JP2009019847A - 冷凍サイクル装置 - Google Patents

Abstract

【課題】第１の蒸発器の単独運転に起因する圧縮機のオイル戻り不足を抑制するとともに、車室内乗員の空調フィーリングの悪化を抑制する。
【解決手段】第１の蒸発器５と第２の蒸発器７とを並列接続し、第２の蒸発器側７の冷媒通路には、第１の蒸発器５の単独運転を行なう場合に、第２の蒸発器７に対する冷媒流れを断続する流路開閉手段が設けられていない車両用冷凍サイクル装置において、第２の減圧手段６は、第２の蒸発器７の出口側冷媒の温度上昇に応じて圧力が上昇するガス媒体を充填した感温室６４と、感温室６４内のガス媒体の圧力上昇により開度が増加する弁体６ｃと、通電により感温室６４内のガス媒体を加熱する電気ヒータ７０とを有し、第２の蒸発器７の出口側冷媒の過熱度を調整する温度式膨張弁であって、第１の蒸発器５の単独運転が行なわれ、単独運転の運転時間が所定時間を経過すると、電気ヒータ７０に通電する。
【選択図】図１

Description

本発明は、並列に設けられた第１、第２の蒸発器を有する冷凍サイクル装置に関するもので、例えば、デュアルエアコンタイプの車両用空調装置に好適である。

従来、ミニバン等の大型乗用車の車室内空調用のユニットとして、車室内の前席側と後席側の両方に空調ユニットを配置するデュアルエアコンが用いられている。このデュアルエアコンの冷凍サイクルでは、前席側蒸発器（第１の蒸発器）と後席側蒸発器（第２の蒸発器）とを並列に接続して設け、圧縮機と凝縮器は共通使用している。この冷凍サイクルでは、空調装置のコスト低減のため後席側蒸発器への冷媒流れを断続する電磁弁（流路開閉弁）を付けていない車両が多い。そのため、上記電磁弁を付けていない車両では、前席側エアコン（前席側蒸発器）のみを運転させ、圧縮機の連続作動状態が長時間継続された場合、後席側蒸発器の温度式膨張弁の開閉が何回も繰り返され、後席側蒸発器などにオイルが溜まる。その結果、圧縮機のオイル戻り不足が発生する問題がある。

そこで、圧縮機の連続作動状態が所定時間に達すると、圧縮機の作動を強制的に断続制御して、後席側蒸発器の温度式膨張弁を強制開弁させることで、後席側蒸発器等に溜まっているオイルを圧縮機吸入側に戻すようにした冷凍サイクル装置が知られている（例えば、特許文献１参照）。
特開２０００−２８３５７６号公報

ところで、特許文献１に記載の冷凍サイクル装置における圧縮機へのオイル戻し制御を図７に基づいて説明すると、図７に示すように圧縮機の連続作動状態が所定時間に達すると圧縮機の作動を複数回だけ断続制御する（図７（ａ）参照）。この圧縮機の断続制御により、圧縮機吸入側の圧力を変動させ、後席側温度式膨張弁を開弁している。その結果、圧縮機吸入側にオイルが戻され、オイル循環率が上昇する（図７（ｂ）参照）。ここで、圧縮機の断続制御により蒸発器内などに溜まったオイルが圧縮機吸入側に戻されるが、その一方、圧縮機の断続制御を行なうことで前席側蒸発器の空気吹出温度が上昇し（図７（ｃ）参照）、車室内の乗員の空調フィーリングが悪化するという問題が発生する。

本発明は、上記点に鑑み、第１の蒸発器と第２の蒸発器を並列に接続し、第１の蒸発器用の電磁弁を持たない車両用冷凍サイクル装置において、第１の蒸発器の単独運転に起因する圧縮機のオイル戻り不足を抑制するとともに、第１の蒸発器の空気吹出温度の上昇を抑制することを目的とする。

上記目的を達成するため、本発明では、冷媒を圧縮し吐出する圧縮機（２）と、圧縮機（２）から吐出された冷媒を冷却し凝縮させる凝縮器（３）と、凝縮器（３）で凝縮した冷媒を減圧膨張させる第１の減圧手段（４）と、第１の減圧手段（４）により減圧膨張した冷媒を蒸発させる第１の蒸発器（５）と、第１の蒸発器（５）に送風する第１の送風機（５ａ）と、凝縮器（３）で凝縮した冷媒を減圧膨張させる第２の減圧手段（６）と、第２の減圧手段（６）により減圧膨張した冷媒を蒸発させる第２の蒸発器（７）と、第２の蒸発器（７）に送風する第２の送風機（７ａ）とを備え、第１の減圧手段（４）および第１の蒸発器（５）と、第２の減圧手段（６）および第２の蒸発器（７）は、並列に設けられており、第１の送風機（５ａ）が稼動状態にされ、第２の送風機（７ａ）が停止状態にされ、かつ圧縮機（２）が稼動状態にされた第１の蒸発器（５）の単独運転を行なう場合に、第２の蒸発器（７）に対する冷媒流れを断続する流路開閉手段が設けられていない車両用冷凍サイクル装置において、第２の減圧手段（６）は、第２の蒸発器（７）の出口側冷媒の温度上昇に応じて圧力が上昇するガス媒体を充填した感温室（６４）と、感温室（６４）内のガス媒体の圧力上昇によって開度が増加方向へ変化する弁体（６ｃ）と、通電により感温室（６４）内のガス媒体を加熱する電気ヒータ（７０）とを有し、第２の蒸発器（７）の出口側冷媒の過熱度を調整する温度式膨張弁であって、電気ヒータ（７０）は、通電状態を通電切替手段により切り替えられ、通電切替手段は、第１の蒸発器（５）の単独運転を行なう場合に、第１の蒸発器（５）の単独運転の運転時間が所定時間を経過すると、電気ヒータ（７０）に通電することを特徴とする。

