする請求項１３に記載の冷凍サイクル用膨張弁。
【請求項１５】
前記第１の密閉空間の容積の１／２と前記第２の密閉空間の容積の合計は、前記第１の密閉空間と前記第２の密閉空間との容積の合計の６０％以上であることを特徴とする請求項１３に記載の冷凍サイクル用膨張弁。
【請求項１６】
前記第１の密閉空間の外気と接する壁面を覆う蓋を設け、前記壁面と外気との間に空気層を設けることを特徴とする請求項１〜４、１３〜１５のいずれか１項に記載の冷凍サイクル用膨張弁。
【請求項１７】
前記第１の密閉空間の外気と接する壁面の少なくとも一部が断熱材で覆われていることを特徴とする請求項１〜４、１３〜１５のいずれか１項に記載の冷凍サイクル用膨張弁。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、蒸気圧縮式冷凍サイクルの放熱器（ガスクーラ）出口側の冷媒温度に基づいて放熱器出口側の冷媒圧力を制御する冷凍サイクル用膨張弁に関し、特に二酸化炭素（ＣＯ2）等の超臨界域で冷媒を使用する超臨界冷凍サイクルに好適なものである。
【背景技術】
【０００２】
一般に車両用空調装置として、図１に示すようにコンプレッサ（圧縮機）１、ガスクーラ（放熱器）２、膨張弁３、エバポレータ（蒸発器）４及びアキュムレータ５等により構成される密閉した回路にＣＯ2を冷媒として循環させる蒸気圧縮式冷凍サイクルを使用することが知られている。このような蒸気圧縮式冷凍サイクルに使用される機械式膨張弁として、従来より特許文献１及び２に示される圧力制御弁が知られている。
【０００３】
【特許文献１】特開２０００−１９３３４７号公報
【特許文献２】特開２００３−２５４４６０号公報
【０００４】
この特許文献１，２に示される圧力制御弁（膨張弁）は、図１２に示されるように、ダイヤフラム３２を挟んで一方側に形成された密閉空間Ａ内に冷媒等のガスを封入すると共に、他方側に減圧する前の高圧冷媒の圧力を作用させることにより、ダイヤフラム３２を変位させて弁体３１を可動させている弁本体部をケース３０で覆っており、このケース３０内に放熱器２出口の冷媒を流し、この冷媒温度を密閉空間（感温部）Ａで感知することによって、放熱器２出口側の冷媒圧力を制御している。
【０００５】
しかしながら、上記従来タイプの圧力制御弁では、密閉空間（感温部）を覆うケース３３が必要となるため重量が増加し、コストアップにつながるという問題があった。
【０００６】
また、コストダウンを図るためにケース３０を廃止し、図１に示されるように密閉空間をキャピラリーチューブ６で感温筒７に接続し、放熱器２出口の配管に感温筒７を接触して配設し、この感温筒７により放熱器２出口の冷媒温度を感知するタイプの圧力制御弁（膨張弁）も、知られているが、このタイプでは、感温筒７を組み付ける工程が必要となり、このタイプの膨張弁でもコストアップが問題となっている。
【０００７】
また、冷媒としてＣＯ２を用いた場合、従来用いられているHFC134aに比較してサイクルの理論効率が低いという問題がある。そのためには、図３に示すような内部熱交換器を用いて、ガスクーラ出口冷媒とコンプレッサの吸入冷媒を熱交換して冷凍サイクルの効率ＣＯＰを向上させる必要がある。内部熱交換器を用いると、コンプレッサの吸入冷媒が加熱され、エンタルピが増加して、スーパヒートをもつ状態となる。ＣＯ２のような高圧が超臨界となる冷媒を用いる冷凍サイクルを効率よく運転させるために、密閉空間内の密度を規定するものが提案されているが、内部熱交換器を用いる冷凍サイクルについて考慮されたものではない（特許文献３参照）。
【特許文献３】特開平９−２６４６２２号公報
【０００８】
さらに、ＣＯ２サイクルではガスクーラ出口冷媒温度、あるいは内部熱交換器出口冷媒温度を検出して高圧圧力を制御するため、車両用空調装置に適用した場合には高圧制御弁はエンジンルーム内に配置されることになる。エンジンルーム内の温度は外気より高く、サイクルを停止している場合には、ガスクーラで冷却された冷媒が制御弁に流れる事が無いため、制御弁は外気温度より高いエンジンルーム内の雰囲気温度まで加熱され、１００℃から１２０℃にまで達することがある。
制御弁は内部の感温部に所定の密度で冷媒が封入されているため、雰囲気温度が上昇して封入されている冷媒が加熱されると、感温部内圧も急激に上昇する。ガスクーラ出口の冷媒温度は外気温度近くまで冷却されるためガスクーラ出口冷媒の最高温度よりも、エンジンルーム内の最高温度は、３０〜６０℃も高い温度に達する。このため停止時の感温部の内圧は、ＣＯ２サイクルの最大高圧圧力よりも高くなり、他の高圧部品を上回る非常に高い耐圧性が感温部に要求される。
【０００９】
このように、制御弁がエンジンルーム内の雰囲気温度まで加熱されていると、ＣＯ２サイクル起動時には、感温部内圧は、通常の高圧制御圧力よりも高くなっており閉弁状態となる。このため、従来から弁部付近に設けられたブリード穴より少量の冷媒を循環させることで、ガスクーラで冷却された冷媒を制御弁に流して感温部の冷却を行っている。その後感温部温度が低下して感温部内圧が高圧の制御範囲まで低下すると初めて制御弁が開き、冷媒流量が増加して最大冷房能力が得られる。従って、最大冷房能力に達する時間すなわちクールダウンを早くするには、感温部内圧を早く通常の制御圧力範囲まで下げることが重要になる。
【００１０】
さらにまた、ＣＯ２を用いた超臨界サイクルでは、高圧となるガスクーラ出口あるいは内部交換機出口の冷媒温度を検出するため、感温部の冷媒は超臨界状態となる。従来のHFC134aでは、感温部の冷媒は気液２相状態で使用され、飽和温度すなわち液冷媒温度で冷媒圧力が決定されるため、他の部位の温度により感温部内部の圧力は影響されない。しかしながら、超臨界状態となる冷媒では、感温部と連通している感温部以外の部分の温度の影響を受けることになり、感温部の内部圧力が定まらず、制御圧が変動するという問題点があった。
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【００１１】
