JP2009139064A - 空気調和装置 - Google Patents

Abstract

【課題】 フロスト防止センサを追加することなく、エバポレータへの着霜を防止し、コンプレッサ破損を回避するとともに快適性低下の防止を図ることができる空気調和装置を提供する。
【解決手段】 エバポレータの温度を測定する温度センサ２１と、エバポレータにおける非共沸混合冷媒の圧損を算出する圧損算出部３１と、算出された圧損に基づいてエバポレータ内における非共沸混合冷媒の温度勾配を算出する温度勾配算出部３２と、温度センサ２１により測定された温度と、温度勾配とに基づいて、エバポレータにおける最も低い温度を推定する温度推定部３３と、推定された温度に基づいて、コンプレッサから吐出される非共沸混合冷媒の流量を制御する循環制御部３４と、が設けられていることを特徴とする。
【選択図】 図２

Description

本発明は、空気調和装置、特に、非共沸混合冷媒を用いる空気調和装置に関する。

従来、車両用空気調和装置における冷媒としては、単一冷媒であるＲ−１３４ａを用いたものが知られている。Ｒ−１３４ａでは、同一圧力における冷媒飽和温度が等温であるという特性を有している。

しかしながら、Ｒ−１３４ａは地球温暖化係数が１３００以上であって、２０１１年開始予定の欧州冷媒規制に抵触するため、当該冷媒規制に対応した様々な代替冷媒が提案されている。
これらの代替冷媒の一つとして非共沸混合冷媒が挙げられ、非共沸混合冷媒を用いた空気調和機が提案されている。一方、業務用空気調和装置における冷媒としては既に非共沸混合冷媒を用いている製品もある（例えば、特許文献１および２参照。）。
特開平０７−１−３５９６号公報 特開平１１−３０４２６３号公報

上述の非共沸混合冷媒には、同一圧力における飽和温度が液相の割合によって異なる温度すべりという特有の特性があるため、非共沸混合冷媒を用いた空気調和装置では、その運転状態によってエバポレータの温度分布が変化する。

一般に、エバポレータには、エバポレータ温度を直接的または間接的に検出して、着霜の有無を検出するフロスト防止センサが設けられ、エバポレータへの着霜が発生した場合や、その可能性が高い場合には、冷媒の循環流量を減らして着霜を防止する制御が行われている。

しかしながら、上述のように、エバポレータの温度分布が空気調和装置の運転状態によって異なると、着霜の有無などを正確に検出することができず、着霜の発生などを防止が困難という問題があった。

つまり、フロストセンサによる着霜の検出が遅れると、エバポレータへの着霜が進行し、エバポレータにおける有効熱交換面積が縮小する恐れがある。すると、冷媒がエバポレータから流出するエバポレータ出口における過熱度が低下し、過熱度に基づいて制御される膨張弁は、弁開度が全閉近くまで閉じられる。その結果、空気調和装置における冷媒循環流量が低下し、コンプレッサへの潤滑油戻りが遮断され、コンプレッサの焼き付きが発生するという問題があった。

また、エバポレータにおける有効熱交換面積の縮小により、車室内への吹き出し風量が減少し、乗員快適性を損ねるという問題があった。

上述の問題を回避するために、特許文献２の技術では、エバポレータに複数のフロスト防止センサを配置することにより、エバポレータの温度分布が変化しても、エバポレータにおける最も温度の低い領域の温度を検出し、着霜の検出遅れを防止している。
しかしながら、複数のフロスト防止センサを設ける必要があるという問題があった。

本発明は、上記の課題を解決するためになされたものであって、フロスト防止センサを追加することなく、エバポレータへの着霜を防止し、コンプレッサ破損を回避するとともに快適性低下の防止を図ることができる空気調和装置を提供することを目的とする。

上記目的を達成するために、本発明は、以下の手段を提供する。
本発明の空気調和装置は、非共沸混合冷媒を圧縮するコンプレッサと、圧縮された非共沸混合冷媒と、外気との間で熱交換を行うコンデンサと、該コンデンサから流出した非共沸混合冷媒の圧力を減圧させる膨張弁と、減圧された非共沸混合冷媒と導入空気との間で熱交換を行うエバポレータと、該エバポレータの温度を測定する温度センサと、前記エバポレータにおける非共沸混合冷媒の圧損を算出する圧損算出部と、算出された圧損に基づいて前記エバポレータ内における非共沸混合冷媒の温度勾配を算出する温度勾配算出部と、前記温度センサにより測定された温度と、前記温度勾配とに基づいて、前記エバポレータ内における最も低い温度を推定する温度推定部と、推定された温度に基づいて、前記コンプレッサから吐出される非共沸混合冷媒の流量を制御する循環制御部と、が設けられていることを特徴とする。

