JP4063108B2 - Refrigeration cycle equipment - Google Patents

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Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、吐出流量を変更可能な圧縮機、具体的には吐出容量を変更可能な可変容量型圧縮機、回転数制御可能な電動圧縮機等を備える冷凍サイクル装置における吐出流量制御に関するもので、車両用空調装置に適用して好適なものである。
【０００２】
【従来の技術】
従来、車室内前席側の領域を空調する前席側空調ユニットと、車室内後席側の領域を空調する後席側空調ユニットとを備えるデュアルエアコンタイプの車両用空調装置においては、前席側と後席側でそれぞれ蒸発器を独立に設けるとともに、圧縮機と凝縮器は共通使用している。
【０００３】
ところで、後席側蒸発器は前席側蒸発器に比較して圧縮機から遠く離れた位置に配置され、冷媒配管経路が長いので、冷媒配管経路の圧損がどうしても大きくなる。そのため、後席側蒸発器では冷媒流量が低下して冷媒流速が前席側蒸発器に比較して低下しやすい。これに加え、後席側蒸発器の低圧配管は、通常、車両の床下に配置され、圧縮機吸入配管よりも低い位置に配置されることが多い。
【０００４】
その結果、後席側蒸発器やその出口の低圧配管等に潤滑オイルが溜まって、圧縮機へのオイル戻り量が不足して圧縮機の耐久性に悪影響を与えるという不具合が発生する。
【０００５】
そこで、車両用空調装置に使用される冷凍サイクル装置において、固定容量型圧縮機の作動を強制的に断続制御したり、あるいは可変容量型圧縮機の吐出容量を強制的に変化させることにより圧縮機へのオイル戻り量の不足を解消するようにしたものが知られている（特許文献１）。
【０００６】
特開２０００−２８３５７６号公報
【０００７】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、本発明者らの実験検討によると、冷凍サイクル内の循環冷媒の流量（質量流量）が各種サイクル毎に決まる所定のしきい値以下に低下すると、圧縮機へのオイル戻り量の不足が顕著になることが判明した。
【０００８】
また、循環冷媒の流量が所定のしきい値以下に低下すると、蒸発器内部の冷媒流路における冷媒流速の低下により液相冷媒が蒸発器内部の特定部位に集中する傾向が強まって、蒸発器内部の冷媒流路での液相冷媒と気相冷媒の偏在が顕著になる。そして、気相冷媒のみが存在する部位では顕熱分の吸熱のみとなり、蒸発潜熱を吸熱できないので、気相冷媒部位の蒸発器吹出空気温度が液相冷媒の集中部位に比較して高くなって、蒸発器吹出空気温度のバラツキが増大するという問題を引き起こす。
【０００９】
しかし、特許文献１の従来技術では、圧縮機の起動後における圧縮機の連続作動時間を計時し、この圧縮機連続作動時間が所定時間に到達すると、固定容量型圧縮機の作動を強制的に断続制御したり、あるいは可変容量型圧縮機の吐出容量を強制的に変化させる等の圧縮機作動制御を行っているだけである。すなわち、冷凍サイクル内の循環冷媒の流量低下に直接関連した制御を行っていないので、圧縮機オイル戻り不足の解消、あるいは蒸発器吹出空気温度のバラツキ低減という観点からみると、圧縮機の強制的な断続制御や吐出容量変化の実行時期を適切に設定できない場合が生じる。
【００１０】
そのため、上記圧縮機作動制御の実行が遅れて、圧縮機オイル戻りの不足状態や蒸発器吹出空気温度のバラツキの増大が発生したり、逆に、上記圧縮機作動制御の実行タイミングが早すぎて、必要のない圧縮機断続制御や圧縮機容量制御を行ってしまうという問題が生じる。
【００１１】
また、固定容量型圧縮機の断続制御は１００％容量で作動を断続制御することになるので、蒸発器吹出空気温度のバラツキが大きくなりやすいという問題が生じる。なお、特許文献１には可変容量型圧縮機の吐出容量変化の具体的内容が記載されていないが、固定容量型圧縮機と同様に１００％容量と０％容量との間で容量変化を行うのであれば、温度バラツキの問題が同様に発生する。
【００１２】
本発明は上記点に鑑みてなされたものであり、圧縮機オイル戻り性確保および蒸発器吹出空気温度のバラツキ低減のための圧縮機作動制御をより適切に実行できるようにすることを目的とする。
【００１３】
【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、吐出流量を変更可能な圧縮機（１１）と、圧縮機（１１）の吸入側に設けられ、低圧冷媒を蒸発させる蒸発器（９、２７）とを有する冷凍サイクル装置において、
圧縮機（１１）は、吐出容量の変更を制御する制御弁（１１０）を有し、制御弁（１１０）により吐出流量が目標吐出流量となるように吐出容量を可変制御する流量制御タイプの可変容量型圧縮機であり、
蒸発器（９、２７）の実際の冷却度合いが目標冷却度合いとなるように目標吐出流量を決定し、目標吐出流量に対応した制御信号を発生する制御手段（４０）を有し、
制御手段（４０）は、サイクル内の循環冷媒の流量に関連する情報値として前記制御信号の値を用い、
前記制御信号の値に基づいて、循環冷媒の流量が所定のしきい値より大きいかどうかを判定し、
循環冷媒の流量が所定のしきい値より大きいときは、前記制御信号を制御弁（１１０）に加えて蒸発器（９、２７）の冷却度合いに応じて吐出容量を制御し、
一方、循環冷媒の流量が所定のしきい値以下であるときは、前記制御信号の値を強制的に所定のしきい値近傍の中間流量に対応する値と所定のしきい値より小さい小流量に対応する値とに切り替えて、吐出容量を変化させることで、圧縮機（１１）の吐出流量を前記中間流量と前記小流量間で断続的に変化させ、
さらに、制御弁（１１０）は、サイクル高圧側圧力を用いて制御圧力を作り、この制御圧力により前記吐出容量の変更を制御するようになっており、
制御弁（１１０）の前記制御信号に対応する循環冷媒の流量がサイクル高圧側圧力の上昇に応じて減少するようになっており、
所定のしきい値をサイクル高圧側圧力の上昇に応じて増大するように補正することを特徴とする。
【００１４】
ここで、所定のしきい値より小さい小流量とは、具体的には請求項３に記載のように実質上零流量にすることができる。
【００１５】
請求項１によると、サイクル内の循環冷媒の流量に関連する情報値に基づいて、循環冷媒の流量が所定のしきい値より大きいかどうかを判定し、循環冷媒の流量が所定のしきい値以下となり、圧縮機オイル戻りの不足が発生しやすい条件になると、圧縮機（１１）の吐出流量を所定のしきい値近傍の中間流量と所定のしきい値より小さい小流量間で強制的に変化させるから、循環冷媒の流量の平均値が減少しても、ピーク流量としては所定のしきい値近傍の中間流量を維持できる。従って、このピーク流量に基づく冷媒流れによって蒸発器（９、２７）や蒸発器出口配管内部等に滞留する潤滑オイルを押し流して、圧縮機（１１）へのオイル戻りを確保できる。
【００１６】
しかも、サイクル内の循環冷媒の流量に関連する情報値に基づいて、循環冷媒の流量が所定のしきい値より大きいかどうかを判定し、この判定結果に基づいて圧縮機オイル戻り不足解消のための中間流量断続作動を実行するから、従来技術のように圧縮機起動後における圧縮機の連続作動時間を計時して、オイル戻り不足解消のための圧縮機の断続作動制御（あるいは吐出容量の大小切替）を行うものに比して、圧縮機オイル戻り不足解消の必要性を冷媒流量情報に基づいてより適切に判定できる。従って、オイル戻り不足解消のための中間流量断続作動をより適切な時期に実行できる。
【００１７】
また、ピーク流量として所定のしきい値近傍の中間流量を維持することにより、循環冷媒の小流量時に蒸発器内部の冷媒流路の特定部位に液相冷媒が集中することを抑制して、蒸発器吹出空気温度のバラツキを低減できる。
【００１８】
更に、循環冷媒の小流量時におけるオイル戻り不足を中間流量の断続作動により解消するから、オイル戻り不足を圧縮機最大能力による大流量の断続作動により解消する場合に比較して蒸発器吹出空気温度のバラツキを低減できる。従って、蒸発器吹出空気温度のバラツキの低減と小流量時におけるオイル戻り性確保との両立を良好に達成できる。
また、請求項１に記載の発明では、流量制御タイプの可変容量型圧縮機（１１）を用いる冷凍サイクル装置において、目標吐出流量に対応した制御信号の値（具体的には容量制御電流の値）に基づいて循環冷媒の流量が所定のしきい値以下となる小流量時を判定して、この小流量時には制御信号の値を強制的に大小切り替えて吐出流量を変化させ、オイル戻り不足の解消を行うことができる。すなわち、請求項１に記載の発明によると、流量制御タイプの可変容量型圧縮機（１１）を用いて、上述した作用効果を良好に発揮できる。
また、請求項１に記載の発明では、制御弁（１１０）は、サイクル高圧側圧力を用いて制御圧力を作り、この制御圧力により吐出容量の変更を制御するようになっており、制御弁（１１０）の制御信号に対応する循環冷媒の流量がサイクル高圧側圧力の上昇に応じて減少するようになっており、所定のしきい値をサイクル高圧側圧力の上昇に応じて増大するように補正する。
これによると、サイクル高圧側圧力の上昇に応じて循環冷媒の流量が減少する圧力依存型の制御特性を制御弁（１１０）が有していても、所定のしきい値をサイクル高圧側圧力の上昇に応じて増大するように補正することにより、循環冷媒の小流量時におけるオイル戻り不足解消のための流量制御を支障なく行うことができる。
【００１９】
請求項２に記載の発明では、請求項１において、循環冷媒の流量が所定のしきい値以下であるときに、蒸発器（９、２７）の実際の冷却度合いが所定の低温側域にある間は圧縮機（１１）の吐出流量を小流量に維持し、蒸発器（９、２７）の実際の冷却度合いが所定の低温側域よりも高温側に移行すると、圧縮機（１１）の吐出流量を中間流量とすることを特徴とする。
【００２０】
これにより、循環冷媒の小流量時にオイル戻り不足解消のための中間流量断続作動を行っても、蒸発器（９、２７）の実際の冷却度合いを所定の温度域に維持できる。
【００３３】
請求項４に記載の発明では、請求項１ないし３のいずれか１つにおいて、蒸発器は、互いに並列接続された複数の蒸発器（９、２７）であり、圧縮機（１１）は１個であり、１個の圧縮機（１１）により複数の蒸発器（９、２７）に冷媒を循環させることを特徴とする。
【００３４】
このように複数の蒸発器（９、２７）を並列接続した冷凍サイクル装置では、複数の蒸発器（９、２７）のうち圧縮機（１１）から遠く離れた方の蒸発器に、小流量時にオイルの滞留が発生しやすいが、このような冷凍サイクル装置においても、この装置に対応したしきい値を選択することにより、小流量時のオイル戻り不足を良好に解消できる。
【００３５】
請求項５に記載の発明のように、車室内前席側を空調する前席側空調ユニット（１）に複数の蒸発器（９、２７）の１つが配置され、車室内後席側を空調する後席側空調ユニット（２６）に複数の蒸発器（９、２７）の他の１つが配置されている車両用の冷凍サイクル装置においても、この装置に対応したしきい値を選択することにより、小流量時のオイル戻り不足を良好に解消できる。
【００３６】
なお、上記各手段の括弧内の符号は、後述する実施形態に記載の具体的手段との対応関係を示すものである。
【００３７】
【発明の実施の形態】
（本発明の前提となる第１の形態）
図１は、第１の形態の全体構成の概要を示すもので、車両用空調装置は室内空調ユニットとして、前席側空調ユニット１と後席側空調ユニット２６を備えている。前席側空調ユニット１は、車室内最前部の計器盤（図示せず）の内側部に配設されて、車室内前席側の領域を空調するものである。
【００３８】
前席側空調ユニット１はケース２を有し、このケース２内に車室内前席側へ向かって空気が送風される空気通路を構成する。このケース２の空気通路の最上流部に内気導入口３および外気導入口４を有する内外気切替箱５を配置している。この内外気切替箱５内に、内外気切替手段としての内外気切替ドア６を回転自在に配置している。
【００３９】
この内外気切替ドア６はサーボモータ７によって駆動されるもので、内気導入口３より内気（車室内空気）を導入する内気導入モードと外気導入口４より外気（車室外空気）を導入する外気導入モードとを切り替える。
【００４０】
内外気切替箱５の下流側には車室内に向かう空気流を発生させる電動式の前席側送風機８を配置している。この送風機８は、遠心式の送風ファン８ａをモータ８ｂにより駆動するようになっている。送風機８の下流側にはケース２内を流れる空気を冷却する前席側蒸発器９を配置している。この蒸発器９は、送風機８の送風空気を冷却する冷房用熱交換器で、冷凍サイクル装置１０を構成する要素の一つである。
【００４１】