これによると、第２の蒸発器（７）に送風する第２の送風機（７ａ）を停止状態にされ、第１の蒸発器（５）の第１の送風機（５ａ）を稼動状態にされ、かつ圧縮機（２）が稼動状態にされた第１の蒸発器（５）の単独運転を行なう場合に、単独運転の運転時間が所定時間を経過すると、温度式膨張弁の電気ヒータ（７０）に通電することで、感温室（６４）内のガス冷媒の温度を上昇させるとともに、感温室（６４）内の圧力が上昇するため、温度式膨張弁である第２の減圧手段（６）を強制的に開弁状態にすることができる。その結果、温度式膨張弁の強制開弁に伴う冷媒流によって、第２の蒸発器（７ａ）内等に溜まった潤滑オイルを圧縮機吸入側に戻すことができる。また、圧縮機（２）の断続運転を行なう必要がなく第１蒸発器（５）の空気吹出温度の上昇を抑制できるため、車室内乗員の空調フィーリングの悪化も抑制することができる。したがって、第１の蒸発器（５）の単独運転に起因する圧縮機（２）の潤滑オイル戻り不足を抑制するとともに、車室内乗員の空調フィーリングの悪化を抑制することができる。

また、感温室（６４）内のガス媒体として、サイクル内を循環する冷媒の温度−圧力特性と同一の温度−圧力特性を持つガス冷媒を充填し、感温室（６４）内のガス媒体の温度に対する圧力の変化率がサイクル内を循環する冷媒の温度に対する圧力の変化率と同一となるガスチャージ方式としてもよい。

これによると、感温室（６４）内にサイクル内循環冷媒と同種のガス媒体を充填することにより、感温室（６４）内の圧力（飽和圧力）がサイクル内循環冷媒と同一の圧力変化を示す（ガスチャージ方式）。そのため、低温域（冷房低負荷時）から高温域（冷房高負荷時）に渡って第２の蒸発器（７）出口冷媒の過熱度を略一定に調整することができる。

また、感温室（６４）内のガス媒体として、サイクル内を循環する冷媒の温度−圧力特性とは異なるガス媒体を充填し、感温室（６４）内のガス媒体の温度に対する圧力の変化率がサイクル内を循環する冷媒の温度に対する圧力変化率よりも勾配が緩やかとなり、感温室（６４）内のガス冷媒の圧力が所定温度以下の低温域ではサイクル内の循環冷媒の圧力よりも高くなるクロスチャージ方式としてもよい。

これによると、クロスチャージ方式の膨張弁では、感温室（６４）内のガス媒体温度と感温室（６４）内の圧力との関係を示す温度に対する圧力の変化率が、サイクル内循環冷媒の温度に対する圧力の変化率に比較して勾配の緩やかな特性となる。そのため、感温室（６４）内のガス媒体温度が低い状態においては、温度式膨張弁の弁体の開度を、ガスチャージ方式の膨張弁を用いる場合に比較して増大できる。

なお、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ものである。

（第１実施形態）
以下、本発明の第１実施形態について図１〜図６に基づいて説明する。本実施形態では、デュアルエアコンタイプの車両用冷凍サイクル装置を車両空調用冷凍サイクル装置１に適用している。図１は本実施形態における車両空調用冷凍サイクル装置１の構成図を示している。

図１に示すように、本実施形態の車両空調用冷凍サイクル装置１は、冷媒が循環する冷媒循環通路１０を備えている。本実施形態では、冷媒としてＨＦＣ−１３４ａを使用している。

冷媒循環通路１０には、冷媒を吸入圧縮する圧縮機２が配置されている。圧縮機２は、車両エンジン（図示せず）により電磁クラッチ（図示せず）を介して駆動され、冷媒を高温高圧に圧縮する。圧縮機２の吐出側には凝縮器３が接続されている。

凝縮器３は、凝縮用熱交換部３ａ、気液分離器３ｂ、過冷却用熱交換部３ｃから構成されている。凝縮用熱交換部３ａ、気液分離器３ｂ、および過冷却用熱交換部３ｃは、エンジンルーム内にてエンジンと車両フロントグリル（図示せず）との間に配置されている。なお、凝縮用熱交換部３ａ、気液分離器３ｂ、および過冷却用熱交換部３ｃは、いわゆるサブクールコンデンサを構成している。

凝縮用熱交換部３ａは、圧縮機２から吐出された冷媒と送風ファン（図示せず）により送風された外気とを熱交換させて、冷媒を冷却する放熱器である。凝縮用熱交換器３ａの冷媒出口側には、気液分離器３ｂが接続されている。

気液分離器３ｂは、凝縮用熱交換器３ａで冷却された冷媒を気相冷媒と液相冷媒とに分離するものである。気液分離器３ｂの出口側には、過冷却用熱交換部３ｃが接続されている。

