JP2004316986A

JP2004316986A - Refrigeration cycle device

Info

Publication number: JP2004316986A
Application number: JP2003109387A
Authority: JP
Inventors: Giyouriyo O; 暁亮王; Masahiro Kawaguchi; 真広川口; Takahiro Moroi; 隆宏諸井
Original assignee: Toyota Industries Corp
Current assignee: Toyota Industries Corp
Priority date: 2003-04-14
Filing date: 2003-04-14
Publication date: 2004-11-11

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a refrigeration cycle device for excellently maintaining ejector performance even under a severe operation condition. <P>SOLUTION: Refrigerant gas delivered from an ejector 21 is cooled and condensed in a cooler 25, and is decompressed by an expansion valve 31, and is heated and vaporized in an evaporator 30. A part of a liquid refrigerant is forcibly sent to a boiler 35 by a pump 34 from a refrigerant flow passage between the cooler 25 and the expansion valve 31. The liquid refrigerant sent to the boiler 35 becomes high temperature/high pressure refrigerant gas by being heated by exhaust heat of an engine 12, and drives the ejector 21, and is delivered to the cooler 25 side by being mixed with low pressure refrigerant gas sucked in the ejector 21 from the evaporator 30 by this driving. A compressor 23 for delivering the refrigerant gas to the cooler 25 side by sucking from the ejector 21 side, is arranged on the refrigerant flow passage between the outlet side of the ejector 21 and the inlet side of the cooler 25. <P>COPYRIGHT: (C)2005,JPO&NCIPI

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、エジェクタを用いた冷凍サイクル装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
例えば、車両（車室）の空調に用いられる冷凍サイクル装置としては、圧縮機、クーラ、減圧装置及び蒸発器を直列に接続してなる、所謂蒸気圧縮式のものが一般的に用いられている。しかし、蒸気圧縮式の冷凍サイクル装置は、車両の走行駆動源たるエンジン（内燃機関）を圧縮機の駆動源としており、車両の燃費悪化や、アイドルストップ時における冷凍能力不足等の問題が生じていた。
【０００３】
このような問題を解決するために、エジェクタを用いた冷凍サイクル装置（例えば非特許文献１参照）を採用することが考えられる。図４は、エジェクタ９１を用いた冷凍サイクル装置を示す概略構成図である。
【０００４】
前記冷凍サイクル装置の作用を説明すると、エジェクタ９１から吐出された高圧冷媒ガスは、クーラ９２における外気との熱交換で冷却され凝縮される。クーラ９２で凝縮され液化された冷媒は、減圧装置としての膨張弁９３で減圧された後、蒸発器９４において車室に向かう空気との熱交換により加熱され気化される。
【０００５】
前記クーラ９２と膨張弁９３との間の冷媒流路からは、液冷媒の一部がポンプ９５によって取り出されてボイラ９６に圧送される。ボイラ９６に送られた液冷媒は、図示しないエンジンの排熱（例えば冷却水の熱）により加熱されて高温高圧の冷媒ガスとなってエジェクタ９１を駆動するとともに、この駆動によって蒸発器９４からエジェクタ９１に吸引された低圧冷媒ガスと混合されてクーラ９２へと吐出される。
【０００６】
このように、エンジンの排熱を有効利用して駆動されるエジェクタ９１を用いることで、冷凍サイクル装置の作動に起因した車両の燃費悪化を抑制することができる。また、アイドルストップ程度の短時間であれば、エンジン（冷却水）はその熱容量の大きさからボイラ９６の熱源として十分に利用できるため、アイドルストップ時における冷凍能力不足も解消することができる。
【０００７】
【非特許文献１】
Ｉｎｔ．Ｊ．Ｒｅｆｒｉｇ．１９９０Ｖｏｌ１３Ｎｏｖｅｍｂｅｒ（３５２頁、図１）
【０００８】
【発明が解決しようとする課題】
ところが、前記エジェクタ９１を用いた冷凍サイクル装置においては、図５のグラフに示すエジェクタ９１の性能特性に起因する次のような問題を生じていた。なお、図５のグラフにおいて、横軸はクーラ９２の上流側圧力Ｐｃ（エジェクタ９１の吐出圧力と同等）、縦軸はエジェクタ９１の吸引率Ｓｕｃ（蒸発器９４側からの冷媒流量／ボイラ９６側からの冷媒流量）となっている。蒸発器９４の下流側圧力（エジェクタ９１の吸入圧力）Ｐｅは一定であるとする。
【０００９】
図５のグラフに描かれた性能特性線Ｘ１〜Ｘ３からも明らかなように、エジェクタ９１は、ボイラ９６の圧力（エジェクタ９１の駆動圧力）Ｐｇが例えばＰｇ１からＰｇ２、さらにはＰｇ２からＰｇ３へと低くなるにつれ、好適に対応可能なクーラ９２の上流側圧力Ｐｃの範囲が狭くなる傾向にある。言い換えれば、エジェクタ９１は、駆動圧力Ｐｇが低くなると、高い吸引率Ｓｕｃを確保することができるクーラ９２の上流側圧力Ｐｃの境界値が低くなる傾向にある。なお、図５にはＸ１〜Ｘ３のそれぞれの境界値をＰ１〜Ｐ３で示してある。
【００１０】
従って、例えば、外気温度が高くてクーラ９２の飽和温度が高くなりよってクーラ９２の上流側圧力Ｐｃが高くなる場合や、起動後間もないエンジンの排熱が少なくてエジェクタ９１の駆動圧力Ｐｇが低い場合等の厳しい運転条件下において、エジェクタ９１の性能（吸引率Ｓｕｃ）が大きく低下して十分な冷凍能力を確保することができない問題があった。
【００１１】
本発明の目的は、厳しい運転条件下においてもエジェクタの性能を良好に維持することが可能な冷凍サイクル装置を提供することにある。
【００１２】
【課題を解決するための手段】
上記目的を達成するために請求項１の発明は、エジェクタの出口側とクーラの入口側との間の冷媒流路上に、エジェクタ側から冷媒を吸入してクーラ側へと吐出する圧縮機を配設した。従って、圧縮機による冷媒の吸引作用によってエジェクタの吐出圧力は低くされるとともに、圧縮機による冷媒の圧縮作用によってクーラの上流側圧力（言い換えれば圧縮機の下流側圧力）は高くされる。よって、例えば、エジェクタの駆動圧力が低い場合等、従来技術の構成によってはエジェクタの吸引率が低下する或いはエジェクタを駆動し得ない厳しい運転条件下であっても、エジェクタを高い吸引率で駆動することができる。これは、冷凍サイクル装置の冷凍能力の向上につながる。
【００１３】
請求項２の発明は請求項１において、前記エジェクタの出口側とクーラの入口側との間は、圧縮機の圧縮室を迂回するバイパス通路によって連通されている。バイパス通路上には、該バイパス通路を開閉可能な開閉弁が配設されている。エジェクタ制御手段は、圧縮機が停止された状態でもエジェクタの吸引率を所定値以上とすることができる場合には、圧縮機を停止させるとともに開閉弁によってバイパス通路を開放する。従って、エジェクタから吐出された冷媒は、圧縮機（圧縮室）を迂回してクーラに流入される。つまり、バイパス通路及び開閉弁を備えることで、冷媒循環時において圧縮機を必ず駆動する必要がなくなり、冷凍サイクル装置の成績係数を向上させることができる。
【００１４】
また、前記エジェクタ制御手段は、圧縮機の停止状態ではエジェクタの吸引率を所定値以上とすることができない場合には、圧縮機を稼働させるとともに開閉弁によってバイパス通路を閉塞する。従って、エジェクタから吐出された冷媒は、圧縮機を経由してクーラに流入される。よって、圧縮機による冷媒の吸引作用によってエジェクタの吐出圧力が低くされるとともに、圧縮機による冷媒の圧縮作用によってクーラの上流側圧力は高くされ、エジェクタを高い吸引率で駆動することができる。
【００１５】
請求項３の発明は請求項１又は２において、前記圧縮機は、単位時間当たりの冷媒吐出量を調節可能に構成されている。従って、例えば、圧縮機の単位時間当たりの冷媒吐出量を多くすれば、エジェクタの吐出圧力は低下傾向となる。逆に、圧縮機の単位時間当たりの冷媒吐出量を少なくすれば、エジェクタの吐出圧力は上昇傾向となる。このように、圧縮機の単位時間当たりの冷媒吐出量を調節することで、エジェクタの吐出圧力を簡単に調節することができる。