なお、冷凍サイクル装置１０は、圧縮機１１の吐出側から、凝縮器１２、受液器１３および前席側減圧手段をなす膨張弁１４を介して前席側蒸発器９に冷媒が循環するように形成された周知のものである。また、受液器１３の出口側と圧縮機１１の吸入側との間に、前席側膨張弁１４および前席側蒸発器９と並列に、後席側減圧手段をなす膨張弁２８および後席側蒸発器２７が設けられ、前席側蒸発器９と後席側蒸発器２７に冷媒が並列に循環するようになっている。
【００４２】
冷凍サイクル装置１０においては、圧縮機１１により冷媒が高温高圧に圧縮され、この圧縮機１１から吐出された高圧ガス冷媒は凝縮器（放熱器）１２に導入され、この凝縮器１２にてガス冷媒は冷却用電動ファン１２ａにより送風される外気と熱交換して放熱し凝縮する。凝縮器１２を通過した冷媒を受液器１３にて液相冷媒と気相冷媒とに分離するとともに、液相冷媒を受液器１３内に貯留する。
【００４３】
受液器１３からの高圧液冷媒を前席側温度式膨張弁１４にて低圧の気液２相状態に減圧し、この減圧後の低圧冷媒を上記の前席側蒸発器９において空調空気から吸熱して蒸発させるようになっている。同様に、受液器１３からの高圧液冷媒は後席側温度式膨張弁２８にて低圧の気液２相状態に減圧されて後席側蒸発器２７に流入し、この低圧冷媒が後席側蒸発器２７にて空調空気から吸熱して蒸発する。前後の蒸発器９、２７において蒸発した後のガス冷媒は再度、圧縮機１１に吸入され、圧縮される。
【００４４】
なお、前後の温度式膨張弁１４、２８は周知のごとく蒸発器出口の冷媒過熱度が所定値に維持されるように弁開度を自動調節するものである。冷凍サイクル装置１０のうち、圧縮機１１、凝縮器１２、受液器１３等の機器は、車両エンジンルーム（図示せず）内に配置されている。
【００４５】
一方、前席側空調ユニット１において、前席側蒸発器９の下流側にはケース２内を流れる空気を加熱する前席側ヒータコア１５を配置している。このヒータコア１５は車両エンジンの温水（エンジン冷却水）を熱源として、蒸発器９通過後の空気（冷風）を加熱する暖房用熱交換器であり、その側方にはヒータコア１５をバイパスして空気が流れるバイパス通路１６が形成してある。
【００４６】
蒸発器９とヒータコア１５との間にエアミックスドア１７を回転自在に配置してある。このエアミックスドア１７はサーボモータ１８により駆動されて、その回転位置（開度）が連続的に調節可能になっている。エアミックスドア１７の開度によりヒータコア１５を通る空気量（温風量）と、バイパス通路１６を通過してヒータコア１５をバイパスする空気量（冷風量）とを調節し、これにより、車室内前席側に吹き出す空気の温度を調節するようになっている。
【００４７】
ケース２の空気通路の最下流部には、車両の前面窓ガラスＷに向けて空調風を吹き出すためのデフロスタ吹出口１９、前席乗員の顔部に向けて空調風を吹き出すための前席側フェイス吹出口２０、および前席乗員の足元部に向けて空調風を吹き出すための前席側フット吹出口２１の計３種類の吹出口が設けられている。
【００４８】
これら吹出口１９〜２１の上流部にはデフロスタドア２２、前席側フェイスドア２３および前席側フットドア２４が回転自在に配置されている。これらのドア２２〜２４は、図示しないリンク機構を介して共通のサーボモータ２５によって開閉操作される。
【００４９】
次に、後席側空調ユニット２６について説明する。この後席側空調ユニット２６は車室内の後席側領域を空調するように車室内の後部側に配置される。後席側空調ユニット２６は空気通路を形成するケース２６ａを有し、このケース２６ａの上流側に内気（車室内空気）を吸入して送風する後席側送風機２９が配置されている。この後席側送風機２９は遠心式送風ファン２９ａをモータ２９ｂにより駆動するようになっている。後席側送風機２９の下流側に前述の後席側蒸発器２７を配置してケース２６ａ内を流れる空気を冷却する。
【００５０】
後席側蒸発器２７の下流側に車両エンジンの温水を熱源として空気を加熱する後席側ヒータコア３０を配置し、この後席側ヒータコア３０の下流側に、後席乗員の顔部に向けて空調風を吹き出すための後席側フェイス吹出口３１と、後席乗員の足元部に向けて空調風を吹き出すための後席側フット吹出口３２とを設けている。そして、後席側フェイス吹出口３１を開閉する後席側フェイスドア３３および後席側フット吹出口３２を開閉する後席側側フットドア３４が回転自在に配置され、この両ドアドア３３、３４を図示しないリンク機構を介して共通のサーボモータ３５によって開閉操作する。
【００５１】
次に、圧縮機１１について説明すると、圧縮機１１は、プーリ１１ａ、ベルト等を介して車両エンジン（図示せず）の回転動力が伝達されて回転駆動される。本実施形態の圧縮機１１は、外部からの制御信号により吐出容量を連続的に可変制御できる可変容量型圧縮機である。具体的には、斜板式の圧縮機において吐出圧と吸入圧を利用して斜板室の圧力を制御することにより、斜板の傾斜角度を可変してピストンのストロークを変化させ、これにより、圧縮機吐出容量を略０％〜１００％の範囲で連続的に変化させることができる。
【００５２】
このような斜板式の可変容量型圧縮機１１は周知である。本実施形態は、斜板式の可変容量型圧縮機の中でも特に特開２００１−１０７８５４号公報等により公知になっている流量制御タイプの可変容量型圧縮機を圧縮機１１として用いている。
【００５３】
この流量制御タイプの可変容量型圧縮機１１を以下図２により説明すると、図２は、斜板式可変容量型圧縮機１１の吐出側流路部分と、斜板室の圧力制御用の制御弁１１０部分を示す概略図であり、圧縮機１１の吐出室１１ｂは図示しない複数のピストン作動室（シリンダ）から吐出される冷媒を集合するとともに吐出脈動を平滑化する部分である。
【００５４】
この吐出室１１ｂの出口側流路１１ｃに絞り部１１ｄを設けて、圧縮機１１の吐出冷媒がこの絞り部１１ｄを通過することにより、この絞り部１１ｄの前後間に所定の差圧ΔＰが発生するようにしてある。ここで、差圧ΔＰ＝ＰｄＨ−ＰｄＬである。ＰｄＨは絞り部１１ｄの上流部の冷媒圧力であり、ＰｄＬは絞り部１１ｄの下流部の冷媒圧力である。
【００５５】
差圧ΔＰはベルヌーイの定理により圧縮機１１の吐出冷媒流量と比例関係にあるから、差圧ΔＰを制御することにより圧縮機１１の吐出冷媒流量を制御できることになる。
【００５６】
一方、制御弁１１０は、上記差圧ΔＰに応じた力Ｆ１を発生する差圧応動機構１１１と、この差圧応動機構１１１の力Ｆ１に対抗する電磁力Ｆ２を発生する電磁機構１１２とを備え、この差圧ΔＰに応じた力Ｆ１と電磁力Ｆ２との釣り合いにより弁体１１３の位置（図２の左右方向位置）を変化させるようになっている。
【００５７】
差圧応動機構１１１は、ケース１１１ａ内に弁体１１３の移動方向（図２の左右方向）に弾性的に伸縮可能なベローズ１１１ｂを収容し、ベローズ１１１ｂの内部に絞り部１１ｄの上流部の冷媒圧力ＰｄＨを導入する。一方、ケース１１１ａ内には絞り部１１ｄの下流部の冷媒圧力ＰｄＬを導入する。
【００５８】
ベローズ１１１ｂの図２の右端部がケース１１１ａに固定される固定端を構成し、ベローズ１１１ｂの図２の左端部が弾性的な伸縮作用により図２の左右方向に変位する可動端１１１ｃを構成する。また、ベローズ１１１ｂの内部にはベローズ１１１ｂを伸長方向（図２の左側方向）に押圧するばね１１１ｄが設けられている。
【００５９】
ベローズ１１１ｂの可動端１１１ｃにプッシュロッド１１１ｅが一体に連結されている。このプッシュロッド１１１ｅは、ケース１１１ａの嵌合穴１１１ｆに対して摺動可能に、かつ、図示しないシール機構により気密に嵌合し、ケース１１１ａの外部へ突出している。
【００６０】
一方、電磁機構１１２は電磁コイル１１２ａを有し、この電磁コイル１１２ａの内周部にプランジャ１１２ｂがその軸方向（図２の左右方向）に変位可能に配置されている。プランジャ１１２ｂの端部には可動鉄心１１２ｃが一体に構成され、この可動鉄心１１２ｃに固定鉄心１１２ｄが対向配置され、この可動鉄心１１２ｃと固定鉄心１１２ｄとの間に、電磁コイル１１２ａに供給される制御電流Ｉｎに応じた電磁力（吸引力）Ｆ２を発生するようになっている。また、可動鉄心１１２ｃと固定鉄心１１２ｄとの間には電磁力Ｆ２と逆方向のばね力を発生するばね１１２ｅが配置されている。
【００６１】
プランジャ１１２ｂのうち、可動鉄心１１２ｃと反対側の端部（図２の右端部）に上記した弁体１１３が一体に形成されている。更に、弁体１１３は弁体１１３よりも十分小径の連結軸部１１３ａを介してプッシュロッド１１１ｅに一体に連結されている。従って、プランジャ１１２ｂと弁体１１３とプッシュロッド１１１ｅは一体物を構成し、プランジャ１１２ｂの軸方向（図２の左右方向）に一体に変位する。
【００６２】
弁体１１３は制御圧通路１１４に配置され、制御圧通路１１４の通路面積を増減する。この制御圧通路１１４の一端部は連通路１１５を介して圧縮機１１の吐出室１１ｂに連通するので、制御圧通路１１４の一端部には絞り部１１ｄの上流部の冷媒圧力ＰｄＨが導入される。一方、制御圧通路１１４の他端部は連通路１１６を介して圧縮機１１の斜板室１１ｅに連通する。
【００６３】
そして、斜板室１１ｅは絞り１１ｆを有する連通路１１ｇを介して圧縮機１１の吸入室１１ｈに連通する。弁体１１３は図２の右方向に変位すると制御圧通路１１４の通路面積を減少し、図２の左方向に変位すると制御圧通路１１４の通路面積を増加させる。従って、電磁力Ｆ２は弁体１１３を図２の右方向に変位させる閉弁方向の力であり、逆に、差圧ΔＰに応じた力Ｆ１は弁体１１３を図２の左方向に変位させる開弁方向の力である。
【００６４】
制御圧通路１１４の通路面積が減少すると、圧縮機１１の吐出室１１ｂから連通路１１５→制御圧通路１１４→連通路１１６を経て斜板室１１ｅに流入する吐出冷媒量が減少して、斜板室１１ｅの圧力、すなわち、制御圧Ｐｃが低下し、逆に制御圧通路１１４の通路面積が増加すると斜板室１１ｅに流入する吐出冷媒量が増加して、斜板室１１ｅの制御圧Ｐｃが上昇する。
【００６５】
なお、斜板式可変容量型圧縮機１１においては、周知のように制御圧Ｐｃの低下→斜板の傾斜角度の増加→ピストンストロークの増加→吐出容量の増加となり、逆に、制御圧Ｐｃの上昇→斜板の傾斜角度の減少→ピストンストロークの減少→吐出容量の減少となるように吐出容量変更機構が構成されている。
【００６６】
ところで、電磁力Ｆ２は、差圧ΔＰに応じた力Ｆ１に対抗する力であるから、電磁力Ｆ２を増減することにより目標差圧を決定することになり、現実の差圧ΔＰがこの電磁力Ｆ２により決定される目標差圧となるように斜板室１１ｅの制御圧Ｐｃが制御され、吐出容量が変化することになる。更に、差圧ΔＰと吐出冷媒流量は前述のように比例関係にあるから、目標差圧を決定することは目標吐出冷媒流量を決定することになる。
【００６７】
そして、電磁力Ｆ２は電磁コイル１１２ａに供給される制御電流Ｉｎに応じて決定されるから、図３に示すように、制御電流Ｉｎの増加に応じて目標差圧および目標吐出冷媒流量が増加する関係となる。
【００６８】
なお、制御電流Ｉｎは具体的には電流制御回路の構成上、デューティ制御により変化させる方式とするのが通常であるが、制御電流Ｉｎの値をデューティ制御によらず直接、連続的（アナログ的）に変化させてもよい。
【００６９】
また、斜板式可変容量型圧縮機１１においては制御圧Ｐｃの調整により吐出容量を１００％から略０％付近まで連続的に変化させることができる。そして、吐出容量を略０％付近に減少することにより、圧縮機１１が実質的に作動停止状態になる。従って、圧縮機１１の回転軸をプーリ１１ａ、ベルト等を介して車両エンジン側のプーリに常時連結するクラッチレスの構成とすることができる。しかし、圧縮機１１の回転軸に必要に応じて電磁クラッチを装着して電磁クラッチにより圧縮機１１への動力伝達を断続する構成としても良い。
【００７０】
次に、図４により本第１の形態の電気制御部の概要を説明すると、空調制御装置４０は本発明の制御手段を構成するものであり、ＣＰＵ、ＲＯＭおよびＲＡＭ等を含む周知のマイクロコンピュータとその周辺回路から構成される。この空調制御装置４０は、そのＲＯＭ内に空調制御のための制御プログラムを記憶しており、その制御プログラムに基づいて各種演算、処理を行う。
【００７１】
空調制御装置４０の入力側にはセンサ群４１からのセンサ検出信号、前席側空調パネル４２からの操作信号および後席側空調パネル４３からの操作信号が入力される。
【００７２】
センサ群４１には、前席側蒸発器９の空気吹出部に配置されて前席側蒸発器吹出空気温度Ｔｅを検出する前席側蒸発器温度センサ４１ａが設けられており、この前席側蒸発器温度センサ４１ａの他に、外気温Ｔａｍ、内気温Ｔｒ、日射量Ｔｓ、温水温度Ｔｗ等を検出する各種のセンサ４１ｂ〜４１ｅ等が備えられている。
【００７３】
前席側空調パネル４２は、車室内の運転席前方の計器盤（図示せず）付近に配置されるものであって、乗員により操作される以下の操作スイッチ４２ａ〜４２ｅを有する。温度設定スイッチ４２ａは車室内前席側の設定温度の信号を出すものであり、内外気切替スイッチ４２ｂは内外気切替ドア６による内気モードと外気モードをマニュアル設定する信号を出すものである。