過冷却用熱交換部３ｃは、気液分離器３ｂで分離された液相冷媒と送風ファン（図示せず）により送風された外気とを熱交換させて、冷媒を冷却する放熱器である。この過冷却用熱交換部３ｃは、液相冷媒をさらに冷却することで液相冷媒自体がもつエネルギ（エンタルピ）を増大させ、冷房性能の向上を図るために設けられている。

過冷却用熱交換部３ｃの冷媒出口側には、前席側温度式膨張弁４が設けられている。前席側温度式膨張弁４は、周知のように後述する前席側蒸発器５の出口冷媒の過熱度が予め設定した所定値となるように弁開度を調整して、冷媒流量を調整するものである。なお、前席側温度式膨張弁４が、本発明における第１の減圧手段に相当している。

ここで、本実施形態における前席側温度式膨張弁４は、一般にボックス型膨張弁と称される形式のものであり、前席側蒸発器５の出口冷媒が流れる冷媒通路部４ａを一体に内蔵している。

従って、前席側蒸発器５の出口冷媒の圧力および温度を直接感知して、ダイヤフラム機構部４ｂのダイヤフラム変位量を調整し、それにより、弁体４ｃの開度、すなわち、弁絞り通路の開度を調整できる。

なお、後述する後席側温度式膨張弁６もボックス型膨張弁であり、ボックス型膨張弁の具体的構成は図２に例示する通りであり、前席側温度式膨張弁４と後席側温度式膨張弁６は、基本的構成において後述する電気ヒータ７０の有無が異なっている。

前席側温度式膨張弁４の冷媒出口側には、前席側蒸発器５が接続されている。前席側蒸発器５は、前席用空調ケース（図示せず）内に配置されており、前席側温度式膨張弁４にて減圧膨張された冷媒と空調ケース内に配置された前席側送風ファン５ａによって送風された送風空気とを熱交換させる熱交換器である。なお、前席側送風ファン５ａが、本発明における第１の送風機に相当している。

前席側蒸発器５で熱交換された送風空気は、空調対象空間である車室内前席付近に向けて吹き出される。なお、前席側蒸発器５が、本発明における第１の蒸発器に相当している。

前席側蒸発器５の冷媒出口側は、圧縮機２の吸入側と接続されており、前席側蒸発器５で蒸発後の冷媒は再び圧縮機２に流入する。

また、本実施形態の冷凍サイクル装置１には、冷媒循環通路１０の凝縮器３と前席側温度式膨張弁４との間の部位で分岐し、前席蒸発器５と圧縮機２との間で冷媒循環通路１０に合流する分岐通路１１が形成されている。

この分岐通路１１には、冷媒の流量調節と冷媒の減圧を行う後席側温度式膨張弁６が設けられている。分岐通路１１における後席側温度式膨張弁６の出口側には、後席側蒸発器７が設けられている。

そのため、分岐通路１１は、後席側温度式膨張弁６および後席側蒸発器７が、前席膨張弁４および前席側蒸発器５に対して並列に冷媒循環通路１０に接続されている。なお、「並列に」とは、圧縮機２から吐出された冷媒が冷媒循環通路１０における前席側温度式膨張弁４および前席側蒸発器５と後席側温度式膨張弁６および後席側蒸発器７とに同時に供給可能になっていることを意味している。

ここで、後席側温度式膨張弁６は、後席側蒸発器７の出口冷媒の過熱度を感知して、この出口冷媒の過熱度が所定値となるように弁開度（冷媒流量）を調整するものである。

後席側温度式膨張弁６も、前席側温度式膨張弁４と同様の冷媒通路部６ａ、ダイヤフラム機構部６ｂ、および弁体６ｃを有するボックス型膨張弁である。後席側温度式膨張弁６の詳細については後述する。なお、後席側温度式膨張弁６が、本発明における第２の減圧手段に相当している。

また、後席側蒸発器７は、後席側温度式膨張弁６にて減圧膨張された冷媒と後席用空調ケース（図示せず）内に配置された後席側送風ファン７ａによって送風された送風空気とを熱交換させる熱交換器である。なお、後席側送風ファン５ａが、本発明における第２の送風機に相当している。

後席側蒸発器７で熱交換された送風空気は、空調対象空間である車室内後席付近に向けて吹き出される。なお、後席側蒸発器７が、本発明における第２の蒸発器（副蒸発器）に相当している。

次に、後席側温度式膨張弁６の詳細について図２に基づいて説明する。図２は、本実施形態に係る後席側温度式膨張弁６の内部構成図である。

次に、図２は後席側温度式膨張弁６を構成するボックス型膨張弁の具体例を示すもので、膨張弁６の本体ケース５０は、アルミニウム等の金属で略直方体状に成形されている。

この本体ケース５０内部の一端側（図２の上部側）に前述の冷媒通路部６ａが形成され、また、本体ケース５０の一端部外面側に前述のダイヤフラム機構部６ｂが配置され、そして、本体ケース５０内部の他端側（図２の下部側）に前述の弁体６ｃが配置されている。

本体ケース５０の下方部右側には凝縮器３からの高圧液冷媒が流入する冷媒入口５１が開口している。

この冷媒入口５１は弁体収容室５２に連通しており、この弁体収容室５２内に、後席側温度式膨張弁６の球状の弁体６ｃ、およびこの弁体６ｃを支持する支持部材５３が収容されている。弁体６ｃは冷媒入口５１からの液冷媒を減圧する絞り通路５４に対向配置され、この絞り通路５４の開度を調整するようになっている。

