CN109890636B - 制冷循环装置 - Google Patents

Abstract

本发明的制冷循环装置具备：压缩并排出制冷剂的电动压缩机(11)；以从电动压缩机排出的高压制冷剂为热源，对流体进行加热的加热用热交换器(12、16)；使从加热用热交换器流出的制冷剂减压的减压装置(15a、15b)；使在减压装置减压后的制冷剂蒸发的蒸发器(16、18)；对电动压缩机的转速进行控制的转速控制部(40a)。伴随着从电动压缩机的排出口侧至减压装置的入口侧的范围内的制冷剂的高压侧制冷剂压力(Pc)相对于从减压装置的出口侧至电动压缩机的吸入口的范围内的制冷剂的低压侧制冷剂压力(Ps)的压力比(Pc/Ps)的增加，转速控制部使电动压缩机的转速的上限值(NcUL)降低。

Description

制冷循环装置

关联申请的相互参照

本申请基于2016年12月16日提交的日本专利申请2016-244155号，并且在此引用其记载内容。

技术领域

本发明涉及一种制冷循环装置。

背景技术

专利文献1所述的制冷循环装置构成为，伴随着制冷循环中的高压侧制冷剂压力的上升，而使压缩机的转速的上限值降低。高压侧制冷剂压力由于与压缩机噪音具有较高的相关关系，因此该制冷循环装置旨在进行上述那样的压缩机的控制，从而抑制高压侧制冷剂压力变高时的压缩机噪音。

另外，专利文献1所述的制冷循环装置构成为，伴随着车速的降低而使压缩机的转速的上限值降低。在车速较低的情况下，压缩机噪音难以被发动机噪音等掩蔽。因此，该制冷循环装置旨在伴随着车速的降低而对压缩机的转速进行控制，从而抑制难以被掩蔽的低车速时的压缩机噪音。

现有技术文献

专利文献

专利文献1：日本特开2014-104889号公报

在专利文献1所述的制冷循环装置中，由于简单地将压缩机的转速的上限值确定为伴随着高压侧制冷剂压力和车速的减少而降低，因此不能说是为了减少噪音，而恰当地确定了压缩机的转速的上限值。

例如，在车辆停车过程中执行的吸热用热交换器的除霜运转中，存在因确定压缩机的转速的上限值而带来的降噪效果过剩的情况。在该情况下，除霜运转时的降噪效果过剩意味着压缩机的工作被过度地限制。即，在专利文献1中，为了获得过度的降噪效果，将导致期望在更短期间内完成的除霜运转期间变得长期化。当考虑到这些点时，期望更加恰当地确定用于获得降噪效果的压缩机的转速的上限值。

在此，根据本发明发明人的研究，即使高压侧制冷剂压力为比较高的值，也存在压缩机的工作音不刺耳的情况。由此可以认为，压缩机的工作音不仅受到高压侧制冷剂压力的影响，还受到其他因素的影响。关于这一点，在专利文献1所述的制冷循环装置中，由于仅考虑了高压侧制冷剂压力作为与制冷循环相关的因素，因此，如上所述，无法获得恰当的降噪效果。

发明内容

本发明的目的在于，提供一种能够应用于车辆用空调装置，且能够恰当地减少噪音的制冷循环装置。

在本发明的一方式中，制冷循环装置具有：

电动压缩机，该电动压缩机压缩并排出制冷剂；

加热用热交换器，该加热用热交换器以从电动压缩机排出的高压制冷剂为热源，对加热对象流体进行加热；

减压装置，该减压装置使从加热用热交换器流出的制冷剂减压；

蒸发器，该蒸发器使在减压装置减压后的制冷剂蒸发；以及

转速控制部，该转速控制部对电动压缩机的转速进行控制，

伴随着高压侧制冷剂压力相对于低压侧制冷剂压力的压力比的增加，转速控制部使电动压缩机的转速的上限值降低，该高压侧制冷剂压力是从压缩机的排出口侧至减压装置的入口侧的范围内的制冷剂的压力，该低压侧制冷剂压力是从减压装置的出口侧至压缩机的吸入口的范围内的制冷剂的压力。

根据该制冷循环装置，除了循环中的高压侧制冷剂压力之外，还使用利用了低压侧制冷剂压力的压力比，从而能够恰当地判断制冷循环装置中的运转状况。进一步，在该制冷循环装置中，由于伴随着压力比的增加，而使电动压缩机的转速的上限值降低，因此能够根据制冷循环装置中的运转状况，而恰当地减少由电动压缩机的工作引起的噪音。

附图说明

图1是第一实施方式的车辆用空调装置的整体结构图。

图2是表示第一实施方式的车辆用空调装置的控制系统的框图。

图3是第一实施方式的车辆用空调装置的控制处理的流程图。

图4是第一实施方式的车辆用空调装置的控制处理中的、确定运转模式的子程序的流程图。

图5是表示第一实施方式的各运转模式下的各种空调控制设备的工作状态的图表。

图6是表示高压侧制冷剂压力、压力比、压缩机转速和噪音水平的关系的图表。

图7是表示压缩机转速、容许噪音水平和压力比的关系的图表。

图8是用于确定第一实施方式的压缩机的转速上限值的子程序的流程图。

图9是用于确定第一实施方式中的压缩机的转速上限值的控制特性图。

图10是表示第一实施方式中的结霜进行中的压力比、转速上限值以及噪音水平的推移的说明图。

图11是用于确定第二实施方式的压缩机的转速上限值的子程序的流程图。

图12是用于确定第二实施方式的压缩机的转速上限值的控制特性图。

具体实施方式

一边参照附图一边详细地对实施方式进行说明。在本发明中，将制冷循环装置应用于车辆用空调装置1中。此外，在各实施方式彼此之间，在图中，对于彼此相同或等同的部分标注相同的附图标记。

(第一实施方式)

第一实施方式的制冷循环装置10应用于搭载于汽车的车辆用空调装置1。在车辆用空调装置1中，该制冷循环装置10发挥对向作为空调对象空间的车室内吹送的送风空气进行冷却或加热的作用。因此，第一实施方式中的加热对象流体是送风空气。

进一步，制冷循环装置10构成为能够切换制热模式的制冷剂回路、制冷模式的制冷剂回路以及除霜模式的制冷剂回路。在此，在车辆用空调装置1中，制热模式是加热送风空气并向车室内吹出的运转模式。另外，制冷模式是冷却送风空气并向车室内吹出的运转模式。并且，除霜模式是对结霜在构成制冷循环装置10的热交换器(例如，室外热交换器16)的霜进行除霜时的运转模式。

此外，在图1中，用涂黑箭头表示制热模式的制冷剂回路中的制冷剂的流动，用空心箭头表示制冷模式的制冷剂回路中的制冷剂的流动。另外，用带横阴影线的箭头表示除霜模式的制冷剂回路中的制冷剂的流动。

在该制冷循环装置10中，采用HFC系制冷剂(具体而言，R134a)作为制冷剂，高压侧制冷剂压力Pc构成不超过制冷剂的临界压力的蒸汽压缩式的亚临界制冷循环。也可以采用HFO系制冷剂(例如，R1234yf)、自然制冷剂(例如，R744)等作为制冷剂。进一步，在制冷剂中混入用于对压缩机11进行润滑的制冷机油，制冷机油的一部分与制冷剂一起在循环中循环。

如图1所示，制冷循环装置10具有压缩机11、第一膨胀阀15a、第二膨胀阀15b、室外热交换器16、止回阀17、室内蒸发器18、蒸发压力调整阀19、储液器20、第一开闭阀21、第二开闭阀22。

压缩机11在制冷循环装置10中吸入、压缩并排出制冷剂。压缩机11配置于车辆发动机罩内。压缩机11构成为通过电动机驱动排出容量固定的固定容量型压缩机构的电动压缩机。能够采用涡旋型压缩机构、叶片型压缩机构作为该压缩机构。

根据从后述的空调控制装置40输出的控制信号来控制构成压缩机11的电动机的工作(转速)。也可以采用交流电机、直流电机的任一种形式作为该电动机。并且，空调控制装置40对电动机的转速进行控制，从而变更压缩机构的制冷剂排出能力。因此，电动机构成压缩机构的排出能力变更部。

在压缩机11的排出口连接有室内冷凝器12的制冷剂入口侧。在制热模式时，室内冷凝器12作为加热用热交换器发挥作用。即，在制热模式时，室内冷凝器12使从压缩机11排出的高温高压的排出制冷剂和通过了后述的室内蒸发器18的送风空气进行热交换而对送风空气进行加热。室内冷凝器12配置于后述的室内空调单元30的壳体31内。

在室内冷凝器12的制冷剂出口连接有第一三通接头13a的一个流入/流出口侧。在制冷循环装置10中，如第一三通接头13a那样的三通接头发挥作为分支部或合流部的作用。

例如，在第一三通接头13a中，三个流入/流出口中的一个作为从室内冷凝器12流出的制冷剂的流入口使用，剩下的两个作为用于向第一制冷剂通路14a、第二制冷剂通路14b流出的流出口使用。因此，第一三通接头13a发挥对从一个流入口流入的制冷剂流进行分支并使该分支后的制冷剂流从两个流出口流出的分支部的作用。这些三通接头可以接合多个配管而形成，也可以在金属块、树脂块设置多个制冷剂通路而形成。