【００１６】
請求項４の発明は請求項３において、前記圧縮機は吐出容量を変更可能な容量可変型よりなっている。従って、例えば、圧縮機の吐出容量を増大すれば、該圧縮機の単位時間当たりの冷媒吐出量は多くなり、逆に、圧縮機の吐出容量を減少すれば、該圧縮機の単位時間当たりの冷媒吐出量は少なくなる。
【００１７】
請求項５の発明は請求項３又は４において、吸入圧力検出手段と、吐出圧力検出手段と、駆動圧力検出手段と、目標吐出圧力算出手段と、吐出量制御手段とが備えられている。吸入圧力検出手段は、エジェクタの吸入圧力又は該吸入圧力に相関性を有する物理量を検出する。吐出圧力検出手段は、エジェクタの吐出圧力又は該吐出圧力に相関性を有する物理量を検出する。駆動圧力検出手段は、エジェクタの駆動圧力又は該駆動圧力に相関性を有する物理量を検出する。目標吐出圧力算出手段は、吸入圧力検出手段からの吸入圧力及び駆動圧力検出手段からの駆動圧力に基づいて、エジェクタの吐出圧力の制御目標たる目標吐出圧力を算出する。
【００１８】
そして、前記吐出容量制御手段は、吐出圧力検出手段からの吐出圧力と目標吐出圧力算出手段からの目標吐出圧力との差を解消するように圧縮機の単位時間当たりの冷媒吐出量を調節する。つまり、吐出容量制御手段は、吐出圧力検出手段からの吐出圧力が目標吐出圧力算出手段からの目標吐出圧力よりも高ければ、吐出容量制御手段は圧縮機の単位時間当たりの冷媒吐出量を増大させる。また、吐出容量制御手段は、吐出圧力検出手段からの吐出圧力が目標吐出圧力算出手段からの目標吐出圧力よりも低ければ、吐出容量制御手段は圧縮機の単位時間当たりの冷媒吐出量を減少させる。
【００１９】
このようにすれば、前記エジェクタを高い吸引率で駆動することを、できるだけ少ない圧縮機の消費動力（仕事）で達成することができる。よって、冷凍サイクル装置の成績係数を向上させることができる。
【００２０】
請求項６の発明は請求項１〜５のいずれかにおいて、前記エジェクタの出口側と圧縮機の入口側との間には、エジェクタからの冷媒を冷却するプレクーラが配設されている。従って、エジェクタから吐出された高温高圧の冷媒は、プレクーラによって冷却されて圧縮機に吸入される。よって、圧縮機の体積効率が向上され、冷凍サイクル装置の成績係数を向上させることができる。
【００２１】
【発明の実施の形態】
以下、本発明を具体化した第１及び第２実施形態について説明する。なお、第２実施形態においては第１実施形態との相違点についてのみ説明し、同一又は相当部材には同じ番号を付して説明を省略する。
【００２２】
○第１実施形態
（冷凍サイクル装置の回路構成及び周辺構成）
図１は、車両の走行駆動源たるエンジン（内燃機関）１２と、車両（車室）の空調を行う冷凍サイクル装置１１を示す概略構成図である。該図に示すように冷凍サイクル装置１１は、高温高圧の冷媒（例えばＲ１３４ａ）ガスを吐出するエジェクタ２１を備えている。エジェクタ２１の出口側は、配管２２を介して圧縮機２３の入口側（吸入側）に接続されている。圧縮機２３の出口側（吐出側）は、配管２４を介してクーラ２５の入口側に接続されている。
【００２３】
前記圧縮機２３は、例えば斜板ピストン式であって、斜板２３ａが回転することでピストン２３ｂが往復動される。ピストン２３ｂが往復動すると圧縮室２３ｃが容積変化して、配管２２側から圧縮室２３ｃへの冷媒ガスの吸入、及び圧縮室２３ｃでの冷媒ガスの圧縮、並びに圧縮室２３ｃから配管２４側への冷媒ガスの吐出が行われる。
【００２４】
前記圧縮機２３の斜板２３ａには電動モータ２６が作動連結されている。電動モータ２６のオン（通電）により圧縮機２３が稼働されるとともに、電動モータ２６のオフ（非通電）により圧縮機２３が停止される。なお、電動モータ２６は、オン状態にて一定の回転速度で回転される。
【００２５】
前記圧縮機２３は容量可変型であって、電磁弁よりなる制御弁２３ｄが外部から駆動されることで、斜板２３ａの傾斜角度を変更しピストン２３ｂのストロークを変更して吐出容量を調節可能となっている。なお、制御弁２３ｄは、圧縮機２３のクランク圧を調節することで斜板２３ａの傾斜角度を変更可能な周知の構成を有している。圧縮機２３の吐出容量（斜板２３ａの傾斜角度）が増大すれば該圧縮機２３からの単位時間当たりの冷媒吐出量は増大し、逆に圧縮機２３の吐出容量が減少すれば該圧縮機２３からの単位時間当たりの冷媒吐出量は減少する。
【００２６】
前記エジェクタ２１側の配管２２とクーラ２５側の配管２４とは、圧縮機２３（詳しくは圧縮室２３ｃ）を迂回する、バイパス通路としてのバイパス配管２７を介しても接続されている。バイパス配管２７の途中には電磁式の開閉弁２８が配設されている。開閉弁２８（バイパス配管２７）は、後に詳述するように、電動モータ２６のオフ時つまり圧縮機２３の停止時に開放されるとともに、電動モータ２６のオン時つまり圧縮機２３の稼働時に閉塞される。従って、エジェクタ２１から吐出された冷媒ガスは、圧縮機２３（圧縮室２３ｃ）を経由するか又は圧縮機２３を迂回してクーラ２５に流入される。
【００２７】
前記クーラ２５は、車両のエンジンルームに配設されて外気に曝されている。エジェクタ２１側からクーラ２５に流入された高温高圧の冷媒ガスは、外気との熱交換によって冷却されることで凝縮して液化する。クーラ２５の出口側には、配管２９を介して蒸発器３０の入口側が接続されている。配管２９の途中には、クーラ２５からの液冷媒を減圧する、減圧装置としての膨張弁３１が配設されている。蒸発器３０は、車室へ向かう図示しない空気吹出しダクトの途中に配設されている。膨張弁３１で減圧された液冷媒は、蒸発器３０において車室へ向かう空気との熱交換により加熱され蒸発されて低圧の冷媒ガスとなる。蒸発器３０の出口側とエジェクタ２１の低圧（吸入）側とは配管３２を介して接続されている。
【００２８】
前記配管２９においてクーラ２５と膨張弁３１との間には、分岐管３３を介してポンプ３４の入口側（吸入側）が接続されている。ポンプ３４は電磁ポンプよりなっている。ポンプ３４の出口側（吐出側）にはボイラ３５の入口側が配管３６を介して接続されており、ポンプ３４は前記配管２９から液冷媒の一部を取り出してボイラ３５へと圧送する。
【００２９】
前記エンジン１２内の冷却水路（図示しない）は、入口がラジエータ１３の出口に、出口がラジエータ１３の入口に配管１４，１５を介して接続されており、該配管１４，１５はウォーターポンプ（図示しない）の作動によって、エンジン１２とラジエータ１３との間で冷却水を循環させる。
【００３０】
前記冷凍サイクル装置１１のボイラ３５には、エンジン１２を冷却して高温となった冷却水が分岐管１６を介して送られる。ボイラ３５では、高温の冷却水と液冷媒とが熱交換されて液冷媒が加熱され、高温高圧の冷媒ガスとなる。ボイラ３５の出口側とエジェクタ２１の駆動側（ボイラ３５側）とは、途中に逆止弁３８を備えた配管３７を介して接続されている。従って、エジェクタ２１は、ボイラ３５からの高圧冷媒ガスを駆動流として蒸発器３０からの低圧冷媒ガスを吸引するとともに、これら冷媒ガスを混合してクーラ２５側へと吐出する。エジェクタ２１から吐出された高温高圧の冷媒ガスは、クーラ２５に送られて上述したサイクルを繰り返す。
【００３１】
（冷凍サイクル装置の制御構成）
図１に示すように、冷凍サイクル装置１１の制御全般を司るエアコンＥＣＵ４１は、ＣＰＵ、ＲＯＭ、ＲＡＭ及びＩ／Ｏインターフェイスを備えたコンピュータ類似の制御ユニットである。エアコンＥＣＵ４１のＩ／Ｏの入力端子には、情報検出手段４２が接続されている。情報検出手段４２は、冷凍サイクル装置１１のオンオフスイッチであるエアコンスイッチ４３や、エジェクタ２１の吸入圧力（蒸発器３０の下流側圧力）Ｐｅを検出する吸入圧力センサ４４や、エジェクタ２１の吐出圧力Ｐｄを検出する吐出圧力センサ４５や、圧縮機２３の出口とクーラ２５の入口との間の圧力（クーラ２５の上流側圧力Ｐｃ）を検出する上流側圧力センサ４６や、空調制御に必要な各種情報を検出するための図示しないセンサを備えている。エアコンＥＣＵ４１のＩ／Ｏの出力端子には、圧縮機２３の制御弁２３ｄ、電動モータ２６、開閉弁２８及びポンプ３４が、それぞれ図示しないドライバを介して接続されている。
【００３２】
前記エアコンＥＣＵ４１には、エンジン１２の制御全般を司るエンジンＥＣＵ５１が通信可能に接続されている。エンジンＥＣＵ５１のＩ／Ｏの入力端子には、エンジン１２の出力制御に用いられる各種情報を検出するための情報検出手段５２が接続されている。情報検出手段５２は、エンジン１２の冷却水温Ｔｗを検出する水温センサ５３等を備えている。エンジンＥＣＵ５１は、水温センサ５３からの冷却水温ＴｗをエアコンＥＣＵ４１に送信する。従って、水温センサ５３は、エアコンＥＣＵ４１の情報検出手段であるとも言える。
【００３３】
前記エアコンＥＣＵ４１は、情報検出手段４２，５２から得られる各種情報に基づいて、圧縮機２３の制御弁２３ｄの開度、電動モータ２６のオンオフ、開閉弁２８の開閉、及びポンプ３４の回転速度（オンオフも含む）を制御する。
【００３４】
（エアコンＥＣＵの動作）
前記エアコンＥＣＵ４１は、エアコンスイッチ４３のオン状態の下で冷媒循環が必要とされると、予め記憶されたプログラムに従って、図２のフローチャートに示す演算処理を開始する。
【００３５】
ステップ（以下Ｓと略す）１０１においては、水温センサ５３から冷却水温Ｔｗが読み込まれる。Ｓ１０２においては、Ｓ１０１にて読み込まれた冷却水温Ｔｗが所定値Ｔｗ（ｓｅｔ）未満であるか否か、言い換えればエンジン１２が冷間状態であるか否かが判定される。
