JP3968841B2 - Refrigeration cycle - Google Patents

Refrigeration cycle Download PDF

Info

Publication number
JP3968841B2
JP3968841B2 JP35586197A JP35586197A JP3968841B2 JP 3968841 B2 JP3968841 B2 JP 3968841B2 JP 35586197 A JP35586197 A JP 35586197A JP 35586197 A JP35586197 A JP 35586197A JP 3968841 B2 JP3968841 B2 JP 3968841B2
Authority
JP
Japan
Prior art keywords
refrigerant
compressor
valve
pressure
circulation circuit
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Expired - Fee Related
Application number
JP35586197A
Other languages
Japanese (ja)
Other versions
JPH11180138A (en
Inventor
義昭 高野
聡 井澤
剛史 脇阪
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Denso Corp
Original Assignee
Denso Corp
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Priority to JP35586197A priority Critical patent/JP3968841B2/en
Application filed by Denso Corp filed Critical Denso Corp
Priority to DE69834512T priority patent/DE69834512T2/en
Priority to DE69817943T priority patent/DE69817943T2/en
Priority to EP02019151A priority patent/EP1262348B1/en
Priority to EP98114299A priority patent/EP0894651B1/en
Priority to US09/126,802 priority patent/US6148632A/en
Publication of JPH11180138A publication Critical patent/JPH11180138A/en
Priority to US09/666,154 priority patent/US6332496B1/en
Priority to US09/695,847 priority patent/US6467291B1/en
Application granted granted Critical
Publication of JP3968841B2 publication Critical patent/JP3968841B2/en
Anticipated expiration legal-status Critical
Expired - Fee Related legal-status Critical Current

Links

Images

Landscapes

  • Compressors, Vaccum Pumps And Other Relevant Systems (AREA)
  • Control Of Positive-Displacement Pumps (AREA)
  • Air-Conditioning For Vehicles (AREA)