【００７４】
吹出モードスイッチ４２ｃは前席側吹出モードとして周知のフェイスモード、バイレベルモード、フットモード、フットデフロスタモード、およびデフロスタモードをマニュアル設定するための信号を出すものである。風量切替スイッチ４２ｄは前席側送風機８のオンオフおよび前席側送風機８の風量切替をマニュアル設定するための信号を出すものである。
【００７５】
エアコンスイッチ４２ｅは圧縮機１１の作動状態と停止状態を切り替えるものであり、エアコンスイッチ４２ｅをオフ状態にすると、制御弁１１０の制御電流Ｉｎを強制的に０にして、圧縮機１１の吐出容量を略０容量にし、圧縮機１１が実質的に停止状態となる。エアコンスイッチ４２ｅをオン状態にすると、制御弁１１０に空調制御装置４０で演算された所定の制御電流Ｉｎが出力される状態となって、圧縮機１１が作動状態となる。
【００７６】
一方、後席側空調パネル４３は車室内の後席側領域等に配置されるもので、後席側風量切替スイッチ４３ａおよび後席側吹出モードスイッチ４３ｂを備えている。後席側風量切替スイッチ４３ａは後席側送風機２９のオンオフおよび後席側送風機２９の風量切替をマニュアル設定するための信号を出すものである。後席側吹出モードスイッチ４３ｂは後席側吹出モードとして周知のフェイスモード、バイレベルモード、およびフットモードをマニュアル設定するための信号を出すものである。
【００７７】
空調制御装置４０の出力側には、圧縮機１１の容量制御弁１１０の電磁コイル１１２ａ、各機器の電気駆動手段をなすサーボモータ７、１８、２５、前席側送風機８のモータ８ｂおよび後席側送風機２９のモータ２９ｂ等が接続され、これらの機器の作動が空調制御装置４０の出力信号により制御される。
【００７８】
次に、上記構成において本第１の形態の作動を説明する。最初に、車両用空調置としての作動の概要を説明すると、まず、前席側空調ユニット１および後席側空調ユニット２６をともに作動させるときは、前席側空調パネル４２の風量切替スイッチ４２ｄおよび後席側空調パネル４３の風量切替スイッチ４３ａを投入して、前後両方の送風機８、２９を作動させ、両空調ユニット１、２６に送風する。
【００７９】
そして、前席側空調パネル４２の圧縮機作動スイッチであるエアコンスイッチ４２ｅを投入すると、圧縮機１１の制御弁１１０に空調制御装置４０で演算された所定の制御電流Ｉｎが出力される状態となって、圧縮機１１が所定の吐出容量の状態にて車両エンジンにより回転駆動され、圧縮機１１が作動状態となる。この制御電流Ｉｎの演算については後述の図６の制御フローチャートにより詳述する。
【００８０】
圧縮機１１の作動により、冷凍サイクル装置１０において前後の蒸発器９、２７に冷媒が並列に循環する。そのため、前席側空調ユニット１では送風空気を蒸発器９により冷却、除湿して、車室内の前席側空間へ空調風を吹き出すことができる。同様に、後席側空調ユニット２６においても、送風空気を蒸発器２７により冷却、除湿して、車室内の後席側空間へ空調風を吹き出すことができる。
【００８１】
前後両方の空調ユニット１、２６を上記のように同時運転しているときは、前後の温度式膨張弁１４、２８がそれぞれ前後の蒸発器９、２７の冷房熱負荷に対応した弁開度に調節され、その冷房熱負荷に対応した流量の冷媒が常時、各蒸発器９、２７の流路を通過する。これにより、各蒸発器９、２７の出口冷媒の過熱度を所定値に調節する。
【００８２】
次に、後席側空調ユニット２６を停止して、前席側空調ユニット１のみ単独運転するときは、前席側風量切替スイッチ４２ｄのみを投入し、後席側風量切替スイッチ４３ａをオフ状態とする。これにより、後席側送風機２９が停止し、後席側蒸発器２７に空気が送風されないので、後席側蒸発器２７の出口冷媒がその雰囲気温度に対応する飽和状態となり、過熱度を持たない。
【００８３】
その結果、後席側温度式膨張弁２８が閉弁状態、もしくは閉弁に近い状態となるので、冷凍サイクル装置１０において後席側蒸発器２７への冷媒の循環が停止され、前席側蒸発器９のみに冷媒が循環する。
【００８４】
次に、図５により空調制御装置４０により実行される容量制御全体の概要を説明すると、先ず、ステップＳ１００にてセンサ群４１の検出信号、操作パネル４２、４３からの操作信号等を読み込む。次に、ステップＳ１１０にて車室内前席側への吹出空気の目標吹出温度ＴＡＯを算出する。この目標吹出温度ＴＡＯは空調熱負荷変動にかかわらず、前席側操作パネル４２の温度設定スイッチ４２ａにより乗員が設定した設定温度Ｔｓｅｔに車室内前席側を維持するために必要な車室内前席側への吹出空気温度であって、ＴＡＯは公知のごとく設定温度Ｔｓｅｔ、外気温Ｔａｍ、内気温Ｔｒ、日射量Ｔｓに基づいて算出する。
【００８５】
次に、ステップＳ１２０にて前席側蒸発器９の目標蒸発器温度ＴＥＯを算出する。この目標蒸発器温度ＴＥＯは前席側蒸発器吹出空気の目標温度であり、上記ＴＡＯにより車室内温度制御のために決定される第１目標蒸発器温度ＴＥＯ１と、外気温Ｔａｍに基づいて決定される第２目標蒸発器温度ＴＥＯ２のうち、低い方の温度を最終的にＴＥＯとして算出する。すなわち、ＴＥＯ＝ＭＩＮ（ＴＥＯ１、ＴＥＯ２）である。
【００８６】
第１目標蒸発器温度ＴＥＯ１は具体的には上記ＴＡＯの上昇につれて上昇するように決定される。また、第２目標蒸発器温度ＴＥＯ２は外気温Ｔａｍが中間温度域（例えば、２０℃付近）以上になると、窓ガラスの防曇性能確保のための除湿作用の必要性が低下するので、第２目標蒸発器温度ＴＥＯ２を高くして圧縮機１１の駆動動力を低減することにより車両エンジンの省動力を図る。一方、外気温Ｔａｍが中間温度域より低温となる低温域では第２目標蒸発器温度ＴＥＯ２を低くして蒸発器９、２７の除湿作用により窓ガラスの防曇性能を確保する。
【００８７】
次に、ステップＳ１３０にて、圧縮機容量制御のための制御電流Ｉｎを算出する。この制御電流Ｉｎは前述の図３に示すように圧縮機１１の容量制御弁１１０における目標差圧（目標流量）を決定するものであって、この制御電流Ｉｎは基本的には、蒸発器吹出温度センサ４１ａにより検出される実際の前席側蒸発器吹出温度Ｔｅが目標蒸発器吹出温度ＴＥＯとなるように決定されるが、制御電流Ｉｎの具体的算出方法は図６により後述する。
【００８８】
次に、ステップＳ１４０にて上記の制御電流Ｉｎが容量制御弁１１０のコイル１１２ａに出力され、圧縮機１１の容量制御が実行される。
【００８９】
次に、図６は図５の基本制御ルーチンにおける制御電流Ｉｎの算出ステップＳ１３０の具体例を示すものであり、まず、ステップＳ１３１０にて仮の制御電流値Ｉｎ−▲１▼を実際の蒸発器吹出温度Ｔｅと目標蒸発器吹出温度ＴＥＯとの偏差Ｅｎに基づいて算出する。具体的には、偏差Ｅｎ（Ｅｎ＝Ｔｅ−ＴＥＯ）を算出し、この偏差Ｅｎに基づいてＴｅをＴＥＯに近づけるための仮の制御電流値Ｉｎ−▲１▼を比例積分制御（ＰＩ制御）によるフィードバック制御の手法にて算出する。
【００９０】
次に、ステップＳ１３２０にて仮の制御電流値Ｉｎ−▲１▼が所定のしきい値Ｉｎ−ｓより大きいか判定する。このしきい値Ｉｎ−ｓは、図３の特性図から分かるように、所定の目標差圧ΔＰ−ｓ、ひいては所定の目標流量Ｇ−ｓを決定するものであるから、仮の制御電流値Ｉｎ−▲１▼が所定のしきい値Ｉｎ−ｓより大きい状態とは、圧縮機吐出冷媒流量（質量流量）が所定のしきい値より大きい状態を意味することになる。
【００９１】
そして、所定の目標流量Ｇ−ｓは、「発明が解決しようとする課題」の欄にて既述した圧縮機へのオイル戻り量の不足が顕著になるしきい値であって、この所定の目標流量Ｇ−ｓは、本発明者らの実験検討によると、冷凍サイクル装置１０の仕様により変化する値であり、通常、４０〜８０ｋｇ／ｈ程度の範囲内となる。従って、しきい値Ｉｎ−ｓは、このオイル戻り量の不足が顕著になる吐出冷媒流量のしきい値（例えば、６０ｋｇ／ｈ）から決まる値である。
【００９２】
そして、仮の制御電流値Ｉｎ−▲１▼が所定のしきい値Ｉｎ−ｓより大きいときはステップＳ１３３０に進み、最終決定の制御電流値Ｉｎ−▲２▼＝Ｉｎ−▲１▼とする。これにより、仮の制御電流値Ｉｎ−▲１▼が容量制御弁１１０のコイル１１２ａに出力され、仮の制御電流値Ｉｎ−▲１▼により目標差圧、ひいては目標流量が決定される。
【００９３】
この結果、実際の差圧ΔＰ（＝ＰｄＨ−ＰｄＬ）が仮の制御電流値Ｉｎ−▲１▼により決定された目標差圧となるように圧縮機１１の吐出容量が変制御される。このことは、換言すると、実際の圧縮機吐出流量がＩｎ−▲１▼により決定された目標流量となるように圧縮機１１の吐出容量が制御されることである。そして、このように圧縮機吐出流量が容量制御弁１１０の制御電流値により制御されることにより、前席側蒸発器９の冷却能力が増減されて前席側蒸発器９の実際の吹出空気温度Ｔｅが目標吹出空気温度ＴＥＯに維持される。
【００９４】
後席側蒸発器２７においても、圧縮機吐出流量が容量制御弁１１０の制御電流値により制御されることにより、前席側蒸発器９と同様に冷却能力が増減されるので、後席側蒸発器２７の実際の吹出空気温度も前席側蒸発器９の吹出空気温度Ｔｅに準じた制御を行うことができる。
【００９５】
一方、ステップＳ１３２０にて仮の制御電流値Ｉｎ−▲１▼が所定のしきい値Ｉｎ−ｓ以下であると判定されると、ステップＳ１３４０に進み、前席側蒸発器９の実際の吹出空気温度Ｔｅが目標吹出空気温度ＴＥＯより高いかどうか判定する。この判定は具体的には、図７に示すように判定しきい値に所定のヒステリシス幅（図示の例は１℃）を持たせて行うようになっており、ＴｅがＴＥＯ＋１℃より高くなると判定結果を「１」とし、ＴｅがＴＥＯより低くなると判定結果を「０」とする。従って、判定結果の「１」は、ＴｅがＴＥＯより高温側であることを示し、判定結果の「０」は、ＴｅがＴＥＯより低温側であることを示す。
【００９６】
そして、判定結果が「１」であるときはステップＳ１３５０に進み、最終決定の制御電流値Ｉｎ−▲２▼を前述のしきい値Ｉｎ−ｓとする。一方、判定結果が「０」であるときはステップＳ１３６０に進み、最終決定の制御電流値Ｉｎ−▲２▼を０とする。
【００９７】
つまり、仮の制御電流値Ｉｎ−▲１▼≦所定のしきい値Ｉｎ−ｓであるときは、図８に示すようにＴｅとＴＥＯとの高低判定に基づいて最終決定の制御電流値Ｉｎ−▲２▼をしきい値Ｉｎ−ｓと０との間で繰り返すことになる。そして、この制御電流値の変化に基づいて圧縮機の吐出容量が変化し、この結果、圧縮機吐出流量が所定のしきい値Ｇ−ｓと０との間で断続的に変化する。
【００９８】
そして、所定の中間流量、例えば、６０ｋｇ／ｈを決定する所定のしきい値Ｇ−ｓにて圧縮機吐出流量を断続することにより、平均流量は低下するものの、所定のしきい値Ｇ−ｓによるピーク流量を断続的に流すことができる。そのため、このピーク流量の冷媒流れによって後席側蒸発器２７および後席側蒸発器２７の出口側冷媒配管等に停滞しようとするオイルを押し流して、圧縮機１に還流できる。従って、圧縮機吐出流量、すなわち、サイクル内循環冷媒の小流量時においても、圧縮機１１へのオイル戻り量を確保して圧縮機１１の潤滑性を良好に維持できる。
【００９９】
一方、ＴｅとＴＥＯとの高低判定に基づいて圧縮機吐出流量を所定のしきい値Ｇ−ｓにて断続することにより平均流量が低下して、前席側蒸発器９の吹出空気温度Ｔｅを目標蒸発器吹出温度ＴＥＯに維持でき、前席側蒸発器９の吹出空気温度の制御性を確保できる。後席側蒸発器２７の吹出空気温度も前席側蒸発器９に準じた同様の制御を行うことができる。
【０１００】
更に、圧縮機吐出流量を決定する容量制御電流値に着目して、この容量制御電流値によりサイクル内循環冷媒流量が所定のしきい値Ｇ−ｓ以下となる小流量域を判定し、この小流量域では圧縮機吐出流量を所定のしきい値Ｇ−ｓにて断続するから、この所定のしきい値Ｇ−ｓとして圧縮機１１へのオイル戻り不足が顕著になる各種冷凍サイクルごとのしきい値を実験検討により予め設定しておくことにより、オイル戻り不足と直接的な相関関係のある冷媒流量低下を判定して、オイル戻り不足解消のための冷媒流量断続制御（図８）を適切な時期に実行することができる。
【０１０１】
また同時に、オイル戻り不足解消のための冷媒流量断続制御を所定の中間流量にて断続するから、蒸発器９、２７における冷媒流量の変動幅が１００％容量による大流量を断続する場合に比較して大幅に小さくなるので、蒸発器吹出温度のバラツキも低減できる。
【０１０２】
なお、ステップＳ１３２０では、仮の制御電流値Ｉｎ−▲１▼を所定のしきい値Ｉｎ−ｓと単純に大小比較する例について説明したが、ステップＳ１３４０のＴｅ判定（図７参照）のようにステップＳ１３２０の判定においても、しきい値Ｉｎ−ｓにヒステリシス幅を設定して、圧縮機吐出流量制御のハンチングを防止するようにした方が実用上好ましい。