【００３６】
前記Ｓ１０２判定がＹｅｓつまりエンジン１２が冷間状態であるなら、該エンジン１２の排熱は殆どなく従ってボイラ３５で冷媒を加熱することができないため、エジェクタ２１は作動し得ない。従って、Ｓ１０３において、ポンプ３４がオフ（停止）され、電動モータ２６がオンされて圧縮機２３が稼働し、さらには開閉弁２８が閉状態とされてバイパス配管２７が閉塞される。
【００３７】
従って、前記圧縮機２３から吐出された高圧冷媒ガスは、クーラ２５、膨張弁３１及び蒸発器３０を同順に経由して低圧冷媒ガスとなって圧縮機２３に帰還する。つまり、冷凍サイクル装置１１は、蒸気圧縮式冷凍サイクルとして冷凍能力を発揮する。この場合、エジェクタ２１は、単に蒸発器３０と圧縮機２３とを接続する冷媒通路となる。なお、エジェクタ２１側からボイラ３５側への冷媒の逆流は、逆止弁３８によって阻止される。
【００３８】
前記Ｓ１０２判定がＮｏつまりエンジン１２が冷間状態でないなら、該エンジン１２の排熱によってボイラ３５で冷媒を加熱することができ、エジェクタ２１を駆動することが可能となる。従って、Ｓ１０２からは処理がＳ１０４に移行されてポンプ３４がオン（稼働）されるとともに、Ｓ１０５以降においてエジェクタ２１を好適に駆動するための処理が行われる。
【００３９】
すなわち、前記Ｓ１０５においては、吸入圧力検出手段としての吸入圧力センサ４４から、エジェクタ２１の吸入圧力Ｐｅが読み込まれる。Ｓ１０６においては、水温センサ５３からの冷却水温Ｔｗと、エアコンＥＣＵ４１自身が把握しているポンプ３４の回転速度とに基づいて、エジェクタ２１の駆動圧力Ｐｇが算出（推定）される。つまり、本実施形態においては、冷却水温Ｔｗ及びポンプ３４の回転速度が駆動圧力Ｐｇに相関性を有する物理量であり、従って水温センサ５３及びエアコンＥＣＵ４１を駆動圧力検出手段として把握することができる。Ｓ１０７においては、上流側圧力センサ４６からクーラ２５の上流側圧力Ｐｃが読み込まれる。
【００４０】
前記Ｓ１０７からは処理がＳ１０８に移行される。目標吐出圧力算出手段としてのＳ１０８においては、従来技術（図５参照）で詳述した、吸入圧力Ｐｅ及び駆動圧力Ｐｇで決まるエジェクタ２１の性能特性線（吸引率Ｓｕｃとクーラ２５の上流側圧力Ｐｃとの関係線）Ｘから、該エジェクタ２１が最も高い吸引率Ｓｕｃ１を発揮するクーラ２５の上流側圧力Ｐｃの領域（性能特性線Ｘの水平線部分）と、そうでない上流側圧力Ｐｃの領域（性能特性線Ｘの右肩下がりの部分）との境界値が、目標吐出圧力たる設定値Ｐｓｅｔとして設定される。
【００４１】
なお、前記Ｓ１０８においては、圧縮機２３が停止状態でかつ冷媒がバイパス配管２７を迂回するものと仮定して、つまりクーラ２５の上流側圧力Ｐｃとエジェクタ２１の吐出圧力Ｐｄとが同等であると仮定して、設定値Ｐｓｅｔの設定を行っている。
【００４２】
また、前記Ｓ１０８のグラフにおいて性能特性線Ｘは、理解を容易とするために、クーラ２５の上流側圧力Ｐｃが設定値Ｐｓｅｔ以下の領域では、吸引率Ｓｕｃが最も高い吸引率Ｓｕｃ１で一定となる水平線で描かれているが、厳密には右肩下がりとなる。しかし、この傾斜は、設定値Ｐｓｅｔ以上の領域の傾斜と比較すれば遙かに緩やかであり、上流側圧力Ｐｃが設定値Ｐｓｅｔに対して大きく低下したところで、設定値Ｐｓｅｔの時と比較して吸引率Ｓｕｃに実質的な差は生じない。従って、本実施形態においては、クーラ２５の上流側圧力Ｐｃが設定値Ｐｓｅｔ以下である領域の吸引率Ｓｕｃを、最高値Ｓｕｃ１として一律に取り扱っている。
【００４３】
さて、前記Ｓ１０８からは処理がＳ１０９移行される。Ｓ１０９おいては、Ｓ１０７読み込まれたクーラ２５の上流側圧力Ｐｃが、Ｓ１０８で設定された設定値Ｐｓｅｔ以下であるか否かが判定される。
【００４４】
前記Ｓ１０９判定がＹｅｓであるなら、圧縮機２３を稼働させなくとも、言い換えれば、クーラ２５の上流側圧力Ｐｃとエジェクタ２１の吐出圧力Ｐｄとが同等の下でも、所定値としての最も高い吸引率Ｓｕｃ１でエジェクタ２１を駆動することができる。従って、エジェクタ制御手段としてのＳ１１０において、電動モータ２６をオフして圧縮機２３が停止状態とされるとともに、開閉弁２８を開放してエジェクタ２１の出口とクーラ２５の入口とがバイパス配管２７を介して直結される。よって、エジェクタ２１から吐出された冷媒ガスは、圧縮機２３（圧縮室２３ｃ）を迂回してクーラ２５に流入される。
【００４５】
前記Ｓ１０９判定がＮｏであるなら、エジェクタ２１の出口とクーラ２５の入口との直結状態、つまりエジェクタ２１の吐出圧力Ｐｄがクーラ２５の上流側圧力Ｐｃと同等となる状態では、所定値としての最も高い吸引率Ｓｕｃ１でエジェクタ２１を駆動することができない。従って、エジェクタ制御手段としてのＳ１１１において、電動モータ２６をオンして圧縮機２３が稼働状態とされるとともに、開閉弁２８を閉塞してエジェクタ２１の出口とクーラ２５の入口とが圧縮機２３（圧縮室２３ｃ）を介して連通される。
【００４６】
前記圧縮機２３が稼働すれば、該圧縮機２３による冷媒ガスの吸引作用によって、エジェクタ２１の吐出圧力Ｐｄがクーラ２５の上流側圧力Ｐｃよりも低下される。また、圧縮機２３による冷媒ガスの圧縮作用によって、クーラ２５の上流側圧力Ｐｃを高く維持することができる。従って、起動後間もないエンジン１２の排熱が少なくてエジェクタ２１の駆動圧力Ｐｇが低い場合や、外気温度が高くてクーラ２５の上流側圧力Ｐｃが高い場合でも、例えば圧縮機２３が停止状態でかつ開閉弁２８が開状態にある場合と比較して、エジェクタ２１を高い吸引率Ｓｕｃで駆動することができる。
【００４７】
前記Ｓ１１１からは処理がＳ１１２に移行される。Ｓ１１２においては、吐出圧力検出手段としての吐出圧力センサ４５からの吐出圧力Ｐｄが、Ｓ１０８で設定された設定値Ｐｓｅｔよりも大であるか否かが判定される。Ｓ１１３においては、吐出圧力センサ４５からの吐出圧力Ｐｄが、Ｓ１０８で設定された設定値Ｐｓｅｔよりも小であるか否かが判定される。
【００４８】
前記Ｓ１１２判定及びＳ１１３判定が共にＮｏであるなら、吐出圧力Ｐｄは設定値Ｐｓｅｔに一致しており、現時点においては、エジェクタ２１の最も高い吸引率Ｓｕｃ１での駆動を、圧縮機２３の消費動力ができるだけ少ない状態で実現できていると言える。従って、圧縮機２３の吐出容量を変更する必要はなく、制御弁２３ｄの駆動状態を現状に維持して処理はリターンされる。
【００４９】
前記Ｓ１１２判定がＹｅｓつまりエジェクタ２１の吐出圧力Ｐｄが設定値Ｐｓｅｔよりも大であるなら、エジェクタ２１の吸引率Ｓｕｃは最も高い吸引率Ｓｕｃ１よりも低くなっており（Ｓ１０８の性能特性線Ｘ参照）、このことは圧縮機２３の仕事が不足していることを意味する。従って、Ｓ１１４において、圧縮機２３の吐出容量を増大する方向に制御弁２３ｄが単位量だけ駆動される。圧縮機２３の吐出容量が増大されると、エジェクタ２１の吐出圧力Ｐｄは低下傾向となる。
【００５０】
前記Ｓ１１３判定がＹｅｓつまりエジェクタ２１の吐出圧力Ｐｄが設定値Ｐｓｅｔよりも小であるなら、圧縮機２３は、エジェクタ２１の最も高い吸引率Ｓｕｃ１での駆動を実現するのに過分な仕事を行っていることになる（Ｓ１０８の性能特性線Ｘ参照）。従って、Ｓ１１５において、圧縮機２３の吐出容量を減少する方向に制御弁２３ｄが単位量だけ駆動される。圧縮機２３の吐出容量が減少されると、エジェクタ２１の吐出圧力Ｐｄは上昇傾向となる。
【００５１】
つまり、吐出量制御手段としての前記Ｓ１１２〜Ｓ１１５においては、エジェクタ２１の吐出圧力Ｐｄと設定値Ｐｓｅｔとの差を解消するように、圧縮機２３の吐出容量つまりは圧縮機２３の単位時間当たりの冷媒吐出量が調節される。Ｓ１１２〜Ｓ１１５が繰り返されることで、エジェクタ２１の吐出圧力Ｐｄはやがては設定値Ｐｓｅｔに一致されることとなる。
【００５２】
上記構成の本実施形態においては次のような効果を奏する。
（１）エジェクタ２１の出口側とクーラ２５の入口側との間の冷媒流路上に、圧縮機２３が配設されている。従って、例えば、エジェクタ２１の駆動圧力Ｐｇが低い場合等、従来技術の構成によってはエジェクタ２１の吸引率Ｓｕｃが大きく低下する或いはエジェクタ２１を駆動し得ない厳しい運転条件下であっても、エジェクタ２１を高い吸引率Ｓｕｃで駆動することができる。よって、冷凍サイクル装置１１は、十分な冷凍能力を発揮することができる。
【００５３】
（２）エアコンＥＣＵ４１は、圧縮機２３を稼働させなくともエジェクタ２１を高い吸引率Ｓｕｃで駆動可能な場合には、圧縮機２３を停止させるとともに開閉弁２８によってバイパス配管２７を開放する。つまり、バイパス配管２７及び開閉弁２８を備えることで、冷媒循環時において圧縮機２３を必ず駆動する必要がなくなり、冷凍サイクル装置１１の成績係数を向上させることができる。
【００５４】
（３）圧縮機２３は、単位時間当たりの冷媒吐出量を調節可能に構成されている。従って、エジェクタ２１の吐出圧力Ｐｄを簡単に調節することができる。
（４）圧縮機２３は、吐出容量を調節可能な容量可変型である。従って、圧縮機２３（電動モータ２６）の回転速度が一定であっても、圧縮機２３の単位時間当たりの冷媒吐出量を調節することができる。よって、電動モータ２６の制御がオンオフ制御の簡単なものとなるし、電動モータ２６を最も効率のよい回転速度で運転することができ、該電動モータ２６の消費電力を削減できる。
【００５５】
（５）エアコンＥＣＵ４１は、エジェクタ２１の吐出圧力Ｐｄと設定値Ｐｓｅｔとの差を解消するように、圧縮機２３の単位時間当たりの冷媒吐出量を調節する。従って、エジェクタ２１を高い吸引率Ｓｕｃ（本実施形態においては最も高い吸引率Ｓｕｃ１）で駆動することを、できるだけ少ない圧縮機２３の仕事量（消費動力）で達成することができる。これは、冷凍サイクル装置１１の成績係数の向上につながる。
