(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
冷媒を圧縮する圧縮機（１）と、
前記圧縮機（１）から吐出した冷媒を冷却し、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減圧するとともに、前記放熱器（２）出口側の冷媒温度に応じて前記放熱器（２）出口側圧力を制御する第１減圧弁（３）と、
前記第１減圧弁（３）から流出した冷媒を液相冷媒と気相冷媒とに分離して蓄えるタンク手段（４）と、
前記タンク手段（４）から流出した冷媒を減圧するとともに、前記圧縮機（１）入口側での冷媒の過熱度が所定値となるように冷媒の流量を調節する第２減圧弁（５）と、
前記第２減圧弁（５）から流出した冷媒を蒸発させる蒸発器（６）とを有し、
前記圧縮機（１）の吐出側から前記放熱器（２）に流入した冷媒が、前記放熱器（２）通過後に前記第１減圧弁（３）のみに向かって流れることを特徴とする蒸気圧縮式冷凍サイクル。
【請求項２】
冷媒を圧縮する圧縮機（１）と、
前記圧縮機（１）から吐出した冷媒を冷却し、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２つに分岐させ、一方側の冷媒を減圧する第３減圧弁（１０）と、
前記第３減圧弁（１０）にて減圧された前記一方側の冷媒と他方側の冷媒とを熱交換して他方側の冷媒を冷却する冷却器（１１）と、
前記冷却器（１１）にて冷却された前記他方側の冷媒を減圧するとともに、前記放熱器（２）出口側の冷媒温度に応じて前記放熱器（２）出口側圧力を制御する第１減圧弁（３）と、
前記第１減圧弁（３）から流出した冷媒を液相冷媒と気相冷媒とに分離して蓄えるタンク手段（４）と、
前記タンク手段（４）から流出した冷媒を減圧するとともに、前記圧縮機（１）入口側での冷媒の過熱度が所定値となるように冷媒の流量を調節する第２減圧弁（５）と、
前記第２減圧弁（５）から流出した冷媒を蒸発させる蒸発器（６）とを有し、
前記圧縮機（１）の吐出側から前記放熱器（２）に流入した冷媒が、前記放熱器（２）通過後に前記第３減圧弁（１０）および前記冷却器（１１）に向かって流れることを特徴とする蒸気圧縮式冷凍サイクル。
【請求項３】
前記第１および第３減圧弁（３、１０）のうち少なくとも１つの減圧弁と前記冷却器（１１）とが一体に構成されていることを特徴とする請求項２に記載の蒸気圧縮式冷凍サイクル。
【請求項４】
前記冷却器（１１）にて熱交換した後の前記一方側の冷媒を前記圧縮機（１）に導くことを特徴とする請求項２または３に記載の蒸気圧縮式冷凍サイクル。
【請求項５】
前記タンク手段（４）にて分離された、前記放熱器（２）内の圧力と前記蒸発器（６）内の圧力との間の圧力を有する気相冷媒を前記圧縮機（１）に導く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。
【請求項６】
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５のいずれか１つに記載の蒸気圧縮式冷凍サイクル。
【発明の詳細な説明】
【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る。すなわち、図１（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）、蒸発潜熱を空気等の外部流体から奪って外部流体を冷却する。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。なお、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。
【０００４】
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。
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、Ｒ１２では１１２℃）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）。
【０００５】
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。
したがって、放熱器出口側（Ｃ点）の状態は、圧縮機の吐出圧力（放熱器出口側圧力）を制御することによって制御可能となる。つまり、夏場等の外気温度が高い場合に、十分な冷却能力（エンタルピ差）を確保するためには、図１のＥ−Ｆ−Ｇ−Ｈ−Ｅで示されるように、放熱器出口側圧力を高くする必要がある。
【０００６】
しかし、放熱器出口側圧力を高くするには、前述のように圧縮機の吐出圧力を高くしなければならないので、圧縮機の圧縮仕事（圧縮過程のエンタルピ変化量ΔＬ）が増加する。したがって、蒸発過程（Ｄ−Ａ）のエンタルピ変化量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。
【０００７】