本発明によれば、エバポレータ内の温度勾配およびエバポレータの所定位置で測定された温度に基づくことで、複数の温度センサを用いることなく、エバポレータ内における最も低い温度が推定される。推定された最も低い温度に基づいて、コンプレッサから吐出される非共沸混合冷媒の流量を制御することで、エバポレータに流入する非共沸混合冷媒の流量、つまり、エバポレータの温度が制御される。

これにより、着霜によるエバポレータにおける熱交換面積の減少が防止され、エバポレータから流出する非共沸混合冷媒の過熱度低下が防止される。すると、膨張弁の弁開度の低下による非共沸混合冷媒の循環流量の低下が防止され、コンプレッサの焼きつき等が防止される。
さらに、エバポレータにおける熱交換面積の減少が防止されるため、車室内への送風空気の温度調節が不十分になることが防止される。

上記発明においては、前記圧損算出部は、前記コンプレッサの回転数と前記外気の温度とに基づいて、前記エバポレータを通過する非共沸混合冷媒の循環流量を算出し、算出された循環流量に基づいて前記圧損を算出することが望ましい。

本発明によれば、外気の温度に基づくことにより非共沸混合冷媒の密度が求められ、コンプレッサの回転数および非共沸混合冷媒の密度に基づくことにより、エバポレータを通過する非共沸混合冷媒の循環流量が求められる。外気の温度、および、コンプレッサの回転数は、従来の空気調和装置においても測定されている事項であるため、新たなセンサ等を設ける必要がない。
エバポレータにおける圧損は、エバポレータを通過する非共沸混合冷媒の循環流量の関数であるため、非共沸混合冷媒の循環流量を求めることにより圧損が求められる。

上記発明においては、前記圧損算出部は、前記コンプレッサの回転数と、前記コンプレッサにおける非共沸混合冷媒の吸入圧力とに基づいて、前記エバポレータを通過する非共沸混合冷媒の循環流量を算出し、算出された循環流量に基づいて前記圧損を算出することが望ましい。

本発明によれば、コンプレッサにおける非共沸混合冷媒の吸入圧力に基づくことにより、非共沸混合冷媒の密度が求められ、コンプレッサの回転数および非共沸混合冷媒の密度に基づくことにより、エバポレータを通過する非共沸混合冷媒の循環流量が求められる。
エバポレータにおける圧損は、エバポレータを通過する非共沸混合冷媒の循環流量の関数であるため、非共沸混合冷媒の循環流量を求めることにより圧損が求められる。

上記発明においては、前記圧損算出部は、前記コンプレッサの回転数と、前記導入空気の温度と、前記導入空気の流量と、に基づいて、前記エバポレータを通過する非共沸混合冷媒の循環流量を算出し、算出された循環流量に基づいて前記圧損を算出することが望ましい。

本発明によれば、導入空気の温度と流量とに基づくことにより、非共沸混合冷媒の密度が求められ、コンプレッサの回転数および非共沸混合冷媒の密度に基づくことにより、エバポレータを通過する非共沸混合冷媒の循環流量が求められる。
エバポレータにおける圧損は、エバポレータを通過する非共沸混合冷媒の循環流量の関数であるため、非共沸混合冷媒の循環流量を求めることにより圧損が求められる。

上記発明においては、前記温度センサは、前記エバポレータにおける非共沸混合冷媒が流入する入口温度を測定し、前記温度推定部は、前記入口温度および前記温度勾配に基づいて、前記エバポレータにおける非共沸混合冷媒が流出する出口温度を算出し、前記入口温度および前記出口温度に基づいて前記最も低い温度を推定することが望ましい。

本発明によれば、エバポレータ内の温度勾配は略一定であるため、入口温度に基づいて出口温度を算出することができ、温度勾配が一定であることから、入口温度および出口温度のいずれかが最も低い温度となる。

上記発明においては、前記温度推定部は、前記入口温度が前記出口温度よりも低い温度の場合には、前記入口温度を前記最も低い温度と推定し、前記入口温度が前記出口温度よりも高い温度の場合には、前記入口温度から所定温度を引いた温度を前記最も低い温度と推定することを特徴とすることが望ましい。

本発明によれば、入口温度が出口温度よりも低い場合であっても、入口温度が出口温度よりも高い場合であっても、エバポレータの実測温度である入口温度に基づいた温度を最も低い温度とするため、例えば、算出される出口温度の精度が低い場合でも、その影響が排除される。

