JP2003002048A - 車両用空調装置 - Google Patents

車両用空調装置

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JP2003002048A JP2001137825A JP2001137825A JP2003002048A JP 2003002048 A JP2003002048 A JP 2003002048A JP 2001137825 A JP2001137825 A JP 2001137825A JP 2001137825 A JP2001137825 A JP 2001137825A JP 2003002048 A JP2003002048 A JP 2003002048A
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泰孝 黒田
Yoshitaka Tomatsu
義貴 戸松
Akira Kobayashi
亮 小林
Masafumi Nakajima
雅文 中島
Toshio Hirata
敏夫 平田
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    • F25B9/002—Compression machines, plants or systems, in which the refrigerant is air or other gas of low boiling point characterised by the refrigerant
    • F25B9/008—Compression machines, plants or systems, in which the refrigerant is air or other gas of low boiling point characterised by the refrigerant the refrigerant being carbon dioxide

Abstract

(57)【要約】 【課題】 ＣＯ2サイクルにおいて、圧縮機の消費動力
が過度に上昇してしまうことを防止しつつ、圧縮機やゴ
ム部品等が熱損傷してしまうことを防止する。 【解決手段】 蒸発器９を通過した直後の空気温度が略
０℃となるように圧縮機１００の吐出容量を可変制御す
ることにより、圧縮機１００から吐出する冷媒流量が所
定流量Ｗｔを超えることを防止する。これにより、高圧
側の冷媒圧力及び冷媒温度が過度に上昇してしまうこと
を防止できるので、圧縮機１００の消費動力が過度に上
昇してしまうことを防止しつつ、圧縮機１００やゴム部
品等が熱損傷してしまうことを防止できる。

Description

【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】本発明は、高圧側の冷媒圧力
が冷媒の臨界圧力以上となる蒸気圧縮式冷凍サイクルに
関するもので、車両用空調装置に用いて有効である。
【０００２】
【従来の技術】通常、車両用空調装置の圧縮機は走行用
のエンジンから駆動力を得て稼働しているので、圧縮機
の回転数（圧縮機から吐出する冷媒流量）を制御するこ
とが難しい。
【０００３】そこで、例えば特開昭５９−１０５８２１
号公報に記載の発明では、圧縮機の理論吐出流量を変化
させることができる可変容量型の圧縮機を採用するとと
もに、エンジン回転数又は圧縮機の回転数に応じて圧縮
機の理論吐出流量を可変制御している。
【０００４】なお、圧縮機の理論吐出流量とは、単位回
転数当たりの吐出流量（吐出容量）であり、例えば斜板
式の可変容量型圧縮機では、ピストンのストローク（行
程）量を変化させることにより理論吐出流量（吐出容
量）を変化させる。
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】ところで、高圧側の冷
媒圧力が冷媒の臨界圧力以上となる蒸気圧縮式冷凍サイ
クル（以下、この冷凍サイクルを超臨界冷凍サイクルと
呼ぶ。）では、高圧側の冷媒圧力が高い（冷媒を二酸化
炭素とした場合には、約１５ＭＰａ）ので、エンジン回
転数が上昇すると、高圧側の冷媒圧力が冷媒の臨界未満
となるフロン等を冷媒とする蒸気圧縮式冷凍サイクルに
比べて、圧縮機の消費動力が大きくなる。このため、エ
ンジンの負荷が大きくなってしまい、走行性能（特に、
加速性能）が悪化してしまう。
【０００６】また、高圧側の冷媒圧力（吐出圧力）が高
いので、エンジン回転数が上昇すると、吐出冷媒の温度
が高くなり、圧縮機やゴム部品等の熱損傷が発生するお
それもある。
【０００７】ここで、高圧側の冷媒圧力とは、圧縮機か
ら吐出して減圧器にて減圧される前の冷媒圧力を言い、
圧縮機の吐出圧と略等しい圧力である。
【０００８】本発明は、上記点に鑑み、圧縮機の消費動
力が過度に上昇してしまうことを防止することを目的と
する。
【０００９】
【課題を解決するための手段】本発明は、上記目的を達
成するために、請求項１に記載の発明では、走行用エン
ジン（１１）から動力を得て冷媒を吸入圧縮する圧縮機
（１００）を有し、高圧側の冷媒圧力が冷媒の臨界圧力
以上となる蒸気圧縮式冷凍サイクルにて車室内に吹き出