絞り通路５４の中心部を貫通して弁棒５５が配置され、この弁棒５５の下端部は球状の弁体６ｃに当接している。絞り通路５４の下流側には、絞り通路５４を通過して減圧された低温、低圧の気液２相冷媒が流れる冷媒流出通路５６が形成されている。

一方、前述の冷媒通路部６ａは後席側温度式膨張弁６の本体ケース５０において冷媒流出通路５６の上方部を左右方向に円筒状に貫通する蒸発器出口側通路を形成している。この蒸発器出口側冷媒通路部６ａは後席側蒸発器７にて蒸発したガス冷媒が流れるものである。

本体ケース５０には蒸発器出口側冷媒通路部６ａを貫通して感温棒５７が配置されている。この感温棒５７はアルミニウム等の熱伝導の良好な金属にて円柱状に形成されている。

この感温棒５７は蒸発器出口側冷媒通路部６ａのガス冷媒の流れ中に位置するので、ガス冷媒の熱が伝導され、ガス冷媒と同じ温度になる。従って、感温棒５７はガス冷媒の温度を感知する感温手段としての役割を果たすことができる。

この感温棒５７は、具体的には、蒸発器出口側冷媒通路部６ａを貫通する軸部５７ａと、この軸部５７ａの端部に形成されたダイヤフラムストッパ部５７ｂとから構成されている。

感温棒５７の軸部５７ａの下端面は弁棒５５の上端面に当接している。また、感温棒５７の軸部５７ａの下端部近傍の外周溝部にはシール用のＯリング５８が配設され、本体ケース５０の孔部５９に対して感温棒５７は気密に、かつ摺動可能にはめ合わせている。

前述のダイヤフラム機構部６ｂは圧力応動部材をなすダイヤフラム６０を有し、このダイヤフラム６０に感温棒５７の上端部に形成されたダイヤフラムストッパ部５７ｂが当接している。

従って、このダイヤフラム６０が図２の上下方向に変位すると、この変位に応じて円柱状感温棒５７、弁棒５５を介して弁体６ｃも変位するようになっている。よって、感温棒５７は弁体６ｃを変位させる変位伝達部材としての役割も兼ねている。

ダイヤフラム６０の外周縁部は、上下のダイヤフラムケース部材６１、６２の間に挟持されて支持されている。このダイヤフラムケース部材６１、６２はステンレス（ＳＵＳ３０４）等の金属材で構成され、溶接、ろう付け等により一体に接合されている。

下側のダイヤフラムケース部材６２は本体ケース５０の最上部にねじ止め等にて固定されており、この下側ダイヤフラムケース部材６２の固定部はゴム製の弾性シール材（パッキン）６３にて気密になっている。

そして、ダイヤフラムケース部材６１、６２内の空間はダイヤフラム６０により上側の感温室６４と下側の冷媒圧力室６５に仕切られている。感温室６４は密封空間であって、この感温室６４の内部には冷凍サイクル内の循環冷媒（本実施形態では、ＨＦＣ−１３４ａ）と同種のガス媒体が気液混合状態にて充填されている。

この感温室６４内のガス媒体に感温棒５７の熱が金属製ダイヤフラム６０を介して伝導されるので、このガス媒体の温度は後席側蒸発器７の出口冷媒温度と同等の温度となる。その結果、このガス媒体の圧力は蒸発器出口冷媒温度に応じた飽和圧力となる。なお、ダイヤフラム６０は弾性に富む強靱な材質であると同時に、熱伝導が良好な材質にて形成することが好ましい。

一方、冷媒圧力室６５は、感温棒５７のダイヤフラムストッパ部５７ｂの周囲の空隙と、この空隙の下方部に形成される圧力導入用の空間６６とを通して蒸発器出口側冷媒通路部６ａに連通して、この蒸発器出口側冷媒通路部６ａの冷媒圧力が冷媒圧力室６５内に導入される。従って、冷媒圧力室６５内の圧力は冷媒通路部６ａと同等の圧力となる。

一方、本体ケース５０の最下部には、外部に開口したねじ穴部６７が設けられており、このねじ穴部６７に調整ナット６８がねじ止め固定されており、この調整ナット６８はシール用のＯリング６８ａによりねじ穴部６７との間を気密にシールしている。

コイルばね６９は弁体６ｃを閉弁方向に押圧するばね手段であり、調整ナット６８と支持部材５３との間に配置される。そして、調整ナット６１の締めつけ位置の調整によりコイルばね６９の取付荷重を調整して、蒸発器出口冷媒の過熱度を調整できるようになっている。

ところで、本実施形態の後席側温度式膨張弁６には、上記上側ダイヤフラムケース部材６１の外表面には、通電により発熱するリング状の電気ヒータ７０が密着して配置されている。

この電気ヒータ７０は、後述する電気制御部である制御装置１００からの制御信号により通電され、上側ダイヤフラムケース部材６１を介して感温室６４内の冷媒温度を上昇させる。なお、本実施形態における前席側温度式膨張弁４の構成は、後席側温度式膨張弁６と比べて電気ヒータ７０を有していない点が異なっている。

