JP2008164256A - 冷凍サイクル装置 - Google Patents
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Abstract
【課題】大型化および大幅なコストアップを招くことなく、高外気温時にも冷凍能力を発揮できる冷凍サイクル装置を提供する。
【解決手段】放熱器12下流側かつ温度式膨張弁16上流側に、バイパス機能付きの絞り機構15を配置し、通常運転時にはバイパス機能によって絞り機構15に冷媒減圧作用を発揮させず、圧縮機11の吐出冷媒圧力Pdが予め定めた基準圧力PA以上になったとき、絞り機構15に冷媒減圧作用を発揮させる。これにより、絞り機構15に冷媒減圧作用によって蒸発器17における冷媒の吸熱能力を低下させて、吐出冷媒圧力Pdを低下させることができるので、高外気温時に高圧側冷媒圧力が上昇しても、冷凍サイクル装置の運転を継続でき、冷凍能力を発揮できる。
【選択図】図1
【解決手段】放熱器12下流側かつ温度式膨張弁16上流側に、バイパス機能付きの絞り機構15を配置し、通常運転時にはバイパス機能によって絞り機構15に冷媒減圧作用を発揮させず、圧縮機11の吐出冷媒圧力Pdが予め定めた基準圧力PA以上になったとき、絞り機構15に冷媒減圧作用を発揮させる。これにより、絞り機構15に冷媒減圧作用によって蒸発器17における冷媒の吸熱能力を低下させて、吐出冷媒圧力Pdを低下させることができるので、高外気温時に高圧側冷媒圧力が上昇しても、冷凍サイクル装置の運転を継続でき、冷凍能力を発揮できる。
【選択図】図1
Description
本発明は、冷凍サイクル装置に関するもので、車室内を空調する車両用空調装置に適用して好適である。
従来、特許文献1に、車両用空調装置に適用された冷凍サイクル装置が開示されている。
この特許文献1の冷凍サイクル装置は、高圧側冷媒圧力の異常高圧を検出する圧力スイッチを備えており、異常高圧が検出された場合は、一時的に冷凍サイクル装置の運転を停止させ、その後、異常高圧が検出されなくなった場合は冷凍サイクル装置の運転を再開できるようになっている。
これにより、一時的な原因によって異常高圧が検出された場合には、その原因がなくなった後、速やかに冷凍サイクル装置の運転を再開できるようにしている。
特開昭61−291867号公報
ところで、この種の冷凍サイクル装置では、例えば、外気温が上昇して要求される冷凍能力が増加すると、圧縮機の冷媒吐出能力を増加させる。このため、外気温が高くなると、高圧側冷媒圧力が上昇しやすくなり、異常高圧も検出されやすくなる。
しかし、特許文献1の冷凍サイクル装置のように、高外気温時に高圧側冷媒圧力の異常高圧が検出されて、冷凍サイクル装置の運転を停止させてしまうと、冷凍サイクル装置の運転停止から運転再開までの停止時間中は、冷凍能力を発揮できない。
このため、特許文献1の冷凍サイクル装置を車両用空調装置に適用した場合、上記の停止期間中は、著しく乗員の空調フィーリングを悪化させてしまう。従って、高外気温時に高圧側冷媒圧力が上昇して異常高圧が検出された場合は、冷凍サイクル装置の冷凍能力を低下させても、運転を継続させることが望ましい。
これに対して、高外気温時であっても冷凍サイクル装置の運転を継続させるためには、例えば、放熱器の放熱能力を増加させて、高圧側冷媒圧力の上昇を回避する手段が考えられる。しかしながら、放熱器の放熱能力の増加は、放熱器の体格の拡大を招き、冷凍サイクル装置全体の大型化の原因となる。
この他に、圧縮機として可変容量型圧縮機を採用して、外気温に応じて冷媒吐出能力の上限を制限する手段も考えられるが、可変容量型圧縮機の採用および可変容量型圧縮機の制御の複雑化は、冷凍サイクル装置の大幅なコストアップの原因となる。
本発明は、上記点に鑑み、大型化および大幅なコストアップを招くことなく、高外気温時にも冷凍能力を発揮できる冷凍サイクル装置を提供することを目的とする。