【００５６】
○第２実施形態
図３においては第２実施形態を示す。本実施形態においては上記第１実施形態の構成に加えて、前記エジェクタ２１の出口側と圧縮機２３の入口側とを接続する配管２２の途中に、エジェクタ２１からの冷媒を冷却するプレクーラ６１が配設されている。従って、エジェクタ２１から吐出された高温高圧の冷媒ガスは、プレクーラ６１によって冷却されて圧縮機２３に吸入される。よって、圧縮機２３の体積効率が向上され、冷凍サイクル装置１１の成績係数を向上させることができる。
【００５７】
なお、本発明の趣旨から逸脱しない範囲で例えば以下の態様でも実施できる。○上記各実施形態において、図２のフローチャートからＳ１１２〜Ｓ１１５を削除し、次のような処理によって圧縮機２３の吐出容量を調節すること。
【００５８】
先ず、エジェクタ２１の駆動（ボイラ３５）側の冷媒流量を、例えばポンプ３４の回転速度に基づいて算出（推定）する。エジェクタ２１の吸入圧力Ｐｅと、エジェクタ２１の駆動圧力Ｐｇとに基づいて、エジェクタ２１の吸引率Ｓｕｃの目標値Ｓｕｃ１を算出する。エジェクタ２１の駆動側（ボイラ３５側）の冷媒流量とエジェクタ２１の吸引率Ｓｕｃの目標値Ｓｕｃ１とから、吸引率Ｓｕｃが目標値Ｓｕｃ１であると仮定した場合におけるエジェクタ２１の吐出流量を算出（推定）する。
【００５９】
設定値Ｐｓｅｔと、エジェクタ２１から吐出される冷媒ガスの温度（つまり本態様においては該温度を検出可能な温度センサを備えることとなる）とに基づいて、エジェクタ２１から吐出される冷媒ガスの目標密度を算出する。エジェクタ２１の吐出流量と、圧縮機２３（電動モータ２６）の回転速度と、目標密度とに基づいて圧縮機２３の吐出容量を決定し、この決定値に基づいて制御弁２３ｄを駆動する。
【００６０】
○上記各実施形態において、吐出圧力Ｐｄの制御目標値たる設定値Ｐｓｅｔは、エジェクタ２１が最も高い吸引率Ｓｕｃ１を発揮するクーラ２５の上流側圧力Ｐｃ（エジェクタ２１の吐出圧力Ｐｄ）の領域とそうでない上流側圧力Ｐｃの領域との境界値とされていた。しかし、制御目標値は前述した境界値に設定することに限定されるものではなく、境界値に対して若干高め或いは若干低めに設定してもよい。
【００６１】
○上記各実施形態においてエジェクタ２１の吸入圧力Ｐｅは、吸入圧力センサ４４によって直接検出されていた。しかしこれに限定されるものではなく、吸入圧力Ｐｅに相関性を有する物理量（例えば車室温度や吹出し風量や日射量等の冷房負荷）を検出し、該検出情報から吸入圧力Ｐｅを算出（推定）するようにしてもよい。
【００６２】
○上記各実施形態においてエジェクタ２１の吐出圧力Ｐｄは、吐出圧力センサ４５によって直接検出されていた。しかしこれに限定されるものではなく、吐出圧力Ｐｄに相関性を有する物理量を検出し、該検出情報から吐出圧力Ｐｄを算出（推定）するようにしてもよい。
【００６３】
○上記各実施形態においてエジェクタ２１の駆動圧力Ｐｇは、水温センサ５３の検出情報（冷却水温Ｔｗ）及びポンプ３４の回転速度から算出（推定）されていた。しかしこれに限定されるものではなく、例えば配管３７に配設した駆動圧力センサによって、駆動圧力Ｐｇを直接検出するようにしてもよい。
【００６４】
○上記各実施形態においてクーラ２５の上流側圧力Ｐｃは、上流側圧力センサ４６によって直接検出されていた。しかしこれに限定されるものではなく、上流側圧力Ｐｃに相関性を有する物理量（例えば外気温度等）を検出し、該検出情報から上流側圧力Ｐｃを算出（推定）するようにしてもよい。
【００６５】
○上記各実施形態においては、圧縮機２３の停止状態でもエジェクタ２１を高い吸引率Ｓｕｃで駆動可能な場合には、圧縮機２３を停止させるようにしていた。これを変更し、冷媒循環時には必ず圧縮機２３を稼働させるようにしてもよい。このようにすれば、冷媒循環時におけるエジェクタ２１とクーラ２５との間の連通が、圧縮機２３の稼働によって必ず確保できるため、バイパス配管２７及び開閉弁２８を削除することでができる。従って、冷凍サイクル装置１１の回路構成の簡素化を図り得る。また、制御対象たる開閉弁２８を削除できることは、エアコンＥＣＵ４１の演算負荷の軽減にもつながる。
【００６６】
○上記各実施形態においてバイパス通路は、圧縮機２３の外部で該圧縮機２３を迂回するバイパス配管２７に具体化されていた。これを変更し、圧縮機２３の内部に、吸入圧力領域（例えば吸入室）と吐出圧力領域（例えば吐出室）とを、圧縮室２３ｃを経由せずに連通させるバイパス通路を設ける。そして、このバイパス通路を開閉する開閉弁を圧縮機２３に内蔵させること。
【００６７】
○上記各実施形態において圧縮機２３は、吐出容量を変更することで単位時間当たりの冷媒吐出量を調節していた。これを変更し、電動モータ２６の回転速度を変更することで、圧縮機２３の単位時間当たりの冷媒吐出量を調節すること。このようにすれば、電動モータ２６の回転速度を変更して圧縮機２３の単位時間当たりの冷媒吐出量を調節することで、エジェクタ２１の吐出圧力Ｐｄを簡単に調節することができる。この場合、圧縮機２３は、上記各実施形態のような容量可変型であってもよいし、吐出容量が一定の固定容量型であってもよい。
【００６８】
○上記各実施形態において圧縮機２３は、電動モータ２６を駆動源としていた。これを変更し、圧縮機２３の駆動源をエンジン１２とすること。或いは、圧縮機２３の駆動源として、エンジン１２及び電動モータ２６を併用すること。後者の場合、例えば、エンジン１２の稼働時には該エンジン１２を圧縮機２３の駆動源とし、エンジン１２の停止時には電動モータ２６を圧縮機２３の駆動源とする、駆動源の切り換え制御を行うこととなる。
【００６９】
○上記各実施形態においてボイラ３５は、エンジン１２の冷却水を熱源として冷媒を加熱する構成であった。これを変更し、ボイラ３５を、エンジン１２の排気ガスを熱源として冷媒を加熱する構成とすること。或いは、ボイラ３５を、エンジン１２の潤滑油を熱源として冷媒を加熱する構成とすること。
【００７０】
○排熱の有効利用の観点からすれば、ボイラ３５で冷媒を加熱可能な熱源はエンジン１２の排熱のみに限定されるものではなく、例えば、トランスミッションの排熱（例えば潤滑油が有する熱）等を利用して冷媒を加熱するようにしてもよい。さらには、複数の排熱箇所から熱を回収してボイラ３５に送るシステムを、車両上で構築するようにしてもよい。
【００７１】
○車両の走行駆動源としてはエンジン１２以外にも、電動モータが挙げられる。つまり、電動モータを走行駆動源とする電気自動車に搭載される冷凍サイクル装置や、電動モータ及びエンジンを駆動源とするハイブリッド車に搭載される冷凍サイクル装置において本発明を具体化すること。この場合、ボイラ３５は、走行駆動源たる電動モータの排熱や該電動モータを制御する制御回路（インバータ）の排熱を利用して冷媒を加熱する構成としてもよい。
【００７２】
○上記各実施形態においてボイラ３５は、エンジン１２の排熱（車両の排熱）を利用して冷媒を加熱する構成であった。これを変更し、ボイラ３５に、冷媒を加熱するための専用の熱源を備えるようにしてもよい。
【００７３】
○上記各実施形態において圧縮機２３は斜板ピストン式であったが、これを変更し、スクロール式やベーン式やヘリカル式等のピストン式以外の圧縮機であってもよい。
【００７４】
○本発明を、冷媒として二酸化炭素を用いた冷凍サイクル装置において具体化すること。
上記実施形態から把握できる技術的思想について記載すると、前記ボイラは車両の排熱により冷媒を加熱するものであって、前記排熱の温度（上記各実施形態においては冷却水温Ｔｗ）が所定値以上の場合にはポンプを稼働させるとともに、前記排熱の温度が所定値未満の場合には前記ポンプを停止させるとともに前記圧縮機を稼働させる切換手段（上記各実施形態においてはエアコンＥＣＵ４１に具体化されている）を備えた請求項１〜６のいずれかに記載の冷凍サイクル装置。
【００７５】
【発明の効果】
上記構成の本発明によれば、厳しい運転条件下においてもエジェクタの性能を良好に維持することが可能となる。
【図面の簡単な説明】
【図１】第１実施形態の冷凍サイクル装置の概略構成図。
【図２】エアコンＥＣＵによる制御を説明するフローチャート。
【図３】第２実施形態の冷凍サイクル装置の概略構成図。
【図４】従来技術の冷凍サイクル装置の概略構成図。
【図５】エジェクタの性能特性を示すグラフ。
【符号の説明】
１１…冷凍サイクル装置、１２…車両の走行駆動源たるエンジン、２１…エジェクタ、２３…圧縮機（２３ｃ…圧縮室）、２５…クーラ、２７…バイパス通路としてのバイパス配管、２８…開閉弁、３０…蒸発器、３１…減圧装置としての膨張弁、３４…ポンプ、３５…ボイラ、４１…エジェクタ制御手段、目標吐出圧力算出手段及び吐出量制御手段としてのエアコンＥＣＵ、４４…吸入圧力検出手段としての吸入圧力センサ、４５…吐出圧力検出手段としての吐出圧力センサ、５３…駆動圧力検出手段としての水温センサ、６１…プレクーラ、Ｐｄ…エジェクタの吐出圧力、Ｐｓｅｔ…目標吐出圧力としての設定値、Ｐｇ…エジェクタの駆動圧力、Ｐｅ…エジェクタの吸入圧力、Ｓｕｃ…エジェクタの吸引率（Ｓｕｃ１…所定値としての最高値）、Ｔｗ…駆動圧力に相関性を有する物理量としての冷却水温。[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention relates to a refrigeration cycle device using an ejector.