また、本実施形態では、感温室６４内に充填するガス媒体として、冷凍サイクル内の循環冷媒（ＨＦＣ−１３４ａ）と同種のガス媒体を用いていることにより、前席側温度式膨張弁４、後席側温度式膨張弁６が、ガスチャージ方式の膨張弁を構成するようになっている。

ガスチャージ方式について、図３に基づいて説明する。本実施形態に係る前席側温度式膨張弁４、後席側温度式膨張弁６の感温室６４内の冷媒温度−圧力の特性図を示している。

図３の破線に示すように、感温室６４内のガス媒体温度と感温室６４内の圧力との関係を示す温度−圧力特性Ａが、感温室６４内の圧力（飽和圧力）がチャージ圧力Ｐ０に上昇するまでは、図３の実線で示すサイクル内循環冷媒（ＨＦＣ−１３４ａ）の温度−圧力特性Ｂと同じ特性となる。

なお、感温室６４内の圧力が、感温室６４内のガス媒体温度と感温室６４内の圧力との関係を示す温度−圧力特性Ａが、感温室６４内に充填する際のチャージ圧Ｐ０まで上昇すると、ガス媒体の液相部分がすべて蒸発してしまうので、これ以後は、温度が上昇しても感温室６４内の圧力はほぼ一定となる。

したがって、前席側温度式膨張弁４、後席側温度式膨張弁６の感温室６４内の圧力が感温室６４内の温度に対してサイクル循環冷媒と同じ温度−圧力特性（飽和圧力特性）で変化するので、前席側温度式膨張弁４、後席側温度式膨張弁６は、感温室６４内の冷媒温度の低温域（冷房低負荷条件）でも高温域（冷房高負荷条件）でも、感温室６４内の冷媒圧力が前席側蒸発器５、後席側蒸発器７の出口冷媒温度に応じて同様の変化をする。

これにより、前席側温度式膨張弁４、後席側温度式膨張弁６は、冷房低負荷条件でも冷房高負荷条件でも前席側蒸発器５、後席側蒸発器７の出口冷媒の過熱度を常に適切な値に調整することができる。

図１に戻り、本実施形態における電気制御部である制御装置１００について説明する。制御装置（以下ＥＣＵという）１００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る。このＥＣＵ１００は、そのＲＯＭ内に制御プログラムを記憶しており、その制御プログラムに基づいて所定の演算処理を行って、各機器の作動を制御する。

具体的には、前席側送風ファン５ａのモータ５ｂ、後席側送風機ファン７ａのモータ７ｂ、後席側温度式膨張弁６に設けられた電気ヒータ７０等の空調機器の作動をＥＣＵ１００により制御するようになっている。なお、ＥＣＵ（制御装置）１００が本発明の通電切替手段に相当している。

また、ＥＣＵ１００には、空調の自動制御のためのセンサ群２０の検出信号、及び操作パネル３０の操作スイッチ群４０の操作信号が入力される。

センサ群２０として、具体的には車室内温度（内気温度）を検出する内気温センサ、外気温を検出する外気温センサ、車室内への日射量を検出する日射センサ、前席側蒸発器５の吹出空気温度センサ、後席側蒸発器７の吹出空気温度センサ等が設けられている。

操作スイッチ群４０として、操作パネル３０に設けられたエアコンスイッチ、前席側ブロワスイッチ、後席側ブロワスイッチ等が設けられている。

ここで、エアコンスイッチは冷凍サイクルの圧縮機２の起動または停止を指令するものであり、前席側ブロワスイッチは前席側送風ファン５ａのモータ５ｂのオン、オフおよび風量切替を指令するものであり、さらに後席側ブロワスイッチは後席側送風ファン７ａのモータ７ｂのオン、オフ等を指令するものである。

次に、上記構成において本実施形態の作動を説明する。

まず、前席側および後席側両方の空調対象空間を空調する場合については、エアコンスイッチが投入されると、圧縮機２の電磁クラッチが通電され接続状態となり、圧縮機２が車両エンジンにより駆動される。また、圧縮機２の駆動とともに前後両方の前席側、後席側送風ファン５ａ、７ａが作動する。

これにより、前席側蒸発器５、後席側蒸発器７により送風空気を冷却し、冷却された送風空気をそれぞれの空調対象空間に向けて吹き出す。

ここで、前席側および後席側両方の空調対象空間に空調する場合は、前席側温度式膨張弁４および後席側温度式膨張弁６は、それぞれに対応する前席側蒸発器５および後席側蒸発器７の過熱度に対応した弁開度に調整され、その過熱度に対応した流量の冷媒を前席側蒸発器５および後席側蒸発器７の流路を通過させるため、後席側蒸発器７内などに潤滑オイルが溜まることはない。

一方、前席側にのみ乗員が搭乗し、後席側には乗員が搭乗していない場合には、操作パネル３０のスイッチ操作により後席用送風ファン７ａのモータ７ｂを停止した状態で圧縮機２の作動が開始される。これにより、後席側の空調対象空間は空調された空気が吹き出されないため、前席側蒸発器５のみ送風空気を冷却する前席側蒸発器５の単独運転状態となる。なお、前席側蒸発器５の単独運転状態が、本発明における第１の蒸発器５の単独運転に相当している。