上記の目的を達成するため、本発明では、冷媒を圧縮して吐出する圧縮機(11)と、圧縮機(11)吐出冷媒を放熱させる放熱器(12)と、放熱器(12)下流側冷媒を減圧膨張させる第1減圧手段(16)と、第1減圧手段(16)下流側冷媒を蒸発させて圧縮機(11)吸入側へ流出させる蒸発器(17)と、放熱器(12)出口側から圧縮機(11)吸入側へ至るに冷媒通路に配置されて、冷媒を減圧膨張させる第2減圧手段(15、25)と、第2減圧手段(15、25)の作動を制御する制御手段(20)と圧縮機(11)の吐出冷媒圧力(Pd)を検出する吐出圧力検出手段(21)とを備え、制御手段(20)は、吐出冷媒圧力(Pd)が予め定めた基準圧力(PA)以上となったときに、第2減圧手段(15、25)に冷媒を減圧膨張させるようになっている冷凍サイクル装置を特徴とする。
これによれば、吐出冷媒圧力(Pd)が予め定めた基準圧力(PA)以上となったときに、制御手段(20)が第2減圧手段(15、25)に冷媒を減圧膨張させて、第1減圧手段(16)と第2減圧手段(15、25)との双方によって冷媒を減圧膨張させることができる。
従って、後述する各実施形態に説明するように、圧縮機(11)吸入冷媒密度を低下させて圧縮機(11)の吐出冷媒圧力(Pd)を低下させることができ、高圧側冷媒圧力を低下させることができる。
つまり、高外気温時に高圧側冷媒圧力が上昇しても、冷凍サイクル装置の運転を停止させることなく、冷凍サイクル装置の冷凍能力を低下させながら冷凍サイクル装置の運転を継続できる。その結果、高外気温時にも冷凍能力を発揮させることができる。
さらに、放熱器(12)出口側から圧縮機(11)吸入側へ至るに冷媒通路に配置された第2減圧手段(15、25)の作動のみによって、高圧側冷媒圧力の異常高圧を回避できるので、冷凍サイクル装置の大型化および大幅なコストアップを招くことなく、高外気温時に冷凍能力を発揮させることができる。
また、上記特徴の冷凍サイクル装置において、第2減圧手段(15、25)は、放熱器(12)下流側であって、かつ、第1減圧手段(16)上流側に配置されていてもよい。
これによれば、後述する実施形態の図2のモリエル線図に示すように、蒸発器(17)における冷媒側の吸熱能力を低下させて、圧縮機(11)吸入冷媒密度を低下させることができる。その結果、圧縮機(11)の吐出冷媒圧力(Pd)を低下させることができ、高圧側冷媒圧力を低下させることができる。
さらに、第2減圧手段(15、25)が、放熱器(12)下流側かつ第1減圧手段(16)上流側の冷凍サイクルの高圧側に配置されているので、冷凍サイクルの低圧側に配置する場合に対して、第2減圧手段(15、25)を小型化でき、より一層、冷凍サイクル装置全体としての大型化を抑制できる。
また、上記特徴の冷凍サイクル装置において、第2減圧手段(15、25)は、第1減圧手段(16)下流側であって、かつ、蒸発器(17)上流側に配置されていてもよい。
これによれば、蒸発器(17)における冷媒の吸熱能力を低下させて、圧縮機(11)吸入冷媒密度を低下させることができるので、圧縮機(11)の吐出冷媒圧力(Pd)を低下させることができる。
また、上記特徴の冷凍サイクル装置において、第2減圧手段(15、25)は、蒸発器(17)下流側であって、かつ、圧縮機(11)吸入側に配置されていてもよい。
これによれば、後述する実施形態の図7のモリエル線図に示すように、圧縮機(11)吸入冷媒密度を直接低下させることができる。その結果、圧縮機(11)の吐出冷媒圧力(Pd)を低下させることができ、高圧側冷媒圧力を低下させることができる。
また、上述の特徴の冷凍サイクル装置において第2減圧手段(15、25)を簡素に構成するために、第2減圧手段(15)は、冷媒を減圧膨張させる固定絞り(15a)、固定絞り(15a)を迂回するバイパス通路(15b)、およびバイパス通路(15b)を開閉する開閉弁(15c)を有して構成されていてもよいし、さらに、第2減圧手段(25)は、冷媒通路面積を絞って冷媒を減圧膨張させる絞り通路(25b)と、冷媒通路面積を全開させる全開通路(25a)とを切替可能に構成されていてもよい。
また、上述の特徴の冷凍サイクル装置において、制御手段(20)は、圧縮機(11)の作動を制御する機能を兼ね備え、制御手段(20)は、吐出冷媒圧力(Pd)が予め定めた基準異常高圧(PB)以上となったときに、圧縮機(11)の作動を停止させるようになっており、基準圧力(PA)は、基準異常高圧(PB)よりも低い値に設定されていてもよい。