本発明の空気調和装置によれば、エバポレータ内の温度勾配およびエバポレータの所定位置で測定された温度に基づき、エバポレータにおける最も低い温度を推定するため、フロスト防止センサを追加することなく、エバポレータへの着霜を防止し、コンプレッサ破損を回避するとともに快適性低下の防止を図ることができるという効果を奏する。

〔第１の実施形態〕
以下、本発明の第１の実施形態に係る空気調和装置について図１から図４を参照して説明する。
図１は、本実施形態に係る車両用空気調和装置の構成を説明する模式図である。
本実施形態では、本願の発明を車両の空気調和に用いる車両用空気調和装置（空気調和装置）１に適用して説明するが、車両の空気調和に用いるものに限定することなく、その他の空気調和を行う装置に用いてもよく、特に限定するものではない。

車両用空気調和装置１は、図１に示すように、非共沸混合冷媒（以下、「冷媒」と表記する。）を圧縮するコンプレッサ２と、圧縮された冷媒を冷却するコンデンサ３と、冷却された冷媒を減圧膨張させる膨張弁４と、減圧膨張された冷媒を加熱させるエバポレータ５と、コンプレッサ２による冷媒の吐出を制御する制御部６と、が設けられている。

コンプレッサ２は、車両を走行させるエンジン１１から回転駆動力が供給され、エバポレータ５において蒸発した冷媒を吸入して圧縮し、高圧の冷媒としてコンデンサ３に向かって吐出するものである。
コンプレッサ２とエンジン１１との間には、エンジン１１から回転駆動力の伝達に用いられるエンジンプーリ１２、ベルト１３、および、コンプレッサプーリ１４と、コンプレッサプーリ１４およびコンプレッサ２の間における回転駆動力の伝達を制御するクラッチ１５と、が設けられている。
クラッチ１５は、クラッチ制御部６により回転駆動力の伝達および遮断が制御されている。

エンジン１１には、エンジンの回転数ＮＥを検出する回転数センサ１６が設けられている。回転数センサ１６に検出された回転数ＮＥは、制御部６に入力されている。
このように、エンジン１１の回転数ＮＥを検出することにより、エンジンプーリ１２、ベルト１３、および、コンプレッサプーリ１４を介して回転駆動されるコンプレッサ２の回転数を推定することができる。

コンデンサ３は、コンプレッサ２から吐出された冷媒の熱を、車室外の空気である外気に放熱させるものである。
コンデンサ３の近傍には、コンデンサ３に導かれる外気の温度を検出する外気温度センサ２１が配置されている。外気温度センサ２１により検出された外気温度は、制御部６に入力されている。なお、外気温度センサ２１の配置位置としては、外気温度を検出できる位置であればよく、特に限定するものではない。

コンデンサ３の冷媒流出側である出口側には、冷媒の圧力を測定する高圧センサ２２が配置されている。高圧センサ２２により測定された冷媒の吐出圧力は、制御部６に入力されている。
なお、高圧センサ２２の配置位置としては、冷媒の吐出圧力を検出できる位置であればよく、特に限定するものではない。

膨張弁４は、コンデンサ３において放熱された冷媒を減圧膨張させるものである。

エバポレータ５は、膨張弁４において減圧膨張された冷媒に、車室内の空気である内気の熱を吸熱させるものである。
エバポレータ５には、エバポレータ５における冷媒の入口温度を検出するエバポレータ温度センサ（温度センサ）２３が設けられている。エバポレータ温度センサ２３により検出されたエバポレータ温度は、制御部６に入力されている。エバポレータ温度センサ２３は、フロスト防止センサとして働くものである。

エバポレータ５の近傍には、エバポレータ５に導かれる内気の温度を検出する内気温度センサ２４が配置されている。内気温度センサ２４により検出された内気温度は、制御部６に入力されている。なお、内気温度センサ２４の配置位置としては、内気温度が検出できる位置であればよく、特に限定するものではない。

図２は、図１の制御部の構成を説明するブロック図である。
制御部６は、クラッチ１５を制御することによりエバポレータ５に流入する冷媒流量を制御するものである。
制御部６には、図２に示すように、エバポレータ５における冷媒の圧損を算出する圧損算出部３１と、算出された圧損に基づいてエバポレータ５内における冷媒の温度勾配を算出し、エバポレータ５における冷媒出口の温度を算出する出口温度算出部（温度勾配算出部）３２と、入口温度および出口温度に基づいてエバポレータ５における最も低い温度を推定する温度推定部３３と、推定された温度に基づいてクラッチ１５を制御するクラッチ制御部（循環制御部）３４と、が設けられている。