本発明は、上記問題に鑑みてなされたものであり、その目的は、ケース及び感温筒を必要とすることなく、弁全体の体格及び重量を削減でき、かつコストの削減も可能な冷凍サイクル用膨張弁を提供することである。他の目的は、内部熱交換器を併用した場合の制御特性を最適化し、感温部の耐圧を下げることができる冷凍サイクル用膨張弁を提供することである。さらに他の目的は、超臨界サイクルに使用する膨張弁であって、外気温度等による制御圧力の変動を低減し、さらに膨張弁本体の小型化が可能な冷凍サイクル用膨張弁を提供することである。
【課題を解決するための手段】
【００１２】
本発明は、前記課題を解決するための手段として、特許請求の範囲の各請求項に記載の冷凍サイクル用膨張弁を提供する。
請求項１に記載の冷凍サイクル用膨張弁は、蒸気圧縮式冷凍サイクルのガスクーラからエバポレータに至る冷媒通路に配置されていて、ガスクーラ出口側の冷媒温度に応じて内圧が変化する感温部と、感温部の内圧の変化に機械的に連動して弁口開度を調整する弁体と、この弁体を収納するボディとを備えており、このボディにガスクーラ出口側の冷媒温度を感温部に伝達しながら、弁体によって冷媒を減圧してエバポレータに流す流路を設けたものであり、これによって、冷媒を導入する、感温部を覆うケース又はキャピラリーチューブ及び感温筒を省略することができ、膨張弁の小型化、低コスト化を図ることができる。
【００１３】
請求項２に記載の冷凍サイクル用膨張弁は、内部熱交換器を有している蒸気圧縮式冷凍サイクルに適用されるものであって、内部熱交換器からエバポレータに至る冷媒通路に配置され、ガスクーラ出口側の冷媒温度に応じて内圧が変化する感温部と、感温部の内圧の変化に機械的に連動して弁口開度を調整する弁体と、この弁体を収納するボディとを備えており、このボディに、ガスクーラ出口側の冷媒温度を感温部に伝達しながら、内部熱交換器に冷媒を流す第１の流路と、内部熱交換器から弁体により冷媒を減圧してエバポレータに冷媒を通す第２の流路とを設けたものであり、これにより、請求項１と同様に膨張弁の小型化、低コスト化を図ることができる。
【００１４】
請求項３に記載の冷凍サイクル用膨張弁は、内部熱交換器を有している蒸気圧縮式冷凍サイクルに適用されるものであって、内部熱交換器からエバポレータに至る冷媒通路に配置され、内部熱交換器出口側の冷媒温度に応じて内圧が変化する感温部と、感温部の内圧の変化に機械的に連動して弁口開度を調整する弁体と、この弁体を収納するボディとを備えており、このボディに、内部熱交換器出口側の冷媒温度を感温部に伝達しながら、弁体により冷媒を減圧してエバポレータに流す流路を設けたものであり、これによって、請求項１と同様に膨張弁の小型化、低コスト化を図ることができる。
【００１５】
請求項４の該膨張弁は、感温部が、ダイヤフラムと、ダイヤフラム上部に密閉空間を形成するために、ダイヤフラムの周縁を上下方向から挟持する蓋体と下側支持部材とより構成されていて、冷媒温度の感温部への伝達が、弁体と支持部材とによって形成され、冷媒通路と連通する間隙によって行われるようにしたものであり、これにより、間隙を通して冷媒温度を感温部に伝えることができ、ケース又はキャピラリーチューブ及び感温筒を省略することができる。
請求項５の該膨張弁は、感温部の密閉空間に冷媒を封入すると共に、弁体を閉弁方向に付勢する調整バネを設けたものであり、感温部内の内圧と調整バネによる閉弁力と、冷媒圧力による開弁力とのバランスで弁体が作動するようになっている。
【００１６】
請求項６の該膨張弁は、感温部の密閉空間内に冷媒と、この冷媒よりも熱膨張率の低いガスとの混合気体を封入して、弁体を閉弁方向に付勢する調整バネを省略したものであり、これにより、構造の簡素化、部品数の削減が可能となる。
【００１７】
請求項７の冷凍サイクル用膨張弁は、内部熱交換器を備える冷凍サイクル用膨張弁であって、感温部の冷媒封入密度が、閉弁した状態にて、２００〜６００ｋｇ／ｍ３であることを特徴とする。これにより、内部熱交換器を用いた場合の制御特性を最適化し、感温体の耐圧を下げることができる。
【００１８】
請求項８の冷凍サイクル用膨張弁は、前記感温部の冷媒封入密度を、閉弁した状態にて、２００〜４５０ｋｇ／ｍ３に限定するものであり、これにより、さらに制御特性を最適化し、感温体の耐圧を下げることができる。
【００１９】
請求項９の冷凍サイクル用膨張弁は、さらに前記感温部の内圧より前記ガスクーラ出口側の高圧が所定量高くなったときに前記弁体を開弁するものである。
請求項１０の冷凍サイクル用膨張弁はさらに、所定量に相当する荷重を、弾性部材又は感温部内に冷媒と一緒に封入した不凝縮ガス又は前記弾性体及び前記不凝縮ガスにより付与するものである。
【００２０】
請求項１１の冷凍サイクル用膨張弁はさらに、弾性部材は、コイルスプリング、ダイヤフラム、ベローズのいずれかあるいは任意の組合せからなる。
請求項１２の冷凍サイクル用膨張弁はさらに、前記ガスクーラ出口冷媒温度が５０℃以上のとき、前記内部熱交換器によりコンプレッサの吸入冷媒を、スーパーヒートが１０℃以上となるように加熱するものである。
【００２１】
請求項１３の冷凍サイクル用膨張弁は、超臨界状態となる冷媒を用いた冷凍サイクル用膨張弁であって、ダイヤフラム上側に設けられた冷媒を封入した第１の密閉空間と、前記ダイヤフラム下側に設けられ、前記第１の密閉空間と連通する第２の密閉空間とを備えるものである。これにより、感温体の容積を拡大して感温部の精度を向上させることができる。
請求項１４の冷凍サイクル用膨張弁では、前記第２の密閉空間は、ダイヤフラムに固定された弁体の内部に設けられている。
【００２２】
請求項１５の冷凍サイクル用膨張弁は、前記前記第１の密閉空間の容積の１／２と前記第２の密閉空間の容積の合計は、前記感温部と前記密閉空間との容積の合計の６０％以上である。これにより、感温部のうち感温筒相当部分以外の部分の温度による影響を少なくすることができる。
【００２３】
請求項１６の冷凍サイクル用膨張弁は、前記第１の密閉空間の外気と接する壁面を覆う蓋を設け、前記壁面と外気との間に空気層を設けるもので、さらに外気温度の影響を低減することができる。