そこで、例えば放熱器出口側でのＣＯ2 温度を４０℃として、放熱器出口側でのＣＯ2 圧力と成績係数と関係を図１を用いて試算すれば、図２の実線に示すように、圧力Ｐ1 （約１０ＭＰａ）において成績係数が最大となる。同様に、放熱器出口側でのＣＯ2 温度を３５℃とした場合には、図２の破線で示すように、圧力Ｐ2 （約９．０ＭＰａ）において成績係数が最大となる。
【０００８】
以上のようにして、放熱器出口側のＣＯ2 温度と成績係数が最大となる圧力とを算出し、この結果を図１上に描けば、図１の太い実線ηmax （以下、最適制御線と呼ぶ。）に示すようになる。
したがって、上記ＣＯ2 サイクルを効率良く運転するには、放熱器出口側圧力と放熱器出口側のＣＯ2 温度とを、最適制御線ηmax で示されるように制御することが必要である。
【０００９】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、発明者等は、放熱器出口側圧力を最適制御線ηmax で示されるように制御することができる減圧弁を試作検討したところ、以下に述べるような問題が発生することを発見した。
すなわち、フロンを用いた通常の蒸気圧縮機式冷凍サイクルでは、圧縮機に液相冷媒が吸入されて圧縮機が損傷することを防止するために、蒸発器出口側での冷媒の過熱度が所定値となるように減圧弁の開度を調節している。
【００１０】
しかし、ＣＯ2 サイクルを効率良く運転するには、上述のごとく、放熱器出口側のＣＯ2 温度に基づいて放熱器出口側圧力を制御すべく、減圧弁の開度が調節されているので、蒸発器出口側での冷媒の過熱度が不十分となり、液相冷媒が圧縮機に吸入されて圧縮機の損傷を招いてしまう場合が発生する。
また一方、圧縮機の損傷を防止すべく、蒸発器出口側での冷媒の過熱度が所定値となるように減圧弁の開度を調節した場合には、放熱器出口側圧力と放熱器出口側のＣＯ2 温度との関係が、最適制御線ηmax で示される状態から逸脱する場合が発生してＣＯ2 サイクルの効率が低下する場合が発生する。
【００１１】
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、サイクルの効率を高く維持しつつ、圧縮機の損傷を防止することを目的とする。
【００１２】
【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、放熱器（２）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、
放熱器（２）から流出した冷媒を減圧するとともに、放熱器（２）出口側の冷媒温度に応じて放熱器（２）出口側圧力を制御する第１減圧弁（３）と、
第１減圧弁（３）から流出した冷媒を液相冷媒と気相冷媒とに分離して蓄えるタンク手段（４）と、
タンク手段（４）から流出した冷媒を減圧するとともに、圧縮機（１）入口側での冷媒の過熱度が所定値となるように冷媒の流量を調節する第２減圧弁（５）とを有し、
圧縮機（１）の吐出側から放熱器（２）に流入した冷媒が、放熱器（２）通過後に第１減圧弁（３）のみに向かって流れることを特徴とする。
【００１３】
これにより、第１減圧弁（３）により、前述のごとく、放熱器（２）の出口側での冷媒温度に応じて冷媒圧力を制御することができるので、蒸気圧縮式冷凍サイクルの効率を高く維持することができる。
また、第２減圧弁（５）により、圧縮機（１）入口側での冷媒の過熱度が所定値に維持されているので、圧縮機（１）に液相冷媒が吸入されることが防止される。したがって、液相冷媒が吸入されることによる圧縮機（１）の損傷を防止することができる。
【００１４】
また、圧縮機（１）の入口側での過熱度を所定値とすることにより、液相冷媒が圧縮機（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）の出口側に液相冷媒と気相冷媒とを分離して気相冷媒のみを圧縮機に向けて流出させるアキュームレータを配設する必要がない。
したがって、冷媒に比べて密度が大きく、冷媒に比べてサイクル内で循環し難い摺動部を潤滑する潤滑油が、後述するように、流速の大きい気相冷媒流れとともに圧縮機（１）に吸入されるので、十分な量の潤滑油を圧縮機１に供給することができる。
【００１５】
したがって、本発明によれば、液相冷媒が吸入されることによる圧縮機（１）の損傷、および潤滑油不足による圧縮機（１）の焼き付きを防止しつつ、蒸気圧縮式冷凍サイクルの効率を高く維持することができる。
請求項２に記載の発明では、放熱器（２）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、
放熱器（２）から流出した冷媒を２つに分岐させ、一方側の冷媒を減圧する第３減圧弁（１０）と、
第３減圧弁（１０）にて減圧された一方側の冷媒と他方側の冷媒とを熱交換して他方側の冷媒を冷却する冷却器（１１）と、
冷却器（１１）にて冷却された他方側の冷媒を減圧するとともに、放熱器（２）出口側の冷媒温度に応じて放熱器（２）出口側圧力を制御する第１減圧弁（３）と、