これによれば、第2減圧手段(15、25)が冷媒を減圧膨張させても高圧側冷媒圧力が低下しない場合には、確実に、圧縮機(11)の作動を停止できる。従って、基準異常高圧(PB)を各構成機器の耐圧強度より低い値に設定することで、高圧側冷媒圧力が各構成機器の耐圧強度を超えることを防止でき、冷凍サイクル装置を適切に保護できる。
なお、この欄および特許請求の範囲で記載した各手段の括弧内の符号は、後述する実施形態に記載の具体的手段との対応関係を示すものである。
(第1実施形態)
図1〜4により、本発明の第1実施形態を説明する。図1は、本実施形態の冷凍サイクル装置10の全体構成図である。本実施形態の冷凍サイクル装置10は、2階建てバス車両(以下、ダブルデッカ車両という。)の車室内を空調する車両用空調装置に適用されている。
図1〜4により、本発明の第1実施形態を説明する。図1は、本実施形態の冷凍サイクル装置10の全体構成図である。本実施形態の冷凍サイクル装置10は、2階建てバス車両(以下、ダブルデッカ車両という。)の車室内を空調する車両用空調装置に適用されている。
ダブルデッカ車両では車室内空間を広く確保するために、冷凍サイクル装置10は1つのユニットとして一体化されることによって小型化されており、一体化された状態で車両1階の後方側に配置される。
まず、冷凍サイクル装置10において、圧縮機11は、電磁クラッチ11a、ベルト(図示せず)を介して、図示しないエンジンから駆動力を得て、冷媒を吸入、圧縮して吐出するものである。このエンジンはダブルデッカ車両の走行用エンジンであってもよいし、圧縮機11駆動用の専用エンジンであってもよい。
さらに、本実施形態では、圧縮機11として固定容量型圧縮機を採用しており、電磁クラッチ11aの断続によって圧縮機断続作動の稼働率を変化させ、冷媒吐出能力を調整している。なお、電磁クラッチ11aは、後述する空調制御装置20から出力される制御信号によって断続制御される。
圧縮機11の冷媒吐出側には、放熱器12が接続されている。放熱器12は圧縮機11から吐出された高温高圧冷媒と電動式の冷却ファン12aによって送風された外気(室外空気)とを熱交換させて高温高圧冷媒を冷却する冷却用熱交換器である。
なお、冷凍サイクル装置10では、冷媒としてフロン系冷媒を採用しており、放熱器12は冷媒を凝縮する凝縮器として作用する。また、冷却ファン12aは、後述する空調制御装置20から出力される制御電圧によって回転数制御される。
放熱器12の冷媒出口側には、受液器13が接続されている。受液器13は筒状のタンク形状のもので、冷媒の気液を分離してサイクル内の余剰液相冷媒を溜める気液分離器である。また、受液器13の底部側には分離された液相冷媒を流出させる液相冷媒出口が設けられており、この液相冷媒出口には、サブクーラ14が接続されている。
サブクーラ14は、受液器13からの飽和液相冷媒と冷却ファン12aによって送風された外気とを熱交換させて液相冷媒を過冷却する過冷却用熱交換器である。なお、本実施形態では、放熱器12、受液器13およびサブクーラ14は一体的に構成されており、いわゆるサブクール型凝縮器を構成している。
サブクーラ14の冷媒出口側には、本実施形態の第2減圧手段であるバイパス機能付きの絞り機構15が接続されている。絞り機構15は、固定絞りであるオリフィス15a、オリフィス15aを迂回するバイパス通路15b、およびバイパス通路15bを開閉する開閉弁15cを有して構成される。
なお、開閉弁15cは、非通電時に常時開弁状態となる、いわゆるノーマルオープン型の電磁弁であり、この開閉弁15cも後述する空調制御装置20から出力される制御信号によって開閉制御される。
そして、絞り機構15では、開閉弁15cが閉弁状態になると、サブクーラ14から流出した全流量の冷媒がオリフィス15aを通過するので、冷媒が減圧される。一方、開閉弁15cが開弁状態になると、サブクーラ14から流出した殆どの冷媒がバイパス通路15bを通過するので、冷媒は殆ど減圧されない。
絞り機構15の下流側には、本実施形態の第1減圧手段である温度式膨張弁16が接続されている。温度式膨張弁16は、冷媒を減圧膨張させる減圧手段であるとともに、後述する蒸発器17へ流入させる冷媒流量を調整する流量調整手段でもある。