す空気の調和を図る車両用空調装置において、圧縮機
（１００）から吐出する冷媒流量が、所定流量を超える
ことを防止する最大流量規制手段を設けたことを特徴と
する。
【００１０】これにより、高圧側の冷媒圧力及び冷媒温
度が過度に上昇してしまうことを防止できるので、圧縮
機（１００）の消費動力が過度に上昇してしまうことを
防止しつつ、冷凍サイクルを運転することができるた
め、圧縮機（１００）が焼き付いてしまうことを未然に
防止できる。
【００１１】なお、請求項２に記載の発明のごとく、最
大流量規制手段は、圧縮機（１００）の理論吐出流量を
制御することにより、圧縮機（１００）から吐出する冷
媒流量が所定流量を超えることを防止するものであるこ
とが望ましい。
【００１２】請求項３に記載の発明では、走行用エンジ
ン（１１）から動力を得て冷媒を吸入圧縮する圧縮機
（１００）を有し、高圧側の冷媒圧力が冷媒の臨界圧力
以上となる蒸気圧縮式冷凍サイクルにて車室内に吹き出
す空気の調和を図る車両用空調装置において、圧縮機
（１００）は、圧縮機（１００）の吐出側に設けられた
固定絞り（３１０）前後の差圧に基づいて、理論吐出流
量を変化させることができる可変容量型の圧縮機である
ことを特徴とする。
【００１３】これにより、高圧側の冷媒圧力及び冷媒温
度が過度に上昇してしまうことを防止しつつ、冷凍サイ
クルを運転することができるため、圧縮機（１００）が
焼き付いてしまうことを未然に防止することが可能とな
る。
【００１４】請求項４に記載の発明では、高圧側の冷媒
圧力が冷媒の臨界圧力以上となる蒸気圧縮式冷凍サイク
ルにおいて、冷媒を吸入圧縮する圧縮機（１００）から
吐出する冷媒流量が、所定流量を超えることを防止する
最大流量規制手段を設けたことを特徴とする。
【００１５】これにより、高圧側の冷媒圧力及び冷媒温
度が過度に上昇してしまうことを防止できるので、圧縮
機（１００）の消費動力が過度に上昇してしまうことを
防止しつつ、冷凍サイクルを運転することができるた
め、圧縮機（１００）が焼き付いてしまうことを未然に
防止できる。
【００１６】請求項５に記載の発明では、走行用エンジ
ン（１１）から動力を得て冷媒を吸入圧縮する圧縮機
（１００）を有し、高圧側の冷媒圧力が冷媒の臨界圧力
以上となるヒートポンプサイクルにて車室内に吹き出す
空気の調和を図る車両用空調装置において、圧縮機（１
００）は、圧縮機（１００）の吐出側に設けられた固定
絞り（３１０）前後の差圧に基づいて、理論吐出流量を
変化させることができる可変容量型の圧縮機であること
を特徴とする。
【００１７】ところで、暖房運転時には、ヒートポンプ
サイクルの室外熱交換器は蒸発器として機能するので、
前記室外熱交換器の表面に霜が付く（着霜する）。この
とき、仮に圧縮機（１００）の吸入側圧力（サイクルの
低圧）が所定圧力以下となるように圧縮機（１００）の
吐出容量を制御する（以下、この制御方式を内部可変制
御と呼ぶ。）した場合において、前記室外熱交換器に着
霜が発生すると、吸熱能力（蒸発量）が低下するので、
圧縮機（１００）から突出される吐出冷媒流量が減少し
ていくように圧縮機（１００）の吐出容量が制御され
る。
【００１８】これに対して、本発明では、圧縮機（１０
０）の吐出側に設けられた固定絞り（３１０）前後の差
圧に基づいて、理論吐出流量を変化させるので、前記室
外熱交換器に着霜が発生しても、吐出冷媒流量が減少し
ない。
【００１９】したがって、前記室外熱交換器に着霜が発
生しても、前記室外熱交換器の吸熱能力（暖房能力）
が、内部可変制御方式に比べて大きく低下してしまうこ
とを防止できる。
【００２０】請求項６に記載の発明では、冷媒を吸入圧
縮するとともに、吐出側に設けられた固定絞り（３１
０）前後の差圧に基づいて、理論吐出流量を変化させる
ことができる可変容量型の圧縮機（１００）と、圧縮機
（１００）から吐出した高圧の冷媒を冷却する高圧側熱
交換器（２００）と、高圧側熱交換器（２００）から流
出する冷媒を減圧する減圧手段（３００）と、減圧手段
（３００）で減圧された低圧の冷媒を蒸発させる低圧側
熱交換器（９）と、圧縮機（１００）の吐出冷媒圧力に
関する物理量を検出するセンサ手段（２７、２８）とを
有し、センサ手段（２７、２８）が検出した物理量が所
定値以下となるように、圧縮機（１００）の理論吐出流
量を制御することを特徴とする。
【００２１】これにより、蒸気圧縮式冷凍サイクルの高
圧側が異常高圧・異常高温になることを未然に防止でき
る。
【００２２】請求項７に記載の発明では、冷媒を吸入圧
縮するとともに、吐出側に設けられた固定絞り（３１
０）前後の差圧に基づいて、理論吐出流量を変化させる
ことができる可変容量型の圧縮機（１００）と、圧縮機
（１００）の理論吐出流量を制御する制御手段（２２、
１１０）と、圧縮機（１００）から吐出した高圧の冷媒
を冷却する高圧側熱交換器（２００）と、高圧側熱交換
器（２００）から流出する冷媒を減圧する減圧手段（３
００）と、減圧手段（３００）で減圧された低圧の冷媒
を蒸発させる低圧側熱交換器（９）と、圧縮機（１０
０）の吐出冷媒圧力に関する物理量を検出するセンサ手
段（２７、２８）とを有し、制御手段（２２、１１０）