第１減圧弁（３）から流出した冷媒を液相冷媒と気相冷媒とに分離して蓄えるタンク手段（４）と、
タンク手段（４）から流出した冷媒を減圧するとともに、圧縮機（１）入口側での冷媒の過熱度が所定値となるように冷媒の流量を調節する第２減圧弁（５）と、
第２減圧弁（５）から流出した冷媒を蒸発させる蒸発器（６）とを有し、
圧縮機（１）の吐出側から放熱器（２）に流入した冷媒が、放熱器（２）通過後に第３減圧弁（１０）および冷却器（１１）に向かって流れることを特徴とする。
【００１６】
これにより、放熱器（２）から流出した冷媒を冷却器（１１）にて冷却するので、第１減圧弁（３）の入口での比エンタルピが小さくなり、蒸発器（６）の入口と出口での比エンタルピ差が大きくなる。したがって、蒸気圧縮式冷凍サイクルの冷凍能力を増大させることができる。
請求項３に記載の発明では、第１および第３減圧弁（３、１０）のうち少なくとも１つの減圧弁と前記冷却器（１１）とが一体に構成されていることを特徴とする。
【００１７】
これにより、超臨界（ＣＯ2）サイクル全体の部品点数の削減を図ることができるとともに、組み立て工数を削減することができるので、超臨界（ＣＯ2）サイクルの製造原価低減を図ることができる。
請求項５に記載の発明では、タンク手段（４）にて分離された、放熱器（２）内の圧力と前記蒸発器（６）内の圧力との間の圧力（以下、この圧力を中間圧と呼ぶ。）を有する気相冷媒を圧縮機（１）に導くことを特徴とする。
【００１８】
これにより、第２減圧弁（５）には、飽和液以下のエンタルピを有する液相冷媒が流入するので、蒸発器（６）の入口と出口との間のエンタルピ差を大きくすることができる。
また、タンク手段（４）にて分離された中間圧を有する気相冷媒が圧縮機（１）に導かれるので、圧縮機（１）の圧縮仕事量を小さくすることができる。
【００１９】
以上に述べたように、本発明によれば、蒸発器（６）の入口と出口との間のエンタルピ差を大きくしつつ、圧縮機（１）の圧縮仕事量を小さくすることができるので、ＣＯ2 サイクルの冷凍能力を増大させ、かつ、超臨界（ＣＯ2） サイクルの成績係数を向上させることができる。因みに、冷媒は、請求項６に記載の発明のごとく、二酸化炭素を用いることが望ましい。
【００２０】
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。
【００２１】
【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３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ＣＯ2 を圧縮する圧縮機である。２は圧縮機１で圧縮されたＣＯ2 を外気等との間で熱交換して冷却する放熱器（ガスクーラ）であり、３は放熱器２から流出したＣＯ2 を減圧するとともに、放熱器２出口側でのＣＯ2 温度に応じて放熱器２出口側圧力を制御する第１減圧弁である。
【００２２】
この第１減圧弁３は、図４に示すように、第１減圧弁３内のステップモータ３０１を回転させることによって針状の弁体３０２をその長手方向に進退させることにより、弁口３０３の開度を全閉状態から全開状態まで連続的に調節するものである。
また、放熱器２の出口側には、図３に示すように、放熱器２の出口側のＣＯ2 温度を検出する温度センサ３１と、放熱器２の出口側のＣＯ2 圧力を検出する圧力センサ３２とが設けられている。そして、温度センサ３１および圧力センサ３２からの出力信号は制御装置３３に入力しており、この制御装置３３は、後述するように、温度センサ３１の検出値に基づいて第１減圧弁３の開度を調節している。そして、制御装置３３は図示されていないＣＰＵ、ＲＡＭ、ＲＯＭ等によって構成されており、ＲＯＭには予め最適制御線ηmax で示される温度と圧力との関係を記憶している。
【００２３】
ところで、厳密には、最適制御線ηmax は放熱器２の出口側のＣＯ2 温度とＣＯ2 圧力とのみで決定されるものでなく、後述する蒸発器６側の圧力の変動によっても大きく変動する。しかし、冷房運転のみ行う単純なＣＯ2 サイクルでは、蒸発器６側の圧力変動を無視するこができるので、蒸発器側の圧力を一定として最適制御線ηmax を算出した。
【００２４】
また、発明者等の種々の試験検討によれば、高い成績係数を維持してＣＯ2 サイクルを良好に運転するには、第１減圧弁３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５は蒸発器側の圧力を約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。
【００２５】
また、図３中、４は第１減圧弁３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）であり、このレシーバ４は、図６に示すように、ＣＯ2 を蓄えるタンク部４１と、第１減圧弁３の流出口３０４（図４参照）側に接続される流入管４２と、後述する第２減圧弁５の流入口側に接続される流出管４３とから構成されている。
【００２６】