[0002]
[Prior art]
For example, as a refrigeration cycle device used for air conditioning of a vehicle (vehicle compartment), a so-called vapor compression type device in which a compressor, a cooler, a pressure reducing device, and an evaporator are connected in series is generally used. . However, the vapor compression type refrigeration cycle apparatus uses an engine (internal combustion engine) as a driving source of the vehicle as a driving source of the compressor, and causes problems such as deterioration of fuel efficiency of the vehicle and insufficient refrigeration capacity at idle stop. Was.
[0003]
In order to solve such a problem, it is conceivable to employ a refrigeration cycle device using an ejector (for example, see Non-Patent Document 1). FIG. 4 is a schematic configuration diagram showing a refrigeration cycle device using the ejector 91.
[0004]
The operation of the refrigeration cycle apparatus will be described. The high-pressure refrigerant gas discharged from the ejector 91 is cooled and condensed by heat exchange with the outside air in the cooler 92. The refrigerant condensed and liquefied by the cooler 92 is decompressed by an expansion valve 93 serving as a decompression device, and then is heated and vaporized by heat exchange with air traveling toward a vehicle compartment in an evaporator 94.
[0005]
A part of the liquid refrigerant is taken out from a refrigerant flow path between the cooler 92 and the expansion valve 93 by a pump 95 and is sent to a boiler 96 under pressure. The liquid refrigerant sent to the boiler 96 is heated by exhaust heat (for example, heat of cooling water) of an engine (not shown) and becomes a high-temperature and high-pressure refrigerant gas to drive the ejector 91. The gas is mixed with the low-pressure refrigerant gas sucked by 91 and discharged to the cooler 92.
[0006]
As described above, by using the ejector 91 that is driven by effectively using the exhaust heat of the engine, it is possible to suppress the deterioration of the fuel efficiency of the vehicle due to the operation of the refrigeration cycle device. In addition, since the engine (cooling water) can be sufficiently used as a heat source of the boiler 96 because of its large heat capacity in a short time of about idle stop, the lack of refrigeration capacity at idle stop can be resolved.
[0007]
[Non-patent document 1]
Int. J. Refrig. 1990 Vol 13 November (Page 352, FIG. 1)
[0008]
[Problems to be solved by the invention]
However, in the refrigeration cycle device using the ejector 91, the following problem has occurred due to the performance characteristics of the ejector 91 shown in the graph of FIG. In the graph of FIG. 5, the horizontal axis represents the upstream pressure Pc of the cooler 92 (equivalent to the discharge pressure of the ejector 91), and the vertical axis represents the suction rate Suc of the ejector 91 (refrigerant flow rate from the evaporator 94 side / boiler 96 side). From the refrigerant flow). It is assumed that the downstream pressure Pe of the evaporator 94 (the suction pressure of the ejector 91) is constant.
[0009]
As is clear from the performance characteristic lines X1 to X3 depicted in the graph of FIG. 5, the ejector 91 changes the pressure (drive pressure of the ejector 91) Pg of the boiler 96 from, for example, Pg1 to Pg2, and further from Pg2 to Pg3. As the temperature decreases, the range of the upstream-side pressure Pc of the cooler 92 that can be appropriately dealt with tends to narrow. In other words, when the drive pressure Pg of the ejector 91 decreases, the boundary value of the upstream pressure Pc of the cooler 92 that can ensure a high suction rate Suc tends to decrease. In FIG. 5, the boundary values of X1 to X3 are indicated by P1 to P3.
[0010]
Therefore, for example, when the outside air temperature is high and the saturation temperature of the cooler 92 is high and the upstream pressure Pc of the cooler 92 is high, or the exhaust heat of the engine shortly after startup is small and the driving pressure Pg of the ejector 91 is low. Under severe operating conditions, such as when the temperature is low, the performance (suction rate Suc) of the ejector 91 is greatly reduced, and there is a problem that a sufficient refrigeration capacity cannot be secured.
[0011]
An object of the present invention is to provide a refrigeration cycle device capable of maintaining good ejector performance even under severe operating conditions.
[0012]
[Means for Solving the Problems]
In order to achieve the above object, the invention according to claim 1 is provided with a compressor that sucks refrigerant from the ejector side and discharges the refrigerant to the cooler side on a refrigerant flow path between an outlet side of the ejector and an inlet side of the cooler. Established. Accordingly, the discharge pressure of the ejector is reduced by the refrigerant suction operation of the compressor, and the upstream pressure of the cooler (in other words, the downstream pressure of the compressor) is increased by the compression operation of the refrigerant by the compressor. Therefore, for example, when the drive pressure of the ejector is low, the ejector is driven at a high suction rate even under severe operating conditions in which the ejector suction rate decreases or the ejector cannot be driven depending on the configuration of the related art. be able to. This leads to an improvement in the refrigeration capacity of the refrigeration cycle device.
[0013]
According to a second aspect of the present invention, in the first aspect, the outlet side of the ejector and the inlet side of the cooler are connected by a bypass passage that bypasses a compression chamber of the compressor. An on-off valve that can open and close the bypass passage is provided on the bypass passage. The ejector control means stops the compressor and opens the bypass passage by the on-off valve when the suction rate of the ejector can be set to a predetermined value or more even when the compressor is stopped. Therefore, the refrigerant discharged from the ejector bypasses the compressor (compression chamber) and flows into the cooler. That is, by providing the bypass passage and the on-off valve, it is not necessary to drive the compressor during the circulation of the refrigerant, and the coefficient of performance of the refrigeration cycle apparatus can be improved.
[0014]
When the suction rate of the ejector cannot be set to a predetermined value or more when the compressor is stopped, the ejector control means activates the compressor and closes the bypass passage by an on-off valve. Therefore, the refrigerant discharged from the ejector flows into the cooler via the compressor. Therefore, the discharge pressure of the ejector is reduced by the refrigerant suction operation of the compressor, and the upstream pressure of the cooler is increased by the refrigerant compression operation of the compressor, so that the ejector can be driven at a high suction rate.
[0015]
According to a third aspect of the present invention, in the first or second aspect, the compressor is configured to be capable of adjusting a refrigerant discharge amount per unit time. Therefore, for example, if the refrigerant discharge amount per unit time of the compressor is increased, the discharge pressure of the ejector tends to decrease. Conversely, if the amount of refrigerant discharged per unit time of the compressor is reduced, the discharge pressure of the ejector tends to increase. As described above, by adjusting the refrigerant discharge amount per unit time of the compressor, the discharge pressure of the ejector can be easily adjusted.
[0016]
According to a fourth aspect of the present invention, in the third aspect, the compressor is of a variable displacement type capable of changing a displacement. Therefore, for example, if the discharge capacity of the compressor is increased, the refrigerant discharge amount per unit time of the compressor is increased, and conversely, if the discharge capacity of the compressor is reduced, the refrigerant discharge amount per unit time is The refrigerant discharge amount decreases.
[0017]
A fifth aspect of the present invention is based on the third or fourth aspect, further comprising suction pressure detecting means, discharge pressure detecting means, drive pressure detecting means, target discharge pressure calculating means, and discharge amount controlling means. The suction pressure detecting means detects a suction pressure of the ejector or a physical quantity having a correlation with the suction pressure. The discharge pressure detecting means detects a discharge pressure of the ejector or a physical quantity having a correlation with the discharge pressure. The drive pressure detecting means detects a drive pressure of the ejector or a physical quantity having a correlation with the drive pressure. The target discharge pressure calculation means calculates a target discharge pressure as a control target of the discharge pressure of the ejector based on the suction pressure from the suction pressure detection means and the drive pressure from the drive pressure detection means.
[0018]
The discharge capacity control means adjusts the refrigerant discharge amount per unit time of the compressor so as to eliminate the difference between the discharge pressure from the discharge pressure detection means and the target discharge pressure from the target discharge pressure calculation means. That is, if the discharge pressure from the discharge pressure detection means is higher than the target discharge pressure from the target discharge pressure calculation means, the discharge capacity control means increases the refrigerant discharge amount per unit time of the compressor. . Further, the discharge capacity control means reduces the refrigerant discharge amount per unit time of the compressor if the discharge pressure from the discharge pressure detection means is lower than the target discharge pressure from the target discharge pressure calculation means. .
[0019]
In this way, driving the ejector at a high suction rate can be achieved with as little power consumption (work) of the compressor as possible. Therefore, the coefficient of performance of the refrigeration cycle device can be improved.
[0020]
According to a sixth aspect of the present invention, in any one of the first to fifth aspects, a precooler for cooling a refrigerant from the ejector is disposed between an outlet side of the ejector and an inlet side of the compressor. Therefore, the high-temperature and high-pressure refrigerant discharged from the ejector is cooled by the precooler and is sucked into the compressor. Therefore, the volumetric efficiency of the compressor is improved, and the coefficient of performance of the refrigeration cycle device can be improved.