【０１０３】
（本発明の前提となる第２の形態）
図９は本第２の形態を示すものであり、第１の形態に対してステップＳ１３６５を追加し、図８に示すオイル戻り不足解消のための冷媒流量断続制御を行う際に、圧縮機吐出流量が０となる区間では凝縮器１２の冷却用電動ファン１２ａへの通電を遮断して、凝縮器冷却用電動ファン１２ａを停止する。
【０１０４】
すなわち、圧縮機吐出流量が０となる区間では凝縮器１２での冷媒の放熱が実質上不要となるので、凝縮器冷却用電動ファン１２ａを停止して凝縮器冷却用電動ファン１２ａの電力消費をなくすようにしている。
【０１０５】
（本発明の前提となる第３の形態）
第１の形態では、圧縮機１１の吸入側に前席側蒸発器９および後席側蒸発器２７を並列接続するデュアルエアコンタイプの冷凍サイクル装置１０について説明したが、本第３の形態では図１０に示すように、圧縮機１１の吸入側に１つの蒸発器９、すなわち、前席側蒸発器９のみを接続するシングルエアコンタイプの冷凍サイクル装置１０に関する。
【０１０６】
シングルエアコンタイプの冷凍サイクル装置１０では圧縮機１１に対して長さの長い冷媒配管を介して接続される後席側蒸発器２７が廃止されるので、後席側蒸発器２７および後席側冷媒配管におけるオイル滞留がなくなるので、デュアルエアコンタイプの冷凍サイクルに比較してオイル戻り不足の問題が軽減される。しかし、サイクル循環冷媒流量の小流量域では、シングルエアコンタイプの冷凍サイクル装置１０においてもオイル戻り不足が起こりやすい。従って、図６および図９に示す圧縮機吐出冷媒流量の制御は、シングルエアコンタイプの冷凍サイクル装置１０においても有効に実行できる。
【０１０７】
なお、シングルエアコンタイプの冷凍サイクル装置１０では上記のようにデュアルエアコンタイプの冷凍サイクルに比較してオイル戻り不足の問題が軽減されるので、シングルエアコンタイプにおけるステップＳ１３２０のしきい値Ｉｎ−ｓは、デュアルエアコンタイプのしきい値Ｉｎ−ｓより小さい値でよい。例えば、デュアルエアコンタイプにおけるしきい値Ｉｎ−ｓが例えば、冷媒流量：６０ｋｇ／ｈに対応する値である場合は、シングルエアコンタイプにおけるしきい値Ｉｎ−ｓは、例えば、冷媒流量：５０ｋｇ／ｈ程度に対応する値にすればよい。
【０１０８】
（第１実施形態）
第１の形態で用いる制御弁１１０では、図３に示すように制御電流Ｉｎの増加に比例して目標差圧が増加し、これに伴って、目標流量が増加する制御特性になっており、この図３の制御特性はサイクル高圧側圧力Ｐｄ（圧縮機１１の吐出側から膨張弁１４、２８の入口側までの冷媒圧力）の影響を受けずに、制御電流Ｉｎによって一義的に決まる特性になっているが、本第１実施形態では、図１１のように目標差圧（目標流量）が制御電流Ｉｎの他にサイクル高圧側圧力Ｐｄの変化に依存して決定される制御特性を持つ制御弁１１０を用いる場合に関する。
【０１０９】
図１１の制御特性によると、制御電流Ｉｎが同一の値、例えば、Ｉｎ１０であっても、サイクル高圧側圧力Ｐｄが上昇すると、目標差圧（目標流量）が減少する特性となる。このため、目標差圧（目標流量）を所定のしきい値ΔＰ−ｓ（Ｇ−ｓ）に維持するためには、Ｐｄの上昇に応じて制御電流Ｉｎを増加する必要がある。
【０１１０】
図１２は、図１１の制御特性の制御弁１１０を用いて圧縮機１１の吐出流量制御を行った場合における制御電流と冷媒流量との関係を示す具体的測定値のグラフである。
【０１１１】
本第１実施形態のようにサイクル高圧側圧力Ｐｄの変化に依存する制御特性を持つ制御弁１１０を用いる場合は、図６、図９のステップＳ１３２０の判定に用いるしきい値Ｉｎ−ｓを図１３に示すようにサイクル高圧側圧力Ｐｄの上昇に応じて増加するように決定する。
【０１１２】
なお、図１３おいて、サイクル高圧側圧力Ｐｄが所定値Ｐｄ１以下の領域ではしきい値Ｉｎ−ｓを一定値Ｉｎ−ｓ１に保持しているのは、ＰｄがＰｄ１以下になると、このＰｄ１に対応するしきい値Ｉｎ−ｓ１にて圧縮機１１１の吐出容量が１００％容量になるからである。
【０１１３】
（第１参考例）
上記の第１〜第３の形態および第１実施形態では、いずれも、圧縮機１１として、吐出容量の変更により吐出流量を制御する流量制御タイプの可変容量型圧縮機１１を用いる場合について説明したが、第１参考例では図１４に示すように圧縮機１１として電動圧縮機１１を用いている。この電動圧縮機１１は、モータ１１ｉと、モータ１１ｉにより駆動される圧縮機構部１１ｊとを一体化したものである。モータ１１ｉは具体的には３相交流モータであり、また、圧縮機構部１１ｊは例えば周知のスクロール式圧縮機構である。
【０１１４】
モータ１１ｉに付与される３相交流電源の周波数をインバータ１１ｋにより可変制御することによりモータ回転数を制御し、モータ回転数の高低に応じて電動圧縮機１１の冷媒吐出流量を増減できる。インバータ１１ｋは空調用制御装置４０の制御出力により制御される。
【０１１５】
第１参考例によると、モータ回転数の制御信号の値に基づいて冷媒吐出流量が所定のしきい値以下であるかどうかを判定し、冷媒吐出流量が所定のしきい値以下であるときは、この所定のしきい値に対応する所定の中間モータ回転数と０回転数との間で、モータ回転数を断続的に変化させれば、流量制御タイプの可変容量型圧縮機１１を用いる第１〜第３の形態および第１実施形態と同様の作用効果を発揮できる。
【０１１６】
（第２参考例）
第２参考例は上記の第１参考例による電動圧縮機１１を用いる冷凍サイクル装置において、電動圧縮機１１の具体的制御例に関するものである。
【０１１７】
図１５〜図１９は第２参考例を示すもので、第１〜第３の形態、第１実施形態および第１参考例と同等部分には同一符号を付して説明を省略する。図１５は第２参考例の全体システム構成を示すもので、冷凍サイクル装置１０は、第３の形態（図１０）と同様に圧縮機１１の吸入側に１つの蒸発器９、すなわち、前席側蒸発器９のみを接続するシングルエアコンタイプの構成になっている。
【０１１８】
なお、第２参考例の冷凍サイクル装置１０では、図１０の受液器１３の代わりにアキュムレータ１３ａを蒸発器９の出口側に設けるアキュムレータサイクルの構成になっている。
【０１１９】
空調ユニット１内の通風系の構成は図１と基本的に同一である。なお、図１５にはヒータコア１５に温水を循環する温水回路５０が示してあり、この温水回路５０では熱源装置５１において温水が加熱され、この加熱された高温の温水を温水ポンプ５２によりヒータコア１５に循環するようになっている。
【０１２０】
熱源装置５１は、車両走行用エンジン、燃料電池搭載車における燃料電池、あるいは燃焼式ヒータ等で構成される。温水ポンプ５２はエンジン駆動の機械式ポンプあるいはモータ駆動の電動ポンプで構成される。
【０１２１】
次に、図１６は第２参考例の電気制御部のブロック図であり、空調制御装置４０のマイクロコンピュータにより実行される制御処理の代表的な機能実現手段を符号４０ａ〜４０のブロックで示している。
【０１２２】
次に、図１７は第２参考例の空調制御装置４０のマイクロコンピュータにより実行される制御フロチャートであり、図５と同等部分には同一符号を付している。図１７の制御ルーチンがスタートすると、先ず、ステップＳ１０にてフラグ、タイマー等の初期化処理を行い、ステップＳ１００ａにて空調操作パネル４２スイッチ操作信号を読み込み、次のステップＳ１００ｂにてセンサ群４１ａ〜４１ｅの検出信号を読み込む。
【０１２３】
次に、ステップＳ１１０にて車室内への吹出空気の目標吹出空気温度ＴＡＯを算出する。この目標吹出空気温度ＴＡＯは、空調熱負荷の変動にかかわらず、車室内温度を温度設定器３２の設定温度Ｔｓｅｔに維持するために必要な吹出空気温度であり、空調制御の基本目標値である。このＴＡＯは、空調操作パネル４２の温度設定スイッチ４２ａ（図４参照）により設定された設定温度Ｔｓｅｔと、空調熱負荷に関係する内気温ＴＲ、外気温ＴＡＭ、及び日射量ＴＳとに基づいて公知の下記数式１により算出する。
【０１２４】
【数１】
ＴＡＯ＝Ｋset ×Ｔset −Ｋr ×ＴＲ−Ｋam×ＴＡＭ−Ｋs ×ＴＳ＋Ｃ
但し、Ｋset 、Ｋr 、Ｋam、Ｋs ：制御ゲイン、Ｃ：補正用の定数
次に、ステップＳ１１１にて送風機駆動用モータ８ａに印加するブロワ電圧を上記の目標吹出空気温度ＴＡＯに基づいて図１８（ａ）のように算出する。このブロワ電圧により送風機８の送風ファン８ａの回転数、すなわち、車室内吹出空気の風量をＴＡＯの低温領域および高温領域で高くし、中間温度域で風量が低くなるように決定できる。
【０１２５】
次に、ステップＳ１１２にて内外気吸い込みモードを目標吹出空気温度ＴＡＯに基づいて図１８（ｂ）のように決定する。次に、ステップＳ１１３にて吹出口モードを目標吹出空気温度ＴＡＯに基づいて図１８（ｃ）のように決定する。図１８（ｃ）のＦＡＣＥ（フェイス）モードはフェイス吹出口２０、３１（図１参照）から空調風を吹き出すモードであり、Ｂ／Ｌ（バイレベル）モードは、フェイス吹出口２０、３１とフット吹出口２１、３２の両方から空調風を吹き出すモードであり、ＦＯＯＴ（フット）モードは、フット吹出口２１、３２から空調風を吹き出すモードである。フットモード時にデフロスタ吹出口１９から少量の空調風を吹き出すようにしてもよい。
【０１２６】
次に、ステップＳ１１４にて、車室内へ吹き出す空調風の温度を目標吹出空気温度ＴＡＯにするための、エアミックスドア１７の目標開度ＳＷを算出する。具体的には、蒸発器９の吹出空気温度Ｔｅ（温度センサ４１ａの検出温度）、ヒータコア１５の温水温度Ｔｗ（水温センサ４１ｅの検出温度）、および目標吹出空気温度ＴＡＯに基づいて目標エアミックスドア開度ＳＷを次の数式２にて算出する。
【０１２７】
【数２】
ＳＷ＝｛（ＴＡＯ−Ｔｅ）／（Ｔｗ−Ｔｅ）｝×１００（％）
次に、ステップＳ１２０にて蒸発器９の目標蒸発器温度ＴＥＯを算出する。この目標蒸発器温度ＴＥＯの算出方法は基本的に図５のステップＳ１２０と同じであり、目標吹出空気温度ＴＡＯに基づいて図１８（ｄ）のように決定される第１目標蒸発器温度ＴＥＯ１と、外気温Ｔａｍに基づいて図１８（ｅ）のように決定される第２目標蒸発器温度ＴＥＯ２のうち、低い方の温度を目標蒸発器温度ＴＥＯとして決定する。
【０１２８】
次に、ステップＳ１３５にて電動圧縮機１１の制御のための目標回転数を算出する。このステップＳ１３５の詳細は図１９により後述する。そして、次のステップＳ１４０にて各制御対象の機器に対して制御値を出力して各制御対象の機器を駆動する。
【０１２９】
図１９は、ステップＳ１３５による電動圧縮機制御の詳細を示すものであり、先ず、ステップＳ２００にて圧縮機作動指令がＯＮ状態になっているか判定する。この判定は、空調操作パネル４２における圧縮機作動スイッチをなすエアコンスイッチ４２ｅ（図４参照）のＯＮ、ＯＦＦに基づいて行う。
【０１３０】
圧縮機作動指令がＯＮ状態になっているときは、次のステップＳ２１０にて冷房必要能力Ｆ１の判定を行う。この判定は、本実施形態では温度センサ４１ａにより検出される現実の蒸発器吹出温度Ｔｅと前述のステップＳ１２０にて算出された目標蒸発器温度ＴＥＯとの偏差（Ｔｅ−ＴＥＯ）に基づいて行う。
【０１３１】
より具体的には、偏差（Ｔｅ−ＴＥＯ）が４℃以上になると冷房必要能力Ｆ１＝２とする。ここで、Ｆ１＝２は冷房必要能力：大を表す。そして、一旦、Ｆ１＝２の状態になると、現実の蒸発器吹出温度Ｔｅが目標蒸発器温度ＴＥＯよりも低下して、偏差（Ｔｅ−ＴＥＯ）が−１℃となるまで維持される。そして、偏差（Ｔｅ−ＴＥＯ）が０℃以上になると、冷房必要能力Ｆ１＝１とする。ここで、Ｆ１＝１は冷房必要能力：中を表す。この冷房必要能力Ｆ１＝１は、偏差（Ｔｅ−ＴＥＯ）が４℃未満で、且つ、−１℃を超える範囲内で維持される。
【０１３２】
このように、冷房必要能力Ｆ１＝２とする場合および冷房必要能力Ｆ１＝１とする場合をそれぞれ所定の偏差範囲にて維持しているのは、電動圧縮機１１の回転数制御のハンチングを防止して、電動圧縮機１１の回転数制御を安定化するためである。そして、偏差（Ｔｅ−ＴＥＯ）が−１℃以下では冷房必要能力Ｆ１＝０とする。このＦ１＝０は冷房能力：不要を表す。
【０１３３】
次のステップＳ２２０では冷房必要能力Ｆ１＝０であるか判定し、Ｆ１＝０であれば、ステップＳ２３０に進み、電動圧縮機１１の目標回転数ｆｎ＝０ｒｐｍとし、電動圧縮機１１を停止状態とする。
【０１３４】
Ｆ１＝０でないときはステップＳ２４０に進み、Ｆ１＝１であるか判定する。Ｆ１＝１は冷房必要能力が「中」の状態を表しているから、Ｆ１＝１であれば、ステップＳ２５０に進み、電動圧縮機１１の目標回転数ｆｎ＝所定の中間回転数ｆｎ−ｓ、具体的には１５００ｒｐｍとする。
【０１３５】
ここで、この所定の中間回転数ｆｎ−ｓ（１５００ｒｐｍ）は電動圧縮機１１の最大使用回転数（例えば、７５００ｒｐｍ）に対する所定の中間領域の回転数である。本実施形態では、この所定の中間回転数ｆｎ−ｓ（１５００ｒｐｍ）において、圧縮機吐出流量が第１〜第４実施形態で述べた所定の中間流量しきい値（目標流量）Ｇ−ｓとなるように、ｆｎ−ｓを決定している。