圧損算出部３１には、エンジン１１の回転数Ｎｅと、外気温度センサ２１からの外気温度とが入力されている。
出口温度算出部３２には、エバポレータ温度センサ２３からの入口温度と、高圧センサ２２からの吐出圧力と、圧損算出部３１により算出された冷媒の圧損と、が入力されている。
温度推定部３３には、エバポレータ温度センサ２３からの入口温度と、出口温度算出部３２により算出された出口温度と、が入力されている。
クラッチ制御部６には、温度推定部３３により推定された最も低い温度が入力されている。

次に、上記の構成からなる車両用空気調和装置１における作用について説明する。
まず、車両用空気調和装置１における冷媒の流れ、および、それによる車室内の温度調節について説明する。

コンプレッサ２は、図１に示すように、エンジン１１から供給された回転駆動力により駆動され、エバポレータ５において蒸発した蒸気を吸入し、圧縮する。圧縮され高温高圧になった冷媒はコンプレッサ２からコンデンサ３に向かって吐出される。
コンデンサ３に流入した冷媒は熱を外気に放熱して冷却され、コンデンサ３から膨張弁４に向かって流出する。

膨張弁４に流入した高圧の冷媒は、膨張弁４において減圧されエバポレータ５に流入する。エバポレータ５に流入した冷媒は、車室内に導入される外気または内気から熱を吸収して蒸発する。蒸発した冷媒は、コンプレッサ２に吸入され、再びコンデンサ３に向かって吐出される。
エバポレータ５において冷媒に熱を奪われ、冷却された外気または内気は、車室内に導入され、車室内の空気温度の調節に用いられる。

次に、本実施形態の特徴である車両用空気調和装置１における制御方法について説明する。
図３は、図１の制御部における制御を説明するフローチャートである。

まず、図２および図３に示すように、回転数センサ１６によりエンジン１１の回転数ＮＥが測定されるとともに（ステップＳ１）、外気温度センサ２１により外気の温度Ｔａが測定される（ステップＳ２）。
回転数ＮＥと外気温度Ｔａとは、図２に示すように、制御部６の圧損算出部３１に入力され、エバポレータ５における冷媒圧損△Ｐが算出される（ステップＳ３）。なお、詳しい算出方法については後述する。

一方、エバポレータ温度センサ２３によりエバポレータ５における冷媒の入口温度Ｅが測定され（ステップＳ４）、高圧センサ２２によりコンデンサ３の出口における冷媒圧力Ｐ１が測定される（ステップＳ５）。
圧損算出部３１において算出された冷媒圧損△Ｐと、エバポレータ５の入口温度Ｅと、コンデンサ３の出口における冷媒圧力Ｐ１とは、出口温度算出部３２に入力され、エバポレータ５における冷媒の出口温度Ｔｅ２が算出される（ステップＳ６）。

出口温度が算出されると、温度推定部３３においてエバポレータ５における入口温度が、出口温度よりも温度が低いか否かが判定される（ステップＳ７）。
入口温度が出口温度よりも低い場合には、制御部６に予め記憶されていた閾値Ａが呼び出され（ステップＳ８）、クラッチ制御部６において、入口温度が閾値Ａよりも低い温度か否かが判定される（ステップＳ９）。

一方、入口温度が出口温度よりも高い場合には、入口温度から所定の補正値が差し引かれ（ステップＳ１０）、差し引かれた入口温度が閾値Ａよりも低い温度か否かが判定される（ステップＳ９）。
ここで、補正値は、用いられるエバポレータ５や、車両用空気調和装置１の運転状態に依存する値であり、様々な値を取ることができるが、約１０℃を例示することができる。

入口温度、または、差し引かれた入口温度が閾値Ａよりも低い温度の場合には、クラッチ制御部６は、クラッチ１５への電力の供給を停止し、コンプレッサ２への回転駆動力の伝達を遮断する（ステップＳ１１）。
一方、入口温度、または、差し引かれた入口温度が閾値Ａよりも高い温度の場合には、クラッチ制御部６は、クラッチ１５への電力の供給を継続し、上述の制御が繰り返される。

次に、制御部６におけるエバポレータ５の冷媒出口温度の算出方法の一例について詳述する。
図４は、図１の車両用空気調和装置における冷媒の状態変化を説明するモリエル線図であって、エバポレータの出口温度の算出方法を説明する図である。

ここでは、コンデンサ３の冷媒出口における過冷却度ＳＣは約５℃に調節され、エバポレータ５の冷媒出口における過熱度ＳＨは約５℃に調節されている例に適用して説明する。
なお、過冷却度ＳＣは、コンデンサ３と膨張弁４との間に配置されているレシーバにおける冷媒液面の変動により調節され、過熱度ＳＨは、膨張弁４の弁開度に調節されている。

