DE69626069T2

DE69626069T2 - Klimaanlage

Info

Publication number: DE69626069T2
Application number: DE69626069T
Authority: DE
Inventors: Kunio Iritani
Original assignee: Denso Corp
Current assignee: Denso Corp
Priority date: 1995-06-26
Filing date: 1996-06-25
Publication date: 2003-06-12
Anticipated expiration: 2016-06-26
Also published as: EP0751356A3; EP0751356A2; US5701753A; DE69626069D1; EP0751356B1

Description

Die vorliegende Erfindung betrifft ein Klimagerät mit einer Kühlkreislauf-Steuereinheit zum Steuern eines Unterkühlungsgrades eines flüssigen Kühlmittels in dem Kondensator auf einen vorbestimmten Sollunterkühlungsgrad durch Steuern eines elektrischen Druckverminderungsgeräts eines Kühlkreislaufs, bestehend aus einem Kompressor, einem Kondensator, einem elektrischen Druckverminderungsgerät und einem Verdampfapparat, und mit einer Unterkühlungsgradberechnungseinrichtung, welche den oben genannten Unterkühlungsgrad berechnet.
Die US-A-5,299,431 offenbart ein Klimagerät. Bei diesem bekannten Klimagerät wird die Ausgangstemperatur direkt durch einen Temperatursensor an der Ausgangsseite des Verdampfapparats gemessen, und die Ausströmmenge des Kompressors wird entsprechend dem Signal aus dem Temperatursensor gesteuert.
Die JP-A-04-283362 offenbart ein weiteres Klimagerät, das als Reaktion auf einen berechneten Unterkühlungsgrad durch Vergleich mit einem Sollunterkühlungsgrad gesteuert wird. Falls die Temperatur höher als der vorgegebene Sollgrad ist, wird die Drehzahl eines Außenlüfters erhöht, wodurch eine Wärmetauschmenge erhöht wird.
In einem in der JP-A-3-170753 offenbarten Klimagerät sind jeweils ein erster Temperatursensor an einem Kühlmittelrohr in der Mitte eines als Kondensator eines Kühlkreislaufs funktionierenden Wärmetauschers, um die Temperatur des gesättigten flüssigen Kühlmittels der Trockenheit Null (0) zu erfassen, und ein zweiter Temperatursensor an einem Kühlmittelrohr am Ausgang des Kondensators angeordnet, ein Unterkühlungsgrad des kondensierten flüssigen Kühlmittels im Kondensator wird aus einer erfassten Temperaturdifferenz dieser jeweiligen Temperatursensoren berechnet, und ein Öffnungsgrad eines elektronischen Expansionsventils wird derart gesteuert, dass der berechnete Unterkühlungsgrad auf einen vorgegebenen Wert innerhalb eines bestimmten Bereichs eingestellt wird.
Übrigens hat ein Temperatursensor im allgemeinen eine geringe Empfindlichkeit. Demgemäß wird, wie oben beschrieben, falls der erste Temperatursensor die Temperatur des gesättigten flüssigen Kühlmittels der Trockenheit Null (0) erfasst, insbesondere wenn eine Veränderungsgeschwindigkeit des Unterkühlungsgrad groß ist, wie beispielsweise unmittelbar nach dem Starten des Klimageräts, ein Fehler in der Erfassung der Kondensattemperatur groß. Deshalb wird als Ergebnis ein Fehler in der Berechnung des Unterkühlungsgrades groß, die Steuerleistungen des Öffnungsgrades des elektronischen Expansionsventils wird schlechter, womit es unmöglich wird, den Unterkühlungsgrad exakt zu steuern.
Als Ergebnis einer Untersuchung des obigen Problems hat der Erfinder herausgefunden, dass, falls die Temperatur des gesättigten flüssigen Kühlmittels der Trockenheit Null (0) unter Verwendung eines empfindlicheren Drucksensors als ein Temperatursensor berechnet wird, der Fehler in der Berechnung klein werden kann. Deshalb kann durch Berechnen des Unterkühlungsgrades basierend auf der Temperatur des gesättigten flüssigen Kühlmittels der Trockenheit Null (0), der einen kleineren Fehler in der Berechnung aufweist, und auf der Kühlmittelausgangstemperatur des Kondensators der Fehler in der Berechnung des Unterkühlungsgrades klein werden. Der Erfinder hat dies wiederholt untersucht.
Folglich dachte sich der Erfinder, dass die Temperatur des gesättigten flüssigen Kühlmittels der Trockenheit Null (0) ohne Verwendung eines speziellen separaten Sensors berechnet werden kann, falls der an der Ausgangsseite des Kompressors angeordnete Ausgangsdrucksensor zum Schutz vor hohen Drücken den Druck des ausgegebenen Kühlmittels an der Ausgangsseite erfasst und die Temperatur des gesättigten flüssigen Kühlmittels der Trockenheit Null (0) aus dem Ausgangsdruck berechnet.
In einem solchen Fall gibt es jedoch, da ein Druckverlust des Kühlmittels an der Position existiert, an der der Ausgangsdrucksensor am Ausgang des Kondensators angeordnet ist, ein weiteres Problem, dass dieser Druckverlust selbst als ein Fehler in der Berechnung der Temperatur des gesättigten flüssigen Kühlmittels der oben beschriebenen Trockenheit Null (0) angesehen wird.
Ferner wurde ein weiteres Problem festgestellt, dass die durch den Kühlmittelausgangstemperatursensor erfasste Kühlmittelausgangstemperatur und die tatsächliche Kühlmitteltemperatur aufgrund der Umgebungstemperatur des die Kühlmittelausgangstemperatur des Kondensators erfassenden Kühlmittelausgangstemperatursensors einen Unterschied aufweisen, d. h. falls zum Beispiel die Umgebung des Kühlmittelausgangstemperatursensors der Außenluft ausgesetzt ist, wird der Messwert des Kühlmittelausgangstemperatursensors um geringer als die tatsächliche Temperatur je geringer die Außenlufttemperatur ist.

ZUSAMMENFASSUNG DER ERFINDUNG

In Anbetracht des oben beschriebenen Problems ist es eine Aufgabe der vorliegenden Erfindung; einen Fehler in der Berechnung des aus der Kondensattemperatur und der Kondensatorausgang-Kühlmitteltemperatur berechneten Unterkühlungsgrades durch Verringern eines bei der Ermittlung der Kondensattemperatur erzeugten Fehlers klein zu reduzieren.
Es ist eine weitere Aufgabe der vorliegenden Erfindung, die Temperatur des gesättigten flüssigen Kühlmittels der Trockenheit Null (0) mit hoher Empfindlichkeit und so genau wie möglich bei der Berechnung der Temperatur des gesättigten flüssigen Kühlmittels der Trockenheit Null (0) basierend auf einem Wert der an der Ausgangsseite des Kompressors angeordneten Ausgangsdruckerfassungseinrichtung durch Korrigieren dieser berechneten Temperatur des gesättigten flüssigen Kühlmittels entsprechend dem Teil des Druckverlustes des Kühlmittels an der Position, an der die Ausgangsdruckerfassungseinrichtung am Ausgang des Kondensators angeordnet ist, zu berechnen.
Ferner ist es eine weitere Aufgabe der vorliegenden Erfindung, einen Fehler in der Erfassung der Kühlmittelausgangstemperatur und einen Fehler in der Berechnung des Unterkühlungsgrades durch Korrigieren des Messwerts der Erfassungseinrichtung entsprechend der Umgebungstemperatur der die Kühlmittelausgangstemperatur des Kondensators erfassenden Einrichtungen zu verringern.
Diese Aufgaben werden durch die in Patentanspruch 1 angegebenen Merkmale gelöst.
Gemäß der vorliegenden Erfindung kondensiert, wenn der Kompressor zum Komprimieren des Kühlmittels betrieben wird, das komprimierte Kühlmittel im Kondensator. Ferner wird sein Druck nach der Unterkühlungen durch das elektrische Druckverminderungsgerät reduziert. Dieses Kühlmittel, dessen Druck reduziert worden ist, verdampft im Verdampfapparat und kehrt dann wieder in den Kompressor zurück.
Hierbei steuert die Steuereinheit das elektrische Druckverbindungsgerät derart, dass der Grad der Unterkühlung (der Unterkühlungsgrad) auf einen vorgegebenen Unterkühlungsgrad eingestellt werden kann.
Wenn in der Luftleitung ein Luftstrom erzeugt wird, nachdem das Gebläse betätigt wird, wird die von dem Innenlufteinlass oder dem Außenlufteinlass angesaugte Luft aus den Auslässen zu der Fahrgastzelle geblasen, nachdem sie durch den Kompressor erwärmt oder durch den Verdampfapparat gekühlt ist.
Hierbei berechnet die Steuereinheit die Kondensattemperatur aus dem Hochdruck des Kühlkreislaufs, um den Unterkühlungsgrad basierend auf dieser Kondensattemperatur und der Kühlmittelausgangstemperatur des Kondensators zu berechnen, um das elektronische Verminderungsgerät zu steuern, so dass der berechnete Unterkühlungsgrad auf einen vorgegebenen Sollunterkühlungsgrad eingestellt wird.
Somit wird gemäß der vorliegenden Erfindung im Vergleich zu dem Fall, in dem eine Kondensattemperatur unter Verwendung einer Temperaturerfassungseinrichtung erhalten wird, ein Fehler beim Erhalten der Kondensattemperatur verringert, weil eine Druckerfassungseinrichtung mit einer höheren Empfindlichkeit als die Temperaturerfassungseinrichtung verwendet wird, um die Kondensattemperatur zu berechnen. Als Ergebnis kann ein Fehler in der Berechnung des Unterkühlungsgrades basierend auf der Kondensattemperatur und der Kühlmittelausgangstemperatur verringert werden, wodurch die Steuerleistung des elektrischen Verminderungsgeräts verbessert wird und es möglich wird, eine geeignete Unterkühlungsgradsteuerung durchzuführen.
Gemäß der ersten bevorzugten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung sind ferner eine Außenlufttemperaturerfassungseinrichtung zum Erfassen der Außenlufttemperatur und die Sollunterkühlungsgradberechnungseinrichtung zum Berechnen des Sollunterkühlungsgrades als einen größeren Wert entsprechend dem Sinken der durch die Außenlufttemperaturerfassungseinrichtung erfassten Außenlufttemperatur enthalten.
Als zweite bevorzugte Ausführungsform sind ferner eine Ansaugtemperaturerfassungseinrichtung zum Erfassen einer Luftansaugtemperatur des Kondensators in der Luftleitung und die Sollunterkühlungsgradberechnungseinrichtung zum Berechnen des Sollunterkühlungsgrades entsprechend dem Sinken der durch die Ansaugtemperaturerfassungseinrichtung erfassten Luftansaugtemperatur als einen größeren Wert enthalten.
Als weitere dritte bevorzugte Ausführungsform sind eine Luftmengenerfassungseinrichtung zum Erfassen einer durch den Kondensator strömenden Luftmenge und die Sollunterkühlungsgradberechnungseinrichtung zum Berechnung des Sollunterkühlungsgrades entsprechend dem Anstieg der durch die Luftmengenerfassungseinrichtung erfassten Luftmenge als einen größeren Wert enthalten.
Gemäß diesen bevorzugten Ausführungsformen wird, während die Strahlungskapazität im Kondensator im Heizbetriebsmodus optimiert wird, die Leistung des Kühlkreislaufs maximiert, wodurch der Energieverbrauch des Kompressors so weit wie möglich gesenkt wird.
Wenn die Außenlufttemperatur niedrig ist, wird, um ein Enteisen des Fensters zu verhindern, der Außenlufteinleitungsmodus eingestellt, in dem der Innenlufteinlass geschlossen und der Außenlufteinlass geöffnet ist. In einem solchen Fall wird gemäß der ersten bevorzugten Ausführungsform die Temperatur der durch den Kondensator strömenden Luft um so niedriger je geringer die Außenlufttemperatur ist. Mit anderen Worten wird, weil die Temperaturdifferenz zwischen der Temperatur des in dem Kondensator strömenden Kühlmittels und die Temperatur der durch den Kondensator strömenden Luft groß wird, die oben genannte Strahlungskapazität groß.
In einem solchen Fall wird durch Berechnen eines Sollunterkühlungsgrades als einen größeren Wert, selbst wenn der Energieverbrauch des Kompressors entsprechend groß wird, die Strahlungskapazität größer als diese und die Leistung des Kühlkreislaufs wird verbessert. Demzufolge kann die Leistung des Kühlkreislaufs umso mehr maximiert werden je niedriger die Außenlufttemperatur ist, während die Strahlungskapazität durch Berechnung des Sollunterkühlungsgrades als einen größeren Wert optimal optimiert wird.
In der zweiten bevorzugten Ausführungsform kann ähnlich wie oben die Leistung des Kühlkreislaufs umso mehr maximiert werden je geringer die Ansaugtemperatur ist, d. h. je geringer die durch den Kondensator strömende Lufttemperatur ist, während die Strahlungskapazität durch Berechnen des Sollunterkühlungsgrades als einen größeren Wert optimal optimiert wird.
In der dritten bevorzugten Ausführungsform wird der Hochdruck umso geringer je größer die durch den Kondensator strömende Luftmenge ist. Somit wird, wenn die Luftmenge groß ist, da der Sollunterkühlungsgrad als ein größerer Wert berechnet wird, um die Strahlungskapazität zu erhöhen, selbst wenn der Energieverbrauch groß wird, die Leistung des Kühlkreislaufs folglich verbessert, weil der Anstieg des Energieverbrauchs auf einen kleinen Wert gedrückt werden kann. Somit kann die Leistung des Kühlkreislaufs umso mehr maximiert werden je größer die Luftmenge des Kondensators ist, während die Strahlungskapazität durch Berechnen des Sollunterkühlungsgrades als einen größeren Wert optimal optimiert wird.
Wenn ein Öffnungsgrad des elektrischen Druckverminderungsgeräts nach dem Starten des Klimageräts für eine vorgegebene Zeitdauer größer als der normale Öffnungsgrad eingestellt wird, steigt der Hochdruck beim Starten des Klimageräts nicht ungewöhnlich an und verschlechtert die Leistung des Kühlkreislaufs nicht, aber die Kühlkreislaufmenge kann zusätzlich zu der Verbesserung des Anlaufens des Kühlkreislaufs sichergestellt werden und der Unterkühlungsgrad kann schnell näher an einem Sollunterkühlungsgrad sein.
Ferner wird, wenn die vorliegende Erfindung auf ein Klimagerät für ein Fahrzeug angewendet wird, selbst wenn bezüglich des Aufbaus Beschränkungen und bezüglich des Einbaus Grenzen bestehen, die Kondensattemperatur basierend auf einem Wert der Hochdruckserfassungseinrichtung, die ursprünglich für den Hochdruckschutz und die Luftblastemperatursteuerung vorgesehen ist, berechnet, so dass die Hochdruckerfassungseinrichtung zum Berechnen der Kondensattemperatur einfach in das Fahrzeug eingebaut werden kann und eine Einrichtung nur zum Erhalten der Kondensattemperatur nicht benötigt wird.