[0021]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
Hereinafter, first and second embodiments of the present invention will be described. In the second embodiment, only differences from the first embodiment will be described, and the same or corresponding members will be denoted by the same reference numerals and description thereof will be omitted.
[0022]
○ 1st embodiment
(Circuit configuration and peripheral configuration of refrigeration cycle device)
FIG. 1 is a schematic configuration diagram showing an engine (internal combustion engine) 12 that is a driving source of the vehicle and a refrigeration cycle device 11 that performs air conditioning of the vehicle (vehicle compartment). As shown in the figure, the refrigeration cycle apparatus 11 includes an ejector 21 for discharging a high-temperature and high-pressure refrigerant (for example, R134a) gas. The outlet side of the ejector 21 is connected to the inlet side (suction side) of the compressor 23 via a pipe 22. The outlet side (discharge side) of the compressor 23 is connected to the inlet side of a cooler 25 via a pipe 24.
[0023]
The compressor 23 is, for example, a swash plate piston type, and the piston 23b is reciprocated by rotating the swash plate 23a. When the piston 23b reciprocates, the volume of the compression chamber 23c changes, so that the refrigerant gas is sucked from the pipe 22 into the compression chamber 23c, the refrigerant gas is compressed in the compression chamber 23c, and the refrigerant gas is transferred from the compression chamber 23c to the pipe 24. Discharge of the refrigerant gas is performed.
[0024]
An electric motor 26 is operatively connected to a swash plate 23a of the compressor 23. The compressor 23 is operated when the electric motor 26 is turned on (energized), and the compressor 23 is stopped when the electric motor 26 is turned off (non-energized). The electric motor 26 is rotated at a constant rotation speed in the ON state.
[0025]
The compressor 23 is of a variable displacement type. When a control valve 23d composed of an electromagnetic valve is driven from the outside, the discharge angle can be adjusted by changing the inclination angle of the swash plate 23a and changing the stroke of the piston 23b. It has become. The control valve 23d has a well-known configuration in which the inclination angle of the swash plate 23a can be changed by adjusting the crank pressure of the compressor 23. If the discharge capacity of the compressor 23 (the inclination angle of the swash plate 23a) increases, the amount of refrigerant discharged from the compressor 23 per unit time increases, and if the discharge capacity of the compressor 23 decreases, the compressor decreases. The refrigerant discharge amount per unit time from 23 decreases.
[0026]
The pipe 22 on the side of the ejector 21 and the pipe 24 on the side of the cooler 25 are also connected via a bypass pipe 27 as a bypass passage that bypasses the compressor 23 (specifically, the compression chamber 23c). An electromagnetic on-off valve 28 is provided in the middle of the bypass pipe 27. As will be described later in detail, the on-off valve 28 (bypass pipe 27) is opened when the electric motor 26 is turned off, that is, when the compressor 23 stops, and closed when the electric motor 26 is turned on, that is, when the compressor 23 operates. You. Therefore, the refrigerant gas discharged from the ejector 21 flows into the cooler 25 via the compressor 23 (compression chamber 23c) or bypasses the compressor 23.
[0027]
The cooler 25 is disposed in an engine room of the vehicle and is exposed to outside air. The high-temperature and high-pressure refrigerant gas that has flowed into the cooler 25 from the ejector 21 side is condensed and liquefied by being cooled by heat exchange with the outside air. The outlet side of the cooler 25 is connected to the inlet side of the evaporator 30 via a pipe 29. An expansion valve 31 as a pressure reducing device for reducing the pressure of the liquid refrigerant from the cooler 25 is provided in the middle of the pipe 29. The evaporator 30 is provided in the middle of an air outlet duct (not shown) toward the passenger compartment. The liquid refrigerant that has been decompressed by the expansion valve 31 is heated and evaporated by heat exchange with the air heading toward the passenger compartment in the evaporator 30 to become a low-pressure refrigerant gas. The outlet side of the evaporator 30 and the low pressure (suction) side of the ejector 21 are connected via a pipe 32.
[0028]
In the pipe 29, an inlet side (suction side) of a pump 34 is connected between the cooler 25 and the expansion valve 31 via a branch pipe 33. The pump 34 is composed of an electromagnetic pump. The outlet side (discharge side) of the pump 34 is connected to the inlet side of the boiler 35 via a pipe 36. The pump 34 takes out a part of the liquid refrigerant from the pipe 29 and sends it to the boiler 35 by pressure.
[0029]
The cooling water passage (not shown) in the engine 12 has an inlet connected to an outlet of the radiator 13 and an outlet connected to an inlet of the radiator 13 via pipes 14 and 15, and the pipes 14 and 15 are connected to a water pump (not shown). No), the cooling water is circulated between the engine 12 and the radiator 13.
[0030]
To the boiler 35 of the refrigeration cycle apparatus 11, cooling water that has cooled the engine 12 and has become high temperature is sent through the branch pipe 16. In the boiler 35, the high-temperature cooling water and the liquid refrigerant exchange heat, and the liquid refrigerant is heated to be a high-temperature and high-pressure refrigerant gas. The outlet side of the boiler 35 and the drive side (boiler 35 side) of the ejector 21 are connected via a pipe 37 provided with a check valve 38 in the middle. Accordingly, the ejector 21 draws the low-pressure refrigerant gas from the evaporator 30 by using the high-pressure refrigerant gas from the boiler 35 as a driving flow, and mixes and discharges the refrigerant gas to the cooler 25 side. The high-temperature and high-pressure refrigerant gas discharged from the ejector 21 is sent to the cooler 25 to repeat the above-described cycle.
[0031]
(Control configuration of refrigeration cycle device)
As shown in FIG. 1, an air conditioner ECU 41 that controls the entire refrigeration cycle apparatus 11 is a computer-like control unit including a CPU, a ROM, a RAM, and an I / O interface. An information detection means 42 is connected to an input terminal of the I / O of the air conditioner ECU 41. The information detecting means 42 includes an air conditioner switch 43 which is an on / off switch of the refrigeration cycle device 11, a suction pressure sensor 44 for detecting a suction pressure Pe of the ejector 21 (downstream pressure of the evaporator 30) Pe, and a discharge pressure Pd of the ejector 21. Pressure sensor 45 for detecting the pressure, an upstream pressure sensor 46 for detecting the pressure between the outlet of the compressor 23 and the inlet of the cooler 25 (upstream pressure Pc of the cooler 25), and various information necessary for air conditioning control. Is provided. The control valve 23d of the compressor 23, the electric motor 26, the on-off valve 28, and the pump 34 are connected to the I / O output terminal of the air conditioner ECU 41 via drivers (not shown).
[0032]
The air conditioner ECU 41 is communicably connected to an engine ECU 51 that controls the entire control of the engine 12. An information detection means 52 for detecting various information used for output control of the engine 12 is connected to an input terminal of the I / O of the engine ECU 51. The information detecting means 52 includes a water temperature sensor 53 for detecting the cooling water temperature Tw of the engine 12, and the like. The engine ECU 51 transmits the cooling water temperature Tw from the water temperature sensor 53 to the air conditioner ECU 41. Therefore, it can be said that the water temperature sensor 53 is information detection means of the air conditioner ECU 41.
[0033]
The air conditioner ECU 41 determines the opening of the control valve 23d of the compressor 23, the on / off of the electric motor 26, the opening and closing of the on-off valve 28, and the rotation speed of the pump 34 based on various information obtained from the information detecting means 42 and 52 ( On and off).
[0034]
(Operation of air conditioner ECU)
When the circulation of the refrigerant is required under the ON state of the air conditioner switch 43, the air conditioner ECU 41 starts the arithmetic processing shown in the flowchart of FIG. 2 according to a program stored in advance.
[0035]
In step (hereinafter abbreviated as S) 101, cooling water temperature Tw is read from water temperature sensor 53. In S102, it is determined whether or not the cooling water temperature Tw read in S101 is lower than a predetermined value Tw (set), in other words, whether or not the engine 12 is in a cold state.
[0036]
If the determination in S102 is Yes, that is, if the engine 12 is in a cold state, the ejector 21 cannot operate because the boiler 35 cannot heat the refrigerant because the engine 12 hardly discharges heat. Therefore, in S103, the pump 34 is turned off (stopped), the electric motor 26 is turned on, the compressor 23 operates, and the on-off valve 28 is closed, and the bypass pipe 27 is closed.
[0037]
Accordingly, the high-pressure refrigerant gas discharged from the compressor 23 passes through the cooler 25, the expansion valve 31, and the evaporator 30 in the same order, and returns to the compressor 23 as a low-pressure refrigerant gas. That is, the refrigeration cycle device 11 exhibits a refrigeration capacity as a vapor compression refrigeration cycle. In this case, the ejector 21 simply serves as a refrigerant passage connecting the evaporator 30 and the compressor 23. The reverse flow of the refrigerant from the ejector 21 to the boiler 35 is prevented by the check valve 38.
[0038]
If the determination in S102 is No, that is, if the engine 12 is not in the cold state, the refrigerant can be heated by the boiler 35 by the exhaust heat of the engine 12, and the ejector 21 can be driven. Accordingly, the process proceeds from S102 to S104, where the pump 34 is turned on (operated), and a process for suitably driving the ejector 21 is performed in S105 and thereafter.
[0039]
That is, in S105, the suction pressure Pe of the ejector 21 is read from the suction pressure sensor 44 as suction pressure detecting means. In S106, the driving pressure Pg of the ejector 21 is calculated (estimated) based on the cooling water temperature Tw from the water temperature sensor 53 and the rotation speed of the pump 34, which is grasped by the air conditioner ECU 41 itself. That is, in the present embodiment, the cooling water temperature Tw and the rotation speed of the pump 34 are physical quantities having a correlation with the driving pressure Pg. Therefore, the water temperature sensor 53 and the air conditioner ECU 41 can be grasped as driving pressure detecting means. In S107, the upstream pressure Pc of the cooler 25 is read from the upstream pressure sensor 46.