まず、図４のモリエル線図に基づいて、冷媒の等温線の圧力勾配△Ｐが取得される。等温線の圧力勾配△Ｐは以下の式（１）によって表され、温度によらず概ね一定である。圧力勾配の値としては、例えば約０．０７ＭＰａを例示することができる。
△Ｐ＝ＰＬ−ＰＧ ・・・（１）
ここで、△Ｐは圧力勾配、ＰＬは飽和液圧力、ＰＧは飽和蒸気圧力である。

次に、エバポレータ５の冷媒の入口温度Ｔｅ１が取得されるとともに、出口温度が算出される。

エバポレータ５の入口温度Ｔｅ１は、エバポレータ温度センサ２３により測定された測定温度Ｅに等しいものと仮定され、測定温度Ｅを取得することにより入口温度Ｔｅ１が取得されたものとみなされる。
そのため、エバポレータ温度センサ２３は、エバポレータ５に冷媒が流入する入口の近傍に配置されていることが望ましい。

エバポレータ５の出口温度は、以下に述べるようにして算出される。
高圧センサ２２により測定されたコンデンサ３における冷媒の出口圧力Ｐ１に基づいて、出口圧力Ｐ１に対応した飽和液温度ＴＬ１が算出される。具体的には、以下に示す圧力−温度の近似式（２）に基づいて、飽和液温度ＴＬ１が算出される。
ＴＬ１＝Ｃａ×Ｐ１^３＋Ｃｂ×Ｐ１^２＋Ｃｃ×Ｐ１＋Ｃｄ ・・・（２）
ここで、Ｃａ，Ｃｂ，Ｃｃ，Ｃｄは定数である。

次に、コンデンサ３における冷媒の出口温度Ｔ１が、式（２）により算出された飽和液温度ＴＬ１、過冷却度ＳＣに基づいて算出される。具体的には、以下の式（３）を用いて出口温度Ｔ１が算出される。
Ｔ１＝ＴＬ１＋ＳＣ＝ＴＬ１＋５ ・・・（３）

その後、コンデンサ３における出口温度Ｔ１と出口圧力Ｐ１に対応するコンデンサ３の出口エンタルピｈ１が、以下に示す圧力、温度−エンタルピの近似式（４）に基づいて算出される。
ｈ１＝Ｃｅ×Ｔ１＋Ｃｆ×Ｐ１＋Ｃｇ ・・・（４）
ここで、Ｃｅ，Ｃｆ，Ｃｇは定数である。

コンデンサ３の出口エンタルピｈ１は、エバポレータ５の入口エンタルピと等しいとみなせ、以下の説明では、両者は等しいものとして扱う。

エバポレータ５における入口温度Ｅ、および、入口エンタルピｈ１に対応するエバポレータ５の入口圧力Ｐｅ１が、以下に示す圧力、温度−エンタルピの近似式（５）に基づいて算出される。
Ｐｅ１＝Ｃｈ×Ｅ^２＋Ｃｉ×ｈ１^２＋Ｃｊ×Ｅ＋Ｃｋ×ｈ１＋Ｃｍ ・・・（５）
ここで、Ｃｈ，Ｃｉ，Ｃｊ，Ｃｋ，Ｃｍは定数である。

一方、冷媒循環流量Ｇｒが、エンジン回転数ＮＥおよび外気温度センサ２１により測定された外気温度Ｔａに基づいて算出される。具体的には、以下に示す近似式（６）に基づいて冷媒の循環流量Ｇｒが算出される。
Ｇｒ＝Ｃｎ×Ｔａ＋Ｃｐ×ＮＥ＋Ｃｑ ・・・（６）
ここで、Ｃｎ，Ｃｐ，Ｃｑは定数である。

このようにして求められた冷媒の循環流量Ｇｒに基づいて、エバポレータ５における冷媒の圧損△Ｐが算出される。具体的には、以下に示す式（７）に基づいて循環流量Ｇｒが算出される
△Ｐ＝Ｃｒ×Ｇｒ^ＣＳ ・・・（７）
ここで、Ｃｒ，Ｃｓは定数である。

次に、エバポレータ５の出口圧力Ｐｅ２が、出口における飽和蒸気圧ＰＧ２と略等しいことから、以下に示す式（８）により算出される。
Ｐｅ２≒ＰＧ２＝Ｐｅ１−△Ｐｅ ・・・（８）
ここで、ＰＧ２は飽和蒸気圧である。

出口圧力Ｐｅ２が算出されると、出口圧力Ｐｅ２に対応する飽和ガス温度ＴＧ２が以下の式（９）により算出される。
ＴＧ２＝Ｃｔ×Ｐｅ２^３＋Ｃｕ×Ｐｅ２^２＋Ｃｖ×Ｐｅ２＋Ｃｗ ・・・（９）
ここで、Ｃｔ，Ｃｕ，Ｃｖ，Ｃｗは定数である。