KURZBESCHREIBUNG DER ZEICHNUNGEN

Weitere Aufgaben und Vorteile der vorliegenden Erfindung werden aus der folgenden detaillierten Beschreibung von bevorzugten Ausführungsbeispielen in Zusammenhang mit den beiliegenden Zeichnungen sofort offensichtlich. Darin zeigen:
Fig. 1 eine Darstellung eines Gesamtaufbaus eines ersten Ausführungsbeispiels gemäß der vorliegenden Erfindung;
Fig. 2 eine Kennlinie der Beziehung zwischen dem Öffnungsgrad eines Expansionsventils und einer Kühlmittelmenge des ersten Ausführungsbeispiels;
Fig. 3 ein Blockschaltbild eines Steuersystems des ersten Ausführungsbeispiels;
Fig. 4 eine Vorderansicht einer Steuertafel des ersten Ausführungsbeispiels;
Fig. 5 ein Flussdiagramm eines Steuerprozesses des Expansionsventils des ersten Ausführungsbeispiels;
Fig. 6 ein Flussdiagramm eines Steuerprozesses des Expansionsventils des ersten Ausführungsbeispiels;
Fig. 7 ein Mollier-Diagramm eines Kühlkreislaufs des ersten Ausführungsbeispiels;
Fig. 8 eine Abbildung der Beziehung zwischen jedem Umgebungsfaktor und einem Sollunterkühlungsgrad SCO in einem Heizbetriebsmodus des ersten Ausführungsbeispiels;
Fig. 9 eine Abbildung der Beziehung zwischen Abweichungen ΔSC und einem ansteigenden/abnehmenden Öffnungsgrad eines Expansionsventils zum Heizen im Heizbetriebsmodus;
Fig. 10 eine Abbildung der Beziehung zwischen jedem Umgebungsfaktor und einem Sollunterkühlungsgrad SCO im Kühlbetriebsmodus des ersten Ausführungsbeispiels;
Fig. 11 eine Abbildung der Beziehung zwischen Abweichungen ΔSC und einem ansteigenden/abnehmenden Öffnungsgrad eines Expansionsventils zum Kühlen im Kühlbetriebsmodus;
Fig. 12 eine Zeittafel eines Öffnungsgrades eines Expansionsventils EVH und des Unterkühlungsgrades SC im Heizbetriebsmodus des ersten Ausführungsbeispiels;
Fig. 13 ein Flussdiagramm eines Berechnungsprozesses des Unterkühlungsgrades SC im Heizbetriebsmodus gemäß einem zweiten Ausführungsbeispiels;
Fig. 14 ein Flussdiagramm eines Berechnungsprozesses des Unterkühlungsgrades SC im Kühlbetriebsmodus gemäß dem zweiten Ausführungsbeispiels; und
Fig. 15 ein Mollier-Diagramm eines Kühlkreislaufs des zweiten Ausführungsbeispiels.