进一步，如后述那样，制冷循环装置10具备第二三通接头13b～第四三通接头13d。第二三通接头13b～第四三通接头13d的基本结构与第一三通接头13a是同样的。例如，在第四三通接头13d中，三个流入/流出口中的两个作为流入口使用，剩下的一个作为流出口使用。因此，能够使第四三通接头13d作为使从两个流入口流入的制冷剂合流并从一个流出口流出的合流部发挥作用。

在第一三通接头13a的其他的流入/流出口连接有第一制冷剂通路14a。第一制冷剂通路14a将从室内冷凝器12流出的制冷剂导向室外热交换器16的制冷剂入口侧。

另外，在第一三通接头13a的另一流入/流出口连接有第二制冷剂通路14b。第二制冷剂通路14b将从室内冷凝器12流出的制冷剂导向配置于后述的第三制冷剂通路14c的第二膨胀阀15b的入口侧(具体而言，第三三通接头13c的一个流入/流出口)。

在第一制冷剂通路14a配置有第一膨胀阀15a。在制热模式时以及除霜模式时，第一膨胀阀15a使从室内冷凝器12流出的制冷剂减压。第一膨胀阀15a作为减压装置发挥作用。第一膨胀阀15a是具有阀芯和电动致动器的可变节流机构，该阀芯构成为能够改变节流开度，该电动致动器具备使该阀芯的节流开度变化的步进电机。

进一步，第一膨胀阀15a构成为带全开功能的可变节流机构，通过使第一膨胀阀15a的节流开度全开，从而第一膨胀阀15a仅作为制冷剂通路发挥作用，而几乎不发挥制冷剂的减压作用。根据从空调控制装置40输出的控制信号(控制脉冲)来控制第一膨胀阀15a的工作。

在第一膨胀阀15a的出口侧连接有室外热交换器16的制冷剂入口侧，室外热交换器16配置于车辆发动机罩内的车辆前方侧。室外热交换器16使从第一膨胀阀15a流出的制冷剂与从未图示的送风风扇吹送的车室外空气(外部气体)进行热交换。送风风扇是由从空调控制装置40输出的控制电压来控制转速(送风能力)的电动送风机。

具体而言，室外热交换器16在制热模式时作为从外部气体吸热的吸热器发挥作用。在制冷模式时，室外热交换器16作为向外部气体散热的散热器发挥作用。

在室外热交换器16的制冷剂出口侧连接有第二三通接头13b的一个流入/流出口。在第二三通接头13b的其他的流入/流出口连接有第三制冷剂通路14c。第三制冷剂通路14c将从室外热交换器16流出的制冷剂导向室内蒸发器18的制冷剂入口侧。

另外，在第二三通接头13b的另一流入/流出口连接有第四制冷剂通路14d。第四制冷剂通路14d将从室外热交换器16流出的制冷剂导向后述的储液器20的入口侧(具体而言，第四三通接头13d的一个流入/流出口)。

在第三制冷剂通路14c相对于制冷剂流依次配置有止回阀17、第三三通接头13c、第二膨胀阀15b。止回阀17仅容许制冷剂从第二三通接头13b侧向室内蒸发器18侧流动。在第三三通接头13c连接有上述的第二制冷剂通路14b。

第二膨胀阀15b使从室外热交换器16流出并向室内蒸发器18流入的制冷剂减压。第二膨胀阀15b作为减压装置发挥作用。第二膨胀阀15b的基本结构与第一膨胀阀15a是相同的。进一步，第二膨胀阀15b构成为在使节流开度全闭时封闭该制冷剂通路的带全闭功能的可变节流机构。

因此，在第一实施方式的制冷循环装置10中，通过使第二膨胀阀15b全闭而关闭第三制冷剂通路14c，从而能够切换制冷剂回路。换言之，第二膨胀阀15b发挥作为制冷剂减压装置的作用，并且兼具作为切换在循环中循环的制冷剂的制冷剂回路的制冷剂回路切换装置的作用。

室内蒸发器18在制冷模式时作为冷却用热交换器发挥作用。即，室内蒸发器18在制冷模式时使从第二膨胀阀15b流出的制冷剂与通过室内冷凝器12前的送风空气进行热交换。在室内蒸发器18中，使由第二膨胀阀15b减压后的制冷剂蒸发并发挥吸热作用，从而对送风空气进行冷却。室内蒸发器18配置于室内空调单元30的壳体31内的室内冷凝器12的送风空气流上游侧。

在室内蒸发器18的制冷剂出口连接有蒸发压力调整阀19的流入口侧。为了抑制室内蒸发器18的结霜，蒸发压力调整阀19发挥将室内蒸发器18中的制冷剂蒸发压力调节为结霜抑制压力以上的作用。换言之，蒸发压力调整阀19发挥将室内蒸发器18中的制冷剂蒸发温度调节为预定的结霜抑制温度以上的作用。

如图1所示，在蒸发压力调整阀19的出口侧连接有第四三通接头13d。另外，如上所述，在第四三通接头13d中的其他的流入/流出口连接有第四制冷剂通路14d。并且，在第四三通接头13d的另一流入/流出口连接有储液器20的入口侧。

储液器20是对流入到内部的制冷剂进行气液分离，并储存循环内的剩余制冷剂的气液分离器。在储液器20的气相制冷剂出口连接有压缩机11的吸入口侧。因此，储液器20发挥抑制液相制冷剂被吸入压缩机11，并且防止压缩机11中的液压缩的作用。

另外，在连接第二三通接头13b和第四三通接头13d的第四制冷剂通路14d配置有第一开闭阀21。第一开闭阀21由电磁阀构成，作为通过对第四制冷剂通路14d进行开闭来切换制冷剂回路的制冷剂回路切换装置发挥作用。根据从空调控制装置40输出的控制信号来控制第一开闭阀21的工作。

相同地，在连接第一三通接头13a和第三三通接头13c的第二制冷剂通路14b配置有第二开闭阀22。第二开闭阀22与第一开闭阀21相同，由电磁阀构成，作为通过对第二制冷剂通路14b进行开闭来切换制冷剂回路的制冷剂回路切换装置发挥作用。

接下来，对与制冷循环装置10一起构成车辆用空调装置1的室内空调单元30进行说明。室内空调单元30用于将由制冷循环装置10温度调节后的送风空气向车室内吹出。该室内空调单元30配置于车室内最前部的仪表盘(仪表板)的内侧。

如图1所示，室内空调单元30构成为在形成其外壳的壳体31内容纳室内冷凝器12、室内蒸发器18、送风机32等。壳体31形成向车室内吹送的送风空气的空气通路。壳体31由具有某种程度的弹性，强度上优良的树脂(例如，聚丙烯)成形。

在壳体31内的送风空气流最上游侧配置有内部/外部气体切换装置33。内部/外部气体切换装置33向壳体31内切换导入内部气体(车室内空气)和外部气体(车室外空气)。

具体而言，内部/外部气体切换装置33能够通过内部/外部气体切换门连续地调节供内部气体向壳体31内导入的内部气体导入口以及供外部气体向壳体31内导入的外部气体导入口的开口面积，并且使内部气体的风量和外部气体的风量的风量比例连续地变化。内部/外部气体切换门由内部/外部气体切换门用的电动致动器驱动。根据从空调控制装置40输出的控制信号来控制该电动致动器的工作。

在内部/外部气体切换装置33的送风空气流下游侧配置有送风机(鼓风机)32。该送风机32将经由内部/外部气体切换装置33而吸入的空气朝向车室内吹送。送风机32是通过电动机驱动离心多叶片式风扇(西洛克风扇)的电动送风机。送风机32中的离心多叶片式风扇的转速(送风量)由从空调控制装置40输出的控制电压控制。

室内蒸发器18以及室内冷凝器12相对于送风空气流依次配置于送风机32的送风空气流下游侧。换言之，室内蒸发器18与室内冷凝器12相比配置于送风空气流上游侧。

另外，在壳体31内形成有冷风旁通通路35。冷风旁通通路35是用于使通过了室内蒸发器18的送风空气绕过室内冷凝器12而向下游侧流动的通路。

在室内蒸发器18的送风空气流下游侧且室内冷凝器12的送风空气流上游侧配置有空气混合门34。空气混合门34在对通过室内蒸发器18后的送风空气中的通过室内冷凝器12的风量比例进行调节时使用。因此，车辆用空调装置1使冷风旁通通路35为全开开度，并且通过空气混合门34使朝向室内冷凝器12的送风空气的流路全闭，从而能够使室内冷凝器12中的热交换量为最小值。

另外，在室内冷凝器12的送风空气流下游侧设置有混合空间。在混合空间中，在室内冷凝器12加热后的送风空气和通过冷风旁通通路35而未在室内冷凝器12加热的送风空气混合。进一步，在壳体31的送风空气流最下游部配置有多个开口孔。在混合空间混合后的送风空气(空调风)经由这些开口孔而向作为空调对象空间的车室内吹出。