そして、算出された飽和ガス温度ＴＧ２および過熱度ＳＨに基づいて、エバポレータ５における出口温度Ｔｅ２が以下の式（１０）により算出される。
Ｔｅ２＝ＴＧ２＋ＳＨ＝ＴＧ２＋５ ・・・（１０）

次に、上述のステップＳ１０における補正方法について詳述する。
上述のように、エバポレータ５における入口温度Ｔｅ１が出口温度Ｔｅ２よりも低い場合には、エバポレータ温度センサ２３により測定された温度Ｅが、入口温度Ｔｅ１として採用される。
一方、入口温度Ｔｅ１が出口温度Ｔｅ２よりも高い場合には、以下の式（１１）に基づいてエバポレータ温度センサ２３により測定された温度Ｅを補正し、入口温度Ｔｅ１として採用される。
Ｔｅ１＝Ｅ−（Ｔｅ１−Ｔｅ２） ・・・（１１）

上記の構成によれば、エバポレータ５内の温度勾配およびエバポレータ５の冷媒の入口で測定された温度に基づくことで、複数の温度センサを用いることなく、エバポレータ５における最も低い温度が推定される。推定された最も低い温度に基づいて、コンプレッサ２から吐出される冷媒の流量を制御することで、エバポレータ５に流入する冷媒の流量（循環流量Ｇｒ）が制御され、エバポレータ５の温度を制御してエバポレータ５への着霜を防止することができる。

着霜が防止されると、着霜によるエバポレータ５における熱交換面積の減少が防止されるため、エバポレータ５から流出する冷媒の過熱度低下が防止される。すると、膨張弁４の弁開度の低下、つまり膨張弁４が閉じられることによる冷媒の循環流量Ｇｒの低下が防止される。言い換えると、コンプレッサ２への潤滑油の供給停止が防止され、コンプレッサ２の焼きつき等を防止することができる。

さらに、エバポレータ５における熱交換面積の減少が防止されるため、エバポレータ５を通過する導入空気の流路面積減少が防止される。そのため、空調用の吹出し風量が不十分になることを防止され、快適性低下の防止を図ることができる。

外気温度Ｔａに基づくことにより冷媒の密度が求められ、エンジン１１の回転数ＮＥに基づいて推定されるコンプレッサ２の回転数および冷媒の密度に基づくことにより、エバポレータ５を通過する冷媒の循環流量Ｇｒが求められる。
エバポレータ５における圧損は、エバポレータ５を通過する冷媒の循環流量Ｇｒの関数であるため、冷媒の循環流量Ｇｒを求めることにより圧損△Ｐが求められる。
外気温度Ｔａ、および、エンジン１１の回転数ＮＥ（コンプレッサ２の回転数）は、従来の空気調和装置においても測定されている事項であるため、新たなセンサ等を設ける必要がない。

入口温度Ｔｅ１が出口温度Ｔｅ２よりも低い場合であっても、入口温度Ｔｅ１が出口温度Ｔｅ２よりも高い場合であっても、エバポレータ５の実測温度である入口温度Ｅに基づいた温度を最も低い温度とするため、例えば、算出される出口温度Ｔｅ２の精度が低い場合でも、その影響を排除することができる。

なお、上述の実施形態では、制御部６のクラッチ制御部６がクラッチ１５を制御することにより、エバポレータ５を通過する冷媒の循環量Ｇｒを制御する例に適用して説明したが、この方法に限られることなく、コンプレッサ２の回転数を制御することにより循環流量Ｇｒを制御してもよいし、コンプレッサ２における冷媒の押し退け容量を制御し循環流量Ｇｒを制御してもよく、特に限定するものではない。

〔第２の実施形態〕
次に、本発明の第２の実施形態について図５および図６を参照して説明する。
本実施形態の車両用空気調和装置の構成は、第１の実施形態と同様であるが、第１の実施形態とは、冷媒圧損△Ｐの算出方法が異なっている。よって、本実施形態においては、図５および図６を用いて冷媒圧損△Ｐの算出方法のみを説明し、その他の構成要素等の説明を省略する。
図５は、本実施形態の制御部における制御方法を説明するブロック図である。
なお、第１の実施形態と同一の構成要素については、同一の符号を付してその説明を省略する。

本実施形態の車両用空気調和装置１０１の制御部１０６には、図５に示すように、回転数センサ１６により測定されたエンジン回転数ＮＥと、外気温度センサ２１により測定された外気温度Ｔａと、エバポレータ温度センサ２３により測定された入口温度Ｅと、高圧センサ２２により測定された出口圧力Ｐ１と、内気温度センサ２４により測定された内気温度と、室内ファン１２１のファンレベルと、が入力されている。