DETAILLIERTE BESCHREIBUNG VON BEVORZUGTEN AUSFÜHRUNGS- BEISPIELEN

Ein erstes Ausführungsbeispiel, in dem die vorliegende Erfindung auf ein Fahrzeugklimagerät angewendet ist, wird Bezug nehmend auf die Fig. 1-12 beschrieben.
Ein Klimakanal 2 in einer Klimaeinheit 1 enthält eine Luftleitung zum Einleiten der Luft in eine Fahrgastzelle, wobei eine Innen/Außenluft-Umschalteinrichtung 3 und eine Gebläseeinrichtung 4 an einem Ende angeordnet sind und mehrere mit der Fahrgastzelle in Verbindung stehende Luftauslässe 14-16 an dem anderen Ende ausgebildet sind.
Die Innen/Außenluft-Umschalteinrichtung 3 enthält eine Innen/Außenluft-Umschaltbox, in der ein Innenlufteinlass 5 zum Ansaugen der Luft (der Innenluft) in die Fahrgastzelle und ein Außenlufteinlass 6 zum Ansaugen der Luft (der Außenluft) von außen in die Fahrgastzelle ausgebildet sind. In der Innen/Außenluft-Umschaltbox ist ein Innen/- Außenluft-Schaltdämpfer 7 angeordnet, um die jeweiligen Einlässe 5 oder 6 wahlweise zu öffnen oder zu schließen, und der Innen/Außenluft-Schaltdämpfer 7 wird durch seine Antriebseinrichtung (nicht dargestellt, z. B. ein Servomotor) angetrieben.
Die obige Gebläseeinrichtung 4 erzeugt einen Luftstrom in dem Klimakanal 2 von dem Innenlufteinlass 5 oder dem Außenlufteinlass 6 zu den jeweiligen Luftauslässen 14-16. Insbesondere ist ein Mehrflügellüfter 9 in einem Rundgehäuse 8 angeordnet, und der Lüfter 9 wir durch einen Gebläsemotor 10 als seine Antriebseinrichtung angetrieben.
Zusätzlich ist ein kühlender Innen-Wärmetauscher 11 in dem Klimakanal 2 an einer stromabwärtigen Seite des Lüfters 9 angeordnet. Der kühlende Innen-Wärmetauscher 11 bildet einen Teil eines Kühlkreislaufs 20 und funktioniert als Verdampfapparat, der die Luft in dem Klimakanal 2 durch eine Wärmeabsorptionswirkung des darin strömenden Kühlmittels in einem Kühlbetriebsmodus (unten beschrieben) entfeuchtet und kühlt. Im Heizbetriebsmodus (unten beschrieben) strömt das Kühlmittel nicht durch den kühlenden Innen-Wärmetauscher 11.
Ferner ist ein heizender Innen-Wärmetauscher 12 in dem Klimakanal 2 an einer stromabwärtigen Seite des kühlenden Innen-Wärmetauschers 11 angeordnet. Der heizende Innen-Wärmetauscher 12 bildet einen Teil eines Kühlkreislaufs 20 und funktioniert als Kondensator, der die Luft in dem Klimakanal 2 in dem unten beschriebenen Heizbetriebsmodus durch eine Wärmestrahlwirkung des darin strömenden Kühlmittels erwärmt. Im Kühlbetriebsmodus (unten beschrieben) strömt das Kühlmittel nicht durch den heizenden Innen-Wärmetauscher 12.
Außerdem reguliert in dem Klimakanal 2 ein an einer Position angrenzend an den heizenden Innen-Wärmetauscher 12 angeordneter Luftmischdämpfer 13 eine Menge der von dem Lüfter 9 zu dem heizenden Innen-Wärmetauscher 12 zugeführten Luft und die Umleitmenge der von dem Lüfter 9 zugeführten und weiter strömenden Luft, so dass sie an dem heizenden Innen-Wärmetauscher 12 vorbeiströmt.
Was die oben beschriebenen jeweiligen Luftauslässe 14-16 angeht, gibt es speziell einen Enteisungsluftauslass 14, der die klimatisierte Luft zu der Innenseite der Windschutzseite eines Fahrzeugs bläst, einen Gesichtsluftauslass, der die klimatisierte Luft zu der oberen Körperhälfte eines Fahrgasts in der Fahrgastzelle bläst, und ein Fußluftauslass 16, der die klimatisierte Luft zu der unteren Körperhälfte des Fahrgasts in der Fahrgastzelle bläst. An der stromaufwärtigen Seite dieser Luftauslässe sind Dämpfer 17-19 angeordnet, um diese Auslässe 14-16 zu öffnen/schließen.
Der obige Kühlkreislauf 20 ist ein Wärmepumpen-Kühlkreislauf zum Kühlen und zum Heizen der Fahrgastzelle durch den kühlenden Innen-Wärmetauscher 11 und den heizenden Innen-Wärmetauscher 12, und er enthält zusätzlich zu diesen Wärmetauschern 11 und 12 einen Kühlmittelkompressor 21, einen Außen-Wärmetauscher 22, ein Expansionsventil 23 zum Kühlen, ein Expansionsventil 24 zum Heizen, einen Speicher 25, ein Vierwegeventil 26 zum Schalten des Stroms des Kühlmittels, die alle mit einem Kühlmittelrohr 27 miteinander verbunden sind. In Fig. 1 ist ein elektromagnetisches Ventil 28 angeordnet, um den Strom des Kühlmittels zu steuern, und ein Außenlüfter 29 ist angeordnet, um Luft zu dem Außen-Wärmetauscher 22 zu blasen.
Der obige Außen-Wärmetauscher 22 ist ein Wärmetauscher, der im Kühlbetriebsmodus (unten beschrieben) als Kondensator funktioniert.
Der Kühlmittelkompressor 21 saugt das Kühlmittel an, komprimiert es und gibt es aus, wenn er durch einen Elektromotor 30 angetrieben wird. Der Elektromotor 30 ist integral mit dem Kühlmittelkompressor 21 in einem abgedichteten Gehäuse angeordnet und seine Drehzahl variiert fortlaufend durch die Steuerung eines Wechselrichters 31. Dem Wechselrichter 31 wird Strom zugeführt, und er wird durch eine Steuereinheit 40 (Fig. 3) gesteuert.
Außerdem sind sowohl das Expansionsventil 23 zum Kühlen als auch das Expansionsventil 24 zum Heizen elektrische Expansionsventile, welche den Ventilöffnungsgrad durch die Regelung der elektrischen Zufuhr mit der Steuereinheit 40 (Fig. 3) verändern. Die Beziehung einer Strömungsmenge des Kühlmittels bezüglich des Ventilöffnungsgrades dieser Expansionsventile 23 und 24 ist in Fig. 2 gezeigt, was das Anstiegsmaß der Strömungsmenge des Kühlmittels bezüglich des Anstiegsmaßes des Ventilöffnungsgrades betrifft, steigt es im Steuerventil 24 zum Heizen mit einer vorgegebenen Steigung von VH2 auf ST1, jedoch steigt es mit einer größeren Steigung als diese Steigung von dem Ventilöffnungsgrad ST1 auf VH1. Was das Steuerungsventil 23 zum Kühlen betrifft, steigt es mit einer vorgegebenen Steigung von VC2 auf ST1, jedoch steigt es mit einer größeren Steigung als diese Steigung von dem Ventilöffnungsgrad ST1 auf VC1.
Der obige obere Grenzwert VH1 wird entsprechend der Maximallast in der Fahrgastzelle beim Heizen bestimmt, während der untere Grenzwert VH2 entsprechend der Minimallast in der Fahrgastzelle beim Heizen bestimmt wird. Ferner wird der oben beschriebene obere Grenzwert VC1 entsprechend der Maximallast in der Fahrgastzelle beim Kühlen bestimmt, während der untere Grenzwert VC2 entsprechenden Minimallast in der Fahrgastzelle beim Kühlen bestimmt wird.
Wie in Fig. 3 dargestellt, werden jeweilige Signale von einem Außenlufttemperatursensor 41, einem Ansaugtemperatursensor 42, der die Lufttemperatur der Ansaugseite (insbesondere einer Ansaugseite des kühlenden Innen-Wärmetauschers 11) des heizenden Innen-Wärmetauschers 12 erfasst, einem Ausgangsdrucksensor 43, der den durch den Kompressor 21 ausgegebenen Kühlmitteldruck erfasst, und einem Außen- Wärmetauscher-Ausgangstemperatursensor 44, der die Kühlmitteltemperatur nach Durchlaufen des Außen-Wärmetauscher 22 erfasst, in die Steuereinheit 40 eingegeben.
Ferner werden auch jeweilige Signale von einem Innen-Wärmetauscher-Ausgangstemperatursensor 45 zum Erfassen der Kühlmitteltemperatur nach Durchlaufen des heizenden Innen-Wärmetauschers 12 und ein Nachverdampfapparatsensor 46 zum Erfassen eines Kühlgrades der Luft (insbesondere der Lufttemperatur unmittelbar nach Passieren des Wärmetauschers 11) in dem kühlenden Innen-Wärmetauscher 11 in die Steuereinheit 40 eingegeben, zusätzlich werden auch Signale von jeweiligen Hebeln und Schaltern einer an der Frontfläche in der Fahrgastzelle angeordneten Schalttafel 51 eingegeben.
Der Ausgangsdrucksensor 43 ist an einem Ausgaberohr zwischen dem Kompressor 21 und dem Vierwegeventil 26 angeordnet. Mit einer Krampe oder dergleichen fest an der Oberfläche des Auslassrohres des Außen-Wärmetauschers 22 fixiert, ist der Außen- Wärmetauscher-Ausgangstemperatursensor 44 mit einem wärmeisolierendem Material oder dergleichen überdeckt, um einen Fehler bei der Erfassung der Kühlmitteltemperatur zu vernngern. Analog ist der mit einer Krampe oder dergleichen an der Oberfläche des Auslassrohres des heizenden Innen-Wärmetauschers 12 fixierte Innen-Wärmetauscher- Ausgangstemperatursensor 45 mit einem wärmeisolierendem Material oder dergleichen überdeckt, um einen Fehler bei der Erfassung der Kühlmitteltemperatur zu verringern.
Die Schalttafel 51 ist, wie in Fig. 4 dargestellt, mit einem Auslassmodus-Einstellschalter 52 zum Einstellen jeweiliger Luftauslassmodi, einem Luftmengen-Einstellschalter 53 zum Einstellen einer in die Fahrgastzelle geblasenen Luftmenge, einem Innen/Außenluft- Wechselschalter 54 zum Einstellen eines Innen/Außenluft-Schaltmodus, einem Betriebsmodus-Einstellschalter 55 zum Einstellen eines Betriebsmodus des Kühlkreislaufs 20, einem Temperatureinstellhebel 56 zum Einstellen der Temperatur der in die Fahrgastzelle geblasenen Luft, einem Stromsparschalter 57 zum Einstellen eines Sparmodus des Energieverbrauchs des Elektromotors 30, und einem Automatikschalter 58, der den Innen/Außenluft-Wechselmodus, die Luftmenge, den Betriebsmodus, die Ausgangstemperatur und die Luftauslassmodi steuert, ausgerüstet.
Der Betriebsmodus-Einstellschalter 55 enthält einen Stoppschalter 55a zum Stoppen des Betriebs des Kompressors 21, einen Kühlerschalter 55b zum Einstellen des Betriebsmodus des Kühlkreislaufs 20 in den kühlenden Betriebsmodus, und einen Heizerschalter 55c zum Einstellen des Betriebsmodus des Kühlkreislaufs 20 in den heizenden Betriebsmodus, oder dergleichen.
Der Temperatureinstellhebel 56 wird benutzt, wenn ein Fahrgast in dem Fahrzeug eine Soll-Ausgangstemperatur der Fahrgastzelle mit einer manuellen Bedienung einstellt, und die Steuereinheit 40 bestimmt entsprechend der eingestellten Position des Hebels 56 einen Sollwert eines Luftkühlgrades (insbesondere der Lufttemperatur unmittelbar nach Durchlaufen des Wärmetauschers 11) in dem kühlenden Innen-Wärmetauscher 11 in dem kühlenden Betriebsmodus. In dem heizenden Betriebsmodus bestimmt die Steuereinheit 40 einen Sollwert eines Luftheizgrades (Kühlmittelausgangsdrucks des Kompressors 21) in dem heizenden Innen-Wärmetauscher 12.
Außerdem bestimmt die Steuereinheit 40 in dem kühlenden Betriebsmodus eine Soll- Drehzahl des Kompressors 21 so, dass der Messwert des Ausgangsdrucksensors 43 auf den obigen Sollwert eingestellt wird, und sie steuert den Wechselrichter 31 entsprechend der Solldrehzahl. Andererseits bestimmt die Steuereinheit 40 in dem heizenden Betriebsmodus die Solldrehzahl des Kompressors 21 so, dass der Messwert des Ausgangsdrucksensors 43 auf den obigen Sollwert eingestellt wird, und sie steuert den Wechselrichter 21 entsprechend der Solldrehzahl. Die Solldrehzahl Nc des Kompressors 21 wird in einem vorgegebenen Bereich des RAM gespeichert.
Ein allgemein bekannter Mikrocomputer mit einer CPU, einem ROM, einem RAM oder dergleichen (nicht dargestellt) ist in die Steuereinheit 40 integriert, so dass jeweilige Signale von den jeweiligen Sensoren 41-46 und der Schalttafel 51 in den oben beschriebenen Mikrocomputer über eine Eingangsschaltung (nicht dargestellt) in der ECU eingegeben werden.
Bei der Durchführung eines vorgegebenen Prozesses (unten beschrieben) und basierend auf den Ergebnissen des Prozesses steuert dieser Mikrocomputer den Gebläsemotor 10, das Expansionsventil 23 zum Kühlen, das Expansionsventil 24 zum Heizen, ein Elektromagnetventil 28, den Außenlüfter 29, den Wechselrichter 31. Ferner wird der Steuereinheit 40, wenn der Zündschalter eines Fahrzeugs (nicht dargestellt) eingeschaltet wird, Energie von einer Batterie (nicht dargestellt) zugeführt.