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、室内を暖房する冷凍サイクルに関するもので、特に冷媒圧縮機より吐出された高温、高圧のガス冷媒を冷媒蒸発器に導いてその冷媒蒸発器にて空調ダクト内を流れる空気を加熱して車室内を暖房するようにした冷凍サイクルを備えた車両用空調装置に係わる。
【０００２】
【従来の技術】
従来より、車両用暖房装置としては、エンジンを冷却する冷却水を空調ダクト内の温水ヒータに導いてその温水ヒータにて空調ダクト内を流れる空気を加熱して車室内を暖房する温水式暖房装置が一般的である。しかし、このような温水式暖房装置は、外気温度が低く、冷却水温度が低い時に、エンジンを始動して温水式暖房装置を起動する場合、すなわち、温水式暖房装置の立ち上がり時に著しく暖房能力が不足するという不具合が生じている。
【０００３】
そこで、上記の不具合を解消する目的で、例えば特開平５−２２３３５７号公報においては、冷凍サイクルのコンプレッサの吐出口より吐出された高温、高圧のガス冷媒（ホットガス）を減圧装置を経て冷媒蒸発器に導いてその冷媒蒸発器にて空調ダクト内を流れる空気を加熱することにより、温水ヒータの暖房能力を補助するようにした冷凍サイクル（補助暖房装置）を備えた車両用空調装置が提案されている。
【０００４】
また、コンプレッサを頻繁にＯＮ、ＯＦＦすることなく、能力制御および圧力制御を行うために、上記の冷凍サイクルに、可変容量型のコンプレッサを組み込むことが考えられる（従来の技術）。
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
ところが、従来の技術においては、可変容量型のコンプレッサが、吸入口より吸入される吸入圧力が低い程、吐出口より吐出される吐出容量が小さくなるように構成されているので、ホットガスヒータ回路にて運転する暖房運転の起動時に、暖房熱負荷が大きいと、すなわち、エバポレータに吸い込まれる空気の吸込温度が所定温度（例えば０℃）以下であると、コンプレッサの吐出容量を大きくする要因である、冷凍サイクルの高圧圧力と低圧圧力との高低圧差があまりとれないため、コンプレッサの吐出容量がいつまでたっても大きくならない。
これにより、エバポレータ内に流入する高温の冷媒の流量が少ないので、温水ヒータの暖房能力を補助する補助暖房性能を充分発揮できなくなるという問題が生じる。
【０００６】
また、従来より、暖房運転の起動時に、吹出口からの冷風の吹き出しを防止する目的で、エンジンを冷却する冷却水の温度が例えば４０℃以上に上昇するまで送風機を止めておくようにする制御（送風機の水温遅動制御）が行われている。このような車両用空調装置の場合に、排熱量の少ないエンジンを搭載した車両では、外気温度が−３０℃以下の極寒時に冷却水の温度が例えば４０℃以上に上昇せず、いつまでたっても送風機が動かず、車室内の暖房ができないという問題が生じている。
【０００７】
【発明の目的】
本発明の目的は、冷媒循環回路を運転する暖房運転の起動時に、冷媒圧縮機の吐出口から冷媒蒸発器の入口までの冷媒通路の通路断面積を絞ることにより、冷媒圧縮機の吐出圧力を上昇させて、冷媒圧縮機より吐出される吐出容量を大きくすることのできる冷凍サイクルを提供することにある。また、極寒時にも、冷却水の温度を素早く、所定値以上に上昇させることで、車室内の暖房を行うことのできる車両用空調装置を提供する。
【０００８】
【課題を解決するための手段】
請求項１ないし請求項３に記載の発明によれば、冷媒通路絞り手段が、冷媒圧縮機の吐出口と冷媒凝縮器の入口との間から、膨張弁の出口と冷媒蒸発器の入口との間までの、第２冷媒循環回路を構成する冷媒通路に設置されている。そして、第２冷媒循環回路を運転する暖房運転の起動時に、第２冷媒循環回路において冷媒圧縮機の吐出口から冷媒蒸発器の入口までの冷媒通路の通路断面積を冷媒通路絞り手段によって絞ることにより、冷媒圧縮機の吐出口より吐出される冷媒の吐出圧力を高くすることができるので、冷凍サイクルの高圧圧力と低圧圧力との高低圧差を大きくとることができる。また、冷媒圧縮機の起動後に、第２冷媒循環回路を構成する冷媒通路を冷媒通路絞り手段によって開くことにより、冷媒圧縮機の吐出口より吐出された高温、高圧のガス冷媒（ホットガス）が冷媒蒸発器に導かれ、その冷媒蒸発器にて空気がホットガスによって加熱される。それによって、可変容量型のコンプレッサを冷凍サイクルに組み込んだ場合でも、冷媒圧縮機の吐出口より吐出される冷媒の吐出容量を大きくすることができるので、冷媒蒸発器に充分な流量の冷媒を流入させることができ、暖房性能を充分発揮することができる。
【０００９】
請求項４、請求項８および請求項９に記載の発明によれば、冷媒通路絞り手段が、冷媒圧縮機の吐出口と冷媒凝縮器の入口との間から、膨張弁の出口と冷媒蒸発器の入口との間までの、第２冷媒循環回路を構成する冷媒通路に設置されている。あるいは第２電磁弁（３４）が、第２冷媒循環回路（３２）において冷媒圧縮機（７）の吐出口と冷媒凝縮器（３５）の入口との間から、第１減圧装置（３７）の出口と冷媒蒸発器（６）の入口との間までの、第２冷媒循環回路（３２）を構成する冷媒通路の途中に設置されている。そして、第２冷媒循環回路を運転する暖房運転の起動時に、冷媒圧縮機を起動してから所定条件を満足するまで第２冷媒循環回路を構成する冷媒通路を閉弁する。あるいは第２冷媒循環回路（３２）を運転する暖房運転の起動時に、第２電磁弁（３４）により第２冷媒循環回路（３２）を構成する冷媒通路の通路断面積を絞ることにより、冷媒圧縮機の吐出口より吐出される冷媒の吐出圧力を高くすることができるので、冷凍サイクルの高圧圧力と低圧圧力との高低圧差を大きくとることができる。また、冷媒圧縮機の起動後に所定条件を満足した場合に第２冷媒循環回路を構成する冷媒通路を開弁する。あるいは冷媒圧縮機の起動後に高圧圧力が所定条件としての所定圧力以上に上昇した後、または冷媒圧縮機の起動後に所定条件としての時間が経過した後に第２電磁弁（３４）を開くことにより、冷媒圧縮機の吐出口より吐出された高温、高圧のガス冷媒（ホットガス）が冷媒蒸発器に導かれ、その冷媒蒸発器にて空気がホットガスによって加熱される。それによって、請求項１に記載の発明と同様な効果を達成することができる。
【００１０】
請求項５および請求項１０に記載の発明によれば、冷媒通路絞り手段が、冷媒圧縮機の吐出口と冷媒凝縮器の入口との間から、膨張弁の出口と冷媒蒸発器の入口との間までの、第２冷媒循環回路を構成する冷媒通路に設置されている。あるいは可変絞り弁（２７）が、第２冷媒循環回路（３２）において冷媒圧縮機（７）の吐出口と冷媒凝縮器（３５）の入口との間から、第１減圧装置（３７）の出口と冷媒蒸発器（６）の入口との間までの、第２冷媒循環回路（３２）を構成する冷媒通路に設置されている。そして、第２冷媒循環回路を運転する暖房運転の起動時に、冷媒圧縮機の吐出口より吐出される冷媒の吐出圧力が低いと、可変絞り弁の弁体により絞り孔の開度が絞られる。あるいは第２冷媒循環回路（３２）を運転する暖房運転の起動時に、可変絞り弁（２７）により第２冷媒循環回路（３２）を構成する冷媒通路の通路断面積を絞ることにより、冷媒圧縮機の吐出口より吐出される冷媒の吐出圧力を高くすることができるので、冷凍サイクルの高圧圧力と低圧圧力との高低圧差を大きくとることができる。また、冷媒圧縮機の吐出圧力の上昇と共に可変絞り弁の弁体の開度が大きくなる。あるいは冷媒圧縮機の起動後に可変絞り弁を開くことにより、冷媒圧縮機の吐出口より吐出された高温、高圧のガス冷媒（ホットガス）が冷媒蒸発器に導かれ、その冷媒蒸発器にて空気がホットガスによって加熱される。それによって、請求項１に記載の発明と同様な効果を達成することができる。
【００１１】
請求項６、請求項１１および請求項１２に記載の発明によれば、冷媒通路絞り手段が、冷媒圧縮機の吐出口と冷媒凝縮器の入口との間から、膨張弁の出口と冷媒蒸発器の入口との間までの、第２冷媒循環回路を構成する冷媒通路に設置されている。あるいは差圧弁（２８）が、第２冷媒循環回路（３２）において冷媒圧縮機（７）の吐出口と冷媒凝縮器（３５）の入口との間から、第１減圧装置（３７）の出口と冷媒蒸発器（６）の入口との間までの、第２冷媒循環回路（３２）を構成する冷媒通路に設置されている。そして、第２冷媒循環回路を運転する暖房運転の起動時に、冷媒圧縮機の吐出口より吐出される冷媒の吐出圧力が所定値以上に上昇するまで差圧弁が閉弁する。あるいは第２冷媒循環回路（３２）を運転する暖房運転の起動時に差圧弁（２８）により第２冷媒循環回路（３２）を構成する冷媒通路の通路断面積を絞ることにより、冷媒圧縮機より吐出される冷媒の吐出圧力を高くすることができるので、冷凍サイクルの高圧圧力と低圧圧力との高低圧差を大きくとることができる。また、冷媒圧縮機の吐出圧力が所定値以上に上昇した際に差圧弁を開弁する。あるいは冷媒圧縮機の起動後に差圧弁を開くことにより、冷媒圧縮機の吐出口より吐出された高温、高圧のガス冷媒（ホットガス）が冷媒蒸発器に導かれ、その冷媒蒸発器にて空気がホットガスによって加熱される。それによって、請求項１に記載の発明と同様な効果を達成することができる。
【００１２】
請求項７に記載の発明によれば、冷媒圧縮機の吐出口より吐出される冷媒の吐出圧力を高くすることができるので、温水式ヒータの暖房能力を補助する補助暖房性能を充分発揮できる。このとき、冷媒蒸発器の温度が上昇することにより、温水式ヒータの温度が上昇する。また、第２冷媒循環回路を運転する冷媒圧縮機が内燃機関の駆動負荷を増加させることにより、内燃機関の排熱量が大きくなる。したがって、冷却水の温度が素早く上昇するので、冷却水の温度が所定値以上に上昇し、送風機が動いて、車室内を暖房することができる。
【００１３】
【発明の実施の形態】
〔第１実施形態の構成〕
図１ないし図１０は本発明の第１実施形態を示したもので、図１は車両用空調装置の空調ユニットを示した図で、図２は車両用空調装置の冷凍サイクルを示した図である。
【００１４】
本実施形態の車両用空調装置は、暖房用主熱源である内燃機関であるディーゼルエンジン（以下エンジンと略す）を搭載する車両の車室内を空調する空調ユニット（エアコンユニット）１における各空調手段（アクチュエータ）を、空調制御装置（以下エアコンＥＣＵと言う）１０によって制御するように構成された車両用オートエアコンである。
【００１５】
空調ユニット１は、車室内に空調空気を導く通風路を成す空調ダクト２を備えている。この空調ダクト２の最も空気上流側には、外気吸込口１１、内気吸込口１２および内外気切替ドア１３が設けられ、これらよりも空気下流側には遠心式送風機３が設けられている。また、空調ダクト２の最も空気下流側には、デフロスタ吹出口１４、フェイス吹出口１５、フット吹出口１６および２個の吹出口切替ドア１７、１８が設けられている。
【００１６】
なお、内外気切替ドア１３および２個の吹出口切替ドア１７、１８は、例えばサーボモータ等のアクチュエータ１３ａ、１７ａ、１８ａ（図７参照）により駆動される。遠心式送風機３は、空調ダクト２に一体的に設けられたスクロールケーシングと、ブロワ駆動回路１９ａ（図７参照）により制御されるブロワモータ１９と、このブロワモータ１９に回転駆動される遠心式ファン２０とから構成されている。
【００１７】
次に、各吹出口切替ドア１７、１８よりも空気上流側には、後記するエバポレータ６を通過した空気を再加熱する温水ヒータ４が空調ダクト２内の通風路の一部を塞ぐように設置されている。この温水ヒータ４は、エンジンＥにより駆動されるウォータポンプ２１により冷却水の循環流が発生する冷却水循環回路２２の途中に設置されている。そして、温水ヒータ４は、冷却水循環回路２２に設置された温水弁２３が開弁すると内部にエンジンＥの排熱を吸収した冷却水が還流し、この冷却水を暖房用熱源として利用する第２加熱用熱交換器である。
【００１８】
ここで、これらのエンジンＥ、温水ヒータ４、冷却水循環回路２２および温水弁２３によって温水式暖房装置（主暖房装置）が構成される。なお、温水ヒータ４には、温水ヒータ４を通過する空気量と温水ヒータ４を迂回する空気量とを調節するエアミックスドア２４が取り付けられている。このエアミックスドア２４は、例えばサーボモータ等のアクチュエータ２４ａ（図７参照）により駆動される。
【００１９】
次に、遠心式送風機３と温水ヒータ４との間には、車両に搭載された冷凍サイクル５の一構成部品を成すエバポレータ６が空調ダクト２内の通風路全面を塞ぐように設置されている。上記の冷凍サイクル５は、第１冷媒循環回路（以下通常の冷凍サイクル回路と言う）３１と、第２冷媒循環回路（以下ホットガスヒータ回路と言う）３２と、通常の冷凍サイクル回路３１とホットガスヒータ回路３２とを切り替える第１、第２電磁式開閉弁（以下第１、第２電磁弁と言う）３３、３４とを備えている。
【００２０】
通常の冷凍サイクル回路３１は、冷媒圧縮機７の吐出口より吐出された高温、高圧のガス冷媒を、第１電磁弁３３→コンデンサ（冷媒凝縮器）３５→レシーバ（気液分離器）３６→逆止弁３６ａ→膨張弁（第１減圧装置）３７→エバポレータ６→アキュームレータ（気液分離器）３８を流して、冷媒圧縮機７の内部に戻すようにした冷媒回路（通常の冷凍サイクル）である。
また、ホットガスヒータ回路３２は、冷媒圧縮機７の吐出口より吐出された高温、高圧のガス冷媒（ホットガス）を、第２電磁弁３４→固定絞り（第２減圧装置）３９→エバポレータ６→アキュームレータ３８を流して、冷媒圧縮機７の内部に戻すようにした冷媒回路（ホットガスバイパスサイクル）である。
【００２１】
第１電磁弁３３は、通常の冷凍サイクル回路３１において冷媒圧縮機７の吐出口からコンデンサ３５の入口までの冷媒通路の途中に設置されている。第２電磁弁３４は、本発明の冷媒通路絞り手段に相当するもので、ホットガスヒータ回路３２において冷媒圧縮機７の吐出口から固定絞り３９の入口までの冷媒通路の途中に設置されている。そして、第１電磁弁３３が開弁し、第２電磁弁３４が閉弁すると、通常の冷凍サイクル回路３１中を冷媒が還流する。また、第１電磁弁３３が閉弁し、第２電磁弁３４が開弁すると、ホットガスヒータ回路３２中を冷媒が還流する。なお、第１、第２電磁弁３３、３４は循環回路切替手段を構成する。また、２５は駆動モータ２６により回転駆動される冷却ファンで、コンデンサ３５に強制的に室外空気（外気）を吹き付ける。
【００２２】
エバポレータ６は、本発明の冷媒蒸発器に相当するもので、冷凍サイクル回路３１中を冷媒が流れる時に、膨張弁３７より流入する低温の気液二相冷媒を蒸発させて通過する空気を冷却する冷却用熱交換器として働く。また、エバポレータ６は、ホットガスヒータ回路３２中を冷媒が流れる時に、固定絞り３９より流入する高温のガス冷媒を流して通過する空気を加熱する第１加熱用熱交換器（補助暖房装置、補助熱源システムのホットガスヒータ）として働く。ここで、膨張弁３７は、冷媒を断熱膨張させるだけでなく、エバポレータ６の出口の冷媒過熱度に応じて冷媒の循環量を調節するものである。
【００２３】
次に、本実施形態の外部可変容量型のコンプレッサを図３ないし図６に基づいて簡単に説明する。ここで、図３は外部可変容量型のコンプレッサを示した図である。
【００２４】
外部可変容量型のコンプレッサは、自身の吐出容量を変更可能な例えばワッブルタイプの周知のもので、吸入した冷媒を圧縮して吐出する冷媒圧縮機７と、エンジンＥの動力を冷媒圧縮機７に伝達したり遮断する電磁クラッチ８と、冷媒圧縮機７の吐出容量を可変するための電磁式容量制御弁（本発明の吐出容量可変手段に相当する）９とから構成されている。
【００２５】
電磁クラッチ８は、円環状の取付フランジ４１を介して冷媒圧縮機７のハウジングに固定されたステータハウジング４２と、エンジンＥにベルトＶを介して連結されるプーリ４３が外周に接合されたロータ４４と、このロータ４４との間に狭い間隙を隔てて対向配置され、ロータ４４の摩擦面と摩擦係合する摩擦面が形成されたアーマチャ４５と、通電されると磁束を発生することによりアーマチャ４５をゴムハブ（弾性体）４６の弾性力に抗してロータ４４に吸着させる電磁コイル４７と、アウターハブ４８およびゴムハブ４６を介してアーマチャ４５と冷媒圧縮機７の回転軸５０とを連結するインナーハブ４９とから構成されている。
【００２６】
冷媒圧縮機７の回転軸５０には、電磁クラッチ８を介してエンジンＥの動力が伝達され、回転軸５０が回転する。この回転軸５０には斜板５１が一体に回転可能に連結され、この斜板５１が回転することによりピストン５２が軸方向に往復移動する。さらに、斜板５１の傾斜角度（θ）の変化によりピストン５２のストロークを変化させて、冷媒圧縮機７の吐出口より吐出される吐出容量を可変するように構成されている。このため、斜板５１は回転軸５０に対して揺動可能に連結され、具体的には、球面状支持部５１ａにて斜板５１が揺動可能に支持されている。
【００２７】
斜板５１の傾斜角度（θ）は、ピストン５２の前後に作用する圧力、すなわち、ピストン５２の背面に作用するクランク室５３内の圧力、つまり制御圧力Ｐｃと、ピストン５２が往復移動するシリンダ５４内の圧力（吐出圧力Ｐｄおよび吸入圧力Ｐｓ）との釣り合いにより変化する。したがって、クランク室５３内の制御圧力（Ｐｃ）を調整することにより、斜板５１の傾斜角度（θ）を変化させることができる。
【００２８】
冷媒圧縮機７のシリンダ５４で圧縮されたガス冷媒は、吐出室５５に吐出され、ここから吐出口（図示せず）を経てガス冷媒が吐出される。また、冷媒圧縮機７のシリンダ５４には吸入室５６を通して冷媒が吸入される。この吸入室５６は、吸入口５７を介してエバポレータ６の出口側に通じている。
そして、上記したクランク室５３の制御圧力（Ｐｃ）は、吐出室５５の吐出圧力（Ｐｄ）と吸入室５６の吸入圧力（Ｐｓ）を利用して、電磁式容量制御弁９により変化させるように構成されている。
【００２９】
以上により、電磁クラッチ８の電磁コイル４７が通電状態（ＯＮ）のときには、電磁クラッチ８のアーマチャ４５がロータ４４に吸着してロータ４４とアーマチャ４５とが摩擦係合することにより、エンジンＥの動力がベルトＶおよび電磁クラッチ８を介して冷媒圧縮機７の回転軸５０に伝達される。これにより、冷凍サイクル５が起動することによってエバポレータ６による空気冷却作用または空気加熱作用が行われる。また、電磁クラッチ８の電磁コイル４７への通電が停止（ＯＦＦ）のときには、電磁クラッチ８のアーマチャ４５がロータ４４より離れてロータ４４とアーマチャ４５との摩擦係合が遮断される。これにより、エンジンＥの動力が冷媒圧縮機７の回転軸５０に伝達されず、エバポレータ６による空気冷却作用または空気加熱作用が停止される。
【００３０】
次に、本実施形態の電磁式容量制御弁９を図１ないし図４に基づいて説明する。この電磁式容量制御弁９のバルブボディ６０内には、吐出室５５に連通する吐出圧力室６１と、吸入室５６に連通する吸入圧力室６２と、クランク室５３に連通する制御圧力室６３とが設けられている。そして、吐出圧力室６１は、制御圧力室６３に、弁体６４により開度が調節される可変絞り６５を介して連通している。本実施形態では、弁体６４と可変絞り６５とにより可変絞り機構を構成している。また、吸入圧力室６２は、固定絞り６６を介して制御圧力室６３に連通している。これらの各圧力室の関係は、図４および図５に分かり易く示されている。
【００３１】
また、吸入圧力室６２の内部には、伸縮可能な材料からなるベローズ（圧力応動機構）６７が配設されており、このベローズ６７内には予め所定の圧力の内部圧力（Ｐｂ）が設定されており、この内部圧力（Ｐｂ）に対する吸入圧力（Ｐｓ）の変化により、ベローズ６７が伸縮する。このベローズ６７の伸縮によりロッド６８を介して弁体６４が変位するように構成されている。このベローズ６７および弁体６４には、電磁機構の電磁力も作用するように構成されている。
【００３２】
すなわち、本実施形態の電磁式容量制御弁９の電磁機構は、電磁コイル６９と、固定磁極部材７０と、電磁コイル６９の電磁力（吸引力）により固定磁極部材７０の方向（ベローズ６７が伸びる方向）に吸引される可動磁極部材（プランジャ）７１と、この可動磁極部材７１にバネ荷重（ロッド６８側方向の付勢力）を作用させるコイルスプリング７２とから構成されている。可動磁極部材７１の中心部にはロッド７３が連結され、このロッド７３と弁体６４とロッド６８は一体に連結され、一体的に変位する。
【００３３】
したがって、電磁式容量制御弁９は、エアコンＥＣＵ１０からの制御電流によって、図６のグラフに示したように、冷媒圧縮機７の吸入圧力（Ｐｓ）の設定値を変えることにより、冷媒圧縮機７の吐出口より吐出される吐出容量を可変する吐出容量可変手段である。すなわち、電磁式容量制御弁９は、電磁コイル６９に制御電流を加えることで可動磁極部材７１およびベローズ６７への外力を可変させる構造であり、吸入圧力（Ｐｓ）に対する弁体６４の開度の関係を可変させることで、例えば実際のエバ後温度（ＴＥ）が目標エバ後温度（ＴＥＯ）となるように制御する。
【００３４】
次に、エアコンＥＣＵ１０を図７に基づいて説明する。ここで、図７は車両用空調装置の制御系を示した図である。空調ユニット１における各空調手段を制御するエアコンＥＣＵ（暖房制御手段）１０には、車室内前面に設けられたエアコン操作パネル（図示せず）上の各スイッチからの各スイッチ信号が入力される。また、エアコンＥＣＵ１０の内部には、ＣＰＵ、ＲＯＭ、ＲＡＭ等からなる周知のマイクロコンピュータが設けられ、各センサからの各センサ信号が図示しない入力回路によってＡ／Ｄ変換された後に、マイクロコンピュータへ入力されるように構成されている。
【００３５】
なお、エアコンＥＣＵ１０は、自動車のエンジンＥの始動および停止を司るイグニッションスイッチ（キースイッチ）が投入（ＩＧ・ＯＮ）されたときに、自動車に搭載された車載電源であるバッテリ（図示せず）から直流電源が供給されると制御処理を開始するように構成されている。そして、エアコン操作パネル上には、空調モードを冷房運転モードと補助暖房運転モードと通常の暖房運転モードのいずれかに切り替えるモード切替スイッチ７５、車室内の温度を所望の温度に設定する温度設定スイッチ（温度設定手段）７６、冷凍サイクル５（冷媒圧縮機７の電磁クラッチ８）の起動または停止を指令するエアコンスイッチ７７、および遠心式ファン２０の送風量を切り替えるための風量切替レバー７８等が設置されている。
【００３６】
なお、冷房運転モードとは、通常の冷凍サイクル回路３１で冷凍サイクル５のみを運転するクーラモードの事である。また、通常の暖房運転モードとは、温水弁２３を開弁し、温水式暖房装置のみで車室内を暖房するヒータモードである。そして、補助暖房運転モードとは、温水弁２３を開弁すると共に、温水式暖房装置の暖房能力を補助するために、ホットガスヒータ回路３２で冷凍サイクル５を運転するヒータモードの事である。ここで、モード切替スイッチ７５によって、通常の冷凍サイクル回路３１で冷凍サイクル５を運転し、温水弁２３を開弁して温水式暖房装置で車室内を除湿暖房する除湿運転モードに切り替えるようにしても良い。
【００３７】
上記のうち、風量切替レバー７８は、ＯＦＦ、ＡＵＴＯ、ＭＥ１、ＭＥ２、ＨＩのレバー位置を持つ。レバー位置がＯＦＦの場合には、遠心式送風機３のブロワモータ１９をＯＦＦする指令を出し、レバー位置がＡＵＴＯの場合には、ブロワモータ１９のブロワ制御電圧を０段階（ＯＦＦ）から３２段階（ＨＩ）まで連続的または段階的に自動コントロールするように指令を出す。また、レバー位置がＭＥ１、ＭＥ２およびＨＩの場合には、それぞれブロワモータ１９のブロワ制御電圧を最小値（最小風量）、中間値１（中間風量１）、中間値２（中間風量２）および最大値（最大風量）に固定するように指令を出す。
【００３８】
そして、エアコンＥＣＵ１０には、車室内の空気温度（以下内気温度と言う）を検出する内気温度センサ（内気温度検出手段）８１と、車室外の空気温度（以下外気温度と言う）を検出する外気温度センサ（外気温度検出手段）８２と、車室内に入射する日射量を検出する日射センサ（日射量検出手段）８３と、エバポレータ６を通過した直後の空気温度（以下エバ後温度と言う）を検出するエバ後温度センサ（エバ後温度検出手段）８４と、温水ヒータ４に流入する冷却水温度を検出する冷却水温度センサ（冷却水温度検出手段）８５と、冷凍サイクル５の高圧圧力（吐出圧力：Ｐｄ）を検出する冷媒圧力センサ（高圧圧力検出手段）８６とからの各センサ信号が入力される。なお、上記の各スイッチや各センサは、自動車の車室内を空調するのに必要な空調環境因子を検出するものである。
【００３９】
〔第１実施形態の制御方法〕
次に、本実施形態のエアコンＥＣＵ１０によるブロワ制御電圧制御を図１ないし図８に基づいて簡単に説明する。ここで、図８はエアコンＥＣＵ１０によるブロワ遅動制御方法を示したフローチャートである。
【００４０】
イグニッションスイッチがＯＮされてエアコンＥＣＵ１０に直流電源が供給されると、図８のルーチンの実行が開始される。このとき、先ず、データ処理用メモリ（ＲＡＭ）の記憶内容等を初期化する（ステップＳ１）。このステップＳ１の処理は、エアコンＥＣＵ１０の起動時のみ行われる。
次に、各種データをデータ処理用メモリに読み込む。すなわち、モード切替スイッチ７５の設定位置、風量切替レバー７８のレバー位置や冷却水温度センサ８５にて検出した冷却水温度を入力する（冷却水温度検出手段：ステップＳ２）。
【００４１】
次に、風量切替レバー７８のレバー位置がＡＵＴＯであるか否かを判定する（ステップＳ３）。この判定結果がＮＯの場合には、風量切替レバー７８のレバー位置に応じたブロワ制御電圧に固定する（ステップＳ４）。その後に、図８のルーチンを抜ける。
また、ステップＳ３の判定結果がＹＥＳの場合には、補助暖房運転モードまたは通常の暖房運転モードが選択されているか否かを判定する。具体的には、目標吹出温度（ＴＡＯ）が所定温度以上であるか否か、あるいはモード切替スイッチ７５により補助暖房運転モードに設定されているか否かを判定する（ステップＳ５）。この判定結果がＮＯの場合には、通常のブロワ制御を行う。例えば目標吹出温度（ＴＡＯ）に対応したブロワ制御電圧に設定する（ステップＳ６）。その後に、図８のルーチンを抜ける。
【００４２】
また、ステップＳ５の判定結果がＹＥＳの場合には、補助暖房運転モードまたは通常の暖房運転モードの起動時であるか否かを判定する。すなわち、エンジンＥを始動してから所定時間（例えば１０分間）以内であるか否かを判定する（ステップＳ７）。この判定結果がＮＯの場合には、ステップＳ６の制御処理に進む。
また、ステップＳ７の判定結果がＹＥＳの場合には、冷却水温度センサ８５にて検出した冷却水温度（ＴＷ）が所定冷却水温度（例えば４０℃）ＴＷａ以上であるか否かを判定する（ステップＳ８）。この判定結果がＮＯの場合には、ブロワモータ１９をＯＦＦする（ステップＳ９）。その後に、図８のルーチンを抜ける。
【００４３】
また、ステップＳ８の判定結果がＹＥＳの場合には、暖房初期ブロワ制御を行う。すなわち、予め決められたブロワ遅動特性図（図示せず）に対応したブロワ制御電圧に設定する（ステップＳ１０）。その後に、図８のルーチンを抜ける。具体的には、補助暖房運転または通常の暖房運転を起動してから第１所定時間（例えば８秒間〜３０秒間）が経過するまでブロワモータ１９をＯＦＦし、第１所定時間が経過すると、風量モードがＬｏモードとなるようにブロワ制御電圧を制御する。そして、風量モードをＬｏモードにしてから第２所定時間（例えば２秒間〜３０秒間）が経過したら、風量モードがＨＩモードとなるようにＬｏモードより連続的または段階的にブロワ制御電圧を増大させる。
【００４４】
次に、本実施形態のエアコンＥＣＵ１０による空調モード制御を図１ないし図９に基づいて簡単に説明する。ここで、図９はエアコンＥＣＵ１０による吐出容量制御方法を示したフローチャートである。
【００４５】
イグニッションスイッチがＯＮされてエアコンＥＣＵ１０に直流電源が供給されると、図９のルーチンの実行が開始される。このとき、先ず、データ処理用メモリ（ＲＡＭ）の記憶内容等を初期化する（ステップＳ１１）。このステップＳ１１の処理は、エアコンＥＣＵ１０の起動時のみ行われる。
次に、各種データをデータ処理用メモリに読み込む。すなわち、図７に示した各種スイッチからのスイッチ信号および各種センサからのセンサ信号を入力する（冷却水温度検出手段、高圧圧力検出手段、エバ後温度検出手段：ステップＳ１２）。
【００４６】
次に、予めＲＯＭに記憶された下記の数１の式に基づいて、車室内へ吹き出す空気の目標吹出温度（ＴＡＯ）を算出する（目標吹出温度決定手段：ステップＳ１３）。
【数１】
ＴＡＯ＝Ｋｓｅｔ×Ｔｓｅｔ−ＫＲ×ＴＲ−ＫＡＭ×ＴＡＭ−ＫＳ×ＴＳ＋Ｃここで、Ｔｓｅｔは温度設定スイッチ７６にて設定した設定温度で、ＴＲは内気温度センサ８１にて検出した内気温度で、ＴＡＭは外気温度センサ８２にて検出した外気温度で、ＴＳは日射センサ８３にて検出した日射量である。また、Ｋｓｅｔ、ＫＲ、ＫＡＭ、ＫＳはゲインで、Ｃが補正用の定数である。
【００４７】
次に、補助暖房運転モードが選択されているか否かを判定する。具体的には、目標吹出温度（ＴＡＯ）が所定温度以上であるか否か、あるいはモード切替スイッチ７５により補助暖房運転モードに設定されているか否かを判定する（ステップＳ１４）。この判定結果がＮＯの場合には、電磁クラッチ８の電磁コイル４７をＯＮする（ステップＳ１５）。次に、第１電磁弁３３を開弁し、第２電磁弁３４を閉弁して、通常の冷凍サイクル回路３１にて冷凍サイクル５を運転する（ステップＳ１６）。
【００４８】
次に、目標吹出温度（ＴＡＯ）に基づいて、冷房熱負荷または暖房熱負荷を判定し、この冷房熱負荷または暖房熱負荷から目標エバ後温度（ＴＥＯ）を決定する。具体的には、目標吹出温度（ＴＡＯ）が高くなる程、目標エバ後温度（ＴＥＯ）が高くなるように算出する（ステップＳ１７）。
次に、エバ後温度センサ８４にて検出した実際のエバ後温度（ＴＥ）が、目標エバ後温度（ＴＥＯ）に等しくなるように冷媒圧縮機７の容量制御を行う。具体的には、電磁式容量制御弁９の電磁コイル６９への制御電流を制御する（ステップＳ１８）。その後に、図９のルーチンを抜ける。
【００４９】
ステップＳ１４の判定結果がＹＥＳの場合には、電磁クラッチ８の電磁コイル４７をＯＮする（ステップＳ１９）。なお、このとき、エアミックスドア２４は最大暖房運転位置（ＭＡＸ・ＨＯＴ位置）に制御する。次に、冷媒圧縮機７が起動した時であるか否かを判定する。具体的には、冷媒圧縮機７が起動してから所定時間（例えば１０秒間〜１０分間）以内であるか否かを判定する（ステップＳ２０）。この判定結果がＮＯの場合には、第１電磁弁３３を閉弁し、第２電磁弁３４を開弁して、ホットガスヒータ回路３２にて冷凍サイクル５を運転する（ステップＳ２１）。その後に、ステップＳ１７の制御処理に進む。
【００５０】
なお、ステップＳ２１とステップＳ２０との間に、冷却水温度センサ８５にて検出した冷却水温度（ＴＷ）が所定冷却水温度（例えば７５℃）ＴＷｂ以上であるか否かを判定する判定を入れて、この判定結果がＮＯの場合には、ステップＳ２１の制御処理を行い、その判定結果がＹＥＳの場合には、冷媒圧縮機７を停止し温水ヒータ４とエアミックスドア２４のドア開度制御とによる吹出温度コントロールを行うようにしても良い。
【００５１】
また、内気温度センサ８１にて検出した内気温度（ＴＲ）または外気温度センサ８２にて検出した外気温度（ＴＡＭ）が所定温度（例えば０℃）Ｔｂ以下であるか否かを判定する（ステップＳ２２）。この判定結果がＮＯの場合には、ステップＳ２１の制御処理に進む。
また、ステップＳ２２の判定結果がＹＥＳの場合には、冷媒圧力センサ８６にて検出した冷凍サイクル５の高圧圧力（冷媒圧縮機７の吐出圧力：Ｐｄ）が所定圧力（例えば２ｋｇ／ｃｍ2 Ｇ）Ｐｄａ以上に増加しているか否かを判定する（ステップＳ２３）。この判定結果がＹＥＳの場合には、ステップＳ２１の制御処理に進む。
【００５２】
また、ステップＳ２３の判定結果がＮＯの場合には、冷媒圧縮機７を起動してから所定時間（例えば１０秒間）Ｔａが経過しているか否かを判定する（ステップＳ２４）。この判定結果がＹＥＳの場合には、ステップＳ２１の制御処理に進む。
また、ステップＳ２４の判定結果がＮＯの場合には、第１電磁弁３３および第２電磁弁３４を閉弁する（ステップＳ２５）。その後に、ステップＳ１７の制御処理に進む。
なお、図８のフローチャートおよび図９のフローチャートの各制御処理は、他のエアミックス制御（吹出温度コントロール）、吸込口制御および吹出口制御と合わせて交互に繰り返して実行される。
【００５３】
〔第１実施形態の作用〕
次に、本実施形態の車両用空調装置１の作用を図１ないし図１０に基づいて簡単に説明する。ここで、図４および図５は電磁式容量制御弁の作動状態および冷媒圧縮機の作動状態を示した図である。なお、図４および図５では、電磁式容量制御弁の各部の配置状態は図示の簡略化のために図３とは異なっている。
【００５４】
図４は冷媒圧縮機７の吐出口より吐出される吐出容量が大きくなっている状態を示しており、冷房熱負荷の増大により吸入圧力（Ｐｓ）がベローズ６７の内部圧力Ｐｂより上昇すると、ベローズ６７が収縮するので、ロッド６８、７３が図４（ａ）において矢印▲１▼方向へ移動し、これにより、弁体６４が同方向へ変位して可変絞り６５の開度を減少させる。したがって、吐出圧力室６１と制御圧力室６３との間の圧力損失が増大して、制御圧力室６３内の制御圧力（Ｐｃ）が低下する。
【００５５】
この制御圧力（Ｐｃ）の低下によりクランク室５３の圧力が低下して、ピストン５２の背圧が低下するので、図４（ｂ）の矢印▲２▼に示すように、斜板５１が傾いて、斜板５１の傾斜角度（θ）が増大する。その結果、ピストン５２のストロークが増大して冷媒圧縮機７の吐出口より吐出される吐出容量が増大する。これにより、冷凍サイクル５中を循環する冷媒流量が増加して、エバポレータ６内に流入する冷媒流量が増え、エバポレータ６の冷房能力が増大するので、吸入圧力（Ｐｓ）が次第に低下する。
【００５６】
そして、吸入圧力（Ｐｓ）が逆にベローズ６７の内部圧力（Ｐｂ）よりも低下すると、ベローズ６７が伸長するので、ロッド６８、７３が図５（ａ）において矢印▲３▼方向へ移動し、これにより、弁体６４が同方向へ変位して可変絞り６５の開度を増加させる。したがって、吐出圧力室６１と制御圧力室６３との間の圧力損失が減少して、制御圧力室６３内の制御圧力（Ｐｃ）が上昇する。
【００５７】
この制御圧力（Ｐｃ）の上昇によりクランク室５３の圧力が上昇すると、図５（ｂ）の矢印▲４▼に示すように、斜板５１が立って、斜板５１の傾斜角度（θ）が減少するので、ピストン５２のストロークが減少して冷媒圧縮機７の吐出口より吐出される吐出容量が減少する。これにより、冷凍サイクル５中を循環する冷媒流量が減少して、エバポレータ６内に流入する冷媒流量が減り、エバポレータ６の冷房能力が減少するので、吸入圧力（Ｐｓ）が次第に上昇する。
【００５８】
このように、吸入圧力（Ｐｓ）の変化に対応してベローズ６７が伸縮することにより、制御圧力（Ｐｃ）を調整して冷媒圧縮機７の吐出口より吐出される吐出容量を可変制御するものにおいて、電磁機構部は、ベローズ６７の内部圧力（Ｐｂ）による吸入圧力（Ｐｓ）の設定値を可変するものである。電磁コイル６９の電磁力の方向は、ベローズ６７が伸長する方向であり、したがって、電磁コイル６９の電磁力は弁体６４に対して可変絞り６５の開度を増加させる方向に作用する。
【００５９】
一方、電磁コイル６９の電磁力は、電磁コイル６９に流れる制御電流（Ｉｎ）に比例するので、この制御電流（Ｉｎ）が増加するにつれて、可変絞り６５の開度を増加させて、制御圧力（Ｐｃ）を増大させ、冷媒圧縮機７の吐出口より吐出される吐出容量を減少させる。したがって、図６に示したように、制御電流（Ｉｎ）の増加とともに吸入圧力（Ｐｓ）の設定値が上昇することになる。
【００６０】
ここで、温水ヒータ４の暖房能力を補助するために、冷凍サイクル５をホットガスヒータ回路３２に切り替えて使用する場合には、電磁コイル６９に流す制御電流値を０（Ａ）に設定し、吸入圧力（Ｐｓ）の設定値を例えば−１ｋｇ／ｃｍ2 Ｇとすることで、電磁式容量制御弁９を図４（ａ）の作動状態にして使うようにしている。
【００６１】
しかし、このように制御圧力（Ｐｃ）を最も下がるように制御しても、ホットガスヒータ回路３２を使うような外気温度が例えば−１０℃以下の極寒領域では、図１０のタイムチャートに破線で示したように、冷媒の飽和圧力が１ｋｇ／ｃｍ2 Ｇ以下となり、冷媒圧縮機７の吐出口より吐出される吐出容量を大きくする要因である（冷凍サイクル５の高圧圧力と低圧圧力との）高低圧差がとれないため、いつまでたっても吐出容量が大きくならない状態となる。
【００６２】
このため、本実施形態のように、ヒートモードの立ち上がり時に、車室内への冷風の吹き出しを防止する目的で、エンジンＥの冷却水温度（ＴＷ）が所定温度（例えば４０℃）Ｔａ以上に上昇するまで、ブロワモータ１９をＯＦＦしておく水温遅動制御を行う車両用空調装置の場合に、排熱量の少ないエンジンを搭載した際に、外気温度（ＴＡＭ）が−３０℃以下の極寒領域では冷却水温度（ＴＷ）が所定温度（例えば４０℃）ＴＷａ以上に上昇せず、いつまでたっても遠心式ファン２０が回らず、車室内の暖房ができなくなってしまう。
【００６３】
そこで、温水式暖房装置の温水ヒータ４の暖房能力を補助する補助暖房運転モードの起動時、すなわち、ホットガスヒータ回路３２にて冷凍サイクル５を運転する際の冷媒圧縮機７の起動時に、第１、第２電磁弁３３、３４を両方とも閉弁し、冷凍サイクル５の高圧圧力、つまり冷媒圧縮機７の吐出口の吐出圧力（Ｐｄ）を２ｋｇ／ｃｍ2 Ｇ以上に上げ易くすることにより、冷媒圧縮機７の吐出容量を大きくする。その後に、第２電磁弁３４を開弁してホットガスヒータ回路３２を構成する。その冷媒圧縮機７の吐出圧力（Ｐｄ）および吸入圧力（Ｐｓ）の変化状況を、図１０のタイムチャートに実線で示した。
【００６４】
したがって、第２電磁弁３４を開弁したままでは、吐出圧力（Ｐｄ）と吸入圧力（Ｐｓ）との高低圧差がなく、吐出容量が最小のままであるが、冷媒圧縮機７を起動した際に第２電磁弁３４を所定条件を満足するまで一旦閉じておくことで、吐出圧力（Ｐｄ）が急上昇することで冷媒圧縮機７の吐出容量が大きくなることが分かる。
【００６５】
ここで、温水式暖房装置の温水ヒータ４の暖房能力を補助する補助暖房運転モードの起動時、すなわち、ホットガスヒータ回路３２にて冷凍サイクル５を運転する際の冷媒圧縮機７の起動時に、第２電磁弁３４を閉弁しておく条件（所定条件）としては、例えば冷媒圧力センサ８６にて検出する冷凍サイクル５の高圧圧力（吐出圧力）が２ｋｇ／ｃｍ2 Ｇよりも低下している場合、あるいはエバポレータ６に吸い込まれる空気の吸込温度（エバ吸込温度）が０℃以下の場合等である。なお、エバ吸込温度が０℃以下とは、吸込口モードが内気循環モードの時、内気温度センサ８１にて検出した内気温度（ＴＲ）が０℃以下の場合であり、吸込口モードが外気導入モードの時、外気温度センサ８２にて検出した外気温度（ＴＡＭ）が０℃以下の場合である。
【００６６】
また、補助暖房運転モードの起動後、すなわち、ホットガスヒータ回路３２にて冷凍サイクル５を運転する際の冷媒圧縮機７の起動後に第２電磁弁３４を開弁する条件（所定条件）は、例えば冷凍サイクル５の高圧圧力が２ｋｇ／ｃｍ2 Ｇ以上に上昇した場合、あるいは冷媒圧縮機７の起動後１０秒間程度経過した後の場合等である。
【００６７】