は、高圧側熱交換器（２００）及び低圧側熱交換器
（９）のうち少なくとも一方側の熱負荷に基づいて目標
吐出流量を決定する目標流量決定手段（Ｓ１００）を有
しているとともに、センサ手段（２７、２８）が検出し
た物理量が所定値を超えたときには、センサ手段（２
７、２８）が検出した物理量が所定値以下となり、か
つ、かつ、所定の最大吐出流量以下の範囲で目標理論吐
出流量を決定して圧縮機（１００）の理論吐出流量を制
御する最大流量規制モードを実行することを特徴とす
る。
【００２３】これにより、蒸気圧縮式冷凍サイクルの制
御作動が不安定になることを抑制しつつ、車両用空調装
置１（蒸気圧縮式冷凍サイクル）の高圧側が異常高圧・
異常高温になることを未然に防止できる。
【００２４】なお、請求項８に記載の発明のごとく、最
大流量規制モードが実行された後、所定時間が経過した
時に最大流量規制モードを停止することが望ましい。
【００２５】因みに、上記各手段の括弧内の符号は、後
述する実施形態に記載の具体的手段との対応関係を示す
一例である。
【００２６】
【発明の実施の形態】（第１実施形態）図１は本実施形
態に係る車両用空調装置１の模式図であり、空気流路を
なす空調ケーシング２の空気上流側部位には、車室内気
を吸入するための内気吸入口３と外気を吸入するための
外気吸入口４とが形成されるとともに、これらの吸入口
３、４の開口割合を調節する吸入口切換ドア（内外気調
節手段）５が設けられている。
【００２７】この吸入口切換ドア５の下流側部位には、
空気中の塵埃を取り除くフィルタ８図示せず。）及び遠
心式の送風機７が配設されており、この送風機７により
両吸入口３、４から吸入された空気が、後述する各吹出
口１４、１５、１７に向けて送風されている。
【００２８】そして、送風機７の空気下流側には、空気
冷却手段をなす蒸発器９が配設されており、送風機７に
より送風された空気は全てこの蒸発器９を通過する。な
お、蒸発器９は、冷媒を蒸発させることにより冷凍能力
（冷房能力）を発揮するとともに、高圧側の冷媒圧力が
冷媒（本実施形態では、二酸化炭素）の臨界圧力以上と
なる超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクル（以下、冷凍サイク
ルと略す。）の低圧側の熱交換器であり、冷凍サイクル
については後述する。
【００２９】また、蒸発器９の空気下流側には、空気加
熱手段をなすヒータコア１０が配設されており、このヒ
ータコア１０は、エンジン１１の冷却水を熱源として空
気を加熱している。そして、空調ケーシング２には、ヒ
ータコア１０をバイパスするバイパス通路１２が形成さ
れており、ヒータコア１０の空気上流側には、ヒータコ
ア１０を通る風量とバイパス通路１２を通る風量との風
量割合を調節するエアミックスドア１３が配設されてい
る。
【００３０】また、空調ケーシング２の最下流側部位に
は、車室内乗員の上半身に空調空気を吹き出すためのフ
ェイス吹出口１４と、車室内乗員の足元に空気を吹き出
すためのフット吹出口１５と、フロントガラス１６の内
面に向かって空気を吹き出すためのデフロスタ吹出口１
７とが形成されている。
【００３１】そして、上記各吹出口１４、１５、１７の
空気上流側部位には、各吹出口１４、１５、１７の開口
度合いを調節して吹出モードを切り換える吹出モード切
換ドア１８、１９、２０が配設されている。なお、これ
らの吹出モード切換ドア１８、１９、２０、吸入口切換
ドア５及びエアミックスドア１３は、サーボモータ等の
駆動手段Ｍ１〜Ｍ２により開閉制御され、駆動手段Ｍ１
〜Ｍ２、送風機７（のモータＭ３）及び後述する制御バ
ルブ１１０は、図２に示すように、電子制御装置（ＥＣ
Ｕ）２１により制御される。
【００３２】なお、ＥＣＵ２１には、乗員が希望する室
内温度を乗員が設定入力する温度設定手段２２の設定温
度Ｔｓｅｔ、室内空気の温度を検出する内気温センサ
（内気温度検出手段）２３の検出温度Ｔｉｎ、室外空気
の温度を検出する外気温センサ（外気温度検出手段）２
４の検出温度Ｔｏｕｔ、室内に降り注がれる日射量を検
出する日射センサ２５の検出値、及び蒸発器９を通過し
た直後の空気温度を検出する温度センサ（温度検出手
段）２６の検出温度Ｔｅ等の空調センサ信号が入力され
ている。
【００３３】次に、冷凍サイクルについて述べる。
【００３４】図３は冷凍サイクルＲｃの模式図を示して
おり、１００は走行用エンジンＥ／Ｇから駆動力を得て
冷媒を吸入圧縮する圧縮機であり、この圧縮機１００
は、駆動力を断続可能に伝達する電磁クラッチ等のクラ
ッチ手段１０１を介して駆動力を得ている。なお、圧縮
機１００の構造は、後述する。
【００３５】２００は圧縮機１００から吐出した高温高
圧の冷媒と室外空気との間で熱交換して冷媒を冷却させ
る放熱器であり、３００は放熱器２００から流出した冷
媒を減圧するとともに、放熱器２００出口側の冷媒温度
に基づいて高圧側圧力（圧縮機１００の吐出圧）を制御
する圧力制御弁（減圧器）である。
【００３６】４００は蒸発器９から流出した冷媒を液相
冷媒と気相冷媒とに分離して気相冷媒を圧縮機１００の
吸入側に流出するとともに、冷凍サイクルＲｃ内の余剰
冷媒を蓄えるアキュムレータ（気液分離手段）であり、