Wenn ein Fahrgast des Fahrzeugs den Kühlerschalter 55b einschaltet, betreibt der Mikrocomputer den Kompressor 21 und steuert das Vierwegeventil 26 und das Elektromagnetventil 28 so, dass der Kühlkreislauf 20 in den kühlenden Betriebsmodus gesetzt wird. In diesem Modus strömt das Kühlmittel durch den Kompressor 21, den Außen-Wärmetauscher 22, das Expansionsventil 23 zum Kühlen, den kühlenden Innen-Wärmetauscher 11, den Speicher 25 und den Kompressor 21 in dieser Reihenfolge.
Wenn dagegen der Fahrgast des Fahrzeugs den Heizerschalter 55c einschaltet, betreibt der Mikrocomputer den Kompressor 21 und steuert das Vierwegeventil 26 und das Elektromagnetventil 28 derart, dass der Kühlkreislauf 20 in den heizenden Betriebsmodus gesetzt wird. In diesem Modus strömt das Kühlmittel durch den Kompressor 21, den heizenden Innen-Wärmetauscher 12, das Expansionsventil 24 zum Heizen, den Außen- Wärmetauscher 22, das Elektromagnetventil 28, den Speicher 25 und den Kompressor 21.
Nachfolgend wird ein durch den Mikrocomputer durchgeführter Steuervorgang der Expansionsventile 23 und 24 unter Bezugnahme auf die Fig. 5-8 beschrieben.
Zuerst wird, wenn die Energie der Steuereinheit 40 durch Einschalten des Zündschalters zugeführt wird und die Routinen der Fig. 5-8 starten, im ersten Schritt 110 ein Initialisierungsschritt zum Zurücksetzen aller Merker "f", Timer T1 und T2 oder dergleichen, die in dem nachfolgenden Prozess verwendet werden, durchgeführt. Dann werden in Schritt 120 Signale von den jeweiligen Sensoren 41-46 und den jeweiligen Hebeln und Schaltern der Schalttafel 51 eingelesen.
Als nächstes wird in Schritt 130 basierend auf einem Signal von dem Betriebsmodus- Einstellschalter 55 bestimmt, ob der Betriebsmodus des Kühlkreislaufs 20 geändert worden ist oder nicht. Wenn die Bestimmung "Y" ist (es einen Wechsel gibt), wird der Merker "f" im Schritt 140 zurückgesetzt, im Fall von "N" jedoch (es gibt keinen Wechsel), geht es weiter zu Schritt 150 und es wird durch Überprüfen, ob der Heizerschalter 55c an ist oder nicht, bestimmt, ob der Betriebsmodus in den heizenden Betriebsmodus gesetzt ist oder nicht.
Wenn die Bestimmung in Schritt 150 "Y" ist, wird der Öffnungsgrad des Expansionsventils 23 zum Kühlen (nachfolgend als EVC bezeichnet) im nächsten Schritt 160 zu Null, d. h. das Expansionsventil 23 wird vollständig geschlossen. Dann wird durch Bestimmen in Schritt 170, ob der Merker "f" gesetzt ist oder nicht, bestimmt, ob die nachfolgend beschriebenen Schritte 180-200 bereits durchgeführt worden sind oder nicht.
Wenn in diesem Fall der Merker "f" gesetzt ist, d. h. wenn die Schritte 180-200 bereits durchgeführt worden sind, springt die Routine direkt zu Schritt 220, wenn jedoch bestimmt wird, dass die Schritte noch nicht durchgeführt worden sind, wird in den Schritten 180-200 der Öffnungsgrad des Expansionsventils 24 zum Heizen (nachfolgend als EVH bezeichnet) für eine im voraus eingestellte gewisse Zeit τ&sub1; auf dem zuvor eingestellten oberen Grenzwert VH1 gehalten. Übrigens ist die oben bestimmte Zeit τ&sub1; als eine Zeitdauer des Kompressors 21 zum Absinken auf ein gewisses Maß eingestellt, bei dem die Last bereits bei der Anfangszeit des Startens des Klimageräts groß genug ist.
Praktisch wird der obige EVH zuerst in Schritt 180 auf den oben genannten oberen Grenzwert VH1 gesetzt. Dann zählt im nächsten Schritt 190 der Timer T1 hoch, und im nächsten Schritt 200 wird bestimmt, ob der Timer T1 die vorgenannte Zeit τ&sub1; überschreitet oder nicht. Wenn er die Zeit τ&sub1; nicht überschreitet, kehrt die Routine wieder zu Schritt 190 zurück, wenn er jedoch die Zeit τ&sub1; überschreitet, geht sie zu Schritt 220, nachdem der Merker "f" in Schritt 210 gesetzt wird.
In Schritt 220 wird ein Unterkühlungsgrad (nachfolgend als SC bezeichnet) des kondensierten flüssigen Kühlmittels in dem heizenden Innen-Wärmetauschers 12 basierend auf der folgenden Gleichung (1) beschrieben:
SC = T(Pd) - Tcs (1)
wobei T(Pd) die durch den Messwert des Ausgangsdrucksensors 43 berechnete Kondensattemperatur darstellt, und Tcs einen Messwert des Innen-Wärmetauscher- Ausgangstemperatursensors 45 darstellt.
Mit anderen Worten ist der durch den Ausgangsdrucksensor 43 erfasste Kühlmittelausgangsdruck ein Druck bei einem Punkt "A" in dem Mollier-Diagramm (Fig. 7) des Kühlkreislaufs 20. Insbesondere ist er im wesentlichen gleich dem Druck bei einem Punkt "B". Somit erzielt, da der Druck "B" durch den Messwert des Ausgangsdrucksensors 43 erfasst wird, das vorliegende Ausführungsbeispiel basierend auf einer die Beziehung zwischen dem Druck des kondensierten Kühlmittels und der Kondensattemperatur darstellenden Abbildung (nicht dargestellt), die in dem ROM gespeichert ist, die Kondensattemperatur an dem Punkt "B". Dies ist die oben beschriebene T(Pd).
Ferner ist die durch den Innen-Wärmetauscher-Ausgangstemperatursensor 45 erfasste Kühlmitteltemperatur die Kühlmitteltemperatur an einem Punkt "C" in Fig. 7. Demgemäß wird in diesem Ausführungsbeispiel durch Durchführen der Berechnung mit der obigen Gleichung (1) der Unterschied zwischen der Kühlmitteltemperatur an dem Punkt "B" und der Kühlmitteltemperatur an dem Punkt "C" in Fig. 7, d. h. SC berechnet.
In Schritt 230 wird eine Solltemperatur des Unterkühlungsgrades (nachfolgend als SCO bezeichnet) so berechnet, dass die Leistung des Kühlkreislaufs 20 maximiert wird, um Energie zu sparen. Insbesondere wird, während die Strahlungskapazität Q in dem heizenden Innen-Wärmetauscher 12 optimiert gehalten wird, die Heiz-COP (= die vorgenannte Strahlungskapazität Q/Leistung W des Kompressors 12) des Kühlkreislaufs 20 maximiert gehalten.
Was die Berechnung von SCO in diesem Fall basierend auf den jeweiligen Signalen des Außenlufttemperatursensors 41, des Ansaugtemperatursensors 42 und des Luftmengen- Einstellschalters 53, die in Schritt 120 eingelesen werden, betrifft, wird, wie in Fig. 8 dargestellt, der SCO als ein um so größerer Wert berechnet je niedriger die Außenlufttemperatur und die Lufttemperatur an der Ansaugseite des heizenden Innen-Wärmetauschers 12 sind und je größer die durch diesen Wärmetauscher 12 strömende Luftmenge ist.
Mit anderen Worten wird im Winter, wenn die Außenlufttemperatur niedrig ist, normalerweise der Außenluft-Einleitungsmodus eingestellt, um die Fenster am Einfrieren zu hindern. Deshalb wird in diesem Fall die Lufttemperatur an der Ansaugseite des heizenden Innen-Wärmetauschers 12 um so niedriger je niedriger die Außenlufttemperatur wird. D. h. die durch diesen Wärmetauscher 12 strömende Lufttemperatur wird niedrig. Somit bedeutet, dass die durch den Wärmtauscher 12 strömende Lufttemperatur niedrig ist, dass eine Temperaturdifferenz zwischen der Kühlmitteltemperatur in dem Wärmetauscher 12 und der Temperatur der strömenden Luft groß ist, d. h. es bedeutet, dass die Strahlungskapazität Q groß ist.
Deshalb wird SCO als ein größerer Wert berechnet und als Ergebnis, wird, selbst wenn die Leistung W entsprechend groß wird, da die Kapazität Q größer als diese wird und die Heiz-COP groß wird, wenn die Außenlufttemperatur oder die Ansaugtemperatur wie oben beschrieben niedrig ist, SCO im Vergleich zu einem Fall, wenn diese Temperaturen hoch sind, als ein größerer Wert berechnet.
Je größer die durch den Wärmetauscher 12 strömende Luftmenge ist, um so niedriger wird der Hochdruck. Daher ist, wenn die Luftmenge groß ist, selbst wenn die Leistung W groß wird, wenn SCO als ein größerer Wert berechnet wird und die Kapazität Q ansteigt, die Anstiegsgeschwindigkeit der Leistung W klein, weil der ursprüngliche Hochdruck selbst im Vergleich zu dem Fall, wenn die Luftmenge klein ist, niedrig ist. Als Ergebnis wird die Heiz-COP groß, so dass SCO als ein umso größerer Wert berechnet wird je größer die durch den Wärmetauscher 12 strömende Luftmenge ist.
In Schritt 240 wird die Abweichung ΔSC ( = SC - SCO) berechnet. In dem nächsten Schritt 250 wird basierend auf der in dem ROM gespeicherten Abbildung von Fig. 9 ein größer/kleiner werdender Öffnungsgrad ΔEVH des Expansionsventils 24 zum Heizen entsprechend der obigen Abweichungen ΔSC berechnet. In einem solchen Fall werden der obere Grenzwert EVH1 und der untere Grenzwert EVH2 von ΔEVH bestimmt, um den Nachlauf von SC zu verhindern.
In Schritt 260 wird der Öffnungsgrad des Expansionsventils 24 zum Heizen um den obige ΔEVH erhöht oder erniedrigt. Dann wird in Schritt 270 der Timer T2 hochgezählt, und in dem nächsten Schritt 280 wird bestimmt, ob der Timer T2 eine voreingestellte Zeit τ&sub2; überschritten hat oder nicht. Wenn er die voreingestellte Zeit τ&sub2; nicht überschritten hat, kehrt die Routine wieder zu Schritt 270 zurück, wenn er sie jedoch überschritten hat, kehrt er zu Schritt 120 zurück.
Wenn dagegen in dem obigen Schritt 150 die Bestimmung "N" ist, springt die Routine zu Schritt 290 von Fig. 6 und durch Überprüfen, ob der Kühlerschalter 55b eingeschaltet ist oder nicht, wird bestimmt, ob der Betriebmodus der kühlende Betriebsmodus ist oder nicht. Wenn die Bestimmung "N" ist, d. h. wenn weder der Kühlschalter 55b noch der Heizerschalter 55c eingeschaltet sind, kehrt die Routine zu Schritt 120 von Fig. 5 zurück, wenn jedoch die Bestimmung "Y" ist, wird in dem folgenden Schritt 300 der Öffnungsgrad EVH des Expansionsventils 24 zum Heizen auf Null eingestellt. Das Expansionsventil 24 zum Heizen wird also vollständig geschlossen.
Durch Bestimmen in dem Schritt 310, ob der Merker "f" gesetzt ist oder nicht, wird bestimmt, ob die unten beschriebenen Schritte 320-340 bereits durchgeführt worden sind oder nicht. Wenn in diesem Fall der Merker "f" gesetzt ist, d. h. bestimmt wird, dass die Schritte 320-340 bereits durchgeführt worden sind, springt die Routine direkt zu Schritt 360, wenn jedoch bestimmt wird, dass diese Schritte 320-340 noch nicht durchgeführt worden sind, wird der Öffnungsgrad EVC des Expansionsventils 23 zum Kühlen für die Zeit τ&sub1; auf dem oberen Grenzwert VC1 gehalten.
Praktisch setzt der Schritt 320 zuerst EVC auf den oben genannten oberen Grenzwert VC1. Im nächsten Schritt 330 zählt er den Timer T1 hoch und im folgenden Schritt 340 wird bestimmt, ob der Timer T1 die Zeit τ&sub1; überschritten hat oder nicht. Wenn bestimmt wird, dass der Timer T1 die Zeit τ&sub1; nicht überschritten hat, kehrt die Routine wieder zu Schritt 330 zurück, wenn jedoch bestimmt wird, dass der Timer T1 die Zeit τ&sub1; überschritten hat, geht die Routine, nachdem in Schritt 350 der Merker "f" gesetzt ist, zu Schritt 360.
In Schritt 360 wird der Unterkühlungsgrad SC des kondensierten flüssigen Kühlmittels in dem Innen-Wärmetauscher 22 basierend auf der folgenden Gleichung (2) berechnet:
SC = T(Pd) - Tos (2)
wobei Tos einen Messwert des Außen-Wärmetauscher-Ausgangstemperatursensors 44 darstellt.
In Schritt 370 wird ein Sollwert SCO des Unterkühlungsgrades berechnet. Der SCO wird ebenfalls basierend auf dem gleichen Konzept wie bei der Bestimmung in Schritt 230 bestimmt.
Was die Berechnung von SCO in diesem Fall betrifft, wird der SCO auf einen umso größeren Wert berechnet je höher die Außenlufttemperatur und je kleiner die durch den kühlenden Innen-Wärmetauscher 11 strömende Luftmenge ist, wie in Fig. 10 dargestellt.
