JP4006782B2 - 発熱機器の冷却器を有する空調装置 - Google Patents
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Description
【発明の属する技術分野】
本発明は、電子機器、モータ類、バッテリー等の発熱機器を空調用の冷凍サイクルで冷却する冷却器を有する空調装置に関し、特にハイブリッド車(HV)、電気自動車(EV)等の車両用空調装置に用いて好適なものである。
【0002】
【従来の技術】
従来、空調用冷凍サイクルの冷媒を用いて発熱機器(例えば、空調用圧縮機の回転数制御用インバータ等の電子機器)を冷却するシステムが種々提案されている。
例えば、冷凍サイクルの低圧側の低温冷媒により発熱機器を冷却するものが従来知られており、この従来例では、冷却源としてサイクル低圧側の低温冷媒を用いているので、発熱機器が空気の露点以下まで冷却されて内部で結露を発生し、漏電等の不具合を生じることがある。
【0003】
そこで、特開昭62−69066号公報では、発熱機器冷却器の上流、下流に絞りを設け、中間圧力冷媒で発熱機器の冷却を行うものが提案されている。
【0004】
【発明が解決しようとする課題】
しかし、この公報記載のものでは、固定絞りを用いているため、発熱機器の冷却温度である中間圧冷媒の温度は冷凍サイクルの高低圧により左右される。冷凍サイクルの高低圧は空調装置の負荷により大きく変動し、特に車両用空調装置では外気温度、車室内温度等による負荷変動が大きいため、サイクルの高低圧も大きく変動し、発熱機器の冷却温度が大きく変わってしまう。従って、空調装置の負荷が小さいときには、サイクルの高低圧の低下に伴って中間圧も低下して、発熱機器の冷却温度が過度に低下し、結露の恐れがある。
【0005】
また、発熱機器の発熱量に応じて冷却温度を調整することができないため、発熱量が大きいときには冷却能力の不足が生じて、発熱機器の温度が上昇してしまう問題がある。
本発明は上記点に鑑みて、空調装置の負荷および発熱機器の発熱量が大きく変動しても、発熱機器の冷却を安定して行えるようにすることを目的とする。
【0006】
また、本発明は空調側の性能の維持と、発熱機器の安定的な冷却とを良好に両立させることを他の目的とする。
さらに、本発明はガスインジェクション機能を持つ冷凍サイクルにおいて、ガスインジェクションのための中間圧力をシステム効率が最適となるように制御可能とすることを他の目的とする。
【0007】
【課題を解決するための手段】
上記目的を達成するため、請求項1に記載の発明では、冷凍サイクルの中間圧力の冷媒が発熱機器(250)から吸熱して蒸発するように構成された冷却器(25)を備えるとともに、この冷却器(25)の上流側および下流側にそれぞれ、外部信号により弁開度が制御可能な電気膨張弁(24、27)を配置し、
この両電気膨張弁(24、27)の弁開度をそれぞれ制御することにより前記中間圧力を可変し、前記発熱機器(250)の冷却量を制御することを特徴としている。
【0008】
これによると、発熱機器(250)の冷却器(25)の上流側および下流側にそれぞれ配置した電気膨張弁(24、27)の弁開度制御により、中間圧力が変化し、発熱機器(250)の冷却温度を変化させることができる。そのため、空調装置の負荷や発熱機器の発熱量が大きく変動しても、これらに左右されることなく、発熱機器(250)の冷却量を適切に制御できる。それ故、発熱機器の冷却を安定して行うことができ、発熱機器の過剰な冷却による結露や冷却不足による温度上昇といった不具合を回避できる。
【0009】
さらに、請求項1に記載の発明では、圧縮機(21)の回転数を制御する制御手段(103、105、203、206)を有し、圧縮機(21)の回転数を制御することにより、室内熱交換器(23)による空調側の能力の制御を、両電気膨張弁(24、27)による発熱機器(250)からの冷却量制御とは独立に行うことを特徴としている。
これによれば、空調側の性能は圧縮機(21)の回転数制御により維持しつつ、発熱機器の冷却は両電気膨張弁(24、27)の弁開度制御により安定的に行うことができる。
なお、請求項2に記載の発明のように、請求項1記載の空調装置において、具体的には、冷却器(25)による実際の冷却温度(Tr)を検出する冷却温度検出手段(37)と、
目標冷却温度(Tro)を算出する目標冷却温度算出手段(104、205)と、
実際の冷却温度(Tr)が目標冷却温度(Tro)に一致するように両電気膨張弁(24、27)の弁開度を制御する弁開度制御手段(106〜108、210〜212)とを備えるようにすればよい。
【0010】
次に、請求項3に記載の発明では、低圧冷媒を吸入する吸入ポート(21b)、中間圧力のガス冷媒を導入するガスインジェクションポート(21c)、および圧縮された冷媒を吹出する吐出ポート(21a)を有する圧縮機(21)と、冷凍サイクルの高圧冷媒を第1中間圧力まで減圧する第1減圧手段(24)と、第1中間圧力の冷媒が流入するとともに、この第1中間圧力の冷媒が発熱機器(250)から吸熱して蒸発するように構成された冷却器(25)と、この冷却器(25)の下流側に配置され、第1中間圧力の冷媒を第2中間圧力まで減圧する第2減圧手段(27)と、この第2減圧手段(27)で減圧された第2中間圧力の冷媒の気液を分離する気液分離器(260)と、この気液分離器(260)で分離された液冷媒を、低圧圧力まで減圧する第3減圧手段(29)と、気液分離器(260)で分離されたガス冷媒を、圧縮機(21)のガスインジェクションポート(21c)に導くガスインジェクション通路(21d)とを備え、
第1、第2減圧手段は、外部信号により弁開度が制御可能な電気膨張弁(24、27)であり、
さらに、圧縮機(21)の吐出圧(Pd)および吸入圧(Ps)に応じて第2中間圧力の目標圧力(Pmo)を算出する目標圧力算出手段(204)と、