請求項１７の冷凍サイクル用膨張弁は、前記第１の密閉空間の外気と接する壁面の少なくとも一部を断熱材で覆うもので、さらに外気温度の影響を低減することができる。
【発明を実施するための最良の形態】
【００２４】
以下、図面に従って本発明の実施の形態の冷凍サイクル用膨張弁について説明する。図１は、ＣＯ2を冷媒として循環させる蒸気圧縮式冷凍サイクル（超臨界冷凍サイクル）を説明する図であり、図２は、図１に示される蒸気圧縮式冷凍サイクルに適用した本発明の第１実施形態の冷凍サイクル用膨張弁の断面図である。図１において、符号１は冷媒（ＣＯ2）を吸入圧縮するコンプレッサ（圧縮機）であり、符号２はコンプレッサ１により圧縮された冷媒を冷却するガスクーラ（放熱器）である。ガスクーラ２の出口側には、ガスクーラ２の出口側の冷媒温度に基づいてガスクーラ２の出口側の冷媒圧力を制御する膨張弁３が配設されていて、高圧の冷媒を減圧する減圧器としても機能している。図１において、ガスクーラ２の出口側配管には、感温筒７が設置され、キャピラリーチューブ６によって膨張弁３に接続している。したがって、感温筒７内に封入されたガスの冷媒温度に基づく内圧の変化によって膨張弁３の弁開度を制御している。
【００２５】
符号４は、膨張弁３で減圧された気液２相冷媒を蒸発させるエバポレータであり、符号５は気相冷媒と液相冷媒とを分離するとともに、冷凍サイクル中の余剰冷媒を一時的に蓄えるアキュムレータ５である。これらのコンプレッサ１、ガスクーラ２、膨張弁３、エバポレータ４及びアキュムレータ５は、それぞれ配管によって接続されて閉回路を形成している。
【００２６】
次に、図２を用いて第１実施形態の冷凍サイクル用膨張弁３Ａについて説明する。膨張弁３Ａのボディ３３内には、ガスクーラ２から弁口３３ａを介してエバポレータ４に至る冷媒流路の一部が形成されている。ボディ３３には、ガスクーラ２側に接続される流入口３３ｂと、エバポレータ４側に接続される流出口３３ｃと、後述する感温部を設置するための第１の開口３３ｄ及び調整バネ３６をセットするための第２の開口３３ｅとが形成されている。ボディ３３内には弁体３１が収納されていて、弁口３３ａの開閉を行うようになっており、これによって、ボディ３３内のガスクーラ２出口側に接続する上流空間Ｃ1とエバポレータ４入口側に接続する下流空間Ｃ2とが連通及び非連通するようになっている。
【００２７】
ボディ３３の第１の開口３３ｄには、感温部が取り付けられている。この感温部は、主にダイヤフラム３２、蓋体３５及び下側支持部材３４とより構成されていて、内部に密閉空間Ａが形成されている。即ち、蓋体３５の中央部分には、密閉空間Ａを形成するための凹部３５ａが形成されていて、ダイヤフラム３２の周縁を蓋体３５と下側支持部材３４とで挟持して固着することにより、感温部が形成されている。ダイヤフラム３２は、ステンレス材からなる薄膜状をしており、密閉空間Ａの内外の圧力差に応じて変形変位する。下側支持部材３４は、円筒部３４ａとフランジ部３４ｂとを有していて、円筒部３４ａの外周に形成されたネジ部を、ボディ３３の第１の開口３３ｄに螺合することによって、感温部がボディ３３に取り付けられている。また、蓋体３５には、封入管３５ｂが取り付けられており、封入管３５ｂから密閉空間Ａ内に冷媒が封入されるようになっている。冷媒が封入された後は、封入管３５ｂは封鎖される。
【００２８】
弁体３１は、弁部３１ａより上方に下側支持部材３４の円筒部３４ａを通って延在している一方の端部３１ｂが、ダイヤフラム３２に固定されており、円筒部３４ａの内面と弁体３１の外周面との間に断面が環状の間隙Ｂが形成されている。この間隙Ｂは、ガスクーラ２出口側に接続する上流空間Ｃ1と連通している。したがって、ガスクーラ２出口側の冷媒がこの間隙Ｂ内に流れ込み、冷媒温度が密閉空間Ａ内の冷媒に伝達されると同時に、このガスクーラ２出口側の冷媒の圧力がダイヤフラム３２に作用することになる。
【００２９】
更に弁体３１は、弁部３１ａより下方に弁口３３ａを通って延在している他方の端部３１ｃに調整ナット３７が螺合されている。弁口３３ａの下面周辺と調整ナット３７間には、弁体３１を閉弁方向に付勢する調整バネ３６が介在しており、調整ナット３９を回すことによって調整バネ３６の初期設定荷重（弁口３３ａを閉じた状態での弾性力）が任意に調節できる。これら調整バネ３６、調整ナット３７等は、エバポレータ４入口側に接続する下流空間Ｃ2内に設けられている。また、キャップ３７がボディ３３の第２の開口３３ｅに嵌め込まれることによって、下流空間Ｃ2の下方が閉じられている。
【００３０】
上記のように構成された第１実施形態の冷凍サイクル用膨張弁３Ａでは、弁体３１の閉弁力は、密閉空間Ａ内の内圧と調整バネ３６によって得られるようになっており、弁体３１の開弁力は、ガスクーラ２出口側の冷媒圧力によって得られ、両者のバランスによって膨張弁３Ａが開閉されるようになる。また、密閉空間Ａ内の内圧は、間隙Ｂに流れ込むガスクーラ２出口側の冷媒の温度によって変化し、それによって、弁口３３ａの開度が変化することで、ガスクーラ２出口側の冷媒圧力が制御される。
【００３１】
図３は、内部熱交換器を組み込んだ蒸気圧縮式冷凍サイクルを示す図である。このように内部熱交換器を有する蒸気圧縮式冷凍サイクルも、冷房能力を向上するものとして従来公知の冷凍サイクルである。この場合、図３に示すように内部熱交換器８は、ガスクーラ２から膨張弁３へ向かう冷媒と、アキュムレータ５からコンプレッサ１へ戻る冷媒とが熱交換するようにサイクル内に配置されている。したがって、膨張弁３は、内部熱交換器８からエバポレータ４に至る冷媒通路に配置されることになる。他の構成は、図１の蒸気圧縮式冷凍サイクルと同様であるので説明を省略する。本発明の冷凍サイクル用膨張弁は、このような内部熱交換器を有する蒸気圧縮式冷凍サイクルにも適用することができる。
【００３２】