【０１３６】
ステップＳ２４０の判定がＮＯのときはＦ１＝２、すなわち、冷房必要能力が「大」の状態であるから、ステップＳ２６０に進み、冷房必要能力に対応した仮の目標回転数ｆｎｏを算出する。このステップＳ２６０における仮の目標回転数ｆｎｏの算出方法は、特開平８−２２３６号公報等において公知となっているファジー制御による算出方法でよい。
【０１３７】
このファジー制御による算出方法の概要を説明すると、現実の蒸発器吹出温度Ｔｅと目標蒸発器温度ＴＥＯとの偏差（Ｔｅ−ＴＥＯ）を算出するとともに、この偏差（Ｔｅ−ＴＥＯ）の変化率を算出し、この偏差（Ｔｅ−ＴＥＯ）と偏差変化率とに基づいて、この偏差を小さくするために必要な目標回転数の増減量Δｆｎをファジー制御により算出する。そして、この目標回転数増減量Δｆｎと前回算出の目標回転数ｆｎとの和（ｆｎ＋Δｆｎ）により仮の目標回転数ｆｎｏを算出する。
【０１３８】
次に、ステップＳ２７０にて仮の目標回転数ｆｎｏが所定の中間回転数ｆｎ−ｓ（１５００ｒｐｍ）より大きいか判定する。通常はステップＳ２７０の判定がＹＥＳとなり、次のステップＳ２８０にて目標回転数ｆｎ＝ｆｎｏとする。すなわち、ステップＳ２６０にて算出された仮の目標回転数ｆｎｏをそのまま目標回転数ｆｎとする。
【０１３９】
これに対し、ステップＳ２７０の判定がＮＯとなったときは次のステップＳ２９０にて目標回転数ｆｎ＝ｆｎ−ｓ（１５００ｒｐｍ）とする。すなわち、目標回転数ｆｎを所定の中間回転数ｆｎ−ｓ（１５００ｒｐｍ）に固定する。
【０１４０】
以上のごとく電動圧縮機１１の目標回転数ｆｎを決定して電動圧縮機１１の回転数制御を行うことにより、冷房必要能力が「中」レベルであるときは電動圧縮機１１の回転数を所定の中間回転数ｆｎ−ｓ（１５００ｒｐｍ）に固定する（Ｓ２５０）。電動圧縮機１１の回転数が所定の中間回転数ｆｎ−ｓであっても、冷房熱負荷が小さいときは蒸発器吹出温度Ｔｅが目標蒸発器温度ＴＥＯよりも低下して、Ｆ１＝０となり、電動圧縮機１１の回転数を０とする（Ｓ２３０）。
【０１４１】
従って、冷房熱負荷が小さいときは電動圧縮機１１の回転数が所定の中間回転数ｆｎ−ｓと０との間で断続的に変化することになる。この結果、電動圧縮機１１の吐出流量は図８（ｃ）のように、所定のしきい値（中間流量）Ｇ−ｓと０流量との間で断続的に変化するので、流量制御タイプの可変容量型圧縮機１１を用いる第１〜第４実施形態と同様に、圧縮機１１へのオイル戻り性の確保および蒸発器吹出温度バラツキ低減の作用効果を発揮できる。
【０１４２】
なお、冷房必要能力が「大」レベルであるときは、現実の蒸発器吹出温度Ｔｅと目標蒸発器温度ＴＥＯとの偏差（Ｔｅ−ＴＥＯ）に基づいて、この偏差を小さくするための仮の目標回転数ｆｎｏを算出し、この仮の目標回転数ｆｎｏが所定の中間回転数ｆｎ−ｓより大きい時はこの仮の目標回転数ｆｎｏをそのまま目標回転数ｆｎとして電動圧縮機１１を作動させる。これにより、冷房必要能力が「大」レベルであるときに、能力確保のために必要なサイクル内循環冷媒流量を確保できる。
【０１４３】
また、冷房必要能力が「大」レベルである場合にも、ファジー制御により仮の目標回転数ｆｎｏが所定の中間回転数ｆｎ−ｓよりも低い低回転となることがある。そこで、このときはステップＳ２９０にて電動圧縮機１１の回転数の下限値を所定の中間回転数ｆｎ−ｓに固定することにより、圧縮機１１へのオイル戻り性確保等の効果を発揮できる。
【０１４４】
（他の実施形態）
なお、上記の第１〜第３の形態および第１実施形態では、容量制御電流Ｉｎが所定のしきい値Ｉｎ−ｓ以下であるとき、換言すると、冷媒流量が所定のしきい値Ｇ−ｓ以下であるときは、容量制御電流Ｉｎを所定のしきい値Ｉｎ−ｓと０との間で断続的に変化させ、これにより、圧縮機１１の吐出流量を所定の中間流量（しきい値）Ｇ−ｓと０流量との間で断続的に変化させているが、容量制御電流Ｉｎを所定のしきい値Ｉｎ−ｓと完全に一致させず、所定のしきい値Ｉｎ−ｓ近傍の値と０との間で断続的に変化させるようにしてもよい。また、容量制御電流Ｉｎを断続的に変化させる際に、容量制御電流Ｉｎの下限値を完全に０とせず、０付近の僅少値に設定してもよい。
【０１４５】
また、第１の形態では、前席側蒸発器９の吹出空気温度Ｔｅを検出し、前席側蒸発器９の実際の吹出空気温度Ｔｅが目標吹出空気温度ＴＥＯとなるように、圧縮機１１の吐出冷媒流量を制御しているが、後席側蒸発器２７の吹出空気温度も検出し、例えば、前後の両蒸発器９、２７の吹出空気温度のうち、高い方の吹出空気温度が目標吹出空気温度ＴＥＯとなるように、圧縮機１１の吐出冷媒流量を制御してもよい。
【０１４６】
また、前席側蒸発器９の吹出空気温度Ｔｅの代わりに、蒸発器９のフィンやチューブの表面温度等を検出して、蒸発器冷却度合いを検出するようにしてもよい。
【図面の簡単な説明】
【図１】 本発明の前提となる第１の形態による冷凍サイクル装置を含む車両用空調装置の全体構成図である。
【図２】 本発明の前提となる第１の形態における可変容量型圧縮機の一部と容量制御弁の概略断面図である。
【図３】 本発明の前提となる第１の形態における可変容量型圧縮機の吐出流量制御特性図である。
【図４】 本発明の前提となる第１の形態における電気制御部の概略ブロック図である。
【図５】 本発明の前提となる第１の形態による容量制御全体の概略フローチャートである。
【図６】 図５の容量制御の要部の具体的フローチャートである。
【図７】 図６の蒸発器吹出温度判定ステップの具体例の説明図である。
【図８】 図６の容量制御の要部の作動説明図である。
【図９】 本発明の前提となる第２の形態による容量制御の要部の具体的フローチャートである。
【図１０】 本発明の前提となる第３の形態による車両空調用冷凍サイクル装置の全体構成図である。
【図１１】 本発明の第１実施形態における可変容量型圧縮機の吐出流量制御特性図である。
【図１２】 本発明の第１実施形態における冷媒流量と制御電流との関係を示す測定値のグラフである。
【図１３】 本発明の第１実施形態における制御電流しきい値とサイクル高圧側圧力との関係を示す特性図である。
【図１４】 第１参考例の電動圧縮機の制御ブロック図である。
【図１５】 第２参考例による冷凍サイクル装置を含む車両用空調装置の全体構成図である。
【図１６】 第２参考例における電気制御部の概略ブロック図である。
【図１７】 第２参考例による空調制御全体の概略フローチャートである。
【図１８】 第２参考例による空調制御の作動特性図である。
【図１９】 第２参考例による電動圧縮機制御の具体例を示す具体的フローチャートである。
【符号の説明】
１…前席側空調ユニット、９…前席側蒸発器、１１…圧縮機、
２６…後席側空調ユニット、２７…後席側蒸発器、４０…空調用制御装置、
１１０…制御弁。[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a discharge flow rate control in a refrigeration cycle apparatus including a compressor capable of changing a discharge flow rate, specifically, a variable displacement compressor capable of changing a discharge capacity, an electric compressor capable of controlling a rotation speed, and the like. It is suitable for application to a vehicle air conditioner.
[0002]
[Prior art]
Conventionally, in a dual air conditioner type vehicle air conditioner that includes a front seat side air conditioning unit that air-conditions a region on the front seat side of the vehicle interior and a rear seat side air conditioning unit that air-conditions the region on the rear seat side of the vehicle interior, the front seat The evaporator is provided independently on the side and the rear seat side, and the compressor and the condenser are commonly used.
[0003]
By the way, the rear seat side evaporator is disposed farther from the compressor than the front seat side evaporator, and the refrigerant piping path is long, so the pressure loss of the refrigerant piping path is inevitably increased. Therefore, in the rear seat side evaporator, the refrigerant flow rate is reduced, and the refrigerant flow rate is likely to be lower than that in the front seat side evaporator. In addition to this, the low-pressure pipe of the rear seat side evaporator is usually arranged under the floor of the vehicle and is often arranged at a position lower than the compressor suction pipe.
[0004]
As a result, the lubricating oil accumulates in the rear seat evaporator, the low-pressure piping at the outlet thereof, and the like, and the amount of oil returning to the compressor is insufficient, which adversely affects the durability of the compressor.
[0005]
Therefore, in a refrigeration cycle apparatus used for a vehicle air conditioner, the compressor can be controlled by forcibly controlling the operation of the fixed capacity compressor or by forcibly changing the discharge capacity of the variable capacity compressor. There has been known one that solves the shortage of the amount of oil return to the water (Patent Document 1).
[0006]
JP 2000-283576 A
[0007]
[Problems to be solved by the invention]
By the way, according to the experimental study by the present inventors, when the flow rate (mass flow rate) of the circulating refrigerant in the refrigeration cycle falls below a predetermined threshold value determined for each cycle, the amount of oil return to the compressor is insufficient. It turned out to be noticeable.
