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JP2009192090A - Refrigerating cycle device - Google Patents

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JP2009192090A
JP2009192090A JP2008030135A JP2008030135A JP2009192090A JP 2009192090 A JP2009192090 A JP 2009192090A JP 2008030135 A JP2008030135 A JP 2008030135A JP 2008030135 A JP2008030135 A JP 2008030135A JP 2009192090 A JP2009192090 A JP 2009192090A
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compressor
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Yoshinori Murase
善則 村瀬
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Denso Corp
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Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a refrigerating cycle device capable of protecting a compressor by estimating excess and deficiency of an amount of refrigerant enclosed in a cycle. <P>SOLUTION: A refrigerant state estimating means decides a state of the refrigerant discharged from a compressor 11 on the basis of a discharged refrigerant temperature Td and a discharged refrigerant pressure Pd of the compressor 11, and from the state, enthalpy of the refrigerant in lowering a pressure to a refrigerant evaporation pressure calculated from a fin temperature Te of an evaporator 14 is determined on an isentropic line. A state of the refrigerant at a gas-liquid separating means outlet side is estimated from the enthalpy, so that it is determined that the amount of enclosed refrigerant is excess when the state of the refrigerant at the gas-liquid separating means outlet side is a gas-liquid two-phase state of less than a reference dryness, and it is determined that the amount of enclosed refrigerant is deficient when the state of the refrigerant at the gas-liquid separating means outlet side is a gas-phase state of more than a reference overheat degree KSH. When the excess or deficiency of the amount of enclosed refrigerant is estimated, an operation of the compressor 11 is stopped. <P>COPYRIGHT: (C)2009,JPO&INPIT

Description

本発明は、蒸発器から流出した冷媒の気液を分離する気液分離手段を備える冷凍サイクル装置に関する。   The present invention relates to a refrigeration cycle apparatus including gas-liquid separation means for separating the gas-liquid of refrigerant flowing out of an evaporator.

従来、特許文献1に、サイクル内に封入された冷媒封入量の過不足を推定可能に構成された冷凍サイクル装置が開示されている。この特許文献1の冷凍サイクル装置では、圧力センサによってサイクルの高圧側冷媒圧力を検出し、検出された高圧側冷媒圧力Pdを用いて冷媒封入量の過不足を推定している。そして、冷媒封入量が過剰である、または、不足していると判定した際には、圧縮機の作動を停止させて、圧縮機を保護している。   Conventionally, Patent Document 1 discloses a refrigeration cycle apparatus configured to be able to estimate the excess or deficiency of the amount of refrigerant enclosed in a cycle. In the refrigeration cycle apparatus of Patent Document 1, the high pressure side refrigerant pressure of the cycle is detected by a pressure sensor, and the excess or shortage of the refrigerant filling amount is estimated using the detected high pressure side refrigerant pressure Pd. And when it determines with the refrigerant | coolant enclosure amount being excessive or insufficient, the operation | movement of a compressor is stopped and the compressor is protected.

具体的には、高圧側冷媒圧力Pdが第1設定圧力Pa以上となっている場合は冷媒封入量が過剰であると推定し、圧縮機の起動から所定時間経過後に第2設定圧力Pb以下となっている場合は冷媒封入量が不足していると推定し、さらに、圧縮機の起動から所定時間経過する前に第3設定圧力Pc以下となっている場合は冷媒封入量が不足していると推定している。   Specifically, when the high-pressure side refrigerant pressure Pd is equal to or higher than the first set pressure Pa, it is estimated that the refrigerant charging amount is excessive, and after a predetermined time has elapsed from the start of the compressor, the second set pressure Pb or lower. If it is, it is presumed that the refrigerant filling amount is insufficient, and further, if it is equal to or lower than the third set pressure Pc before a predetermined time has elapsed since the start of the compressor, the refrigerant filling amount is insufficient. It is estimated.

この際、第1〜第3設定圧力をPa>Pb>Pcとなるように設定することで、圧縮機の起動から所定時間経過する前に、冷媒封入量が不足していると誤判定してしまうことを防止している。   At this time, by setting the first to third set pressures such that Pa> Pb> Pc, it is erroneously determined that the refrigerant filling amount is insufficient before a predetermined time has elapsed since the start of the compressor. Is prevented.

可変容量型の圧縮機を備えた冷凍サイクル装置として、特許文献2あるいは特許文献3に開示のものが知られている。
特許第3404990号公報 特開2001−173556号公報 特開2000−81157号公報
As a refrigeration cycle apparatus including a variable capacity compressor, one disclosed in Patent Document 2 or Patent Document 3 is known.
Japanese Patent No. 3404990 JP 2001-173556 A JP 2000-81157 A

ところで、蒸発器から流出した冷媒の気液を分離して、分離された気相冷媒を圧縮機の吸入側へ流出させる気液分離手段であるアキュムレータを備える冷凍サイクル装置では、上述の冷媒封入量の過不足を精度良く推定する必要がある。その理由は、この種の冷凍サイクル装置では、アキュムレータから圧縮機吸入側へ流出する冷媒が、ほぼ飽和気相状態になっているものとしてサイクルが構成されているからである。   By the way, in the refrigeration cycle apparatus provided with an accumulator as gas-liquid separation means for separating the gas-liquid of the refrigerant flowing out from the evaporator and causing the separated gas-phase refrigerant to flow out to the suction side of the compressor, Therefore, it is necessary to accurately estimate the excess or deficiency. The reason is that in this type of refrigeration cycle apparatus, the cycle is configured assuming that the refrigerant flowing out from the accumulator to the compressor suction side is substantially in a saturated gas phase.

例えば、冷媒封入量が不足していると、アキュムレータから圧縮機吸入側へ流出する冷媒が過熱度を有する気相状態になってしまい、サイクルを循環する冷媒流量が低下して、冷凍サイクル装置が充分な冷凍能力を発揮できなくなる。さらに、圧縮機を潤滑するために冷媒中に混入された冷凍機油を圧縮機へ戻すことができなくなり、圧縮機の潤滑不足を引き起こす。   For example, if the refrigerant charging amount is insufficient, the refrigerant flowing out from the accumulator to the compressor suction side will be in a gas phase state having a superheat degree, the refrigerant flow rate circulating in the cycle will be reduced, and the refrigeration cycle apparatus will Sufficient refrigeration capacity cannot be demonstrated. Furthermore, the refrigeration oil mixed in the refrigerant to lubricate the compressor cannot be returned to the compressor, which causes insufficient compressor lubrication.

また、冷媒封入量が過剰になっていると、アキュムレータから圧縮機吸入側へ流出する冷媒が液相状態または気液二層状態になってしまい、いわゆる液圧縮の問題が生じ、圧縮機の耐久寿命に悪影響を及ぼす。   In addition, if the refrigerant filling amount is excessive, the refrigerant flowing out from the accumulator to the compressor suction side becomes a liquid phase state or a gas-liquid two-layer state, which causes a so-called liquid compression problem, and the durability of the compressor. Adversely affects lifespan.

さらに、例えば、臨界温度の低い二酸化炭素を冷媒に使用している車両用空調装置に適用される冷凍サイクル装置では、車両走行用エンジンの停止と同時にエンジン冷却機器類の作動が停止してエンジンルーム内の温度が急激に上昇してしまう、いわゆるデッドソークによって、サイクルの運転停止後にサイクル内に封入された冷媒の温度が上昇してしまう。   Further, for example, in a refrigeration cycle apparatus applied to a vehicle air conditioner that uses carbon dioxide having a low critical temperature as a refrigerant, the engine cooling equipment stops operating simultaneously with the stop of the vehicle running engine, and the engine room Due to the so-called dead soak in which the internal temperature rises rapidly, the temperature of the refrigerant sealed in the cycle rises after the cycle is stopped.

このような冷媒の温度上昇が生じると、上述の液圧縮の問題が生じない程度に冷媒封入量が僅かに過剰になっている場合であっても、サイクルの運転停止後にサイクル内の冷媒圧力が異常上昇してしまうことがある。そして、このような冷媒圧力の異常上昇は、サイクル構成機器の破損を招く原因となる。   When such a temperature rise of the refrigerant occurs, the refrigerant pressure in the cycle is reduced after the cycle is stopped even if the refrigerant filling amount is slightly excessive so that the above-described liquid compression problem does not occur. May rise abnormally. And such an abnormal rise in refrigerant pressure causes damage to the cycle component equipment.

しかしながら、特許文献1の冷凍サイクル装置のように、高圧側冷媒圧力のみを用いて冷媒封入量の過不足を推定すると、特許文献1の段落0005に記載されているように、冷凍サイクル装置が設置された環境の温度変化によって、圧縮機の運転可能な高圧側冷媒圧力の範囲が変化してしまう等の理由から充分な推定精度を得ることができない。   However, as in the refrigeration cycle apparatus of Patent Document 1, when the excess or deficiency of the refrigerant filling amount is estimated using only the high-pressure side refrigerant pressure, the refrigeration cycle apparatus is installed as described in Paragraph 0005 of Patent Document 1. Sufficient estimation accuracy cannot be obtained because the range of the high-pressure side refrigerant pressure in which the compressor can be operated changes due to the temperature change of the environment.

本発明は、上記点に鑑み、サイクル内に封入された冷媒封入量の過不足を精度良く推定することができる冷凍サイクル装置を提供することを目的とする。   An object of this invention is to provide the refrigerating-cycle apparatus which can estimate accurately the excess and deficiency of the refrigerant | coolant enclosure amount enclosed in the cycle in view of the said point.

また、本発明は、サイクル内に封入された冷媒封入量の過不足を精度良く推定して、圧縮機の保護を図ることができる冷凍サイクル装置を提供することを第2の目的とする。   A second object of the present invention is to provide a refrigeration cycle apparatus capable of accurately estimating the excess or deficiency of the amount of refrigerant enclosed in the cycle and protecting the compressor.

また、本発明は、サイクル内に封入された冷媒封入量の過剰となっている場合でも、サイクル構成機器の損傷を防止できる冷凍サイクル装置を提供することを第3の目的とする。   In addition, a third object of the present invention is to provide a refrigeration cycle apparatus that can prevent damage to cycle constituent devices even when the amount of refrigerant enclosed in the cycle is excessive.

本発明は、上記目的を達成するために案出されたもので、請求項1に記載の発明では、冷媒を圧縮して吐出する圧縮機(11)と、圧縮機(11)から吐出された冷媒を放熱させる放熱器(12)と、放熱器(12)にて放熱された冷媒を減圧膨張させる減圧手段(13)と、減圧手段(13)にて減圧膨張された冷媒を蒸発させる蒸発器(14)と、蒸発器(14)から流出した冷媒の気液を分離する気液分離手段(15)と、圧縮機(11)吐出冷媒温度に相関を有する物理量を検出する吐出温度検出手段(26)と、圧縮機(11)吐出冷媒圧力に相関を有する物理量を検出する吐出圧力検出手段(25)と、蒸発器(14)における冷媒蒸発温度に相関を有する物理量を検出する蒸発温度検出手段(24)と、少なくとも吐出温度検出手段(26)にて検出された検出吐出温度(Td)、吐出圧力検出手段(25)にて検出された検出吐出圧力(Pd)、および、蒸発温度検出手段(24)にて検出された検出蒸発温度(Te)を用いて、気液分離手段(15)出口側の冷媒状態を推定する冷媒状態推定手段(S71)とを備える冷凍サイクル装置を特徴とする。   The present invention has been devised in order to achieve the above object. In the invention according to claim 1, the compressor (11) compresses and discharges the refrigerant, and the compressor (11) discharges the refrigerant. A radiator (12) for radiating the refrigerant, a decompression means (13) for decompressing and expanding the refrigerant radiated by the radiator (12), and an evaporator for evaporating the refrigerant decompressed and expanded by the decompression means (13) (14), gas-liquid separation means (15) for separating the gas-liquid refrigerant flowing out of the evaporator (14), and discharge temperature detection means (11) for detecting a physical quantity having a correlation with the compressor (11) discharge refrigerant temperature. 26), a discharge pressure detection means (25) for detecting a physical quantity correlated with the compressor (11) discharge refrigerant pressure, and an evaporation temperature detection means for detecting a physical quantity correlated with the refrigerant evaporation temperature in the evaporator (14). (24) and at least the discharge temperature detection The detected discharge temperature (Td) detected by the means (26), the detected discharge pressure (Pd) detected by the discharge pressure detection means (25), and the detection detected by the evaporation temperature detection means (24) The refrigeration cycle apparatus includes a refrigerant state estimating means (S71) for estimating a refrigerant state on the outlet side of the gas-liquid separation means (15) using the evaporation temperature (Te).