〔第１実施形態の効果〕
以上のように、本実施形態の空調ユニット１は、補助暖房運転モードの起動時に、仮に外気温度（ＴＡＭ）が０℃以下（特には−２０℃以下）であっても、冷媒圧縮機７を起動してから所定条件を満足するまで第２電磁弁３４を閉弁することにより、冷媒圧縮機７の吐出圧力（Ｐｄ）を高くすることができるので、冷凍サイクル５の高低圧差を大きくとることができる。
【００６８】
それによって、本実施形態のような外部可変容量型のコンプレッサを冷凍サイクル５に組み込んだ場合でも、冷媒圧縮機７の吐出容量を大きくすることができるので、エバポレータ６に充分な流量の冷媒を流入させることができる。これにより、仮に外気温度（ＴＡＭ）が０℃以下であっても、エバポレータ６の暖房能力を向上できるので、本実施形態の冷凍サイクル５では、温水ヒータ４の暖房能力を補助する補助暖房性能を充分発揮することができる。
【００６９】
そして、本実施形態の空調ユニット１は、補助暖房運転モードの起動時に、エンジンＥの始動直後にエバポレータ６での放熱温度を上昇させることができるので、空調ダクト２内においてエバポレータ６の近傍に設置された温水ヒータ４の表面温度が上昇し、温水ヒータ４内を還流する冷却水の温度の立ち上がりが早くなる。また、補助暖房運転モード時に電磁クラッチ８を介してエンジンＥにより冷媒圧縮機７をベルト駆動しているので、冷媒圧縮機７がエンジンＥの駆動負荷を増加させることになる。それによって、エンジンの排熱量が大きくなるので、冷却水循環回路２２中を還流する冷却水の温度が素早く立ち上がる。
それらにより、冷却水の温度が所定温度（例えば４０℃）Ｔａ以上に素早く上昇するので、ブロワ遅動制御を行う場合でも、遠心式ファン２０がすぐに回りだし、車室内を迅速に暖房することができる。
【００７０】
〔第２実施形態〕
図１１ないし図１３は本発明の第２実施形態を示したもので、図１１は車両用空調装置の冷凍サイクルを示した図で、図１２は冷凍サイクルに組み込まれる可変絞り弁を示した図で、図１３は冷凍サイクルの高圧圧力に対する可変絞り弁の開度を示したグラフである。
【００７１】
本実施形態の冷凍サイクル５には、第１実施形態の固定絞り３９を、可変絞り弁２７に変更している。この可変絞り弁２７は、本発明の冷媒通路絞り手段に相当するもので、第２電磁弁３４からエバポレータ６へ冷媒を導く冷媒通路に連通する連通路９０の途中に絞り孔９１が形成された弁ハウジング９２と、この弁ハウジング９２内に往復変位可能に配設されたボール形状の弁体９３と、この弁体９３を作動棒９４およびストッパ９５を介して駆動するダイヤフラム９６と、調節ねじ９７により弁体９３の開弁圧力が調節される調節スプリング９８とから構成されている。
【００７２】
上記のうち、弁体９３は、絞り孔９１の開度を調節するもので、図示下部に調節スプリング９８が当接するバネ座９９を設けている。ダイヤフラム９６は、本発明の弁体駆動手段に相当するもので、ハウジング１００内に収容されている。そして、ダイヤフラム９６とダウジング１００とで囲まれた圧力室１０１内には、冷凍サイクル５の高圧圧力が作用する。
【００７３】
本実施形態の可変絞り弁２７は、上記の構成によって、圧力室１０１内に冷凍サイクル５の高圧圧力が導かれており、図１３のグラフに示したように、高圧圧力が２ｋｇ／ｃｍ2 Ｇ以下で全閉し、高圧圧力の上昇と共に弁開度が大きくなる弁特性とすることで、補助暖房運転モードの起動時に、仮に外気温度（ＴＡＭ）が−２０℃以下であっても、冷媒圧縮機７の吐出容量を増大させることができる。
【００７４】
〔第３実施形態〕
図１４は本発明の第３実施形態を示したもので、冷凍サイクルに組み込まれる差圧弁を示した図である。
【００７５】
本実施形態では、第１実施形態のホットガスヒータ回路３２において冷媒圧縮機７の吐出口から固定絞り３９の入口までの冷媒通路の途中に、差圧弁２８を設置している。この差圧弁２８は、バルブボディー１０２と、このバルブボディー１０２内を往復変位可能に配設されたバルブ１０３と、調節ねじ１０４によりバルブ１０３の開弁圧力が調節される調節スプリング１０５とから構成されている。なお、バルブ１０３の外周面と絞り孔１０６の内周面との間には、冷媒通路１０７が形成されている。また、バルブ１０３には、鉤状のストッパ１０８が形成されている。そして、バルブ１０３の外周には、Ｏリング１０９が装着されている。
【００７６】
本実施形態の差圧弁２８は、冷媒圧縮機７の吐出口から固定絞り３９の入口までの冷媒通路の途中に設置することで、補助暖房運転モードの起動時は絞り孔１０６を全閉し、冷媒圧縮機７の吐出容量を増大させ、バルブ１０３の前後差圧が大きくなった際、つまりバルブ１０３の開弁圧力（例えば２ｋｇ／ｃｍ2 Ｇ）よりも高圧圧力が上昇した際に、バルブ１０３が開き、冷凍サイクル５にホットガスヒータ回路３２を形成する。
【００７７】
〔他の実施形態〕
本実施形態では、本発明を、ディーゼルエンジン（エンジンＥ）を搭載した車両の車室内を冷暖房する空調ユニット１を備えた車両用空調装置に適用した例を示したが、本発明を、走行用モータと走行用エンジンとを搭載したハイブリッド自動車の車室内を冷暖房する空調ユニットを備えた車両用空調装置に適用しても良い。また、直接噴射式のガソリンエンジン等の高効率で排熱量の少ない各種エンジンを搭載した車両の車室内を冷暖房する空調ユニット１を備えた車両用空調装置に適用しても良い。
【００７８】
本実施形態では、空調ダクト２内に温水ヒータ４とエバポレータ６とを収容した空調ユニット１の例を示したが、空調ダクト２内にエバポレータ６のみを収容した空調ユニットを適用しても良い。また、本実施形態では、エアミックス温度コントロール方式の空調ユニット１を示したが、リヒート式温度コントロール方式の空調ユニットを適用しても良い。
【００７９】
本実施形態では、外部可変容量型のコンプレッサを、冷媒圧縮機７、電磁クラッチ８および電磁式容量制御弁９等から構成したが、外部可変容量型のコンプレッサを、電磁クラッチ８等のクラッチ手段を設けることなく、冷媒圧縮機７および電磁式容量制御弁９等から構成しても良い。この場合には、内燃機関により冷媒圧縮機７を直接駆動させるようにする。
【００８０】
本実施形態では、補助暖房運転モードの起動時に、冷媒圧縮機７を起動してから所定条件を満足するまでホットガスヒータ回路３２を全閉し、その所定条件を満足したらホットガスヒータ回路３２を形成するように各種弁装置を開弁するようにしているが、補助暖房運転モードの起動時に、冷媒圧縮機７を起動してから所定条件を満足するまでホットガスヒータ回路３２を構成する冷媒通路の通路断面積を通常の運転時よりも絞る（全閉しない）ようにしても良い。
【００８１】
本実施形態では、冷媒圧縮機７の吸入口に吸入される冷媒の吸入圧力が高くなると、冷媒圧縮機７の吐出口より吐出される冷媒の吐出容量を大きくする電磁式容量制御弁９を備えた外部可変容量型のコンプレッサを使用した例を示したが、冷媒圧縮機の吸入口に吸入される冷媒の吸入圧力が高くなると、冷媒圧縮機の吐出口より吐出される冷媒の吐出容量を小さくする吐出容量可変手段を備えた可変容量型のコンプレッサを使用しても良い。また、冷媒圧縮機の吐出口より吐出される冷媒の吐出圧力が高くなると、冷媒圧縮機の吐出口より吐出される冷媒の吐出容量を小さくする吐出容量可変手段を備えた可変容量型のコンプレッサを使用しても良い。
【図面の簡単な説明】
【図１】車両用空調装置の空調ユニットを示した概略図である（第１実施形態）。
【図２】車両用空調装置の冷凍サイクルを示した構成図である（第１実施形態）。
【図３】外部可変容量型のコンプレッサを示した断面図である（第１実施形態）。
【図４】（ａ）は電磁式容量制御弁の作動状態を示した説明図で、（ｂ）は冷媒圧縮機の作動状態を示した説明図である（第１実施形態）。
【図５】（ａ）は電磁式容量制御弁の作動状態を示した説明図で、（ｂ）は冷媒圧縮機の作動状態を示した説明図である（第１実施形態）。
【図６】電磁式容量制御弁への制御電流と吸入圧力の設定値との関係を示したグラフである（第１実施形態）。
【図７】車両用空調装置の制御系を示したブロック図である（第１実施形態）。
【図８】エアコンＥＣＵによるブロワ遅動制御方法を示したフローチャートである（第１実施形態）。
【図９】エアコンＥＣＵによる吐出容量制御方法を示したフローチャートである（第１実施形態）。
【図１０】冷媒圧縮機の吸入圧力および吐出圧力を示したタイムチャートである（第１実施形態）。
【図１１】車両用空調装置の冷凍サイクルを示した構成図である（第２実施形態）。
【図１２】可変絞り弁を示した断面図である（第２実施形態）。
【図１３】冷凍サイクルの高圧圧力に対する可変絞り弁の開度を示したグラフである（第２実施形態）。
【図１４】差圧弁を示した断面図である（第３実施形態）。
【符号の説明】
１ 空調ユニット
２ 空調ダクト
３ 遠心式送風機
４ 温水ヒータ（第２加熱用熱交換器）
５ 冷凍サイクル
６ エバポレータ（冷媒蒸発器、第１加熱用熱交換器）
７ 冷媒圧縮機
８ 電磁クラッチ
９ 電磁式容量制御弁（吐出容量可変手段）
１０ エアコンＥＣＵ（空調制御装置）
２７ 可変絞り弁（冷媒通路絞り手段）
２８ 差圧弁（冷媒通路絞り手段）
３１ 通常の冷凍サイクル回路（第１冷媒循環回路）
３２ ホットガスヒータ回路（冷媒循環回路、第２冷媒循環回路）
３３ 第１電磁弁（循環回路切替手段）
３４ 第２電磁弁（冷媒通路絞り手段、開閉弁、循環回路切替手段）
３５ コンデンサ（冷媒凝縮器）
３７ 膨張弁（第１減圧装置）
３９ 固定絞り（第２減圧装置）
５７ 吸入口
８５ 冷却水温度センサ（冷却水温度検出手段）
８６ 冷媒圧力センサ（高圧圧力検出手段）
９１ 絞り孔
９３ 弁体
９６ ダイヤフラム（弁体駆動手段）[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a refrigeration cycle for heating a room, and in particular, high-temperature and high-pressure gas refrigerant discharged from a refrigerant compressor is led to a refrigerant evaporator, and the air flowing in the air conditioning duct is heated by the refrigerant evaporator. The present invention relates to a vehicle air conditioner equipped with a refrigeration cycle that heats the passenger compartment.
[0002]
[Prior art]
2. Description of the Related Art Conventionally, as a heating device for a vehicle, a hot water heating device that heats the air flowing in the air conditioning duct by heating the cooling water for cooling the engine to the hot water heater in the air conditioning duct and heats the air flowing in the air conditioning duct with the hot water heater. Is common. However, such a hot water heating apparatus has a remarkable heating capacity when the engine is started and the hot water heating apparatus is started when the outside air temperature is low and the cooling water temperature is low, that is, when the hot water heating apparatus starts up. There is a problem of shortage.
[0003]
In order to solve the above problems, for example, in Japanese Patent Application Laid-Open No. 5-223357, the high-temperature and high-pressure gas refrigerant (hot gas) discharged from the discharge port of the compressor of the refrigeration cycle is evaporated through the decompression device. A vehicle air conditioner equipped with a refrigeration cycle (auxiliary heating device) that assists the heating capacity of the hot water heater by heating the air flowing through the air conditioning duct with the refrigerant evaporator is proposed. ing.
[0004]
Further, in order to perform capacity control and pressure control without frequently turning the compressor on and off, it is conceivable to incorporate a variable displacement compressor into the above-described refrigeration cycle (conventional technology).
[0005]
[Problems to be solved by the invention]
However, in the conventional technology, the variable displacement compressor is configured such that the lower the suction pressure sucked from the suction port, the smaller the discharge capacity discharged from the discharge port. If the heating heat load is large at the start of the heating operation, that is, if the suction temperature of the air sucked into the evaporator is below a predetermined temperature (for example, 0 ° C.), this is a factor that increases the discharge capacity of the compressor. Since the difference between the high pressure and the low pressure in the refrigeration cycle is not so great, the discharge capacity of the compressor does not increase indefinitely.
Thereby, since the flow volume of the high temperature refrigerant | coolant which flows in in an evaporator is small, the problem that the auxiliary | assistant heating performance which assists the heating capability of a hot water heater cannot fully be exhibited arises.
[0006]
Further, conventionally, at the time of starting the heating operation, for the purpose of preventing the blowing of cold air from the outlet, the control is made to stop the blower until the temperature of the cooling water for cooling the engine rises to, for example, 40 ° C. or more. (Blower water temperature delay control) is performed. In the case of such a vehicle air conditioner, in a vehicle equipped with an engine with a small amount of exhaust heat, the temperature of the cooling water does not rise to, for example, 40 ° C. or more during an extremely cold outside air temperature of −30 ° C. or less. Does not move and the vehicle interior cannot be heated.
[0007]
OBJECT OF THE INVENTION
An object of the present invention is to reduce the discharge pressure of the refrigerant compressor by reducing the cross-sectional area of the refrigerant passage from the discharge port of the refrigerant compressor to the inlet of the refrigerant evaporator at the start of the heating operation for operating the refrigerant circulation circuit. An object of the present invention is to provide a refrigeration cycle that can be increased to increase the discharge capacity discharged from the refrigerant compressor. Further, the present invention provides a vehicle air conditioner capable of heating a passenger compartment by quickly raising the temperature of cooling water to a predetermined value or more even in extreme cold.
[0008]
[Means for Solving the Problems]
Claims 1 to 3 According to the invention described in The refrigerant passage restricting means is provided in the refrigerant passage constituting the second refrigerant circulation circuit from between the outlet of the refrigerant compressor and the inlet of the refrigerant condenser to between the outlet of the expansion valve and the inlet of the refrigerant evaporator. is set up. And second At the start of heating operation that operates the refrigerant circuit, In the second refrigerant circulation circuit By reducing the passage cross-sectional area of the refrigerant passage from the outlet of the refrigerant compressor to the inlet of the refrigerant evaporator by the refrigerant passage restricting means, the discharge pressure of the refrigerant discharged from the outlet of the refrigerant compressor can be increased. Therefore, a large difference between the high pressure and the low pressure of the refrigeration cycle can be taken. In addition, after starting the refrigerant compressor, Configure the second refrigerant circulation circuit By opening the refrigerant passage by the refrigerant passage constricting means, the high-temperature and high-pressure gas refrigerant (hot gas) discharged from the discharge port of the refrigerant compressor is led to the refrigerant evaporator, and the air is turned into hot gas in the refrigerant evaporator. Heated by. As a result, even when a variable capacity compressor is incorporated in the refrigeration cycle, the discharge capacity of the refrigerant discharged from the discharge port of the refrigerant compressor can be increased, so that a sufficient amount of refrigerant flows into the refrigerant evaporator. The heating performance can be sufficiently exhibited.
[0009]
Claim 4 , Claims 8 and Claim 9 According to the invention described in The refrigerant passage restricting means is provided in the refrigerant passage constituting the second refrigerant circulation circuit from between the outlet of the refrigerant compressor and the inlet of the refrigerant condenser to between the outlet of the expansion valve and the inlet of the refrigerant evaporator. is set up. Alternatively, the second electromagnetic valve (34) is connected to the first pressure reducing device (37) from between the outlet of the refrigerant compressor (7) and the inlet of the refrigerant condenser (35) in the second refrigerant circulation circuit (32). It is installed in the middle of the refrigerant passage constituting the second refrigerant circulation circuit (32) between the outlet and the inlet of the refrigerant evaporator (6). And second From the start of the refrigerant compressor until the specified condition is satisfied at the start of heating operation that operates the refrigerant circuit Second Refrigerant circulation circuit Refrigerant passage Is closed. Alternatively, when the heating operation for operating the second refrigerant circulation circuit (32) is started, refrigerant compression is performed by reducing the passage cross-sectional area of the refrigerant passage constituting the second refrigerant circulation circuit (32) by the second electromagnetic valve (34). Since the discharge pressure of the refrigerant discharged from the discharge port of the machine can be increased, a high / low pressure difference between the high pressure and low pressure of the refrigeration cycle can be increased. In addition, when a predetermined condition is satisfied after starting the refrigerant compressor The refrigerant passage constituting the second refrigerant circulation circuit Open the valve. Alternatively, by opening the second solenoid valve (34) after the high-pressure pressure has risen above a predetermined pressure as a predetermined condition after starting the refrigerant compressor, or after the time as the predetermined condition has elapsed after starting the refrigerant compressor, High-temperature and high-pressure gas refrigerant (hot gas) discharged from the discharge port of the refrigerant compressor is led to the refrigerant evaporator, and air is heated by the hot gas in the refrigerant evaporator. Thereby, the same effect as that of the first aspect of the invention can be achieved.
[0010]
Claim 5 And claim 1 0 According to the invention described in The refrigerant passage restricting means is provided in the refrigerant passage constituting the second refrigerant circulation circuit from between the outlet of the refrigerant compressor and the inlet of the refrigerant condenser to between the outlet of the expansion valve and the inlet of the refrigerant evaporator. is set up. Alternatively, the variable throttle valve (27) is provided between the outlet of the refrigerant compressor (7) and the inlet of the refrigerant condenser (35) in the second refrigerant circulation circuit (32) to the outlet of the first pressure reducing device (37). And a refrigerant passage constituting the second refrigerant circulation circuit (32) up to the inlet of the refrigerant evaporator (6). And second If the discharge pressure of the refrigerant discharged from the discharge port of the refrigerant compressor is low at the start of the heating operation that operates the refrigerant circulation circuit, the opening of the throttle hole is throttled by the valve body of the variable throttle valve. Alternatively, at the start of the heating operation for operating the second refrigerant circulation circuit (32), the refrigerant throttle compressor (27) restricts the passage cross-sectional area of the refrigerant passage constituting the second refrigerant circulation circuit (32) by the variable compressor (27). Since the discharge pressure of the refrigerant discharged from the discharge port can be increased, the difference between the high pressure and the low pressure between the high pressure and low pressure in the refrigeration cycle can be increased. Moreover, the opening degree of the variable throttle valve increases as the discharge pressure of the refrigerant compressor increases. Alternatively, by opening the variable throttle valve after starting the refrigerant compressor, the high-temperature and high-pressure gas refrigerant (hot gas) discharged from the discharge port of the refrigerant compressor is led to the refrigerant evaporator, and the air is Is heated by hot gas. Thereby, the same effect as that of the first aspect of the invention can be achieved.
[0011]
Claim 6 , Claim 1 1 And claim 1 2 According to the invention described in The refrigerant passage restricting means is provided in the refrigerant passage constituting the second refrigerant circulation circuit from between the outlet of the refrigerant compressor and the inlet of the refrigerant condenser to between the outlet of the expansion valve and the inlet of the refrigerant evaporator. is set up. Alternatively, the differential pressure valve (28) is connected between the outlet of the refrigerant compressor (7) and the inlet of the refrigerant condenser (35) in the second refrigerant circulation circuit (32) and the outlet of the first pressure reducing device (37). It is installed in the refrigerant passage constituting the second refrigerant circulation circuit (32) up to the inlet of the refrigerant evaporator (6). And second At the start of the heating operation for operating the refrigerant circulation circuit, the differential pressure valve is closed until the discharge pressure of the refrigerant discharged from the discharge port of the refrigerant compressor rises to a predetermined value or more. Alternatively, when the heating operation for operating the second refrigerant circulation circuit (32) is started, the differential pressure valve (28) is used to reduce the passage cross-sectional area of the refrigerant passage constituting the second refrigerant circulation circuit (32), thereby discharging from the refrigerant compressor. Since the discharge pressure of the refrigerant to be increased can be increased, the difference between the high and low pressures of the high pressure and low pressure in the refrigeration cycle can be increased. Further, the differential pressure valve is opened when the discharge pressure of the refrigerant compressor rises above a predetermined value. Alternatively, by opening the differential pressure valve after starting the refrigerant compressor, the high-temperature and high-pressure gas refrigerant (hot gas) discharged from the discharge port of the refrigerant compressor is led to the refrigerant evaporator, and the air is Heated by hot gas. Thereby, the same effect as that of the first aspect of the invention can be achieved.