５００はアキュムレータ４００から流出する冷媒と高圧
側冷媒（本実施形態では、放熱器２００から流出した冷
媒）とを熱交換し、蒸発器９に流入する冷媒のエンタル
ピを低下させて蒸発器９の冷媒入口側と出口側における
冷媒のエンタルピ差（冷凍能力Ｑ）を増大させるととも
に、圧縮機１００に液冷媒が吸入されることを防止する
ものである。
【００３７】次に、圧縮機１００の構造について述べ
る。
【００３８】圧縮機１００は、図４に示すように、周知
の可変容量式の斜板型圧縮機であり、回転するシャフト
１０２に対して傾いた斜板１０３をシャフト１０２と一
体的に回転させることによりシュー１０４を介して斜板
１０３に連結された複数本（本実施形態では、６本）の
ピストン１０５を往復運動させて作動室Ｖｃの体積を拡
大縮小させて冷媒を吸入圧縮するものである。そして、
圧縮機１００の吐出容量を変化させる場合には、斜板１
０３が収納された斜板室（制御圧室）１０６内の圧力を
変化させて斜板１０３の傾斜角度を変化させてピストン
１０５のストローク（行程）を変化させる。なお、斜板
室１０６は、オリフィス等の固定絞りを有する通路手段
を介して圧縮機の吸入側と連通している。
【００３９】また、１０７は各作動室Ｖｃから吐出され
た冷媒を集合回収するとともに、脈動を平滑化する第１
吐出室であり、１０８は第１吐出室１０７内の冷媒を吐
出口１０９に導く第２吐出室であり、両吐出室１０７、
１０８は所定の穴径を有する連通路（図示せず。）を介
して連通している。このため、冷媒が連通路を流通する
際に圧力損失が発生し、第２吐出室１０８内の圧力は第
１圧力室１０７内の圧力より低くなる。
【００４０】また、図５は、斜板室（制御圧室）１０６
内の圧力を制御する制御バルブ（吐出容量制御手段）１
１０の断面図である。この制御バルブ１１０は、圧縮機
１００内に形成された第１吐出室１０７と第２吐出室１
０８との差圧が所定の圧力差（以下、この圧力差を制御
目標圧力差と呼ぶ。）Δｐとなるように稼働する第１制
御部１２０と、第１制御部１２０の作動を規制して制御
目標圧力差Δｐを制御する第２制御部１３０とからなる
ものである。
【００４１】先ず、第１制御部１２０について述べる。
１２１は第１吐出室１０７内の圧力が導かれる第１制御
室であり、１２２は第２吐出室１０８内の圧力が導かれ
る第２制御室である。そして、両制御室１２１、１２２
は、摺動可能な仕切り部材１２３により仕切られてお
り、第１制御室１２１内には、第１制御室１２１の体積
を拡大する向きに仕切り部材１２３を押圧する力（弾性
力）を発揮するコイルスプリング（弾性手段）１２４が
配設されている。このため、仕切り部材１２３に形成さ
れたプッシュロッド１２５には、両制御室１２１、１２
２の圧力差による力及びコイルスプリング１２４の弾性
力が作用しているとともに、その力（以下、この力を開
弁力）の向きは、第１制御室１２１内の圧力が第２制御
室１２２より大きいことから第１制御室１２１の体積が
増大する向き（紙面左向き）である。なお、プッシュロ
ッド１２５の移動量は微少であるので、コイルスプリン
グ１２４が仕切り部材１２３（プッシュロッド）１２５
に及ぼす力は略一定値と見なすことができる。
【００４２】一方、第２制御部１３０は、開弁力に対向
する力（以下、この力を閉弁力と呼ぶ。）を弁体１３１
に作用させるもので、弁体１３１は圧縮機１００の吐出
圧（第２吐出室１０８の圧力）を斜板室１０６に導く制
御圧通路１４０の連通状態を制御するものである。
【００４３】また、１３２は励磁コイル１３３により誘
起された磁界によって発生した電磁吸引力により可動す
るプランジャ（可動鉄心）であり、１３４はプランジャ
１３２と引き合うストッパ（固定鉄心）であり、１３５
は電磁吸引力と対向する力を発生するコイルスプリング
（弾性手段）である。なお、プランジャ１３２の移動量
は微少であるので、コイルスプリング１３５がプランジ
ャ１３２に及ぼす力は略一定値と見なすことができる。
【００４４】そして、プランジャ１３２と弁体１３１と
は一体化されており、励磁コイル１３３に通電する通電
比率（デューティ比）を制御することにより、デューテ
ィ比に略比例した閉弁力（電磁吸引力）を得ることがで
きる。なお、励磁コイル１３３に通電するデューティ比
はＥＣＵ（空調制御手段）２１により制御される。
【００４５】したがって、デューティ比を大きくして閉
弁力を増大させると、弁体１３１を紙面右側に移動して
制御圧通路１４０を絞るので、斜板室１０６内の圧力が
低下して圧縮機１００の吐出容量が増大する。逆に、デ
ューティ比を小さくして閉弁力を減少させると、弁体１
３１を紙面左側に移動して制御圧通路１４０を開くの
で、斜板室１０６内の圧力が上昇して圧縮機１００の吐
出容量が減少する。
【００４６】一方、エンジンの回転数が上昇して圧縮機
１００の回転数が上昇すると、これに連動して圧縮機１
００から吐出される吐出冷媒流量が上昇するが、吐出冷
媒流量が増大すると、第１、２制御室１２１、１２２間
の圧力差が大きくなるので、開弁力が大きくなり、プッ
シュロッド１２５及び弁体１３１が紙面左側に移動して
制御圧通路１４０が開き、圧縮機１００の吐出容量が減
少していく。