この前席側蒸発器５の単独運転状態では、後席側蒸発器７が、後席側送風ファン７ａから送風される空気との熱交換が行なわれないため、後席側蒸発器７内の冷媒は、気相、液相の冷媒を含んだ飽和状態となる。この冷媒は、ダイヤフラム６０の下方の冷媒圧力室６５へ導入されている。

また、後席側蒸発器７の出口冷媒の温度は、感温棒５７を介してダイヤフラムの上方の感温室６４へと伝熱される。そのため、冷媒圧力室６５内の冷媒温度と感温室６４内の冷媒温度とは、同じような温度となる。

さらに、感温室６４内には、冷凍サイクル内の循環冷媒（ＨＦＣ−１３４ａ）が封入されており、感温室６４内の冷媒および後席側蒸発器７の出口冷媒は、飽和状態であるため同じような圧力となる。

これにより、弁体６ｃ、弁棒５５、感温棒５７には、下方よりスプリングのバネ力が働いているため、ダイヤフラム６０は上方へ変位し、絞り通路５４を弁体が閉鎖するため、後席側温度式膨張弁６の開度は閉鎖状態となる。

しかしながら、後席側蒸発器７内の冷媒は徐々に蒸発し、蒸発が完了すると、後席側蒸発器７の周囲温度（室内温度）に向かって上昇していく。それに伴って、後席側温度式膨張弁６の感温室６４内の冷媒温度も上昇し、後席側蒸発器７の出口冷媒の過熱度が上昇することにより、後席側温度式膨張弁６が微小な開放状態となる。後席側温度式膨張弁６の微小な開放により、液相の潤滑オイルが後席側蒸発器７内などに溜まり、圧縮機２のオイル戻り不足が発生する。

そこで、本実施形態では、潤滑オイルを圧縮機２のオイル戻り不足を解消するため、前席側蒸発器５の単独運転状態が第１所定時間Ｔｘ経過すると後席側温度式膨張弁６の電気ヒータ７０に通電することで、圧縮機２に潤滑オイルを戻すオイル戻し制御を行なう。

上述のオイル戻し制御内容について図４に基づいて説明する。図４は、制御装置１００により実行される制御ルーチンを示すフローチャートであり、操作パネル３０のエアコンスイッチ（Ａ／Ｃ）の投入により図４の制御ルーチンはスタートする。

まず、ステップＳ１０にてセンサ等２０の検出信号、操作パネル３０からの操作信号等を読み込む。次に、ステップＳ２０にて上記各信号の状態から、エアコンスイッチがオン状態にあるか否かを判定する。エアコンスイッチがオン状態にある場合は、ステップＳ３０に進む。またエアコンスイッチがオン状態でない場合は、リターンする。

次に、ステップＳ３０では、タイマがスタートしている否かを判定する。ステップＳ３０でタイマがスタートしていないと判定された場合、ステップＳ４０でタイマをスタートする。ステップＳ４０でタイマをスタートさせた後、またはステップ３０でタイマがスタートしていると判定された場合は、ステップＳ５０に進む。

次に、ステップＳ５０では、ステップＳ４０でスタートさせたタイマが、第１所定時間Ｔｘ（例えば６０分）を経過したか否かを判定する。なお、第１所定時間Ｔｘについては後述する。

ステップＳ５０でタイマが第１所定時間Ｔｘを経過すると、ステップＳ６０で後席側温度式膨張弁６の上側ダイヤフラムケース部材６１に接着された電気ヒータ７０に第２所定時間Ｔｙ（例えば２０秒）通電を行なう。なお、第２所定時間Ｔｙについては後述する。

電気ヒータ７０は通電により加熱し、上述の上側ダイヤフラムケース部材６１を介して感温室６４内の冷媒温度が上昇させる。感温室６４内の冷媒温度の上昇に伴い、感温室６４内の圧力が上昇するため、感温室６４内と冷媒圧力室６５内との圧力差が増加する。

この圧力差の増加により、ダイヤフラム６０を下方に押す力が、コイルばね６９のばね力よりも大きくなると、ダイヤフラム６０が下方へ変位し、それに伴い感温棒５７、弁棒５５、弁体５ｃが下方へ動き、絞り通路５４が開放される。

これにより、後席側温度式膨張弁６を強制的に開弁状態とすることができ、開弁による冷媒流によって、後席側蒸発器７内等に溜まった潤滑オイルを圧縮機２吸入側に戻すことができる。

次に、ステップＳ７０でタイマをリセットする。その後、リターンする。なお、ステップＳ５０で、タイマが所定時間Ｔｘを経過していない場合は、リターンする。

上記制御について図５に示す作動説明図を用いて説明する。ここで、図５（ａ）は、電気ヒータ７０への通電のオン、オフを示すタイミングチャートであり、図５（ｂ）は電気ヒータ７０への通電のオン、オフに合わせて変化するオイル循環率であり、図５（ｃ）は電気ヒータ７０への通電のオン、オフに合わせて変化する前席側蒸発器５の吹出温度を示している。

図５に示すように、前席側蒸発器５の単独運転状態にいては、単独運転状態が連続すると、潤滑オイルが後席側蒸発器７内などに溜まっていくため、徐々にオイル循環率が低下する（図５（ｂ）参照）。なお、オイル循環率は、潤滑オイル量／（潤滑オイル＋冷媒量）×１００（％）で表される。