これによれば、冷媒状態推定手段(S71)が、少なくとも検出吐出温度(Td)、検出吐出圧力(Pd)、および、検出蒸発温度(Te)を用いて、気液分離手段(15)出口側の冷媒状態を推定するので、高圧側冷媒圧力のみを用いて冷媒封入量の過不足を推定する場合に対して、サイクル内に封入された冷媒封入量の過不足を精度良く推定できる。   According to this, the refrigerant state estimating means (S71) uses at least the detected discharge temperature (Td), the detected discharge pressure (Pd), and the detected evaporation temperature (Te), and the gas-liquid separation means (15) outlet side Therefore, it is possible to accurately estimate the excess or deficiency of the amount of refrigerant enclosed in the cycle, when estimating the excess or deficiency of the amount of refrigerant filled using only the high-pressure side refrigerant pressure.

すなわち、後述の実施形態に詳述するように、検出吐出温度(Td)、検出吐出圧力(Pd)、および、検出蒸発温度(Te)が判れば、冷媒の等エントロピ線から、気液分離手段(15)から圧縮機(11)吸入側へ流出する気液分離手段(15)出口側の冷媒の有するエンタルピを求めることができる。さらに、このエンタルピから気液分離手段(15)出口側の冷媒の状態を精度良く推定できる。   That is, as will be described in detail in an embodiment described later, if the detected discharge temperature (Td), the detected discharge pressure (Pd), and the detected evaporation temperature (Te) are known, the gas-liquid separation means is obtained from the isentropic line of the refrigerant. The enthalpy of the refrigerant on the outlet side of the gas-liquid separating means (15) flowing out from (15) to the compressor (11) suction side can be obtained. Furthermore, the state of the refrigerant on the outlet side of the gas-liquid separation means (15) can be accurately estimated from this enthalpy.

そして、精度良く推定された気液分離手段(15)出口側の冷媒の状態が、予め定めた乾き度以下の乾き度を有する気液二相状態であれば冷媒封入量が過剰であると推定し、予め定めた過熱度以上の過熱度を有する気相状態であれば冷媒封入量が不足であると推定することで、サイクル内に封入された冷媒封入量の過不足を精度良く推定できる。   Then, if the state of the refrigerant on the outlet side of the gas-liquid separation means (15) accurately estimated is a gas-liquid two-phase state having a dryness equal to or lower than a predetermined dryness, it is estimated that the refrigerant filling amount is excessive. In addition, if the gas phase state has a superheat degree equal to or higher than a predetermined superheat degree, it is possible to accurately estimate the excess or deficiency of the refrigerant charge amount enclosed in the cycle by estimating that the refrigerant charge amount is insufficient.

請求項2に記載の発明では、請求項1に記載の冷凍サイクル装置において、さらに、圧縮機(11)の冷媒吐出能力を変更する吐出能力変更手段(11a)と、吐出能力変更手段(11a)の作動を制御する吐出能力制御手段(20a)とを備え、吐出能力制御手段(20a)は、冷媒状態推定手段(S71)によって、気液分離手段(15)出口側の冷媒状態が予め定めた基準乾き度(KX)以下の乾き度を有する気液二相状態、および、予め定めた基準過熱度(KSH)以上の過熱度を有する気相状態のうち少なくとも一方の状態であることが推定された際に、圧縮機(11)の冷媒吐出能力を低減させるように、吐出能力変更手段(11a)の作動を制御することを特徴とする。   According to a second aspect of the present invention, in the refrigeration cycle apparatus according to the first aspect, the discharge capacity changing means (11a) for changing the refrigerant discharge capacity of the compressor (11) and the discharge capacity changing means (11a) The discharge capacity control means (20a) for controlling the operation of the discharge capacity control means (20a) is determined in advance by the refrigerant state estimation means (S71). It is estimated that it is at least one of a gas-liquid two-phase state having a dryness equal to or lower than a reference dryness (KX) and a gas phase state having a superheatability equal to or higher than a predetermined reference superheat (KSH). The operation of the discharge capacity changing means (11a) is controlled so that the refrigerant discharge capacity of the compressor (11) is reduced.

これによれば、冷媒状態推定手段(S71)によって精度良く推定された気液分離手段(15)出口側の冷媒の状態が、予め定めた基準乾き度(KX)以下の乾き度を有する気液二相状態、および、予め定めた基準過熱度(KSH)以上の過熱度を有する気相状態のうち少なくとも一方の状態である場合には、吐出能力制御手段(20a)が圧縮機(11)の冷媒吐出能力を低減させるので、冷媒封入量の過不足時に圧縮機(11)を作動させた際に生じる不具合を回避して、圧縮機(11)の保護を図ることができる。   According to this, the state of the refrigerant on the outlet side of the gas-liquid separation means (15) accurately estimated by the refrigerant state estimation means (S71) has a dryness equal to or lower than a predetermined reference dryness (KX). In the case of at least one of a two-phase state and a gas phase state having a superheat degree equal to or higher than a predetermined reference superheat degree (KSH), the discharge capacity control means (20a) is connected to the compressor (11). Since the refrigerant discharge capacity is reduced, it is possible to protect the compressor (11) by avoiding problems that occur when the compressor (11) is operated when the refrigerant filling amount is excessive or insufficient.

なお、本請求項の「圧縮機(11)の冷媒吐出能力を低減させる」には、圧縮機(11)から吐出される冷媒の圧力および流量を低下させることのみを意味するだけでなく、圧縮機(11)の作動を停止させることも含む意味である。   Note that “reducing the refrigerant discharge capacity of the compressor (11)” in this claim not only means reducing the pressure and flow rate of the refrigerant discharged from the compressor (11), but also compressing. It also includes stopping the operation of the machine (11).

請求項3に記載の発明では、請求項1または2に記載の冷凍サイクル装置において、冷媒状態推定手段(S71)によって、気液分離手段(15)出口側の冷媒状態が予め定めた基準乾き度(KX)以下の乾き度を有する気液二相状態であると推定された際に、これをユーザに警告する警告手段(34)を備えることを特徴とする。   According to a third aspect of the present invention, in the refrigeration cycle apparatus according to the first or second aspect, the refrigerant state estimating means (S71) sets the refrigerant state at the outlet side of the gas-liquid separating means (15) to a predetermined reference dryness. (KX) It is characterized by comprising warning means (34) for warning the user when it is estimated that the gas-liquid two-phase state having the following dryness.

これによれば、冷媒状態推定手段(S71)によって精度良く推定された気液分離手段(15)出口側の冷媒の状態が、予め定めた乾き度以下の乾き度を有する気液二相状態である場合には、警告手段(34)がユーザに警告を発するので、サイクル内に封入された冷媒封入量が僅か過剰となっていても、サイクルの運転停止後に冷凍サイクル装置が設置された環境の温度上昇よって、サイクル構成機器が損傷してしまうことを未然に防止できる。   According to this, the state of the refrigerant on the gas-liquid separation means (15) outlet side accurately estimated by the refrigerant state estimation means (S71) is a gas-liquid two-phase state having a dryness equal to or lower than a predetermined dryness. In some cases, the warning means (34) issues a warning to the user, so that even if the amount of refrigerant sealed in the cycle is slightly excessive, the environment in which the refrigeration cycle apparatus is installed after the cycle is stopped. It is possible to prevent the cycle component equipment from being damaged due to the temperature rise.

請求項4に記載の発明では、請求項1ないし3のいずれか1つに記載の冷凍サイクル装置において、冷媒状態推定手段(S71)は、さらに、圧縮機(11)の圧縮効率(ηc)を用いて、気液分離手段(15)出口側の冷媒状態を推定することを特徴とする。これにより、気液分離手段(15)出口側の冷媒状態を、より一層、精度良く推定できる。   According to a fourth aspect of the present invention, in the refrigeration cycle apparatus according to any one of the first to third aspects, the refrigerant state estimating means (S71) further determines the compression efficiency (ηc) of the compressor (11). And the refrigerant state on the outlet side of the gas-liquid separation means (15) is estimated. Thereby, the refrigerant | coolant state by the side of a gas-liquid separation means (15) can be estimated still more accurately.

なお、本請求項における「圧縮効率(ηc)」とは、圧縮機(11)にて冷媒が等エントロピ圧縮された際の冷媒のエンタルピの増加量ΔH1としたときに、この増加量ΔH1を、実際に圧縮機(11)にて冷媒が昇圧された際の冷媒のエンタルピ増加分ΔH2で除した値である。   Note that the “compression efficiency (ηc)” in the present claim is the increase amount ΔH1 of the refrigerant enthalpy when the refrigerant is isentropically compressed by the compressor (11). This is a value obtained by dividing the refrigerant enthalpy increase ΔH2 when the refrigerant is actually boosted by the compressor (11).

請求項5に記載の発明では、請求項4に記載の冷凍サイクル装置において、圧縮機(11)の回転数に相関を有する物理量を検出する回転数検出手段(27)を備え、圧縮効率(ηc)は、回転数検出手段(27)にて検出された検出回転数(Ne)に基づいて決定される値であることを特徴とする。   According to a fifth aspect of the present invention, in the refrigeration cycle apparatus according to the fourth aspect of the present invention, the refrigeration cycle apparatus further comprises a rotational speed detecting means (27) for detecting a physical quantity having a correlation with the rotational speed of the compressor (11), so ) Is a value determined based on the detected rotational speed (Ne) detected by the rotational speed detecting means (27).

ここで、圧縮機(11)の回転数が増加すると、その摩擦熱によって冷媒の温度が上昇して実際のエンタルピ増加分ΔH2が増加するので、圧縮効率(ηc)も低下する。従って、検出回転数(Ne)に基づいて決定される圧縮効率(ηc)を用いることで、気液分離手段(15)出口側の冷媒状態を、より一層、精度良く推定できる。   Here, when the rotation speed of the compressor (11) increases, the temperature of the refrigerant rises due to the frictional heat and the actual enthalpy increase ΔH2 increases, so the compression efficiency (ηc) also decreases. Therefore, by using the compression efficiency (ηc) determined based on the detected rotation speed (Ne), the refrigerant state on the gas-liquid separation means (15) outlet side can be estimated with higher accuracy.

請求項6に記載の発明では、請求項4または5に記載の冷凍サイクル装置において、圧縮効率(ηc)は、検出吐出圧力(Pd)と圧縮機(11)の吸入冷媒圧力(Ps)との差圧(ΔP)に基づいて決定される値であることを特徴とする。   According to a sixth aspect of the present invention, in the refrigeration cycle apparatus according to the fourth or fifth aspect, the compression efficiency (ηc) is determined by the detected discharge pressure (Pd) and the suction refrigerant pressure (Ps) of the compressor (11). The value is determined based on the differential pressure (ΔP).

ここで、検出吐出圧力(Pd)と吸入冷媒圧力(Ps)との差圧(ΔP)が増加すると、圧縮機(11)に摩擦熱が発生しやすく、その摩擦熱によって冷媒の温度が上昇して実際のエンタルピ増加分ΔH2が増加するので、圧縮効率(ηc)も低下する。従って、差圧(ΔP)に基づいて決定される圧縮効率(ηc)を用いることで、気液分離手段(15)出口側の冷媒状態を、より一層、精度良く推定できる。   Here, if the differential pressure (ΔP) between the detected discharge pressure (Pd) and the suction refrigerant pressure (Ps) increases, friction heat is likely to be generated in the compressor (11), and the temperature of the refrigerant increases due to the friction heat. As the actual enthalpy increase ΔH2 increases, the compression efficiency (ηc) also decreases. Therefore, by using the compression efficiency (ηc) determined based on the differential pressure (ΔP), the refrigerant state on the outlet side of the gas-liquid separation means (15) can be estimated with higher accuracy.

請求項7に記載の発明では、において、さらに、放熱器(12)から流出する冷媒と圧縮機(11)へ吸入される冷媒とを熱交換させる内部熱交換器(16)を備え、冷媒状態推定手段(S71)は、さらに、内部熱交換器(16)における熱交換量(Hex)を用いて、気液分離手段(15)出口側の冷媒状態を推定することを特徴とする。   In the invention of claim 7, further comprising an internal heat exchanger (16) for exchanging heat between the refrigerant flowing out of the radiator (12) and the refrigerant sucked into the compressor (11), The estimating means (S71) is further characterized in that the refrigerant state on the outlet side of the gas-liquid separating means (15) is estimated using the heat exchange amount (Hex) in the internal heat exchanger (16).