[0012]
Claim 7 Since the discharge pressure of the refrigerant discharged from the discharge port of the refrigerant compressor can be increased, the auxiliary heating performance that assists the heating capability of the hot water heater can be sufficiently exhibited. At this time, the temperature of the hot water heater rises as the temperature of the refrigerant evaporator rises. Also, Second The refrigerant compressor that operates the refrigerant circulation circuit increases the driving load of the internal combustion engine, thereby increasing the amount of exhaust heat of the internal combustion engine. Therefore, since the temperature of the cooling water rises quickly, the temperature of the cooling water rises to a predetermined value or more, the blower moves, and the vehicle interior can be heated.
[0013]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
[Configuration of First Embodiment]
1 to 10 show a first embodiment of the present invention. FIG. 1 shows an air conditioning unit of a vehicle air conditioner. FIG. 2 shows a refrigeration cycle of the vehicle air conditioner. is there.
[0014]
The vehicle air conditioner according to this embodiment includes air conditioning units (air conditioner units) 1 for air conditioning a vehicle interior of a vehicle equipped with a diesel engine (hereinafter referred to as an engine) that is an internal combustion engine that is a main heat source for heating. An auto air conditioner for a vehicle configured to control an actuator) by an air conditioning control device (hereinafter referred to as an air conditioner ECU) 10.
[0015]
The air conditioning unit 1 includes an air conditioning duct 2 that forms a ventilation path that guides conditioned air into the vehicle interior. An air intake port 11, an indoor air intake port 12, and an internal / external air switching door 13 are provided on the most upstream side of the air conditioning duct 2, and a centrifugal blower 3 is provided on the downstream side of the air. Further, a defroster air outlet 14, a face air outlet 15, a foot air outlet 16, and two air outlet switching doors 17 and 18 are provided on the most air downstream side of the air conditioning duct 2.
[0016]
The inside / outside air switching door 13 and the two outlet switching doors 17, 18 are driven by actuators 13a, 17a, 18a (see FIG. 7) such as servo motors, for example. The centrifugal blower 3 includes a scroll casing integrally provided in the air conditioning duct 2, a blower motor 19 controlled by a blower drive circuit 19 a (see FIG. 7), and a centrifugal fan 20 that is rotationally driven by the blower motor 19. It is composed of
[0017]
Next, a hot water heater 4 that reheats the air that has passed through the evaporator 6 to be described later is installed on the upstream side of the air outlet switching doors 17 and 18 so as to block a part of the ventilation path in the air conditioning duct 2. Has been. The hot water heater 4 is installed in the middle of a cooling water circulation circuit 22 where a circulating flow of cooling water is generated by a water pump 21 driven by the engine E. When the hot water valve 23 installed in the cooling water circulation circuit 22 is opened, the hot water heater 4 recirculates cooling water that has absorbed the exhaust heat of the engine E, and uses this cooling water as a heating heat source. It is a heat exchanger for heating.
[0018]
Here, the engine E, the hot water heater 4, the cooling water circulation circuit 22, and the hot water valve 23 constitute a hot water heating device (main heating device). The hot water heater 4 is provided with an air mix door 24 that adjusts the amount of air that passes through the hot water heater 4 and the amount of air that bypasses the hot water heater 4. The air mix door 24 is driven by an actuator 24a (see FIG. 7) such as a servo motor.
[0019]
Next, an evaporator 6 constituting one component of the refrigeration cycle 5 mounted on the vehicle is installed between the centrifugal blower 3 and the hot water heater 4 so as to block the entire ventilation path in the air conditioning duct 2. . The refrigeration cycle 5 includes a first refrigerant circulation circuit (hereinafter referred to as a normal refrigeration cycle circuit) 31, a second refrigerant circulation circuit (hereinafter referred to as a hot gas heater circuit) 32, a normal refrigeration cycle circuit 31 and a hot gas heater. First and second electromagnetic on-off valves (hereinafter referred to as first and second electromagnetic valves) 33 and 34 for switching between the circuit 32 and the circuit 32 are provided.
[0020]
In the normal refrigeration cycle circuit 31, the high-temperature and high-pressure gas refrigerant discharged from the discharge port of the refrigerant compressor 7 is converted into the first electromagnetic valve 33 → the condenser (refrigerant condenser) 35 → the receiver (gas-liquid separator) 36 → In a refrigerant circuit (normal refrigeration cycle) in which a check valve 36a → expansion valve (first decompression device) 37 → evaporator 6 → accumulator (gas-liquid separator) 38 is flowed back into the refrigerant compressor 7 is there.
In addition, the hot gas heater circuit 32 causes the high-temperature and high-pressure gas refrigerant (hot gas) discharged from the discharge port of the refrigerant compressor 7 to pass through the second electromagnetic valve 34 → the fixed throttle (second decompression device) 39 → the evaporator 6 → This is a refrigerant circuit (hot gas bypass cycle) in which the accumulator 38 is caused to flow back into the refrigerant compressor 7.
[0021]
The first solenoid valve 33 is a discharge port of the refrigerant compressor 7 in the normal refrigeration cycle circuit 31. From Capacitor 35 inlet For up to It is installed in the middle of the refrigerant passage. The second electromagnetic valve 34 corresponds to the refrigerant passage throttle means of the present invention, and is installed in the hot gas heater circuit 32 in the middle of the refrigerant passage from the outlet of the refrigerant compressor 7 to the inlet of the fixed throttle 39. When the first electromagnetic valve 33 is opened and the second electromagnetic valve 34 is closed, the refrigerant recirculates in the normal refrigeration cycle circuit 31. Further, when the first electromagnetic valve 33 is closed and the second electromagnetic valve 34 is opened, the refrigerant flows back through the hot gas heater circuit 32. The first and second electromagnetic valves 33 and 34 constitute circulation circuit switching means. Reference numeral 25 denotes a cooling fan that is rotationally driven by a drive motor 26 and forcibly blows outdoor air (outside air) to the condenser 35.
[0022]
The evaporator 6 corresponds to the refrigerant evaporator of the present invention, and when the refrigerant flows through the refrigeration cycle circuit 31, the low-temperature gas-liquid two-phase refrigerant flowing from the expansion valve 37 is evaporated to cool the passing air. Works as a heat exchanger for cooling. In addition, the evaporator 6 is a first heating heat exchanger (auxiliary heating device, auxiliary heat source) that heats the air passing through the high-temperature gas refrigerant flowing from the fixed throttle 39 when the refrigerant flows through the hot gas heater circuit 32. Acts as a hot gas heater for the system. Here, the expansion valve 37 not only adiabatically expands the refrigerant, but also adjusts the circulation amount of the refrigerant according to the degree of refrigerant superheat at the outlet of the evaporator 6.
[0023]
Next, the external variable displacement compressor of this embodiment will be briefly described with reference to FIGS. Here, FIG. 3 is a diagram showing an external variable displacement compressor.
[0024]
The external variable displacement compressor is a well-known wobble type that can change its discharge capacity, for example, a refrigerant compressor 7 that compresses and discharges the sucked refrigerant, and power of the engine E to the refrigerant compressor 7. An electromagnetic clutch 8 for transmitting and shutting off and an electromagnetic capacity control valve (corresponding to the discharge capacity varying means of the present invention) 9 for varying the discharge capacity of the refrigerant compressor 7 are constituted.
[0025]
The electromagnetic clutch 8 includes a stator housing 42 fixed to the housing of the refrigerant compressor 7 through an annular mounting flange 41, and a rotor 44 in which a pulley 43 connected to the engine E via a belt V is joined to the outer periphery. And an armature 45 formed with a friction surface that is frictionally engaged with the friction surface of the rotor 44, and an armature 45 that generates a magnetic flux when energized. Electromagnetic coil 47 that attracts the rotor 44 against the elastic force of the rubber hub (elastic body) 46, and an inner hub that connects the armature 45 and the rotary shaft 50 of the refrigerant compressor 7 via the outer hub 48 and the rubber hub 46. 49.
[0026]
The power of the engine E is transmitted to the rotating shaft 50 of the refrigerant compressor 7 via the electromagnetic clutch 8, and the rotating shaft 50 rotates. A swash plate 51 is connected to the rotary shaft 50 so as to be integrally rotatable. When the swash plate 51 rotates, the piston 52 reciprocates in the axial direction. Further, the displacement of the piston 52 is changed by changing the inclination angle (θ) of the swash plate 51 so that the discharge capacity discharged from the discharge port of the refrigerant compressor 7 is varied. For this reason, the swash plate 51 is connected to the rotary shaft 50 so as to be swingable. Specifically, the swash plate 51 is swingably supported by the spherical support portion 51a.
[0027]
The inclination angle (θ) of the swash plate 51 depends on the pressure acting on the front and rear of the piston 52, that is, the pressure in the crank chamber 53 acting on the back surface of the piston 52, that is, the control pressure Pc, and the cylinder 54 on which the piston 52 reciprocates. It changes depending on the balance with the internal pressure (discharge pressure Pd and suction pressure Ps). Therefore, the inclination angle (θ) of the swash plate 51 can be changed by adjusting the control pressure (Pc) in the crank chamber 53.
[0028]
The gas refrigerant compressed by the cylinder 54 of the refrigerant compressor 7 is discharged into the discharge chamber 55, from which gas refrigerant is discharged through a discharge port (not shown). The refrigerant is sucked into the cylinder 54 of the refrigerant compressor 7 through the suction chamber 56. The suction chamber 56 communicates with the outlet side of the evaporator 6 through the suction port 57.
The control pressure (Pc) of the crank chamber 53 is changed by the electromagnetic capacity control valve 9 using the discharge pressure (Pd) of the discharge chamber 55 and the suction pressure (Ps) of the suction chamber 56. It is configured.
[0029]
As described above, when the electromagnetic coil 47 of the electromagnetic clutch 8 is in an energized state (ON), the armature 45 of the electromagnetic clutch 8 is attracted to the rotor 44 and the rotor 44 and the armature 45 are frictionally engaged with each other. Is transmitted to the rotary shaft 50 of the refrigerant compressor 7 via the belt V and the electromagnetic clutch 8. Thereby, when the refrigerating cycle 5 starts, the air cooling action or the air heating action by the evaporator 6 is performed. When energization of the electromagnetic coil 47 of the electromagnetic clutch 8 is stopped (OFF), the armature 45 of the electromagnetic clutch 8 is separated from the rotor 44 and the frictional engagement between the rotor 44 and the armature 45 is cut off. Thereby, the motive power of the engine E is not transmitted to the rotating shaft 50 of the refrigerant compressor 7, and the air cooling action or the air heating action by the evaporator 6 is stopped.
[0030]
Next, the electromagnetic capacity control valve 9 of this embodiment will be described with reference to FIGS. In the valve body 60 of the electromagnetic capacity control valve 9, there are a discharge pressure chamber 61 communicating with the discharge chamber 55, a suction pressure chamber 62 communicating with the suction chamber 56, and a control pressure chamber 63 communicating with the crank chamber 53. Is provided. The discharge pressure chamber 61 communicates with the control pressure chamber 63 via a variable throttle 65 whose opening degree is adjusted by a valve body 64. In the present embodiment, the valve body 64 and the variable throttle 65 constitute a variable throttle mechanism. The suction pressure chamber 62 communicates with the control pressure chamber 63 via a fixed throttle 66. The relationship between these pressure chambers is shown in an easy-to-understand manner in FIGS.
[0031]
In addition, a bellows (pressure responsive mechanism) 67 made of a stretchable material is disposed inside the suction pressure chamber 62, and an internal pressure (Pb) of a predetermined pressure is set in the bellows 67 in advance. The bellows 67 expands and contracts due to the change of the suction pressure (Ps) with respect to the internal pressure (Pb). The valve body 64 is configured to be displaced via the rod 68 by the expansion and contraction of the bellows 67. The bellows 67 and the valve body 64 are configured so that the electromagnetic force of the electromagnetic mechanism also acts.
[0032]
That is, the electromagnetic mechanism of the electromagnetic capacity control valve 9 according to the present embodiment has the electromagnetic coil 69, the fixed magnetic pole member 70, and the electromagnetic force (attraction force) of the electromagnetic coil 69 in the direction of the fixed magnetic pole member 70 (the bellows 67 extends). A movable magnetic pole member (plunger) 71 that is attracted in the direction) and a coil spring 72 that applies a spring load (an urging force in the direction of the rod 68) to the movable magnetic pole member 71. A rod 73 is connected to the central portion of the movable magnetic pole member 71, and the rod 73, the valve body 64, and the rod 68 are integrally connected and displaced integrally.
[0033]
Therefore, the electromagnetic capacity control valve 9 changes the set value of the suction pressure (Ps) of the refrigerant compressor 7 as shown in the graph of FIG. This is a discharge volume varying means for varying the discharge volume discharged from the discharge port. That is, the electromagnetic capacity control valve 9 has a structure in which an external force applied to the movable magnetic pole member 71 and the bellows 67 is varied by applying a control current to the electromagnetic coil 69, and the opening degree of the valve body 64 with respect to the suction pressure (Ps). By varying the relationship, for example, the actual post-evaporation temperature (TE) is controlled to be the target post-evaporation temperature (TEO).
[0034]
Next, the air conditioner ECU 10 will be described with reference to FIG. Here, FIG. 7 is a diagram showing a control system of the vehicle air conditioner. Each switch signal from each switch on an air conditioner operation panel (not shown) provided on the front surface of the passenger compartment is input to an air conditioner ECU (heating control means) 10 that controls each air conditioning means in the air conditioning unit 1. Also, a known microcomputer comprising a CPU, ROM, RAM, etc. is provided inside the air conditioner ECU 10, and each sensor signal from each sensor is A / D converted by an input circuit (not shown) and then input to the microcomputer. It is configured to be.
[0035]
The air conditioner ECU 10 receives a battery (not shown), which is an in-vehicle power source mounted on the automobile, when an ignition switch (key switch) that controls starting and stopping of the engine E of the automobile is turned on (IG / ON). The control process is started when the DC power is supplied. On the air conditioner operation panel, a mode changeover switch 75 for switching the air conditioning mode to any one of the cooling operation mode, the auxiliary heating operation mode, and the normal heating operation mode, and a temperature setting switch for setting the temperature in the vehicle interior to a desired temperature (Temperature setting means) 76, an air conditioner switch 77 for instructing activation or deactivation of the refrigeration cycle 5 (the electromagnetic clutch 8 of the refrigerant compressor 7), an air volume switching lever 78 for switching the air flow of the centrifugal fan 20, and the like are installed. Has been.
[0036]