次に、本実施形態の特徴である車両用空気調和装置１０１における制御方法について、第１の実施形態とは異なる部分のみ説明する。
図６は、図５の制御部における制御の要部を説明するフローチャートである。

本実施形態においては、エバポレータ５における冷媒の圧損△Ｐを算出する方法のみが第１の実施形態とは異なっている。
まず、制御部１０６は、図６に示すように、エバポレータ５に供給されている導入空気が、外気であるか否かを判断する（ステップＳ１０１）。

外気が導入されている場合には、外気温度センサ２１により外気温度が測定され、測定された外気温度が制御部１０６の圧損算出部１３１に入力される（ステップＳ１０２）。
一方、外気が導入されていない場合、つまり内気が導入されている場合には、内気温度センサ２４により内気温度が測定され、測定された内気温度が圧損算出部１３１に入力される（ステップＳ１０３）。

圧損算出部１３１では、入力された外気温度または内気温度と、回転数センサ１６により測定されたエンジン回転数ＮＥ（ステップＳ１０４）と、室内ファン１２１のファンレベル（ステップＳ１０５）に基づいて、エバポレータ５における冷媒の圧損△Ｐが算出される（ステップＳ１０６）。

具体的には、外気温度または内気温度とファンレベルに基づいてエバポレータ５における熱負荷が推定され、推定された熱負荷に基づいて冷媒の密度が推定される。
推定された冷媒の密度と、エンジン回転数ＮＥつまりコンプレッサ２の回転数とに基づいて、エバポレータ５における冷媒の循環流量Ｇｒが算出される。このようにして算出された循環流量Ｇｒを用いることにより、圧損△Ｐが算出される。
以後については、第１の実施形態と同様であるので、その説明を省略する。

上記の構成によれば、エバポレータ５に導入される導入空気、つまり外気温度または内気温度と、導入空気の流量とに基づくことにより、冷媒の密度を求めることができる。そして、コンプレッサ２の回転数（エンジン１１の回転数ＮＥ）および冷媒の密度に基づくことにより、エバポレータ５を通過する冷媒の循環流量Ｇｒが求められる。
エバポレータ５における圧損△Ｐは、エバポレータ５を通過する冷媒の循環流量Ｇｒの関数であるため、冷媒の循環流量Ｇｒを求めることにより圧損△Ｐが求められる。

〔第３の実施形態〕
次に、本発明の第３の実施形態について図７および図８を参照して説明する。
本実施形態の車両用空気調和装置の構成は、第１の実施形態と同様であるが、第１の実施形態とは、冷媒圧損△Ｐの算出方法が異なっている。よって、本実施形態においては、図７および図８を用いて冷媒圧損△Ｐの算出方法のみを説明し、その他の構成要素等の説明を省略する。
図７は、本実施形態の制御部における制御方法を説明するブロック図である。
なお、第１の実施形態と同一の構成要素については、同一の符号を付してその説明を省略する。

本実施形態の車両用空気調和装置２０１の制御部２０６には、図７に示すように、回転数センサ１６により測定されたエンジン回転数ＮＥと、エバポレータ温度センサ２３により測定された入口温度Ｅと、高圧センサ２２により測定された出口圧力Ｐ１と、が入力されている。
さらに、コンプレッサ２の冷媒吸入圧力を測定する低圧センサ２２１により測定された吸入圧力が制御部２０６に入力されている。

次に、本実施形態の特徴である車両用空気調和装置２０１における制御方法について、第１の実施形態とは異なる部分のみ説明する。
図８は、図７の制御部における制御の要部を説明するフローチャートである。

本実施形態においては、エバポレータ５における冷媒の圧損△Ｐを算出する方法のみが第１の実施形態とは異なっている。
まず、回転数センサ１６によりエンジン回転数ＮＥが測定され（ステップＳ２０１）、低圧センサ２２１により吸入圧力が測定される（ステップＳ２０２）。

測定された回転数ＮＥと、吸入圧力とは圧損算出部２３１に入力され、圧損算出部２３１において冷媒の圧損△Ｐが算出される（ステップＳ２０３）。

具体的には、吸入圧力に基づいて冷媒の密度が推定され、推定された冷媒の密度と、エンジン回転数ＮＥつまりコンプレッサ２の回転数とに基づいて、エバポレータ５における冷媒の循環流量Ｇｒが算出される。このようにして算出された循環流量Ｇｒを用いることにより、圧損△Ｐが算出される。
以後については、第１の実施形態と同様であるので、その説明を省略する。