具体而言，作为这些开口孔，设置有面部开口孔、脚部开口孔、除霜开口孔(均未图示)。面部开口孔是用于朝向车室内的乘员的上半身吹出空调风的开口孔。脚部开口孔是用于朝向乘员的脚边吹出空调风的开口孔。除霜开口孔是用于朝向车辆前挡风玻璃内侧面吹出空调风的开口孔。

进一步，面部开口孔、脚部开口孔以及除霜开口孔的送风空气流下游侧分别经由形成空气通路的管道而与设置于车室内的面部吹出口、脚部吹出口以及除霜吹出口(均未图示)连接。因此，空气混合门34对通过室内冷凝器12的风量和通过冷风旁通通路35的风量的风量比例进行调节，从而对在混合空间混合后的空调风的温度进行调节，并对从各吹出口向车室内吹出的空调风的温度进行调节。

即，空气混合门34发挥作为对向车室内吹送的空调风的温度进行调节的温度调节部的作用。空气混合门34由空气混合门驱动用的电动致动器驱动。根据从空调控制装置40输出的控制信号来控制该电动致动器的工作。

另外，在面部开口孔、脚部开口孔以及除霜开口孔的送风空气流上游侧分别配置有面部门、脚部门和除霜门(均未图示)，面部门对面部开口孔的开口面积进行调节，脚部门对脚部开口孔的开口面积进行调节，除霜门对除霜开口孔的开口面积进行调节。

这些面部门、脚部门、除霜门构成切换吹出口模式的吹出口模式切换门。面部门、脚部门、除霜门分别经由连杆机构等而与吹出口模式门驱动用的电动致动器连结，并且联动地被转动操作。也根据从空调控制装置40输出的控制信号来控制该电动致动器的工作。

具体而言，作为由吹出口模式切换门切换的吹出口模式，存在面部模式、双层模式、脚部模式等。

面部模式是使面部吹出口全开并从面部吹出口朝向车室内乘员的上半身吹出空气的吹出口模式。双层模式是使面部吹出口和脚部吹出口两方开口并朝向车室内乘员的上半身和脚边吹出空气的吹出口模式。脚部模式是使脚部吹出口全开并从脚部吹出口朝向车室内乘员的脚边吹出送风空气的吹出口模式。

进一步，通过乘员手动操作设置于操作面板60的吹出模式切换开关，也能够成为除霜模式。除霜模式是使除霜吹出口全开并从除霜吹出口向车辆前挡风玻璃内表面吹出空气的吹出口模式。

接下来，一边参照图2，一边对车辆用空调装置1的控制系统进行说明。车辆用空调装置1具有用于控制制冷循环装置10的结构设备、室内空调单元30的空调控制装置40。

空调控制装置40由包括CPU、ROM以及RAM等的众所周知的微型计算机及其周边电路构成。并且，空调控制装置40基于存储在其ROM内的控制程序进行各种运算、处理，从而对与输出侧连接的压缩机11、第一膨胀阀15a、第二膨胀阀15b、第一开闭阀21、第二开闭阀22、送风机32、空气混合门34等空调控制设备的工作进行控制。

另外，空调控制用的传感器组的检测信号被输入到空调控制装置40的输入侧。如图2所示，在空调控制用的传感器组中，包括内部气体温度传感器51、外部气体温度传感器52、日照传感器53、排出温度传感器54、高压侧压力传感器55、蒸发器温度传感器56、低压侧压力传感器57等。

内部气体温度传感器51是对车室内温度(内部气体温度)Tr进行检测的内部气体温检测部。外部气体温度传感器52是对车室外温度(外部气体温度)Tam进行检测的外部气体温检测部。日照传感器53是对向车室内照射的日照量As进行检测的日照量检测部。排出温度传感器54是对压缩机11排出制冷剂的排出制冷剂温度Td进行检测的排出温度检测部。

高压侧压力传感器55是对室内冷凝器12的出口侧制冷剂压力(高压侧制冷剂压力)Pc进行检测的高压侧压力检测部。在制热模式下，高压侧制冷剂压力Pc为从压缩机11的排出口侧至第一膨胀阀15a的入口侧的范围的制冷剂压力。另外，在制冷模式下，高压侧制冷剂压力Pc为从压缩机11的排出口侧至第二膨胀阀15b的入口侧的范围的制冷剂压力。并且，在除霜模式下，高压侧制冷剂压力Pc为从压缩机11的排出口侧至第一膨胀阀15a的入口侧的范围的制冷剂压力。

此外，由于能够用冷凝温度代替制冷剂的冷凝压力，因此在制热模式下，也可以使用从压缩机11的排出口侧至第一膨胀阀15a的入口侧的范围的制冷剂温度；或者在制冷模式下，也可以使用从压缩机11的排出口侧至第二膨胀阀15b的入口侧的范围的制冷剂温度；并且在除霜模式下，也可以使用从压缩机11的排出口侧至第一膨胀阀15a的入口侧的范围的制冷剂温度，来推定高压侧制冷剂压力Pc。

蒸发器温度传感器56是对室内蒸发器18中的制冷剂蒸发温度(蒸发器温度)Te进行检测的蒸发器温度检测部。蒸发器温度传感器56对室内蒸发器18的热交换翅片温度进行检测。在此，作为蒸发器温度传感器56，可以采用对室内蒸发器18的其他部位的温度进行检测的温度检测部，也可以采用对在室内蒸发器18中流通的制冷剂自身的温度直接进行检测的温度检测部。

低压侧压力传感器57是对制冷循环的低压侧的制冷剂压力进行检测的低压侧压力检测部，并且将压缩机11的吸入口侧的制冷剂压力作为低压侧制冷剂压力Ps进行检测。在制热模式下，低压侧制冷剂压力Ps为从第一膨胀阀15a的出口侧至压缩机11的吸入口侧的范围的制冷剂压力。另外，在制冷模式下，低压侧制冷剂压力Ps为从第二膨胀阀15b的出口侧至压缩机11的吸入口侧的范围的制冷剂压力。并且，在除霜模式下，低压侧制冷剂压力Ps为从第一膨胀阀15a的出口侧至压缩机11的吸入口侧的范围的制冷剂压力。

此外，由于能够用制冷剂的蒸发温度代替制冷剂的蒸发压力，因此在制热模式下，也可以使用第一膨胀阀15a的出口侧至压缩机11的吸入口侧的范围的制冷剂温度来推定低压侧制冷剂压力Ps。另外，在制冷模式下，也可以使用从第二膨胀阀15b的出口侧至压缩机11的吸入口侧的范围的制冷剂温度；并且在除霜模式下，也可以使用从第一膨胀阀15a的出口侧至压缩机11的吸入口侧的范围的制冷剂温度，来推定低压侧制冷剂压力Ps。

进一步，在空调控制装置40的输入侧连接有操作面板60，该操作面板60配置于车室内前部的仪表盘附近。因此，来自设置于操作面板60的各种空调操作开关的操作信号被输入到空调控制装置40。

具体而言，作为设置于操作面板60的各种空调操作开关，包括自动开关、制冷开关(A/C开关)、风量设定开关、温度设定开关、吹出模式切换开关等。

自动开关是用于设定或解除车辆用空调装置1的自动控制运转的输入部。制冷开关是用于要求进行车室内的制冷的输入部。风量设定开关是用于手动设定送风机32的风量的输入部。温度设定开关是用于设定作为车室内的目标温度的车室内设定温度Tset的输入部。吹出模式切换开关是用于手动设定吹出模式的输入部。

另外，在空调控制装置40的输入侧连接有车辆控制装置90。该车辆控制装置90担负与搭载有车辆用空调装置1的车辆的行驶有关的各种控制，并与行驶速度传感器91连接。因此，空调控制装置40能够经由车辆控制装置90获得由行驶速度传感器91检测到的表示车辆的行驶速度的信息。

此外，空调控制装置40由对与其输出侧连接的各种空调控制设备进行控制的控制部(换言之，控制装置)一体地构成，但对各个空调控制设备的工作进行控制的结构(硬件以及软件)构成对各个空调控制设备的工作进行控制的控制部。

例如，空调控制装置40中的、对压缩机11的工作进行控制的结构构成转速控制部40a。另外，空调控制装置40中的、对作为减压装置的第一膨胀阀15a以及第二膨胀阀15b的工作进行控制的结构构成减压控制部40b。并且，空调控制装置40中的、对作为制冷剂回路切换装置的第一开闭阀21、第二开闭阀22等的工作进行控制的结构构成制冷剂回路控制部40c。

也可以相对于空调控制装置40用分体的控制部构成转速控制部40a、减压控制部40b、制冷剂回路控制部40c等。

接下来，使用图3～图5对第一实施方式的车辆用空调装置1的工作进行说明。如上所述，在车辆用空调装置1中，能够切换制热模式、制冷模式以及除霜模式的运转。并且，通过执行预先存储在空调控制装置40的ROM内的空调控制程序而进行这些各运转模式的切换。