ここで、オイル循環率の測定方法は、例えば、冷凍サイクル内の気液分離器３ｂ下流側の冷媒液相部において、紫外線が潤滑オイルには吸収されるという特性を利用して、潤滑オイルによる紫外線の吸光度を測定して、オイル循環率を算出することができる。

前席側蒸発器５の単独運転状態が第１所定時間Ｔｘを経過すると、後席側温度式膨張弁６に設けられた電気ヒータ７０に第２所定時間Ｔｙ通電することで、後席側温度式膨張弁６の開度を強制的に開弁する（図５（ａ）参照）。また、従来のように圧縮機２の断続運転を行なわないため、前席側蒸発器５の吹出温度が上昇することもない（図５（ｃ）参照）。

ここで、第１所定時間Ｔｘについては、圧縮機２の潤滑オイル不足になる前までの時間を設定する必要があるため、例えば潤滑オイルのオイル循環率（図５（ｂ）参照）が所定下限値以下になるまでの時間とすることができる。なお、第１所定時間Ｔｘは、後席用温度式膨張弁６の動作特性、後席側蒸発器７の容量などにより異なるため、予め実験等によって算出されている。

また、第２所定時間Ｔｙについては、圧縮機２の潤滑オイルが充分に圧縮機２吸入側に戻すことができる時間に設定する必要があるため、例えば、圧縮機２に戻される潤滑オイルのオイル循環率（図５（ｂ）参照）が所定上限値以上になるまでの時間とすることができる。なお、第２所定時間Ｔｙは、後席側蒸発器７と、後席側蒸発器７下流側であって分岐通路１１と冷媒循環通路１０の合流部とを接続する配管（後席側低圧配管）の径、長さ、形状、配置等により異なるため、予め実験等によって算出されている。

以上説明したように、後席側蒸発器７の後席側送風ファン７ａのモータ７ｂを停止させ、前席側蒸発器５の前席側送風ファン５ａのモータ５ｂを稼動させる前席側蒸発器５の単独運転を行なう場合に、単独運転状態が第１所定時間Ｔｘを経過すると、後席側温度式膨張弁６の電気ヒータ７０に第２所定時間Ｔｙ通電することで、感温室６４内のガス冷媒の温度を上昇させるとともに、感温室６４内の圧力が上昇するため、後席側温度式膨張弁６を強制的に開弁状態にすることができる。

その結果、後席側温度式膨張弁６の強制開弁に伴う冷媒流によって、後席側蒸発器７内等に溜まった潤滑オイルを圧縮機吸入側に戻すことができる。また、圧縮機２の断続運転を行なう必要がないため、前席側蒸発器５の吹出温度の上昇を抑制することができ、車室内乗員の空調フィーリングの悪化も抑制することができる。

（第２実施形態）
次に、本発明の第２実施形態について図６に基づいて説明する。本第２実施形態では、上記第１実施形態と異なる部分についてのみ説明する。図６は、本実施形態に係る後席側温度式膨張弁６の感温室６４内冷媒温度−圧力の特性図を示している。

上記第１実施形態では、感温室６４内に充填するガス冷媒として、冷凍サイクル内の循環冷媒（ＨＦＣ−１３４ａ）と同種のガス冷媒を用いているが、これに限定されるものではなく、感温室６４内に充填するガス冷媒として、冷凍サイクル内の循環冷媒と異なるガス冷媒を用いてもよい。

具体的には、ＨＣＦＣ―１２４にＮ_２（窒素）を混合したものを用いることにより、後席側温度式膨張弁６がクロスチャージ方式の膨張弁を構成することができる。

ここで、クロスチャージ方式の膨張弁とは図６の一点鎖線に示すように、感温室６４内のガス媒体温度と感温室６４内の圧力との関係を示す温度に対する圧力の変化率（温度−圧力特性Ｃ）が、図６の実線で示すサイクル内循環冷媒（ＨＦＣ−１３４ａ）の温度に対する圧力の変化率（温度−圧力特性Ｂ）に比較して勾配の緩やかな特性となり、この両特性Ｂ、Ｃが所定温度Ｔ１にて交差（クロス）する関係に設定されていることを言う。

クロスチャージ方式の膨張弁においては、このように温度変化に応じて変化する感温室６４内のガス媒体の温度に対する圧力の変化率（温度−圧力特性Ｃ）を、サイクル内循環冷媒（ＨＦＣ−１３４ａ）の温度に対する圧力の変化率（温度−圧力特性Ｂ）に比較して勾配の緩やかな特性にしている。

したがって、感温室６４内のガス媒体温度が低い状態においては、後席側温度式膨張弁６の弁体６ｃの開度を、ガスチャージ方式の膨張弁を用いる場合に比較して増大できる。

（他の実施形態）
（１）上記各実施形態では、第１の減圧手段（前席側膨張弁）を前席側温度式膨張弁４で構成する場合について説明したが、前席側温度式膨張弁４の代わりに、キャピラリチューブやオリフィス等の固定絞りを用いて第１の減圧手段を構成してもよい。

（２）また、上記各実施形態では、後席側温度式膨張弁６を、後席側蒸発器７の出口冷媒が流れる出口側冷媒通路、およびこの出口冷媒の温度を感知する感温部をなす感温棒５７を内蔵するボックス型膨張弁で構成する場合について説明したが、後席側蒸発器７の出口冷媒の温度を感知する感温部（感温筒）を膨張弁本体部とは別の場所に配置し、この別の場所の感温部（感温筒）と膨張弁本体部の感温室との間をキャピラリチューブで結合する形式の膨張弁で後席側温度式膨張弁６を構成してもよい。