【００４７】逆に、エンジンの回転数が低下して圧縮機
１００の回転数が低下すると、これに連動して圧縮機１
００から吐出される吐出冷媒流量が低下するが、吐出冷
媒流量が低下すると、第１、２制御室１２１、１２２間
の圧力差が小さくなるので、開弁力が小さくなり、プッ
シュロッド１２５及び弁体１３１が紙面右側に移動して
制御圧通路１４０が絞られ、圧縮機１００の吐出容量が
増加していく。
【００４８】このとき、プッシュロッド１２５及び弁体
１３１は閉弁力と開弁力とが釣り合う位置まで移動する
が、コイルスプリング１２４、１３５による力は一定値
であるので、プッシュロッド１２５及び弁体１３１は閉
弁力と開弁力とが釣り合う位置まで移動するとは、第
１、２制御室１２１、１２２間の圧力差が閉弁力（電磁
吸引力）によって一義的に決まる所定圧力差、つまり制
御目標圧力差Δｐとなるまで圧縮機１００の吐出容量が
機械的に変化することである。
【００４９】したがって、デューティ比を制御すること
により、エンジンＥ／Ｇ（圧縮機１００）の回転数によ
らず、圧縮機１００から実際に吐出される吐出冷媒流量
を制御することができる。したがって、本実施形態で
は、デューティ比から決定される吐出冷媒流量を目標吐
出冷媒流量と呼び、デューティ比を決定することは目標
吐出流量を決定することを意味する。
【００５０】次に、本実施形態の特徴（作用効果）を述
べる。
【００５１】図６は二酸化炭素を冷媒とする超臨界冷凍
サイクルの冷凍能力Ｑと消費動力Ｌとの関係と、フロン
（ＨＦＣ１３４ａ）を冷媒とする冷凍サイクル（以下、
未臨界冷凍サイクルと呼ぶ。）の冷凍能力Ｑと消費動力
Ｌとの関係とを示すグラフであり、図６から明らかなよ
うに、圧縮機１００の回転数（吐出流量）の増加量に対
する冷凍能力Ｑの増加量（冷凍能力Ｑを示すグラフの傾
き）は、超臨界冷凍サイクルの方が未臨界冷凍サイクル
より大きく、かつ、未臨界冷凍サイクルの冷凍能力Ｑが
約５．５ＫＷで飽和するのに対して、超臨界冷凍サイク
ルでは、圧縮機１００の回転数（吐出流量）の増加量に
略比例して増大していく。
【００５２】一方、一般的な車両用空調装置では、約
５．５ＫＷの最大冷凍能力Ｑが発生すれば実用上問題な
いので、本実施形態では、温度センサ２６の検出温度Ｔ
ｅ（蒸発器９を通過した直後の空気温度）が略０℃とな
るように目標吐出流量を設定してデューティ比を決定す
ることにより、圧縮機１００から吐出する冷媒流量が所
定流量Ｗｔを超えることを防止している。
【００５３】なお、この所定流量Ｗｔは、冷媒の物性値
や必要とする最大冷凍能力Ｑ（この例では、約５．５Ｋ
Ｗ）等に基づいて選定されるものである。
【００５４】これにより、図７に示すように、高圧側の
冷媒圧力及び冷媒温度が過度に上昇してしまうことを防
止できるので、圧縮機１００の消費動力が過度に上昇し
てしまうことを防止しつつ、圧縮機１００やゴム部品等
が熱損傷してしまうことを防止できる。
【００５５】（第２実施形態）第１実施形態では、圧縮
機１００の吐出側に設けられた固定絞りの差圧に基づい
て機械的に圧縮機１００の吐出容量を制御する形式の可
変容量型の圧縮機であったが、本実施形態は、圧縮機１
００の吐出側に設けられた固定絞りの差圧を圧力センサ
等のセンサにより電気信号として検出して圧縮機１００
の吐出容量を制御するものである。
【００５６】具体的には、図８に示すように、圧縮機１
００から吐出する冷媒流量（質量流量）を検出する吐出
流量検出器を設け、図９に示す制御バルブ１１０にて圧
縮機１００の吐出容量を制御するものである。なお、圧
縮機１００は第１実施形態に係る圧縮機と同じである。
【００５７】ここで、吐出流量検出器６００は、図１０
に示すように、開度が固定された固定絞り（オリフィ
ス）６１０と、この固定絞り６１０で発生する圧力損失
（固定絞り６１０前後の差圧）ΔＰを検出する差圧セン
サ６２０とを有して構成されている。
【００５８】このとき、圧力損失ΔＰは、周知のごと
く、流速の略２乗に比例するので、圧力損失ΔＰを検出
すれば、固定絞り６１０を通過する際にの冷媒流速をＥ
ＣＵ２２にて演算して圧縮機１００から吐出する冷媒流
量を検出することができる。
【００５９】また、本実施形態では、圧力損失ΔＰ（固
定絞り６１０前後の差圧）は差圧センサ６２０により検
出しているので、制御バルブ１１０には、第１制御部１
２０が設けられていらず、差圧センサ６２０の検出値に
基づいて圧縮機１００から吐出する冷媒流量を演算し、
この演算した冷媒流量に基づいて温度センサ２６の検出
温度Ｔｅが略０℃となるように目標吐出流量を設定して
ＰＩＤ制御等のフィードバック制御にてデューティ比を
制御する。
【００６０】（第３実施形態）上述の実施形態では、本
発明に係る冷凍サイクルを冷房運転専用に適用したが、
本実施形態は、図１１に示すように、圧縮機１００から
吐出した冷媒を室外熱交換器２０１側に流通させる場合
と、室内熱交換器９１側に流通させる場合とを切り換え
る切換バルブ７００を設けて冷暖房切換可能なヒートポ
ンプサイクルに適用したものである。
【００６１】なお、この例において、冷房運転時には、
室外熱交換器２０１が放熱器として機能し、室内熱交換
器９１が蒸発器として機能し、一方、暖房運転時には、