実際の第2中間圧力(Pm)が目標圧力(Pmo)に一致するように両電気膨張弁(24、27)全体の減圧量を制御する減圧量制御手段(207〜209)と、
冷却器(25)による実際の冷却温度(Tr)を検出する冷却温度検出手段(37)と、
目標冷却温度(Tro)を算出する目標冷却温度算出手段(205)と、
実際の冷却温度(Tr)が目標冷却温度(Tro)に一致するように両電気膨張弁(24、27)の減圧比を制御して、前記第1中間圧力を可変する減圧比制御手段(210〜212)とを備え、
両電気膨張弁(24、27)の減圧比を制御することにより第1中間圧力を可変し、発熱機器(250)の冷却量を制御することを特徴としている。
【0011】
これによると、圧縮機(21)へのガスインジェクション採用により圧縮機(21)の圧縮動力を低減して、サイクルの効率化を図ることができると同時に、両電気膨張弁(24、27)の減圧比制御により、第1中間圧力が変化し、発熱機器(250)の冷却温度を変化させることができる。
そのため、空調装置の負荷や発熱機器(250)の発熱量が大きく変動しても、これらに左右されることなく、発熱機器(250)の冷却量を適切に制御できる。
【0013】
また、請求項3に記載の発明では、両電気膨張弁(24、27)全体の減圧量を制御することで、実際の第2中間圧力(Pm)が目標圧力(Pmo)に一致するように制御できるので、ガスインジェクション機能を持つ冷凍サイクルにおいて、ガスインジェクションのための第2中間圧力をシステム効率が最適となるように制御することが可能となる。
【0014】
また、請求項4記載の発明では、請求項3記載の空調装置において、圧縮機(21)の回転数を制御する制御手段(203、206)を有し、圧縮機(21)の回転数を制御することにより、室内熱交換器(23)による空調側の能力の制御を、両電気膨張弁(24、27)による発熱機器(250)からの冷却量制御、および第2中間圧力制御とは独立に行うことを特徴としている。
【0015】
これによると、空調側の性能は圧縮機(21)の回転数制御により維持しつつ、発熱機器(250)の冷却を両電気膨張弁(24、27)の減圧比制御により安定的に行うことができるとともに、第2中間圧力を両電気膨張弁(24、27)全体の減圧量制御により最適となるように制御できる。
また、請求項5記載の発明では、請求項3または4記載の空調装置において、目標冷却温度算出手段(104、205)は、発熱機器(250)の周囲温度(Tam)より所定温度高い値を目標冷却温度(Tro)として算出することを特徴としている。
これによると、発熱機器(250)をその周囲温度(例えば外気温)より所定温度高い温度に冷却することができ、そのため、発熱機器(250)での結露を確実に防止でき、漏電等の不具合を確実に防止できる。
また、請求項6記載の発明では、低圧冷媒を吸入する吸入ポート(21b)、中間圧力のガス冷媒を導入するガスインジェクションポート(21c)、および圧縮された冷媒を吹出する吐出ポート(21a)を有する圧縮機(21)と、冷凍サイクルの高圧冷媒を第1中間圧力まで減圧する第1減圧手段(24)と、第1中間圧力の冷媒が流入するとともに、この第1中間圧力の冷媒が発熱機器(250)から吸熱して蒸発するように構成された冷却器(25)と、この冷却器(25)の下流側に配置され、第1中間圧力の冷媒を第2中間圧力まで減圧する第2減圧手段(27)と、この第2減圧手段(27)で減圧された第2中間圧力の冷媒の気液を分離する気液分離器(260)と、この気液分離器(260)で分離された液冷媒を、低圧圧力まで減圧する第3減圧手段(29)と、気液分離器(260)で分離されたガス冷媒を、圧縮機(21)のガスインジェクションポート(21c)に導くガスインジェクション通路(21d)と、圧縮機(21)の回転数を制御する制御手段(203、206)とを備え、
前記第1、第2減圧手段は、外部信号により弁開度が制御可能な電気膨張弁(24、27)であり、
この両電気膨張弁(24、27)の弁開度をそれぞれ制御することにより前記第1中間圧力を可変し、前記発熱機器(250)の冷却量を制御し、
また、実際の第2中間圧力(Pm)が目標圧力(Pmo)に一致するように前記両電気膨張弁(24、27)全体の減圧量を制御し、
前記室内熱交換器(23)による空調側の能力の制御を、前記発熱機器(250)の冷却量制御および前記第2中間圧力制御とは独立に、前記圧縮機(21)の回転数制御で行うことを特徴としている。
これによると、上記した請求項3に記載の発明と同様に、圧縮機(21)へのガスインジェクション採用により圧縮機(21)の圧縮動力を低減できるとともに、両電気膨張弁(24、27)全体の減圧量を制御することで、実際の第2中間圧力(Pm)が目標圧力(Pmo)に一致するように制御できるので、ガスインジェクションのための第2中間圧力をシステム効率が最適となるように制御することが可能となる。
さらに、空調側の性能を圧縮機(21)の回転数制御により維持しつつ、発熱機器(250)の冷却を両電気膨張弁(24、27)の弁開度制御により安定的に行うことができる。
【0016】
次に、請求項7に記載の発明では、冷凍サイクルの中間圧力の冷媒が発熱機器(250)から吸熱して蒸発するように構成された冷却器(25)と、
この冷却器(25)の上流側および下流側にそれぞれ配置され、外部信号により弁開度が制御可能な電気膨張弁(24、27)と、
冷却器(25)による実際の冷却温度(Tr)を検出する冷却温度検出手段(37)と、
発熱機器(250)の周囲温度(Tam)より所定温度高い値を目標冷却温度(Tro)として算出する目標冷却温度算出手段(104、205)と、
実際の冷却温度(Tr)が目標冷却温度(Tro)に一致するように両電気膨張弁(24、27)の弁開度を制御する弁開度制御手段(106〜108、210〜212)とを備え、
両電気膨張弁(24、27)の弁開度を弁開度制御手段(106〜108、210〜212)にて制御することにより中間圧力を可変し、発熱機器(250)の冷却量を制御することを特徴としている。