[0040]
The process proceeds from S107 to S108. In S108 as the target discharge pressure calculating means, the performance characteristic line of the ejector 21 determined by the suction pressure Pe and the drive pressure Pg (the suction rate Suc and the upstream pressure Pc of the cooler 25) described in detail in the related art (see FIG. 5). From the relationship X), the region of the upstream pressure Pc of the cooler 25 where the ejector 21 exhibits the highest suction rate Suc1 (horizontal line portion of the performance characteristic line X) and the region of the upstream pressure Pc other than that (performance) The boundary value between the characteristic line X and the lower right portion is set as the set value Pset which is the target discharge pressure.
[0041]
In S108, it is assumed that the compressor 23 is stopped and the refrigerant bypasses the bypass pipe 27, that is, the upstream pressure Pc of the cooler 25 is equal to the discharge pressure Pd of the ejector 21. Assuming that the set value Pset is set.
[0042]
In the graph of S108, the performance characteristic line X is constant at the suction rate Suc1 having the highest suction rate Suc in a region where the upstream pressure Pc of the cooler 25 is equal to or less than the set value Pset for easy understanding. Although drawn with a horizontal line, it is strictly downward. However, this slope is much gentler as compared with the slope in the region equal to or higher than the set value Pset, and when the upstream pressure Pc is significantly lower than the set value Pset, the slope is lower than that at the time of the set value Pset. There is no substantial difference in the suction rate Suc. Therefore, in the present embodiment, the suction rate Suc in the region where the upstream pressure Pc of the cooler 25 is equal to or less than the set value Pset is uniformly treated as the maximum value Suc1.
[0043]
The process proceeds from S108 to S109. In S109, it is determined whether or not the upstream pressure Pc of the cooler 25 read in S107 is equal to or less than the set value Pset set in S108.
[0044]
If the determination in S109 is Yes, even if the compressor 23 is not operated, in other words, even if the upstream pressure Pc of the cooler 25 and the discharge pressure Pd of the ejector 21 are equal to each other, the highest suction rate as the predetermined value is obtained. The ejector 21 can be driven by Suc1. Accordingly, in S110 as the ejector control means, the electric motor 26 is turned off to stop the compressor 23, and the on-off valve 28 is opened to connect the outlet of the ejector 21 and the inlet of the cooler 25 with the bypass pipe 27. It is directly connected through. Therefore, the refrigerant gas discharged from the ejector 21 flows into the cooler 25 bypassing the compressor 23 (compression chamber 23c).
[0045]
If the determination in S109 is No, in the state where the outlet of the ejector 21 is directly connected to the inlet of the cooler 25, that is, in the state where the discharge pressure Pd of the ejector 21 is equal to the upstream pressure Pc of the cooler 25, the predetermined value The ejector 21 cannot be driven at a high suction rate Suc1. Therefore, in S111 as the ejector control means, the electric motor 26 is turned on to put the compressor 23 into an operating state, and the on-off valve 28 is closed so that the outlet of the ejector 21 and the inlet of the cooler 25 are connected to the compressor 23 ( It is communicated via the compression chamber 23c).
[0046]
When the compressor 23 operates, the discharge pressure Pd of the ejector 21 becomes lower than the upstream pressure Pc of the cooler 25 by the suction operation of the refrigerant gas by the compressor 23. Further, the upstream side pressure Pc of the cooler 25 can be maintained high by the compressing action of the refrigerant gas by the compressor 23. Therefore, even when the exhaust heat of the engine 12 shortly after startup is low and the drive pressure Pg of the ejector 21 is low, or when the outside air temperature is high and the upstream pressure Pc of the cooler 25 is high, for example, the compressor 23 is stopped. The ejector 21 can be driven at a higher suction rate Suc than when the on-off valve 28 is open.
[0047]
The process proceeds from S111 to S112. In S112, it is determined whether or not the discharge pressure Pd from the discharge pressure sensor 45 as the discharge pressure detecting means is larger than the set value Pset set in S108. In S113, it is determined whether or not the discharge pressure Pd from the discharge pressure sensor 45 is smaller than the set value Pset set in S108.
[0048]
If the determinations in S112 and S113 are both No, the discharge pressure Pd matches the set value Pset, and at this time, the ejector 21 is driven at the highest suction rate Suc1 and the power consumption of the compressor 23 is reduced. It can be said that it has been realized in as few states as possible. Accordingly, there is no need to change the discharge capacity of the compressor 23, and the process returns with the drive state of the control valve 23d maintained as it is.
[0049]
If the determination in S112 is Yes, that is, if the discharge pressure Pd of the ejector 21 is larger than the set value Pset, the suction rate Suc of the ejector 21 is lower than the highest suction rate Suc1 (see the performance characteristic line X of S108). This means that the work of the compressor 23 is insufficient. Therefore, in S114, the control valve 23d is driven by a unit amount in a direction to increase the discharge capacity of the compressor 23. When the discharge capacity of the compressor 23 increases, the discharge pressure Pd of the ejector 21 tends to decrease.
[0050]
If the determination in S113 is Yes, that is, if the discharge pressure Pd of the ejector 21 is smaller than the set value Pset, the compressor 23 has performed excessive work to realize driving of the ejector 21 at the highest suction rate Suc1. (Refer to the performance characteristic line X in S108). Therefore, in S115, the control valve 23d is driven by a unit amount in the direction to decrease the displacement of the compressor 23. When the discharge capacity of the compressor 23 decreases, the discharge pressure Pd of the ejector 21 tends to increase.
[0051]
That is, in S112 to S115 as the discharge amount control means, the discharge capacity of the compressor 23, that is, the unit time of the compressor 23 per unit time is set so as to eliminate the difference between the discharge pressure Pd of the ejector 21 and the set value Pset. The refrigerant discharge amount is adjusted. By repeating S112 to S115, the discharge pressure Pd of the ejector 21 eventually becomes equal to the set value Pset.
[0052]
The present embodiment having the above configuration has the following effects.
(1) The compressor 23 is disposed on the refrigerant flow path between the outlet side of the ejector 21 and the inlet side of the cooler 25. Therefore, for example, in the case where the drive pressure Pg of the ejector 21 is low, the suction rate Suc of the ejector 21 is greatly reduced depending on the configuration of the related art, or even under severe operating conditions in which the ejector 21 cannot be driven. Can be driven at a high suction rate Suc. Therefore, the refrigeration cycle apparatus 11 can exhibit a sufficient refrigeration capacity.
[0053]
(2) When the ejector 21 can be driven at a high suction rate Suc without operating the compressor 23, the air conditioner ECU 41 stops the compressor 23 and opens the bypass pipe 27 by the on-off valve 28. In other words, the provision of the bypass pipe 27 and the on-off valve 28 eliminates the necessity of driving the compressor 23 during the circulation of the refrigerant, so that the coefficient of performance of the refrigeration cycle apparatus 11 can be improved.
[0054]
(3) The compressor 23 is configured such that the refrigerant discharge amount per unit time can be adjusted. Therefore, the discharge pressure Pd of the ejector 21 can be easily adjusted.
(4) The compressor 23 is of a variable displacement type whose discharge capacity can be adjusted. Therefore, even if the rotational speed of the compressor 23 (electric motor 26) is constant, the refrigerant discharge amount per unit time of the compressor 23 can be adjusted. Therefore, the control of the electric motor 26 is simplified in on / off control, the electric motor 26 can be operated at the most efficient rotation speed, and the power consumption of the electric motor 26 can be reduced.
[0055]
(5) The air conditioner ECU 41 adjusts the refrigerant discharge amount per unit time of the compressor 23 so as to eliminate the difference between the discharge pressure Pd of the ejector 21 and the set value Pset. Therefore, driving the ejector 21 at a high suction rate Suc (the highest suction rate Suc1 in the present embodiment) can be achieved with a work (power consumption) of the compressor 23 as small as possible. This leads to an improvement in the coefficient of performance of the refrigeration cycle device 11.
[0056]
○ 2nd embodiment
FIG. 3 shows a second embodiment. In the present embodiment, in addition to the configuration of the first embodiment, a pre-cooler 61 that cools the refrigerant from the ejector 21 is provided in the middle of the pipe 22 that connects the outlet side of the ejector 21 and the inlet side of the compressor 23. It is arranged. Therefore, the high-temperature and high-pressure refrigerant gas discharged from the ejector 21 is cooled by the precooler 61 and is sucked into the compressor 23. Therefore, the volume efficiency of the compressor 23 is improved, and the coefficient of performance of the refrigeration cycle device 11 can be improved.
[0057]
It should be noted that, for example, the following embodiments can be implemented without departing from the spirit of the present invention. In each of the above embodiments, S112 to S115 are deleted from the flowchart of FIG. 2 and the discharge capacity of the compressor 23 is adjusted by the following processing.
[0058]
First, the refrigerant flow rate on the drive side (boiler 35) of the ejector 21 is calculated (estimated) based on, for example, the rotation speed of the pump 34. A target value Suc1 of the suction rate Suc of the ejector 21 is calculated based on the suction pressure Pe of the ejector 21 and the driving pressure Pg of the ejector 21. The discharge flow rate of the ejector 21 when the suction rate Suc is assumed to be the target value Suc1 is calculated (estimated) from the refrigerant flow rate on the drive side (boiler 35 side) of the ejector 21 and the target value Suc1 of the suction rate Suc of the ejector 21. ).
[0059]
Based on the set value Pset and the temperature of the refrigerant gas discharged from the ejector 21 (that is, in this embodiment, a temperature sensor capable of detecting the temperature is provided), the target of the refrigerant gas discharged from the ejector 21 Calculate the density. The discharge capacity of the compressor 23 is determined based on the discharge flow rate of the ejector 21, the rotation speed of the compressor 23 (electric motor 26), and the target density, and the control valve 23d is driven based on the determined value.
[0060]
In the above embodiments, the set value Pset, which is the control target value of the discharge pressure Pd, corresponds to the region of the upstream pressure Pc of the cooler 25 (the discharge pressure Pd of the ejector 21) in which the ejector 21 exhibits the highest suction rate Suc1. And the boundary value with the region of the upstream pressure Pc which is not. However, the control target value is not limited to being set to the above-described boundary value, and may be set to be slightly higher or slightly lower than the boundary value.