室内熱交換器９１が放熱器として機能し、室外熱交換器
２０１が蒸発器として機能する。
【００６２】次に、本実施形態の特徴（作用効果）を述
べる。
【００６３】暖房運転時には、室外熱交換器２０１は蒸
発器として機能するので、室外熱交換器２０１の表面に
霜が付く（着霜する）。このとき、仮に圧縮機１００の
吸入側圧力（サイクルの低圧）が所定圧力以下となるよ
うに圧縮機１００の吐出容量を制御する（以下、この制
御方式を内部可変制御と呼ぶ。）した場合において、室
外熱交換器２０１に着霜が発生すると、吸熱能力（蒸発
量）が低下するので、圧縮機１００から突出される吐出
冷媒流量が減少していくように圧縮機１００の吐出容量
が制御される。
【００６４】これに対して、本実施形態では、エンジン
１１の回転数によらず、圧縮機１００から突出される吐
出冷媒流量が略一定となるように圧縮機１００の吐出容
量が制御されるので、室外熱交換器２０１に着霜が発生
しても、吐出冷媒流量が減少しない。したがって、室外
熱交換器２０１に着霜が発生しても、室外熱交換器２０
１の吸熱能力（暖房能力）が、内部可変制御方式に比べ
て大きく低下してしまうことを防止できる。
【００６５】（第４実施形態）図１２は本実施形態に係
る車両用空調装置１の模式図であり、本実施形態では、
圧縮機１００の吐出冷媒圧力に関する物理量を検出する
センサ手段として、吐出圧を検出する圧力センサ２７を
設け、圧力センサ２７が検出した吐出圧（物理量）Ｐｄ
が所定値Ｐ１以下となるように、圧縮機１００の理論吐
出流量（制御バルブ１１０への通電量（デューティ
比））を制御するものである。
【００６６】以下、図１３に示すフローチャートに基づ
いて、圧縮機１００（制御バルブ１１０）の制御につい
て述べる。
【００６７】車両用空調装置１が起動すると、蒸発器
（低圧側熱交換器）９を通過した直後の空気温度（以
下、この温度をエバ後温度Ｔｅと呼ぶ。）が所定温度に
なるように目標吐出流量を決定し（Ｓ１００）、この目
標吐出流量となるように圧縮機１００の理論吐出流量
（制御バルブ１１０への通電量（デューティ比））を制
御するとともに、圧力センサ２７が検出した吐出圧（物
理量）Ｐｄが所定値Ｐ１より大きくなったときには、目
標吐出流量とするための制御電流値（デューティ比）よ
り低い制御電流（本実施形態では、５％低い制御電流値
（デューティ比））として理論吐出容量を目標吐出流量
より小さくする（Ｓ１１０、Ｓ１２０）。
【００６８】なお、以下、目標吐出流量とするための制
御電流値（デューティ比）より低い制御電流値とする
（理論吐出流量を目標吐出流量より小さくする）ことを
最大流量規制モードと呼ぶ。
【００６９】これにより、車両用空調装置１（蒸気圧縮
式冷凍サイクル）の高圧側が異常高圧・異常高温になる
ことを未然に防止できる。
【００７０】（第５実施形態）第４実施形態では、圧力
センサ２７が検出した吐出圧（物理量）Ｐｄが所定値Ｐ
１より大きくなったときには、最大流量規制モードを実
行したが、Ｓ１００にてエバ後温度Ｔｅが所定温度とな
るように圧縮機１００の理論吐出流量を制御するので、
エバ後温度Ｔｅが所定温度より高く、かつ、吐出圧Ｐｄ
が所定値Ｐ１より大きくなったときには、理論吐出容量
が短時間に増減を繰り返して車両用空調装置１（蒸気圧
縮式冷凍サイクル）の制御作動が不安定になる。
【００７１】そこで、本実施形態では、図１４に示フロ
ーチャートのごとく、吐出圧Ｐｄが所定値Ｐ１より大き
くなったときには、所定の最大吐出流量以下となるよう
に目標理論吐出流量（制御電流値）を決定し（Ｓ１３
０）、最大吐出流量以下の範囲でエバ後温度Ｔｅが所定
温度になるように目標吐出流量を決定する最大流量規制
モードを実行する（Ｓ１３０、Ｓ１００）。
【００７２】そして、最大流量規制モードが実行された
後、所定時間が経過した時に前記最大流量規制モードを
停止し（Ｓ１４０、Ｓ１５０）、その後、エバ後温度Ｔ
ｅが所定温度になるように目標吐出流量を決定し（Ｓ１
００）、この目標吐出流量となるように圧縮機１００の
理論吐出流量を制御する。
【００７３】因みに、最大吐出流量以下の範囲でエバ後
温度Ｔｅが所定温度になるように目標吐出流量を決定す
るので、実際のエバ後温度Ｔｅが所定温度を超える可能
性があるが、後述するように、室内に吹き出す空気の温
度変動が小さくなるので、空調フィーリングは殆ど悪化
しない。
【００７４】これにより、車両用空調装置１（蒸気圧縮
式冷凍サイクル）の制御作動が不安定になることを抑制
しつつ、車両用空調装置１（蒸気圧縮式冷凍サイクル）
の高圧側が異常高圧・異常高温になることを未然に防止
できる。
【００７５】延いては、圧縮機１００のトルク変動を小
さくすることができるので、ドライバビリティを向上さ
せることができるとともに、室内に吹き出す空気の温度
変動を小さくすることができるので、空調フィーリング
を向上させることができる。
【００７６】なお、本実施形態及び第４実施形態は、冷
房運転専用に適用したが、本実施形態及び第４実施形態
を冷暖房切換可能なヒートポンプサイクルに適用しても
よいことは言うまでもない。
【００７７】また、吐出圧Ｐｄと圧縮機１００の吐出側
冷媒温度Ｔｄとは、モリエル線図（図示せず。）から明