これによれば、内部熱交換器(16)を備える冷凍サイクル装置であっても、冷媒状態推定手段(S71)が、圧縮機(11)へ吸入される冷媒の内部熱交換器(16)におけるエンタルピ上昇分を用いて推定するので、気液分離手段(15)出口側の冷媒状態を精度良く推定できる。   According to this, even in the refrigeration cycle apparatus provided with the internal heat exchanger (16), the refrigerant state estimating means (S71) is in the internal heat exchanger (16) of the refrigerant sucked into the compressor (11). Since the estimation is performed using the enthalpy increase, the refrigerant state on the outlet side of the gas-liquid separation means (15) can be estimated with high accuracy.

さらに、請求項8に記載の発明のように、熱交換量(Hex)は、圧縮機(11)の冷媒吐出流量、検出蒸発温度(Te)、放熱器(12)から流出した冷媒の放熱器流出冷媒温度に基づいて決定すれば、容易に熱交換量(Hex)を求めることができる。   Further, as in the invention described in claim 8, the heat exchange amount (Hex) is the refrigerant discharge flow rate of the compressor (11), the detected evaporation temperature (Te), and the radiator of the refrigerant flowing out of the radiator (12). If it is determined based on the outflow refrigerant temperature, the heat exchange amount (Hex) can be easily obtained.

また、請求項9に記載の発明のように、圧縮機(11)は、冷媒を臨界圧力以上となるまで昇圧するようになっていてもよいし、請求項10に記載の発明のように、冷媒は二酸化炭素であってもよい。特に、二酸化炭素の臨界温度は31℃程度であるため、サイクルの運転停止後に、冷凍サイクル装置が設置された環境の温度上昇よって、圧力が上昇しやすい。従って、冷媒封入量の過不足を精度良く推定できることは極めて有効である。   Further, as in the invention described in claim 9, the compressor (11) may be configured to increase the pressure of the refrigerant until it reaches a critical pressure or more, or as in the invention described in claim 10. The refrigerant may be carbon dioxide. In particular, since the critical temperature of carbon dioxide is about 31 ° C., the pressure easily rises due to the temperature rise in the environment where the refrigeration cycle apparatus is installed after the cycle is stopped. Therefore, it is extremely effective to accurately estimate the excess or deficiency of the refrigerant filling amount.

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)
図1〜5により、本発明の第1実施形態を説明する。本実施形態では、本発明の冷凍サイクル装置10を車両用空調装置に適用している。図1は、本実施形態の冷凍サイクル装置10の全体構成図である。
(First embodiment)
1st Embodiment of this invention is described with FIGS. In this embodiment, the refrigeration cycle apparatus 10 of the present invention is applied to a vehicle air conditioner. FIG. 1 is an overall configuration diagram of a refrigeration cycle apparatus 10 according to the present embodiment.

冷凍サイクル装置10では、冷媒として二酸化炭素を採用しており、圧縮機11の吐出冷媒圧力が冷媒の臨界圧力以上(超臨界状態)となる超臨界冷凍サイクルを構成している。さらに、この冷媒には圧縮機11を潤滑するための冷凍機油が混入されており、この冷凍機油は冷媒とともにサイクルを循環している。   The refrigeration cycle apparatus 10 employs carbon dioxide as a refrigerant, and constitutes a supercritical refrigeration cycle in which the discharge refrigerant pressure of the compressor 11 is equal to or higher than the critical pressure of the refrigerant (supercritical state). Furthermore, this refrigerant is mixed with refrigerating machine oil for lubricating the compressor 11, and this refrigerating machine oil circulates in the cycle together with the refrigerant.

圧縮機11は、冷凍サイクル装置10において、冷媒を吸入し、圧縮して吐出するもので、プーリおよびベルトを介して車両走行用エンジン(図示せず)から駆動力が伝達されて回転駆動される。   The compressor 11 sucks, compresses and discharges the refrigerant in the refrigeration cycle apparatus 10, and is driven to rotate by a driving force transmitted from a vehicle travel engine (not shown) via a pulley and a belt. .

この圧縮機11は、後述する空調制御装置20から出力される制御信号によって吐出容量を連続的に変更可能に構成された周知の斜板式可変容量型圧縮機である。なお、吐出容量とは冷媒の吸入圧縮を行う作動空間の幾何学的な容積、すなわちピストンストロークの上死点と下死点との間のシリンダ容積である。   The compressor 11 is a well-known swash plate type variable displacement compressor configured such that the discharge capacity can be continuously changed by a control signal output from an air conditioning control device 20 described later. The discharge capacity is the geometric volume of the working space where the refrigerant is sucked and compressed, that is, the cylinder volume between the top dead center and the bottom dead center of the piston stroke.

具体的には、圧縮機11は、吸入冷媒と吐出冷媒とを導入させる斜板室(図示せず)、斜板室へ導入させる吸入冷媒と吐出冷媒との割合を調整する電磁式容量制御弁11a、斜板室の圧力に応じて傾斜角度を変位させる斜板(図示せず)を有して構成されている。そして、この斜板の傾斜角度に応じてピストンストローク(吐出容量)が変更される。   Specifically, the compressor 11 includes a swash plate chamber (not shown) that introduces suction refrigerant and discharge refrigerant, an electromagnetic capacity control valve 11a that adjusts the ratio of suction refrigerant and discharge refrigerant introduced into the swash plate chamber, It has a swash plate (not shown) that displaces the tilt angle in accordance with the pressure in the swash plate chamber. The piston stroke (discharge capacity) is changed according to the inclination angle of the swash plate.

電磁式容量制御弁11aは、圧縮機11の吸入冷媒圧力と吐出冷媒圧力との差圧による力を発生する圧力応動機構と、この差圧による力と対向する電磁力を発生する電磁機構とを内蔵しており、差圧による力と電磁力との釣り合いによって弁開度(吸入冷媒と吐出冷媒との割合)を調整して斜板室の圧力を変化させる。   The electromagnetic capacity control valve 11a includes a pressure responsive mechanism that generates a force due to a differential pressure between the suction refrigerant pressure and the discharge refrigerant pressure of the compressor 11, and an electromagnetic mechanism that generates an electromagnetic force opposite to the force due to the differential pressure. It is built in and adjusts the valve opening (ratio of suction refrigerant and discharge refrigerant) by the balance between the force due to the differential pressure and the electromagnetic force to change the pressure in the swash plate chamber.

また、電磁機構の電磁力は、空調制御装置20から出力される制御電流Icによって決定され、制御電流Icを増加させると、斜板室の圧力が低下し、斜板の傾斜角度が増加する。これにより、ピストンストローク(吐出容量)が増加する。逆に、制御電流Icを減少させると、斜板室の圧力が上昇し、斜板の傾斜角度が減少する。これにより、ピストンストローク(吐出容量)が減少する。   Further, the electromagnetic force of the electromagnetic mechanism is determined by the control current Ic output from the air conditioning controller 20, and when the control current Ic is increased, the pressure in the swash plate chamber decreases and the inclination angle of the swash plate increases. Thereby, piston stroke (discharge capacity) increases. Conversely, when the control current Ic is decreased, the pressure in the swash plate chamber increases and the tilt angle of the swash plate decreases. Thereby, piston stroke (discharge capacity) decreases.

そして、この吐出容量の増減に応じて、圧縮機11の吐出流量が増減することになるので、本実施形態では、電磁式容量制御弁11aが吐出能力変更手段を構成する。なお、本実施形態における制御電流Icと圧縮機11の吐出流量との関係は、図2の特性図に示されるように、制御電流Icの増加に伴って、圧縮機11の吐出流量が増加する。   Then, since the discharge flow rate of the compressor 11 increases and decreases according to the increase and decrease of the discharge capacity, the electromagnetic capacity control valve 11a constitutes the discharge capacity changing means in the present embodiment. Note that the relationship between the control current Ic and the discharge flow rate of the compressor 11 in the present embodiment is that the discharge flow rate of the compressor 11 increases as the control current Ic increases as shown in the characteristic diagram of FIG. .

なお、制御電流Icの出力は、具体的には電流制御回路の構成上、デューティ制御により変化させる方式とするのが通常であるが、制御電流Icの値をデューティ制御によらず直接、連続的(アナログ的)に変化させてもよい。このように制御電流Icが調整されることによって、圧縮機11では、吐出容量を略0%〜100%の範囲で連続的に変化させることができる。   In general, the output of the control current Ic is normally changed by duty control due to the configuration of the current control circuit. However, the value of the control current Ic is directly and continuously controlled regardless of the duty control. It may be changed to (analog). Thus, by adjusting the control current Ic, the compressor 11 can continuously change the discharge capacity in the range of approximately 0% to 100%.

このような循環冷媒流量制御機能を持つように構成された容量制御弁と可変容量型の圧縮機とについては、特開2001−173556号公報等を参照することができる。さらに、本実施形態では、車両走行用エンジンのエンジン回転数を検出する回転数センサ27も設けられている。従って、制御電流Icおよびエンジン回転数から求められる圧縮機11の回転数によって、サイクルを循環する冷媒流量Grを求めることができる。   JP, 2001-173556, A, etc. can be referred to for a capacity control valve and a variable capacity type compressor configured to have such a circulating refrigerant flow rate control function. Furthermore, in this embodiment, the rotation speed sensor 27 for detecting the engine rotation speed of the vehicle running engine is also provided. Accordingly, the refrigerant flow rate Gr circulating in the cycle can be obtained from the rotational speed of the compressor 11 obtained from the control current Ic and the engine rotational speed.

また、本実施形態の圧縮機11では吐出容量を約0%とすることができるので、上述の如く、圧縮機11をプーリおよびベルトを介して車両走行用エンジンに常時連結するクラッチレスの構成とすることができる。もちろん、電磁クラッチを介して車両走行用エンジンから動力を伝達できるようにしてもよい。   Further, since the discharge capacity of the compressor 11 of the present embodiment can be reduced to about 0%, as described above, the clutch 11 has a clutchless configuration in which the compressor 11 is always connected to the vehicle running engine via a pulley and a belt. can do. Of course, power may be transmitted from the vehicle running engine via the electromagnetic clutch.

圧縮機11の冷媒吐出側には、放熱器12が接続されている。放熱器12は、圧縮機11から吐出された高温高圧冷媒と冷却ファン12aにより送風される外気(車室外空気)とを熱交換させて、高圧冷媒を放熱させる放熱用熱交換器である。冷却ファン12aは、後述する空調制御装置20から出力される制御電圧によって回転数(送風空気量)が制御される電動式送風機である。   A radiator 12 is connected to the refrigerant discharge side of the compressor 11. The radiator 12 is a heat-dissipating heat exchanger that performs heat exchange between the high-temperature and high-pressure refrigerant discharged from the compressor 11 and the outside air (air outside the passenger compartment) blown by the cooling fan 12a to radiate the high-pressure refrigerant. The cooling fan 12a is an electric blower in which the rotation speed (the amount of blown air) is controlled by a control voltage output from an air conditioning control device 20 described later.

なお、前述の如く、本実施形態の冷凍サイクル装置10では、超臨界冷凍サイクルを構成しているので、放熱器12を通過する冷媒は、凝縮することなく超臨界状態のまま放熱する。   As described above, since the refrigeration cycle apparatus 10 of the present embodiment constitutes a supercritical refrigeration cycle, the refrigerant passing through the radiator 12 dissipates heat in a supercritical state without condensing.

放熱器12の出口側には、圧力制御弁13が接続されている。圧力制御弁13は、放熱器12から流出した高圧冷媒を減圧膨張させる減圧手段であるとともに、高圧側冷媒圧力が目標高圧となるように、弁開度(絞り開度)が機械的機構にて調整されるように構成されている。   A pressure control valve 13 is connected to the outlet side of the radiator 12. The pressure control valve 13 is a decompression unit that decompresses and expands the high-pressure refrigerant flowing out of the radiator 12, and the valve opening (throttle opening) is a mechanical mechanism so that the high-pressure side refrigerant pressure becomes the target high pressure. It is configured to be adjusted.

具体的には、圧力制御弁13は、放熱器12出口側に設けられた感温部13aを有し、この感温部13aの内部に放熱器12出口側の高圧冷媒の温度に対応した圧力を発生させ、感温部13aの内圧と放熱器12出口側の冷媒圧力とのバランスで圧力制御弁13の弁開度を調整するようになっている。   Specifically, the pressure control valve 13 has a temperature sensing portion 13a provided on the outlet side of the radiator 12, and a pressure corresponding to the temperature of the high-pressure refrigerant on the outlet side of the radiator 12 inside the temperature sensing portion 13a. The valve opening degree of the pressure control valve 13 is adjusted by the balance between the internal pressure of the temperature sensing part 13a and the refrigerant pressure on the radiator 12 outlet side.