Mit anderen Worten arbeitet der Kompressor 21 im Sommer, wenn die Außenlufttemperatur im allgemein hoch ist, umso mehr je höher die Außenlufttemperatur wird, um eine Kühlkapazität zu gewährleisten, um eine Fahrgastzelle zu kühlen. Deshalb wird der Hochdruck zu dieser Zeit höher und auch die Kühlmitteltemperatur in dem Außen- Wärmetauscher 22 wird hoch, weshalb eine Temperaturdifferenz zwischen der Kühlmitteltemperatur und der Außenlufttemperatur entsprechend groß wird. Mit anderen Worten wird die Strahlungskapazität Q in dem Außen-Wärmetauscher 22 groß.
Deshalb wird, selbst wenn die Leistung W des Kompressors 21 als Ergebnis der Berechnung von SCO als ein größerer Wert groß wird, da die Kapazität Q größer als diese wird und die Kühl-COP groß wird, SCO im Vergleich zu dem Fall, wenn diese Temperaturen niedrig sind, als ein größerer Wert berechnet.
Je größer die durch den kühlenden Innen-Wärmetauscher 11 strömende Luftmenge ist, umso größer wird die Wärmeabsorptionsmenge in diesem Wärmetauscher 11 und umso größer wird die abgestrahlte Wärmemenge in dem Innen-Wärmetauscher 12. Daher wird, selbst wenn die Leistung W als Ergebnis der Berechnung von SCO als ein größerer Wert groß wird, da die Kapazität Q größer als diese wird und die Kühl-COP groß wird, SCO als ein großer Wert berechnet.
In Schritt 380 wird die Abweichung ΔSC (= SC - SCO) berechnet. Im nächsten Schritt 390 wird basierend auf der in dem ROM gespeicherten Abbildung von Fig. 11 der größer/kleiner werdende Öffnungsgrad ΔEVC des Expansionsventils 23 zum Kühlen entsprechend der Abweichung ΔSC berechnet. In diesem Fall werden der obere Grenzwert EVC1 und der untere Grenzwert EVC2 von ΔEVH bestimmt, um den Nachlauf von SC zu verhindern.
In Schritt 400 wird der Öffnungsgrad des Expansionsventils 23 zum Kühlen um ΔEVC erhöht oder verkleinert. Dann zählt die Routine in Schritt 410 den Timer T2 hoch, und im nächsten Schritt 420 wird bestimmt, ob der Timer T2 eine voreingestellte Zeit τ&sub2; überschritten hat oder nicht. Wenn bestimmt wird, dass er die voreingestellte Zeit τ&sub2; überschritten hat, kehrt die Routine wieder zu Schritt 410 zurück, wenn jedoch bestimmt wird, dass er diese überschritten hat, kehrt sie zu Schritt 120 zurück.
Als nächstes wird eine praktische Durchführung basierend auf dem Steuerprozess des Mikrocomputers unter Bezugnahme auf ein Zeitdiagramm von Fig. 12 anhand eines Beispiels wie dem heizenden Betriebsmodus beschrieben.
Bis zu dem Punkt "t&sub1;", d. h. bevor die Zeit τ&sub1; verstreicht, nachdem der Zündschalter und der Betriebsmodus-Einstellschalter 55 eingeschaltet werden, um das Klimagerät zu starten, ist der Ventilöffnungsgrad EVH des Expansionsventils 24 zum Heizen auf VH1 fixiert.
Zum Zeitpunkt "t&sub1;", nachdem die Zeit τ&sub1; verstrichen ist, wird ein Sollunterkühlungsgrad SCO berechnet, jedoch ist in einem Beispiel dieser Fig. 12 der Unterkühlungsgrad SC zu dem Zeitpunkt "t&sub1;" kleiner als der oben spezifizierte SCO und ΔSC wird ein negativer Wert, so dass anhand von Fig. 9 auch ΔEVH ein negativer Wert wird. EVH wird jedoch nach und nach kleiner, und SC steigt nach und nach an. Dann wird EVH nach der Zeit τ&sub2; zu "t&sub2;" um ΔEVH kleiner.
Zu diesem Zeitpunkt "t&sub2;" werden, da die Bestimmung in dem Schritt 170 "Y" ist, SC, SCO, ΔSC und ΔEVH nacheinander berechnet, und EVH wird nach und nach kleiner, aber SC wird nach und nach größer. Nach der Zeit τ&sub2; wird EVH zu dem Zeitpunkt "t&sub3;" um ΔEVH klein.
In der gleichen Weise wie oben werden SCO, ΔSC und ΔEVH nacheinander zu den jeweiligen Zeitpunkten "t&sub3;", "t&sub4;" und "t&sub5;" berechnet, und EVH verändert sich während der Zeit τ&sub2; um ΔEVH.
Gemäß diesem wie oben beschriebenen Ausführungsbeispiel kann, da die Kondensattemperatur basierend auf dem Signal von einem im Vergleich zu einem Temperatursensor hochempfindlichen Drucksensor (Ausgangsdrucksensor 43) berechnet wird, ein Fehler zum Erhalten der Kondensattemperatur im Vergleich zu einem Fall, in dem die Kondensattemperatur direkt durch den Temperatursensor erfasst wird, kleiner gemacht werden. Demgemäß kann in diesem Ausführungsbeispiel, da der Berechnungsfehler des Unterkühlungsgrades SC verringert wird, die Steuerung der Leistung eines elektrischen Druckverminderungsgeräts verbessert werden, wodurch es möglich gemacht wird, eine passende Steuerung des Unterkühlungsgrades durchzuführen.
Ferner kann in diesem Ausführungsbeispiel, da die Kondensattemperatur basierend auf dem Signal von dem zwischen dem Kompressor 21 und dem Vierwegeventil 26 angeordneten Ausgangsdrucksensors 43 berechnet wird, selbst falls unter Verwendung des Wärmepumpen-Kühlkreislaufs wie in diesem Ausführungsbeispiel sowohl Kühl- als auch Heizfunktionen durchgeführt werden, die Kondensattemperatur aus dem Signal des gleichen Ausgangsdrucksensors 43 berechnet werden, so dass die Anzahl von Bauteilen im Vergleich zu einem Fall, in dem jeweilige Sensoren zum Erfassen der Kondensattemperatur an einem Kondensator (dem Außen-Wärmetauscher 22) im kühlenden Betriebsmodus und an einem Kondensator (dem heizenden Innen-Wärmetauscher 12) in dem heizenden Betriebsmodus angeordnet sind, reduziert werden.
Gemäß diesem Ausführungsbeispiel wird die Kondensattemperatur im wesentlichen basierend auf dem Signal von dem Ausgangsdrucksensor 43 berechnet, das ursprünglich für einen Hochdruckschutz und die Steuerung der Luftblastemperatur vorgesehen ist, so dass ein weiterer Drucksensor nur zum Berechnen der Kondensattemperatur nicht separat benötigt wird.
Außerdem ist in diesem Ausführungsbeispiel bis zu dem Verstreichen der Zeit τ&sub1;, nachdem der Zündschalter und der Betriebsmodus-Einstellschalter 55 eingeschaltet sind, um das Klimagerät zu starten, ein Öffnungsgrad des Expansionsventils VH1 oder VC1 in einer solchen Weise fixiert, dass ein größerer Öffnungsgrad als üblich eingestellt ist (praktisch vollständig geöffnet). Deshalb wird beim Starten des Klimageräts ein ungewöhnlicher Anstieg des Hochdrucks verhindert, es wird eine Verschlechterung des Leistungsvermögens des Kühlkreislaufs 20 verhindert, und ferner kann eine zirkulierende Menge des Kühlmittels sichergestellt werden, was in einer Verbesserung des Startens des Kühlkreislaufs 20 resultiert und SC schnell nahe an einen Sollwert bringt.
In diesem Ausführungsbeispiel wird, da der Öffnungsgrad des Expansionsventils zwischen dem obern Grenzwert VH1 (oder VC1) und dem unteren Grenzwert VH2 (oder VC2) geregelt wird, der Nachlauf von SC verhindert.
Es werden nun Modifikationen des Ausführungsbeispiels beschrieben.
Der obere Grenzwert VH1 (oder VC1) und der untere Grenzwert VH2 (oder VC2) des Öffnungsgrades des Expansionsventils (siehe Fig. 2) können in Abhängigkeit von einer Umgebungsbedingung verändert werden. Wenn z. B. eine Last in der Fahrgastzelle groß ist, kann der obere Grenzwert VH1 (VC1) verglichen mit einer kleinen Last ein größerer Wert sein, und auch. VH2 (oder VC2) kann diesem entsprechend größer gemacht werden.
Die Zeiten τ&sub1; und τ&sub2; können in Abhängigkeit von einer Umgebungsbedingung verändert werden. Wenn z. B. eine Last in der Fahrgastzelle zur Anfangszeit zum Starten des Klimageräts groß ist, kann die Zeit τ&sub1; größer als bei einer kleinen Last gemacht werden, und ebenso kann, wenn ΔEVH groß ist, die Zeit τ&sub2; größer als bei einem kleinen ΔEVH gemacht werden.
Ferner ist in dem obigen Ausführungsbeispiel der Fall beschrieben, dass der Kühlkreislauf-Betriebsmodus manuell gesteuert wird, jedoch kann die Erfindung analog auf eine automatische Steuerung angewendet werden.
Zusätzlich kann SCO auf einen umso größeren Wert berechnet werden, je höher die durch den Temperatureinstellhebel 56 eingestellte Temperatur beim Heizen oder je niedriger die eingestellte Temperatur beim Kühlen ist. Falls eine Einrichtung zum Einstellen der Drehzahl des Kompressors angeordnet ist, wird SCO auf einen umso höheren Wert berechnet je höher die eingestellte Drehzahl des Kompressors ist.
Ein zweites Ausführungsbeispiel der vorliegenden Erfindung wird anhand der Fig. 13-15 beschrieben.
In dem zweiten Ausführungsbeispiel werden der Unterkühlungsgrad SC des kondensierten flüssigen Kühlmittels in dem heizenden Innen-Wärmetauscher 12 in Schritt 220 in Fig. 5 und der Sollwert SCO des Unterkühlungsgrades in Schritt 370 in Fig. 6 wie folgt berechnet.
Nachfolgend werden Inhalte des detaillierten Prozesses in Schritt 220 unter Bezugnahme auf Fig. 13 beschrieben.
In Schritt 221 wird ein Druckverlust ΔPc des Kühlmittels von der Position, an welcher der Ausgangsdrucksensor 43 angeordnet ist, zu der Position, an welcher der Innen- Wärmetauscher-Ausgangstemperatursensor 45 angeordnet ist, durch Einsetzen der in dem RAM gespeicherten Solldrehzahl Nc des Kompressors 21 und des in Schritt 120 eingelesenen Messwerts Tos des Außenwärmetauscher-Ausgangstemperatursensors 44 in die folgende Gleichung (3) berechnet.
Der Druckverlust ΔPc ist ein Unterschied zwischen dem Kühlmitteldruck an dem Punkt "C" und dem Kühlmitteldruck "B" in dem Mollier-Diagramm des Kühlkreislaufs 20, das in Fig. 15 dargestellt ist. Der Druck an dem Punkt "A" ist ein durch den Ausgangsdrucksensor 43 erfasster Kühlmitteldruck, während der Druck an dem Punkt "B" ein Kühlmitteldruck (= Druck an dem Punkt "A") an der Position ist, an welcher der Innen- Wärmetauscher-Ausgangstemperatursensor 45 angeordnet ist, falls der oben beschriebene Druckverlust ΔPc ignoriert wird. Der Druck an dem Punkt "C" ist ein Kühlmitteldruck an der Position, an welcher der Innen-Wärmetauscher-Ausgangstemperatursensor 45 angeordnet ist, falls der oben beschriebene ΔPc berücksichtigt wird.
ΔPc = A · Ncm · Tosn (3)
Die Gleichung (3) ist eine durch Versuche erhaltene Näherungsgleichung. Die obigen "A", "m" bzw. "n" sind Versuchskonstanten.
In Gleichung (3) ist m größer als Null gesetzt (m > 0), sodass der Druckverlust ΔPc umso größer wird je höher die Drehzahl Nc wird, d. h. der Druckverlust wird umso kleiner je niedriger die Drehzahl Nc wird. Ferner ist n größer als Null gesetzt, so dass der Druckverlust ΔPc umso größer wird je höher die Ausgangstemperatur Tos wird, d. h. der Druckverlust ΔPc umso kleiner wird je niedriger die Ausgangstemperatur Tos wird.
Mit anderen Worten wird die Strömungsmenge des in dem Kühlkreislauf zirkulierenden Kühlmittels umso größer und die Strömungsgeschwindigkeit des Kühlmittels an der Hochdruckseite des Kühlkreislaufs 21 umso schneller je höher die Drehzahl Nc des Kompressors 21 wird, was einen höheren Druckverlust an der Hochdruckseite bewirkt. Deshalb wird in dem zweiten Ausführungsbeispiel der Druckverlust ΔPc umso größer je höher die Drehzahl des Kompressors wird, während die Drehzahl Nc umso niedriger wird je kleiner der Druckverlust ΔPc ist.
Ferner wird die Dichte des Kühlmittels umso größer und die an der Hochdruckseite des Kühlkreislaufs 21 strömende Gewichtsströmungsmenge des Kühlmittels umso größer je höher die Ausgangstemperatur Tos wird, d. h. je höher der Druck des Kühlmittels an der Niederdruckseite des Kühlkreislaufs 20 wird, was einen großen Druckverlust an dieser Hochdruckseite bewirkt. In diesem Ausführungsbeispiel ist der Druckverlust ΔPc umso größer je höher die Ausgangstemperatur Tos wird, während der Druckverlust ΔPc umso kleiner wird je niedriger die Ausgangstemperatur Tos wird.