[0008]
Further, when the flow rate of the circulating refrigerant falls below a predetermined threshold value, the tendency of the liquid-phase refrigerant to concentrate on a specific part inside the evaporator increases due to the reduction of the refrigerant flow rate in the refrigerant flow path inside the evaporator, and the evaporator The uneven distribution of the liquid-phase refrigerant and the gas-phase refrigerant in the internal refrigerant channel becomes remarkable. Since only the sensible heat is absorbed and the latent heat of vaporization cannot be absorbed at the part where only the gas-phase refrigerant exists, the evaporator blowout air temperature at the gas-phase refrigerant part becomes higher than that at the concentrated part of the liquid-phase refrigerant. This causes a problem that the variation in the temperature of the air discharged from the evaporator increases.
[0009]
However, in the prior art of Patent Document 1, the continuous operation time of the compressor after the start of the compressor is counted, and when the compressor continuous operation time reaches a predetermined time, the operation of the fixed capacity compressor is forcibly performed. Only compressor operation control such as intermittent control or forcibly changing the discharge capacity of the variable capacity compressor is performed. In other words, since the control directly related to the flow rate reduction of the circulating refrigerant in the refrigeration cycle is not performed, from the viewpoint of eliminating the shortage of compressor oil return or reducing the variation in the temperature of the evaporator blowout air, the compressor is forced In some cases, it is not possible to appropriately set the execution timing of the intermittent control and the change in the discharge capacity.
[0010]
For this reason, the execution of the compressor operation control is delayed, an insufficient return of the compressor oil and an increase in the variation of the evaporator blowout air temperature, or conversely, the execution timing of the compressor operation control is too early. , There arises a problem that unnecessary compressor intermittent control and compressor capacity control are performed.
[0011]
Further, since the intermittent control of the fixed capacity type compressor is intermittently controlled at 100% capacity, there is a problem that the variation in the temperature of the evaporator blown air tends to increase. In addition, although the specific content of the discharge capacity | capacitance change of a variable capacity type compressor is not described in patent document 1, the capacity | capacitance change is performed between 100% capacity and 0% capacity similarly to a fixed capacity type compressor. If this is the case, the problem of temperature variation similarly occurs.
[0012]
The present invention has been made in view of the above points, and it is an object of the present invention to more appropriately execute compressor operation control for ensuring compressor oil returnability and reducing variations in evaporator blowout air temperature. .
[0013]
[Means for Solving the Problems]
  In order to achieve the above object, according to the first aspect of the present invention, a compressor (11) capable of changing a discharge flow rate and an evaporator (9) provided on the suction side of the compressor (11) for evaporating low-pressure refrigerant. 27),
  The compressor (11) has a control valve (110) that controls the change of the discharge capacity, and is a variable flow control type that controls the discharge capacity so that the discharge flow becomes the target discharge flow by the control valve (110). A capacity type compressor,
  Control means (40) for determining a target discharge flow rate so that the actual cooling degree of the evaporator (9, 27) becomes the target cooling degree, and generating a control signal corresponding to the target discharge flow rate;
  The control means (40)Information value related to the flow rate of circulating refrigerant in the cycleUsing the value of the control signal as
  Value of the control signalTo determine whether the circulating refrigerant flow rate is greater than a predetermined threshold,
  When the flow rate of the circulating refrigerant is larger than the predetermined threshold,Applying the control signal to the control valve (110)Control the discharge capacity according to the cooling degree of the evaporator (9, 27),
  On the other hand, when the flow rate of the circulating refrigerant is below a predetermined threshold value,By forcibly switching the value of the control signal to a value corresponding to an intermediate flow rate near a predetermined threshold value and a value corresponding to a small flow rate smaller than the predetermined threshold value, and changing the discharge capacity,The discharge flow rate of the compressor (11)SaidIntermediate flow rate andSaidChanges intermittently between small flow ratesLet
  Further, the control valve (110) creates a control pressure using the cycle high-pressure side pressure, and controls the change of the discharge capacity by this control pressure,
  The flow rate of the circulating refrigerant corresponding to the control signal of the control valve (110) is reduced as the cycle high-pressure side pressure increases,
  The predetermined threshold value is corrected so as to increase as the cycle high pressure side pressure increases.It is characterized by that.
[0014]
  Here, the small flow rate smaller than the predetermined threshold is specifically claimed.3As described in (1), a substantially zero flow rate can be obtained.
[0015]
According to claim 1, it is determined whether or not the flow rate of the circulating refrigerant is larger than a predetermined threshold value based on the information value related to the flow rate of the circulating refrigerant in the cycle, and the flow rate of the circulating refrigerant is set to the predetermined threshold value. When the conditions below are such that a shortage of compressor oil return is likely to occur, the discharge flow rate of the compressor (11) is forced between an intermediate flow rate near a predetermined threshold value and a small flow rate smaller than the predetermined threshold value. Therefore, even if the average value of the flow rate of the circulating refrigerant decreases, the intermediate flow rate in the vicinity of a predetermined threshold can be maintained as the peak flow rate. Therefore, the lubricating oil staying in the evaporator (9, 27), the evaporator outlet pipe, or the like is pushed away by the refrigerant flow based on the peak flow rate, and the oil return to the compressor (11) can be secured.
[0016]
Moreover, based on the information value related to the flow rate of the circulating refrigerant in the cycle, it is determined whether the flow rate of the circulating refrigerant is greater than a predetermined threshold value, and based on this determination result, the lack of compressor oil return is resolved. Since the intermediate flow rate intermittent operation is executed, the continuous operation time of the compressor after the start-up of the compressor is counted as in the prior art, and the intermittent operation control of the compressor to eliminate the shortage of oil return (or the magnitude of the discharge capacity) The necessity of eliminating the compressor oil return deficiency can be more appropriately determined based on the refrigerant flow rate information, compared with the one that performs switching. Therefore, the intermediate flow intermittent operation for eliminating the shortage of oil return can be executed at a more appropriate time.
[0017]
In addition, by maintaining an intermediate flow rate near a predetermined threshold as the peak flow rate, it is possible to suppress liquid phase refrigerant from concentrating on a specific part of the refrigerant flow path inside the evaporator when the circulating refrigerant is at a low flow rate. The variation in the temperature of the blower air can be reduced.
[0018]
  In addition, since the shortage of oil return at the low flow rate of the circulating refrigerant is resolved by intermittent operation at the intermediate flow rate, the evaporator blowout air temperature is less than when the shortage of oil return is resolved by intermittent operation at the large flow rate due to the maximum capacity of the compressor. Can be reduced. Therefore, it is possible to satisfactorily achieve both the reduction in the variation in the temperature of the air discharged from the evaporator and the securing of the oil return property at a small flow rate.
  According to the first aspect of the present invention, in the refrigeration cycle apparatus using the flow control type variable displacement compressor (11), the value of the control signal corresponding to the target discharge flow rate (specifically, the value of the capacity control current). ) To determine when the flow rate of the circulating refrigerant is less than a predetermined threshold value, and forcibly change the value of the control signal to change the discharge flow rate when the flow rate is low. Can be resolved. That is, according to the first aspect of the present invention, the above-described effects can be satisfactorily exhibited using the flow rate control type variable displacement compressor (11).
  In the first aspect of the invention, the control valve (110) generates a control pressure using the cycle high-pressure side pressure, and controls the change of the discharge capacity by the control pressure. 110), the flow rate of the circulating refrigerant corresponding to the control signal decreases as the cycle high pressure increases, and the predetermined threshold value is corrected so as to increase as the cycle high pressure increases. To do.
  According to this, even if the control valve (110) has a pressure-dependent control characteristic in which the flow rate of the circulating refrigerant decreases as the cycle high-pressure side pressure increases, the predetermined threshold value is set to the cycle high-pressure side pressure. By correcting so as to increase in accordance with the increase, the flow rate control for eliminating the shortage of oil return when the circulating refrigerant is at a low flow rate can be performed without any trouble.
[0019]
According to a second aspect of the present invention, in the first aspect, when the flow rate of the circulating refrigerant is equal to or less than a predetermined threshold value, the actual cooling degree of the evaporator (9, 27) is in a predetermined low temperature side region. During this time, the discharge flow rate of the compressor (11) is maintained at a low flow rate, and when the actual cooling degree of the evaporator (9, 27) is shifted to a higher temperature side than a predetermined low temperature side region, the discharge of the compressor (11) is discharged. The flow rate is an intermediate flow rate.
[0020]
As a result, the actual cooling degree of the evaporators (9, 27) can be maintained in a predetermined temperature range even when the intermediate flow rate intermittent operation for eliminating the shortage of oil return is performed at the low flow rate of the circulating refrigerant.
[0033]
  Claim4In the invention described in claim 1, the claims 1 to3In any one of the above, the evaporator is a plurality of evaporators (9, 27) connected in parallel to each other, the compressor (11) is one, and a plurality of compressors (11) A refrigerant is circulated in the evaporator (9, 27).
[0034]
In this way, in the refrigeration cycle apparatus in which the plurality of evaporators (9, 27) are connected in parallel, the evaporator farther away from the compressor (11) among the plurality of evaporators (9, 27) is connected to the evaporator at a small flow rate. Oil stagnation is likely to occur, but even in such a refrigeration cycle apparatus, the lack of oil return at a small flow rate can be solved satisfactorily by selecting a threshold value corresponding to this apparatus.
[0035]
  Claim5As described in the invention, one of a plurality of evaporators (9, 27) is arranged in the front seat side air conditioning unit (1) for air conditioning the front seat side of the vehicle interior, and the rear seat for air conditioning the rear seat side of the vehicle interior Even in the refrigeration cycle apparatus for vehicles in which the other one of the plurality of evaporators (9, 27) is arranged in the side air conditioning unit (26), a small flow rate can be obtained by selecting a threshold value corresponding to this apparatus. The lack of oil return at the time can be solved well.
[0036]
In addition, the code | symbol in the bracket | parenthesis of each said means shows the correspondence with the specific means as described in embodiment mentioned later.
[0037]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
  (The first prerequisite for the present inventionForm)
  FIG.FirstAn outline of the overall configuration of the embodiment is shown. The vehicle air conditioner includes a front seat air conditioning unit 1 and a rear seat air conditioning unit 26 as indoor air conditioning units. The front seat side air conditioning unit 1 is disposed inside an instrument panel (not shown) at the foremost part of the vehicle interior, and air-conditions a region on the front seat side of the vehicle interior.
[0038]
The front seat side air conditioning unit 1 has a case 2 and forms an air passage through which air is blown toward the front seat side of the vehicle interior. An inside / outside air switching box 5 having an inside air introduction port 3 and an outside air introduction port 4 is arranged at the most upstream part of the air passage of the case 2. Inside / outside air switching box 5, an inside / outside air switching door 6 as inside / outside air switching means is rotatably arranged.
[0039]
The inside / outside air switching door 6 is driven by a servo motor 7, and an inside air introduction mode for introducing inside air (vehicle compartment air) from the inside air introduction port 3 and an outside air for introducing outside air (vehicle compartment outside air) from the outside air introduction port 4. Switch between introduction modes.
[0040]
On the downstream side of the inside / outside air switching box 5, an electric front seat side blower 8 that generates an air flow toward the passenger compartment is disposed. The blower 8 is configured to drive a centrifugal blower fan 8a by a motor 8b. A front seat side evaporator 9 for cooling the air flowing in the case 2 is disposed on the downstream side of the blower 8. The evaporator 9 is a cooling heat exchanger that cools the air blown from the blower 8 and is one of the elements constituting the refrigeration cycle apparatus 10.
[0041]
In the refrigeration cycle apparatus 10, the refrigerant circulates from the discharge side of the compressor 11 to the front seat side evaporator 9 through the condenser 12, the liquid receiver 13, and the expansion valve 14 that forms the front seat side pressure reducing means. It is a well-known thing formed. Further, between the outlet side of the liquid receiver 13 and the suction side of the compressor 11, an expansion valve 28 that forms a rear-seat-side decompression unit and a rear part are provided in parallel with the front-seat-side expansion valve 14 and the front-seat-side evaporator 9. A seat side evaporator 27 is provided, and a refrigerant circulates in parallel between the front seat side evaporator 9 and the rear seat side evaporator 27.
[0042]
In the refrigeration cycle apparatus 10, the refrigerant is compressed to a high temperature and high pressure by the compressor 11, and the high-pressure gas refrigerant discharged from the compressor 11 is introduced into a condenser (heat radiator) 12, and the gas refrigerant is The heat exchanges with the outside air blown by the cooling electric fan 12a to dissipate heat and condense. The refrigerant that has passed through the condenser 12 is separated into a liquid phase refrigerant and a gas phase refrigerant by the liquid receiver 13, and the liquid phase refrigerant is stored in the liquid receiver 13.
[0043]
The high-pressure liquid refrigerant from the liquid receiver 13 is depressurized to a low-pressure gas-liquid two-phase state by the front seat side temperature type expansion valve 14, and the low-pressure refrigerant after this pressure reduction is supplied from the conditioned air in the front seat side evaporator 9. It absorbs heat and evaporates. Similarly, the high-pressure liquid refrigerant from the liquid receiver 13 is decompressed to a low-pressure gas-liquid two-phase state by the rear seat side temperature-type expansion valve 28 and flows into the rear seat evaporator 27, and this low-pressure refrigerant is The side evaporator 27 absorbs heat from the conditioned air and evaporates. The gas refrigerant that has evaporated in the front and rear evaporators 9 and 27 is again sucked into the compressor 11 and compressed.