そして、流入管４２は、タンク部４１内のうち重力方向上方部位（気相のＣＯ2 が滞留している部位）に連通しており、流出管４３は、重力方向下方部位（液相のＣＯ2 が滞留している部位）に連通している。なお、４４は、編み目状に形成され、ＣＯ2 サイクル内を循環する塵埃を取り除くストレーナである。
５はレシーバ４から流出したＣＯ2 を減圧するとともに、圧縮機１の入口側での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２減圧弁である。
【００２７】
また、図３中、５１は所定密度でＣＯ2 が封入され、圧縮機１の入口側でのＣＯ2 の温度を変化を感知する感温筒である。因みに、第２減圧弁５は、フロンを冷媒とする通常の蒸気圧縮式冷凍サイクルの温度式膨張弁と同様な構造を有しており、感温筒５１内のＣＯ2 圧力に応じて機械的に第２減圧弁５の開度を調節している。
【００２８】
６は、車室内の空気冷却手段をなす蒸発器（吸熱器）で、気液２相状態のＣＯ2 は蒸発器６内で気化（蒸発）する際に、車室内空気から蒸発潜熱を奪って車室内空気を冷却する。７、８は、放熱器２および蒸発器６の熱交換を促進するクーリングファンである。そして、圧縮機１、放熱器２、両減圧弁３、５、レシーバ４および蒸発器６は、それぞれ配管９によって接続されて閉回路を形成している。
【００２９】
なお、圧縮機１は、図示されていない駆動源（エンジン、モータ等）から駆動力を得て駆動し、放熱器２は、放熱器２内ＣＯ2 と外気との温度差をできるだけ大きくするために車両前方に配置されている。
次に、図７に示すフローチャートに基づいて第１減圧弁３の作動を述べる。
図示されていない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３１からの検出値が取り込まれ（ステップ１００）、その取り込んだ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から選定され、その選定さた圧力（以下、目標第１減圧弁入口圧力と呼ぶ。）はＲＡＭ等のメモリで記憶される（ステップ１１０）。
【００３０】
次に、圧力センサ３２からの検出値が取り込まれ（ステップ１２０）、目標第１減圧弁入口圧力とステップ１２０で取り込んだ圧力（以下、第１減圧弁入口圧力と呼ぶ。）とが比較される（ステップ１３０）。そして、目標第１減圧弁入口圧力が第１減圧弁入口圧力を上回った場合には、第１減圧弁３の開度を小さくし（ステップ１４０）、目標第１減圧弁入口圧力が第１減圧弁入口圧力以下の場合には、第１減圧弁３の開度を大きくする（ステップ１５０）。そして、ステップ１００に戻り、以後ステップ１００から１５０まで繰り返す。
【００３１】
これにより、放熱器２の出口側でのＣＯ2 温度とＣＯ2 圧力との関係が、最適制御線ηmax で示される温度と圧力との関係となるように制御される。なお、第１減圧弁３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１減圧弁３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。また、第２減圧弁５の作動は、通常の温度式膨張弁と同様なので省略する。
【００３２】
次に、本実施形態に係るＣＯ2 サイクルの作動を述べる。
ここで、例えば蒸発器６での熱負荷が上昇する（車室内温度が上昇する）と、制御装置３３は、図５に示される目標第１減圧弁入口圧力にすべく、第１減圧弁３の開度を小さくするので、第１減圧弁３の入口での圧力が上昇する。一方、第２減圧弁５は、圧縮機１の入口側での過熱度が所定値（本実施形態では、約５〜１０℃）となるように、第２減圧弁５の開度を大きくするので、圧縮機１の入口側での圧力が上昇する。
【００３３】
このため、圧縮機１の吸入側でのＣＯ2 密度が高くなるので（図１参照）、レシーバ４内に蓄えられていた液相ＣＯ2 がＣＯ2 サイクル内を循環し始める。したがって、ＣＯ2 サイクル内を循環するＣＯ2 の質量流量が増加するので、蒸発器６の入口と出口での比エンタルピ差の増加と相まって、蒸発器６での冷凍能力が増大する。
【００３４】
また、蒸発器６での熱負荷が低下する（車室内温度が低下する）と、図５に示される目標第１減圧弁入口圧力にすべく、制御装置３３は、第１減圧弁３の開度を大きくするので、第１減圧弁３の入口での圧力が低下する。一方、第２減圧弁５は、圧縮機１の入口側での過熱度が所定値となるように、第２減圧弁５の開度を小さくするので、圧縮機１の入口側での圧力が低下する。
【００３５】
このため、圧縮機１の吸入側でのＣＯ2 密度が小さくなるので（図１参照）、ＣＯ2 サイクル内を循環していたＣＯ2 の一部がレシーバ４内に蓄えられる。したがって、ＣＯ2 サイクル内を循環するＣＯ2 の質量流量が低下するので、蒸発器６の入口と出口での比エンタルピ差の低下と相まって、蒸発器６での冷凍能力が低下する。
【００３６】
次に、本実施形態の特徴を述べる。