The cooling operation mode is a cooler mode in which only the refrigeration cycle 5 is operated by the normal refrigeration cycle circuit 31. The normal heating operation mode is a heater mode in which the warm water valve 23 is opened and the vehicle interior is heated only by the warm water heating device. The auxiliary heating operation mode is a heater mode in which the hot water valve 23 is opened and the refrigeration cycle 5 is operated by the hot gas heater circuit 32 in order to assist the heating capacity of the hot water heater. Here, the mode changeover switch 75 operates the refrigeration cycle 5 with the normal refrigeration cycle circuit 31, opens the hot water valve 23, and switches to the dehumidifying operation mode in which the vehicle interior is dehumidified and heated with the hot water heater. Also good.
[0037]
Among the above, the air volume switching lever 78 has lever positions of OFF, AUTO, ME1, ME2, and HI. When the lever position is OFF, a command to turn OFF the blower motor 19 of the centrifugal blower 3 is issued. When the lever position is AUTO, the blower control voltage of the blower motor 19 is changed from 0 level (OFF) to 32 levels (HI). Command to automatically control continuously or step by step. When the lever position is ME1, ME2 and HI, the blower control voltage of the blower motor 19 is the minimum value (minimum air volume), the intermediate value 1 (intermediate air volume 1), the intermediate value 2 (intermediate air volume 2) and the maximum value, respectively. A command is issued so that the maximum airflow is fixed.
[0038]
The air conditioner ECU 10 includes an inside air temperature sensor (inside air temperature detecting means) 81 that detects an air temperature inside the vehicle interior (hereinafter referred to as an inside air temperature) and an outside air that detects an air temperature outside the vehicle interior (hereinafter referred to as an outside air temperature). A temperature sensor (outside air temperature detection means) 82, a solar radiation sensor (solar radiation amount detection means) 83 for detecting the amount of solar radiation incident on the passenger compartment, and an air temperature immediately after passing through the evaporator 6 (hereinafter referred to as post-evaporation temperature) A post-evaporation temperature sensor (post-evaporation temperature detection means) 84 to detect, a cooling water temperature sensor (cooling water temperature detection means) 85 to detect the temperature of the cooling water flowing into the hot water heater 4, and the high pressure (discharge) of the refrigeration cycle 5 Each sensor signal is input from a refrigerant pressure sensor (high pressure detection means) 86 for detecting pressure (Pd). Each switch and each sensor detects an air-conditioning environmental factor necessary for air-conditioning the interior of the automobile.
[0039]
[Control Method of First Embodiment]
Next, blower control voltage control by the air conditioner ECU 10 of the present embodiment will be briefly described based on FIGS. 1 to 8. Here, FIG. 8 is a flowchart showing a blower delay control method by the air conditioner ECU 10.
[0040]
When the ignition switch is turned on and DC power is supplied to the air conditioner ECU 10, execution of the routine of FIG. 8 is started. At this time, first, the storage contents of the data processing memory (RAM) are initialized (step S1). The process of step S1 is performed only when the air conditioner ECU 10 is activated.
Next, various data are read into the data processing memory. That is, the setting position of the mode changeover switch 75, the lever position of the air volume changeover lever 78, and the cooling water temperature detected by the cooling water temperature sensor 85 are input (cooling water temperature detecting means: step S2).
[0041]
Next, it is determined whether or not the lever position of the air volume switching lever 78 is AUTO (step S3). If the determination result is NO, the blower control voltage is fixed according to the lever position of the air volume switching lever 78 (step S4). Thereafter, the routine of FIG. 8 is exited.
Moreover, when the determination result of step S3 is YES, it is determined whether auxiliary heating operation mode or normal heating operation mode is selected. Specifically, it is determined whether or not the target outlet temperature (TAO) is equal to or higher than a predetermined temperature, or whether or not the auxiliary heating operation mode is set by the mode changeover switch 75 (step S5). When this determination result is NO, normal blower control is performed. For example, the blower control voltage corresponding to the target blowing temperature (TAO) is set (step S6). Thereafter, the routine of FIG. 8 is exited.
[0042]
Moreover, when the determination result of step S5 is YES, it is determined whether it is at the time of starting of auxiliary heating operation mode or normal heating operation mode. That is, it is determined whether or not it is within a predetermined time (for example, 10 minutes) after the engine E is started (step S7). If this determination is NO, the process proceeds to step S6.
If the determination result in step S7 is YES, it is determined whether or not the cooling water temperature (TW) detected by the cooling water temperature sensor 85 is equal to or higher than a predetermined cooling water temperature (for example, 40 ° C.) TWa ( Step S8). If this determination is NO, the blower motor 19 is turned off (step S9). Thereafter, the routine of FIG. 8 is exited.
[0043]
Moreover, when the determination result of step S8 is YES, heating initial blower control is performed. That is, a blower control voltage corresponding to a predetermined blower delay characteristic diagram (not shown) is set (step S10). Thereafter, the routine of FIG. 8 is exited. Specifically, the blower motor 19 is turned off until the first predetermined time (for example, 8 seconds to 30 seconds) elapses after the auxiliary heating operation or the normal heating operation is started, and when the first predetermined time elapses, the air volume mode is set. The blower control voltage is controlled so that becomes the Lo mode. Then, when a second predetermined time (for example, 2 seconds to 30 seconds) elapses after the air volume mode is changed to the Lo mode, the blower control voltage is increased continuously or stepwise from the Lo mode so that the air volume mode becomes the HI mode. .
[0044]
Next, air conditioning mode control by the air conditioner ECU 10 of the present embodiment will be briefly described with reference to FIGS. 1 to 9. Here, FIG. 9 is a flowchart showing a discharge capacity control method by the air conditioner ECU 10.
[0045]
When the ignition switch is turned on and DC power is supplied to the air conditioner ECU 10, execution of the routine of FIG. 9 is started. At this time, first, the contents stored in the data processing memory (RAM) are initialized (step S11). The process of step S11 is performed only when the air conditioner ECU 10 is activated.
Next, various data are read into the data processing memory. That is, switch signals from various switches and sensor signals from various sensors shown in FIG. 7 are input (cooling water temperature detection means, high pressure detection means, post-evaporation temperature detection means: step S12).
[0046]
Next, a target blowing temperature (TAO) of the air blown into the passenger compartment is calculated based on the following formula 1 stored in advance in the ROM (target blowing temperature determining means: step S13).
[Expression 1]
TAO = Kset × Tset−KR × TR−KAM × TAM−KS × TS + C where Tset is the set temperature set by the temperature setting switch 76, TR is the internal air temperature detected by the internal air temperature sensor 81, and TAM is The outside air temperature detected by the outside air temperature sensor 82, TS is the amount of solar radiation detected by the solar radiation sensor 83. Kset, KR, KAM, and KS are gains, and C is a correction constant.
[0047]
Next, it is determined whether or not the auxiliary heating operation mode is selected. Specifically, it is determined whether or not the target outlet temperature (TAO) is equal to or higher than a predetermined temperature, or whether or not the auxiliary heating operation mode is set by the mode switch 75 (step S14). If this determination is NO, the electromagnetic coil 47 of the electromagnetic clutch 8 is turned on (step S15). Next, the first electromagnetic valve 33 is opened, the second electromagnetic valve 34 is closed, and the refrigeration cycle 5 is operated in the normal refrigeration cycle circuit 31 (step S16).
[0048]
Next, based on the target outlet temperature (TAO), the cooling heat load or the heating heat load is determined, and the target post-evaporation temperature (TEO) is determined from the cooling heat load or the heating heat load. Specifically, the target post-evaporation temperature (TEO) is calculated to be higher as the target outlet temperature (TAO) is higher (step S17).
Next, the capacity control of the refrigerant compressor 7 is performed so that the actual post-evaporation temperature (TE) detected by the post-evaporation temperature sensor 84 becomes equal to the target post-evaporation temperature (TEO). Specifically, the control current to the electromagnetic coil 69 of the electromagnetic capacity control valve 9 is controlled (step S18). Thereafter, the routine of FIG. 9 is exited.
[0049]
If the decision result in the step S14 is YES, the electromagnetic coil 47 of the electromagnetic clutch 8 is turned on (step S19). At this time, the air mix door 24 is controlled to the maximum heating operation position (MAX / HOT position). Next, it is determined whether or not the refrigerant compressor 7 is activated. Specifically, it is determined whether or not it is within a predetermined time (for example, 10 seconds to 10 minutes) after the refrigerant compressor 7 is started (step S20). If the determination result is NO, the first electromagnetic valve 33 is closed, the second electromagnetic valve 34 is opened, and the refrigeration cycle 5 is operated by the hot gas heater circuit 32 (step S21). Thereafter, the control process proceeds to step S17.
[0050]
A determination is made between step S21 and step S20 to determine whether or not the cooling water temperature (TW) detected by the cooling water temperature sensor 85 is equal to or higher than a predetermined cooling water temperature (for example, 75 ° C.) TWb. If the determination result is NO, the control process of step S21 is performed. If the determination result is YES, the refrigerant compressor 7 is stopped and the door opening control of the hot water heater 4 and the air mix door 24 is performed. You may make it perform the blowing temperature control by.
[0051]
Further, it is determined whether or not the inside air temperature (TR) detected by the inside air temperature sensor 81 or the outside air temperature (TAM) detected by the outside air temperature sensor 82 is equal to or lower than a predetermined temperature (for example, 0 ° C.) Tb (step S22). ). If this determination is NO, the process proceeds to the control process in step S21.
If the determination result in step S22 is YES, the high pressure of the refrigeration cycle 5 (discharge pressure of the refrigerant compressor 7: Pd) detected by the refrigerant pressure sensor 86 is a predetermined pressure (for example, 2 kg / cm). 2 G) It is determined whether or not it has increased beyond Pda (step S23). When the determination result is YES, the control process proceeds to step S21.
[0052]
If the determination result in step S23 is NO, it is determined whether a predetermined time (for example, 10 seconds) has elapsed since the refrigerant compressor 7 was started (step S24). When the determination result is YES, the control process proceeds to step S21.
If the determination result in step S24 is NO, the first electromagnetic valve 33 and the second electromagnetic valve 34 are closed (step S25). Thereafter, the control process proceeds to step S17.
Note that the control processes of the flowchart of FIG. 8 and the flowchart of FIG. 9 are repeatedly executed alternately with other air mix control (blowout temperature control), suction port control, and blowout port control.
[0053]
[Operation of First Embodiment]
Next, the effect | action of the vehicle air conditioner 1 of this embodiment is demonstrated easily based on FIG. 1 thru | or FIG. Here, FIG. 4 and FIG. 5 are diagrams showing the operating state of the electromagnetic capacity control valve and the operating state of the refrigerant compressor. 4 and 5, the arrangement state of each part of the electromagnetic capacity control valve is different from that in FIG. 3 for simplification of illustration.
[0054]
FIG. 4 shows a state in which the discharge capacity discharged from the discharge port of the refrigerant compressor 7 is large. When the suction pressure (Ps) increases from the internal pressure Pb of the bellows 67 due to an increase in the cooling heat load, the bellows. As 67 contracts, the rods 68 and 73 move in the direction of arrow (1) in FIG. 4 (a), whereby the valve body 64 is displaced in the same direction and the opening of the variable throttle 65 is reduced. Therefore, the pressure loss between the discharge pressure chamber 61 and the control pressure chamber 63 increases, and the control pressure (Pc) in the control pressure chamber 63 decreases.
[0055]
As the control pressure (Pc) decreases, the pressure in the crank chamber 53 decreases and the back pressure of the piston 52 decreases, so that the swash plate 51 tilts as shown by the arrow (2) in FIG. The inclination angle (θ) of the swash plate 51 increases. As a result, the stroke of the piston 52 increases and the discharge capacity discharged from the discharge port of the refrigerant compressor 7 increases. As a result, the flow rate of refrigerant circulating in the refrigeration cycle 5 increases, the flow rate of refrigerant flowing into the evaporator 6 increases, and the cooling capacity of the evaporator 6 increases, so the suction pressure (Ps) gradually decreases.
[0056]
When the suction pressure (Ps) is lower than the internal pressure (Pb) of the bellows 67, the bellows 67 expands, so that the rods 68 and 73 move in the direction of the arrow (3) in FIG. Thereby, the valve body 64 is displaced in the same direction, and the opening degree of the variable throttle 65 is increased. Therefore, the pressure loss between the discharge pressure chamber 61 and the control pressure chamber 63 decreases, and the control pressure (Pc) in the control pressure chamber 63 increases.
[0057]
When the pressure in the crank chamber 53 increases due to the increase in the control pressure (Pc), the swash plate 51 stands and the inclination angle (θ) of the swash plate 51 increases as shown by the arrow (4) in FIG. Since it decreases, the stroke of the piston 52 decreases and the discharge capacity discharged from the discharge port of the refrigerant compressor 7 decreases. As a result, the flow rate of the refrigerant circulating in the refrigeration cycle 5 decreases, the flow rate of the refrigerant flowing into the evaporator 6 decreases, and the cooling capacity of the evaporator 6 decreases, so that the suction pressure (Ps) gradually increases.
[0058]
In this way, the bellows 67 expands and contracts in response to the change in the suction pressure (Ps), thereby adjusting the control pressure (Pc) and variably controlling the discharge capacity discharged from the discharge port of the refrigerant compressor 7. The electromagnetic mechanism section varies the set value of the suction pressure (Ps) by the internal pressure (Pb) of the bellows 67. The direction of the electromagnetic force of the electromagnetic coil 69 is the direction in which the bellows 67 extends, and therefore the electromagnetic force of the electromagnetic coil 69 acts on the valve body 64 in the direction of increasing the opening degree of the variable throttle 65.
[0059]
On the other hand, the electromagnetic force of the electromagnetic coil 69 is proportional to the control current (In) flowing through the electromagnetic coil 69. Therefore, as the control current (In) increases, the opening of the variable restrictor 65 is increased to increase the control pressure ( Pc) is increased, and the discharge capacity discharged from the discharge port of the refrigerant compressor 7 is decreased. Therefore, as shown in FIG. 6, the set value of the suction pressure (Ps) increases with the increase of the control current (In).
[0060]
Here, when the refrigeration cycle 5 is used by switching to the hot gas heater circuit 32 in order to assist the heating capacity of the hot water heater 4, the control current value flowing through the electromagnetic coil 69 is set to 0 (A), and the suction is performed. The set value of pressure (Ps) is, for example, -1 kg / cm 2 By using G, the electromagnetic capacity control valve 9 is used in the operating state shown in FIG.
[0061]