In dem nächsten Schritt 222 wird ein Kühlmittelausgangsdruck Pc (Druck an dem Punkt "C" von Fig. 15) an der Position, an welcher der Innen-Wärmetauscher-Ausgangstemperatursensor 45 angeordnet ist, durch Einsetzen eines Messwerts Pd des Ausgangs¬ drucksensors 43, d. h. des Drucks an dem Punkt "A" (= Druck an dem Punkt "B") von Fig. 15, und des Druckverlusts ΔPc in die folgende Gleichung (4) berechnet.
In Schritt 220 wird der Unterkühlungsgrad SC des kondensierten flüssigen Kühlmittels in dem heizenden Innen-Wärmetauscher 12 basierend auf der folgenden Gleichung (4) berechnet.
PC = Pd - ΔPc (4)
Im nächsten Schritt 223 wird eine Temperatur Tc' (Temperatur an dem Punkt "D") des gesättigten flüssigen Kühlmittels der Trockenheit Null (0) in dem wärmenden Innen- Wärmetauscher 12 entsprechend dem oben beschriebenen Kühlmittelausgangsdruck Pc (Druck an dem Punkt "C") durch Suchen aus der Abbildung (nicht dargestellt), welche die Beziehung zwischen dem Kühlmitteldruck und der Temperatur des gesättigten flüssigen Kühlmittels der Trockenheit Null (0) zeigt und die in dem ROM gespeichert ist, berechnet.
Kurz gesagt ist das Kühlmittel von dem Punkt "D" zu dem Punkt "C" in einem Zustand einer unterkühlten Flüssigkeit. Da in diesem Fall der Druckverlust in dem Kühlmittelrohr eines solchen flüssigen Kühlmittels so klein ist, dass er ignoriert werden kann, können der Kühlmitteldruck an dem Punkt "C" und der Kühlmitteldruck an dem Punkt "D" als gleich angesehen werden. Aus diesem Grund ist gemäß diesem Ausführungsbeispiel durch Berechnen der Temperatur des gesättigten flüssigen Kühlmittels Tc' aus dem berechneten Druck des Punktes "C" die Temperatur Tc' gleich der Tc', die aus dem Druck des Punktes "D" berechnet wird.
Im nächsten Schritt 224 wird ein Unterschied zwischen der erfassten Kühlmittelausgangstemperatur Tcs und der tatsächlichen Kühlmittelausgangstemperatur als ein Korrekturwert ΔTc durch Einsetzen des Messwerts des Außenlufttemperatursensors 41 und der durch den Innen-Wärmetauscher-Ausgangstemperatursensor 45 erfassten Kühlmittelausgangstemperatur Tcs (Kühlmitteltemperatur an dem Punkt "C" von Fig. 15) in die folgende Gleichung (5) berechnet.
ΔTc = a · (Tcs - Tam) (5)
Die Gleichung (5) ist eine durch einen Versuch erhaltene Näherungsgleichung. Das "a" ist eine experimentelle Konstante.
Im nächsten Schritt 225 wird eine genauere Kühlmittelausgangstemperatur als Korrektur- Kühlmittelausgangstemperatur Tc basierend auf der folgenden Gleichung (6) durch Hinzufügen des Korrekturwerts ΔTc, der an der erfassten Kühlmittelausgangstemperatur Tcs berechnet wird, berechnet.
Tc = Tcs + ΔTc (6)
Hier wird gemäß der obigen Gleichung (5) der Korrekturwert ΔTc umso größer je niedriger die Außenlufttemperatur Tam wird, mit anderen Worten wird der Korrekturwert ΔTc umso kleiner je höher die Außenlufttemperatur Tam wird. Deshalb wird die durch die obige Gleichung (6) erhaltene Korrektur-Kühlmittelausgangstemperatur Tc höher als die erfasste Kühlmittelausgangstemperatur Tcs, wenn die Außenlufttemperatur Tam niedriger wird, dagegen wird, wenn die Außenlufttemperatur höher wird, ihre Temperatur näher zu der erfassten Kühlmittelausgangstemperatur Tcs.
Im nächsten Schritt 226 wird der obige Unterkühlungsgrad SC durch Einsetzen der in Schritt 223 berechneten Temperatur Tc' (Temperatur an dem Punkt "D") des gesättigten flüssigen Kühlmittels und der in Schritt 225 berechneten Korrektur-Kühlmittelausgangstemperatur Tc (Temperatur an dem Punkt "C") in die folgende Gleichung (7) berechnet.
SC = Tc' - Tc (7)
Als nächstes werden die Inhalte des detaillierten Prozesses in Schritt 360 unter Bezugnahme auf Fig. 14 beschrieben.
In Schritt 360 wird der Unterkühlungsgrad SC des kondensierten flüssigen Kühlmittels in dem Außen-Wärmetauschers 22 berechnet.
In Schritt 361 wird der Druckverlust APo des Kühlmittels von der Position, an welcher der Ausgangsdrucksensor 43 angeordnet ist, zu der Position, an welcher der Außen- Wärmetauscher-Ausgangstemperatursensor 44 angeordnet ist, durch Einsetzen der in dem RAM enthaltenen Drehzahl Nc des Kompressors und des in Schritt 120 eingelesenen Messwerts Te des Nachverdampfapparatsensors 46 in die folgende Gleichung (8) berechnet. Hier ist der Druckverlust ΔPo eine Differenz zwischen dem Druck B und dem Druck an dem Punkt "C" von Fig. 15 in der gleichen Weise wie in dem heizenden Betriebsmodus.
ΔPo = B · Nck · Te¹ (8)
Die Gleichung (8) ist eine durch einen Versuch erhaltene Näherungsgleichung. Die "B", "k" und "l" sind experimentelle Konstanten.
In Gleichung (8) ist in der gleichen Weise wie in dem heizenden Betriebsmodus k größer als Null gesetzt (k > 0), so dass der Druckverlust ΔPc umso größer wird je höher die Drehzahl Nc wird, d. h. der Druckverlust ΔPc umso kleiner wird je niedriger die Drehzahl Nc wird. Ferner ist 1 größer als Null gesetzt, so dass der Druckverlust ΔPc umso größer wird je höher die Temperatur Te wird, d. h. der Druckverlust ΔPc umso kleiner wird je niedriger die Temperatur Te wird. Da der Grund der gleiche wie in dem heizenden Betriebsmodus ist, wird auf eine Erläuterung verzichtet.
Im nächsten Schritt 362 wird der Kühlmittelausgangsdruck Po (Druck an dem Punkt "C" von Fig. 9) an der Position, an welcher der Außen-Wärmetauscher-Ausgangstemperatursensor 44 angeordnet ist, durch Einsetzen eines Messwerts Pd des Ausgangsdrucksensors 43 und des Druckverlusts ΔPo in die folgende Gleichung (9) berechnet.
Po = Pd - ΔPc (9)
Im nächsten Schritt 363 wird die Temperatur To' (Temperatur an dem Punkt "D") des gesättigten flüssigen Kühlmittels der Trockenheit Null (0) in dem Außen-Wärmetauscher 22 entsprechend dem oben beschriebenen Ausgangsdruck Pc (Druck an dem Punkt "C") durch Suchen aus der Abbildung (nicht dargestellt), welche die Beziehung zwischen dem Kühlmitteldruck und der Temperatur des gesättigten flüssigen Kühlmittels der Trockenheit Null (0) zeigt und die in dem ROM gespeichert ist, berechnet.
In diesem Fall ist in der gleichen Weise wie in dem heizenden Betriebsmodus, da der Kühlmitteldruck an dem Punkt "C" und der Kühlmitteldruck an dem Punkt "D" als gleich angesehen werden können, gemäß diesem Ausführungsbeispiel die Temperatur Tc' durch Berechnen von Tc' aus dem an dem Punkt "C" berechneten Druck gleich der Tc', die aus dem Druck an dem Punkt "D" berechnet wird.
Im nächsten Schritt 364 wird ein Unterschied zwischen dieser erfassten Kühlmittelausgangstemperatur Tos und der tatsächlichen Kühlmittelausgangstemperatur als ein Korrekturwert ΔTo durch Einsetzen des Messwerts Tam des Außenlufttemperatursensors 41 und der durch den Außen-Wärmetauscher-Ausgangstemperatursensor 44 erfassten Kühlmittelausgangstemperatur Tos (Kühlmitteltemperatur an dem Punkt "C" von Fig. 15) in die folgende Gleichung (10) berechnet.
ΔTo = b · (Tos - Tam) (10)
Diese Gleichung (10) ist eine durch einen Versuch erhaltene Näherungsgleichung. Das "b" ist eine experimentelle Konstante.
Im nächsten Schritt 365 wird eine genauere Kühlmittelausgangstemperatur als eine Korrektur-Kühlmittelausgangstemperatur To durch Hinzufügen des in dem vorgenannten Schritt 364 berechneten Korrekturwerts ΔTo zu dem Messwert Tos berechnet, wie in der folgenden Gleichung (11) gezeigt.
To = Tos + ΔTo (11)
Hier sind die obigen Gleichungen (10) und (11) basierend auf dem gleichen Konzept wie in dem heizenden Betriebsmodus gebildet.
Im nächsten Schritt 366 wird der Unterkühlungsgrad SC durch Einsetzen der in Schritt 363 berechneten Temperatur To' des gesättigten flüssigen Kühlmittels (Temperatur an dem Punkt "D") und der in Schritt 365 berechneten Korrektur-Kühlmittelausgangstemperatur (Temperatur an dem Punkt "C") in die folgende Gleichung (12) berechnet.
SC = To' - To (12)
Die anderen Schritte sind die gleichen wie im ersten Ausführungsbeispiel.
Gemäß diesem oben beschriebenen Ausführungsbeispiel kann, da die Temperatur Tc' (oder To') (Temperatur an dem Punkt "D" von Fig. 15) des gesättigten flüssigen Kühlmittels der Trockenheit Null (0) in dem Kondensator basierend auf einem Messwert des Ausgangdrucksensors 43, der ursprünglich für den Hochdruckschutz und die Luftblastemperatursteuerung vorgesehen ist, und dem Druckverlust ΔPc (oder ΔPo) von der Position, an welcher der Ausgangsdrucksensor 43 angeordnet ist, zu der Position, an welcher der Ausgangstemperatursensor 45 (oder 44) angeordnet ist, berechnet wird, im Vergleich zu dem Fall, in dem die Temperatur des gesättigten flüssigen Kühlmittels durch einen Temperatursensor erhalten wird, eine höhere Empfindlichkeit erzielt werden, es ist nicht notwendig, einen separaten Sensor vorzusehen, und es kann mit einer höheren Genauigkeit berechnet werden.
Ein Fehler in der Berechnung des durch eine Differenz zwischen der Temperatur Tc' (oder To') des gesättigten flüssigen Kühlmittels und der Kühlmittelausgangstemperatur Tc (oder To) an der Position, an welcher der Ausgangstemperatursensor 45 (44) angeordnet ist, berechneten Unterkühlungsgrades SC kann reduziert werden, wodurch die Steuerleistung des Expansionsventils 24 (oder 23) verbessert wird und es möglich gemacht wird, eine passende Steuerung des Unterkühlungsgrades durchzuführen.
Ferner kann gemäß diesem Ausführungsbeispiel, da die Kühlmittelausgangstemperatur Tc (oder To) durch Kompensieren der durch den Ausgangstemperatursensor 45 (oder 44) erfassten Temperatur Tcs (oder Tos) entsprechend der Außenlufttemperatur erzielt wird, die Kühlmittelausgangstemperatur genauer erzielt werden. Demgemäß wird der Fehler der Berechnung des Unterkühlungsgrades SC verringert, die Steuerleistung des Expansionsventils 24 (oder 23) wird verbessert, und ferner kann eine passende Steuerung des Unterkühlungsgrades durchgeführt werden.
Es werden nun Modifikationen dieses Ausführungsbeispiels beschrieben.
Was die Erfassung der Kühlmittelmenge an der Niederdruckseite in dem obigen Ausführungsbeispiel betrifft, wird die Temperatur des in dem als ein Verdampfapparat funktionierenden Wärmetauscher strömenden Kühlmittels durch einen Außen- Wärmetauscher-Ausgangstemperatursensor 44 in dem heizenden Betriebsmodus und durch den Nachverdampfapparatsensor 46 in dem kühlenden Betriebsmodus erfasst, jedoch kann der Druck des in diesem Wärmetauscher strömenden Kühlmittels eingesetzt werden.
Gemäß dem obigen Ausführungsbeispiel besteht die Drehzahl-Erfassungseinrichtung aus dem RAM, jedoch ist ein Sensor zum direkten Erfassen der Drehzahl des Kompressors 21 vorgesehen und dieser Sensor kann als Drehzahl-Erfassungeinrichtung eingesetzt werden.
Ferner ist in dem obigen Ausführungsbeispiel ein Wärmepumpen-Kühlkreislauf eingesetzt, jedoch kann der Kühlkreislauf aus einer einzelnen Kühlvorrichtung oder einer einzelnen Heizvorrichtung aufgebaut sein.
In den obigen Ausführungsbeispielen ist die vorliegende Erfindung auf ein Klimagerät für ein Elektrofahrzeug angewendet, jedoch kann sie auch auf ein Klimagerät für ein durch einen Verbrennungsmotor angetriebenes Fahrzeug sowie auf ein Klimagerät für einen Raum in einem Haus oder einem Gebäude angewendet werden.