具体的には、温度式膨張弁16は、蒸発器17出口側に配置された感温部16aを有しており、蒸発器17出口側冷媒の温度と圧力とに基づいて蒸発器17出口側冷媒の過熱度を検出し、蒸発器17出口側冷媒の過熱度が予め設定された所定値となるように弁開度(冷媒流量)を調整する周知の外部均圧式膨張弁である。
温度式膨張弁16の下流側には、蒸発器17が接続されている。蒸発器17は温度式膨張弁16下流側の低圧冷媒と電動式の送風ファン17aによって車室内に向けて送風される車室内送風空気(内気または外気)との間で熱交換を行って、低圧冷媒を蒸発させて吸熱作用を発揮させる吸熱用熱交換器である。
そして、低圧冷媒が蒸発する際の吸熱作用によって、車室内送風空気が冷却される。さらに、本実施形態では、蒸発器17にて吸熱された冷風流れの下流側に、冷風を再加熱する加熱手段をなすヒータコア(図示せず)等が配置され、このヒータコアの加熱度合により温度調整された空調風が車室内へ吹き出すようになっている。なお、送風ファン17aも空調制御装置20から出力される制御電圧によって回転数制御される。
蒸発器17の下流側には、圧縮機11の吸入側が接続されている。
次に、空調制御装置20および電気制御部の概要について説明する。空調制御装置20は、CPU、ROMおよびRAM等を含む周知のマイクロコンピュータとその周辺回路から構成され、そのROM内に記憶された制御プログラムに基づいて各種演算、処理を行って、上記した各種の電気式のアクチュエータの作動を制御する制御手段である。
空調制御装置20の入力側には、センサ群および運転席の計器盤付近に配置される操作パネル(図示せず)が接続され、センサ群の検出信号および操作パネルの操作信号が入力される。空調制御装置20は、これらの入力信号に基づく演算、処理を行って、各種アクチュエータへ制御信号を出力する。
センサ群としては、具体的に、圧縮機11の吐出冷媒圧力Pdを検出する吐出圧力検出手段である高圧センサ21および図示しない外気温センサ、内気温センサ、蒸発器吹出空気温度センサ等が接続されている。また、操作パネルには、冷凍サイクル装置10を運転させる運転スイッチ、空調対象空間である車室内の目標温度を設定する温度設定スイッチ等が設けられている。
また、空調制御装置20の出力側には、圧縮機11の電磁クラッチ11a、放熱器12の冷却ファン12a、蒸発器17の送風ファン17a、および絞り機構15の開閉弁15c等の各種アクチュエータが接続されている。例えば、圧縮機11の電磁クラッチ11aについては、センサ群の検出信号から算出される冷房負荷の増加に伴って、稼働率(圧縮機11の冷媒吐出能力)を増加させるように制御される。
次に、図2により、上述の構成における本実施形態の作動について説明する。図2は、本実施形態の冷凍サイクル装置10の冷媒の状態を概略的に示したモリエル線図である。なお、図2の太実線は空調制御装置20が実行する通常運転制御における冷媒の状態を示し、太破線は異常高圧制御における冷媒の状態を示している。
まず、通常運転制御の作動について説明する。通常運転制御は、エンジンの作動状態において、操作パネルの運転スイッチが投入されると開始される。なお、通常運転制御では、空調制御装置20が絞り機構15の開閉弁15cを開弁状態とするので、絞り機構15において冷媒は殆ど減圧されない。
圧縮機11に駆動力が伝達されると、圧縮機11は冷媒を吸入し、圧縮して吐出する。この時の冷媒の状態は、図2のa点である。圧縮機11から吐出された高温高圧状態の気相冷媒は、放熱器12にて、冷却ファンから送風された送風空気(外気)と熱交換して放熱して凝縮する。さらに、放熱器12から流出した冷媒は受液器13にて気液分離される。(図2のa点→b点)。
受液器13から流出した液相冷媒は、サブクーラ14にて、さらに冷却されて過冷却状態となる(図2のb点→c点)。サブクーラ14から流出した冷媒は、絞り機構15および温度式膨張弁16を通過して減圧されて気液二相状態となる(図2のc点→d点)。
ここで、通常運転制御時には、絞り機構15の開閉弁15cが開弁状態となっているので、冷媒はバイパス通路15bを通過し、殆ど減圧されることなく、温度式膨張弁16へ流入する。従って、図2のc点→d点の減圧量は温度式膨張弁16における減圧量を示している。