However, even if the control pressure (Pc) is controlled to be the lowest in this way, in the extremely cold region where the outside air temperature using the hot gas heater circuit 32 is −10 ° C. or lower, for example, the time chart of FIG. As shown, the refrigerant saturation pressure is 1 kg / cm. 2 Since the difference between the high and low pressures (the high pressure and the low pressure in the refrigeration cycle 5) cannot be taken, which is a factor that increases the discharge capacity discharged from the discharge port of the refrigerant compressor 7, the discharge capacity becomes large forever. It becomes a state that does not become.
[0062]
Therefore, as in this embodiment, the cooling water temperature (TW) of the engine E rises to a predetermined temperature (for example, 40 ° C.) Ta or more for the purpose of preventing the blowing of cold air into the passenger compartment at the start of the heat mode. In the case of a vehicle air conditioner that performs slow water temperature control that keeps the blower motor 19 turned off, cooling is performed in an extremely cold region where the outside air temperature (TAM) is −30 ° C. or lower when an engine with a small amount of exhaust heat is mounted. The water temperature (TW) does not rise above a predetermined temperature (for example, 40 ° C.) TWa, and the centrifugal fan 20 does not rotate and the vehicle interior cannot be heated.
[0063]
Therefore, when the auxiliary heating operation mode for assisting the heating capacity of the hot water heater 4 of the hot water heater is started, that is, when the refrigerant compressor 7 is started when the refrigeration cycle 5 is operated by the hot gas heater circuit 32, The second solenoid valves 33 and 34 are both closed, and the high pressure of the refrigeration cycle 5, that is, the discharge pressure (Pd) of the discharge port of the refrigerant compressor 7 is 2 kg / cm. 2 The discharge capacity of the refrigerant compressor 7 is increased by facilitating the increase to G or more. Thereafter, the second electromagnetic valve 34 is opened to configure the hot gas heater circuit 32. The change state of the discharge pressure (Pd) and the suction pressure (Ps) of the refrigerant compressor 7 is indicated by a solid line in the time chart of FIG.
[0064]
Therefore, when the second electromagnetic valve 34 is kept open, there is no difference between the high pressure and the low pressure between the discharge pressure (Pd) and the suction pressure (Ps), and the discharge capacity remains the minimum, but when the refrigerant compressor 7 is started up In addition, it is understood that the discharge capacity of the refrigerant compressor 7 increases as the discharge pressure (Pd) rises rapidly by closing the second electromagnetic valve 34 until the predetermined condition is satisfied.
[0065]
Here, when starting the auxiliary heating operation mode for assisting the heating capacity of the hot water heater 4 of the hot water heater, that is, when starting the refrigerant compressor 7 when operating the refrigeration cycle 5 in the hot gas heater circuit 32, 2 As a condition (predetermined condition) for closing the electromagnetic valve 34, for example, the high pressure (discharge pressure) of the refrigeration cycle 5 detected by the refrigerant pressure sensor 86 is 2 kg / cm. 2 For example, when the temperature is lower than G, or when the suction temperature of the air sucked into the evaporator 6 (evaporation temperature) is 0 ° C. or less. Note that the evaporator suction temperature is 0 ° C. or less when the suction port mode is the inside air circulation mode and the inside air temperature (TR) detected by the inside air temperature sensor 81 is 0 ° C. or less. In this mode, the outside temperature (TAM) detected by the outside temperature sensor 82 is 0 ° C. or less.
[0066]
The condition (predetermined condition) for opening the second electromagnetic valve 34 after starting the auxiliary heating operation mode, that is, after starting the refrigerant compressor 7 when operating the refrigeration cycle 5 in the hot gas heater circuit 32 is, for example, High pressure of refrigeration cycle 5 is 2 kg / cm 2 For example, when the temperature rises to G or more, or after about 10 seconds have elapsed since the start of the refrigerant compressor 7.
[0067]
[Effects of First Embodiment]
As described above, the air conditioning unit 1 of the present embodiment allows the refrigerant compressor 7 to be activated even when the outside air temperature (TAM) is 0 ° C. or lower (particularly −20 ° C. or lower) when the auxiliary heating operation mode is activated. Since the discharge pressure (Pd) of the refrigerant compressor 7 can be increased by closing the second electromagnetic valve 34 until the predetermined condition is satisfied after the start, the difference between the high and low pressures of the refrigeration cycle 5 is increased. Can do.
[0068]
As a result, even when an external variable capacity compressor as in this embodiment is incorporated in the refrigeration cycle 5, the discharge capacity of the refrigerant compressor 7 can be increased, so that a sufficient amount of refrigerant flows into the evaporator 6. Can be made. Thereby, even if the outside air temperature (TAM) is 0 ° C. or lower, the heating capacity of the evaporator 6 can be improved. Therefore, in the refrigeration cycle 5 of the present embodiment, auxiliary heating performance for assisting the heating capacity of the hot water heater 4 is provided. Can fully demonstrate.
[0069]
And the air conditioning unit 1 of this embodiment can raise the thermal radiation temperature in the evaporator 6 immediately after starting of the engine E at the time of starting of auxiliary heating operation mode, Therefore In the air conditioning duct 2, it installs in the vicinity of the evaporator 6. The surface temperature of the hot water heater 4 is increased, and the temperature of the cooling water flowing back through the hot water heater 4 rises quickly. Further, since the refrigerant compressor 7 is belt-driven by the engine E via the electromagnetic clutch 8 in the auxiliary heating operation mode, the refrigerant compressor 7 increases the driving load of the engine E. As a result, the amount of exhaust heat of the engine increases, so that the temperature of the cooling water circulating in the cooling water circulation circuit 22 rises quickly.
As a result, the temperature of the cooling water quickly rises to a predetermined temperature (for example, 40 ° C.) Ta or higher, so that even when performing blower delay control, the centrifugal fan 20 starts immediately and the vehicle interior is quickly heated. Can do.
[0070]
[Second Embodiment]
11 to 13 show a second embodiment of the present invention. FIG. 11 shows a refrigeration cycle of a vehicle air conditioner. FIG. 12 shows a variable throttle valve incorporated in the refrigeration cycle. FIG. 13 is a graph showing the opening of the variable throttle valve with respect to the high pressure of the refrigeration cycle.
[0071]
In the refrigeration cycle 5 of the present embodiment, the fixed throttle 39 of the first embodiment is changed to a variable throttle valve 27. The variable throttle valve 27 corresponds to the refrigerant passage throttle means of the present invention, and a throttle hole 91 is formed in the middle of the communication passage 90 communicating with the refrigerant passage for introducing the refrigerant from the second electromagnetic valve 34 to the evaporator 6. A valve housing 92, a ball-shaped valve body 93 disposed in the valve housing 92 so as to be reciprocally displaceable, a diaphragm 96 for driving the valve body 93 via an operating rod 94 and a stopper 95, and an adjusting screw 97 And an adjustment spring 98 for adjusting the valve opening pressure of the valve body 93.
[0072]
Among the above, the valve body 93 adjusts the opening degree of the throttle hole 91, and a spring seat 99 with which the adjustment spring 98 abuts is provided at the lower part of the figure. The diaphragm 96 corresponds to the valve body driving means of the present invention and is accommodated in the housing 100. The high pressure of the refrigeration cycle 5 acts in the pressure chamber 101 surrounded by the diaphragm 96 and the dowsing 100.
[0073]
In the variable throttle valve 27 of the present embodiment, the high pressure of the refrigeration cycle 5 is guided into the pressure chamber 101 by the above configuration, and the high pressure is 2 kg / cm as shown in the graph of FIG. 2 Even if the outside air temperature (TAM) is −20 ° C. or less at the time of starting the auxiliary heating operation mode, the refrigerant is fully closed at G or lower and the valve opening increases as the high pressure increases. The discharge capacity of the compressor 7 can be increased.
[0074]
[Third Embodiment]
FIG. 14 shows a third embodiment of the present invention and is a view showing a differential pressure valve incorporated in a refrigeration cycle.
[0075]
In the present embodiment, in the hot gas heater circuit 32 of the first embodiment, the differential pressure valve 28 is installed in the middle of the refrigerant passage from the outlet of the refrigerant compressor 7 to the inlet of the fixed throttle 39. The differential pressure valve 28 includes a valve body 102, a valve 103 disposed so as to be capable of reciprocating in the valve body 102, and an adjustment spring 105 in which the valve opening pressure of the valve 103 is adjusted by an adjustment screw 104. ing. A refrigerant passage 107 is formed between the outer peripheral surface of the valve 103 and the inner peripheral surface of the throttle hole 106. Further, the valve 103 is formed with a bowl-shaped stopper 108. An O-ring 109 is attached to the outer periphery of the valve 103.
[0076]
The differential pressure valve 28 of the present embodiment is installed in the middle of the refrigerant passage from the outlet of the refrigerant compressor 7 to the inlet of the fixed throttle 39, so that the throttle hole 106 is fully closed when the auxiliary heating operation mode is activated. When the discharge capacity of the refrigerant compressor 7 is increased and the differential pressure across the valve 103 increases, that is, the valve opening pressure of the valve 103 (for example, 2 kg / cm) 2 When the pressure higher than G) rises, the valve 103 is opened, and the hot gas heater circuit 32 is formed in the refrigeration cycle 5.
[0077]
[Other Embodiments]
In this embodiment, although the example which applied this invention to the vehicle air conditioner provided with the air conditioning unit 1 which air-conditions and cools the vehicle interior of the vehicle carrying a diesel engine (engine E) was shown, this invention is used for driving | running | working. You may apply to the vehicle air conditioner provided with the air conditioning unit which air-conditions the vehicle interior of the hybrid vehicle carrying a motor and a driving | running | working engine. Further, the present invention may be applied to a vehicle air conditioner equipped with an air conditioning unit 1 that cools and heats the interior of a vehicle equipped with various engines with high efficiency and low exhaust heat, such as a direct injection gasoline engine.
[0078]
In the present embodiment, an example of the air conditioning unit 1 in which the hot water heater 4 and the evaporator 6 are accommodated in the air conditioning duct 2 is shown, but an air conditioning unit in which only the evaporator 6 is accommodated in the air conditioning duct 2 may be applied. In the present embodiment, the air mix temperature control type air conditioning unit 1 is shown, but a reheat type temperature control type air conditioning unit may be applied.
[0079]
In this embodiment, the external variable displacement compressor is composed of the refrigerant compressor 7, the electromagnetic clutch 8, the electromagnetic displacement control valve 9, and the like. However, the external variable displacement compressor is replaced with clutch means such as the electromagnetic clutch 8. You may comprise from the refrigerant compressor 7, the electromagnetic capacity control valve 9, etc., without providing. In this case, the refrigerant compressor 7 is directly driven by the internal combustion engine.
[0080]
In the present embodiment, when the auxiliary heating operation mode is activated, the hot gas heater circuit 32 is fully closed until the predetermined condition is satisfied after the refrigerant compressor 7 is activated, and when the predetermined condition is satisfied, the hot gas heater circuit 32 is formed. Various valve devices are opened as described above, but when the auxiliary heating operation mode is activated, the refrigerant passage constituting the hot gas heater circuit 32 is disconnected until the predetermined condition is satisfied after the refrigerant compressor 7 is activated. The area may be reduced (not fully closed) than during normal operation.
[0081]
In the present embodiment, an electromagnetic capacity control valve 9 is provided that increases the discharge capacity of the refrigerant discharged from the discharge port of the refrigerant compressor 7 when the suction pressure of the refrigerant sucked into the suction port of the refrigerant compressor 7 increases. Although an example using an external variable capacity compressor has been shown, when the suction pressure of the refrigerant sucked into the refrigerant compressor suction port increases, the discharge capacity of the refrigerant discharged from the refrigerant compressor discharge port decreases. You may use the variable capacity type compressor provided with the discharge capacity variable means to perform. Further, a variable capacity compressor having a discharge capacity varying means for reducing the discharge capacity of the refrigerant discharged from the discharge port of the refrigerant compressor when the discharge pressure of the refrigerant discharged from the discharge port of the refrigerant compressor increases. May be used.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a schematic view showing an air conditioning unit of a vehicle air conditioner (first embodiment).
FIG. 2 is a configuration diagram showing a refrigeration cycle of a vehicle air conditioner (first embodiment).
FIG. 3 is a cross-sectional view showing an external variable displacement compressor (first embodiment).
4A is an explanatory view showing an operating state of an electromagnetic capacity control valve, and FIG. 4B is an explanatory view showing an operating state of a refrigerant compressor (first embodiment).
5A is an explanatory view showing an operating state of an electromagnetic capacity control valve, and FIG. 5B is an explanatory view showing an operating state of a refrigerant compressor (first embodiment).
FIG. 6 is a graph showing the relationship between the control current to the electromagnetic capacity control valve and the set value of the suction pressure (first embodiment).
FIG. 7 is a block diagram showing a control system of the vehicle air conditioner (first embodiment).
FIG. 8 is a flowchart showing a blower delay control method by the air conditioner ECU (first embodiment).
FIG. 9 is a flowchart showing a discharge capacity control method by the air conditioner ECU (first embodiment).
FIG. 10 is a time chart showing a suction pressure and a discharge pressure of the refrigerant compressor (first embodiment).
FIG. 11 is a configuration diagram showing a refrigeration cycle of a vehicle air conditioner (second embodiment).
FIG. 12 is a cross-sectional view showing a variable throttle valve (second embodiment).
FIG. 13 is a graph showing the opening of the variable throttle valve with respect to the high pressure of the refrigeration cycle (second embodiment).
FIG. 14 is a sectional view showing a differential pressure valve (third embodiment).
[Explanation of symbols]
1 Air conditioning unit
2 Air conditioning duct
3 Centrifugal blower
4 Hot water heater (second heating heat exchanger)
5 Refrigeration cycle
6 Evaporator (refrigerant evaporator, first heating heat exchanger)
7 Refrigerant compressor
8 Electromagnetic clutch
9 Electromagnetic capacity control valve (Discharge capacity variable means)
10 Air conditioner ECU (air conditioning control device)
27 Variable throttle valve (refrigerant passage throttle means)
28 Differential pressure valve (refrigerant passage restricting means)
31 Normal refrigeration cycle circuit (first refrigerant circulation circuit)
32 Hot gas heater circuit (refrigerant circulation circuit, second refrigerant circulation circuit)
33 First solenoid valve (circulation circuit switching means)
34th 2 Solenoid valve (refrigerant passage throttling means, on-off valve, circulation circuit switching means)
35 condenser (refrigerant condenser)
37 Expansion valve (first decompression device)
39 Fixed throttle (second decompression device)
57 Suction port
85 Cooling water temperature sensor (cooling water temperature detection means)
86 Refrigerant pressure sensor (high pressure detection means)
91 Aperture hole
93 Disc
96 Diaphragm (valve element drive means)