[0044]
As is well known, the front and rear temperature expansion valves 14 and 28 automatically adjust the valve opening so that the refrigerant superheat degree at the outlet of the evaporator is maintained at a predetermined value. Of the refrigeration cycle apparatus 10, devices such as the compressor 11, the condenser 12, and the liquid receiver 13 are arranged in a vehicle engine room (not shown).
[0045]
On the other hand, in the front seat side air conditioning unit 1, a front seat side heater core 15 that heats the air flowing in the case 2 is disposed downstream of the front seat side evaporator 9. The heater core 15 is a heat exchanger for heating that uses warm water (engine cooling water) of the vehicle engine as a heat source and heats air (cold air) after passing through the evaporator 9. A bypass passage 16 through which the gas flows is formed.
[0046]
An air mix door 17 is rotatably disposed between the evaporator 9 and the heater core 15. The air mix door 17 is driven by a servo motor 18 so that its rotational position (opening) can be continuously adjusted. The amount of air passing through the heater core 15 (warm air amount) and the amount of air passing through the bypass passage 16 and bypassing the heater core 15 (cold air amount) are adjusted according to the opening degree of the air mix door 17, whereby the front seat in the vehicle interior The temperature of the air blown out to the side is adjusted.
[0047]
At the most downstream part of the air passage of the case 2 is a defroster outlet 19 for blowing conditioned air toward the front window glass W of the vehicle, and the front seat side for blowing conditioned air toward the face of the front seat passenger A total of three types of air outlets are provided: a face air outlet 20 and a front seat-side foot air outlet 21 for blowing air-conditioned air toward the feet of the front seat occupant.
[0048]
A defroster door 22, a front seat side face door 23, and a front seat side foot door 24 are rotatably disposed upstream of the air outlets 19 to 21. The doors 22 to 24 are opened and closed by a common servo motor 25 via a link mechanism (not shown).
[0049]
Next, the rear seat side air conditioning unit 26 will be described. The rear seat side air conditioning unit 26 is disposed on the rear side of the vehicle interior so as to air-condition the rear seat side region of the vehicle interior. The rear seat side air conditioning unit 26 has a case 26a that forms an air passage, and a rear seat side blower 29 that sucks and blows in internal air (vehicle compartment air) is disposed upstream of the case 26a. The rear seat blower 29 is configured to drive a centrifugal blower fan 29a by a motor 29b. The aforementioned rear seat evaporator 27 is disposed downstream of the rear seat blower 29 to cool the air flowing in the case 26a.
[0050]
A rear seat heater core 30 that heats air using the hot water of the vehicle engine as a heat source is disposed downstream of the rear seat evaporator 27, and downstream of the rear seat heater core 30 toward the face of the rear seat occupant. A rear seat face outlet 31 for blowing conditioned air and a rear seat foot outlet 32 for blowing conditioned air toward the feet of the rear seat occupant are provided. A rear seat face door 33 for opening and closing the rear seat face outlet 31 and a rear seat side foot door 34 for opening and closing the rear seat foot outlet 32 are rotatably arranged. Open / close operation is performed by a common servo motor 35 via a link mechanism that does not.
[0051]
Next, the compressor 11 will be described. The compressor 11 is rotationally driven by the rotational power of a vehicle engine (not shown) being transmitted via a pulley 11a, a belt, and the like. The compressor 11 of the present embodiment is a variable capacity compressor that can continuously and variably control the discharge capacity by a control signal from the outside. Specifically, in the swash plate type compressor, the pressure of the swash plate chamber is controlled by using the discharge pressure and the suction pressure, thereby changing the inclination angle of the swash plate and changing the stroke of the piston. The machine discharge capacity can be continuously changed in the range of approximately 0% to 100%.
[0052]
Such a swash plate type variable displacement compressor 11 is well known. In the present embodiment, among the swash plate type variable displacement compressors, a flow control type variable displacement compressor known from Japanese Patent Application Laid-Open No. 2001-107854 is used as the compressor 11.
[0053]
This flow control type variable displacement compressor 11 will be described below with reference to FIG. 2. FIG. 2 shows a discharge side flow path portion of the swash plate type variable displacement compressor 11 and a control valve 110 portion for controlling the pressure in the swash plate chamber. The discharge chamber 11b of the compressor 11 is a part that collects refrigerant discharged from a plurality of piston working chambers (cylinders) (not shown) and smoothes the discharge pulsation.
[0054]
A throttle part 11d is provided in the outlet-side flow path 11c of the discharge chamber 11b, and the refrigerant discharged from the compressor 11 passes through the throttle part 11d, thereby generating a predetermined differential pressure ΔP before and after the throttle part 11d. I have to do it. Here, the differential pressure ΔP = PdH−PdL. PdH is the refrigerant pressure upstream of the throttle 11d, and PdL is the refrigerant pressure downstream of the throttle 11d.
[0055]
Since the differential pressure ΔP is proportional to the discharge refrigerant flow rate of the compressor 11 according to Bernoulli's theorem, the discharge refrigerant flow rate of the compressor 11 can be controlled by controlling the differential pressure ΔP.
[0056]
On the other hand, the control valve 110 includes a differential pressure responsive mechanism 111 that generates a force F1 corresponding to the differential pressure ΔP, and an electromagnetic mechanism 112 that generates an electromagnetic force F2 that opposes the force F1 of the differential pressure responsive mechanism 111. The position of the valve body 113 (the position in the left-right direction in FIG. 2) is changed by the balance between the force F1 and the electromagnetic force F2 corresponding to the differential pressure ΔP.
[0057]
The differential pressure responsive mechanism 111 accommodates a bellows 111b that can be elastically expanded and contracted in the moving direction of the valve body 113 (the left-right direction in FIG. 2) in the case 111a, and a refrigerant upstream of the throttle portion 11d inside the bellows 111b. Introduce pressure PdH. On the other hand, the refrigerant pressure PdL downstream of the throttle portion 11d is introduced into the case 111a.
[0058]
The right end portion of the bellows 111b in FIG. 2 constitutes a fixed end fixed to the case 111a, and the left end portion of the bellows 111b in FIG. 2 constitutes a movable end 111c that is displaced in the left-right direction in FIG. . A spring 111d is provided inside the bellows 111b to press the bellows 111b in the extending direction (left side in FIG. 2).
[0059]
A push rod 111e is integrally connected to the movable end 111c of the bellows 111b. The push rod 111e is slidable with respect to the fitting hole 111f of the case 111a and is airtightly fitted by a seal mechanism (not shown) and protrudes outside the case 111a.
[0060]
On the other hand, the electromagnetic mechanism 112 has an electromagnetic coil 112a, and a plunger 112b is disposed on the inner peripheral portion of the electromagnetic coil 112a so as to be displaceable in the axial direction (left-right direction in FIG. 2). A movable iron core 112c is integrally formed at the end of the plunger 112b, a fixed iron core 112d is disposed opposite to the movable iron core 112c, and a control supplied to the electromagnetic coil 112a between the movable iron core 112c and the fixed iron core 112d. An electromagnetic force (attraction force) F2 corresponding to the current In is generated. A spring 112e that generates a spring force in the opposite direction to the electromagnetic force F2 is disposed between the movable iron core 112c and the fixed iron core 112d.
[0061]
Of the plunger 112b, the valve body 113 described above is integrally formed at an end portion (right end portion in FIG. 2) opposite to the movable iron core 112c. Further, the valve body 113 is integrally connected to the push rod 111e via a connecting shaft portion 113a having a sufficiently smaller diameter than the valve body 113. Accordingly, the plunger 112b, the valve body 113, and the push rod 111e constitute an integral body and are integrally displaced in the axial direction of the plunger 112b (the left-right direction in FIG. 2).
[0062]
The valve body 113 is disposed in the control pressure passage 114 and increases or decreases the passage area of the control pressure passage 114. Since one end portion of the control pressure passage 114 communicates with the discharge chamber 11b of the compressor 11 via the communication passage 115, the refrigerant pressure PdH upstream of the throttle portion 11d is introduced into one end portion of the control pressure passage 114. . On the other hand, the other end portion of the control pressure passage 114 communicates with the swash plate chamber 11 e of the compressor 11 through the communication passage 116.
[0063]
The swash plate chamber 11e communicates with the suction chamber 11h of the compressor 11 through a communication passage 11g having a restriction 11f. When the valve body 113 is displaced in the right direction in FIG. 2, the passage area of the control pressure passage 114 is decreased, and when the valve body 113 is displaced in the left direction in FIG. 2, the passage area of the control pressure passage 114 is increased. Therefore, the electromagnetic force F2 is a force in the valve closing direction that displaces the valve body 113 in the right direction in FIG. 2, and conversely, the force F1 corresponding to the differential pressure ΔP displaces the valve body 113 in the left direction in FIG. This is the force in the valve opening direction.
[0064]
When the passage area of the control pressure passage 114 decreases, the amount of refrigerant discharged from the discharge chamber 11b of the compressor 11 through the communication passage 115 → the control pressure passage 114 → the communication passage 116 into the swash plate chamber 11e decreases, and the swash plate chamber 11e. When the control pressure Pc decreases, that is, when the passage area of the control pressure passage 114 increases, the amount of refrigerant discharged into the swash plate chamber 11e increases and the control pressure Pc of the swash plate chamber 11e increases.
[0065]
In the swash plate type variable displacement compressor 11, as is well known, the control pressure Pc decreases, the swash plate tilt angle increases, the piston stroke increases, the discharge capacity increases, and conversely the control pressure Pc increases. The discharge capacity changing mechanism is configured so that the inclination angle of the swash plate decreases, the piston stroke decreases, and the discharge capacity decreases.
[0066]
By the way, since the electromagnetic force F2 is a force that opposes the force F1 corresponding to the differential pressure ΔP, the target differential pressure is determined by increasing or decreasing the electromagnetic force F2, and the actual differential pressure ΔP is the electromagnetic force. The control pressure Pc of the swash plate chamber 11e is controlled so as to be the target differential pressure determined by F2, and the discharge capacity changes. Further, since the differential pressure ΔP and the discharge refrigerant flow rate are in a proportional relationship as described above, determining the target differential pressure determines the target discharge refrigerant flow rate.
[0067]
Since the electromagnetic force F2 is determined according to the control current In supplied to the electromagnetic coil 112a, as shown in FIG. 3, the target differential pressure and the target discharge refrigerant flow rate increase as the control current In increases. It becomes a relationship.
[0068]
Although the control current In is usually a method of changing by duty control due to the configuration of the current control circuit, the value of the control current In is directly (analog-like) regardless of the duty control. ) May be changed.
[0069]
Further, in the swash plate variable displacement compressor 11, the discharge capacity can be continuously changed from 100% to approximately 0% by adjusting the control pressure Pc. Then, by reducing the discharge capacity to approximately 0%, the compressor 11 is substantially stopped. Therefore, it is possible to adopt a clutchless configuration in which the rotation shaft of the compressor 11 is always connected to the pulley on the vehicle engine side via the pulley 11a, the belt, and the like. However, an electromagnetic clutch may be attached to the rotating shaft of the compressor 11 as necessary, and power transmission to the compressor 11 may be interrupted by the electromagnetic clutch.
[0070]
  Next, according to FIG.FirstThe outline of the electric control unit will be described. The air conditioning control device 40 constitutes the control means of the present invention, and is composed of a known microcomputer including a CPU, a ROM, a RAM, and the like and its peripheral circuits. The air conditioning control device 40 stores a control program for air conditioning control in its ROM, and performs various calculations and processes based on the control program.
[0071]
A sensor detection signal from the sensor group 41, an operation signal from the front seat side air conditioning panel 42, and an operation signal from the rear seat side air conditioning panel 43 are input to the input side of the air conditioning control device 40.
[0072]
The sensor group 41 is provided with a front seat evaporator temperature sensor 41a that is disposed in the air blowing portion of the front seat evaporator 9 and detects the front seat evaporator blowing air temperature Te. In addition to the evaporator temperature sensor 41a, various sensors 41b to 41e for detecting the outside air temperature Tam, the inside air temperature Tr, the solar radiation amount Ts, the hot water temperature Tw, and the like are provided.
[0073]
The front seat side air conditioning panel 42 is disposed in the vicinity of an instrument panel (not shown) in front of the driver's seat in the passenger compartment, and includes the following operation switches 42a to 42e operated by the occupant. The temperature setting switch 42a outputs a signal of the set temperature on the front seat side of the vehicle interior, and the inside / outside air switching switch 42b outputs a signal for manually setting the inside air mode and the outside air mode by the inside / outside air switching door 6.
[0074]
The blow-out mode switch 42c outputs a signal for manually setting the face mode, the bi-level mode, the foot mode, the foot defroster mode, and the defroster mode, which are well-known as the front seat side blow-out mode. The air volume changeover switch 42d outputs a signal for manually setting on / off of the front seat blower 8 and air volume change of the front seat blower 8.
[0075]
The air conditioner switch 42e switches between the operating state and the stopped state of the compressor 11. When the air conditioner switch 42e is turned off, the control current In of the control valve 110 is forcibly set to 0 and the discharge capacity of the compressor 11 is increased. The compressor 11 is substantially stopped in a substantially zero capacity. When the air conditioner switch 42e is turned on, a predetermined control current In calculated by the air conditioning control device 40 is output to the control valve 110, and the compressor 11 is activated.