温度式膨張弁16で減圧された気液二相状態の冷媒は、蒸発器17へ流入して送風ファン17aの車室内送風空気から吸熱して蒸発し、気相状態となって圧縮機11へ吸入される(図2のd点→e点)。圧縮機11に吸入された冷媒は再び圧縮される(図2のe点→a点)。以上の如く、通常運転制御では、冷媒が蒸発器17において吸熱作用を発揮することによって、車室内送風空気が冷却される。
さらに、通常運転制御時において、空調制御装置20は高圧センサ21によって検出された吐出冷媒圧力Pdを周期的に読み込んでおり、この吐出冷媒圧力Pdが予め定めた基準圧力PA以上になると、異常高圧制御を実行する。
より具体的には、異常高圧制御は、図3に示すように、吐出冷媒圧力Pdが基準圧力PA(本実施形態では、PA=2.7MPa)以上になると実行され、吐出冷媒圧力Pdが基準圧力PA−α(本実施形態では、α=0.2MPa)以下に低下すると再び通常運転制御に戻る。なお、αは制御ハンチング防止のためのヒステリシス幅である。
異常高圧制御では、空調制御装置20が開閉弁15cを閉弁する。これにより、サブクーラ14から流出した冷媒は、絞り機構15のオリフィス15a→温度式膨張弁16の順に流れ、オリフィス15aおよび温度式膨張弁16の双方にて減圧される(図2のd’点)。
ここで、開閉弁15cが閉弁状態になると、蒸発器17へ流入する冷媒流量が低減する。これにより、温度式膨張弁16は蒸発器17出口側冷媒の過熱度が所定値となるように弁開度を増加させる。
これに対して、本実施形態では、温度式膨張弁16の弁開度が全開状態になっても、通常運転制御時に温度式膨張弁16にて減圧される減圧量に対して、オリフィス15aと全開状態の温度式膨張弁16との双方にて減圧される減圧量が多くなるように、オリフィス15aが設定されている。従って、d’点の冷媒圧力は、d点の冷媒圧力よりも低くなる。
温度式膨張弁16下流側の低圧冷媒は、車室内送風空気から吸熱して蒸発し、気相状態となって圧縮機11へ吸入される(図2のd’点→e’点)。この際、d’点の冷媒圧力が通常運転制御時のd点の冷媒圧力よりも低くなっているので、蒸発器17へ流入する冷媒の圧力、すなわち蒸発器17における冷媒蒸発圧力は通常運転制御時に対して低下する。
このため、蒸発器17における冷媒側の吸熱能力が低下し、圧縮機11の吸入冷媒の密度が低下する。その結果、サイクルを循環する冷媒の質量流量が低下するので、圧縮機11に吸入された冷媒は再び圧縮されても、圧縮機11の吐出冷媒圧力Pdは通常運転制御時のa点の冷媒圧力よりも低いa’点までしか上昇しない(図2のe’点→a’点)。
そして、通常運転制御時よりも高圧側冷媒圧力が低下した状態で、サイクルがバランスする。すなわち、通常運転制御時に、吐出冷媒圧力Pdが基準圧力PA以上になっても、異常高圧制御を実行することで、吐出冷媒圧力Pdを低下させて、高圧側冷媒圧力を低下させることができる。
従って、例えば、高外気温時に高圧側冷媒圧力が上昇したとしても、冷凍サイクル装置10の運転を停止させることなく、冷媒側の吸熱能力、すなわち冷凍サイクル装置の冷凍能力を低下させながら冷凍サイクル装置の運転を継続できる。その結果、高外気温時にも冷凍能力を発揮させることができるので、空調フィーリングの著しい悪化を抑制できる。
さらに、本実施形態では、異常高圧制御時に空調制御装置20が開閉弁15cを閉弁状態にしても、高圧側冷媒圧力Pdがさらに上昇して予め定めた基準異常高圧PB以上になると、空調制御装置20が圧縮機11の作動を停止させる。
より具体的には、図4に示すように、吐出冷媒圧力Pdが基準異常高圧PB(本実施形態では、PB=2.9MPa)以上になると、空調制御装置20が電磁クラッチ11aの通電をOFF状態とする。さらに、吐出冷媒圧力Pdが基準異常高圧PB−β(本実施形態では、β=0.2MPa)以下に低下すると再び圧縮機11を断続作動させる。
なお、基準異常高圧PBは、冷凍サイクル装置10を構成する構成機器の耐圧強度よりも低い値に設定されている。また、βは制御ハンチング防止のためのヒステリシス幅である。