本実施形態では、上述のごとく、蒸発器６での熱負荷に応じて放熱器２の出口側でのＣＯ2 温度とＣＯ2 圧力との関係が、最適制御線ηmax で示される温度と圧力との関係となるように制御されるので、ＣＯ2 サイクルの効率を高く維持することができる。
【００３７】
また、第２減圧弁５により、圧縮機１入口側でのＣＯ2 の過熱度が所定値に維持されているので、圧縮機１に液相ＣＯ2 が吸入されることが防止される。したがって、液相ＣＯ2 が吸入されることによる圧縮機１の損傷を防止することができる。
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機では、圧縮機の小型化および構造を簡単なものとするため、圧縮機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機では、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。
【００３８】
また、液相ＣＯ2 が吸入されることによる圧縮機の損傷を防止するため、上記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 のみを圧縮機（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、潤滑油はアキュームレータ（１６）内に滞留してしまう。
【００３９】
そこで、上記公報記載の発明では、圧縮機（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）、潤滑油を圧縮機（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。
【００４０】
これに対して、本実施形態では、圧縮機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 が圧縮機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機１に吸入されて十分な量の潤滑油を圧縮機１に供給することができる。
【００４１】
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機１の損傷、および潤滑油不足による圧縮機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２実施形態）
本実施形態は、放熱器２から流出したＣＯ2 を冷却することにより、蒸発器６の入口と出口での比エンタルピ差を増大させて冷凍能力の増大を図ったものである。
【００４２】
すなわち、図８に示すように、放熱器２から流出したＣＯ2 を２つに分岐させ、一方側のＣＯ2 を減圧する第３減圧弁１０を配設するとともに、第３減圧弁１０にて減圧されたＣＯ2 と他方側のＣＯ2 とを熱交換して他方側のＣＯ2 を冷却器１１にて冷却し、その冷却されたＣＯ2 を第１減圧弁３に導くものである。
また、本実施形態では、蒸発器６内圧力から中間圧力（蒸発器６内圧力と放熱器２内圧力との間の圧力で、本実施形態では約６．０〜６．６ＭＰａ）まで圧縮する圧縮機１ａと、中間圧力から放熱器２内圧力まで圧縮する圧縮機１ｂにて２段で圧縮する２段圧縮とし、第３減圧弁１０にて減圧されたＣＯ2 を圧縮機１ｂの吸入側に噴射（インジェクション）している。
【００４３】
なお、第３減圧弁１０は、第２減圧弁５と同様に、圧縮機１ｂに液相ＣＯ2 が吸入されることを防止するため、圧縮機１ｂの吸入側の過熱度が所定値となるように、感温筒１０１にて圧縮機１ｂの吸入側の温度に応じて第３減圧弁１０の開度を調節している。
また、冷却器１１は、図９に示すように、二重円筒構造を有しており、内筒部１１１には、第１減圧弁３に導かれるＣＯ2 が流通し、外筒部１１２には、第３減圧弁１０にて減圧されたＣＯ2 が流通している。なお、１１３は熱交換を促進するためのフィンであり、内筒部１１１およびフィン１１３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１１２は熱伝導率の小さい金属である。
【００４４】
なお、内筒部１１１、外筒部１１２およびフィン１１３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１１２での放熱を防止するために外筒部１１２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、本実施形態の特徴を述べる。
【００４５】
本実施形態によれば、放熱器２から流出したＣＯ2 を冷却器１１にて冷却するので、第１減圧弁３の入口での比エンタルピが小さくなり、蒸発器６の入口と出口での比エンタルピ差が大きくなる。したがって、ＣＯ2 サイクルの冷凍能力を増大させることができる。
また、第１実施形態と同様に、圧縮機１ｂの入口側にアキュームレータ等のＣＯ2 の気液分離を行い、気相ＣＯ2 のみを流出する気液分離手段を配設する必要がないので、流速の大きい気相ＣＯ2 流れとともに十分な量の潤滑油を圧縮機１ｂに供給することができる。
【００４６】