[0061]
In each of the above embodiments, the suction pressure Pe of the ejector 21 is directly detected by the suction pressure sensor 44. However, the present invention is not limited to this. A physical quantity having a correlation with the suction pressure Pe (for example, a cooling load such as a cabin temperature, a blown air quantity, and a solar radiation quantity) is detected, and the suction pressure Pe is calculated (estimated) from the detected information. ).
[0062]
In each of the above embodiments, the discharge pressure Pd of the ejector 21 is directly detected by the discharge pressure sensor 45. However, the present invention is not limited to this, and a physical quantity having a correlation with the discharge pressure Pd may be detected, and the discharge pressure Pd may be calculated (estimated) from the detected information.
[0063]
In the above embodiments, the drive pressure Pg of the ejector 21 is calculated (estimated) from the detection information (cooling water temperature Tw) of the water temperature sensor 53 and the rotation speed of the pump 34. However, the present invention is not limited to this. For example, the driving pressure Pg may be directly detected by a driving pressure sensor provided in the pipe 37.
[0064]
In the above embodiments, the upstream pressure Pc of the cooler 25 was directly detected by the upstream pressure sensor 46. However, the present invention is not limited to this, and a physical quantity (for example, outside air temperature or the like) having a correlation with the upstream pressure Pc may be detected, and the upstream pressure Pc may be calculated (estimated) from the detected information.
[0065]
In the above embodiments, the compressor 23 is stopped when the ejector 21 can be driven at a high suction rate Suc even when the compressor 23 is stopped. This may be changed so that the compressor 23 is always operated during the circulation of the refrigerant. With this configuration, the communication between the ejector 21 and the cooler 25 during the circulation of the refrigerant can always be ensured by the operation of the compressor 23. Therefore, the bypass pipe 27 and the on-off valve 28 can be omitted. Therefore, the circuit configuration of the refrigeration cycle device 11 can be simplified. Further, the fact that the on-off valve 28 to be controlled can be eliminated also leads to a reduction in the calculation load of the air conditioner ECU 41.
[0066]
In each of the above embodiments, the bypass passage is embodied as a bypass pipe 27 that bypasses the compressor 23 outside the compressor 23. This is changed, and a bypass passage is provided inside the compressor 23 to allow a suction pressure area (for example, a suction chamber) and a discharge pressure area (for example, a discharge chamber) to communicate without passing through the compression chamber 23c. An on-off valve for opening and closing the bypass passage is built in the compressor 23.
[0067]
In the above embodiments, the compressor 23 adjusts the refrigerant discharge amount per unit time by changing the discharge capacity. By changing this, changing the rotation speed of the electric motor 26, the refrigerant discharge amount per unit time of the compressor 23 is adjusted. By doing so, the discharge pressure Pd of the ejector 21 can be easily adjusted by changing the rotation speed of the electric motor 26 and adjusting the refrigerant discharge amount per unit time of the compressor 23. In this case, the compressor 23 may be of a variable displacement type as in the above embodiments, or may be of a fixed displacement type having a fixed discharge capacity.
[0068]
In the above embodiments, the compressor 23 uses the electric motor 26 as a drive source. This is changed, and the drive source of the compressor 23 is the engine 12. Alternatively, the engine 12 and the electric motor 26 are used together as a drive source of the compressor 23. In the latter case, for example, when the engine 12 is in operation, the engine 12 is used as a drive source for the compressor 23, and when the engine 12 is stopped, the electric motor 26 is used as a drive source for the compressor 23. Become.
[0069]
In each of the above embodiments, the boiler 35 heats the refrigerant using the cooling water of the engine 12 as a heat source. By changing this, the boiler 35 is configured to heat the refrigerant using the exhaust gas of the engine 12 as a heat source. Alternatively, the boiler 35 is configured to heat the refrigerant using the lubricating oil of the engine 12 as a heat source.
[0070]
From the viewpoint of effective use of the exhaust heat, the heat source capable of heating the refrigerant in the boiler 35 is not limited to the exhaust heat of the engine 12 but, for example, the exhaust heat of the transmission (for example, the heat of lubricating oil). The refrigerant may be heated by using the above method. Further, a system for recovering heat from a plurality of exhaust heat locations and sending it to the boiler 35 may be constructed on the vehicle.
[0071]
O The driving source of the vehicle includes an electric motor in addition to the engine 12. That is, the present invention is embodied in a refrigeration cycle device mounted on an electric vehicle using an electric motor as a driving source, or a refrigeration cycle device mounted on a hybrid vehicle using an electric motor and an engine as a driving source. In this case, the boiler 35 may be configured to heat the refrigerant by using the exhaust heat of the electric motor serving as the driving source for driving and the exhaust heat of the control circuit (inverter) that controls the electric motor.
[0072]
In each of the above embodiments, the boiler 35 heats the refrigerant by using the exhaust heat of the engine 12 (the exhaust heat of the vehicle). This may be changed and the boiler 35 may be provided with a dedicated heat source for heating the refrigerant.
[0073]
In the above embodiments, the compressor 23 is of a swash plate piston type, but may be modified to a compressor other than a piston type such as a scroll type, a vane type or a helical type.
[0074]
The present invention is embodied in a refrigeration cycle apparatus using carbon dioxide as a refrigerant.
To describe the technical idea that can be grasped from the above embodiment, the boiler heats the refrigerant by the exhaust heat of the vehicle, and the temperature of the exhaust heat (the cooling water temperature Tw in each of the above embodiments) is equal to or higher than a predetermined value. In the above case, the pump is operated, and when the temperature of the exhaust heat is lower than a predetermined value, the pump is stopped and the compressor is operated (in each of the above embodiments, the switching unit is embodied in the air conditioner ECU 41). The refrigeration cycle apparatus according to any one of claims 1 to 6, further comprising:
[0075]
【The invention's effect】
ADVANTAGE OF THE INVENTION According to this invention of the said structure, it becomes possible to maintain the performance of an ejector satisfactorily even under severe driving conditions.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a schematic configuration diagram of a refrigeration cycle device according to a first embodiment.
FIG. 2 is a flowchart illustrating control by an air conditioner ECU.
FIG. 3 is a schematic configuration diagram of a refrigeration cycle device according to a second embodiment.
FIG. 4 is a schematic configuration diagram of a refrigeration cycle device according to the related art.
FIG. 5 is a graph showing performance characteristics of an ejector.
[Explanation of symbols]
DESCRIPTION OF SYMBOLS 11 ... Refrigeration cycle apparatus, 12 ... Engine which is a driving source of a vehicle, 21 ... Ejector, 23 ... Compressor (23c ... Compression chamber), 25 ... Cooler, 27 ... Bypass piping as a bypass passage, 28 ... On-off valve, 30 ... Evaporator, 31 ... Expansion valve as pressure reducing device, 34 ... Pump, 35 ... Boiler, 41 ... Air conditioner ECU as ejector control means, target discharge pressure calculation means and discharge amount control means, 44 ... Suction pressure detection means Suction pressure sensor, 45: discharge pressure sensor as discharge pressure detection means, 53: water temperature sensor as drive pressure detection means, 61: precooler, Pd: discharge pressure of ejector, Pset: set value as target discharge pressure, Pg ... Drive pressure of ejector, Pe: suction pressure of ejector, Suc: suction rate of ejector (Suc1: maximum value as a predetermined value) Value), Tw ... cooling water temperature as a physical quantity having a correlation to the drive pressure.

Claims

An ejector that discharges a refrigerant, a cooler that cools the refrigerant from the ejector, a decompression device that decompresses the refrigerant cooled by the cooler, an evaporator that heats the refrigerant depressurized by the decompression device, and the evaporator The refrigerant heated in is ejected to the ejector, a suction side is connected to a refrigerant flow path between the cooler and the decompression device, and a refrigerant flows from the refrigerant flow path between the cooler and the decompression device. A pump that takes out a part, a boiler that heats the refrigerant pumped from the pump, and a refrigerant that is heated by the boiler drives the ejector, and the refrigerant that is drawn from the evaporator to the ejector by this drive And the mixture is discharged to the cooler side.
A refrigeration cycle apparatus comprising: a compressor that sucks refrigerant from the ejector side and discharges the refrigerant to the cooler side, on a refrigerant flow path between an outlet side of the ejector and an inlet side of the cooler. .

A bypass passage communicating between the outlet side of the ejector and the inlet side of the cooler, bypassing a compression chamber of the compressor,
An on-off valve disposed on the bypass passage and capable of opening and closing the bypass passage;
In the case where the suction rate of the ejector can be set to a predetermined value or more even when the compressor is stopped, the compressor is stopped and the bypass passage is opened by the on-off valve, and the compressor is stopped. 2. The ejector control device according to claim 1, further comprising: an ejector control unit that activates the compressor and closes the bypass passage by the open / close valve when the suction rate of the ejector cannot be equal to or more than a predetermined value in the state. Refrigeration cycle equipment.

The refrigeration cycle apparatus according to claim 1, wherein the compressor is configured to adjust a refrigerant discharge amount per unit time.

4. The refrigeration cycle apparatus according to claim 3, wherein the compressor is of a variable capacity type capable of changing a discharge capacity.

Suction pressure detecting means for detecting a suction pressure of the ejector or a physical quantity having a correlation with the suction pressure,
Discharge pressure detecting means for detecting a discharge pressure of the ejector or a physical quantity having a correlation with the discharge pressure,
Driving pressure detecting means for detecting a driving pressure of the ejector or a physical quantity having a correlation with the driving pressure,
Target discharge pressure calculation means for calculating a target discharge pressure as a control target of the discharge pressure of the ejector based on the suction pressure from the suction pressure detection means and the drive pressure from the drive pressure detection means,
Discharge amount control means for adjusting a refrigerant discharge amount per unit time of the compressor so as to eliminate a difference between a discharge pressure from the discharge pressure detection means and a target discharge pressure from the target discharge pressure calculation means. The refrigeration cycle apparatus according to claim 3 or 4.

The refrigeration cycle apparatus according to any one of claims 1 to 5, wherein a precooler for cooling a refrigerant from the ejector is provided between an outlet side of the ejector and an inlet side of the compressor.