これによると、請求項1に記載の発明と同様に、発熱機器(250)の冷却器(25)の上流側および下流側にそれぞれ配置した電気膨張弁(24、27)の弁開度制御により、中間圧力が変化し、発熱機器(250)の冷却温度を変化させることができる。そのため、空調装置の負荷や発熱機器の発熱量が大きく変動しても、これらに左右されることなく、発熱機器(250)の冷却量を適切に制御できる。
しかも、発熱機器(250)をその周囲温度(例えば外気温)より所定温度高い温度に冷却することができ、そのため、発熱機器(250)での結露を確実に防止でき、漏電等の不具合を確実に防止できる。
【0017】
【発明の実施の形態】
以下、本発明を図に示す実施形態について説明する。
(第1実施形態)
図1は本発明の第1実施形態のシステム構成を示すものであり、図1において、1は車両用空調ユニットであり、ハイブリッド車(HV)、電気自動車(EV)等の車室内計器盤下方部に搭載される。空調ユニット1の空調ダクト2は、車室内に空調空気を導く空調用通路を構成しており、この空調ダクト2の一端側に内外気を吸入する吸入口4、5が設けられている。内気吸入口4と外気吸入口5は内外気切替ドア6により切替開閉される。
【0018】
上記吸入口4、5に隣接して、空調ダクト2内に空気を送風する送風機3が設置されており、この送風機3はモータ3aとこのモータ3aにより駆動される遠心ファン3bとにより構成されている。一方、空調ダクト2の他端側には車室内へ通ずる複数の吹出口7、8、9が形成されている。これらの吹出口7、8、9は吹出口切替ドア10、11、12によりそれぞれ切替開閉される。
【0019】
また、送風機3より空気下流側における空調ダクト2内には冷凍サイクルの蒸発器(室内熱交換器)23が設けられている。この蒸発器23は、冷凍サイクルの低圧冷媒が空調ダクト2内の空気から吸熱して蒸発することにより、空気を冷却するものである。
冷凍サイクルには、上記蒸発器23の他に以下の機器が設けられている。すなわち、冷媒圧縮機21、凝縮器22、高圧冷媒を中間圧力まで減圧する高圧側電気膨張弁24、中間圧冷媒をさらに低圧圧力まで減圧する低圧側電気膨張弁27、この両電気膨張弁24、27の間に設置されて中間圧冷媒により車両搭載の発熱機器250を冷却する冷却器25、および圧縮機吸入冷媒の気液分離を行うとともに液冷媒を溜める機能を果たすアキュームレータ26が冷凍サイクルに備えられている。
【0020】
上記発熱機器250としては、例えばHV、EV車両の走行用モータ、その他のモータ類、そのモータ回転数制御用インバータの半導体スイッチ素子(パワートランジスタ)、車載バッテリー等である。冷却器25は、これらの発熱機器250に接触する冷媒通路を有し、この冷媒通路を流れる冷媒と発熱機器250との間で熱交換を行う構成である。
【0021】
冷却器25の具体的構成は、発熱機器250の種類に応じて種々な形態で設定される。例えば、発熱機器250がインバータの半導体スイッチ素子である場合は、半導体スイッチ素子の放熱フィンと接触するように冷却器25の冷媒通路を構成する。
なお、冷凍サイクルにおいて、蒸発器23以外の機器(21、22、24、25、26、27)は、車室の外部(走行用モータが搭載される室)に設置される。凝縮器22は室外熱交換器であり、電動送風ファン22aにより送風される外気と熱交換して冷却される。両電気膨張弁24、27はステップモータ等の電気的アクチュエータにより弁開度(すなわち、絞り量)が連続的に制御可能なものである。
【0022】
ところで、上記冷媒圧縮機21は電動式圧縮機であって、モータ(図示せず)をケース内に一体に内蔵し、このモータにより駆動されて冷媒の吸入、圧縮、吐出を行うものである。冷媒圧縮機21のモータにはインバータ33により交流電圧が印加され、このインバータ33により交流電圧の周波数を調整することによってモータ回転速度を連続的に変化させるようになっている。このインバータ33には車載のバッテリー34からの直流電圧が印加される。
【0023】
また、インバータ33は空調制御装置31によって通電制御されるようになっており、この空調用制御装置31はマイクロコンピュータとその周辺回路にて構成される電子制御装置であって、送風機3の回転数、両電気膨張弁24、27の弁開度等も制御するものである。
空調用制御装置31には、冷房用蒸発器23の吹き出し直後の空気温度を検出する蒸発器温度センサ35、外気温度を検出する外気温センサ36、発熱機器250の冷却器25の冷却温度を検出する冷却温度センサ(冷却温度検出手段)37および空調コントロールパネル32の各レバー、スイッチからの空調操作信号も入力される。空調コントロールパネル32は車室内計器盤の周辺に設置され、レバー、スイッチ等の操作部材が乗員により手動操作される。
【0024】
次に、上記構成において作動を説明する。まず、冷凍サイクルの作動について説明すると、圧縮機21から吐出された高温高圧のガス冷媒は、凝縮器22で冷却ファン22aにより送風される外気と熱交換して、冷却され、凝縮する。凝縮器22から流出した高圧の液冷媒は、高圧側電気膨張弁24で中間圧力まで減圧され、気液2相状態となった後に、車両搭載の発熱機器250を冷却する冷却器25に流入する。冷却器25では、2相冷媒中の液冷媒の一部が発熱機器250から吸熱して蒸発することにより発熱機器250を冷却する。
【0025】
冷却器25から流出した2相冷媒は次に低圧側電気膨張弁27で低圧圧力まで減圧され蒸発器23に流入し、ここで送風機3により送風される空調空気と熱交換を行い、液冷媒が蒸発するとともに空気を冷却し、車室内の冷房を行う。蒸発したガス冷媒は、アキュームレータ26を通って圧縮機21に吸入される。
ここで、高圧側および低圧側電気膨張弁24、27の弁開度と発熱機器250の冷却温度との関係を図2に基づいて説明する。図2(a)は図1の冷凍サイクルのモリエル線図で、図2(b)は図1の冷凍サイクルにおける発熱機器250の冷却温度を示す図表である。