これにより、高圧側冷媒圧力を放熱器12の出口側の高圧側冷媒温度により決まる目標高圧に調整できる。このような高圧制御機能を持つ圧力制御弁13と可変容量型の圧縮機との詳細については特開2000−81157号公報等を参照することができる。   Thereby, the high pressure side refrigerant pressure can be adjusted to a target high pressure determined by the high pressure side refrigerant temperature on the outlet side of the radiator 12. For details of the pressure control valve 13 having such a high-pressure control function and the variable displacement compressor, reference can be made to JP-A-2000-81157.

圧力制御弁13の出口側には、蒸発器14が接続されている。蒸発器14は、圧力制御弁13にて減圧された低圧冷媒と送風ファン14aから車室内へ送風される送風空気とを熱交換させて、低圧冷媒を蒸発させて吸熱作用を発揮させる吸熱用熱交換器である。送風ファン14aは、空調制御装置20から出力される制御電圧によって回転数(送風空気量)が制御される電動式送風機である。   An evaporator 14 is connected to the outlet side of the pressure control valve 13. The evaporator 14 performs heat exchange between the low-pressure refrigerant decompressed by the pressure control valve 13 and the blown air blown into the vehicle interior from the blower fan 14a, and evaporates the low-pressure refrigerant to exert a heat absorption effect. It is an exchanger. The blower fan 14 a is an electric blower in which the rotation speed (the amount of blown air) is controlled by a control voltage output from the air conditioning controller 20.

なお、蒸発器14は、車両用空調装置の室内空調ユニットにおいて車室内送風空気の空気通路を形成する図示しないケース内に配置されており、このケース内の蒸発器14の空気流れ下流側には、蒸発器14にて冷却された送風空気とエンジン冷却水とを熱交換させて送風空気を再加熱する加熱手段であるヒータコア等が配置されている。これにより、空調対象空間である車室内へ吹き出される車室内送風空気が温度調整される。   The evaporator 14 is arranged in a case (not shown) that forms an air passage for the air blown into the vehicle interior in the indoor air conditioning unit of the vehicle air conditioner. A heater core, which is a heating means for reheating the blown air by exchanging heat between the blown air cooled by the evaporator 14 and the engine coolant, is disposed. As a result, the temperature of the air blown into the passenger compartment that is air-conditioned space is adjusted.

蒸発器14の冷媒流出口側には、アキュムレータ15が接続されている。アキュムレータ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、サイクル内の余剰液相冷媒を蓄える気液分離器である。また、アキュムレータ15には、気相冷媒を流出させる気相冷媒出口が設けられており、この気相冷媒出口は圧縮機11の冷媒吸入側に接続されている。   An accumulator 15 is connected to the refrigerant outlet side of the evaporator 14. The accumulator 15 is a gas-liquid separator that separates the refrigerant flowing out of the evaporator 14 into a liquid phase refrigerant and a gas phase refrigerant and stores excess liquid phase refrigerant in the cycle. Further, the accumulator 15 is provided with a gas phase refrigerant outlet through which the gas phase refrigerant flows out, and this gas phase refrigerant outlet is connected to the refrigerant suction side of the compressor 11.

また、気相冷媒出口は、下方側に向かって湾曲するU字状の管に形成されており、このU字状の管の最下部には、アキュムレータ15内に溜まった冷凍機油をU字状の管内へ吸い込むための冷凍機油穴が設けられている。従って、理想的には、アキュムレータ15の気相冷媒出口から圧縮機11の吸入側へ流出する冷媒は、完全な飽和気相状態とはならず、極めて飽和気相状態に近い気液二相状態となる。   Further, the gas-phase refrigerant outlet is formed in a U-shaped tube that curves downward, and the refrigerating machine oil accumulated in the accumulator 15 is U-shaped at the bottom of the U-shaped tube. A refrigerating machine oil hole is provided for sucking into the pipe. Therefore, ideally, the refrigerant flowing out from the gas-phase refrigerant outlet of the accumulator 15 to the suction side of the compressor 11 does not become a completely saturated gas-phase state but a gas-liquid two-phase state that is very close to the saturated gas-phase state. It becomes.

次に、本実施形態の電気制御部の概要を説明する。空調制御装置20は、CPU、ROMおよびRAM等を含む周知のマイクロコンピュータとその周辺回路から構成される。そして、そのROM内に記憶された制御プログラムに基づいて各種演算、処理を行い、上述の各種電気式アクチュエータ11a、12a、14a等の作動を制御する。   Next, an outline of the electric control unit of the present embodiment will be described. The air conditioning control device 20 includes a known microcomputer including a CPU, a ROM, a RAM, and the like and peripheral circuits thereof. Then, various calculations and processes are performed based on the control program stored in the ROM, and the operations of the above-described various electric actuators 11a, 12a, 14a and the like are controlled.

なお、空調制御装置20は、各種電気式アクチュエータを制御する制御手段が一体に構成されたものであるが、本実施形態では、特に、空調制御装置20のうち電磁式容量制御弁11aの作動を制御するハードウェアおよびソフトウェアの構成を吐出能力制御手段20aとする。   The air conditioning control device 20 is integrally configured with control means for controlling various electric actuators. In the present embodiment, in particular, the operation of the electromagnetic capacity control valve 11a in the air conditioning control device 20 is performed. The configuration of hardware and software to be controlled is referred to as a discharge capacity control means 20a.

空調制御装置20の入力側には、空調用センサ群21〜27および車室内に配置された操作パネル30が接続されており、空調用センサ群21〜27の検出信号および操作パネル30に設けられた各種操作スイッチ31〜33の操作信号等が入力される。   An air conditioning sensor group 21 to 27 and an operation panel 30 disposed in the passenger compartment are connected to the input side of the air conditioning control device 20. The air conditioning sensor group 21 to 27 detection signals and the operation panel 30 are provided. The operation signals of the various operation switches 31 to 33 are input.

空調用センサ群としては、具体的に、外気温Tamを検出する外気温センサ21、内気温Trを検出する内気温センサ22、車室内に入射する日射量Tsunを検出する日射センサ23、蒸発器14のフィン温度Teを検出する蒸発器温度センサ24、圧縮機11から吐出される吐出冷媒圧力Pdを検出する高圧側圧力センサ25、圧縮機11から吐出される吐出冷媒温度Tdを検出する高圧側温度センサ26および回転数センサ27等が設けられる。   Specifically, the air conditioning sensor group includes an outside air temperature sensor 21 that detects the outside air temperature Tam, an inside air temperature sensor 22 that detects the inside air temperature Tr, a solar radiation sensor 23 that detects the amount of solar radiation Tsun that enters the vehicle interior, and an evaporator. 14, an evaporator temperature sensor 24 that detects the fin temperature Te, a high-pressure side pressure sensor 25 that detects the discharge refrigerant pressure Pd discharged from the compressor 11, and a high-pressure side that detects the discharge refrigerant temperature Td discharged from the compressor 11. A temperature sensor 26, a rotation speed sensor 27, and the like are provided.

なお、本実施形態では、高圧側圧力センサ25は、圧縮機11吐出冷媒圧力に相関を有する吐出圧力検出手段を構成し、高圧側温度センサ26は、圧縮機11吐出冷媒温度に相関を有する吐出温度検出手段を構成し、蒸発器温度センサ24は、蒸発器14における冷媒蒸発温度に相関を有する物理量を検出する蒸発温度検出手段を構成し、さらに、回転センサ27は、圧縮機11の回転数に相関を有する物理量を検出する回転数検出手段を構成している。   In the present embodiment, the high-pressure side pressure sensor 25 constitutes a discharge pressure detecting means having a correlation with the compressor 11 discharge refrigerant pressure, and the high-pressure side temperature sensor 26 has a discharge having a correlation with the compressor 11 discharge refrigerant temperature. The evaporator temperature sensor 24 constitutes a temperature detecting means, and the evaporator temperature sensor 24 constitutes an evaporation temperature detecting means for detecting a physical quantity having a correlation with the refrigerant evaporation temperature in the evaporator 14. Further, the rotation sensor 27 is a rotational speed of the compressor 11. The rotation number detecting means for detecting a physical quantity having a correlation with the above is constituted.

また、前述の如く、本実施形態の圧力制御弁13は、放熱器12出口側の高圧冷媒温度により決まる目標高圧に近づくように高圧側冷媒圧力を調整するので、放熱器12出口側の高圧側冷媒温度に近い外気温Tamを検出する外気温センサ21は、吐出圧力検出手段として代用することもできる。   Further, as described above, the pressure control valve 13 of the present embodiment adjusts the high-pressure side refrigerant pressure so as to approach the target high pressure determined by the high-pressure refrigerant temperature on the radiator 12 outlet side, so the high-pressure side on the radiator 12 outlet side. The outside air temperature sensor 21 that detects the outside air temperature Tam close to the refrigerant temperature can also be used as a discharge pressure detecting means.

さらに、放熱器12では冷媒と外気とを熱交換させるので、本実施形態の外気温センサ21は、放熱器12へ送風される空気の温度を検出する空気温度検出手段としての機能も果たす。   Furthermore, since the heat radiator 12 exchanges heat between the refrigerant and the outside air, the outside air temperature sensor 21 of the present embodiment also functions as an air temperature detecting means for detecting the temperature of the air blown to the radiator 12.

操作パネル30の操作スイッチとしては、具体的に、車両用空調装置の作動指令信号を出力するエアコンスイッチ31、空調状態の自動制御を要求する自動制御要求信号を出力するオートスイッチ32、冷却対象空間である車室内の目標温度Tsetを設定する目標温度設定手段をなす温度設定スイッチ33等が設けられる。   Specifically, the operation switch of the operation panel 30 includes an air conditioner switch 31 that outputs an operation command signal for the vehicle air conditioner, an auto switch 32 that outputs an automatic control request signal for requesting automatic control of the air conditioning state, and a space to be cooled. A temperature setting switch 33 or the like serving as target temperature setting means for setting a target temperature Tset in the vehicle interior is provided.

さらに操作パネルの表示板には、アキュムレータ15から圧縮機11吸入側へ流出するアキュムレータ15出口側の冷媒(以下、気液分離手段出口側冷媒という。)の状態が、予め定めた基準乾き度KX以下の乾き度を有する気液二相状態、および、予め定めた基準過熱度KSH以上の過熱度を有する気相状態になっている場合に、これを乗員に警告する警告手段である警告灯が設けられている。   Further, on the display panel of the operation panel, the state of the refrigerant at the outlet side of the accumulator 15 that flows out from the accumulator 15 to the suction side of the compressor 11 (hereinafter referred to as gas-liquid separation means outlet side refrigerant) is a predetermined reference dryness KX. When a gas-liquid two-phase state having the following dryness and a gas phase state having a superheat degree equal to or higher than a predetermined reference superheat degree KSH, a warning light that is a warning means for warning the occupant of this is provided. Is provided.

また、空調制御装置20の出力側には、圧縮機11の電磁式容量制御弁11a、冷却ファン12aおよび送風ファン14aの電動モータ等の電気式アクチュエータおよび操作パネルの入力側が接続され、これらの機器の作動が空調制御装置20の出力信号により制御される。   The output side of the air conditioning controller 20 is connected to the electromagnetic capacity control valve 11a of the compressor 11, the electric actuators such as the electric motors of the cooling fan 12a and the blower fan 14a, and the input side of the operation panel. Is controlled by an output signal of the air conditioning controller 20.

次に、上記構成の本実施形態の作動を図3〜5に基づいて説明する。図3、4は、空調制御装置20が実行する制御処理を示すフローチャートである。この制御処理は、図示しない車両の始動スイッチ(イグニッションスイッチ)の投入状態において、オートスイッチ32が投入(ON)されるとスタートする。   Next, the operation of the present embodiment having the above configuration will be described with reference to FIGS. 3 and 4 are flowcharts showing the control processing executed by the air conditioning control device 20. This control process starts when the auto switch 32 is turned on (ON) in a state where a vehicle start switch (ignition switch) (not shown) is turned on.

まず、図3に示すように、ステップS1ではフラグ、タイマ等の初期化がなされ、次のステップS2にて、空調用センサ群21〜27により検出された検出信号、および、操作パネル30の操作信号を読込む。   First, as shown in FIG. 3, in step S1, flags and timers are initialized, and in the next step S2, the detection signals detected by the air conditioning sensor groups 21 to 27 and the operation of the operation panel 30 are performed. Read the signal.