図４は、内部熱交換器を有する蒸気圧縮式冷凍サイクルに適用した第２実施形態の冷凍サイクル用膨張弁３Ｂの断面図である。第２実施形態の膨張弁３Ｂには、ボディ３３内にガスクーラ２から内部熱交換器８に至る冷媒流路の一部である第１の流路Ｄと、内部熱交換器８から弁口３３ａを介してエバポレータ４に至る冷媒流路の一部である第２の流路Ｅとが、それぞれ独立に形成されている。この第２実施形態では、ガスクーラ２出口側の冷媒温度を感温部の密閉空間Ａ内の冷媒に伝達する間隙Ｂが、第１の流路Ｄ側に設けられ、弁口３３ａを開閉する弁体３１の弁部３１ａが第２の流路Ｅ側に設けられている。
【００３３】
即ち、弁体３１は、弁部３１ａから上方に第１の流路Ｄを横切りかつ下側支持部材３４の円筒部３４ａ内を通って延在している一方の端部３１ｂが、ダイヤフラム３２に固定されており、円筒部３４ａの内面と弁体３１の外周面との間に断面が環状の間隙Ｂが設けられている。この間隙Ｂは、ガスクーラ２出口側と接続する第１の流路Ｄに連通している。したがって、ガスクーラ２出口側の冷媒が間隙Ｂに流れ込み、この冷媒温度が密閉空間Ａ内の冷媒に伝達されると同時に、ガスクーラ２出口側の冷媒の圧力がダイヤフラム３２に作用することになる。
【００３４】
内部熱交換器８とエバポレータ４とを連通する弁口３３ａは、第２の流路Ｅに設けられている。したがって、弁口３３ａを開閉する弁体３１の弁部３１ａ及び弁口３３ａを貫通して下方に延在する弁体３１の他方の端部３１ｃに設けられる調整バネ３６と調整ナット３７等も、第２の流路Ｅ中に設けられる。
他の細部の構成については、第１実施形態と同様であるので説明を省略する。
【００３５】
図５は、内部熱交換器を有する蒸気圧縮式冷凍サイクルに適用した第３実施形態の冷凍サイクル用膨張弁３Ｃの断面図である。この第３実施形態では、膨張弁３Ｃのボディ３３内には、内部熱交換器８から弁口３３ａを介してエバポレータ４に至る冷媒流路の一部が形成されている。即ち、ボディ３３の流入口３３ｂがガスクーラ２に代えて内部熱交換器８に接続されていることを除いて、他の構成は第１実施形態の膨張弁３Ａと同様である。
【００３６】
したがって、第３実施形態では、間隙Ｂには内部熱交換器８出口側の冷媒が流れ込むことになり、感温部の密閉空間Ａ内に封入された冷媒には、内部熱交換器８出口側の冷媒温度が伝達されるようになっている。同様にダイヤフラム３２には、内部熱交換器８出口側の冷媒圧力が作用する。この第３実施形態でも第１実施形態と同様の作用効果が得られるものである。
【００３７】
図６は、図１又は図３に示される蒸気圧縮式冷凍サイクルに適用される第４実施形態の冷凍サイクル用膨張弁３Ｄの断面図である。この第４実施形態では、図２の第１実施形態又は図５の第３実施形態の膨張弁において調整バネ３６の代わりに冷媒よりも熱膨張率が低い、例えば窒素ガス（Ｎ2）やヘリウムガス（Ｈｅ）等が密閉空間Ａ内に冷媒とともに封入されている。即ち、第４実施形態では、感温部の密閉空間Ａ内に冷媒と、冷媒よりも熱膨張率が低いガスとの混合ガスを封入し、ボディ３３の第２の開口３３ｅが閉鎖され、弁体３１の弁部３１ａより下方の延在部分、調整バネ３６及び調整ナット３７等が除去されている。その他の構成は、第１実施形態又は第３実施形態と同様であるので説明を省略する。
【００３８】
したがって、第４実施形態では、弁体３１の閉弁力としては、間隙Ｂ内に流れ込むガスクーラ２出口側の冷媒の温度が伝達される密閉空間Ａ内に封入された混合ガスによる内圧のみが作用し、開弁力としてはガスクーラ２出口側の冷媒圧力が作用することになる。このように第４実施形態では、冷媒よりも熱膨張率の低いガスが調整バネ３６の機能を果たしている。また、例えば冷媒が二酸化炭素（ＣＯ2）、混合するガスが窒素（Ｎ2）の場合、封入する密度は二酸化炭素（ＣＯ2）が５００〜７００kg／ｍ3 、窒素（Ｎ2）が１０〜４０kg／ｍ3 程度とするのが良い。
【００３９】
図７は、図３に示される内部熱交換器を有する蒸気圧縮式冷凍サイクルに適用される第５実施形態の冷凍サイクル用膨張弁３Ｅの断面図である。この第５実施形態では、第４実施形態と同様に、第２実施形態の膨張弁３Ｂにおいて調整バネ３６の代りに冷媒よりも熱膨張率が低い、例えば窒素ガス（Ｎ2）やヘリウムガス（Ｈｅ）等が密閉空間Ａ内に冷媒とともに封入されている。即ち、第５実施形態では、感温部の密閉空間Ａ内に冷媒と、冷媒よりも熱膨張率が低いガスとの混合ガスを封入し、ボディ３３の第２の開口３３ｅが閉鎖され、弁体３１の弁部３１ａより下方の延在部分、調整バネ３６及び調整ナット３７等が第２の流路Ｅ中から除去されている。その他の構成は、第２実施形態と同様であるので説明を省略する。
【００４０】
したがって、第５実施形態では、第４実施形態と同様に、弁体３１の閉弁力としては、間隙Ｂ内に流れ込むガスクーラ２出口側の冷媒の温度が伝達される密閉空間Ａ内に封入された混合ガスによる内圧のみが作用し、開弁力としてはガスクーラ２出口側の冷媒圧力が作用することになる。このように第５実施形態でも、冷媒よりも熱膨張率が低いガスが調整バネ３６の機能を果たしている。また、例えば冷媒が二酸化炭素（ＣＯ2）、混合するガスが窒素（Ｎ2）の場合、封入する密度は二酸化炭素（ＣＯ2）が４００〜５５０kg／ｍ3 、窒素（Ｎ2）が１０〜４０kg／ｍ3 程度とするのが良い。
【００４１】
図８は、図１又は図３に示される冷凍サイクルに適用される本発明の第６実施形態の冷凍サイクル用膨張弁３Ｆの断面図である。この第６実施形態では、図２の第１実施形態又は図５の第３実施形態の膨張弁３において、弁体３１に感温部の密閉空間Ａに連通する空洞３１ｄを形成したものである。したがって、感温部の密閉空間を、密閉空間Ａ＋空洞３１ｄ＋封入管３５ｂの和とすることができ、冷媒が封入される密閉空間を広げることができ、感温部の精度を向上させることができる。その他の構成は、第１実施形態又は第３実施形態と同様であるので説明を省略する。
【００４２】
図９は、図１又は図３に示される冷凍サイクルに適用される本発明の第７実施形態の冷凍サイクル用膨張弁３Ｇの断面図である。この第７実施形態では、図６の第４実施形態の膨張弁３において、第６実施形態と同様に、弁体３１に感温部の密閉空間Ａに連通する空洞３１ｄを形成したものである。この第７実施形態でも、感温部の密閉空間を、更に空洞３１ｄの容積分だけ増加することができ、感温部の精度を向上させることができる。他の構成は、第４実施形態と同様であるので説明を省略する。