Claims

1. Klimagerät zur Klimatisierung von Luft in einem Raum, mit einem Gehäuse mit einer Luftleitung (2), bei der ein Innenlufteinlass (5) zum Ansaugen einer Innenluft und ein Außenlufteinlass (6) zum Ansaugen einer Außenluft an einem Ende davon und ein mit dem Raum in Verbindung stehender Luftauslass (14-16) an dem anderen Ende ausgebildet sind;

einem Kühlkreislauf (20) mit einem Kompressor (21) zum Komprimieren eines Kühlmittels, einem Kondensator (12, 22) zum Kondensieren des Kühlmittels von dem Kompressor (21), einem elektrischen Druckverminderungsgerät (23, 24) zum Reduzieren eines Drucks des Kühlmittels von dem Kondensator (12, 22), einem Verdampfapparat (11) zum Verdampfen des Kühlmittels von dem elektrischen Druckverminderungsgerät (23, 24);

einem Lüfter (4) zum Erzeugen eines Luftstroms in der Luftleitung (2);

einer Ausgangstemperaturerfassungseinrichtung (44, 45) zum Erfassen der Kühlmittelausgangstemperatur des Kondensators (12, 22);

einer Hochdruckerfassungseinrichtung (43) zum Erfassen eines Hochdrucks des Kühlkreislaufs (20);

einer Außenlufttemperaturerfassungseinrichtung (41) zum Erfassen der Außenlufttemperatur; und

einer Steuereinheit (40) zum Steuern des elektrischen Druckverminderungsgeräts (23, 24),

dadurch gekennzeichnet,

dass die Steuereinheit (40) das elektrische Druckverminderungsgerät (23, 24) so steuert, dass ein Unterkühlungsgrad eines flüssigen Kühlmittels in dem Kondensator (12, 22) auf einen vorgegebenen Sollunterkühlungsgrad gesetzt wird, wobei die Steuereinheit (40) enthält:

eine Unterkühlungsgradberechnungseinrichtung (S220, S360) zum Berechnen des Unterkühlungsgrades des kondensierten flüssigen Kühlmittels in dem Kondensator (12, 22) basierend wenigstens auf einer aus dem durch die Hochdruckerfassungseinrichtung (43) erfassten Hochdruck berechneten Kondensattemperatur und der durch die Ausgangstemperaturerfassungsseinrichtung (44, 45) erfassten Kühlmittelausgangstemperatur;

eine Sollunterkühlungsgradberechnungseinrichtung, die mit Sinken der durch die Außenlufttemperaturerfassungseinrichtung erfassten Außenlufttemperatur einen steigenden Sollunterkühlungsgrad berechnet;

eine Unterkühlungsgradsteuereinrichtung (S240-S280) zum Steuern des elektrischen Druckverminderungsgeräts (23, 24) in einer solchen Weise, dass der durch die Unterkühlungsgradberechnungseinrichtung (S220) berechnete Unterkühlungsgrad auf den Sollunterkühlungsgrad eingestellt wird.