上記の構成によれば、コンプレッサ２における冷媒の吸入圧力に基づくことにより、冷媒の密度が求められ、コンプレッサ２の回転数および冷媒の密度に基づくことにより、エバポレータ５を通過する冷媒の循環流量Ｇｒが求められる。
エバポレータ５における圧損△Ｐは、エバポレータ５を通過する冷媒の循環流量Ｇｒの関数であるため、冷媒の循環流量Ｇｒを求めることにより圧損△Ｐが求められる。

図９は、エバポレータの制御目標温度のマップを説明するグラフである。
なお、上述の各実施形態のように、エバポレータ５の入口温度の制御に、所定の閾値Ａのみを用いてもよいし、図９に示すように、最大冷房ゾーン、省エネ・走行性能向上ゾーン、窓曇り防止ゾーンによって閾値（目標エバ温度）を変えてもよく、特に限定するものではない。

本発明の第１の実施形態に係る車両用空気調和装置の構成を説明する模式図である。 図１の制御部の構成を説明するブロック図である。 図１の制御部における制御を説明するフローチャートである。 図１の車両用空気調和装置における冷媒の状態変化を説明するモリエル線図であって、エバポレータの出口温度の算出方法を説明する図である。 本発明の第２の実施形態の制御部における制御方法を説明するブロック図である。 図５の制御部における制御の要部を説明するフローチャートである。 本発明の第３の実施形態の制御部における制御方法を説明するブロック図である。 図７の制御部における制御の要部を説明するフローチャートである。 エバポレータの制御目標温度のマップを説明するグラフである。

符号の説明

１，１０１，２０１ 車両用空気調和装置（空気調和装置）
２ コンプレッサ
３ コンデンサ
４ 膨張弁
５ エバポレータ
２３ エバポレータ温度センサ（温度センサ）
３１，１３１，２３１ 圧損算出部
３２ 出口温度算出部（温度勾配算出部）
３３ 温度推定部
３４ クラッチ制御部（循環制御部）

Claims (6)

1. 非共沸混合冷媒を圧縮するコンプレッサと、
   圧縮された非共沸混合冷媒と、外気との間で熱交換を行うコンデンサと、
   該コンデンサから流出した非共沸混合冷媒の圧力を減圧させる膨張弁と、
   減圧された非共沸混合冷媒と導入空気との間で熱交換を行うエバポレータと、
   該エバポレータの温度を測定する温度センサと、
   前記エバポレータにおける非共沸混合冷媒の圧損を算出する圧損算出部と、
   算出された圧損に基づいて前記エバポレータ内における非共沸混合冷媒の温度勾配を算出する温度勾配算出部と、
   前記温度センサにより測定された温度と、前記温度勾配とに基づいて、前記エバポレータ内における最も低い温度を推定する温度推定部と、
   推定された温度に基づいて、前記コンプレッサから吐出される非共沸混合冷媒の流量を制御する循環制御部と、
   が設けられていることを特徴とする空気調和装置。
2. 前記圧損算出部は、前記コンプレッサの回転数と前記外気の温度とに基づいて、前記エバポレータを通過する非共沸混合冷媒の循環流量を算出し、算出された循環流量に基づいて前記圧損を算出することを特徴とする請求項１記載の空気調和装置。
3. 前記圧損算出部は、前記コンプレッサの回転数と、前記コンプレッサにおける非共沸混合冷媒の吸入圧力とに基づいて、前記エバポレータを通過する非共沸混合冷媒の循環流量を算出し、算出された循環流量に基づいて前記圧損を算出することを特徴とする請求項１記載の空気調和装置。
4. 前記圧損算出部は、前記コンプレッサの回転数と、前記導入空気の温度と、前記導入空気の流量と、に基づいて、前記エバポレータを通過する非共沸混合冷媒の循環流量を算出し、算出された循環流量に基づいて前記圧損を算出することを特徴とする請求項１記載の空気調和装置。
5. 前記温度センサは、前記エバポレータにおける非共沸混合冷媒が流入する入口温度を測定し、
   前記温度推定部は、前記入口温度および前記温度勾配に基づいて、前記エバポレータにおける非共沸混合冷媒が流出する出口温度を算出し、前記入口温度および前記出口温度に基づいて前記最も低い温度を推定することを特徴とする請求項１から４のいずれかに記載の空気調和装置。
6. 前記温度推定部は、
   前記入口温度が前記出口温度よりも低い温度の場合には、前記入口温度を前記最も低い温度と推定し、
   前記入口温度が前記出口温度よりも高い温度の場合には、前記入口温度から所定温度を引いた温度を前記最も低い温度と推定することを特徴とする請求項５記載の空気調和装置。

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