らかなように相関関係を有しているので、圧力センサ２
６に代えて温度センサにて吐出圧Ｐｄを推定してもよ
い。
【００７８】また、外気温度が上昇すると、図１５に示
すように、同一の循環流量Ｇに対して吐出圧Ｐｄ及び吐
出温度Ｔｄが上昇する傾向にあるので、図１６に示すよ
うに、外気温度検出する外気温センサ２８を設けるとと
もに、予め試験等により外気温度Ｔａｍと吐出圧Ｐｄと
の関係を求めておき、外気温センサ２８の検出温度に基
づいて圧縮機１００の理論吐出流量を制御してもよい。
【００７９】（その他の実施形態）上述の実施形態で
は、本発明に係る冷凍サイクルを冷房運転専用に適用し
たが、本発明はこれに限定されるものではなく、暖房運
転又は除湿運転が可能なヒートポンプサイクルに適用し
てもよい。
【００８０】また、上述の実施形態では、斜板型圧縮機
を採用したが、スクロール型圧縮機等のその他形式の圧
縮機であってもよい。
【００８１】また、上述の実施形態では、可変容量型の
圧縮機１００、制御バルブ１１０、ＥＣＵ２２により圧
縮機１００から吐出する冷媒流量が、所定流量を超える
ことを防止する最大流量規制手段を構成したが、容量を
変化させることができない固定容量式の圧縮機におい
て、電磁クラッチ等を制御することにより圧縮機の稼働
率（稼働時間と非稼働時間との比）を制御することによ
り、擬似的に吐出容量を変化させて最大流量規制手段を
構成してもよい。
【００８２】また、上述の実施形態では、温度センサ２
６の検出温度Ｔｅが略０℃となるようにして圧縮機１０
０から吐出する冷媒流量が所定流量Ｗｔを超えることを
防止したが、圧縮機１００の回転数が所定回転数以上
（例えば、車速４０ｋｍ／ｈに相当する回転数）となる
状態においては、電磁クラッチ１０１をＯＮ−ＯＦする
ことにより、擬似的に回転数が一定となるようにしても
よい。
【００８３】また、上述の実施形態では、温度センサ２
６により蒸発器９を通過した直後の空気温度を検出して
圧縮機１００を制御したが、蒸発器９内の圧力（蒸発圧
力）と蒸発器９内の温度（蒸発温度）とは相関関係にあ
ることから、圧縮機１００の吸入圧が略一定となるよう
にすることにより、圧縮機１００から吐出する冷媒流量
が所定流量Ｗｔを超えることを防止してもよい。
【００８４】上述の実施形態では、温度センサ２６の検
出温度Ｔｅが略０℃となるようにして圧縮機１００から
吐出する冷媒流量が所定流量Ｗｔを超えることを防止し
たが、本発明はこれに限定されるものではなく、外気温
度や日射量等に基づいて目標吐出流量を設定してデュー
ティ比を決定することにより、圧縮機１００から吐出す
る冷媒流量が所定流量Ｗｔを超えることを防止してもよ
い。
【００８５】また、上述の実施形態では、制御バルブ１
１０をデューティ制御したが、ＰＷＭ（パルス幅変調）
制御等、その他制御方法により制御してもよい。
【００８６】また、上述の実施形態では、冷媒として二
酸化炭素を用いたが、本発明はこれに限定されるもので
はなく、例えばエチレン、エタン、酸化窒素等であって
もよい。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の第１実施形態に係る空調装置の模式図
である。
【図２】本発明の第１実施形態に係る空調装置の制御系
の模式図である。
【図３】本発明の第１実施形態に係る空調装置に適用さ
れる冷凍サイクルの模式図である。
【図４】本発明の第１実施形態に係る空調装置に適用さ
れる圧縮機の断面図である。
【図５】本発明の第１実施形態に係る空調装置に適用さ
れる制御バルブの断面図である。
【図６】圧縮機の回転数と冷凍能力Ｑ及び消費動力Ｌと
の関係を示すグラフである。
【図７】圧縮機の回転数と吐出冷媒温度Ｔｄ及び吐出冷
媒温度Ｐｄとの関係を示すグラフである。
【図８】本発明の第２実施形態に係る空調装置に適用さ
れる冷凍サイクルの模式図である。
【図９】本発明の第２実施形態に係る空調装置に適用さ
れる制御バルブの断面図である。
【図１０】本発明の第２実施形態に係る空調装置に適用
される吐出流量検出器の模式図である。
【図１１】本発明の第３実施形態に係る空調装置に適用
される冷凍サイクルの模式図である。
【図１２】本発明の第４実施形態に係る空調装置に適用
される冷凍サイクルの模式図である。
【図１３】本発明の第４実施形態に係る空調装置の制御
フローを示すフローチャートである。
【図１４】本発明の第５実施形態に係る空調装置の制御
フローを示すフローチャートである。
【図１５】本発明の第４、５実施形態の変形例に係る空
調装置に適用される冷凍サイクルの模式図である。
【図１６】外気温度をパラメータとしたときの、冷媒流
量と冷媒の吐出圧及び吐出温との関係を示すグラフであ
る。
【符号の説明】
１００…圧縮機、２００…放熱器、３００…圧力制御弁
（減圧器）、４００…アキュムレータ、９…蒸発器。
───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (72)発明者 小林 亮 愛知県刈谷市昭和町１丁目１番地 株式会 社デンソー内 (72)発明者 中島 雅文 愛知県刈谷市昭和町１丁目１番地 株式会 社デンソー内 (72)発明者 平田 敏夫 愛知県刈谷市昭和町１丁目１番地 株式会 社デンソー内