このように、吐出冷媒圧力Pdが基準異常高圧PB以上になった際に、圧縮機11の作動を停止させることによって、例えば、冷媒配管の一部に異物が詰まった場合に生じる異常高圧のように、復帰しにくい異常高圧時には圧縮機11の作動を確実に停止させることができる。その結果、高圧側冷媒圧力が冷凍サイクル装置10の構成機器の耐圧強度を超えることを防止できるので、冷凍サイクル装置を適切に保護できる。
さらに、本実施形態では、極めて簡素な構成の絞り機構15を採用して、高圧側冷媒圧力を低下させているので、冷凍サイクル装置10の大型化および大幅なコストアップを招くことがない。
このことは、本実施形態のように、ダブルデッカ車両(バス車両)等に搭載される冷凍サイクル装置10においては、冷凍サイクル装置10の搭載スペースに制約があるので、極めて有効である。さらに、絞り機構15として、電気式の可変絞り機構を採用する場合に対して、大幅なコストアップを招くことがない。
また、本発明者らの検討によれば、最高外気温が45℃と想定される仕向地用の車両用空調装置に、本実施形態の冷凍サイクル装置10を適用することによって、外気温が55℃程度になるまで、冷凍サイクル装置10の運転を継続できる。
さらに、本実施形態では、放熱器12下流側かつ温度式膨張弁16上流側の冷凍サイクルの高圧側に絞り機構15を配置しているので、絞り機構15を冷凍サイクルの低圧側に配置する場合に対して、配管径および絞り通路面積等を縮小でき、絞り機構15自体も小型化できる。その結果、より一層、冷凍サイクル装置10全体としての大型化を回避できる。
(第2実施形態)
第1実施形態では、放熱器12下流側かつ温度式膨張弁16上流側に絞り機構15を配置しているが、本実施形態では、図5に示すように、温度式膨張弁16下流側かつ蒸発器17上流側に絞り機構15を配置している。その他の構成および作動は第1実施形態と同様である。
第1実施形態では、放熱器12下流側かつ温度式膨張弁16上流側に絞り機構15を配置しているが、本実施形態では、図5に示すように、温度式膨張弁16下流側かつ蒸発器17上流側に絞り機構15を配置している。その他の構成および作動は第1実施形態と同様である。
なお、図5は本実施形態の冷凍サイクル装置10の全体構成図であり、図5では第1実施形態と同一もしくは均等部分には同一の符号を付している。これは以下の実施形態でも同様である。
本実施形態の冷凍サイクルを作動させても、通常運転制御においては、第1実施形態と全く同様に、車室内送風空気が冷却される。さらに、異常高圧制御においても、サブクーラ14から流出した冷媒は、温度式膨張弁16→絞り機構15のオリフィス15aの順に減圧されるので、第1実施形態と同様にサイクルがバランスする。その結果、吐出冷媒圧力Pdを低下させて、高圧側冷媒圧力を低下させることができる。
従って、本実施形態の冷凍サイクル装置10でも、冷凍サイクル装置10の大型化および大幅なコストアップを招くことなく、高外気温時にも冷凍能力を発揮させることができ、空調フィーリングの著しい悪化を抑制できる。さらに、復帰しにくい異常高圧時には圧縮機11の作動を停止させて、冷凍サイクル装置10を適切に保護できる。
(第3実施形態)
第1実施形態では、放熱器12下流側かつ温度式膨張弁16上流側に絞り機構15を配置しているが、本実施形態では、図6に示すように、蒸発器17下流側かつ圧縮機11吸入側に絞り機構15を配置している。なお、図6は本実施形態の冷凍サイクル装置10の全体構成図である。その他の構成および作動は第1実施形態と同様である。
第1実施形態では、放熱器12下流側かつ温度式膨張弁16上流側に絞り機構15を配置しているが、本実施形態では、図6に示すように、蒸発器17下流側かつ圧縮機11吸入側に絞り機構15を配置している。なお、図6は本実施形態の冷凍サイクル装置10の全体構成図である。その他の構成および作動は第1実施形態と同様である。
次に、図7のモリエル線図により、本実施形態の作動について説明する。本実施形態の冷凍サイクル装置を作動させても、通常運転制御では、図7の太実線に示すように、第1実施形態と全く同様に、車室内送風空気が冷却される。一方、異常高圧制御では、絞り機構15の開閉弁15cが閉弁するので、圧縮機11吸入冷媒圧力がオリフィス15bの減圧作用によって、通常運転制御時のe点よりも低下してe’’点に移行する。