【００４３】
図１０は、図３に示される冷凍サイクルに適用される本発明の第８実施形態の冷凍サイクル用膨張弁３Ｈの断面図である。この第８実施形態では、図７の第５実施形態の膨張弁３において、第６，７実施形態と同様に、弁体３１に感温部の密閉空間Ａに連通する空洞３１ｄを形成したものである。この第８実施形態でも、感温部の密閉空間を更に空洞３１ｄの容積分だけ増加することができ、感温部の精度を向上させることができる。他の構成は、第５実施形態と同様であるので説明を省略する。
【００４４】
図１１は、図３に示される冷凍サイクルに適用される本発明の第９実施形態の冷凍サイクル用膨張弁３Ｉの断面図である。この第９実施形態では、図４の第２実施形態の膨張弁３において、第６，７，８実施形態と同様に、弁体３１に感温部の密閉空間Ａに連通する空洞３１ｄを形成したものである。この第９実施形態でも、感温部の密閉空間を更に空洞３１ｄの容積分だけ増加することができ、感温部の精度を向上させることができる。他の構成は、第２実施形態と同様であるので説明を省略する。
【００４５】
なお、上記実施形態では、二酸化炭素（ＣＯ2）を冷媒として使用した蒸気圧縮式冷凍サイクルに使用される膨張弁として説明しているが、本発明の冷凍サイクル用膨張弁はこれに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は勿論、フロン等を冷媒とする蒸気圧縮式冷凍サイクルにも適用することができるものである。
【００４６】
次に、図３に示すような内部熱交換器８を組み込んだ超臨界冷凍サイクルに好適な膨張弁に関する実施形態について説明する。本実施形態の膨張弁は、第１に、内部熱交換器を有する冷凍サイクルのＣＯＰを向上させ、第２に、感温部の耐圧を下げることを可能にしてコストを下げ、第３に、クールダウンを早めることを目的とする。本実施形態は、そのために感温部の冷媒封入密度を規定するものである。以下、順次説明する。
【００４７】
図１３に、内部熱交換器を用いて吸入冷媒にスーパヒートを持たせた場合のＣＯＰ向上効果を示す。図中のＴＳは、エバポレータ内の冷媒蒸発温度を示す。したがって、ＣＯＰ向上の効果は、エバポレータ内の冷媒温度が高いほど大きくなる。車両用エアコンにおいては、アイドル時はコンプレッサ回転数が低くなり、冷房能力が最小となる。しかしながら、エバポレータ内の冷媒蒸発温度も上昇するため、内部熱交換器を使用すると車両エアコンのＣＯＰが向上する。このように、車両用エアコンにおいて、内部熱交換機を使用するメリットは大きい。
【００４８】
図１４及び図１５は、それぞれエバポレータ内冷媒温度が０℃の場合とエバポレータ内冷媒温度が２０℃の場合で、ガスクーラ出口冷媒温度に対して、ＣＯＰが最大となる高圧制御圧力を示したもので、内部熱交換器を使用してコンプレッサ吸入冷媒を加熱した場合は、エバポレータ内の冷媒蒸発温度が高く、ガスクーラ出口冷媒温度が高いほど、スーパヒートを持たせた場合の制御圧が低くなる特性を示す。
【００４９】
これは、図１６に示すＣＯ２冷媒の物性を表すモリエル線図において明らかである。すなわち、コンプレッサで吸入された冷媒は、理想的には等エントロピ線をたどり、高温・高圧の冷媒に圧縮される。ＣＯ２冷媒の物性では等エントロピ線は、エンタルピが増加するモリエル線図の右よりになるほど傾きが小さくなる。したがって、同一圧力で比較した場合、飽和ガス冷媒を吸入圧縮した場合に比較して、スーパヒートをもった冷媒を加熱した場合のほうが、同一圧力まで圧縮した場合のエンタルピ増加（＝コンプレッサ動力）が大きくなることによる。
【００５０】
ＣＯ２冷媒を用いたサイクルでは、ガスクーラ出口の冷媒温度に対してＣＯＰが最大となる高圧圧力に制御する方法が知られている。内部熱交換器がある場合は、コンプレッサの動力が増加するため、ＣＯＰが最大となる高圧圧力が低くなるという利点がある。また、制御圧が低く出来ることは、コンプレッサ、ガスクーラなど他の高圧部品の耐久性を向上させる点でも有利となる。
【００５１】
例えば、車両では、アイドル時は、走行風がないためガスクーラの風速が低くなり、加えてエンジンルームからの熱風の回り込みにより吸込み空気温度が上昇し、ガスクーラ出口冷媒温度が高くなる。したがって、内部熱交換器を使用した場合には、制御圧が低くなる。
【００５２】
したがって、内部熱交換器を使用した冷凍サイクルを有効に利用するためには、同一ガスクーラ出口冷媒温度に対して、より低い制御圧となる制御特性をもつ高圧制御弁が必要である。また、このような特性を持つ制御弁に対しては、従来の感温部内の冷媒封入密度（特許文献３参照）より低い密度で冷媒を封入する必要がある。
【００５３】
図１５からわかるように、熱交換能力の小さい内部熱交換器を用いる冷凍サイクルで、エバポレータ内冷媒温度２０℃、吸入冷媒のスーパヒート１０℃とすると、ガスクーラ出口冷媒温度が６０℃で、制御圧力が１５ＭＰａのときＣＯＰの最大値をとる。制御圧力が１５ＭＰａとするには、封入密度を約６００ｋｇ／ｍ３程度にする必要がある。
【００５４】
内部熱交換器として熱交換能力が大きいものを用いるとＣＯＰは向上するので、さらにスーパヒート量を高めることが考えられる。しかしながら、コンプレッサの吸入冷媒温度が高くなると、吐出温度も上昇してしまうため、スーパヒート量として、１５〜２５℃程度が適当である。スーパヒート量として、１５〜２５℃程度を採用する場合、例えば、ガスクーラ出口冷媒温度が６０℃の時、制御圧力が１４．２ＭＰａとするとＣＯＰ最大となる。制御圧力が１４．２ＭＰａとするには、封入密度を約５７０ｋｇ／ｍ３程度にする必要がある。
【００５５】
また、膨張弁の感温部の冷媒封入密度は、後述するように膨張弁の耐圧の点からは低い方が望ましいため、さらに弁を閉弁方向に付勢するバネを併用することで、感温部内圧を２ＭＰａ程度低く設定すれば、ガスクーラ出口冷媒温度が６０℃の時、封入密度を約４５０ｋｇ／ｍ３程度にても、ＣＯＰが最大となる制御圧力を確保することが可能となる。