【0026】
まず、図2(b)の作動モード▲1▼のように高圧側電気膨張弁24の弁開度が大きく、低圧側電気膨張弁27の弁開度が小さいときは、高圧側電気膨張弁24での減圧量が小さく低圧側電気膨張弁27での減圧量が大きいため、中間圧力が高くなる。発熱機器250を冷却するこの中間圧冷媒は気液2相状態であるため、冷媒温度は中間圧力と比例する。従って、この時の発熱機器冷却温度は高くなる。
【0027】
次に、図2(b)の作動モード▲2▼のように高圧側電気膨張弁24の弁開度と低圧側電気膨張弁27の弁開度がともに中のときは、高圧側流路、低圧側流路ともに絞られるため、中間圧力は高圧、低圧の中間程度となり、発熱機器冷却温度も中間温度となる。
さらに、高圧側電気膨張弁24の弁開度が小さく低圧側電気膨張弁27の弁開度が大きいときは、高圧側電気膨張弁24での減圧量が大きく、低圧側電気膨張弁27での減圧量が小さいため、中間圧力が低くなり、発熱機器冷却温度も低くなる。
【0028】
従って、高圧側および低圧側の電気膨張弁24、27の弁開度を制御することにより、発熱機器冷却温度を高圧冷媒温度から低圧冷媒温度の範囲で自由に制御できることになる。
次に、その発熱機器冷却温度の具体的制御方法を図3に示すフローチャートに基づいて説明する。
【0029】
空調コントロールパネル32に設けられた空調作動スイッチ(図示せず)の投入により図3の制御ルーチンがスタートし、まず、ステップ101で空調コントロールパネル32の温度コントロールレバーの設定位置(設定温度)の読み込みを行い、ステップ102で外気温度センサ36、蒸発器温度センサ35、発熱機器冷却温度センサ37から外気温度Tam、蒸発器後空気温度Te、発熱機器冷却温度Trを読み込む。
【0030】
ステップ103では、ステップ101で読み込まれた温度コントロールレバー位置とステップ102で読み込まれた外気温度Tamに応じて図4に示されるように目標蒸発器後空気温度Teoを算出する。すなわち、温度コントロールレバーは図4の最大冷房位置(Max Cool)と最大暖房位置(Max Hot)との間で操作されるものであって、最大冷房位置から最大暖房位置側に向かうほど設定温度が高くなり、これにつれて目標蒸発器後空気温度Teoが高くなり、また、外気温度Tamが低くなるにつれて目標蒸発器後空気温度Teoが高くなるようにしてある。
【0031】
次のステップ104では、目標発熱機器冷却温度Troを算出する。ここで、冷却器25の冷却する発熱機器250が例えばインバータ等の電子機器である場合は、電子機器の漏電防止等のため、電子機器表面での結露を確実に防止する必要がある。そこで、目標発熱機器冷却温度Troは次の数式1に示すように、外気温度(発熱機器250の周囲温度)Tamに対して所定温度α(例えば、5°C)だけ高い温度として算出する。
【0032】
【数1】
目標発熱機器冷却温度Tro=外気温度Tam+α
次に、ステップ105ではステップ102にて検出した実際の蒸発器後空気温度Teと、ステップ103で算出した目標蒸発器後空気温度Teoが一致するように、インバータ制御により圧縮機21の回転数が制御される。この回転数制御は、例えば、実際の蒸発器後空気温度Teと目標蒸発器後空気温度Teoの偏差に応じて、図示しないファジー制御マップにより制御される。これにより、冷房能力は、温度コントロールレバーで設定される設定温度に応じた値に常に制御することが可能となる。
【0033】
そして、ステップ106にて実際の発熱機器冷却温度Trと目標発熱機器冷却温度Troとを比較する。目標温度Troより実際の発熱機器冷却温度Trの方が低い場合にはステップ107に移り、高圧側膨張弁24の弁開度を増大させ、低圧側膨張弁27の弁開度を減少させる。これにより、冷却器25の中間圧力が高くなり、冷却温度も高くなる。
【0034】
これに対し、実際の冷却温度Trが目標温度Troより高い場合にはステップ106からステップ108に移り、高圧側膨張弁24の弁開度を減少させ、低圧側膨張弁27の弁開度を増大させる。これにより、冷却器25の中間圧力が低くなり、実際の冷却温度Trも低くなる。
図3のフローチャートでは、この高圧側、低圧側膨張弁24、27の弁開度制御は1ループにつき所定量毎に開度を増減させているが、目標発熱機器冷却温度Troと実際の発熱機器冷却温度Trとの偏差を算出し、この偏差に応じて両膨張弁24、27の弁開度制御を行うようにしてもよい。
【0035】
また、図5は膨張弁開度の制御マップを示しており、縦軸は高圧側、低圧側電気膨張弁24、27の弁開度をとり、横軸は空調制御装置31において目標発熱機器冷却温度Troと実際の発熱機器冷却温度Trとの偏差に基づいて算出される弁開度マップのステップ数である。この図5に示すように、予め高圧側、低圧側膨張弁24、27の弁開度の組み合わせわマップを設定しておき、このマップ上のステップ数を上記偏差に応じて算出し、このステップ数により高圧側、低圧側電気膨張弁24、27の弁開度を決定するようにしてもよい。なお、図5では横軸のステップ数を0〜100の範囲としているが、これは単なる一例にすぎず、任意に設定できる。
【0036】
以上のごとくして、実際の発熱機器冷却温度Trが常に目標発熱機器冷却温度Troと一致するよう制御される。
従って、冷房能力は圧縮機回転数で、また、発熱機器冷却温度は高圧側、低圧側膨張弁開度でそれぞれ独立に制御可能となるため、大きな冷房能力が要求され低圧圧力が低くなる場合でも、発熱機器冷却温度は必要以上に低くなることはなく、結露の発生もなくなる。また、発熱機器250の発熱量が大きい場合も、発熱機器冷却温度が上昇しないよう制御されるため、発熱機器250の冷却不足が発生することもない。
【0037】
(第2実施形態)