次に、ステップS3にて、車室内吹出空気の目標吹出温度TAOを算出する。この目標吹出温度TAOは空調熱負荷変動および温度設定スイッチ33により設定した設定温度Tsetに基づいて、下記数式F1により算出される。
TAO=Kset×Tset−Kr×Tr−Kam×Tam−Ksun×Tsun+C…(F1)
なお、Kset、Kr、Kam、Ksunは制御ゲインであり、Cは補正用の定数である。
Next, in step S3, a target blowing temperature TAO of the vehicle cabin blowing air is calculated. The target blowing temperature TAO is calculated by the following formula F1 based on the air conditioning thermal load fluctuation and the set temperature Tset set by the temperature setting switch 33.
TAO = Kset × Tset−Kr × Tr−Kam × Tam−Ksun × Tsun + C (F1)
Kset, Kr, Kam, and Ksun are control gains, and C is a correction constant.

次に、ステップS4にて、圧縮機11を除く、各種空調制御機器の制御状態を決定する。すなわち、空調制御装置20の出力側に接続された各種電気式アクチュエータのうち、電磁式容量制御弁11aを除く、送風ファン14aの電動モータ等へ出力される制御信号が決定される。   Next, in step S4, control states of various air conditioning control devices excluding the compressor 11 are determined. That is, among various electric actuators connected to the output side of the air conditioning control device 20, control signals to be output to the electric motor of the blower fan 14a and the like excluding the electromagnetic capacity control valve 11a are determined.

例えば、送風ファン14aの電動モータへ出力される制御信号(制御電圧)については、目標吹出温度TAOに基づいて、予め空調制御装置20に記憶された制御マップを参照して、TAOに応じて適切な送風量となるように決定する。   For example, with respect to the control signal (control voltage) output to the electric motor of the blower fan 14a, the control signal stored in the air-conditioning control device 20 in advance is referred to based on the target blowout temperature TAO, and appropriate according to the TAO. It decides so that it may become the amount of blast.

より具体的には、TAOの極低温域(最大冷房域)および極高温域(最大暖房域)で制御電圧を最大値として、送風量を最大風量とする。TAOが極低温域から中間温度域に向かって上昇、あるいは、TAOが極高温域から中間温度域に向かって低下するに伴って、制御電圧を減少させて送風量を減少させる。また、TAOが所定の中間温度域内に入ると、制御電圧を最小値として、送風量を最小風量とする。   More specifically, the control voltage is set to the maximum value in the extremely low temperature range (maximum cooling range) and the extremely high temperature range (maximum heating range) of TAO, and the air flow rate is set to the maximum air volume. As the TAO rises from the extremely low temperature range toward the intermediate temperature range, or as the TAO decreases from the extremely high temperature range toward the intermediate temperature range, the control voltage is decreased to reduce the air flow rate. Further, when the TAO enters a predetermined intermediate temperature range, the control voltage is set to the minimum value, and the air volume is set to the minimum air volume.

次に、ステップS5にて、蒸発器14における目標冷媒蒸発温度TEOを決定する。具体的には、目標吹出温度TAOに基づいて、予め空調制御装置20に記憶された制御マップを参照して目標冷媒蒸発温度TEOを決定する。本実施形態では、TAOの増加に伴って、TEOも増加するように決定する。   Next, the target refrigerant | coolant evaporation temperature TEO in the evaporator 14 is determined in step S5. Specifically, based on the target blowing temperature TAO, the target refrigerant evaporation temperature TEO is determined with reference to a control map stored in the air conditioning control device 20 in advance. In the present embodiment, it is determined that TEO increases as TAO increases.

次に、ステップS6にて、圧縮機11の冷媒吐出能力を決定する。具体的には、蒸発器温度センサ24にて検出された蒸発器14のフィン温度Teと目標冷媒蒸発温度TEOとの偏差En(Te−TEO)を算出し、この偏差Enに基づいて、TeをTEOに近づけるように比例積分制御(PI制御)によるフィードバック制御手法によって、電磁式容量制御弁11aへ出力する制御電流Icを変更する。   Next, in step S6, the refrigerant discharge capacity of the compressor 11 is determined. Specifically, a deviation En (Te−TEO) between the fin temperature Te of the evaporator 14 detected by the evaporator temperature sensor 24 and the target refrigerant evaporation temperature TEO is calculated, and Te is calculated based on the deviation En. The control current Ic output to the electromagnetic capacity control valve 11a is changed by a feedback control method based on proportional-integral control (PI control) so as to approach TEO.

次に、ステップS7にて、アキュムレータ15から圧縮機11吸入側へ流出する気液分離手段出口側冷媒の状態の推定と、この推定結果によりサイクル内の冷媒封入量の過不足が判定された際の制御が行われる。このステップS7の詳細については、図4のフローチャートにより説明する。   Next, in step S7, when the state of the gas-liquid separation means outlet side refrigerant flowing out from the accumulator 15 to the compressor 11 suction side is estimated, and the estimation result determines whether the refrigerant filling amount in the cycle is excessive or insufficient. Is controlled. Details of step S7 will be described with reference to the flowchart of FIG.

まず、ステップS71では、高圧側温度センサ26にて検出された吐出冷媒温度(検出吐出温度)Td、高圧側圧力センサ25にて検出された吐出冷媒圧力(検出吐出圧力)Pd、および、蒸発器温度センサ24にて検出されたフィン温度(検出蒸発温度)Teを用いて気液分離手段出口側冷媒の状態が推定される。従って、本実施形態では、このステップS71が冷媒状態推定手段を構成している。   First, in step S71, the discharge refrigerant temperature (detection discharge temperature) Td detected by the high pressure side temperature sensor 26, the discharge refrigerant pressure (detection discharge pressure) Pd detected by the high pressure side pressure sensor 25, and the evaporator Using the fin temperature (detected evaporation temperature) Te detected by the temperature sensor 24, the state of the gas-liquid separation means outlet side refrigerant is estimated. Therefore, in this embodiment, this step S71 constitutes a refrigerant state estimating means.

ステップS71における気液分離手段出口側冷媒の状態の推定の詳細については、図5のモリエル線図を用いて説明する。まず、吐出冷媒温度Tdおよび吐出冷媒圧力Pdにより、圧縮機11吐出冷媒の状態(図5の点Cout)が決定される。さらに、フィン温度Teは蒸発器14における冷媒蒸発温度に相当する値であるから、フィン温度Teから蒸発器14における冷媒蒸発圧力Psが求められる。   Details of the estimation of the state of the gas-liquid separation means outlet side refrigerant in step S71 will be described with reference to the Mollier diagram of FIG. First, the state of the refrigerant discharged from the compressor 11 (point Cout in FIG. 5) is determined by the discharged refrigerant temperature Td and the discharged refrigerant pressure Pd. Further, since the fin temperature Te is a value corresponding to the refrigerant evaporation temperature in the evaporator 14, the refrigerant evaporation pressure Ps in the evaporator 14 is obtained from the fin temperature Te.

ここで、圧縮機11に吸入された冷媒は、圧縮機11にて等エントロピ的に圧縮されるので、上述の点Coutを通過する等エントロピ線上であって、冷媒圧力が冷媒蒸発圧力Psとなる点(図5の点Cin)から気液分離手段出口側冷媒のエンタルピが求められ、このエンタルピによって気液分離手段出口側冷媒の状態を推定することができる。   Here, since the refrigerant sucked into the compressor 11 is isentropically compressed by the compressor 11, it is on the isentropic line passing through the above-mentioned point Cout, and the refrigerant pressure becomes the refrigerant evaporation pressure Ps. The enthalpy of the gas-liquid separation means outlet side refrigerant is obtained from the point (point Cin in FIG. 5), and the state of the gas-liquid separation means outlet side refrigerant can be estimated by this enthalpy.

なお、本実施形態のようにアキュムレータ15を備える冷凍サイクル装置では、冷媒封入量の過不足が生じていなければ、理想的には気液分離手段出口側冷媒の状態は、ほぼ飽和ガス線上となる。   Note that, in the refrigeration cycle apparatus including the accumulator 15 as in the present embodiment, ideally, the state of the refrigerant on the gas-liquid separation means outlet side is substantially on the saturated gas line unless the refrigerant filling amount is excessive or insufficient. .

従って、例えば、圧縮機11吐出冷媒の状態が点Cout1となっているときは、気液分離手段出口側冷媒のエンタルピが飽和ガス線に到達していないので、冷媒の状態が気液二相状態(図5の点Cin1)となり、圧縮機11吐出冷媒の状態が点Cout2となっているときは、気液分離手段出口側冷媒のエンタルピが飽和ガス線を超えているので、冷媒の状態が過熱度を有する気相状態(図5の点Cin2)となる。   Therefore, for example, when the state of the refrigerant discharged from the compressor 11 is the point Cout1, since the enthalpy of the gas-liquid separation means outlet side refrigerant has not reached the saturated gas line, the refrigerant state is a gas-liquid two-phase state. When the state of the refrigerant discharged from the compressor 11 is the point Cout2, the enthalpy of the gas-liquid separation means outlet side refrigerant exceeds the saturated gas line, so the refrigerant state is overheated. Gas phase state (point Cin2 in FIG. 5).

次に、図4に示すように、ステップS72にて、ステップS71にて推定された気液分離手段出口側冷媒の状態Cinが予め定めた基準乾き度KX以下の乾き度を有する気液二相状態になっているか否かが判定される。気液分離手段出口側冷媒の状態Cinが予め定めた基準乾き度KX以下の乾き度を有する気液二相状態になっている場合には、サイクル内に封入された冷媒封入量が過剰であるものとして、ステップS74へ進む。   Next, as shown in FIG. 4, in step S72, the gas-liquid two-phase in which the state Cin of the gas-liquid separation means outlet-side refrigerant estimated in step S71 has a dryness equal to or lower than a predetermined reference dryness KX. It is determined whether or not it is in a state. When the state Cin of the refrigerant at the outlet side of the gas-liquid separation means is in a gas-liquid two-phase state having a dryness equal to or lower than a predetermined reference dryness KX, the amount of refrigerant enclosed in the cycle is excessive. As a result, the process proceeds to step S74.

ステップS74では、警告灯34を点灯させ、さらに、ステップS75へ進み、圧縮機11の吐出容量が略0%となるように、すなわち、圧縮機11の作動を停止させるように電磁式容量制御弁11aへ出力される制御電流Icを変更してステップS8へ進む。一方、ステップS72にて、気液分離手段出口側冷媒の状態Cinが予め定めた基準乾き度(KX)以下の乾き度を有する気液二相状態になっていない場合は、ステップS73へ進む。   In step S74, the warning lamp 34 is turned on, and further, the process proceeds to step S75, and the electromagnetic capacity control valve is set so that the discharge capacity of the compressor 11 becomes substantially 0%, that is, the operation of the compressor 11 is stopped. The control current Ic output to 11a is changed and the process proceeds to step S8. On the other hand, if it is determined in step S72 that the state Cin of the gas-liquid separation means outlet side refrigerant is not a gas-liquid two-phase state having a dryness equal to or lower than a predetermined reference dryness (KX), the process proceeds to step S73.

ステップS73では、気液分離手段出口側冷媒の状態Cinが予め定めた基準過熱度KSH以上の過熱度を有する気相状態になっているか否かが判定される。気液分離手段出口側冷媒の状態Cinが予め定めた基準過熱度KSH以上の過熱度を有する気相状態になっている場合には、冷媒封入量が不足しているものとして、ステップS74→S75→S8の順に進む。   In step S73, it is determined whether or not the state Cin of the gas-liquid separation means outlet side refrigerant is in a gas phase state having a superheat degree equal to or higher than a predetermined reference superheat degree KSH. If the state Cin of the gas-liquid separation means outlet side refrigerant is in a gas phase state having a superheat degree equal to or higher than a predetermined reference superheat degree KSH, it is assumed that the refrigerant filling amount is insufficient and steps S74 → S75. → Proceed in the order of S8.

一方、ステップS73にて気液分離手段出口側冷媒の状態Cinが予め定めた基準過熱度(KSH)以上の過熱度を有する気相状態になっていない場合は、冷媒封入量の過不足はないものとして、ステップS8へ進む。   On the other hand, if the state Cin of the gas-liquid separation means outlet side refrigerant is not in a gas phase state having a superheat degree equal to or higher than a predetermined reference superheat degree (KSH) in step S73, there is no excess or deficiency of the refrigerant filling amount. As a thing, it progresses to step S8.