次に、感温部の耐圧について説明する。前述のように車両停止時の感温部の内圧は非常に高くなるので、大きな耐圧が要求される。図１６のＣＯ２冷媒のモリエル線図から明らかなように、密度の高いほど温度に対する圧力上昇が急激になるため、感温部内圧上昇を小さくするには封入密度を低くする必要がある。特に、封入密度が６００ｋｇ／ｍ３を越えると、等密度線と交差する等温度線の傾きも大きくなるため温度上昇に対する内圧上昇も大きくなってしまう問題がある。
【００５６】
また、高圧部品の最高許容圧力は約１８ＭＰａに設定されるため、感温部内圧力の上限も同程度にすると感温部強度のみを過度に高める必要が無く、他の高圧部品と同等の強度にすることができ、低コストな制御弁を提供することができる。
【００５７】
このためには、感温部封入密度として、最高雰囲気温度が８０℃の場合は、約５５０ｋｇ／ｍ３以下、最高雰囲気温度が１００℃の場合は、約４５０ｋｇ／ｍ３以下、最高雰囲気温度が１２０℃の場合は、約３６０ｋｇ／ｍ３以下に、設定する必要があるが、エンジンルーム内では搭載位置として温度の低い場所を選んでも、最高１００℃程度は考慮する必要があるため、封入密度として４５０ｋｇ／ｍ３以下とすることが望ましい。
【００５８】
さらに、バネ等より閉弁方向に荷重を与えるようにすれば、ねらいとする制御圧力に対して封入密度をバネ荷重に相当する分だけ低い封入密度とすることができるので、バネ等を併用するとより有効である。
【００５９】
感温部の封入密度を低くすると、ガスクーラ出口温度に対する制御圧力が低くなってしまうが、上述の様に、内部熱交換器を用いた場合はＣＯＰが最大となる制御圧力も低くなるため、内部熱交換器を用いることで、ＣＯＰを低下させずに膨張弁の感温部に封入する冷媒密度を下げることが可能となる。
【００６０】
なお、図１６のモリエル線図が示すように、冷媒温度、圧力が臨界点付近になると、等温線の傾きが急激に小さくなり圧力変化に対して、エンタルピの変化が大きくなる傾向を示す。ガスクーラ出口のエンタルピが増加すると放熱量が低下して冷房性能が低下するため、例えば、冷媒温度４０℃時の高圧圧力は、９ＭＰａ（図１６Ｔ点）以上とすることが望ましい。
【００６１】
バネ等により初期荷重を与える方法と併用しても、４０℃時の感温部内圧は７ＭＰａ以上（バネ荷重相当２ＭＰａ時）に設定しないと冷房能力の低下が顕著となる。したがって、感温部の封入密度は、２００ｋｇ／ｍ３以上とすることが望ましい。
【００６２】
最後に、クールダウンを早める点について説明する。前述のように、ＣＯ２サイクル起動時は、弁部付近に設けられたブリード穴より少量の冷媒を循環させることで、ガスクーラで冷却された冷媒を制御弁に流し感温部の冷却を行い、感温部温度が低下して感温部内圧が高圧の制御範囲まで低下すると制御弁を開くようにしている。したがって、クールダウンを早くするには、感温部内圧を早く通常の制御圧力範囲まで下げることが重要になる。感温部内圧を早く通常の制御圧力範囲まで下げるためには、内部熱交換器を用いて制御圧力を低めに設定し、機械式制御弁の感温部封入密度を低くすることが有効である。
【００６３】
図１７に、クールダウン時の効果を模式的に示す。冷凍サイクル停止時には、エンジンルーム内の膨張弁は高温例えば８０℃程度に加熱されている。この状態で、冷凍サイクルを起動すると、感温部内圧は、サイクルの作動上限圧力（この場合１３ＭＰａ）を越えているため、弁は閉止している。このため、弁付近に設けられたブリード穴よりガスクーラで冷却された冷媒が少量流れて感温部を冷却する。この時、コンプレッサは作動上限圧力を超えないように容量可変することで高圧を制御する。
【００６４】
感温部温度が下がり、内圧が作動上限圧力以下となったときに弁が開き、コンプレッサ容量も最大値なり冷媒流量が増加して最大冷房能力が発揮されることになる。
感温部の封入密度が高い場合は、封入密度が低い場合に比較して感温部内圧が作動上限圧力以下となるためには、より低い温度まで冷却される必要があり、起動時に感温部を冷却する時間（＝冷媒流量が少ない時間）が長くなり、吹出し温度の低下が遅くなってしまう。
【００６５】
本実施形態では、以上のことを考慮して、内部熱交換器を用いる冷凍サイクルにおける感温部の封入密度の最適値を、次のように規定する。
代表的には、図１１を参照して説明した第９実施形態の内部熱交換器を備える冷凍サイクルに用いる膨張弁３１において、膨張弁３１の感温部の密閉空間Ａに封入する冷媒の封入密度を、約２００ｋｇ／ｍ３〜約６００ｋｇ／ｍ３の範囲に設定する。この封入密度範囲の上限値は、スーパヒート量を大きくする場合には、約５７０ｋｇ／ｍ３程度としてもよく、さらに、閉弁方向に付勢する弾性部材を併用する場合には封入密度を約４５０ｋｇ／ｍ３程度にすることもできる。より望ましくは、膨張弁の感温部の冷媒封入密度を約２００ｋｇ／ｍ３〜約４５０ｋｇ／ｍ３の範囲とする。
【００６６】
さらには、図１０を参照して説明した第７実施形態の内部熱交換器を用いる冷凍サイクルに用いる膨張弁であって、調整バネを備えていないタイプの膨張弁３Ｈに対しても、上記と同様の冷媒封入密度とするのも好適である。すなわち、膨張弁３１Ｈの感温部の密閉空間Ａと空洞３１ｄに封入する冷媒の封入密度を、約２００ｋｇ／ｍ３〜約６００ｋｇ／ｍ３の範囲に設定する。この封入密度範囲の上限値は、スーパヒート量を大きくする場合には、約５７０ｋｇ／ｍ３程度としてもよく、さらに、閉弁方向に付勢する弾性部材を併用する場合には封入密度を約４５０ｋｇ／ｍ３程度にすることもできる。より望ましくは、膨張弁の感温部の冷媒封入密度を約２００ｋｇ／ｍ３〜約４５０ｋｇ／ｍ３の範囲とする。
【００６７】
その他、第２、３、５実施形態（図４、５、７）の内部熱交換器を備える冷凍サイクル、及び第４、６、７実施形態（図６、８、９）で説明した内部熱交換器を備える冷凍サイクルにおいて、膨張弁の感温部の冷媒封入密度を、約２００ｋｇ／ｍ３〜約６００ｋｇ／ｍ３の範囲に設定する。この封入密度範囲の上限値は、スーパヒート量を大きくする場合には、約５７０ｋｇ／ｍ３程度としてもよく、さらに、閉弁方向に付勢する弾性部材を併用する場合には封入密度を約４５０ｋｇ／ｍ３程度にすることもできる。より望ましくは、膨張弁の感温部の冷媒封入密度を約２００ｋｇ／ｍ３〜約４５０ｋｇ／ｍ３の範囲とする。