図6は第2実施形態を示すものであり、本発明をヒートポンプサイクルに適用した例である。冷凍サイクルの基本構成は図1の第1実施形態と同じであり、冷媒の流れ方向を切り替える四方弁28が追加されている。冷房時の冷媒流れ方向を実線で、暖房時の冷媒流れ方向を破線でそれぞれ示す。
【0038】
電気膨張弁24、27は冷媒流れ方向に可逆性を持つ構造のものであり、弁開度の制御を行う際に、冷房時は第1電気膨張弁24が高圧側膨張弁に、また、第2電気膨張弁27が低圧側膨張弁となる。一方、暖房時は第2電気膨張弁27が高圧側膨張弁に、また、第1電気膨張弁24が低圧側膨張弁になることは言うまでもない。
【0039】
また、車両用空調ユニット1の部分は第1実施形態と同じであるが、ヒートポンプサイクルであるため、空調ユニット1内の熱交換器23は蒸発器と凝縮器に切り替わる室内熱交換器であり、また、車室の外部に設置される熱交換器22は凝縮器と蒸発器に切り替わる室外熱交換器となる。他の点はすべて第1実施形態と同じである。
【0040】
(第3実施形態)
図7は第3実施形態を示すものであり、車両用空調ユニット1は第2実施形態と同じである。
一方、冷凍サイクルの部分は、第2実施形態のヒートポンプサイクルに対してガスインジェクション機能を付加しており、それに伴って以下の変更を行っている。すなわち、本例では、冷媒圧縮機21として、吐出ポート21aおよび吸入ポート21bの他に、圧縮過程途中にガス冷媒を導入するガスインジェクションポート21cを持つガスインジェクション型のものを用いている。
【0041】
そして、室外熱交換器22の一端側には、逆止弁30a、30dが互いに逆方向となるようにして並列的に接続され、また、室内熱交換器23の一端側には、逆止弁30b、30cが互いに逆方向となるようにして並列的に接続されている。2つの逆止弁30a、30c相互の出口側の接続点と、残余の2つの逆止弁30b、30d相互の入口側の接続点との間に、第1電気膨張弁24、発熱機器250の冷却器25、第2電気膨張弁27、および気液分離器260、および第3膨張弁29が直列に接続されている。
【0042】
ここで、第1電気膨張弁24は高圧冷媒を第1中間圧力まで減圧する第1減圧手段であり、また、冷却器25はこの第1中間圧力の気液2相冷媒にて車両搭載の発熱機器250を冷却する。第2電気膨張弁27は第1中間圧冷媒をさらに第2中間圧力まで減圧する第2減圧手段であり、気液分離器260はこの第2中間圧力の気液2相冷媒を気液分離するとともに液冷媒を溜める機能を果たす。
【0043】
さらに、第3膨張弁29は気液分離器260で分離された第2中間圧力の液冷媒を低圧まで減圧する第3減圧手段である。この第3膨張弁29は、具体的には、圧縮機21の吸入ポート21bに吸入される吸入冷媒の温度を感知する感温筒(図示せず)を有し、吸入冷媒の過熱度を設定値に調整する温度式膨張弁である。
【0044】
また、気液分離器260と冷媒圧縮機21のガスインジェクションポート21cとの間はガスインジェクション通路21dにより連結されている。
なお、空調用制御装置31には、前述の第1、第2実施形態と同様に、外気温度を検出する外気温センサ36、室内熱交換器23の吹出直後の空気温度を検出する吹出温度センサ35、および冷却器25の冷却温度を検出する冷却温度センサ37からの信号が入力される。
【0045】
さらには、これらの他に、冷凍サイクルの圧縮機21の吐出側に設置されて圧縮機吐出圧力を検出する吐出圧力センサ38と第2中間圧力を検出する中間圧力センサ39を備えている。この中間圧力センサ39は図7の例ではガスインジェクション通路21dの途中に設けてある。
次に、上記構成において第3実施形態の作動を説明する。まず、冷房時の冷凍サイクルの作動について説明する。
【0046】
圧縮機21から吐出された高温高圧のガス冷媒は、四方弁28を通り室外熱交換器22で冷却され、凝縮する。室外熱交換器22から流出した高圧の液冷媒は、逆止弁30aを通り第1電気膨張弁24で第1中間圧力まで減圧され、気液2相状態となり、車両搭載の発熱機器250を冷却する冷却器25に流入する。冷却器25で2相冷媒中の液冷媒の一部は発熱機器250から吸熱して蒸発することにより発熱機器250を冷却する。
【0047】
冷却器25から流出した2相冷媒は第2電気膨張弁27で第2中間圧力まで減圧された後に気液分離器260に流入する。気液分離器260で2相冷媒はガスと液に分離され、ガス冷媒はガスインジェクション通路21dを通りガスインジェクションポート21cより圧縮機21の圧縮過程途中に吸入される。この圧縮機21へのガスインジェクションにより圧縮機21の平均吸入圧が上昇して圧縮比を低減できるので、圧縮動力を低減できる。
【0048】
一方、気液分離器260からの液冷媒は第3膨張弁29で低圧圧力まで減圧され、逆止弁30bを通り室内熱交換器23に流入する。ここで、送風機3により送風される空調空気から吸熱して冷媒が蒸発し、空調空気を冷却し、車室内の冷房を行う。蒸発したガス冷媒は、四方弁28を通って吸入ポート21bより圧縮機21に吸入される。
【0049】
次に、暖房時は、圧縮機21から吹出された高温高圧のガス冷媒は、四方弁28を通り室内熱交換器23に流入する。ここで、送風機3により送風される空調空気と熱交換を行い、ガス冷媒が凝縮、液化するとともに空調空気を加熱して、車室内の暖房を行う。
室内熱交換器23から流出した高圧の液冷媒は、逆止弁30cを通り第1電気膨張弁24で第1中間圧力まで減圧され、気液2相状態となり、車両搭載の発熱機器250を冷却する冷却器25に流入する。冷却器25で2相冷媒中の液冷媒の一部は発熱機器250から吸熱して蒸発することにより発熱機器250を冷却する。
【0050】
冷却器25から流出した2相冷媒は第2電気膨張弁27で第2中間圧力まで減圧され気液分離器260に流入する。気液分離器260で2相冷媒はガスと液に分離され、ガス冷媒はガスインジャクション通路21dを通りガスインジェクションポート21cより圧縮機21に吸入される。一方、液冷媒は第3膨張弁29で低圧圧力まで減圧され、逆止弁30dを通り室外熱交換器22に流入する。