（３）また、上記第２実施形態では、サイクル内循環冷媒としてＨＦＣ−１３４ａを用いる場合に、後席側温度式膨張弁６の感温室６４内に充填するガス媒体として、ＨＣＦＣ−１２４にＮ_２を混合したものを用いることにより、後席側温度式膨張弁６をクロスチャージ方式としているが、サイクル内循環冷媒と後席側温度式膨張弁６の感温室６４内に充填するガス媒体（不活性ガス）との組み合わせは、上記各実施形態の組み合わせに限定されることなく、公知の種々なガス媒体の組み合わせを採用できる。

（４）また、上記各実施形態では、本発明の車両用冷凍サイクル装置を車両空調用冷凍サイクル装置１に適用しているが、これに限らず、冷凍車における冷凍、冷蔵用の車両用冷凍サイクル装置に適用することができる。

本発明の第１実施形態に係る車両空調用冷凍サイクル装置の全体構成図である。 本発明の第１実施形態に係る後席側温度式膨張弁の内部構成図である。 本発明の第１実施形態に係る後席側温度式膨張弁の感温室内に充填するガス冷媒の特性図である。 本発明の第１実施形態に係るオイル戻し制御のフローチャートである。 本発明の第１実施形態に係るオイル戻し制御の作動説明図である。 本発明の第２実施形態に係る後席側温度式膨張弁の感温室内に封入するガス冷媒の特性図である。 従来のオイル戻し制御の作動説明図である。

符号の説明

１…車両空調用冷凍サイクル装置、２…圧縮機、３…凝縮器、４…前席側温度式膨張弁、５…前席側蒸発器、５ａ…前席側送風ファン、６…後席側温度式膨張弁、６ｃ…弁体、７…後席側蒸発器、７ａ…後席側送風ファン、６４…感温室、７０…電気ヒータ、１００…制御装置。

Claims (3)

1. 冷媒を圧縮し吐出する圧縮機（２）と、
   前記圧縮機（２）から吐出された冷媒を冷却し凝縮させる凝縮器（３）と、
   前記凝縮器（３）で凝縮した冷媒を減圧膨張させる第１の減圧手段（４）と、
   前記第１の減圧手段（４）により減圧膨張した冷媒を蒸発させる第１の蒸発器（５）と、
   前記第１の蒸発器（５）に送風する第１の送風機（５ａ）と、
   前記凝縮器（３）で凝縮した冷媒を減圧膨張させる第２の減圧手段（６）と、
   前記第２の減圧手段（６）により減圧膨張した冷媒を蒸発させる第２の蒸発器（７）と、
   前記第２の蒸発器（７）に送風する第２の送風機（７ａ）とを備え、
   前記第１の減圧手段（４）および前記第１の蒸発器（５）と、前記第２の減圧手段（６）および前記第２の蒸発器（７）は、並列に設けられており、
   前記第１の送風機（５ａ）が稼動状態にされ、前記第２の送風機（７ａ）が停止状態にされ、かつ前記圧縮機（２）が稼動状態にされた前記第１の蒸発器（５）の単独運転を行なう場合に前記第２の蒸発器（７）に対する冷媒流れを断続する流路開閉手段が設けられていない車両用冷凍サイクル装置において、
   前記第２の減圧手段（６）は、前記第２の蒸発器（７）の出口側冷媒の温度上昇に応じて圧力が上昇するガス媒体を充填した感温室（６４）と、
   前記感温室（６４）内の前記ガス媒体の圧力上昇によって開度が増加方向へ変化する弁体（６ｃ）と、
   通電により前記感温室（６４）内の前記ガス媒体を加熱する電気ヒータ（７０）とを有し、前記第２の蒸発器（７）の出口側冷媒の過熱度を調整する温度式膨張弁であって、
   前記電気ヒータ（７０）は、通電状態を通電切替手段により切り替えられ、
   前記通電切替手段は、前記第１の蒸発器（５）の単独運転を行なう場合に、前記第１の蒸発器（５）の単独運転の運転時間が所定時間を経過すると、前記電気ヒータ（７０）に通電することを特徴とする冷凍サイクル装置。
2. 前記感温室（６４）内の前記ガス媒体として、サイクル内を循環する冷媒の温度−圧力特性と同一の温度−圧力特性を持つガス冷媒を充填し、前記感温室（６４）内のガス媒体の温度に対する圧力の変化率がサイクル内を循環する冷媒の温度に対する圧力の変化率と同等となるガスチャージ方式としたことを特徴とする請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
3. 前記感温室（６４）内の前記ガス媒体として、サイクル内を循環する冷媒の温度−圧力特性とは異なるガス媒体を充填し、前記感温室（６４）内のガス媒体の温度に対する圧力の変化率がサイクル内を循環する冷媒の温度に対する圧力の変化率よりも勾配が緩やかとなり、前記感温室（６４）内のガス冷媒の圧力が所定温度以下の低温域ではサイクル内の循環冷媒の圧力よりも高くなるクロスチャージ方式としたことを特徴とする請求項１に記載の冷凍サイクル装置。

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