つまり、オリフィス15bの減圧作用によって、圧縮機11の吸入冷媒の密度が低下する。その結果、サイクルを循環する冷媒の質量流量が低下するので、圧縮機11に吸入された冷媒は再び圧縮されても、圧縮機11の吐出冷媒圧力Pdは通常運転制御時のa点の冷媒圧力よりも低いa’’点までしか上昇しない(図7のe’’点→a’’点)。
そして、通常運転制御時に対して、高圧側冷媒圧力が低下した状態で、サイクルが太破線に示すようにバランスする。すなわち、通常運転制御時に、吐出冷媒圧力Pdが基準圧力PA以上になっても、異常高圧制御を実行することで、吐出冷媒圧力Pdを低下させて、高圧側冷媒圧力を低下させることができる。
なお、図7のモリエル線図において、通常運転制御時(太実線)に対して、異常高圧制御時(太破線)の低圧側冷媒圧力が上昇する理由は、異常高圧制御時には高圧側冷媒圧力が低下して、温度式膨張弁16を通過する冷媒流量が低下するので、温度式膨張弁16が弁開度を増加させるからである。
以上の如く、本実施形態の冷凍サイクル装置を作動させても、第1実施形態と同様に、冷凍サイクル装置10の大型化および大幅なコストアップを招くことなく、高外気温時にも冷凍能力を発揮させることができ、空調フィーリングの著しい悪化を低減できる。さらに、復帰しにくい異常高圧時には圧縮機11の作動を停止させて、冷凍サイクル装置10を適切に保護できる。
(第4実施形態)
本実施形態では、第1実施形態のバイパス機能付きの絞り機構15を廃止して、全開機能付きの絞り機構25を採用している。その他の冷凍サイクル装置の全体構成および作動は第1実施形態と全く同様である。
本実施形態では、第1実施形態のバイパス機能付きの絞り機構15を廃止して、全開機能付きの絞り機構25を採用している。その他の冷凍サイクル装置の全体構成および作動は第1実施形態と全く同様である。
ここで、絞り機構25の構成について、図8により説明する。絞り機構25は、絞り通路を構成する絞り穴25aと、全開通路を構成する全開穴25bとを有する可動板部材25c、および、この可動板部材25cを冷媒通路に対して直交方向(冷媒流れ方向と直交方向)にスライド移動させる電気式のアクチュエータ25dを備えて構成される。
このようなアクチュエータ25dは、サーボモータ、リニアソレノイド等によって容易に構成できる。なお、図8は絞り機構25の概略構成を示す断面図であり、図8(a)は通常運転制御時に全開穴25b側に切り替えられた状態を示し、図8(b)は異常高圧制御時に絞り穴25a側に切り替えられた状態を示す。
本実施形態の如く、全開機能付きの絞り機構25を採用した冷凍サイクル装置10を作動させても、第1実施形態と全く同様の効果を得ることができる。
(他の実施形態)
本発明は上述の実施形態に限定されることなく、以下のように種々変形可能である。
本発明は上述の実施形態に限定されることなく、以下のように種々変形可能である。
(1)上述の第4実施形態では、第1実施形態のバイパス機能付きの絞り機構15を全開機能付き絞り機構25に変更した例を説明したが、もちろん、第2、3実施形態の絞り機構15を絞り機構25に変更しても、第2、3実施形態と全く同様の効果を得ることができる。
(2)上述の各実施形態では、本発明の冷凍サイクル装置10を車両用空調装置に適用した例を説明しているが、本発明の適用はこれに限定されない。例えば、冷凍・冷蔵装置等に適用すれば、高外気温時に高圧側冷媒圧力が上昇したとしても、冷凍能力を低下させながら冷凍サイクル装置の運転を継続できるので、庫内に保管された食品が直ちに腐敗してしまう等の被害を防止できる。
(3)上述の第1〜3実施形態では、バイパス機能付きの絞り機構15を構成する固定絞りとしてオリフィス15aを採用しているが、固定絞りとしてキャピラリチューブを採用してもよい。
(4)上述の各実施形態では、吐出冷媒圧力Pdが基準異常高圧PB以上になった際に、圧縮機11の作動を停止させているが、さらに、吐出冷媒圧力Pdが基準異常高圧PB以上の所定圧力になったときに、冷媒をサイクル外部に逃がす純機械的機構で構成されたリリーフ弁を設けてもよい。
11…圧縮機、12…放熱器、15、25…絞り機構、15a…固定絞り、
15b…バイパス通路、15c…開閉弁、16…温度式膨張弁、17…蒸発器、
20…空調制御装置、21…高圧センサ、25a…絞り穴、25b…全開穴。