2. Klimagerät nach Anspruch 1, ferner mit einer Ansaugtemperaturerfassungseinrichtung (42) zum Erfassen der Luftansaugtemperatur des Kondensators in der Luftleitung (2), wobei die Sollunterkühlungsgradberechnungseinrichtung (S230) ferner den Sollunterkühlungsgrad entsprechend dem Sinken der durch die Ansaugtemperaturerfassungseinrichtung (42) erfassten Luftansaugtemperatur als einen größeren Wert berechnet.

3. Klimagerät nach einem der Ansprüche 1 und 2, ferner mit einer Luftmengenerfassungseinrichtung (53) zum Erfassen einer durch den Kondensator (12) strömenden Luftmenge, wobei die Sollunterkühlungsgradberechnungseinrichtung (S230) ferner den Sollunterkühlungsgrad mit dem Anstieg der durch die Luftmengenerfassungseinrichtung (53) erfassten Luftmenge als einen größeren Wert berechnet.

4. Klimagerät nach einem der Ansprüche 1 bis 3, ferner mit einer Ausgangsöffnungsgradsteuereinrichtung (S180-S200) zum Einstellen des elektrischen Druckverminderungsgeräts (23, 24) für eine vorgegebene Zeit nach dem Start des Klimageräts auf einen größer eingestellten Öffnungsgrad als eine gewöhnliche Steuerung, wobei die Unterkühlungsgradsteuereinrichtung (S240-S280) ferner das elektrische Druckverminderungsgerät (23, 24) in einer solchen Weise steuert, dass der berechnete Unterkühlungsgrad nach Verstreichen der vorgegebenen Zeit auf den Sollunterkühlungsgrad eingestellt wird.

5. Klimagerät nach einem der Ansprüche 1 bis 4, bei welchem das Klimagerät für ein Fahrzeug eingesetzt ist.

6. Klimagerät nach einem der vorhergehenden Ansprüche, bei welchem der Wärmepumpenkühlkreislauf (20) ein Vierwegeventil (26), einen Außenwärmetauscher (22), das elektrische Druckverminderungsgerät (23, 24) mit einem elektrischen Druckverminderungsgerät (23) zum Kühlen und einem elektrischen Druckverminderungsgerät (24) zum Heizen, einen Innenwärmetauscher (11, 12) und einen mit einem Kühlmittelrohr (27) verbundenen Speicher (25) aufweist, wobei das Kühlmittel in dem Kreislauf (20) in einem Heizbetriebsmodus durch den Kompressor (21), das Vierwegeventil (26), den Innenwärmetauscher (12), das elektrische Druckverminderungsgerät (24) zum Heizen, den Außenwärmetauscher (22) und den Speicher (25) in dieser Reihenfolge zirkuliert, und in einem Kühlbetriebsmodus durch den Kompressor (21), das Vierwegeventil (26), den Außenwärmetauscher (22), das elektrische Druckverminderungsgerät (23) zum Kühlen, den Innenwärmetauscher (11) und den Speicher (25) in dieser Reihenfolge zirkuliert.

7. Klimagerät nach Anspruch 6, bei welchem die Hochdruckerfassungseinrichtung (43) zwischen dem Kompressor (21) und dem Vierwegeventil (26) angeordnet ist.

8. Klimagerät nach einem der vorhergehenden Ansprüche, bei welchem die Ausgangsdruckerfassungseinrichtung (43) an dem Teil einer Ausgabeseite des Kompressors (21) angeordnet ist und den Kühlmitteldruck an einem Teil dessen Ausgabeseite erfasst, und die Druckverlustberechnungseinrichtung (S221, S361) einen Druckverlust des Kühlmittels von der Position, wo die Ausgangsdruckerfassungseinrichtung angeordnet ist, zu der Position, wo die Ausgangstemperaturerfassungseinrichtung angeordnet ist, basierend auf der durch die Druckverlustmengenerfassungseinrichtung (46, 44) erfassten physikalischen Menge berechnet.

9. Klimagerät nach einem der vorhergehenden Ansprüche, ferner mit einer Druckverlustmengenerfassungseinrichtung (46, 44) zum Erfassen einer physikalischen Menge bezüglich des Druckverlusts des Kühlmittels von einer Position, wo die Hochdruckerfassungseinrichtung (43) angeordnet ist, zu einer Position, wo die Ausgangstemperaturerfassungseinrichtung (44, 45) angeordnet ist, wobei die Steuereinheit (40) ferner enthält:

eine Druckverlustberechnungseinrichtung (S221, S361) zum Berechnen eines Druckverlusts des Kühlmittels von der Position, wo die Ausgangsdruckerfassungseinrichtung angeordnet ist, zu der Position, wo die Ausgangstemperaturerfassungseinrichtung angeordnet ist, basierend auf der durch die Druckverlustmengenerfassungseinrichtung (46, 44) erfassten physikalischen Menge,

eine Ausgangsdruckberechnungseinrichtung (S222, S362) zum Berechnen eines Kühlmittelausgangsdrucks an der Ausgangsseite des Kondensators (12, 22) basierend auf dem durch die Druckverlustberechnungseinrichtung (S221, S361) berechneten Druckverlust und dem durch die Ausgangsdruckerfassungseinrichtung (43) erfassten Ausgangsdruck, und

eine Flüssigsättigungskühlmitteltemperaturberechnungseinrichtung (S223, S363) zum Berechnen einer Temperatur eines gesättigten flüssigen Kühlmittels der Trockenheit (0) in dem Kondensator (12, 22) basierend auf dem durch die Ausgangsdruckberechnungseinrichtung (S222, S362) berechneten Kühlmittelausgangdruck;

und wobei die Unterkühlungsgradberechnungseinrichtung (S220) eine Unterkühlungsgradberechnungseinheit (S226, S366) zum Berechnen des Unterkühlungsgrades ferner basierend auf der durch die Flüssigsättigungskühlmitteltemperaturberechnungseinrichtung (S223, S363) berechneten Temperatur des gesättigten flüssigen Kühlmittels der Trockenheit (0) und der durch die Ausgangstemperaturerfassungseinrichtung (44, 45) erfassten Kühlmitteltemperatur enthält.

10. Klimagerät nach Anspruch 9, bei welchem die Druckverlustmengenerfassungseinrichtung (46, 44) eine Drehzahl des Kompressors erfasst.

11. Klimagerät nach Anspruch 10, bei welchem die Druckverlustberechnungseinrichtung (S226, S366) den Druckverlust entsprechend dem Anstieg der durch die Kompressordrehzahlerfassungseinrichtung erfassten Drehzahl des Kompressors (21) als einen größeren Wert berechnet.

12. Klimagerät nach Anspruch 8, bei welchem die Druckverlustmengenerfassungseinrichtung (46, 44) eine physikalische Menge bezüglich einer Temperatur oder eines Drucks des Kühlmittels auf einer Niederdruckseite des Kühlmittelkreislaufs (20) erfasst.

13. Klimagerät nach Anspruch 12, bei welchem die Druckverlustberechnungseinrichtung (S221, S361) ferner den Druckverlust entsprechend dem Anstieg der bzw. des durch die Kühlmittelmengenerfassungseinrichtung (46, 44) der Niederdruckseite erfassten Temperatur oder Drucks des Kühlmittels auf der Niederdruckseite als einen größeren Wert berechnet.

14. Klimagerät nach Anspruch 8, ferner mit

einer Umgebungstemperaturerfassungseinrichtung (41) zum Erfassen einer Umgebungstemperatur der Ausgangstemperaturerfassungserfassungseinrichtung (44, 45);

einer Korrekturausgangstemperaturberechnungseinrichtung (S224-S225, S364-S365) zum Berechnen einer Korrekturkühlmittelausgangstemperatur basierend auf der durch die Umgebungstemperaturerfassungseinrichtung (41) erfassten Umgebungstemperatur und der durch die Ausgangstemperaturerfassungseinrichtung (44, 45) erfassten Kühlmittelausgangstemperatur;

wobei die Unterkühlungsgradberechnungseinrichtung (S226, S366) ferner den Unterkühlungsgrad basierend auf der durch die Sättigungsflüssigkühlmitteltemperaturberechnungseinrichtung (S223, S363) berechneten Temperatur des gesättigten flüssigen Kühlmittels der Trockenheit (0) und der durch die Korrekturausgangstemperaturberechnungseinrichtung (S224-S225, S364-S365) berechneten Korrekturkühlmittelausgangstemperatur berechnet.

15. Klimagerät nach Anspruch 14, bei welchem die Korrekturausgangstemperaturberechnungseinrichtung (S224-S225, S364-S365) ferner die Korrekturkühlmittelausgangstemperatur entsprechend dem Absinken der durch die Umgebungstemperaturerfassungseinrichtung (41) erfassten Umgebungstemperatur als einen größeren Wert berechnet.

16. Klimagerät nach Anspruch 14, bei welchem der Kondensator (22) außerhalb angeordnet ist und die Umgebungstemperaturerfassungseinrichtung (41) eine Außenlufttemperatur erfasst.

17. Klimagerät nach Anspruch 1 zur Klimatisierung von Luft in einem Raum durch Umschalten eines Kühlbetriebs und eines Heizbetriebs, bei welchem durch die Luftleitung (2) klimatisierte Luft in den Raum strömt;

der Verdampfapparat (11) in der Luftleitung (2) zum Kühlen von Luft durch Verdampfen des Kühlmittels angeordnet ist, der Innenkondensator (12) nach dem Verdampfapparat (11) in der Luftleitung (2) angeordnet ist und die Luft durch einen Wärmeaustausch zwischen der Luft und dem Kühlmittel von dem Kompressor erwärmt, und der Außenwärmetauscher (22) außerhalb der Luftleitung (2) angeordnet ist und einen Wärmeaustausch zwischen dem Kühlmittel und außerhalb der Luftleitung (2) strömender Luft durchführt;

wobei das Druckverminderungsgerät aufweist:

ein erstes elektrisches Druckverminderungsgerät (24), das zwischen dem Innenkondensator (12) und dem Außenwärmetauscher (22) zur Reduzierung eines Drucks des Kühlmittels von dem Innenkondensator (12) angeordnet ist; und

ein zweites elektrisches Druckverminderungsgerät (23), das zwischen dem Außenwärmetauscher (22) und dem Verdampfapparat (11) zur Reduzierung eines Drucks des Kühlmittels von dem Außenwärmetauscher (22) angeordnet ist;

wobei die Ausgangstemperaturerfassungseinrichtung (44, 45) aufweist:

eine erste Ausgangstemperaturerfassungseinrichtung (45) zum Erfassen einer Kühlmittelausgangstemperatur des Innenkondensators (12); und

eine zweite Ausgangstemperaturerfassungseinrichtung (44)zum Erfassen einer Kühlmittelausgangstemperatur des Außenwärmetauschers (22);

und wobei die Steuereinheit (40) das erste und das zweite elektrische Druckverminderungsgerät (23, 24) so steuert, dass der Unterkühlungsgrad des flüssigen Kühlmittels in dem Kühlkreislauf (20) auf den vorgegebenen Sollunterkühlungsgrad eingestellt wird.