【0051】
ここで、外気と熱交換を行い、液冷媒は蒸発、ガス化し、四方弁28を通って吸入ポート21bより圧縮機21に吸入される。
次に、第3実施形態における発熱機器冷却温度の制御方法を図8に示すフローチャートに基づいて説明する。
まず、ステップ201で空調コントロールパネル32の温度コントロールレバーの設定位置(設定温度)の読み込みを行い、次のステップ202で外気温度センサ36、吹出空気温度センサ35、発熱機器冷却温度センサ37、吐出圧力センサ38、中間圧力センサ39より、外気温度Tam、吹出空気温度Te、冷却温度Tr、吐出圧力Pd、中間圧力Pmを読み込む。
【0052】
ステップ203では、ステップ101で読み込まれた温度コントロールレバー位置(設定温度)により図9に示すように低温側の領域で冷房モードが、また、高温側の領域で暖房モードがそれぞれ決定される。そして、外気温度Tamと温度コントロールレバー位置(設定温度)とに応じて、冷房モードおよび暖房モードにおける目標吹出空気温度Teoがそれぞれ図9に示すように算出される。
【0053】
次のステップ204では、冷凍サイクルのシステム効率が最適になる目標中間圧力Pmoが算出される。ここで、ガスインジェクションサイクルにおけるシステム効率が最適になる中間圧力は、一般的に低圧から中間圧までの圧縮比と中間圧から高圧までの圧縮比が同じになる中間圧力付近となる。
そこで、本例では、冷房時は蒸発器吹出空気温度Teを冷媒飽和温度とし、これに基づいて圧縮機21の吸入圧力Psを算出し、また、暖房時には外気温度Tamを冷媒飽和温度とし、これに基づいて圧縮機21の吸入圧力Psを算出し、そして、この算出した吸入圧力Psと、吐出圧力センサ38により検出された吐出圧力Pdとにより次の数式2により目標中間圧力Pmoを算出する。
【0054】
【数2】
目標中間圧力Pmo=(Pd*Ps)1/2
次のステップ205では、目標発熱機器冷却温度Troを算出する。ここで、発熱機器250がインバータ等の電子機器の場合は、電子機器表面での結露を確実に防止するため、目標発熱機器冷却温度Troは前述の数式1に示すように、外気温度(発熱機器250の周囲温度)Tamに対して所定温度α(例えば、5°C)だけ高い温度として算出する。
【0055】
次に、ステップ206ではステップ202にて読み込んだ吹出空気温度Teとステップ203で算出した目標吹出温度Teoが一致するように、インバータ制御により圧縮機21の回転数が制御される。この回転数制御は、前述したように吹出空気温度Teと目標吹出空気温度Teoの偏差に応じて行う。これにより、空調能力は、温度コントロールレバーで設定される値に常に制御することが可能となる。
【0056】
ステップ207では、実際の中間圧力Pmが目標中間圧力Pmoと比較される。実際の中間圧力Pmが目標中間圧力より低い場合にはステップ208に移り、第1、第2電気膨張弁24、27の合計減圧量を減らす。これは、図10において膨張弁開度のパターンを実線で示されるパターンから破線で示されるパターン(弁開度増大側のパターン)に移動することを意味している。
【0057】
これにより、第1、第2の電気膨張弁24、27の合計減圧量が減少するので、図11のモリエル線図において凝縮器と第2中間圧力との間の圧力損失が小さくなるため、第2中間圧力が上昇する。
また、実際の中間圧力Pmが目標中間圧力Pmoより高い場合にはステップ209に移り、第1、第2電気膨張弁24、27の合計減圧量を増やす。これは、図10において膨張弁開度のパターンを実線で示されるパターンから一点鎖線で示されるパターン(弁開度減少側のパターン)に移動することを意味している。これにより、第1、第2電気膨張弁24、27の合計減圧量が増加するので、図11において凝縮器と第2中間圧力との間の圧力損失が大きくなるため、第2中間圧力が下降する。
【0058】
一方、実際の発熱機器冷却温度Trはステップ210にて目標発熱機器冷却温度Troと比較される。実際の発熱機器冷却温度Trが目標温度Troより低い場合にはステップ211に移り、第1電気膨張弁24の弁開度を増大させ、第2電気膨張弁27の弁開度を減少させる。これは図10において弁開度マップのステップ数を0方向に移動することを意味している。これにより、凝縮器と発熱機器冷却器25の間の圧力損失は小さく、発熱機器冷却器25と気液分離器260の間の圧力損失が大きくなるため、図11において第1中間圧力が高くなり冷却温度も高くなる。
【0059】
また、実際の発熱機器冷却温度Trが目標温度Troより高い場合にはステップ212に移り、第1電気膨張弁24の弁開度を減少させ、第2電気膨張弁27の弁開度を増大させる。これは図10において弁開度マップのステップ数を100方向に移動することを意味している。
これにより、凝縮器と発熱機器冷却器25の間の圧力損失は大きく、発熱機器冷却器25と気液分離器260の間の圧力損失が小さくなるため、図11において第1中間圧力が低くなり冷却温度も低くなる。このように、第1電気膨張弁24の弁開度と第2電気膨張弁27の弁開度の比(すなわち、減圧比)を制御することにより、発熱機器冷却温度Trは常に目標発熱機器冷却温度Troと一致するように制御される。
【0060】
従って、本第3実施形態においても、空調能力は圧縮機回転数で、また、発熱機器冷却温度は第1、第2膨張弁開度でそれぞれ独立に制御可能となるため、大きな空調能力が要求され低圧圧力が低くなる場合でも発熱機器冷却温度は必要以上に低くなることはなく、結露の発生を防止できる。また、発熱機器250の発熱量が大きい場合も、発熱機器冷却温度が上昇しないように制御されるため、冷却不足となることもない。さらに、ガスインジェクショウサイクルにおいて、中間圧力も常に最適に制御できるため、効率が良く消費電力の低減を図ることができる。
【0061】