【００６８】
次に、超臨界状態となる冷媒を用いる感温部において制御圧が変動するという問題を解決する実施形態について説明する。
図８〜１１に示すように、第６〜９実施形態では、ダイアフラム３２の上側に形成された感温部の密閉空間Ａに連通するように、ダイアフラムの下側に密閉空間である空洞３１ｄが形成されている。この結果、感温部の密閉空間は、従来の密閉空間Ａから密閉空間Ａ＋空洞３１ｄに拡大している。なお、前述の説明では封入管３５ｂを密閉空間とは別にしたが、ここでは密閉空間Ａに含めて考える。したがって、第６〜９実施形態の感温部は、密閉空間Ａと空洞３１ｄから構成されているということができる。前述のように、空洞３１ｄは、冷媒が封入される密閉空間の容積を増加させ、感温部の精度を向上させるものである。
【００６９】
密閉空間Ａは、ダイヤフラム上側に形成された扁平な空間であって、ダイヤフラムを介して冷媒温度が伝達され、また密閉空間Ａの外壁は外気に接触して、外気温度の影響を受けるものである。したがって、感温部の構造としてみると、冷媒温度が伝達され加熱される部分、すなわちダイヤフラム下側の空洞３１ｄとダイヤフラムに接する密閉空間Ａの下半分は、感温筒に相当し、外気温度の影響を受ける密閉空間Ａの上半分は、感温筒以外の部分に相当するとすることができる。したがって、外壁部に断熱材を貼付することにより、密閉空間Ａの上半分の温度変動を少なくして、最低限の感温容積を確保することができる。
【００７０】
本実施形態ではさらに、感温部全体に対する感温筒相当部分（ここでは密閉空間の下半分と空洞３１ｄである。）の割合を規定して、制御圧力の変動を低減する。
図１８は、感温筒相当部分Ｐとそれ以外の部分Ｑを模式的に示す。図１９には、図１８の感温筒相当部分Ｐとそれ以外の部分Ｑにおいて、冷媒封入密度が標準的な値である４５０ｋｇ／ｍ３、Ｐ部の温度が６０℃の場合、Ｐ部の全容積に対する比率すなわち直接感温部容積割合Ｐ／（Ｐ＋Ｑ）に対するＱ部の温度影響を示す。Ｑ部の温度は、６５℃、７０℃、８０℃とした。目標制御圧は、Ｑ部の温度が、Ｐ部と等しい６０℃である場合の制御圧である。
【００７１】
例えば図１９のＳ点は、Ｐ部が６０℃、Ｑ部が８０℃で、Ｐ部の容積割合が５０％（比率０．５）の時、Ｐ部の冷媒密度は、５３８ｋｇ／ｍ３，Ｑ部の冷媒密度は、３６２ｋｇ／ｍ３となり、両者の内部圧力が、１３．５１ＭＰａで釣合い、平均密度が４５０ｋｇ／ｍ３であり、それぞれの温度、容積割合で圧力が釣り合う点を示している。
このように、冷媒が超臨界状態の場合は感温筒相当部分以外の温度影響を受けることにより、膨張弁制御圧力がエンジンルーム内の雰囲気温度により変動を受ける。したがって、感温筒相当部分以外の温度影響を少なくする必要がある。
このため、本実施形態では、感温筒相当部分の容積割合を所定量以上確保する。さらに、感温筒相当部分に雰囲気温度による加熱を防止する断熱材を貼付するようにしてもよい。
【００７２】
容積割合の影響は、冷媒温度と雰囲気温度の差が大きいほど顕著になるが、特に、ガスクーラ出口温度が高い場合は、制御圧力も高くなるためサイクルの上限圧力に対して余裕が少なく、異常高圧を回避するには、制御圧変化を小さくする必要がある。
圧力変動は少ないほど望ましいが、圧力センサ等のバラツキと同程度とするには約０．５ＭＰａ以下とする必要があり、ガスクーラ出口冷媒の最高温度として６０℃、エンジンルーム内温度で８０〜１００℃を想定すると、ダイヤフラム上部の外壁は、断熱材を貼付した場合でも外壁温度として５〜６℃上昇する。したがって、０．５ＭＰａ以下の変動とするためには、図１９からわかるように、感温筒相当部分の容積割合として、最低限、５０％以上の容積を確保するとよい。
【００７３】
ガスクーラ出口冷媒温度が低い場合は、制御圧力が低いため、サイクルの上限圧力に対しては余裕がある。しかし、雰囲気温度との温度差が大きくなるため雰囲気温度の影響が大きくなる。
図２０に、冷媒温度が４０℃の場合の雰囲気温度によるＱ部（感温筒相当部分以外の部分）の温度影響を示す。Ｑ部の温度としては、５０℃、６０℃、８０℃、１００℃を示す。目標制御圧が達成するのは、感温部以外の温度が４０℃のときである。例えば、冷媒温度が４０℃のとき、雰囲気との温度差が６０℃に拡大した場合、外壁温度としては約１０℃近く上昇して外壁温度が５０℃となるが、高圧変動を同程度の０．５ＭＰａとするには感温筒の容積率を６０％以上とすることが望ましいことがわかる。
【００７４】
また、図２０によれば、容積割合を７０％以上とれば、感温筒相当部分以外の部分の断熱材を省略しても制御圧の変動を約０．５ＭＰａ程度にすることが可能となることがわかる。
したがって、感温筒相当部分（ダイヤフラム上側密閉空間の下半分とイヤフラム下側密閉空間）の容積を大きくして、感温部全体に対する割合を大きくするほど、雰囲気温度による作動値の変動を小さくすることができる。本実施形態では、感温筒相当部分の密閉空間の容積割合を６０％以上にする。なお、Ｖｕをダイヤフラム上側密閉空間の容積とし、Ｖｂをダイヤフラム下側密閉空間の容積とするとき、本実施形態の容積割合は、次の式で表される。
（Ｖｕ×０．５＋Ｖｂ）／（Ｖｕ＋Ｖｂ）＞０．６
【００７５】
代表的には、図９を参照して説明した、内部熱交換器なしの冷凍サイクルに用いる第７実施形態の膨張弁３Ｇにおいて、密閉空間Ａ（封入管３５ｂを含む）の１／２と空洞３１ｄとの容積の和を、密閉空間Ａ（封入管３５ｂを含む）と空洞３１との容積の和に対して、６０％以上となるように形成する。なお、この実施形態では、内部熱交換器なしの冷凍サイクルに用いる膨張弁としたが、内部熱交換器を有する冷凍サイクルに適用してもよい。
【００７６】
さらに、図８、図１０、図１１を参照して説明した第６、８、９の実施形態の膨張弁においても、密閉空間Ａ（封入管３５ｂを含む）の１／２と空洞３１との容積の和を、密閉空間Ａ（封入管３５ｂを含む）と空洞３１ｄとの容積の和に対して、６０％以上となるように形成することができる。