图3是表示作为该空调控制程序的主程序的控制处理的流程图。在接通操作面板60的自动开关时执行该主程序的控制处理。此外，如图3～图5所示的流程的各控制步骤构成空调控制装置40具有的各种功能实现部。

首先，如图3所示，在步骤S1中，进行车辆用空调装置1中的初始化。具体而言，由空调控制装置40的存储电路构成的旗标、计时器等的初始化、以及构成上述各种电动致动器的步进电机的初始位置对准等作为初始化进行。

此外，在步骤S1的初始化中，也存在读取旗标、运算值中的上一次车辆用空调装置停止时、车辆系统结束时存储的值的情况。

接下来，在步骤S2中，读入空调控制用的传感器组(例如，内部气体温度传感器51～低压侧压力传感器57)等的检测信号以及操作面板60的操作信号等。此时，经由车辆控制装置90而读入与由行驶速度传感器91检测到的车辆的行驶速度相关的信息。

接着，在步骤S3中，基于在步骤S2中读入的检测信号以及操作信号，对作为向车室内吹出的送风空气的目标温度的目标吹出温度TAO进行计算。

具体而言，目标吹出温度TAO通过以下公式F1进行计算。

TAO＝Kset×Tset-Kr×Tr-Kam×Tam-Ks×As+C…(F1)

此外，Tset是由温度设定开关所设定的车室内设定温度，Tr是由内部气体温度传感器51检测到的车室内温度(内部气体温度)，Tam是由外部气体温度传感器52检测到的外部气体温度，As是由日照传感器53检测到的日照量。Kset、Kr、Kam、Ks是控制增益，C是修正用的常数。

接下来，在步骤S4中，进行运转模式的确定。具体而言，在步骤S4中，通过空调控制装置40执行图4所示的子程序。首先，在步骤S41中，对是否需要用于对室外热交换器16进行除霜的除霜运转进行判定。

在该判定中，例如，在外部气体温度Tam为0℃以下，进一步，从外部气体温度Tam减去室外热交换器16的温度的值为预定的基准温度差以上的情况下，判定为在室外热交换器16产生结霜，并且需要进行除霜运转。在判定为需要进行除霜运转的情况下，进入步骤S42。另一方面，在判定为不需要进行除霜运转的情况下，处理进入步骤S43。

在步骤S42中，运转模式确定为除霜模式。因此，通过执行步骤S42，空调控制装置40作为除霜控制部发挥作用。表示确定后的运转模式的信息被写入到空调控制装置40的RAM之后，进入步骤S5。

然后，在步骤S43中，对操作面板60的制冷开关是否接通进行判定。在步骤S43中判定为制冷开关接通时，进入步骤S44。在步骤S44中，运转模式确定为制冷模式。表示确定后的运转模式的信息被写入空调控制装置40的RAM之后，进入步骤S5。

另一方面，在步骤S43中判定为制冷开关断开时，进入步骤S45。在步骤S44中，运转模式确定为制热模式。表示确定后的运转模式的信息被写入空调控制装置40的RAM之后，进入步骤S5。

再次一边参照图3，一边对空调控制程序的主程序中的步骤S5之后的处理内容进行说明。在步骤S5中，根据在步骤S4确定的运转模式，确定各种控制对象设备的工作状态。更具体而言，在步骤S5中，如图5的图表所示，确定第一开闭阀21、第二开闭阀22的开闭状态；空气混合门34的开度；第一膨胀阀15a、第二膨胀阀15b的节流开度；送风机32的工作状态等。

进一步，在步骤S5中，虽然未在图5的图表中记载，但是也能确定压缩机11的制冷剂排出能力(即，压缩机11的转速)、内部/外部气体切换装置33的工作状态、吹出口模式切换门的工作状态(即，吹出口模式)等。

在在该步骤S5中确定压缩机11的转速时，在此之前，先确定压缩机11的转速上限值NcUL。具体而言，通过空调控制装置40执行图8所示的子程序。关于这一点，将在下文一边参照附图一边详细地进行说明。然后，在步骤S5中，将压缩机11的转速Nc确定为不超过确定出的转速上限值NcUL。

然后，在步骤S6中，从空调控制装置40对各种空调控制设备输出控制信号或控制电压，以得到在步骤S5中确定出的各种空调控制设备的工作状态。接着，在步骤S7中，在控制周期τ期间待机，当判定为控制周期τ经过时，返回步骤S2。

在该车辆用空调装置1中，如上所述，确定运转模式，并执行各运转模式下的运转。在以下，对各运转模式下的工作进行说明。

(a)制热模式

在制热模式下，如图5的图表所示，空调控制装置40打开第一开闭阀21，关闭第二开闭阀22。另外，使第一膨胀阀15a为发挥减压作用的节流状态，使第二膨胀阀15b为全闭状态。

由此，在制热模式下，如图1的涂黑箭头所示，构成使制冷剂按照压缩机11→室内冷凝器12→第一膨胀阀15a→室外热交换器16→(第一开闭阀21→)储液器20→压缩机11的顺序循环的蒸汽压缩式的制冷循环。

进一步，通过该制冷剂回路的结构，如在上述的步骤S5中所述那样，空调控制装置40确定制热模式时的各种空调控制设备的工作状态(向各种空调控制设备输出的控制信号)。

例如，按照如下方式确定向压缩机11的电动机输出的控制信号。首先，基于目标吹出温度TAO，参照预先存储在空调控制装置40的控制图来确定室内冷凝器12中的目标冷凝压力PCO。在该控制图中确定为，伴随着目标吹出温度TAO的上升，目标冷凝压力PCO上升。

然后，基于目标冷凝压力PCO和由高压侧压力传感器55检测到的高压侧制冷剂压力Pc的偏差，使用反馈控制方法确定向压缩机11的电动机输出的控制信号，以使得高压侧制冷剂压力Pc接近目标冷凝压力PCO。此时，使用反馈控制方法适当地修正向压缩机11输出的控制信号，以使得压缩机11的转速Nc不超过在图5等所示的子程序中所确定的压缩机11的转速上限值NcUL。

另外，将向空气混合门驱动用的电动致动器输出的控制信号确定为使得空气混合门34使冷风旁通通路35全闭，并且通过室内蒸发器18后的送风空气的全部流量通过室内冷凝器12侧的空气通路。

将向第一膨胀阀15a输出的控制信号确定为使得向第一膨胀阀15a流入的制冷剂的过冷却度接近目标过冷却度。目标过冷却度是为了使循环的性能系数(COP)为最大值而确定的值。

另外，基于目标吹出温度TAO，参照预先存储在空调控制装置40的控制图来确定向送风机32的电动机输出的控制电压。在该控制图中，在目标吹出温度TAO的极低温区域(最大制冷区域)以及极高温区域(最大制热区域)，使送风量为最大风量。

进一步，伴随着目标吹出温度TAO从极低温区域朝向中间温度区域上升，使送风量减少，伴随着目标吹出温度TAO从极高温区域朝向中间温度区域降低，使送风量减少。并且，在目标吹出温度TAO处于中间温度区域时，使送风量为最小风量。

另外，基于目标吹出温度TAO，参照预先存储在空调控制装置40的控制图来确定向内部/外部气体切换门用的电动致动器输出的控制信号。在该控制图中，基本上被确定为导入外部气体的外部气体模式。并且，在目标吹出温度TAO处于极高温区域且希望获得较高的制热性能的情况下，被确定为导入内部气体的内部气体模式。

另外，基于目标吹出温度TAO，参照预先存储在空调控制装置40的控制图来确定向吹出口模式门驱动用的电动致动器输出的控制信号。在该控制图中，伴随着目标吹出温度TAO从高温区域向低温区域降低，将吹出口模式按照脚部模式→双层模式→面部模式的顺序进行切换。

因此，在制热模式时的制冷循环装置10中，从压缩机11排出的高压制冷剂流入室内冷凝器12。由于空气混合门34打开室内冷凝器12侧的空气通路，因此流入到室内冷凝器12的制冷剂与从送风机32吹送的并通过室内蒸发器18后的送风空气进行热交换而散热。由此，送风空气被加热。

由于第二开闭阀22关闭，因此从室内冷凝器12流出的制冷剂从第一三通接头13a向第一制冷剂通路14a侧流出，并且在第一膨胀阀15a被减压至成为低压制冷剂。然后，在第一膨胀阀15a被减压后的低压制冷剂向室外热交换器16流入，并从由送风风扇吹送的外部气体吸热。

由于第一开闭阀21打开，并且第二膨胀阀15b处于全闭状态，因此从室外热交换器16流出的制冷剂从第二三通接头13b向第四制冷剂通路14d侧流出，并且经由第四三通接头13d而向储液器20流入并进行气液分离。然后，在储液器20被分离后的气相制冷剂从压缩机11的吸入侧被吸入并再次在压缩机11被压缩。

如上所述，在制热模式下，由于能够将在室内冷凝器12被加热后的送风空气向车室内吹出，因此能够进行车室内的制热。

(b)制冷模式

在制冷模式下，如图5的图表所示，空调控制装置40关闭第一开闭阀21以及第二开闭阀22。另外，空调控制装置40使第一膨胀阀15a为全开状态，并且使第二膨胀阀15b为节流状态。