次に、第1実施形態の図3および第3実施形態の図8のフローチャートにおける各ステップと、特許請求の範囲における各機能実現手段との対応関係について説明すると、▲1▼請求項2、5における目標冷却温度Troを算出する目標冷却温度算出手段は、図3のステップ104または図8のステップ205である。
▲2▼請求項2における実際の冷却温度Trが目標冷却温度Troに一致するように両電気膨張弁24、27の弁開度を制御する弁開度制御手段は、図3のステップ106〜108または図8のステップ210〜212である。
【0062】
▲3▼請求項3における圧縮機21の回転数を制御する制御手段は、図3のステップ103、105または図8のステップ203、206である。
▲4▼請求項5における圧縮機21の吐出圧Pdおよび吸入圧Psに応じて第2中間圧力の目標圧力Pmoを算出する目標圧力算出手段は、図8のステップ204である。
【0063】
▲5▼請求項5における実際の第2中間圧力Pmが目標圧力(Pmo)に一致するように前記両電気膨張弁(24、27)全体の減圧量を制御する減圧量制御手段は、図8のステップ207〜209である。
▲6▼請求項5における実際の冷却温度(Tr)が目標冷却温度(Tro)に一致するように両電気膨張弁(24、27)の減圧比を制御して、第1中間圧力を可変する減圧比制御手段は、図8のステップ210〜212である。
【0064】
なお、上記した実施形態では、冷却器25により発熱機器250を直接冷却する場合について説明したが、冷却器25により水等の冷却媒体を冷却し、この冷却媒体により発熱機器250を冷却するようにしてもよい。すなわち、冷却器25により発熱機器250を冷却媒体を介して間接的に冷却してもよい。
【図面の簡単な説明】
【図1】本発明の第1実施形態を示す全体構成図である。
【図2】(a)は第1実施形態の作動説明用のモリエル線図、(b)は第1実施形態の作動説明用の図表である。
【図3】第1実施形態による作動を示すフローチャートである。
【図4】第1実施形態における温度コントロールレバー位置と目標蒸発器後空気温度との特性図である。
【図5】第1実施形態における電気膨張弁開度の組み合わせ制御マップを示す特性図である。
【図6】本発明の第2実施形態を示す全体構成図である。
【図7】本発明の第3実施形態を示す全体構成図である。
【図8】第3実施形態による作動を示すフローチャートである。
【図9】第3実施形態における温度コントロールレバー位置と目標吹出空気温度との特性図である。
【図10】第3実施形態における電気膨張弁開度の制御マップを示す特性図である。
【図11】第3実施形態の作動説明用のモリエル線図である。
【符号の説明】
2…空調ダクト(空調空気通路)、3…送風機、4、5…吸入口、
7、8、9…吹出口、21…圧縮機、22…凝縮器(室外熱交換器)、
23…蒸発器(室内熱交換器)、
24、27…電気膨張弁(第1、第2減圧手段)、25…冷却器、
29…温度式膨張弁(第3減圧手段)、250…発熱機器、
260…気液分離器。
Claims (7)
- 一端側に空気の吸入口(4、5)を有し、他端側に空気の吹出口(5、6、7)を有する空調空気通路(2)と、
この空調空気通路(2)に設置され、この空調空気通路(2)を通して空気を前記吸入口(4、5)側から前記吹出口(5、6、7)側へ送風する送風機(3)と、
前記空調空気通路(2)に設置され、前記空気と熱交換を行う室内熱交換器(23)と、
前記空調空気通路(2)の外部に設置され、外気と冷媒との間で熱交換を行う室外熱交換器(22)と、
冷媒を圧縮する圧縮機(21)と、
前記室内熱交換器(23)、前記室外熱交換器(22)および前記圧縮機(21)を包含する冷凍サイクルの中間圧力の冷媒が発熱機器(250)から吸熱して蒸発するように構成された冷却器(25)と、
この冷却器(25)の上流側および下流側にそれぞれ配置され、外部信号により弁開度が制御可能な電気膨張弁(24、27)と、
前記圧縮機(21)の回転数を制御する制御手段(103、105、203、206)とを備え、
前記両電気膨張弁(24、27)の弁開度をそれぞれ制御することにより前記中間圧力を可変し、前記発熱機器(250)の冷却量を制御し、
前記室内熱交換器(23)による空調側の能力の制御を、前記発熱機器(250)の冷却量制御とは独立に、前記圧縮機(21)の回転数制御で行うことを特徴とする空調装置。 - 前記冷却器(25)による実際の冷却温度(Tr)を検出する冷却温度検出手段(37)と、
目標冷却温度(Tro)を算出する目標冷却温度算出手段(104、205)と、
前記実際の冷却温度(Tr)が前記目標冷却温度(Tro)に一致するように前記両電気膨張弁(24、27)の弁開度を制御する弁開度制御手段(106〜108、210〜212)とを備えることを特徴とする請求項1記載の空調装置。 - 一端側に空気の吸入口(4、5)を有し、他端側に空気の吹出口(5、6、7)を有する空調空気通路(2)と、
この空調空気通路(2)に設置され、この空調空気通路(2)を通して空気を前記吸入口(4、5)側から前記吹出口(5、6、7)側へ送風する送風機(3)と、
前記空調空気通路(2)に設置され、前記空気と熱交換を行う室内熱交換器(23)と、
前記空調空気通路(2)の外部に設置され、外気と冷媒との間で熱交換を行う室外熱交換器(22)と、
低圧冷媒を吸入する吸入ポート(21b)、中間圧力のガス冷媒を導入するガスインジェクションポート(21c)、および圧縮された冷媒を吐出する吐出ポート(21a)を有する圧縮機(21)と、
前記室内熱交換器(23)、前記室外熱交換器(22)および前記圧縮機(21)を包含する冷凍サイクルの高圧冷媒を第1中間圧力まで減圧する第1減圧手段(24)と、
前記第1中間圧力の冷媒が流入するとともに、この第1中間圧力の冷媒が発熱機器(250)から吸熱して蒸発するように構成された冷却器(25)と、
この冷却器(25)の下流側に配置され、前記第1中間圧力の冷媒を第2中間圧力まで減圧する第2減圧手段(27)と、