【００７７】
さらに、図２１に示すように、図１１に示す第９実施例の膨張弁３１において、感温部の外壁及び封入管３５ｂを覆う蓋３９を設けて、感温部の外壁と外気との間に空気層を形成して感温部の感温筒相当部分以外の部分を断熱するようにしても、さらに制御圧の変動を抑制することができる。
【００７８】
以上説明したように、本発明では、間隙Ｂを介して冷媒温度を密閉空間Ａ内に伝達するようにしているので、従来技術で使用しているケース又はキャピラリーチューブと感温筒を省略することができ、膨張弁の小型化、軽量化が図れると共にコストを削減することができる。密閉空間内に封入されるガスを冷媒と冷媒より熱膨張率の低いガスとの混合ガスとすることで、調整バネ等を省略でき、膨張弁の一層の簡素化を図ることができる。また、感温体の冷媒封入密度を規定することにより、内部熱交換器を使用したときの制御特性を最適化し、感温体の耐圧を下げることができる。さらに感温体の感温筒相当部分の全体に対する割合を規定したので、感温体の部分的な温度の影響を低減することができる。
【図面の簡単な説明】
【００７９】
【図１】ＣＯ2を冷媒として循環させる蒸気圧縮式冷凍サイクルを説明する図である。
【図２】図１に示される冷凍サイクルに使用される本発明の第１実施形態の冷凍サイクル用膨張弁の断面図である。
【図３】内部熱交換器を有する蒸気圧縮式冷凍サイクルを説明する図である。
【図４】図３に示される冷凍サイクルに適用される本発明の第２実施形態の冷凍サイクル用膨張弁の断面図である。
【図５】図３に示される冷凍サイクルに適用される本発明の第３実施形態の冷凍サイクル用膨張弁の断面図である。
【図６】図１又は図３に示される冷凍サイクルに適用される本発明の第４実施形態の冷凍サイクル用膨張弁の断面図である。
【図７】図３に示される冷凍サイクルに適用される本発明の第５実施形態の冷凍サイクル用膨張弁の断面図である。
【図８】図１又は図３に示される冷凍サイクルに適用される本発明の第６実施形態の冷凍サイクル用膨張弁の断面図である。
【図９】図１又は図３に示される冷凍サイクルに適用される本発明の第７実施形態の冷凍サイクル用膨張弁の断面図である。
【図１０】図３に示される冷凍サイクルに適用される本発明の第８実施形態の冷凍サイクル用膨張弁の断面図である。
【図１１】図３に示される冷凍サイクルに適用される本発明の第９実施形態の冷凍サイクル用膨張弁の断面図である。
【図１２】従来の冷凍サイクル用膨張弁（圧力制御弁）の断面図である。
【図１３】内部熱交換器を使用した場合のＣＯＰ向上効果を示す図である。
【図１４】エバポレータ内冷媒温度０℃のときのガスクーラ出口温度に対するＣＯＰが最大となる制御圧を示す図である。
【図１５】エバポレータ内冷媒温度２０℃のときのガスクーラ出口温度に対するＣＯＰが最大となる制御圧を示す図である。
【図１６】ＣＯ２冷媒の物性を示すモリエル線図である。
【図１７】クールダウン時の効果を模式的に示す図である。
【図１８】感温体の感温筒相当部分とそれ以外の部分とを模式的に示す図である。
【図１９】感温筒相当部分の割合に対する制御圧の変化を示す図（その１）である。
【図２０】感温筒相当部分の割合に対する制御圧の変化を示す図（その２）である。
【図２１】第９実施形態の感温部に蓋を設けた実施形態を示す図である。
【符号の説明】
【００８０】
１    コンプレッサ
２    ガスクーラ（放熱器）
３，３Ａ〜３Ｅ    膨張弁
３１    弁体
３１ａ    弁部
３１ｄ    空洞
３２    ダイヤフラム
３３    ボディ
３３ａ    弁口
３４    下側支持部材
３５    蓋体
３６    調整バネ
３７    調整ナット
３９    蓋
４    エバポレータ（蒸発器）
５    アキュムレータ
８    内部熱交換器
Ａ    密閉空間
Ｂ    隙間
Ｃ1    上流空間
Ｃ2    下流空間
Ｄ    第１の流路
Ｅ    第２の流路
【図１】
2006220407.tif 000003
【図２】
2006220407.tif 000004
【図３】
2006220407.tif 000005
【図４】
2006220407.tif 000006
【図５】
2006220407.tif 000007
【図６】
2006220407.tif 000008
【図７】
2006220407.tif 000009
【図８】
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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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【図１２】
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【図１３】
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【図１４】
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【図１５】
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【図１６】
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【図１７】
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【図１８】
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【図１９】
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【図２０】
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【図２１】
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