由此，在制冷模式下，如图1的空心箭头所示，构成使制冷剂按照压缩机11→室内冷凝器12→(第一膨胀阀15a→)室外热交换器16→(止回阀17→)第二膨胀阀15b→室内蒸发器18→蒸发压力调整阀19→储液器20→压缩机11的顺序循环的蒸汽压缩式的制冷循环。

进一步，在该制冷剂回路的结构中，如在上述步骤S5中所说明的，空调控制装置40确定制冷模式时的各种空调控制设备的工作状态。

例如，按照如下方式确定向压缩机11的电动机输出的控制信号。首先，基于目标吹出温度TAO，参照预先存储在空调控制装置40的控制图来确定室内蒸发器18中的目标蒸发温度TEO。在该控制图中确定为，伴随着目标吹出温度TAO的降低，目标蒸发温度TEO降低。进一步，为了抑制室内蒸发器18的结霜，在目标蒸发温度TEO中设置下限值(例如，2℃)。

然后，基于目标蒸发温度TEO和由蒸发器温度传感器56检测到的制冷剂蒸发温度Te的偏差，使用反馈控制方法确定向压缩机11输出的控制信号，以使得制冷剂蒸发温度Te接近目标蒸发温度TEO。此时，使用反馈控制方法适当地修正向压缩机11输出的控制信号，以使得压缩机11的转速Nc不超过在后述的子程序中确定的压缩机11的转速上限值NcUL。

另外，将向空气混合门34的电动致动器输出的控制信号确定为使得空气混合门34使冷风旁通通路35全开，并且通过室内蒸发器18后的送风空气的全部流量通过冷风旁通通路35。在制冷模式下，也可以控制空气混合门34的开度，以使得送风空气温度TAV接近目标吹出温度TAO。

另外，将向第二膨胀阀15b输出的控制信号确定为使得向第二膨胀阀15b流入的制冷剂的过冷却度接近目标过冷却度。目标过冷却度是为了使循环的性能系数(COP)为最大值而确定的值。

另外，以与制热模式相同的方式确定向送风机32的电动机输出的控制电压、向内部/外部气体切换门用的电动致动器输出的控制信号。也以与制热模式相同的方式确定向吹出口模式门驱动用的电动致动器输出的控制信号。

因此，在制冷模式时的制冷循环装置10中，从压缩机11排出的高压制冷剂流入室内冷凝器12。此时，由于空气混合门34使室内冷凝器12侧的空气通路全闭，因此流入到室内冷凝器12的制冷剂几乎不与送风空气进行热交换，而从室内冷凝器12流出。

由于第二开闭阀22关闭，因此从室内冷凝器12流出的制冷剂从第一三通接头13a向第一制冷剂通路14a侧流出，并且流入第一膨胀阀15a。此时，由于第一膨胀阀15a处于全开状态，因此从室内冷凝器12流出的制冷剂在第一膨胀阀15a不被减压地流入室外热交换器16。

流入到室外热交换器16的制冷剂通过室外热交换器16向从送风风扇吹送的外部气体散热。由于第一开闭阀21关闭，从室外热交换器16流出的制冷剂经由第二三通接头13b而向第三制冷剂通路14c侧流入，并且在第二膨胀阀15b被减压至成为低压制冷剂。

在第二膨胀阀15b被减压后的低压制冷剂向室内蒸发器18流入，并且从送风机32吹送的送风空气吸热而蒸发。由此，送风空气被冷却。从室内蒸发器18流出的制冷剂经由蒸发压力调整阀19而向储液器20流入并进行气液分离。然后，在储液器20被分离后的气相制冷剂从压缩机11的吸入侧被吸入并再次在压缩机11被压缩。

如上所述，在制冷模式下，通过将在室内蒸发器18冷却后的送风空气向车室内吹出，能够进行车室内的制冷。因此，根据车辆用空调装置1，通过切换制热模式、制冷模式的运转，能够实现车室内的恰当的空气调节。

(c)除霜模式

在除霜模式下，如图5的图表所示，空调控制装置40打开第一开闭阀21，并且关闭第二开闭阀22。另外，使第一膨胀阀15a为发挥减压作用的节流状态，使第二膨胀阀15b为全闭状态。

由此，在除霜模式下，如图1中的带横阴影线的箭头所示，作为制冷剂按照压缩机11→室内冷凝器12→第一膨胀阀15a→室外热交换器16→(第一开闭阀21→)储液器20→压缩机11的顺序循环的蒸汽压缩式的制冷循环而构成热气循环。

进一步，在该制冷剂回路的结构中，如上述的步骤S5中所述，空调控制装置40确定除霜模式时的各种空调控制设备的工作状态(向各种空调控制设备输出的控制信号)。

例如，为了发挥预定的制冷剂排出能力，将向压缩机11的电动机输出的控制信号确定为使得向压缩机11的电动机输出的控制信号为规定的转速Nc。

另外，将向空气混合门驱动用的电动致动器输出的控制信号确定为使得空气混合门34使冷风旁通通路35全开，并且通过室内蒸发器18后的送风空气的全部流量通过冷风旁通通路35。并且，向送风机32的电动机输出的控制信号被确定为表示停止送风机32的送风运转的控制信号。因此，在除霜模式下，不会在室内冷凝器12进行制冷剂的热交换。

并且，在除霜模式下，将向第一膨胀阀15a输出的控制信号确定为使得第一膨胀阀15a的开度比制热模式时的开度大。

因此，在除霜模式时的制冷循环装置10中，从压缩机11排出的高压制冷剂流入室内冷凝器12。此时，由于空气混合门34使室内冷凝器12侧的空气通路全闭，并且送风机32的运转也停止，因此流入到室内冷凝器12的制冷剂不会与从送风机32吹送并通过室内蒸发器18后的送风空气进行热交换。

因此，该制冷剂以高温高压的热气的状态从室内冷凝器12流出。然后，由于第二开闭阀22关闭，因此过热状态下的制冷剂从第一三通接头13a向第一制冷剂通路14a侧流出，并且到达第一膨胀阀15a。当流入第一膨胀阀15a时，过热状态下的制冷剂被减压至成为低压制冷剂。

在第一膨胀阀15a被减压后的低压制冷剂保持过热状态向结霜的室外热交换器16流入。因此，室外热交换器16中的霜由于过热状态下的制冷剂的热量而溶化并被除去。

之后，由于第一开闭阀21打开，并且第二膨胀阀15b处于全闭状态，因此从室外热交换器16流出的制冷剂从第二三通接头13b向第四制冷剂通路14d侧流出，并且经由第四三通接头13d而向储液器20流入并进行气液分离。在储液器20被分离后的气相制冷剂从压缩机11的吸入侧被吸入并再次在压缩机11被压缩。

如上所述，在除霜模式下，由于能够使过热状态下的制冷剂在包括室外热交换器16的循环中循环，因此能够去除在室外热交换器16结成的霜。

像这样，在第一实施方式的车辆用空调装置1中，制冷循环装置10通过压缩机11使制冷剂循环，从而进行制冷运转、制热运转以及除霜运转。在该制冷循环装置10中，在任何一种模式下，由于压缩机11工作，因此作为由制冷循环装置10的运转而产生的主要噪音，能够列举压缩机11的工作声。作为表示压缩机11的工作状态的指标，能够列举表示压缩机11的制冷剂排出能力的转速Nc。

另外，在该制冷循环装置10中，作为表示包括运转模式等的运转状况的区别的指标，能够列举由高压侧压力传感器55检测的高压侧制冷剂压力Pc、由低压侧压力传感器57检测的低压侧制冷剂压力Ps。

为了考虑高压侧制冷剂压力Pc和低压侧制冷剂压力Ps这两者，使用压力比作为表示运转状况的指标的一例。第一实施方式中的压力比被定义为高压侧制冷剂压力Pc相对于低压侧制冷剂压力Ps的比，并且表示为Pc/Ps。

基于这些点，参照图6、图7，对伴随着制冷循环装置10的运转的噪音水平L和压缩机11的工作状况以及制冷循环装置10的运转状况的关系进行说明。

图6所示的图表针对制冷循环装置10中的多个运转状况的每一个，表示伴随着制冷循环装置10的运转的噪音水平L和压缩机11的转速Nc的关系。图6中的噪音水平La表示在某一高压侧制冷剂压力Pc下，且在某一压力比(以下，称为标准压力比)的运转状况下的噪音水平L。

并且，噪音水平Lb表示在比噪音水平La低的高压侧制冷剂压力Pc下，且在作为标准压力比的运转状况下的噪音水平L。噪音水平Lc表示在比噪音水平La高的高压侧制冷剂压力Pc下，且在作为标准压力比的运转状况下的噪音水平L。

即，噪音水平La～噪音水平Lc表示在一定的压力比(即，标准压力比)下高压侧制冷剂压力Pc不同的运转状况下，高压侧制冷剂压力Pc的大小给噪音水平L带来的影响。

进一步，在图6所示的图表中，记载了噪音水平LaH和噪音水平LaL。该噪音水平LaH是表示与噪音水平La相同的高压侧制冷剂压力Pc，且压力比大于标准压力比的运转状况下的噪音水平L。并且，噪音水平LaL是表示与噪音水平La相同的高压侧制冷剂压力Pc，且压力比小于标准压力比的运转状况下的噪音水平L。