15b…バイパス通路、15c…開閉弁、16…温度式膨張弁、17…蒸発器、
20…空調制御装置、21…高圧センサ、25a…絞り穴、25b…全開穴。
Claims (7)
- 冷媒を圧縮して吐出する圧縮機(11)と、
前記圧縮機(11)吐出冷媒を放熱させる放熱器(12)と、
前記放熱器(12)下流側冷媒を減圧膨張させる第1減圧手段(16)と、
前記第1減圧手段(16)下流側冷媒を蒸発させて前記圧縮機(11)吸入側へ流出させる蒸発器(17)と、
前記放熱器(12)出口側から前記圧縮機(11)吸入側へ至るに冷媒通路に配置されて、冷媒を減圧膨張させる第2減圧手段(15、25)と、
前記第2減圧手段(15、25)の作動を制御する制御手段(20)と
前記圧縮機(11)の吐出冷媒圧力(Pd)を検出する吐出圧力検出手段(21)とを備え、
前記制御手段(20)は、前記吐出冷媒圧力(Pd)が予め定めた基準圧力(PA)以上となったときに、前記第2減圧手段(15、25)に冷媒を減圧膨張させるようになっていることを特徴とする冷凍サイクル装置。 - 前記第2減圧手段(15、25)は、前記放熱器(12)下流側であって、かつ、前記第1減圧手段(16)上流側に配置されていることを特徴とする請求項1に記載の冷凍サイクル装置。
- 前記第2減圧手段(15、25)は、前記第1減圧手段(16)下流側であって、かつ、前記蒸発器(17)上流側に配置されていることを特徴とする請求項1に記載の冷凍サイクル装置。
- 前記第2減圧手段(15、25)は、前記蒸発器(17)下流側であって、かつ、前記圧縮機(11)吸入側に配置されていることを特徴とする請求項1に記載の冷凍サイクル装置。
- 前記第2減圧手段(15)は、冷媒を減圧膨張させる固定絞り(15a)、前記固定絞り(15a)を迂回するバイパス通路(15b)、および前記バイパス通路(15b)を開閉する開閉弁(15c)を有して構成されていることを特徴とする請求項1ないし4のいずれか1つに記載の冷凍サイクル装置。
- 前記第2減圧手段(25)は、冷媒通路面積を絞って冷媒を減圧膨張させる絞り通路(25b)と、冷媒通路面積を全開させる全開通路(25a)とを切替可能に構成されていることを特徴とする請求項1ないし4のいずれか1つに記載の冷凍サイクル装置。
- 前記制御手段(20)は、前記圧縮機(11)の作動を制御する機能を兼ね備え、
前記制御手段(20)は、前記吐出冷媒圧力(Pd)が予め定めた基準異常高圧(PB)以上となったときに、圧縮機(11)の作動を停止させるようになっており、
前記基準圧力(PA)は、前記基準異常高圧(PB)よりも低い値に設定されていることを特徴とする請求項1ないし6のいずれか1つに記載の冷凍サイクル装置。
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JP2006356800A JP2008164256A (ja) | 2006-12-29 | 2006-12-29 | 冷凍サイクル装置 |
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Cited By (3)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JP2010196985A (ja) * | 2009-02-25 | 2010-09-09 | Mitsubishi Heavy Ind Ltd | マルチ型空気調和装置およびその室外機、その制御方法 |
JP2011149669A (ja) * | 2010-01-25 | 2011-08-04 | Daikin Industries Ltd | 空気調和装置 |
JP2016166710A (ja) * | 2015-03-10 | 2016-09-15 | ジョンソンコントロールズ ヒタチ エア コンディショニング テクノロジー(ホンコン)リミテッド | 空気調和システム |
-
2006
- 2006-12-29 JP JP2006356800A patent/JP2008164256A/ja not_active Withdrawn
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