Claims (12)

（ａ）内燃機関により回転駆動されて、吸入した冷媒を圧縮して吐出する冷媒圧縮機、並びにこの冷媒圧縮機の吐出圧力および吸入圧力の変化に対応して制御圧力を調整し、前記冷媒圧縮機の吐出口より吐出される吐出容量を可変する吐出容量可変手段を有する可変容量型のコンプレッサと、
（ｂ）流入した冷媒を空気と熱交換させて蒸発気化させる冷媒蒸発器と、
（ｃ）前記冷媒圧縮機の吐出口より吐出された冷媒を、冷媒凝縮器、膨張弁、前記冷媒蒸発器を流し、前記冷媒圧縮機に戻すようにした第１冷媒循環回路と、
（ｄ）前記冷媒圧縮機の吐出口より吐出された冷媒を、前記冷媒蒸発器に直接流し、前記冷媒圧縮機に戻すようにした第２冷媒循環回路と、
（ｅ）この第２冷媒循環回路において前記冷媒圧縮機の吐出口から前記冷媒蒸発器の入口までの冷媒通路の途中に設置され、前記第２冷媒循環回路を運転する暖房運転の起動時に、前記第２冷媒循環回路を構成する冷媒通路の通路断面積を絞り、前記冷媒圧縮機の起動後に開く冷媒通路絞り手段と
を備え、
前記冷媒通路絞り手段が設置される前記第２冷媒循環回路を構成する冷媒通路とは、
前記冷媒圧縮機の吐出口と前記冷媒凝縮器の入口との間から、前記膨張弁の出口と前記冷媒蒸発器の入口との間までの冷媒通路のことであることを特徴とする冷凍サイクル。(A) a refrigerant compressor that is rotationally driven by an internal combustion engine and compresses and discharges the sucked refrigerant, and adjusts the control pressure in response to changes in the discharge pressure and suction pressure of the refrigerant compressor, and the refrigerant compression A variable displacement compressor having discharge capacity variable means for varying the discharge capacity discharged from the discharge port of the machine;
(B) a refrigerant evaporator that evaporates and vaporizes the inflowing refrigerant by exchanging heat with air;
(C) a first refrigerant circulation circuit in which the refrigerant discharged from the discharge port of the refrigerant compressor flows through a refrigerant condenser, an expansion valve, and the refrigerant evaporator, and is returned to the refrigerant compressor;
(D) a second refrigerant circulation circuit that causes the refrigerant discharged from the discharge port of the refrigerant compressor to flow directly to the refrigerant evaporator and return to the refrigerant compressor;
( E ) In this second refrigerant circulation circuit, installed in the middle of the refrigerant passage from the outlet of the refrigerant compressor to the inlet of the refrigerant evaporator, and at the start of the heating operation for operating the second refrigerant circulation circuit, Comprising a refrigerant passage restricting means for restricting a passage sectional area of a refrigerant passage constituting the second refrigerant circulation circuit and opening after starting the refrigerant compressor ;
The refrigerant passage constituting the second refrigerant circulation circuit in which the refrigerant passage throttle means is installed is
A refrigeration cycle , characterized in that it is a refrigerant path from between the outlet of the refrigerant compressor and the inlet of the refrigerant condenser to between the outlet of the expansion valve and the inlet of the refrigerant evaporator . 請求項１に記載の冷凍サイクルにおいて、
前記吐出容量可変手段は、前記冷媒圧縮機の吸入口に吸入される冷媒の吸入圧力が高くなると、前記冷媒圧縮機の吐出口より吐出される冷媒の吐出容量を大きくすることを特徴とする冷凍サイクル。The refrigeration cycle according to claim 1,
The discharge capacity variable means increases the discharge capacity of the refrigerant discharged from the discharge port of the refrigerant compressor when the suction pressure of the refrigerant sucked into the suction port of the refrigerant compressor increases. cycle. 請求項１に記載の冷凍サイクルにおいて、
前記吐出容量可変手段は、前記冷媒圧縮機の吐出口より吐出される冷媒の吐出圧力が高くなると、前記冷媒圧縮機の吐出口より吐出される冷媒の吐出容量を小さくすることを特徴とする冷凍サイクル。The refrigeration cycle according to claim 1,
The discharge capacity varying means reduces the discharge capacity of the refrigerant discharged from the discharge port of the refrigerant compressor when the discharge pressure of the refrigerant discharged from the discharge port of the refrigerant compressor increases. cycle. 請求項１ないし請求項３のうちのいずれかに記載の冷凍サイクルにおいて、
前記冷媒通路絞り手段は、前記冷媒循環回路を開閉する開閉弁であり、
前記開閉弁は、前記冷媒圧縮機を起動してから所定条件を満足するまで前記第２冷媒循環回路を構成する冷媒通路を閉弁し、前記冷媒圧縮機の起動後に前記所定条件を満足した場合に前記第２冷媒循環回路を構成する冷媒通路を開弁することを特徴とする冷凍サイクル。In the refrigeration cycle according to any one of claims 1 to 3 ,
The refrigerant passage throttle means is an on-off valve that opens and closes the refrigerant circuit.
The on-off valve closes the refrigerant passage constituting the second refrigerant circulation circuit until the predetermined condition is satisfied after the refrigerant compressor is started, and the predetermined condition is satisfied after the refrigerant compressor is started And opening a refrigerant passage constituting the second refrigerant circulation circuit . 請求項１ないし請求項３のうちのいずれかに記載の冷凍サイクルにおいて、
前記冷媒通路絞り手段は、冷媒が通過する絞り孔、この絞り孔の開度を調節する弁体、および前記冷媒圧縮機の吐出圧力が低い程、前記弁体の開度を小さくする弁体駆動手段を有する可変絞り弁であって、
前記可変絞り弁は、前記冷媒圧縮機の吐出圧力の上昇と共に前記弁体の開度が大きくなる弁特性を有することを特徴とする冷凍サイクル。In the refrigeration cycle according to any one of claims 1 to 3 ,
The refrigerant passage throttle means includes a throttle hole through which the refrigerant passes, a valve element that adjusts an opening degree of the throttle hole, and a valve element drive that reduces the opening degree of the valve element as the discharge pressure of the refrigerant compressor is lower. A variable throttle valve having means,
The refrigeration cycle, wherein the variable throttle valve has a valve characteristic in which the opening degree of the valve body increases as the discharge pressure of the refrigerant compressor increases. 請求項１ないし請求項３のうちのいずれかに記載の冷凍サイクルにおいて、
前記冷媒通路絞り手段は、前記冷媒圧縮機の吐出圧力が所定値以上になるまで閉弁し、前記冷媒圧縮機の吐出圧力が所定値以上に上昇した際に開弁する差圧弁であることを特徴とする冷凍サイクル。In the refrigeration cycle according to any one of claims 1 to 3 ,
The refrigerant passage throttle means is a differential pressure valve that closes until the discharge pressure of the refrigerant compressor reaches a predetermined value or higher and opens when the discharge pressure of the refrigerant compressor rises to a predetermined value or higher. Characteristic refrigeration cycle. 請求項１ないし請求項６のうちのいずれかに記載の冷凍サイクルを備えた車両用空調装置において、
前記冷媒蒸発器を収容すると共に、車室内に空気を送るための空調ダクトと、
この空調ダクト内において車室内に向かう空気流を発生させる送風機と、
前記空調ダクト内において前記冷媒蒸発器よりも空気下流側に設置され、前記内燃機関を冷却する冷却水を暖房用熱源とする温水ヒータと、
冷却水の温度を検出する冷却水温度検出手段と、
この冷却水温度検出手段にて検出した冷却水の温度が所定値以上に上昇するまで前記送風機を停止させる空調制御装置と
を備えたことを特徴とする車両用空調装置。In the vehicle air conditioner provided with the refrigeration cycle according to any one of claims 1 to 6 ,
An air conditioning duct for housing the refrigerant evaporator and for sending air into the passenger compartment;
A blower for generating an air flow toward the passenger compartment in the air conditioning duct;
A hot water heater installed on the air downstream side of the refrigerant evaporator in the air conditioning duct and using cooling water for cooling the internal combustion engine as a heat source for heating;
Cooling water temperature detecting means for detecting the temperature of the cooling water;
An air conditioner for vehicles, comprising: an air conditioning control device that stops the blower until the temperature of the coolant detected by the coolant temperature detecting means rises to a predetermined value or more. 冷凍サイクル回路としての第１冷媒循環回路（３１）とホットガスヒータ回路としての第２冷媒循環回路（３２）とを切り替える第１電磁弁（３３）と第２電磁弁（３４）と、 前記第１冷媒循環回路（３１）を冷媒が流れる時に冷却用熱交換器として働き、前記第２冷媒循環回路（３２）を冷媒が流れる時に加熱用熱交換器として働く冷媒蒸発器（６）と、
内燃機関により回転駆動されて、吸入した冷媒を圧縮して吐出し、この吐出圧力および吸入圧力の変化に対応して制御圧力を調整し、吐出口より吐出される吐出容量を可変する吐出容量可変手段を有する可変容量型の冷媒圧縮機（７）と、
前記第２冷媒循環回路（３２）を運転する暖房運転の起動時に、前記第２電磁弁（３４）により前記第２冷媒循環回路（３２）を構成する冷媒通路の通路断面積を絞り、前記冷媒圧縮機（７）の起動後に高圧圧力が所定条件としての所定圧力以上に上昇した後に、または前記冷媒圧縮機（７）の起動後に所定条件としての時間が経過した後に前記第２電磁弁（３４）を開く空調制御装置（１０）と
を備え、
前記第１冷媒循環回路（３１）は、前記冷媒圧縮機（７）の吐出口より吐出された冷媒を、前記第１電磁弁（３３）、冷媒凝縮器（３５）、レシーバ（３６）、逆止弁（３６ａ）、第１減圧装置（３７）、前記冷媒蒸発器（６）、アキュームレータ（３８）を流して、前記冷媒圧縮機（７）に戻すようにした冷媒回路であり、
前記第２冷媒循環回路（３２）は、前記冷媒圧縮機（７）の吐出口より吐出された冷媒を、前記第２電磁弁（３４）、第２減圧装置（３９）、前記冷媒蒸発器（６）、前記アキュームレータ（３８）を流して、前記冷媒圧縮機（７）に戻すようにした冷媒回路であり、
前記第２電磁弁（３４）は、前記第２冷媒循環回路（３２）において前記冷媒圧縮機（７）の吐出口と前記冷媒凝縮器（３５）の入口との間から、前記第１減圧装置（３７）の出口と前記冷媒蒸発器（６）の入口との間までの、前記第２冷媒循環回路（３２）を構成する冷媒通路の途中に設置されていることを特徴とする冷凍サイクル。A first solenoid valve (33) and a second solenoid valve (34) for switching between a first refrigerant circulation circuit (31) as a refrigeration cycle circuit and a second refrigerant circulation circuit (32) as a hot gas heater circuit; A refrigerant evaporator (6) that functions as a heat exchanger for cooling when the refrigerant flows through the refrigerant circuit (31) and functions as a heat exchanger for heating when the refrigerant flows through the second refrigerant circuit (32);
Rotation driven by an internal combustion engine, compresses and discharges the sucked refrigerant, adjusts the control pressure in response to changes in the discharge pressure and the suction pressure, and varies the discharge capacity discharged from the discharge port A variable capacity refrigerant compressor (7) having means;
At the start of the heating operation for operating the second refrigerant circulation circuit (32), the second electromagnetic valve (34) restricts the cross-sectional area of the refrigerant passage constituting the second refrigerant circulation circuit (32), and the refrigerant After the compressor (7) is started, the second solenoid valve (34) after the high pressure is increased to a predetermined pressure or more after the start, or after a predetermined time has elapsed after the refrigerant compressor (7) is started. ) and a air conditioning control device (10) to open the,
The first refrigerant circulation circuit (31) converts the refrigerant discharged from the discharge port of the refrigerant compressor (7) into the first electromagnetic valve (33), the refrigerant condenser (35), the receiver (36), and the reverse. A refrigerant circuit in which a stop valve (36a), a first pressure reducing device (37), the refrigerant evaporator (6), and an accumulator (38) are flowed back to the refrigerant compressor (7);
The second refrigerant circulation circuit (32) converts the refrigerant discharged from the discharge port of the refrigerant compressor (7) into the second electromagnetic valve (34), the second pressure reducing device (39), and the refrigerant evaporator ( 6) a refrigerant circuit for flowing the accumulator (38) and returning it to the refrigerant compressor (7);
The second electromagnetic valve (34) is provided between the outlet of the refrigerant compressor (7) and the inlet of the refrigerant condenser (35) in the second refrigerant circulation circuit (32). A refrigerating cycle, wherein the refrigerating cycle is installed in the middle of a refrigerant passage constituting the second refrigerant circulation circuit (32) between the outlet of (37) and the inlet of the refrigerant evaporator (6) . 請求項８に記載の冷凍サイクルにおいて、
前記空調制御装置（１０）は、前記第２冷媒循環回路（３２）を運転する暖房運転の起動時に、前記第１電磁弁（３３）と前記第２電磁弁（３４）とを両方とも閉弁し、前記冷媒圧縮機（７）の起動後に高圧圧力が所定条件としての所定圧力以上に上昇した後に、または前記冷媒圧縮機（７）の起動後に所定条件としての時間が経過した後に前記第２電磁弁（３４）を開弁することを特徴とする冷凍サイクル。The refrigeration cycle according to claim 8 ,
The air conditioning control device (10) closes both the first electromagnetic valve (33) and the second electromagnetic valve (34) at the start of the heating operation for operating the second refrigerant circulation circuit (32). Then, after the refrigerant compressor (7) is started, the second pressure is increased after the high pressure is increased to a predetermined pressure or higher, or after the refrigerant compressor (7) is started, after the predetermined time has elapsed. A refrigeration cycle, wherein the solenoid valve (34) is opened. 冷凍サイクル回路としての第１冷媒循環回路（３１）とホットガスヒータ回路としての第２冷媒循環回路（３２）とを切り替える第１電磁弁（３３）と第２電磁弁（３４）と、 前記第１冷媒循環回路（３１）を冷媒が流れる時に冷却用熱交換器として働き、前記第２冷媒循環回路（３２）を冷媒が流れる時に加熱用熱交換器として働く冷媒蒸発器（６）と、
内燃機関により回転駆動されて、吸入した冷媒を圧縮して吐出する冷媒圧縮機（７）、並びにこの冷媒圧縮機（７）の吐出圧力および吸入圧力の変化に対応して制御圧力を調整し、前記冷媒圧縮機（７）の吐出口より吐出される吐出容量を可変する吐出容量可変手段を有する可変容量型のコンプレッサと、
前記第２冷媒循環回路（３２）に設置され、冷媒が通過する絞り孔、この絞り孔の開度を調節する弁体、および前記冷媒圧縮機（７）の吐出圧力が低い程、前記弁体の開度を小さくする弁体駆動手段を有する可変絞り弁（２７）であって、前記第２冷媒循環回路（３２）を運転する暖房運転の起動時に、前記第２冷媒循環回路（３２）を構成する冷媒通路の通路断面積を絞り、前記冷媒圧縮機（７）の起動後に開く可変絞り弁（２７）と
を備え、
前記第１冷媒循環回路（３１）は、前記冷媒圧縮機（７）の吐出口より吐出された冷媒を、前記第１電磁弁（３３）、冷媒凝縮器（３５）、レシーバ（３６）、逆止弁（３６ａ）、第１減圧装置（３７）、前記冷媒蒸発器（６）、アキュームレータ（３８）を流して、前記冷媒圧縮機（７）に戻すようにした冷媒回路であり、
前記第２冷媒循環回路（３２）は、前記冷媒圧縮機（７）の吐出口より吐出された冷媒を、前記第２電磁弁（３４）、第２減圧装置としての前記可変絞り弁（２７）、前記冷媒蒸発器（６）、前記アキュームレータ（３８）を流して、前記冷媒圧縮機（７）に戻すようにした冷媒回路であり、
前記可変絞り弁（２７）は、前記第２冷媒循環回路（３２）において前記冷媒圧縮機（７）の吐出口と前記冷媒凝縮器（３５）の入口との間から、前記第１減圧装置（３７）の出口と前記冷媒蒸発器（６）の入口との間までの、前記第２冷媒循環回路（３２）を構成する冷媒通路に設置されていることを特徴とする冷凍サイクル。A first solenoid valve (33) and a second solenoid valve (34) for switching between a first refrigerant circulation circuit (31) as a refrigeration cycle circuit and a second refrigerant circulation circuit (32) as a hot gas heater circuit; A refrigerant evaporator (6) that functions as a heat exchanger for cooling when the refrigerant flows through the refrigerant circuit (31) and functions as a heat exchanger for heating when the refrigerant flows through the second refrigerant circuit (32);
A refrigerant compressor (7) that is rotationally driven by the internal combustion engine to compress and discharge the sucked refrigerant, and adjusts the control pressure in response to changes in the discharge pressure and the suction pressure of the refrigerant compressor (7); A variable displacement compressor having discharge capacity varying means for varying the discharge capacity discharged from the discharge port of the refrigerant compressor (7);
A throttle hole installed in the second refrigerant circulation circuit (32), through which the refrigerant passes, a valve body for adjusting the opening of the throttle hole, and a lower discharge pressure of the refrigerant compressor (7), the valve body A variable throttle valve (27) having a valve body driving means for reducing the opening degree of the second refrigerant circulation circuit (32) at the time of starting the heating operation for operating the second refrigerant circulation circuit (32). Comprising a variable throttle valve (27) that throttles a passage cross-sectional area of the refrigerant passage to be configured and opens after the refrigerant compressor (7) is started ,
The first refrigerant circulation circuit (31) converts the refrigerant discharged from the discharge port of the refrigerant compressor (7) into the first electromagnetic valve (33), the refrigerant condenser (35), the receiver (36), and the reverse. A refrigerant circuit in which a stop valve (36a), a first pressure reducing device (37), the refrigerant evaporator (6), and an accumulator (38) are flowed back to the refrigerant compressor (7);
The second refrigerant circulation circuit (32) causes the refrigerant discharged from the discharge port of the refrigerant compressor (7) to flow into the second electromagnetic valve (34) and the variable throttle valve (27) as a second pressure reducing device. , A refrigerant circuit in which the refrigerant evaporator (6) and the accumulator (38) are flowed back to the refrigerant compressor (7),
The variable throttle valve (27) is connected to the first pressure reducing device (27) between the outlet of the refrigerant compressor (7) and the inlet of the refrigerant condenser (35) in the second refrigerant circulation circuit (32). 37) A refrigeration cycle, which is installed in a refrigerant passage constituting the second refrigerant circulation circuit (32) between the outlet of 37) and the inlet of the refrigerant evaporator (6) . 冷凍サイクル回路としての第１冷媒循環回路（３１）とホットガスヒータ回路としての第２冷媒循環回路（３２）とを切り替える第１電磁弁（３３）と第２電磁弁（３４）と、 前記第１冷媒循環回路（３１）を冷媒が流れる時に冷却用熱交換器として働き、前記第２冷媒循環回路（３２）を冷媒が流れる時に加熱用熱交換器として働く冷媒蒸発器（６）と、
内燃機関により回転駆動されて、吸入した冷媒を圧縮して吐出し、この吐出圧力および吸入圧力の変化に対応して制御圧力を調整し、吐出口より吐出される吐出容量を可変する吐出容量可変手段を有する可変容量型の冷媒圧縮機（７）と、
前記第２冷媒循環回路（３２）を構成する冷媒通路に設置され、高圧圧力が開弁圧力よりも上昇した際に開くバルブ（１０３）を有し、前記第２冷媒循環回路（３２）を運転する暖房運転の起動時に、前記第２冷媒循環回路（３２）を構成する冷媒通路の通路断面積を絞り、前記冷媒圧縮機（７）の起動後に開く差圧弁（２８）とを備え、
前記第１冷媒循環回路（３１）は、前記冷媒圧縮機（７）の吐出口より吐出された冷媒を、前記第１電磁弁（３３）、冷媒凝縮器（３５）、レシーバ（３６）、逆止弁（３６ａ）、第１減圧装置（３７）、前記冷媒蒸発器（６）、アキュームレータ（３８）を流して、前記冷媒圧縮機（７）に戻すようにした冷媒回路であり、
前記第２冷媒循環回路（３２）は、前記冷媒圧縮機（７）の吐出口より吐出された冷媒を、前記第２電磁弁（３４）、第２減圧装置（３９）、前記冷媒蒸発器（６）、前記アキュームレータ（３８）を流して、前記冷媒圧縮機（７）に戻すようにした冷媒回路であり、
前記差圧弁（２８）は、前記第２冷媒循環回路（３２）において前記冷媒圧縮機（７）の吐出口と前記冷媒凝縮器（３５）の入口との間から、前記第１減圧装置（３７）の出口と前記冷媒蒸発器（６）の入口との間までの、前記第２冷媒循環回路（３２）を構成する冷媒通路に設置されていることを特徴とする冷凍サイクル。A first solenoid valve (33) and a second solenoid valve (34) for switching between a first refrigerant circulation circuit (31) as a refrigeration cycle circuit and a second refrigerant circulation circuit (32) as a hot gas heater circuit; A refrigerant evaporator (6) that functions as a heat exchanger for cooling when the refrigerant flows through the refrigerant circuit (31) and functions as a heat exchanger for heating when the refrigerant flows through the second refrigerant circuit (32);
Rotation driven by an internal combustion engine, compresses and discharges the sucked refrigerant, adjusts the control pressure in response to changes in the discharge pressure and the suction pressure, and varies the discharge capacity discharged from the discharge port A variable capacity refrigerant compressor (7) having means;
The second refrigerant circulation circuit (32) has a valve (103) that is installed in the refrigerant passage constituting the second refrigerant circulation circuit (32) and opens when the high pressure rises above the valve opening pressure, and operates the second refrigerant circulation circuit (32). A differential pressure valve (28) that, when the heating operation is started, throttles the cross-sectional area of the refrigerant passage constituting the second refrigerant circulation circuit (32) and opens after the refrigerant compressor (7) is started ,
The first refrigerant circulation circuit (31) converts the refrigerant discharged from the discharge port of the refrigerant compressor (7) into the first electromagnetic valve (33), the refrigerant condenser (35), the receiver (36), and the reverse. A refrigerant circuit in which a stop valve (36a), a first pressure reducing device (37), the refrigerant evaporator (6), and an accumulator (38) are flowed back to the refrigerant compressor (7);
The second refrigerant circulation circuit (32) converts the refrigerant discharged from the discharge port of the refrigerant compressor (7) into the second electromagnetic valve (34), the second pressure reducing device (39), and the refrigerant evaporator ( 6) a refrigerant circuit for flowing the accumulator (38) and returning it to the refrigerant compressor (7);
The differential pressure valve (28) is connected to the first pressure reducing device (37) from between the outlet of the refrigerant compressor (7) and the inlet of the refrigerant condenser (35) in the second refrigerant circulation circuit (32). ) And a refrigerant passage constituting the second refrigerant circulation circuit (32) between the outlet of the refrigerant evaporator (6) and the inlet of the refrigerant evaporator (6) . 冷凍サイクル回路としての第１冷媒循環回路（３１）とホットガスヒータ回路としての第２冷媒循環回路（３２）とを切り替える第１電磁弁（３３）と第２電磁弁（３４）とを有し、
前記第１冷媒循環回路（３１）は、冷媒圧縮機（７）の吐出口より吐出された冷媒を、前記第１電磁弁（３３）、冷媒凝縮器（３５）、レシーバ（３６）、逆止弁（３６ａ）、第１減圧装置（３７）、冷媒蒸発器（６）、アキュームレータ（３８）を流して、前記冷媒圧縮機（７）に戻すようにした冷媒回路であり、
前記第２冷媒循環回路（３２）は、前記冷媒圧縮機（７）の吐出口より吐出された冷媒を、前記第２電磁弁（３４）、第２減圧装置（３９）、前記冷媒蒸発器（６）、前記アキュームレータ（３８）を流して、前記冷媒圧縮機（７）に戻すようにした冷媒回路であり、
前記冷媒圧縮機（７）は、内燃機関により回転駆動されて、吸入した冷媒を圧縮して吐出し、この吐出圧力および吸入圧力の変化に対応して制御圧力を調整し、吐出口より吐出される吐出容量を可変する吐出容量可変手段を有する可変容量型のコンプレッサであって、
さらに、前記第２冷媒循環回路（３２）において前記冷媒圧縮機（７）の吐出口と前記冷媒凝縮器（３５）の入口との間から、前記第２減圧装置（３９）の入口までの、前記第２冷媒循環回路（３２）を構成する冷媒通路に、高圧圧力が開弁圧力よりも上昇した際に開くバルブ（１０３）を有する差圧弁（２８）を設置し、前記第２冷媒循環回路（３２）を運転する暖房運転の起動時に、前記第２冷媒循環回路（３２）を構成する冷媒通路の通路断面積を絞り、前記冷媒圧縮機（７）の起動後に開くことを特徴とする冷凍サイクル。A first solenoid valve (33) and a second solenoid valve (34) for switching between a first refrigerant circulation circuit (31) as a refrigeration cycle circuit and a second refrigerant circulation circuit (32) as a hot gas heater circuit;
Said first refrigerant circulation circuit (31), the refrigerant discharged from the discharge port of the refrigerant compressor (7), the first solenoid valve (33), the refrigerant condenser (35), a receiver (36), a check the valve (36a), a first pressure reducing device (37), refrigerant evaporator (6), and flow to the accumulator (38), a refrigerant circuit was Suyo return to the refrigerant compressor (7),
The second refrigerant circulation circuit (32) converts the refrigerant discharged from the discharge port of the refrigerant compressor (7) into the second electromagnetic valve (34), the second pressure reducing device (39), and the refrigerant evaporator ( 6), to flow the accumulator (38), a refrigerant circuit was Suyo return to the refrigerant compressor (7),
The refrigerant compressor (7) is rotationally driven by an internal combustion engine, compresses and discharges the sucked refrigerant, adjusts the control pressure in accordance with changes in the discharge pressure and the suction pressure, and is discharged from the discharge port. A variable displacement compressor having a discharge capacity varying means for varying the discharge capacity.
Furthermore, in the second refrigerant circulation circuit (32) , from between the outlet of the refrigerant compressor (7) and the inlet of the refrigerant condenser (35) to the inlet of the second decompression device (39) , A differential pressure valve (28) having a valve (103) that opens when the high pressure rises above the valve opening pressure is installed in the refrigerant passage constituting the second refrigerant circulation circuit (32), and the second refrigerant circulation circuit The refrigerant refrigeration is characterized in that when the heating operation for operating (32) is started, the cross-sectional area of the refrigerant passage constituting the second refrigerant circulation circuit (32) is throttled and opened after the refrigerant compressor (7) is started. cycle.
JP35586197A 1997-07-31 1997-12-24 Refrigeration cycle Expired - Fee Related JP3968841B2 (en)