即，噪音水平LaH、噪音水平La、噪音水平LaL表示在一定的高压侧制冷剂压力Pc下压力比不同的运转状况下，压力比的大小给噪音水平L带来的影响。

如图6所示，对于噪音水平La～噪音水平Lc、噪音水平LaH、噪音水平LaL的任一种，压缩机11的转速Nc越增大，噪音水平L越上升。

在此，当着眼于噪音水平La、噪音水平Lb、噪音水平Lc时，与噪音水平L相对于压缩机11的转速Nc的增大而增大相关的斜率几乎是相同的，高压侧制冷剂压力Pc越高，推移为越高的噪音水平L。

并且，当着眼于噪音水平La、噪音水平LaH、噪音水平LaL时可知，与噪音水平L相对于压缩机11的转速Nc的增大而增大相关的斜率在它们之间不同。具体而言，压力比较大的噪音水平LaH的斜率比噪音水平La的斜率大，压力比较小的噪音水平LaL的斜率比噪音水平La的斜率小。

即，若高压侧制冷剂压力Pc是相同的条件的话，则压力比的大小与压缩机11的转速Nc给噪音水平L带来的影响的大小对应，并且表示出压缩机11的转速越小，越向与高压侧制冷剂压力Pc对应的某一噪音水平收敛的倾向。

基于这些倾向，对与作为能为乘员容许的噪音水平L的容许噪音水平PL的关系进行研究。如图6所示，在噪音水平La的情况下，在压缩机11的转速Nc为某一转速Nca的时间点，达到容许噪音水平PL。

在高压侧制冷剂压力Pc比噪音水平La低的噪音水平Lb的情况下，直到成为比转速Nca高的转速Ncb时，才达到容许噪音水平PL。另外，在高压侧制冷剂压力Pc比噪音水平La高的噪音水平Lc的情况下，在比转速Nca低的转速Ncc下达到容许噪音水平PL。

另外，以噪音水平La为基准，在压力比较高的噪音水平LaH的情况下，在压缩机11的转速Nc成为比转速Nca低的转速NcaH的时间点，达到容许噪音水平PL。另一方面，在压力比较低的噪音水平LaL的情况下，直到压缩机11的转速Nc成为比转速Nca高的转速NcaL时，才达到容许噪音水平PL。

在此，为了将噪音水平L抑制为容许噪音水平PL以下，对仅在高压侧制冷剂压力Pc下设定压缩机11的转速上限值NcUL的情况进行研究。例如，若高压侧制冷剂压力Pc为涉及噪音水平La的某一高压侧制冷剂压力Pc的话，则将图6所示的转速Nca设定为转速上限值NcUL。

在该情况下，若压力比与噪音水平La是相同的，则压缩机11的转速Nc不会超过作为转速上限值NcUL的转速Nca，因此噪音水平L不会超过容许噪音水平PL。

在将转速Nca设定为转速上限值NcUL的状态下，对高压侧制冷剂压力Pc是相同的但进行压力比较高的运转的情况进行研究。如图6的噪音水平LaH所示，当提高压缩机11的转速Nc到作为转速上限值NcUL的转速Nca时，噪音水平La会超过容许噪音水平PL。即，即使仅使用高压侧制冷剂压力Pc的大小抑制压缩机11的噪音，也会超过容许噪音水平PL，并且被乘员识别为噪音。

接下来，对高压侧制冷剂压力Pc是相同的但进行压力比较低的运转的情况进行研究。如图6的噪音水平LaL所示，在作为转速上限值NcUL的转速Nca的时间点，该情况下的噪音水平没有达到容许噪音水平PL，在作为更高的转速的转速NcaL的时间点，成为容许噪音水平PL。即，成为压缩机11的转速Nc被过度限制的状态，当考虑到制冷循环装置10中的循环效率、空气调节能力等时，很难说是被恰当地限制。

像这样，在仅使用高压侧制冷剂压力Pc，设定压缩机11的转速上限值NcUL的情况下，由于存在被乘员识别为噪音的情况，或存在无法充分利用压缩机11的能力的情况，因此很难说是获得了恰当的降噪效果。

这一点也可以从图6中的噪音水平La、噪音水平LaH、噪音水平LaL可知，若使用利用了低压侧制冷剂压力Ps、高压侧制冷剂压力Pc的压力比的话，则能够实现与状况相应的转速上限值NcUL的设定。

此外，虽省略了图示，但以噪音水平Lb为基准而压力比不同的运转状况下的噪音水平L和压缩机11的转速Nc的关系、以及以噪音水平Lc为基准而压力比不同的运转状况下的噪音水平L和压缩机11的转速Nc的关系表示出与图6中的噪音水平La、噪音水平LaH、噪音水平LaL相同的倾向。

接下来，参照图7对压缩机11的各个转速Nc的压力比和噪音水平L的关系进行说明。图7中的转速NcN表示某一压缩机11的转速Nc下的压力比和噪音水平L的关系。

并且，图7的转速NcH表示比转速NcN高的压缩机11的转速Nc下的压力比和噪音水平L的关系，图7的转速NcL表示比转速NcN低的压缩机11的转速NcL下的压力比和噪音水平的关系。

如图7的转速NcL、转速NcN、转速NcH所示，表示出如下倾向：即使是在一定的转速Nc下，也伴随着压力比的增大而噪音水平L增大。并且，表示出压缩机11的转速Nc越大，压力比的增大给噪音水平L的增大带来的影响越大的倾向。由此可知，制冷循环中的压力比与制冷循环装置10中的噪音水平L密切相关。

如一边参照图6、图7一边所说明的那样，使用了高压侧制冷剂压力Pc、低压侧制冷剂压力Ps的压力比与制冷循环装置10中的噪音水平L具有很强的相关性。在第一实施方式中，使用该压力比确定压缩机11的转速Nc的上限值(即，转速上限值NcUL)，从而实现与运转状况相应的降噪效果。

如上所述，在第一实施方式的制冷循环装置10中，空调控制装置40在确定步骤S5中的各种控制对象设备的工作状态时，确定压缩机11的转速Nc作为相对于压缩机11输出的控制信号的内容。即，在步骤S5中的压缩机11的转速Nc的确定之前，先通过执行图8所示的子程序而进行压缩机11的转速上限值NcUL的确定。

如图8所示，首先，在步骤S51中，读取压力比。使用在步骤S2中读取的高压侧制冷剂压力Pc和低压侧制冷剂压力Ps计算压力比，通过高压侧制冷剂压力Pc除以低压侧制冷剂压力Ps而求得。之后，在步骤S52中，根据在步骤S2读取的各种检测信号，读取由行驶速度传感器91检测到的车辆行驶速度。

接着，在步骤S53中，使用读取的车辆行驶速度和图9所示的控制图，对是否满足上限值变更条件进行判定。作为第一实施方式的上限值变更条件，根据车辆行驶速度是否是高速区域，对搭载有车辆用空调装置1的车辆中的状况的变化进行判定。步骤S53相当于判定部。

在此，参照图9对第一实施方式中的控制图进行说明。如图9所示，在该控制图中，被区分为低于某一基准行驶速度(例如，时速25km)的低速区域和基准行驶速度以上的高速区域，在基于车辆行驶速度的每个区分中，制冷循环装置10中的压力比的区分和压缩机11的转速上限值NcUL相对应。

如图9所示，在各车辆行驶速度的区分中，被确定为压力比越大的区分，压缩机11的转速上限值NcUL越小。另外，当以车辆行驶速度的区分进行比较时，高速区域的区分中的转速上限值NcUL被设定为即使是相同的压力比区分，也比低速区域的区分中的转速上限值NcUL大。

在此，当车辆行驶速度的速度区域不同时，车辆的行驶噪音(例如，发动机噪音等)的大小也不同。并且，由制冷循环装置10的运转导致的噪音(例如，压缩机11的工作音等)被车辆的行驶噪音掩盖。即，车辆行驶速度的速度区域的不同与车辆的行驶噪音的掩蔽效果的大小对应。

因此，通过设定压缩机11的转速上限值NcUL而带来的降噪效果的大小根据车辆行驶速度的速度区域而变化是恰当的，越是低速区域，越要求较大的降噪效果。

因此，在步骤S53中，为了实现与车辆的行驶状况相应的降噪效果，对车辆行驶速度的上限值变更条件进行判定，若是某一基准行驶速度(例如，时速25km)以上的高速区域，则判断满足上限值变更条件。在满足上限值变更条件的情况下，进入步骤S54。另一方面，在不满足上限值变更条件的情况下，进入步骤S55。

在步骤S54中，使用在步骤S51中读取的压力比、在步骤S52中读取的车辆行驶速度的速度区域和图9所示的控制图，对压缩机11的转速上限值NcUL进行设定。在该情况下，由于车辆行驶速度的速度区域是高速区域，因此对高速区域的多个转速上限值NcUL中的与压力比对应的一个转速上限值NcUL进行设定。之后，结束该子程序。