Claims (8)

    【特許請求の範囲】
  1. 【請求項１】 走行用エンジン（１１）から動力を得て
    冷媒を吸入圧縮する圧縮機（１００）を有し、高圧側の
    冷媒圧力が冷媒の臨界圧力以上となる蒸気圧縮式冷凍サ
    イクルにて車室内に吹き出す空気の調和を図る車両用空
    調装置において、 前記圧縮機（１００）から吐出する冷媒流量が、所定流
    量を超えることを防止する最大流量規制手段を設けたこ
    とを特徴とする車両用空調装置。
  2. 【請求項２】 前記圧縮機（１００）は、理論吐出流量
    を変化させることができる可変容量型の圧縮機であり、 さらに、前記最大流量規制手段は、前記圧縮機（１０
    ０）の理論吐出流量を制御することにより、前記圧縮機
    （１００）から吐出する冷媒流量が所定流量を超えるこ
    とを防止することを特徴とする請求項２に記載の車両用
    空調装置。
  3. 【請求項３】 走行用エンジン（１１）から動力を得て
    冷媒を吸入圧縮する圧縮機（１００）を有し、高圧側の
    冷媒圧力が冷媒の臨界圧力以上となる蒸気圧縮式冷凍サ
    イクルにて車室内に吹き出す空気の調和を図る車両用空
    調装置において、 前記圧縮機（１００）は、前記圧縮機（１００）の吐出
    側に設けられた固定絞り（３１０）前後の差圧に基づい
    て、理論吐出流量を変化させることができる可変容量型
    の圧縮機であることを特徴とする車両用空調装置。
  4. 【請求項４】 高圧側の冷媒圧力が冷媒の臨界圧力以上
    となる蒸気圧縮式冷凍サイクルにおいて、 冷媒を吸入圧縮する圧縮機（１００）から吐出する冷媒
    流量が、所定流量を超えることを防止する最大流量規制
    手段を設けたことを特徴とする蒸気圧縮式サイクル。
  5. 【請求項５】 走行用エンジン（１１）から動力を得て
    冷媒を吸入圧縮する圧縮機（１００）を有し、高圧側の
    冷媒圧力が冷媒の臨界圧力以上となるヒートポンプサイ
    クルにて車室内に吹き出す空気の調和を図る車両用空調
    装置において、 前記圧縮機（１００）は、前記圧縮機（１００）の吐出
    側に設けられた固定絞り（３１０）前後の差圧に基づい
    て、理論吐出流量を変化させることができる可変容量型
    の圧縮機であることを特徴とする車両用空調装置。
  6. 【請求項６】 冷媒を吸入圧縮するとともに、吐出側に
    設けられた固定絞り（３１０）前後の差圧に基づいて、
    理論吐出流量を変化させることができる可変容量型の圧
    縮機（１００）と、 前記圧縮機（１００）から吐出した高圧の冷媒を冷却す
    る高圧側熱交換器（２００）と、 前記高圧側熱交換器（２００）から流出する冷媒を減圧
    する減圧手段（３００）と、 前記減圧手段（３００）で減圧された低圧の冷媒を蒸発
    させる低圧側熱交換器（９）と、 前記圧縮機（１００）の吐出冷媒圧力に関する物理量を
    検出するセンサ手段（２７、２８）とを有し、 前記センサ手段（２７、２８）が検出した物理量が所定
    値以下となるように、前記圧縮機（１００）の理論吐出
    流量を制御することを特徴とする蒸気圧縮式冷凍サイク
    ル。
  7. 【請求項７】 冷媒を吸入圧縮するとともに、吐出側に
    設けられた固定絞り（３１０）前後の差圧に基づいて、
    理論吐出流量を変化させることができる可変容量型の圧
    縮機（１００）と、 前記圧縮機（１００）の理論吐出流量を制御する制御手
    段（２２、１１０）と、 前記圧縮機（１００）から吐出した高圧の冷媒を冷却す
    る高圧側熱交換器（２００）と、 前記高圧側熱交換器（２００）から流出する冷媒を減圧
    する減圧手段（３００）と、 前記減圧手段（３００）で減圧された低圧の冷媒を蒸発
    させる低圧側熱交換器（９）と、 前記圧縮機（１００）の吐出冷媒圧力に関する物理量を
    検出するセンサ手段（２７、２８）とを有し、 前記制御手段（２２、１１０）は、前記高圧側熱交換器
    （２００）及び前記低圧側熱交換器（９）のうち少なく
    とも一方側の熱負荷に基づいて目標吐出流量を決定する
    目標流量決定手段（Ｓ１００）を有しているとともに、
    前記センサ手段（２７、２８）が検出した物理量が所定
    値を超えたときには、前記センサ手段（２７、２８）が
    検出した物理量が所定値以下となり、かつ、所定の最大
    吐出流量以下の範囲で前記目標理論吐出流量を決定して
    前記圧縮機（１００）の理論吐出流量を制御する最大流
    量規制モードを実行することを特徴とする蒸気圧縮式冷
    凍サイクル。
  8. 【請求項８】 前記制御手段（２２、１１０）は、前記
    最大流量規制モードが実行された後、所定時間が経過し
    た時に前記最大流量規制モードを停止することを特徴と
    する請求項７に記載の蒸気圧縮式冷凍サイクル。
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