また、第３減圧弁１０にて中間圧力まで減圧されたＣＯ2 が圧縮機１ｂの吸入側に噴射されているので、この噴射された中間圧力を有するＣＯ2 により圧縮機１ｂに圧縮仕事をさせることができる。したがって、ＣＯ2 サイクルの成績係数（ＣＯＰ）を向上させることができる。
ところで、本実施形態では、２台の圧縮機１ａ、１ｂにて２段圧縮を行っていたが、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圧縮機を用いてもよい。
【００４７】
（第３実施形態）
第２実施形態では、二重円筒構造を有する冷却器１１を用いたが、本実施形態では、第３減圧弁１０にて中間圧力まで減圧されたＣＯ2 が流通する流路（以下、低圧流路１１ａと呼ぶ。）と、第１減圧弁３に向けてＣＯ2 が流通する流路（以下、高圧流路１１ｂと呼ぶ。）とを、図１０に示すように、渦巻き状に形成し、冷却器１１の小型化を図ったものである。
【００４８】
すなわち、低圧流路１１ａおよび高圧流路１１ｂが隣り合いながら渦を描いており、低圧流路１１ａの流入口１１ｃおよび高圧流路１１ｂの流出口１１ｄが渦巻き中心部に設けられ、低圧流路１１ａの流出口１１ｅおよび高圧流路１１ｂの流入口１１ｆが渦巻き外周部に設けられている。
これにより、渦巻き中心から流入してきた低圧のＣＯ2 は、渦巻き外周に向かうほど加熱されていく。一方、渦巻き外周から流入してきた高圧のＣＯ2 は、渦巻き中心に向かうほど冷却されている。
【００４９】
なお、本実施形態に係る冷却器１１は、図１１の（ａ）に示される断面を有する帯状のアルミニウム製の押し出し帯板１１ｇを図１１の（ｂ）に示すように、２枚積層してろう付けし、渦巻き状に巻いて形成されている。なお、１１ｈは、低圧流路１１ａおよび高圧流路１１ｂを構成する、帯板１１ｇの長手方向に伸びる穴である。
【００５０】
（第４実施形態）
本実施形態は、図１２に示すように、第３減圧弁１０と冷却器１１とを一体化したものである。
すなわち、冷却器１１の内筒部１１１および外筒部１１２をＵ字状に成形するとともに、両筒部１１１、１１２の端部をアルミニウム製の接続ブロック２０にろう付けしている。そして、高圧流路１１ｂの流入口側から分岐して低圧流路１１ａの流入口側に連通する流路２１を接続ブロック２０に形成し、この流路２１の開度を第３減圧弁１０にて調節している。
【００５１】
なお、本実施形態では、第１減圧弁３と同様な構造を有する電気式の第３減圧弁１０を使用している。具体的には、圧縮機１ｂの入口側のＣＯ2 温度を検出する温度センサ１０２と、圧縮機１ｂの入口側のＣＯ2 圧力を検出する圧力センサ１０３とからの信号が制御装置３３に入力されており、温度センサ１０２および圧力センサ１０３からの信号に基づいて、圧縮機１ｂの入口側でのＣＯ2 の過熱度を演算し、圧縮機１ｂの入口側でＣＯ2 の過熱度が所定値となるように、ステップモータ３０１を回転させて針状の弁体１０４をその長手方向へ進退させて第３減圧弁１０の開度を調節している。
【００５２】
（第５実施形態）
本実施形態は、図１３に示すように、第２実施形態で述べた感温筒１０１を有する機械的な第３減圧弁１０と冷却器１１とを一体化したものである。
図１３中、１０５は感温筒１０１内の圧力変化を蛇腹状のベローズ１０６に導く細管であり、ベローズ１０６内の圧力が感温筒１０１内の圧力変化と連動して変化することによりベローズ１０６が長手方向に伸縮する。そして、ベローズ１０６の伸縮に伴って弁体１０７がベローズ１０６の長手方向に進退し、第３減圧弁１０の開度を調節している。なお、１０８はベローズ１０６を押し付けることにより、圧縮機１ｂの入口側でのＣＯ2 の過熱度を設定するスプリングである。
【００５３】
（第６実施形態）
本実施形態は、図１４に示すように、第１実施形態に係る電気式の第１減圧弁３、第４実施形態に係る電気式の第３減圧弁１０および冷却器１１を一体化したものである。
（第７実施形態）
本実施形態は、図１５に示すように、機械式の第１減圧弁３、第５実施形態に係る機械式の第３減圧弁１０および冷却器１１を一体化したものである。
【００５４】
以下に、機械式の第１減圧弁３について述べる。
３４は高圧流路１１ｂの流出口側とレシーバ４の流入管４２とを連通させる弁口であり、３５は弁口３４を開閉する弁体部である。３６は蛇腹状のベローズ３７の伸縮と連動して弁体部３５を移動させるシャフトであり、３８は弁体部３５に初期荷重を与えるスプリングである。したがって、弁体部３５は、スプリング３８の弾性力および密閉空間３７ａ内圧力とレシーバ４の流入管４２側の圧力との差圧によって弁口３４に押し付けられている。
【００５５】
また、ベローズ３７内の密閉空間３７ａには、ＣＯ2 が弁口３４が閉じた状態の密閉空間３７ａ内体積に対して、約６００ｋｇ／ｍ3 の密度で封入されており、スプリング３８の初期荷重は、弁口３４での圧力換算で約１ＭＰａである。なお、ＣＯ2 の封入密度は実用的には、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で、密閉空間１２内に封入することが望ましく、具体的にＣＯ2 では、４５０ｋｇ／ｍ3 〜９５０ｋｇ／ｍ3 である。