在步骤S55中，使用在步骤S51中读取的压力比、在步骤S52中读取的车辆行驶速度的速度区域和图9所示的控制图，对压缩机11的转速上限值NcUL进行设定。在该情况下，由于车辆行驶速度的速度区域是低速区域，因此对低速区域的多个转速上限值NcUL中的与压力比对应的一个转速上限值NcUL进行设定。之后，结束该子程序。

在图8所示的子程序结束之后，在步骤S5中，确定指示压缩机11的转速Nc的控制信号。此时，在根据目标吹出温度TAO等所确定的压缩机11的转速Nc超过转速上限值NcUL的情况下，控制信号被修正为指示转速上限值NcUL的控制信号。由此，在之后的空调运转中，能够将噪音水平L抑制为容许噪音水平PL以下，而压缩机11的转速Nc不会超过转速上限值NcUL。

关于这样构成的第一实施方式的制冷循环装置10，一边参照图10，一边对压力比、压缩机11的转速上限值NcUL、噪音水平L的推移的具体例子详细地进行说明。

此外，在图10所示的具体例子中，车辆用空调装置1的制冷循环装置10在制热模式下运转，其结果是，处于在室外热交换器16产生结霜，并且该结霜进行中的状态。另外，搭载车辆用空调装置1的车辆在低于基准行驶速度的低速区域行驶，或停止。

并且，在该具体例子中，作为初始状态的压力比属于图9所示的最小区分。因此，该初始状态下的压缩机11的转速上限值NcUL被设定为8000(rpm)。

在这样的状况下，当使车辆在低于基准行驶速度的速度区域行驶或停止，并且继续制热运转时，在制冷循环装置10中，室外热交换器16的结霜持续进行。由于伴随着该室外热交换器16中的结霜的进行，室外热交换器16中的吸热能力降低，因此制冷循环装置10中的压力比上升。另外，与此联动地压缩机11的转速Nc增大，伴随着制冷循环装置10的运转的噪音水平L也逐渐上升。

并且，当由于制热运转的继续，而室外热交换器16的结霜进一步进行时，压力比超过在图9的控制图中确定的“5”而属于下一个区分。此时，通过执行图8所示的子程序，在噪音水平L超过容许噪音水平PL之前，压缩机11的转速上限值NcUL被设定为作为更低的转速的6000(rpm)。

由于将压缩机11的转速上限值NcUL变更为较低的转速，从而压缩机11的工作音降低，因此制冷循环装置10中的噪音水平L伴随着转速上限值NcUL的变更而较大地降低。此时，通过压缩机11的转速上限值NcUL变低，从而制冷剂流量降低，因此制冷循环装置10中的压力比也过渡性地降低。

在噪音水平L降低之后，当使车辆在低于基准行驶速度的速度区域行驶或停止，并且继续制热运转时，室外热交换器16的结霜也进一步进行。在该情况下，伴随着室外热交换器16中的结霜的进行，制冷循环装置10中的压力比也上升。

并且，伴随着由室外热交换器16的结霜导致的吸热能力的降低，压缩机11的转速Nc增大，由于转速上限值NcUL的变更而降低了的噪音水平L也与室外热交换器16的吸热能力的降低联动地再次逐渐上升。

其结果是，由于室外热交换器16中的结霜的进行，压力比超过在图9的控制图中确定的“10”而属于下一个区分。此时，通过执行图8所示的子程序，在噪音水平L超过容许噪音水平PL之前，压缩机11的转速上限值NcUL被设定为作为更低的转速的4000(rpm)。

由此，由于压缩机11的工作音降低，因此即使在室外热交换器16的结霜进一步进行的情况下，制冷循环装置10中的噪音水平L也伴随着转速上限值NcUL的变更而较大地降低。在该情况下，通过压缩机11的转速上限值NcUL变低，从而制冷剂流量降低，因此制冷循环装置10中的压力比也过渡性地降低。

像这样，根据第一实施方式的制冷循环装置10，由于伴随着循环的压力比的增大，而使压缩机11的转速上限值NcUL降低，因此能够使伴随着制冷循环装置10的运转的噪音水平L与该状况对应地抑制得比容许噪音水平PL低。

另外，在图10所示的具体例子中，对车辆在低速区域行驶或停止的情况进行了说明，但从图9所示的控制图中可知，对于车辆在高速区域行驶的情况也是相同的。即，即使在高速区域行驶的情况下，制冷循环装置10也能够将制冷循环装置10的噪音水平L抑制得比容许噪音水平PL低。

如图9所示，高速区域的情况下的压缩机11的转速上限值NcUL被设定为比低速区域的情况下的转速上限值大。并且，在高速区域行驶的情况下，由于车辆的行驶噪音增大，因此通过行驶噪音，对伴随着制冷循环装置10的运转的噪音的掩蔽效果变大。

即，根据该制冷循环装置10，通过利用由车辆的行驶噪音带来的掩蔽效果，与低速区域的情况相比，能够更加使压缩机11的能力发挥出来。同时，在该情况下，通过由车辆的行驶噪音带来的掩蔽效果，也能够获得对于乘员的降噪效果。

如上所述，根据第一实施方式的制冷循环装置10，不仅使用循环中的高压侧制冷剂压力Pc，还使用低压侧制冷剂压力Ps计算出的压力比，从而能够恰当地判断制冷循环装置中的运转状况(例如，室外热交换器16的结霜状况等)。

进一步，如图9所示，在该制冷循环装置10中，由于伴随着压力比的增加，而使压缩机11的转速上限值NcUL降低，因此能够根据制冷循环装置10中的运转状况，恰当地减少因制冷循环装置10的工作(主要是压缩机11的工作)而引起的噪音，并且能够抑制得比容许噪音水平PL低。

另外，第一实施方式的制冷循环装置10中，在步骤S53中作为上限值变更条件对搭载有制冷循环装置10的车辆是否在基准行驶速度以上的高速区域行驶进行判定，并且根据该结果确定转速上限值NcUL。即，制冷循环装置10能够不仅考虑制冷循环装置10自身的工作状况，还考虑其周边环境(在该情况下，车辆的行驶速度)来确定压缩机11的转速上限值NcUL，进而能够发挥更加恰当的降噪效果。

并且，根据第一实施方式的制冷循环装置10，即使压力比的区分是相同的，在高速区域行驶的情况下的转速上限值NcUL也被设定为比在低速区域行驶的情况下的转速上限值NcUL大。在车辆在高速区域行驶的情况下，由于由行驶噪音带来的掩蔽效果也变高，因此利用掩蔽效果，即使提高压缩机11的转速，也能够期待相等的降噪效果。

根据该制冷循环装置10，通过将高速区域的转速上限值NcUL设定得较大，能够使压缩机11的性能充分发挥出来，同时，利用掩蔽效果，能够获得充分的降噪效果，进而能够同时实现与状况相应的压缩机11的利用和降噪效果。

(第二实施方式)

一边参照附图，一边对第二实施方式进行说明。除了在步骤S5中，在确定对压缩机11的控制信号之前执行的子程序以及控制图的内容之外，第二实施方式的车辆用空调装置1基本上与第一实施方式是相同的结构。因此，在以下的说明中，与第一实施方式相同的附图标记表示相同的结构，并参照之前的说明。

在第二实施方式中，在步骤S5中，确定压缩机11的转速上限值NcUL时执行的子程序以及控制图的内容与上述的第一实施方式不同。以下，一边参照附图，一边对第二实施方式的车辆用空调装置与第一实施方式不同的点进行说明。

第二实施方式的制冷循环装置10与上述的第一实施方式相同，由室内空调单元30和空调控制装置40等构成车辆用空调装置1，并且搭载于车辆。并且，该制冷循环装置10构成为能够切换制热模式下的制冷剂回路、制冷模式下的制冷剂回路以及除霜模式下的制冷剂回路。

如图11所示，在步骤S61中，与第一实施方式中的步骤S51同样地读取压力比。接着，在步骤S62中，确认在步骤S4中确定了的运转模式。然后，在步骤S63中，基于确认了的运转模式，对是否满足上限值变更条件进行判定。步骤S63相当于判定部。

在此，第二实施方式中的上限值变更条件为运转模式是否是除霜模式。以下，对将第二实施方式中的上限值变更条件设为运转模式是否是除霜模式的理由进行说明。

在制冷循环装置10中，在制热模式时，作为吸热器发挥作用的室外热交换器16的温度成为其周边温度(例如，外部气体温度Tam)以下，在制冷模式时，作为吸热器发挥作用的室内蒸发器18的温度成为其周边温度(即，室内空调单元30中的送风空气的温度)以下。

另一方面，在除霜模式下，作为构成除霜模式的制冷剂回路的热交换器的室外热交换器16为了除去该结霜而执行除霜运转，因此该室外热交换器16的温度成为其周边温度(例如，外部气体温度Tam)以上。

由此，制冷循环中的高压侧制冷剂压力Pc和低压侧制冷剂压力Ps的相关关系在制热模式与制冷模式之间类似，但在除霜模式与制热模式/制冷模式之间不同。

为了使由运转模式带来的高压侧制冷剂压力Pc以及低压侧制冷剂压力Ps的相关关系的不同反映在该压缩机11的转速上限值NcUL的设定上，对第二实施方式的上限值变更条件进行设定。