Priority Applications (8)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP35586197A JP3968841B2 (en) 1997-12-24 1997-12-24 Refrigeration cycle
DE69817943T DE69817943T2 (en) 1997-07-31 1998-07-30 Device with a cooling circuit
EP02019151A EP1262348B1 (en) 1997-07-31 1998-07-30 Refrigeration cycle apparatus
EP98114299A EP0894651B1 (en) 1997-07-31 1998-07-30 Refrigeration cycle apparatus
DE69834512T DE69834512T2 (en) 1997-07-31 1998-07-30 A refrigeration cycle apparatus
US09/126,802 US6148632A (en) 1997-07-31 1998-07-31 Refrigeration cycle apparatus
US09/666,154 US6332496B1 (en) 1997-07-31 2000-09-19 Refrigeration cycle apparatus
US09/695,847 US6467291B1 (en) 1997-07-31 2000-10-26 Refrigeration cycle apparatus

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP35586197A JP3968841B2 (en) 1997-12-24 1997-12-24 Refrigeration cycle

Publications (2)

Publication Number Publication Date
JPH11180138A JPH11180138A (en) 1999-07-06
JP3968841B2 true JP3968841B2 (en) 2007-08-29

Family

ID=18446107

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
JP35586197A Expired - Fee Related JP3968841B2 (en) 1997-07-31 1997-12-24 Refrigeration cycle

Country Status (1)

Country Link
JP (1) JP3968841B2 (en)

Families Citing this family (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP3413385B2 (en) * 1999-08-18 2003-06-03 太平洋工業株式会社 Switching valve for refrigerant flow path
US6609897B1 (en) * 1999-10-04 2003-08-26 Kabushiki Kaisha Toyoda Jidoshokki Seisakusho Motor-operated compressor
JP3906432B2 (en) 1999-12-27 2007-04-18 株式会社豊田自動織機 Air conditioner
JP4626470B2 (en) * 2005-10-04 2011-02-09 株式会社デンソー Air conditioner for vehicles

Also Published As

Publication number Publication date
JPH11180138A (en) 1999-07-06

Similar Documents

Publication Publication Date Title
US6148632A (en) Refrigeration cycle apparatus
US5884497A (en) Automotive air conditioner
JP4799252B2 (en) Air conditioner
JP2661166B2 (en) Vehicle air conditioner
US7096680B2 (en) Vehicle air conditioner with discharge capacity control of compressor
US6119473A (en) Refrigeration-cycle apparatus for vehicle use
US6311505B1 (en) Vehicle air conditioner with windshield anti-fog feature
JPH0239403B2 (en)
WO2008018549A1 (en) Control device for variable displacement compressor, and control method for the variable displacement compressor
US20210252941A1 (en) Vehicle air conditioner
US7043928B2 (en) Refrigeration cycle system
JP2000009034A (en) Air conditioning system
JPH0554023B2 (en)
JP3799768B2 (en) Refrigeration cycle equipment for vehicles
JP3968841B2 (en) Refrigeration cycle
JP4066502B2 (en) Air conditioner for vehicles
JP3991536B2 (en) Air conditioner for vehicles
US7591142B2 (en) Air conditioner for vehicle
JPH0999733A (en) Refrigerating cycle device and vehicular air conditioner
JP3961108B2 (en) Clutch control device for externally controlled variable displacement compressor
JPH0712106Y2 (en) Variable capacity swash plate type compressor
JP2003159930A (en) Air conditioner for vehicle
JPH11123930A (en) Air conditioner for vehicle
JPH0429102Y2 (en)
JPH0245667A (en) Hydraulic driving gear for compressor in air conditioner

Legal Events

Date Code Title Description
A621 Written request for application examination

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A621

Effective date: 20040629

A131 Notification of reasons for refusal

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A131

Effective date: 20060905

A521 Written amendment

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A523

Effective date: 20061024

A131 Notification of reasons for refusal

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A131

Effective date: 20070123

A521 Written amendment

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A523

Effective date: 20070323

TRDD Decision of grant or rejection written
A01 Written decision to grant a patent or to grant a registration (utility model)

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A01

Effective date: 20070515

A61 First payment of annual fees (during grant procedure)

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A61

Effective date: 20070528

R150 Certificate of patent or registration of utility model

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R150

FPAY Renewal fee payment (event date is renewal date of database)

Free format text: PAYMENT UNTIL: 20100615

Year of fee payment: 3

FPAY Renewal fee payment (event date is renewal date of database)

Free format text: PAYMENT UNTIL: 20110615

Year of fee payment: 4

FPAY Renewal fee payment (event date is renewal date of database)

Free format text: PAYMENT UNTIL: 20110615

Year of fee payment: 4

FPAY Renewal fee payment (event date is renewal date of database)

Free format text: PAYMENT UNTIL: 20120615

Year of fee payment: 5

FPAY Renewal fee payment (event date is renewal date of database)

Free format text: PAYMENT UNTIL: 20120615

Year of fee payment: 5

FPAY Renewal fee payment (event date is renewal date of database)

Free format text: PAYMENT UNTIL: 20130615

Year of fee payment: 6

LAPS Cancellation because of no payment of annual fees