ステップS8では、上記ステップS4、S7にて決定された制御状態が得られるように、空調制御装置20より電気式アクチュエータに対して制御信号が出力される。次のステップS9で制御周期τの間待機し、制御周期τの経過を判定するとステップS2に戻るようになっている。   In step S8, a control signal is output from the air conditioning control device 20 to the electric actuator so that the control state determined in steps S4 and S7 is obtained. In the next step S9, the process waits for the control period τ, and when it is determined that the control period τ has elapsed, the process returns to step S2.

本実施形態では、上記の如く作動して、冷媒封入量の過不足はないものとされた場合には、圧縮機11から吐出された冷媒は、放熱器12→圧力制御弁13→蒸発器14→アキュムレータ15→圧縮機11の順に循環して、蒸発器14にて車室内送風空気を冷却できる。   In the present embodiment, when the operation is performed as described above and it is determined that there is no excess or deficiency of the refrigerant filling amount, the refrigerant discharged from the compressor 11 is discharged from the radiator 12 → the pressure control valve 13 → the evaporator 14. By circulating in the order of the accumulator 15 → the compressor 11, the air blown into the passenger compartment can be cooled by the evaporator 14.

一方、冷媒封入量の過不足が生じているものとされた場合には、吐出能力制御手段20aが圧縮機11の作動を実質的に停止させるので、冷媒封入量の過不足時に圧縮機11をさせた際に生じる、圧縮機11の潤滑不足、液圧縮といった不具合を回避して、圧縮機11の保護を図ることができる。   On the other hand, when it is determined that the refrigerant filling amount is excessive or insufficient, the discharge capacity control means 20a substantially stops the operation of the compressor 11. Therefore, when the refrigerant charging amount is excessive or insufficient, the compressor 11 is turned off. The compressor 11 can be protected by avoiding problems such as insufficient lubrication of the compressor 11 and liquid compression that occur when the compressor 11 is used.

この際、冷媒状態推定手段を構成する制御ステップS71にて、吐出冷媒温度Td、吐出冷媒圧力Pd、および、フィン温度Teを用いて、気液分離手段出口側冷媒の状態を推定するので、高圧側冷媒圧力のみを用いて冷媒封入量の過不足を推定する場合に対して、サイクル内に封入された冷媒封入量の過不足を精度良く推定できる。   At this time, in the control step S71 constituting the refrigerant state estimating means, the state of the refrigerant at the outlet side of the gas-liquid separating means is estimated using the discharged refrigerant temperature Td, the discharged refrigerant pressure Pd, and the fin temperature Te. In contrast to the case where the excess / deficiency of the refrigerant filling amount is estimated using only the side refrigerant pressure, the excess / deficiency of the refrigerant filling amount enclosed in the cycle can be accurately estimated.

なお、本実施形態では、冷媒封入量の過不足を精度良く推定するために、具体的に、基準乾き度KX=0.85とし、基準過熱度KSH=10℃としている。さらに、本発明者らの検討によれば、基準乾き度KX=0.9とし、基準過熱度KSH=5℃とすることが好ましいことが判っている。   In the present embodiment, in order to accurately estimate the excess or deficiency of the refrigerant filling amount, specifically, the reference dryness KX = 0.85 and the reference superheat KSH = 10 ° C. Further, according to the study by the present inventors, it has been found that it is preferable to set the standard dryness KX = 0.9 and the standard superheat KSH = 5 ° C.

さらに、冷媒封入量の過不足が推定された場合には、ステップS74にて、警告灯を点灯させるので、ユーザに冷媒封入量の過不足を認識させることができる。これにより、例えば、サイクル内に封入された冷媒封入量が僅か過剰となっている場合であっても、冷媒を抜く等の措置により、サイクルの運転停止後にデッドソークによってサイクル構成機器が損傷してしまうことを未然に防止できる。   Further, when it is estimated that the refrigerant filling amount is excessive or insufficient, the warning lamp is turned on in step S74, so that the user can recognize whether the refrigerant filling amount is excessive or insufficient. As a result, for example, even if the amount of refrigerant enclosed in the cycle is slightly excessive, the cycle components are damaged by dead soak after the cycle is stopped due to measures such as removing the refrigerant. This can be prevented beforehand.

(第2実施形態)
上述の実施形態では、冷媒が圧縮機11にて等エントロピ的に圧縮されることを利用して、図5に示すように等エントロピ線を用いて、気液分離手段出口側冷媒の状態を推定する例を説明したが、本実施形態では、さらに、圧縮機11の圧縮効率ηcを用いて、気液分離手段出口側冷媒の状態を推定する例を説明する。
(Second Embodiment)
In the above-described embodiment, the state of the refrigerant on the gas-liquid separation means outlet side is estimated using isentropic lines as shown in FIG. 5 by utilizing the isentropic compression of the refrigerant by the compressor 11. In the present embodiment, an example in which the state of the gas-liquid separation unit outlet-side refrigerant is estimated using the compression efficiency ηc of the compressor 11 will be described.

ここで、図6のモリエル線図により、圧縮効率ηcについて説明する。本実施形態の圧縮効率ηcは、圧縮機11にて冷媒が等エントロピ圧縮された際の冷媒のエンタルピの増加量ΔH1を、実際に圧縮機11にて冷媒が昇圧された際の冷媒のエンタルピ増加分ΔH2で除した値で定義される。   Here, the compression efficiency ηc will be described with reference to the Mollier diagram of FIG. The compression efficiency ηc of the present embodiment is the increase in refrigerant enthalpy ΔH1 when the refrigerant is isentropically compressed by the compressor 11, and the increase in refrigerant enthalpy when the refrigerant is actually boosted by the compressor 11. It is defined by the value divided by the minute ΔH2.

図6に示すように、理想的な等エントロピ圧縮(図6のCin→Cout)におけるエンタルピの増加量ΔH1は、実際の圧縮機11にて冷媒が昇圧される圧縮行程(図6のCin→Cout’)におけるエンタルピ増加分ΔH2よりも小さくなる。これは、圧縮機11の圧縮機構部では摩擦等による動力損失が生じるため、この動力損失によって生じる熱が、冷媒を加熱してしまうからである。   As shown in FIG. 6, the amount of increase enthalpy ΔH1 in ideal isentropic compression (Cin → Cout in FIG. 6) is the compression stroke (Cin → Cout in FIG. 6) in which the refrigerant is boosted in the actual compressor 11. It becomes smaller than the enthalpy increase ΔH2 in '). This is because power loss due to friction or the like occurs in the compression mechanism portion of the compressor 11, and heat generated by the power loss heats the refrigerant.

さらに、この圧縮効率ηcは、図7に示すように、圧縮機11の回転数の増加に伴って低下し、図8に示すように、圧縮機11吐出冷媒圧力Pdと吸入冷媒圧力Psとの圧力差ΔPの増加に伴って低下する。そこで、本実施形態では、冷媒状態推定手段を構成する制御ステップS71にて、以下のように気液分離手段出口側冷媒の状態を推定する。なお、冷凍サイクル装置10の全体構成は第1実施形態と同様である。   Further, the compression efficiency ηc decreases as the number of revolutions of the compressor 11 increases as shown in FIG. 7, and as shown in FIG. 8, the compressor 11 discharge refrigerant pressure Pd and the intake refrigerant pressure Ps. It decreases as the pressure difference ΔP increases. Therefore, in the present embodiment, in the control step S71 constituting the refrigerant state estimating means, the state of the gas-liquid separating means outlet side refrigerant is estimated as follows. The overall configuration of the refrigeration cycle apparatus 10 is the same as that of the first embodiment.

本実施形態のステップS71では、吐出冷媒温度Td、吐出冷媒圧力Pd、フィン温度Teに加えて、エンジン回転数を検出する回転数センサ27にて検出された回転数Neを用いて気液分離手段出口側冷媒の状態を推定する。前述の如く、回転数センサ27の検出回転数Neは、圧縮機11の回転数に相関を有している。   In step S71 of this embodiment, in addition to the discharge refrigerant temperature Td, the discharge refrigerant pressure Pd, and the fin temperature Te, the gas-liquid separation means is used using the rotation speed Ne detected by the rotation speed sensor 27 that detects the engine rotation speed. The state of the outlet side refrigerant is estimated. As described above, the detected rotational speed Ne of the rotational speed sensor 27 has a correlation with the rotational speed of the compressor 11.

また、フィン温度Teは、冷媒蒸発圧力Psに相関を有しているので、吐出冷媒圧力Pdとフィン温度Teから圧力差ΔPを求めることができる。そこで、本実施形態では、検出回転数Ne、吐出冷媒圧力Pdおよびフィン温度Teに基づいて、予め記憶された制御マップを参照して圧縮機11の圧縮効率ηcを決定する。   Further, since the fin temperature Te has a correlation with the refrigerant evaporation pressure Ps, the pressure difference ΔP can be obtained from the discharged refrigerant pressure Pd and the fin temperature Te. Therefore, in the present embodiment, the compression efficiency ηc of the compressor 11 is determined with reference to a control map stored in advance based on the detected rotation speed Ne, the discharge refrigerant pressure Pd, and the fin temperature Te.

さらに、第1実施形態と同様に、圧縮機11吐出冷媒の状態および蒸発器14における冷媒蒸発圧力Psを決定し、圧縮効率ηcによって補正された等エントロピ線に基づいて、気液分離手段出口側冷媒のエンタルピを求め、このエンタルピによって気液分離手段出口側冷媒の状態を推定する。   Further, similarly to the first embodiment, the state of the refrigerant discharged from the compressor 11 and the refrigerant evaporation pressure Ps in the evaporator 14 are determined, and based on the isentropic curve corrected by the compression efficiency ηc, the gas-liquid separation means outlet side The enthalpy of the refrigerant is obtained, and the state of the refrigerant on the gas-liquid separation means outlet side is estimated based on this enthalpy.

より具体的には、第1実施形態と同様に、圧縮機11吐出冷媒の等エントロピ線上であって、冷媒圧力が冷媒蒸発圧力Psとなる点の冷媒のエンタルピを仮のエンタルピとする。そして、圧縮機11吐出冷媒のエンタルピから仮エンタルピを減算した値を仮のエンタルピ増加量とする。   More specifically, similarly to the first embodiment, the enthalpy of the refrigerant on the isentropic line of the refrigerant discharged from the compressor 11 at the point where the refrigerant pressure becomes the refrigerant evaporation pressure Ps is set as a temporary enthalpy. Then, a value obtained by subtracting the temporary enthalpy from the enthalpy of the refrigerant discharged from the compressor 11 is set as a temporary enthalpy increase amount.

さらに、この仮のエンタルピ増加量を圧縮効率ηcで除した値を、圧縮機11吐出冷媒に対する気液分離手段出口側冷媒の実際のエンタルピ増加量とする。そして、圧縮機11吐出冷媒のエンタルピから実際のエンタルピ増加量を減算することで、気液分離手段出口側冷媒のエンタルピを推定する。   Further, a value obtained by dividing the temporary enthalpy increase amount by the compression efficiency ηc is set as an actual enthalpy increase amount of the refrigerant on the gas-liquid separation means outlet side with respect to the refrigerant discharged from the compressor 11. Then, by subtracting the actual enthalpy increase from the enthalpy of the refrigerant discharged from the compressor 11, the enthalpy of the gas-liquid separation means outlet side refrigerant is estimated.

本実施形態では、検出回転数Neおよび吐出冷媒圧力Pdと吸入冷媒圧力Psとの差圧ΔPを用いて圧縮効率ηcを決定し、この圧縮効率ηcを用いて気液分離手段出口側冷媒の状態を推定するので、アキュムレータ15から圧縮機11吸入側へ流出する冷媒の状態を、より一層、精度良く推定できる。   In this embodiment, the compression efficiency ηc is determined using the detected rotation speed Ne and the differential pressure ΔP between the discharge refrigerant pressure Pd and the suction refrigerant pressure Ps, and the state of the gas-liquid separation means outlet side refrigerant is determined using this compression efficiency ηc. Therefore, the state of the refrigerant flowing out from the accumulator 15 to the suction side of the compressor 11 can be estimated with higher accuracy.

延いては、サイクル内に封入された冷媒封入量の過不足を、より一層、精度良く推定して、圧縮機の保護を適切に図ることができるとともに、サイクル構成機器が損傷してしまうことを適切に防止できる。   As a result, it is possible to estimate the excess or deficiency of the amount of refrigerant enclosed in the cycle with higher accuracy and appropriately protect the compressor, and to damage the cycle component equipment. Can be prevented appropriately.