【００５６】
次に、本実施形態に係る機械式の第１減圧弁３の作動を述べる。
密閉空間３７ａ内には、約６００ｋｇ／ｍ3 でＣＯ2 が封入されているので、密閉空間３７ａ内圧と温度とは、図１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３７ａ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３５には、密閉空間３７ａ内圧とスプリング３８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。
【００５７】
したがって、放熱器２側の圧力が６．８ＭＰａ以下の場合には、弁口３４は弁体部３５によって閉止され、また、放熱器２側の圧力が６．８ＭＰａを越えると、弁口３４は開弁する。
同様に、例えば密閉空間３７ａ内温度が４０℃の場合には、密閉空間３７ａ内圧は図１より約９．７ＭＰａであり、弁体部３５に作用する作用力は約１０．７ＭＰａである。したがって、放熱器２側の圧力が１０．７ＭＰａ以下の場合には、弁口３４は弁体部３５によって閉止され、また、放熱器２側の圧力が１０．７ＭＰａを越えると、弁口３４は開弁する。
【００５８】
次に本実施形態の特徴を述べる。
図１から明らかなように、超臨界域での６００ｋｇ／ｍ3 の等密度線は、「発明が解決しようとする課題」の欄で述べた最適制御線ηmax にほぼ一致する。したがって、本実施形態に係る第１減圧弁３は、放熱器２の出口側圧力を、ほぼ最適制御線ηmax に沿った圧力まで上昇させるので、超臨界域においてもＣＯ2 サイクルを効率良く運転させることができる。
【００５９】
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３７ａの内圧は、飽和液線ＳＬに沿って変化する。そして、スプリング３８によって弁体部３５に初期荷重が与えられているので、約１０℃の過冷却度（サブクール）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。
【００６０】
また、上述の実施形態と異なり、ベローズ３７の密閉区間３７ａ内に所定密度のＣＯ2 を封入するといった簡便な手段で、放熱器２の出口側圧力を最適制御線ηmax に沿って制御することができるので、ＣＯ2 サイクル全体の部品点数の削減を図ることができ、ＣＯ2 サイクルの製造原価低減を図ることができる。
（第８実施形態）
本実施形態は、図１６に示すように、レシーバ４にて分離された中間圧力を有する気相ＣＯ2 を圧縮機１ｂの吸入側に導く（噴射する）ように構成したものである。
【００６１】
これにより、第２減圧弁５には、飽和液以下の比エンタルピを有する液相ＣＯ2 が流入するので、蒸発器６の入口と出口との間の比エンタルピ差を大きくすることができる（図１７参照）。
また、レシーバ４にて分離された中間圧を有する気相ＣＯ2 が圧縮機１ｂに導かれるので、圧縮機１ｂの圧縮仕事量を小さくすることができる。
【００６２】
以上に述べたように、本実施形態によれば、蒸発器６の入口と出口との間の比エンタルピ差を大きくしつつ、圧縮機１ｂの圧縮仕事量を小さくすることができるので、ＣＯ2 サイクルの冷凍能力を増大させ、かつ、ＣＯ2 サイクルの成績係数を向上させることができる。
なお、第１減圧弁３の開度は、第１実施形態に係る第１減圧弁３と同様に、放熱器２の出口側に設けた温度センサ３１および圧力センサ３２の検出値に基づいて制御装置３３により電気的に調節され、第２減圧弁５の開度も第１実施形態に係る第２減圧弁５と同様に、感温筒５１内のＣＯ2 圧力に応じて機械的に第２減圧弁５の開度を調節する。
【００６３】
また、図１８はレシーバ４の構造を示しており、４５は第１減圧弁３の流出口３０４側に接続される流入口であり、流入口４５から流入した気液２相状態のＣＯ2 は、遠心分離機構をなす円周内壁面４６に沿って回転する。
このとき、液相ＣＯ2 は気相ＣＯ2 よりも密度が大きいため、その遠心力により液相ＣＯ2 が円周内壁面４６に付着し、この付着した液相ＣＯ2 がレシーバ４の下部に設けられた貯液部４７に集まり、下方に設けられた流出口４８より液相ＣＯ2 が第２減圧弁５に向けて放出される。一方、レシーバ４の上部であって、円周内壁面４６の略中央部に設けた流出口４９からは、気相ＣＯ2 がレシーバ４外に放出される。
【００６４】
なお、５０は円周内壁面４６側と貯液部４７側とを仕切る仕切り板であり、この仕切り板により、貯液部４７に貯まった液の液面から液が巻き上げられて円周内壁面４６側に逆流することを防止している。
（第９実施形態）
本実施形態は、第８実施形態において、第７実施形態と同様に、第１減圧弁３を機械式にしたものである（図１９参照）。
【００６５】
そして、図２０は本実施形態に係る第１減圧弁３を示しており、７０は放熱器２の流出側に接続される流入口であり、７１はレシーバ４の流入側に接続される流出口である。