この第2減圧手段(27)で減圧された第2中間圧力の冷媒の気液を分離する気液分離器(260)と、
この気液分離器(260)で分離された液冷媒を、低圧圧力まで減圧する第3減圧手段(29)と、
前記気液分離器(260)で分離されたガス冷媒を、前記圧縮機(21)のガスインジェクションポート(21c)に導くガスインジェクション通路(21d)とを備え、
前記第1、第2減圧手段は、外部信号により弁開度が制御可能な電気膨張弁(24、27)であり、
さらに、前記圧縮機(21)の吐出圧(Pd)および吸入圧(Ps)に応じて前記第2中間圧力の目標圧力(Pmo)を算出する目標圧力算出手段(204)と、
実際の第2中間圧力(Pm)が前記目標圧力(Pmo)に一致するように前記両電気膨張弁(24、27)全体の減圧量を制御する減圧量制御手段(207〜209)と、
前記冷却器(25)による実際の冷却温度(Tr)を検出する冷却温度検出手段(37)と、
目標冷却温度(Tro)を算出する目標冷却温度算出手段(205)と、
前記実際の冷却温度(Tr)が前記目標冷却温度(Tro)に一致するように前記両電気膨張弁(24、27)の減圧比を制御して、前記第1中間圧力を可変する減圧比制御手段(210〜212)とを備え、
前記両電気膨張弁(24、27)の減圧比を制御することにより前記第1中間圧力を可変し、前記発熱機器(250)の冷却量を制御することを特徴とする空調装置。 - 前記圧縮機(21)の回転数を制御する制御手段(203、206)を有し、
前記室内熱交換器(23)による空調側の能力の制御を、前記発熱機器(250)の冷却量制御および前記第2中間圧力制御とは独立に、前記圧縮機(21)の回転数制御で行うことを特徴とする請求項3に記載の空調装置。 - 前記目標冷却温度算出手段(205)は、前記発熱機器(250)の周囲温度(Tam)より所定温度高い値を前記目標冷却温度(Tro)として算出することを特徴とする請求項3または4に記載の空調装置。
- 一端側に空気の吸入口(4、5)を有し、他端側に空気の吹出口(5、6、7)を有する空調空気通路(2)と、
この空調空気通路(2)に設置され、この空調空気通路(2)を通して空気を前記吸入口(4、5)側から前記吹出口(5、6、7)側へ送風する送風機(3)と、
前記空調空気通路(2)に設置され、前記空気と熱交換を行う室内熱交換器(23)と、
前記空調空気通路(2)の外部に設置され、外気と冷媒との間で熱交換を行う室外熱交換器(22)と、
低圧冷媒を吸入する吸入ポート(21b)、中間圧力のガス冷媒を導入するガスインジェクションポート(21c)、および圧縮された冷媒を吐出する吐出ポート(21a)を有する圧縮機(21)と、
前記室内熱交換器(23)、前記室外熱交換器(22)および前記圧縮機(21)を包含する冷凍サイクルの高圧冷媒を第1中間圧力まで減圧する第1減圧手段(24)と、
前記第1中間圧力の冷媒が流入するとともに、この第1中間圧力の冷媒が発熱機器(250)から吸熱して蒸発するように構成された冷却器(25)と、
この冷却器(25)の下流側に配置され、前記第1中間圧力の冷媒を第2中間圧力まで減圧する第2減圧手段(27)と、
この第2減圧手段(27)で減圧された第2中間圧力の冷媒の気液を分離する気液分離器(260)と、
この気液分離器(260)で分離された液冷媒を、低圧圧力まで減圧する第3減圧手段(29)と、
前記気液分離器(260)で分離されたガス冷媒を、前記圧縮機(21)のガスインジェクションポート(21c)に導くガスインジェクション通路(21d)と、
前記圧縮機(21)の回転数を制御する制御手段(203、206)とを備え、
前記第1、第2減圧手段は、外部信号により弁開度が制御可能な電気膨張弁(24、27)であり、
この両電気膨張弁(24、27)の弁開度をそれぞれ制御することにより前記第1中間圧力を可変し、前記発熱機器(250)の冷却量を制御し、
また、実際の第2中間圧力(Pm)が目標圧力(Pmo)に一致するように前記両電気膨張弁(24、27)全体の減圧量を制御し、
前記室内熱交換器(23)による空調側の能力の制御を、前記発熱機器(250)の冷却量制御および前記第2中間圧力制御とは独立に、前記圧縮機(21)の回転数制御で行うことを特徴とする空調装置。 - 一端側に空気の吸入口(4、5)を有し、他端側に空気の吹出口(5、6、7)を有する空調空気通路(2)と、
この空調空気通路(2)に設置され、この空調空気通路(2)を通して空気を前記吸入口(4、5)側から前記吹出口(5、6、7)側へ送風する送風機(3)と、
前記空調空気通路(2)に設置され、前記空気と熱交換を行う室内熱交換器(23)と、
前記空調空気通路(2)の外部に設置され、外気と冷媒との間で熱交換を行う室外熱交換器(22)と、
冷媒を圧縮する圧縮機(21)と、
前記室内熱交換器(23)、前記室外熱交換器(22)および前記圧縮機(21)を包含する冷凍サイクルの中間圧力の冷媒が発熱機器(250)から吸熱して蒸発するように構成された冷却器(25)と、
この冷却器(25)の上流側および下流側にそれぞれ配置され、外部信号により弁開度が制御可能な電気膨張弁(24、27)と、
前記冷却器(25)による実際の冷却温度(Tr)を検出する冷却温度検出手段(37)と、
前記発熱機器(250)の周囲温度(Tam)より所定温度高い値を目標冷却温度(Tro)として算出する目標冷却温度算出手段(104、205)と、
前記実際の冷却温度(Tr)が前記目標冷却温度(Tro)に一致するように前記両電気膨張弁(24、27)の弁開度を制御する弁開度制御手段(106〜108、210〜212)とを備え、
前記両電気膨張弁(24、27)の弁開度を前記弁開度制御手段(106〜108、210〜212)にて制御することにより前記中間圧力を可変し、前記発熱機器(250)の冷却量を制御することを特徴とする空調装置。
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