(第3実施形態)
本実施形態の冷凍サイクル装置10では、図9に示すように、上述の第1実施形態に対して、内部熱交換器16を設けている。なお、図9は、本実施形態の冷凍サイクル装置10の全体構成図である。また、図9では、第1実施形態と同一もしくは均等部分には同一の符号を付している。
(Third embodiment)
In the refrigeration cycle apparatus 10 of the present embodiment, as shown in FIG. 9, an internal heat exchanger 16 is provided for the first embodiment described above. FIG. 9 is an overall configuration diagram of the refrigeration cycle apparatus 10 of the present embodiment. Moreover, in FIG. 9, the same code | symbol is attached | subjected to the same or equivalent part as 1st Embodiment.

内部熱交換器16は、高圧側冷媒流路16aを通過する放熱器12出口側冷媒と低圧側冷媒流路16bを通過する圧縮機11吸入側冷媒とを熱交換させて、高圧側冷媒流路16aを通過する冷媒を冷却するものである。これにより、蒸発器14における入口側冷媒のエンタルピと出口側冷媒のエンタルピとのエンタルピ差(冷凍能力)を増大させることができる。   The internal heat exchanger 16 exchanges heat between the radiator 12 outlet-side refrigerant passing through the high-pressure side refrigerant flow path 16a and the compressor 11 suction-side refrigerant passing through the low-pressure side refrigerant flow path 16b. The refrigerant passing through 16a is cooled. Thereby, the enthalpy difference (refrigeration capacity) between the enthalpy of the inlet side refrigerant and the enthalpy of the outlet side refrigerant in the evaporator 14 can be increased.

なお、内部熱交換器16の具体的構成としては、高圧側冷媒流路16aと低圧側冷媒流路16b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16aを形成する内側管の外側に低圧側冷媒流路16bを配置する2重管方式の熱交換器構成等を採用できる。   As a specific configuration of the internal heat exchanger 16, a configuration in which the refrigerant pipes forming the high-pressure side refrigerant flow path 16a and the low-pressure side refrigerant flow path 16b are brazed and joined to exchange heat, or the high-pressure side refrigerant flow is set. A double-pipe heat exchanger configuration in which the low-pressure side refrigerant flow path 16b is disposed outside the inner pipe forming the path 16a can be employed.

ところで、本実施形態のように、内部熱交換器16を備えるサイクルでは、蒸発器14流出冷媒が、放熱器12出口側冷媒によって加熱された後に圧縮機11へ吸入される。従って、第1実施形態と同様の手法でアキュムレータ15から圧縮機11側へ流出する圧縮機吸入側冷媒の状態を推定すると、内部熱交換器16の低圧側冷媒流路16bから圧縮機11側へ流出する冷媒の状態を推定してしまうことになる。   By the way, in the cycle including the internal heat exchanger 16 as in this embodiment, the refrigerant flowing out of the evaporator 14 is heated by the refrigerant on the outlet side of the radiator 12 and then sucked into the compressor 11. Therefore, when the state of the compressor suction side refrigerant flowing out from the accumulator 15 to the compressor 11 side is estimated by the same method as in the first embodiment, the low pressure side refrigerant flow path 16b of the internal heat exchanger 16 is moved to the compressor 11 side. The state of the refrigerant flowing out will be estimated.

そこで、本実施形態のステップS71では、吐出冷媒温度Td、吐出冷媒圧力Pd、フィン温度Teに加えて、外気温Tam、検出回転数Neおよび内部熱交換器16における放熱器12出口側冷媒と圧縮機11吸入側冷媒との熱交換量Hexを用いて圧縮機吸入側冷媒の状態を推定する。   Therefore, in step S71 of this embodiment, in addition to the discharge refrigerant temperature Td, the discharge refrigerant pressure Pd, and the fin temperature Te, the outside air temperature Tam, the detected rotation speed Ne, and the refrigerant on the outlet side of the radiator 12 in the internal heat exchanger 16 and the compression are compressed. The state of the compressor suction-side refrigerant is estimated using the heat exchange amount Hex with the compressor 11 suction-side refrigerant.

この熱交換量Hexは、圧縮機11の冷媒吐出流量、フィン温度Te、外気温Tamに基づいて決定することができる。具体的には、下記数式F2によって、圧縮機11に吸入される吸入冷媒温度Tsを求める。
Ts=f(Te、Tam、Gr、φ)…(F2)
なお、Grはサイクルを循環する冷媒流量であり、φは内部熱交換器16の熱交換効率である。
This heat exchange amount Hex can be determined based on the refrigerant discharge flow rate of the compressor 11, the fin temperature Te, and the outside air temperature Tam. Specifically, the intake refrigerant temperature Ts sucked into the compressor 11 is obtained by the following formula F2.
Ts = f (Te, Tam, Gr, φ) (F2)
Gr is the flow rate of the refrigerant circulating in the cycle, and φ is the heat exchange efficiency of the internal heat exchanger 16.

ここで、サイクルを循環する冷媒流量Gr、すなわち圧縮機11吐出冷媒流量は、上述の如く、制御電流Icおよび検出回転数Neから求められる圧縮機11の回転数によって求めることができる。さらに、熱交換効率φは、内部熱交換器16の各冷媒流路16a、16bの長さ、熱伝達率などによって定められる値である。   Here, the refrigerant flow rate Gr circulating through the cycle, that is, the compressor 11 discharge refrigerant flow rate can be obtained from the rotation speed of the compressor 11 obtained from the control current Ic and the detected rotation speed Ne as described above. Furthermore, the heat exchange efficiency φ is a value determined by the length of each refrigerant flow path 16a, 16b of the internal heat exchanger 16, the heat transfer coefficient, and the like.

そして、上記式F2にて求められた吸入冷媒温度Tsとフィン温度Te、すなわち蒸発器14における冷媒蒸発温度を比較すれば、内部熱交換器16における気液分離手段出口側冷媒の温度上昇量、すなわち熱交換量Hexを求めることができる。   Then, if the suction refrigerant temperature Ts and the fin temperature Te obtained by the above formula F2 are compared, that is, the refrigerant evaporation temperature in the evaporator 14, the temperature rise amount of the gas-liquid separation means outlet side refrigerant in the internal heat exchanger 16, That is, the heat exchange amount Hex can be obtained.

さらに、第1実施形態と同様に、圧縮機11吐出冷媒の等エントロピ線上であって、冷媒圧力が冷媒蒸発圧力Psとなる点の冷媒のエンタルピを仮のエンタルピとする。そして、仮エンタルピから熱交換量Hexに相当するエンタルピ量を減算することで、気液分離手段出口側冷媒のエンタルピを推定することができる。   Further, similarly to the first embodiment, the enthalpy of the refrigerant on the isentropic line of the refrigerant discharged from the compressor 11 at the point where the refrigerant pressure becomes the refrigerant evaporation pressure Ps is set as a temporary enthalpy. Then, by subtracting the enthalpy amount corresponding to the heat exchange amount Hex from the temporary enthalpy, the enthalpy of the gas-liquid separation means outlet side refrigerant can be estimated.

本実施形態では、上記の如く、内部熱交換器16を備える冷凍サイクル装置であっても、第1実施形態と同様に、サイクル内に封入された冷媒封入量の過不足を、精度良く推定して、圧縮機の保護を図ることができるとともに、サイクル構成機器が損傷してしまうことを未然に防止できる。   In the present embodiment, as described above, even in the refrigeration cycle apparatus including the internal heat exchanger 16, the excess or deficiency of the amount of refrigerant enclosed in the cycle is accurately estimated as in the first embodiment. Thus, it is possible to protect the compressor and to prevent the cycle component equipment from being damaged.

なお、本実施形態の構成において、第2実施形態と同様に、圧縮効率ηcを用いて気液分離手段出口側冷媒の状態を推定してもよい。これにより、サイクル内に封入された冷媒封入量の過不足を、より一層、精度良く推定して、圧縮機の保護を適切に図ることができるとともに、サイクル構成機器が損傷してしまうことを適切に防止できる。   In the configuration of the present embodiment, the state of the gas-liquid separation means outlet side refrigerant may be estimated using the compression efficiency ηc, as in the second embodiment. As a result, it is possible to estimate the excess or deficiency of the amount of refrigerant enclosed in the cycle with higher accuracy and appropriately protect the compressor, and to appropriately damage the cycle component equipment. Can be prevented.

(他の実施形態)
本発明は上述の実施形態に限定されることなく、以下のように種々変形可能である。
(Other embodiments)
The present invention is not limited to the above-described embodiment, and can be variously modified as follows.

(1)上述の実施形態では、圧縮機として斜板式可変容量型圧縮機11を採用し、吐出能力変更手段として電磁式容量制御弁11aを採用した例を説明したが、圧縮機および吐出能力変更手段は、これに限定されない。例えば、固定容量型の圧縮機および電動モータによって構成された電動圧縮機を採用してもよい。   (1) In the above-described embodiment, the example in which the swash plate type variable displacement compressor 11 is employed as the compressor and the electromagnetic displacement control valve 11a is employed as the discharge capacity changing means has been described. The means is not limited to this. For example, you may employ | adopt the electric compressor comprised by the fixed capacity type compressor and the electric motor.

この場合は、圧縮機の1回転当たりの吐出容量に電動モータの回転数を積算することで、サイクルを循環する冷媒流量Grを求めることができる。さらに、電動モータの回転数は、電動モータに出力される制御電圧、制御周波数によって検出できるので、回転数センサ27を設けなくてもよい。   In this case, the refrigerant flow rate Gr circulating in the cycle can be obtained by integrating the number of revolutions of the electric motor to the discharge capacity per revolution of the compressor. Furthermore, since the rotation speed of the electric motor can be detected by the control voltage and control frequency output to the electric motor, the rotation speed sensor 27 may not be provided.

(2)上述の実施形態では、空調制御装置20から電磁式容量制御弁11aに出力される制御電流Icを用いて、冷媒流量Grを算出した例を説明したが、サイクルを循環する冷媒流量を検出する流量センサを設けてもよい。この流量センサとしては、具体的に、差圧式流量センサ、熱線式流量センサのような、質量流量センサを採用すればよい。   (2) In the above-described embodiment, the example in which the refrigerant flow rate Gr is calculated using the control current Ic output from the air conditioning control device 20 to the electromagnetic capacity control valve 11a has been described. You may provide the flow sensor to detect. Specifically, a mass flow sensor such as a differential pressure flow sensor or a hot wire flow sensor may be employed as the flow sensor.

(3)上述の実施形態では、蒸発温度検出手段として蒸発器14のフィン温度Teを検出する蒸発器温度センサ24を採用した例を説明したが、例えば、蒸発器14出口配管の表面温度を検出する温度センサ、蒸発器14内の冷媒温度を直接検出する温度センサ、あるいは、蒸発器14における冷媒蒸発圧力を検出する圧力センサも蒸発温度検出手段として採用できる。   (3) In the above-described embodiment, the example in which the evaporator temperature sensor 24 that detects the fin temperature Te of the evaporator 14 is employed as the evaporation temperature detecting means has been described. For example, the surface temperature of the outlet pipe of the evaporator 14 is detected. A temperature sensor that directly detects the refrigerant temperature in the evaporator 14 or a pressure sensor that detects the refrigerant evaporation pressure in the evaporator 14 can also be employed as the evaporation temperature detecting means.

(4)上述の第2実施形態では、検出回転数Neおよび吐出冷媒圧力Pdと吸入冷媒圧力Psとの差圧ΔPを用いて圧縮効率ηcを決定した例を説明したが、検出回転数Neおよび差圧ΔPのうち、いずれか一方を用いて決定された圧縮効率ηcを用いてもよい。   (4) In the second embodiment, the example in which the compression efficiency ηc is determined using the detected rotation speed Ne and the differential pressure ΔP between the discharge refrigerant pressure Pd and the suction refrigerant pressure Ps has been described. The compression efficiency ηc determined using any one of the differential pressures ΔP may be used.

(5)上述の実施形態では、図3のフローチャートに示すように、サイクルの運転中に制御周期毎に気液分離手段出口側冷媒の状態を推定して、気液分離手段出口側冷媒の状態の推定を行っているが、サイクルの起動直後のみに気液分離手段出口側冷媒の状態の推定、および、冷媒封入量の過不足の判定を行うようにしてもよい。   (5) In the above embodiment, as shown in the flowchart of FIG. 3, the state of the gas-liquid separation means outlet side refrigerant is estimated for each control period during the operation of the cycle, and the state of the gas-liquid separation means outlet side refrigerant is estimated. However, the state of the gas-liquid separation means outlet side refrigerant and the determination of the excess or deficiency of the refrigerant filling amount may be performed only immediately after the start of the cycle.