また、７２はステンレス製のベローズであり、ベローズ７２の一端側は、ハウジングの一部をなすトッププレート７３に接合され、他端側は、弁口７４ａの開度を変化させる弁体７４に接合されている。そして、ベローズ７２内に形成された密閉空間７２ａ内には、弁口７４ａを閉じた状態で、ＣＯ2 が密閉空間７２ａ内体積に対して、約６００ｋｇ／ｍ3 の密度で封入されており、弁体７４には、後述するスプリング８０により、弁口７４ａでの圧力換算で約１ＭＰａの初期荷重が作用している。
【００６６】
なお、７５は密閉空間７２ａ内にＣＯ2 を充填するための封入口であり、この封入口７５は、ＣＯ2 を充填後、溶接やロー付けにて閉塞されている。
また、密閉空間７２ａ内には、トッププレート７３に衝突することにより、弁体７４の最大変位量（弁口７４ａの最大開度）を機械的に規制するストッパ７６が設けられており、このストッパ７６によりベローズ７２の最大撓み量を規制してベローズ７２の耐久性が低下することを防止している。
【００６７】
そして、８０は、弁口７４ａを閉じる向きの弾性力を弁体７４に作用させるスプリング（弾性部材）であり、このスプリング８０による初期荷重は、トッププレート７３側に配設されたスプリング押さえ８１の厚みを調節することにより行われる。
因みに、本実施形態では、弁口７４ａを形成する絞り部７７とハウジング７８の間にスペーサ７９を設け、ベローズ７２に対する絞り部７７の位置を調整可能としている。これは、スペーサ７９の厚みを調整することにより、ベローズ７２の製造バラツキ（ベローズ７２の長手方向寸法バラツキ）を吸収し、第１減圧弁３の開弁特性が所定特性となるようにするためである。
【００６８】
また、７４１は弁体７４の変位（移動）を案内するガイド部であり、このガイド７４１は、弁体７４およびストッパ７６とともに一体成形されている。
ところで、上述の実施形態では、冷媒としてＣＯ2 を用いたが、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。
【００６９】
また、上述の実施形態では、第２減圧弁５の開度を感温筒５１を介して機械的に制御していたが、第２減圧弁５の開度を第１実施形態における第１減圧弁３と同様に、圧縮機１の入口側のＣＯ2 温度およびＣＯ2 圧力を温度センサ５２および圧力センサ５３にて検出し、制御装置３３を介して電気的に制御してもよい（図２１参照）。
【００７０】
また、電気式の第１減圧弁３の場合、圧力センサ３２を放熱器２の出口側に配設したが、圧力センサ３２を放熱器２の入口側に配設してもよい。但し、冷媒が放熱器２を流通する際の圧力損失を制御装置３３等によって補正する必要がある。
また、電気式の第２減圧弁の場合も電気式の第１減圧弁３と同様に、冷媒が蒸発器６を流通する際の圧力損失を制御装置３３等によって補正すれば蒸発器６の入口側に圧力センサ５３を配設してもよい。
【図面の簡単な説明】
【図１】ＣＯ2 のモリエル線図である。
【図２】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３】第１実施形態に係る蒸気圧縮式冷凍サイクルを示す模式図である。
【図４】第１減圧弁の断面図である。
【図５】目標第１減圧弁入口圧力と第１減圧弁入口温度との関係を示すグラフである。
【図６】レシーバの断面図である。
【図７】第１減圧弁の作動を示すフローチャートである。
【図８】第２実施形態に係る蒸気圧縮式冷凍サイクルを示す模式図である。
【図９】冷却器の断面図である。
【図１０】第３実施形態に係る冷却器の断面図である。
【図１１】第３実施形態に係る冷却器の帯板の断面図である。
【図１２】第４実施形態に係る冷却器と第３減圧弁とが一体になったものをしめす断面図である。
【図１３】第５実施形態に係る冷却器と第３減圧弁とが一体になったものをしめす断面図である。
【図１４】第６実施形態に係る冷却器、第１減圧弁および第３減圧弁とが一体になったものを示す断面図である。
【図１５】第７実施形態に係る冷却器、第１減圧弁および第３減圧弁とが一体になったものを示す断面図である。
【図１６】第８実施形態に係る蒸気圧縮式冷凍サイクルを示す模式図である。
【図１７】第８実施形態に係る蒸気圧縮式冷凍サイクルのサイクル線図である。
【図１８】第８実施形態に係るレシーバの断面図である。なお、（ａ）は（ｂ）のＡ−Ａ断面図であり、（ｂ）は（ａ）のＢ−Ｂ断面図である。
【図１９】第９実施形態に係る蒸気圧縮式冷凍サイクルを示す模式図である。
【図２０】第９実施形態に係る第１減圧弁の断面図である。
【図２１】第２減圧弁を電気式とした場合の蒸気圧縮式冷凍サイクルの模式図である。
【符号の説明】
１…圧縮機、２…放熱器、３…第１減圧弁、４…レシーバ（タンク手段）、
５…第２減圧弁、６…蒸発器、１０…第３減圧弁、１１…冷却器。
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【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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