在运转模式是除霜模式的情况下，判定为满足上限值变更条件，并进入步骤S64。在步骤S64中，使用在步骤S61中读取的压力比和图12所示的控制图，对除霜模式时的压缩机11的转速上限值NcUL进行设定。

在此，参照图12对第二实施方式中的控制图进行说明。如图12所示，在该控制图中，被区分为制冷模式/制热模式和除霜模式，在基于运转模式的每个区分中，制冷循环装置10中的压力比的区分和压缩机11的转速上限值NcUL相对应。

如图12所示，在各运转模式的区分中，被确定为压力比越大的区分，压缩机11的转速上限值NcUL越小。另外，当以运转模式的区分进行比较时，即使是相同的压力比的区分，除霜模式下的区分中的转速上限值NcUL也被设定为比制冷模式以及制热模式下的区分中的转速上限值NcUL大。

因此，在步骤S64中，根据除霜模式下的制冷循环装置10的工作状况(即，压力比)，恰当地对压缩机11的转速上限值NcUL进行设定。之后，结束该子程序。

另一方面，在运转模式不是除霜模式的情况(即，是制冷模式或制热模式的情况)下，判定为不满足上限值变更条件，并进入步骤S65。在步骤S65中，使用在步骤S61中读取的压力比和图12所示的控制图，对制冷模式时以及制热模式时的压缩机11的转速上限值NcUL进行设定。

在该情况下，在步骤S65中，根据制冷模式以及制热模式下的制冷循环装置10的工作状况(即，压力比)，恰当地对压缩机11的转速上限值NcUL进行设定。之后，结束该子程序。

在图11所示的子程序结束之后，与第一实施方式相同，在步骤S5中，确定指示压缩机11的转速Nc的控制信号。此时，在根据目标吹出温度TAO等确定的压缩机11的转速Nc超过转速上限值NcUL的情况下，控制信号被修正为指示转速上限值NcUL的控制信号。由此，在第二实施方式中，在之后的空调运转中压缩机11的转速Nc不会超过转速上限值NcUL，而能够将噪音水平L抑制为容许噪音水平PL以下。

如上所述，根据第二实施方式的制冷循环装置10，通过使用不仅利用循环中的高压侧制冷剂压力Pc，还利用低压侧制冷剂压力Ps而计算出的压力比，能够恰当地判断制冷循环装置中的运转状况。进一步，如图12所示，在该制冷循环装置10中，由于伴随着压力比的增加，而使压缩机11的转速上限值NcUL降低，因此能够根据制冷循环装置10中的运转状况，恰当地减少由制冷循环装置10的工作(主要是压缩机11的工作)引起的噪音，并且能够抑制得比容许噪音水平PL低。

另外，第二实施方式的制冷循环装置10中，在步骤S63中作为上限值变更条件，对制冷循环装置10的运转模式是否是除霜模式进行判定，并且根据该结果确定转速上限值NcUL。即，制冷循环装置10能够考虑制冷循环装置10的运转模式以及工作状况，而确定压缩机11的转速上限值NcUL，进而能够发挥更加恰当的降噪效果。

根据第二实施方式的制冷循环装置10，即使压力比的区分是相同的，除霜模式情况下的转速上限值NcUL也被设定为比制冷模式以及制热模式情况下的转速上限值NcUL大。由此，该制冷循环装置10能够与运转模式下的高压侧制冷剂压力Pc以及低压侧制冷剂压力Ps的相关关系的不同对应，实现恰当的降噪效果。

根据该制冷循环装置10，通过使运转模式的不同反映在转速上限值NcUL，能够使压缩机11的性能充分发挥出来，同时能够获得充分的降噪效果，进而能够同时实现与状况相应的压缩机11的利用和降噪效果。

(其他实施方式)

以上，对实施方式进行了说明，但本发明不限定于上述的实施方式，在不脱离本发明的主旨的范围内能够进行各种的改良、变更。例如，可以适当地组合上述的各实施方式，也能够对上述的实施方式进行各种变形。

(1)在上述实施方式的制冷循环装置10中，伴随着压力比的增大而对压缩机11的转速上限值NcUL进行变更，但并不限定于该方式。即，也能够构成为伴随着压力比的增大，对压缩机11的转速上限值NcUL以及转速下限値进行变更。若构成为这样，由于能够限定压缩机11的转速Nc能够采取的范围，因此能够使与制冷循环装置10的运转状况相应的降噪效果发挥出来，并且能够确保制冷循环装置10中的空气调节性能。

(2)在上述的实施方式中，基于高压侧制冷剂压力Pc除以低压侧制冷剂压力Ps而得到的压力比来确定压缩机11的转速上限值NcUL，但并不限定于该方式。例如，也能够基于高压侧制冷剂压力Pc和低压侧制冷剂压力Ps的压力差，确定压缩机11的转速上限值NcUL。

(3)另外，在上述的实施方式中，在确定转速上限值NcUL时参照的控制图只是一例，并不限定于图9、图12所示的例子。例如，对于各控制图中的压力比的区分，也可以设为进一步细分化的区分。相同地，图9中的车辆行驶速度的区分、图12中的运转模式的区分，也能够进一步细分化。若将控制图中的区分细分化，则能够精细地应对各种各样的状况的变化。

(4)另外，在上述的实施方式中，制冷循环装置10构成为能够切换制冷运转、制热运转以及除霜运转，但并不限定于该方式。例如，作为运转模式，进一步也可以构成为，进行除湿制热运转，除湿制热运转对除湿后的送风空气进行加热而向车室内送风。作为除湿制热运转，可以采用如下两种运转中的任一种：通过室外热交换器和室内蒸发器相对于制冷剂流串联地连接的制冷循环进行的除湿制热运转、通过室外热交换器和室内蒸发器相对于制冷剂流并联地连接的制冷循环进行的除湿制热运转，也能够构成为能够采用两者并根据状况进行切换。

(5)作为上限值变更条件，关于对搭载有上述制冷循环装置的车辆是否以预定的基准速度以上的速度行驶进行判定的情况，在判定为未以基准速度以上的速度行驶的情况下，除了车辆以低于基准速度的速度行驶的情况之外，还包括该车辆停止的情况。

(6)作为蒸发器的除霜运转，只要使从电动压缩机排出的制冷剂向蒸发器流入并进行蒸发器的除霜即可，并不对从电动压缩机的排出口流入到蒸发器的过程进行限定。即，作为除霜运转，如上述的实施方式那样，可以进行通过热气执行的除霜，也可以为了去除制热运转时的结霜而进行暂时的制冷运转的所谓的逆循环除霜。

Claims (2)

1.一种制冷循环装置(10)，应用于空调装置，该制冷循环装置的特征在于，具有：

电动压缩机(11)，该电动压缩机压缩并排出制冷剂；

加热用热交换器(12、16)，该加热用热交换器以从所述电动压缩机排出的高压制冷剂为热源，对加热对象流体进行加热；

减压装置(15a、15b)，该减压装置使从所述加热用热交换器流出的制冷剂减压；

蒸发器(18)，该蒸发器使在所述减压装置减压后的制冷剂蒸发；

转速控制部(40a)，该转速控制部对所述电动压缩机的转速进行控制；

判定部(S53、S63)，该判定部对是否满足预定的上限值变更条件进行判定；以及

除霜控制部，该除霜控制部使从所述电动压缩机排出的制冷剂向所述蒸发器流入并进行所述蒸发器的除霜运转，

伴随着高压侧制冷剂压力(Pc)相对于低压侧制冷剂压力(Ps)的压力比(Pc/Ps)的增加，所述转速控制部使所述电动压缩机的转速的上限值(NcUL)降低，该高压侧制冷剂压力(Pc)是从所述压缩机的排出口侧至所述减压装置的入口侧的范围内的制冷剂的压力，该低压侧制冷剂压力(Ps)是从所述减压装置的出口侧至所述压缩机的吸入口的范围内的制冷剂的压力，

在判定为满足所述上限值变更条件的情况下，所述转速控制部将所述电动压缩机的转速的所述上限值变更为比判定为不满足所述上限值变更条件时的数值大的数值，

作为所述上限值变更条件，所述判定部(S63)对是否通过所述除霜控制部进行所述蒸发器的除霜运转进行判定，

在判定为通过所述除霜控制部进行所述蒸发器的除霜运转的情况下，所述转速控制部将所述电动压缩机的转速的所述上限值变更为比判定为不进行所述蒸发器的除霜运转时的数值大的数值。

2.如权利要求1所述的制冷循环装置，其特征在于，

作为所述上限值变更条件，所述判定部(S53)对搭载有所述制冷循环装置的车辆是否以预定的基准速度以上的速度行驶进行判定，

在判定为所述车辆以所述基准速度以上的速度行驶的情况下，所述转速控制部将所述电动压缩机的转速的所述上限值变更为比判定为所述车辆不以所述基准速度以上的速度行驶时的数值大的数值。

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