(6)上述の実施形態では、警告手段として警告灯を採用しているが、例えば、音による警告を発する音響機器や振動によって警告を発する振動機器等を採用してもよい。   (6) In the above-described embodiment, a warning lamp is used as the warning means. However, for example, an acoustic device that issues a warning by sound, a vibrating device that generates a warning by vibration, or the like may be used.

(7)上述の実施形態では、本発明の冷凍サイクル装置10を車両用空調装置に適用した例を説明しているが、本発明の適用はこれに限定されない。例えば、業務用冷蔵冷凍装置、家庭用冷蔵庫等に適用してもよい。   (7) In the above-described embodiment, an example in which the refrigeration cycle apparatus 10 of the present invention is applied to a vehicle air conditioner has been described, but the application of the present invention is not limited to this. For example, the present invention may be applied to a commercial refrigeration apparatus, a household refrigerator, and the like.

(8)上述の実施形態では、放熱器12を冷媒と外気とを熱交換させる室外側熱交換器とし、蒸発器14を室内側熱交換器として車室内の冷却用に適用しているが、蒸発器14を外気等の熱源から吸熱する室外側熱交換器として構成し、放熱器12を空気あるいは水等の被加熱流体を加熱する室内側熱交換器として構成するヒートポンプサイクルに本発明を適用してもよい。   (8) In the above-described embodiment, the radiator 12 is an outdoor heat exchanger that exchanges heat between the refrigerant and the outside air, and the evaporator 14 is an indoor heat exchanger that is applied for cooling the vehicle interior. The present invention is applied to a heat pump cycle in which the evaporator 14 is configured as an outdoor heat exchanger that absorbs heat from a heat source such as outside air, and the radiator 12 is configured as an indoor heat exchanger that heats a heated fluid such as air or water. May be.

第1実施形態の冷凍サイクル装置の全体構成図である。It is a whole lineblock diagram of the refrigerating cycle device of a 1st embodiment. 制御電流と圧縮機吐出冷媒流量との関係を示す特性図である。It is a characteristic view which shows the relationship between a control current and a compressor discharge refrigerant | coolant flow rate. 第1実施形態の冷凍サイクル装置の制御の示すフローチャートである。It is a flowchart which shows control of the refrigerating-cycle apparatus of 1st Embodiment. 第1実施形態の冷凍サイクル装置の制御の要部を示すフローチャートである。It is a flowchart which shows the principal part of control of the refrigerating-cycle apparatus of 1st Embodiment. 第1実施形態の冷媒の状態を示すモリエル線図である。It is a Mollier diagram which shows the state of the refrigerant | coolant of 1st Embodiment. 第2実施形態の圧縮効率を説明するためのモリエル線図である。It is a Mollier diagram for demonstrating the compression efficiency of 2nd Embodiment. 圧縮機回転数に対する圧縮効率の変化を示すグラフである。It is a graph which shows the change of the compression efficiency with respect to compressor rotation speed. 圧縮機吐出冷媒圧力と吸入冷媒圧力との差圧に対する圧縮効率の変化を示すグラフである。It is a graph which shows the change of compression efficiency with respect to the differential pressure of compressor discharge refrigerant pressure and suction refrigerant pressure. 第3実施形態の冷凍サイクル装置の全体構成図である。It is a whole block diagram of the refrigerating-cycle apparatus of 3rd Embodiment.

符号の説明Explanation of symbols

11 圧縮機
11a 電磁式容量制御弁
12 放熱器
13 圧力制御弁
14 蒸発器
15 アキュムレータ
16 内部熱交換器
24 蒸発器温度センサ
25 高圧側圧力センサ
26 高圧側温度センサ
27 回転センサ
34 警告灯
S71 冷媒状態推定手段
DESCRIPTION OF SYMBOLS 11 Compressor 11a Electromagnetic capacity control valve 12 Radiator 13 Pressure control valve 14 Evaporator 15 Accumulator 16 Internal heat exchanger 24 Evaporator temperature sensor 25 High pressure side pressure sensor 26 High pressure side temperature sensor 27 Rotation sensor 34 Warning light S71 Refrigerant state Estimating means

Claims (10)

冷媒を圧縮して吐出する圧縮機(11)と、
前記圧縮機(11)から吐出された冷媒を放熱させる放熱器(12)と、
前記放熱器(12)にて放熱された冷媒を減圧膨張させる減圧手段(13)と、
前記減圧手段(13)にて減圧膨張された冷媒を蒸発させる蒸発器(14)と、
前記蒸発器(14)から流出した冷媒の気液を分離する気液分離手段(15)と、
前記圧縮機(11)吐出冷媒温度に相関を有する物理量を検出する吐出温度検出手段(26)と、
前記圧縮機(11)吐出冷媒圧力に相関を有する物理量を検出する吐出圧力検出手段(25)と、
前記蒸発器(14)における冷媒蒸発温度に相関を有する物理量を検出する蒸発温度検出手段(24)と、
少なくとも前記吐出温度検出手段(26)にて検出された検出吐出温度(Td)、前記吐出圧力検出手段(25)にて検出された検出吐出圧力(Pd)、および、前記蒸発温度検出手段(24)にて検出された検出蒸発温度(Te)を用いて、前記気液分離手段(15)出口側の冷媒状態を推定する冷媒状態推定手段(S71)とを備えることを特徴とする冷凍サイクル装置。
A compressor (11) for compressing and discharging the refrigerant;
A radiator (12) for radiating the refrigerant discharged from the compressor (11);
Decompression means (13) for decompressing and expanding the refrigerant radiated by the radiator (12);
An evaporator (14) for evaporating the refrigerant decompressed and expanded by the decompression means (13);
Gas-liquid separation means (15) for separating the gas-liquid of the refrigerant flowing out of the evaporator (14);
A discharge temperature detection means (26) for detecting a physical quantity having a correlation with the compressor (11) discharge refrigerant temperature;
A discharge pressure detection means (25) for detecting a physical quantity having a correlation with the compressor (11) discharge refrigerant pressure;
Evaporating temperature detecting means (24) for detecting a physical quantity having a correlation with the refrigerant evaporating temperature in the evaporator (14);
At least the detected discharge temperature (Td) detected by the discharge temperature detecting means (26), the detected discharge pressure (Pd) detected by the discharge pressure detecting means (25), and the evaporation temperature detecting means (24 Refrigeration cycle apparatus comprising refrigerant state estimation means (S71) for estimating the refrigerant state on the outlet side of the gas-liquid separation means (15) using the detected evaporation temperature (Te) detected in (1). .
さらに、前記圧縮機(11)の冷媒吐出能力を変更する吐出能力変更手段(11a)と、
前記吐出能力変更手段(11a)の作動を制御する吐出能力制御手段(20a)とを備え、
前記吐出能力制御手段(20a)は、前記冷媒状態推定手段(S71)によって、前記気液分離手段(15)出口側の冷媒状態が予め定めた基準乾き度(KX)以下の乾き度を有する気液二相状態、および、予め定めた基準過熱度(KSH)以上の過熱度を有する気相状態のうち少なくとも一方の状態であることが推定された際に、前記圧縮機(11)の冷媒吐出能力を低減させるように、前記吐出能力変更手段(11a)の作動を制御することを特徴とする請求項1に記載の冷凍サイクル装置。
Furthermore, discharge capacity changing means (11a) for changing the refrigerant discharge capacity of the compressor (11),
A discharge capacity control means (20a) for controlling the operation of the discharge capacity changing means (11a),
The discharge capacity control means (20a) is configured so that the refrigerant state on the outlet side of the gas-liquid separation means (15) has a dryness equal to or lower than a predetermined reference dryness (KX) by the refrigerant state estimation means (S71). When it is estimated that the state is at least one of a liquid two-phase state and a gas phase state having a superheat degree equal to or higher than a predetermined reference superheat degree (KSH), the refrigerant discharge of the compressor (11) The refrigeration cycle apparatus according to claim 1, wherein the operation of the discharge capacity changing means (11a) is controlled so as to reduce the capacity.
前記冷媒状態推定手段(S71)によって、前記気液分離手段(15)出口側の冷媒状態が予め定めた基準乾き度(KX)以下の乾き度を有する気液二相状態であると推定された際に、これをユーザに警告する警告手段(34)を備えることを特徴とする請求項1または2に記載の冷凍サイクル装置。   The refrigerant state estimating means (S71) estimated that the refrigerant state at the outlet side of the gas-liquid separating means (15) is a gas-liquid two-phase state having a dryness equal to or lower than a predetermined reference dryness (KX). The refrigeration cycle apparatus according to claim 1 or 2, further comprising warning means (34) for warning the user of this. 前記冷媒状態推定手段(S71)は、さらに、前記圧縮機(11)の圧縮効率(ηc)を用いて、前記気液分離手段(15)出口側の冷媒状態を推定することを特徴とする請求項1ないし3のいずれか1つに記載の冷凍サイクル装置。   The refrigerant state estimating means (S71) further estimates the refrigerant state on the outlet side of the gas-liquid separating means (15) using the compression efficiency (ηc) of the compressor (11). Item 4. The refrigeration cycle apparatus according to any one of Items 1 to 3. 前記圧縮機(11)の回転数に相関を有する物理量を検出する回転数検出手段(27)を備え、
前記圧縮効率(ηc)は、前記回転数検出手段(27)にて検出された検出回転数(Ne)に基づいて決定される値であることを特徴とする請求項4に記載の冷凍サイクル装置。
A rotation speed detection means (27) for detecting a physical quantity having a correlation with the rotation speed of the compressor (11);
The refrigeration cycle apparatus according to claim 4, wherein the compression efficiency (ηc) is a value determined on the basis of the detected rotational speed (Ne) detected by the rotational speed detecting means (27). .
前記圧縮効率(ηc)は、前記検出吐出圧力(Pd)と前記圧縮機(11)の吸入冷媒圧力(Ps)との差圧(ΔP)に基づいて決定される値であることを特徴とする請求項4または5に記載の冷凍サイクル装置。   The compression efficiency (ηc) is a value determined based on a differential pressure (ΔP) between the detected discharge pressure (Pd) and a suction refrigerant pressure (Ps) of the compressor (11). The refrigeration cycle apparatus according to claim 4 or 5. さらに、前記放熱器(12)から流出する冷媒と前記圧縮機(11)へ吸入される冷媒とを熱交換させる内部熱交換器(16)を備え、
前記冷媒状態推定手段(S71)は、さらに、前記内部熱交換器(16)における熱交換量(Hex)を用いて、前記気液分離手段(15)出口側の冷媒状態を推定することを特徴とする請求項1ないし6のいずれか1つに記載の冷凍サイクル装置。
And an internal heat exchanger (16) for exchanging heat between the refrigerant flowing out of the radiator (12) and the refrigerant sucked into the compressor (11),
The refrigerant state estimating means (S71) further estimates the refrigerant state on the outlet side of the gas-liquid separation means (15) using the heat exchange amount (Hex) in the internal heat exchanger (16). The refrigeration cycle apparatus according to any one of claims 1 to 6.
前記熱交換量(Hex)は、前記圧縮機(11)の冷媒吐出流量(Gr)、前記検出蒸発温度(Te)、前記放熱器(12)から流出した冷媒の放熱器流出冷媒温度に基づいて決定された値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装置。   The heat exchange amount (Hex) is based on the refrigerant discharge flow rate (Gr) of the compressor (11), the detected evaporation temperature (Te), and the radiator outflow refrigerant temperature of the refrigerant flowing out of the radiator (12). The refrigeration cycle apparatus according to claim 7, wherein the refrigeration cycle apparatus has a determined value. 前記圧縮機(11)は、前記冷媒を臨界圧力以上となるまで昇圧することを特徴とする請求項1ないし8のいずれか1つに記載の冷凍サイクル装置。   The refrigeration cycle apparatus according to any one of claims 1 to 8, wherein the compressor (11) increases the pressure of the refrigerant until the pressure becomes a critical pressure or more. 前記冷媒は二酸化炭素であることを特徴とする請求項1ないし9のいずれか1つに記載の冷凍サイクル装置。   The refrigeration cycle apparatus according to any one of claims 1 to 9, wherein the refrigerant is carbon dioxide.
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