[0076]
On the other hand, the rear seat side air conditioning panel 43 is disposed in a rear seat side region or the like of the vehicle interior, and includes a rear seat side air volume switching switch 43a and a rear seat side blowing mode switch 43b. The rear seat air volume switching switch 43a outputs a signal for manually setting on / off of the rear seat air blower 29 and air volume switching of the rear seat air blower 29. The rear seat side blowing mode switch 43b outputs a signal for manually setting a known face mode, bilevel mode, and foot mode as the rear seat side blowing mode.
[0077]
On the output side of the air conditioning control device 40, there are an electromagnetic coil 112 a of the capacity control valve 110 of the compressor 11, servo motors 7, 18, 25 that make electric drive means of each device, a motor 8 b of the front seat side blower 8, and a rear seat. The motor 29b of the side blower 29 is connected, and the operation of these devices is controlled by the output signal of the air conditioning control device 40.
[0078]
  Next, in the above configuration,FirstThe operation of the form will be described. First, the outline of the operation as the vehicle air conditioning unit will be described. First, when both the front seat side air conditioning unit 1 and the rear seat side air conditioning unit 26 are operated, the air volume changeover switch 42d of the front seat side air conditioning panel 42 and The air volume changeover switch 43a of the rear seat side air conditioning panel 43 is turned on to operate both the front and rear blowers 8, 29 to blow air to the air conditioning units 1, 26.
[0079]
When the air conditioner switch 42e, which is the compressor operation switch of the front seat side air conditioning panel 42, is turned on, a predetermined control current In calculated by the air conditioning control device 40 is output to the control valve 110 of the compressor 11. Thus, the compressor 11 is rotationally driven by the vehicle engine in a state of a predetermined discharge capacity, and the compressor 11 enters an operating state. The calculation of the control current In will be described in detail with reference to the control flowchart of FIG.
[0080]
By the operation of the compressor 11, the refrigerant circulates in parallel in the front and rear evaporators 9 and 27 in the refrigeration cycle apparatus 10. Therefore, in the front seat side air conditioning unit 1, the blown air is cooled and dehumidified by the evaporator 9, and the conditioned air can be blown out to the front seat side space in the passenger compartment. Similarly, in the rear seat side air conditioning unit 26, the blown air can be cooled and dehumidified by the evaporator 27, and the conditioned air can be blown out to the rear seat side space in the passenger compartment.
[0081]
When both the front and rear air conditioning units 1 and 26 are operated simultaneously as described above, the front and rear temperature expansion valves 14 and 28 have valve openings corresponding to the cooling heat loads of the front and rear evaporators 9 and 27, respectively. The refrigerant having a flow rate adjusted and corresponding to the cooling heat load always passes through the flow paths of the evaporators 9 and 27. Thereby, the superheat degree of the exit refrigerant | coolant of each evaporator 9 and 27 is adjusted to a predetermined value.
[0082]
Next, when the rear seat air conditioning unit 26 is stopped and only the front seat air conditioning unit 1 is operated alone, only the front seat air volume switching switch 42d is turned on, and the rear seat air volume switching switch 43a is turned off. To do. As a result, the rear seat blower 29 stops and no air is blown to the rear seat evaporator 27, so that the outlet refrigerant of the rear seat evaporator 27 becomes saturated corresponding to the ambient temperature and does not have superheat. .
[0083]
As a result, the rear seat side temperature type expansion valve 28 is in a closed state or close to a closed state, so that the circulation of the refrigerant to the rear seat side evaporator 27 is stopped in the refrigeration cycle apparatus 10, and the front seat side evaporation is performed. The refrigerant circulates only in the vessel 9.
[0084]
Next, the overall capacity control executed by the air conditioning control device 40 will be described with reference to FIG. 5. First, in step S100, the detection signal of the sensor group 41, the operation signals from the operation panels 42 and 43, and the like are read. Next, in step S110, a target blowing temperature TAO for blowing air to the front seat side of the vehicle interior is calculated. This target blowout temperature TAO is required for maintaining the front seat side in the vehicle interior at the set temperature Tset set by the occupant by the temperature setting switch 42a of the front seat side operation panel 42 regardless of the air conditioning heat load fluctuation. As is known, TAO is calculated based on the set temperature Tset, the outside air temperature Tam, the inside air temperature Tr, and the solar radiation amount Ts.
[0085]
Next, the target evaporator temperature TEO of the front seat side evaporator 9 is calculated in step S120. This target evaporator temperature TEO is the target temperature of the front-seat evaporator outlet air, and is determined based on the first target evaporator temperature TEO1 determined for the interior temperature control by the TAO and the outside air temperature Tam. Of the second target evaporator temperature TEO2, the lower temperature is finally calculated as TEO. That is, TEO = MIN (TEO1, TEO2).
[0086]
Specifically, the first target evaporator temperature TEO1 is determined so as to increase as the TAO increases. Moreover, since the necessity of the dehumidification effect | action for ensuring the anti-fogging performance of a window glass falls when 2nd target evaporator temperature TEO2 becomes more than intermediate temperature range (for example, 20 degreeC vicinity) outside temperature Tam, it is 2nd Power saving of the vehicle engine is achieved by increasing the target evaporator temperature TEO2 and reducing the driving power of the compressor 11. On the other hand, in the low temperature range where the outside air temperature Tam is lower than the intermediate temperature range, the second target evaporator temperature TEO2 is lowered and the anti-fogging performance of the window glass is secured by the dehumidifying action of the evaporators 9 and 27.
[0087]
Next, in step S130, a control current In for compressor capacity control is calculated. This control current In determines a target differential pressure (target flow rate) in the capacity control valve 110 of the compressor 11 as shown in FIG. 3 described above. Although the actual front seat evaporator outlet temperature Te detected by the temperature sensor 41a is determined to be the target evaporator outlet temperature TEO, a specific calculation method of the control current In will be described later with reference to FIG.
[0088]
Next, in step S140, the control current In is output to the coil 112a of the capacity control valve 110, and the capacity control of the compressor 11 is executed.
[0089]
Next, FIG. 6 shows a specific example of the calculation step S130 of the control current In in the basic control routine of FIG. 5. First, in step S1310, the temporary control current value In− (1) is changed to the actual evaporator. Calculation is based on the deviation En between the blowing temperature Te and the target evaporator blowing temperature TEO. Specifically, the deviation En (En = Te−TEO) is calculated, and a temporary control current value In− (1) for bringing Te close to TEO based on the deviation En is obtained by proportional integral control (PI control). It is calculated by the feedback control method.
[0090]
Next, in step S1320, it is determined whether the temporary control current value In- [1] is greater than a predetermined threshold value In-s. As can be seen from the characteristic diagram of FIG. 3, this threshold value In-s determines a predetermined target differential pressure ΔP-s, and hence a predetermined target flow rate G-s. Therefore, the temporary control current value In The state in which-(1) is larger than the predetermined threshold value In-s means that the compressor discharge refrigerant flow rate (mass flow rate) is larger than the predetermined threshold value.
[0091]
The predetermined target flow rate G-s is a threshold at which the shortage of the oil return amount to the compressor described in the column “Problems to be solved by the invention” becomes significant. The target flow rate G-s is a value that varies depending on the specifications of the refrigeration cycle apparatus 10 according to the experimental study by the present inventors, and is usually in the range of about 40 to 80 kg / h. Therefore, the threshold value In-s is a value determined from the threshold value (for example, 60 kg / h) of the discharge refrigerant flow rate at which the shortage of the oil return amount becomes significant.
[0092]
If the provisional control current value In- (1) is larger than the predetermined threshold value In-s, the process proceeds to step S1330, and the final control current value In- (2) = In- (1) is set. As a result, the temporary control current value In- (1) is output to the coil 112a of the displacement control valve 110, and the target differential pressure and thus the target flow rate is determined by the temporary control current value In- (1).
[0093]
As a result, the discharge capacity of the compressor 11 is varied and controlled so that the actual differential pressure ΔP (= PdH−PdL) becomes the target differential pressure determined by the temporary control current value In− (1). In other words, the discharge capacity of the compressor 11 is controlled so that the actual compressor discharge flow rate becomes the target flow rate determined by In- <1>. The compressor discharge flow rate is thus controlled by the control current value of the capacity control valve 110, whereby the cooling capacity of the front seat evaporator 9 is increased or decreased, and the actual blown air temperature of the front seat evaporator 9 is increased. Te is maintained at the target blown air temperature TEO.
[0094]
Also in the rear seat side evaporator 27, the compressor discharge flow rate is controlled by the control current value of the capacity control valve 110, so that the cooling capacity is increased or decreased similarly to the front seat side evaporator 9, and therefore the rear seat side evaporation. The actual blown air temperature of the vessel 27 can be controlled in accordance with the blown air temperature Te of the front seat evaporator 9.
[0095]
On the other hand, if it is determined in step S1320 that the provisional control current value In- (1) is equal to or less than the predetermined threshold value In-s, the process proceeds to step S1340, where the actual blown air from the front seat side evaporator 9 is obtained. It is determined whether the temperature Te is higher than the target blown air temperature TEO. Specifically, as shown in FIG. 7, this determination is performed with a predetermined threshold value having a predetermined hysteresis width (1 ° C. in the illustrated example), and it is determined that Te is higher than TEO + 1 ° C. The result is “1”, and when Te is lower than TEO, the determination result is “0”. Therefore, the determination result “1” indicates that Te is on the higher temperature side than TEO, and the determination result “0” indicates that Te is on the lower temperature side than TEO.
[0096]
When the determination result is “1”, the process proceeds to step S 1350, and the final determined control current value In− (2) is set as the above-described threshold value In−s. On the other hand, when the determination result is “0”, the process proceeds to step S 1360 to set the final control current value In− (2) to 0.
[0097]
That is, when the tentative control current value In- <1> ≤predetermined threshold value In-s, as shown in FIG. 8, the final control current value In- is determined based on the determination of Te and TEO. (2) is repeated between the threshold value In-s and 0. The discharge capacity of the compressor changes based on the change in the control current value, and as a result, the compressor discharge flow rate changes intermittently between a predetermined threshold value Gs and 0.
[0098]
Then, by intermittently connecting the compressor discharge flow rate at a predetermined intermediate flow rate, for example, a predetermined threshold value G-s that determines 60 kg / h, the average flow rate decreases, but the predetermined threshold value G-s. The peak flow rate due to can be intermittently passed. Therefore, the oil that is about to stagnate in the rear seat side evaporator 27 and the outlet side refrigerant pipe of the rear seat side evaporator 27 can be swept away by the refrigerant flow having the peak flow rate, and can be returned to the compressor 1. Therefore, the oil return amount to the compressor 11 can be ensured and the lubricity of the compressor 11 can be maintained well even at the compressor discharge flow rate, that is, at the small flow rate of the circulating refrigerant in the cycle.
[0099]
On the other hand, the average flow rate is lowered by intermittently changing the compressor discharge flow rate at a predetermined threshold G-s based on the determination of the level of Te and TEO, and the blowout air temperature Te of the front seat side evaporator 9 is reduced. The target evaporator blowing temperature TEO can be maintained, and the controllability of the blowing air temperature of the front seat side evaporator 9 can be ensured. The blowout air temperature of the rear seat side evaporator 27 can be controlled similarly to the front seat side evaporator 9.
[0100]
Further, paying attention to the capacity control current value that determines the compressor discharge flow rate, a small flow rate region in which the circulating refrigerant flow rate in the cycle is equal to or less than a predetermined threshold G-s is determined based on this capacity control current value. In the flow rate range, the compressor discharge flow rate is intermittent at a predetermined threshold value G-s. Therefore, the predetermined threshold value G-s is used for each refrigeration cycle in which the shortage of oil return to the compressor 11 becomes significant. By setting the threshold in advance through experimental studies, it is possible to determine the refrigerant flow rate drop that has a direct correlation with insufficient oil return, and to appropriately perform intermittent refrigerant flow control (Fig. 8) to eliminate the shortage of oil return. Can be executed at any time.
[0101]
At the same time, the refrigerant flow rate intermittent control for eliminating the shortage of oil return is intermittently performed at a predetermined intermediate flow rate. Therefore, the variation in the evaporator outlet temperature can be reduced.
[0102]
In step S1320, the example in which the temporary control current value In- <1> is simply compared with the predetermined threshold value In-s has been described, but as in Te determination (see FIG. 7) in step S1340. Also in the determination in step S1320, it is practically preferable to set a hysteresis width to the threshold value In-s so as to prevent hunting of the compressor discharge flow rate control.
[0103]
  (The second premise of the present inventionForm)
  Figure 9This secondShowing the form,FirstWhen step S1365 is added to the configuration and the refrigerant flow rate intermittent control for eliminating the shortage of oil return shown in FIG. 8 is performed, in the section where the compressor discharge flow rate becomes 0, the cooling fan 12a is supplied to the cooling fan 12a. And the condenser cooling electric fan 12a is stopped.
[0104]
That is, in the section where the compressor discharge flow rate becomes 0, the heat dissipation of the refrigerant in the condenser 12 is substantially unnecessary, so the electric power consumption of the condenser cooling electric fan 12a is reduced by stopping the condenser cooling electric fan 12a. I try to lose it.
[0105]
  (The third premise of the present inventionForm)
  FirstofIn the embodiment, the dual air conditioner type refrigeration cycle apparatus 10 in which the front seat side evaporator 9 and the rear seat side evaporator 27 are connected in parallel to the suction side of the compressor 11 has been described.This thirdAs shown in FIG. 10, the embodiment relates to a single air conditioner type refrigeration cycle apparatus 10 in which only one evaporator 9, that is, only the front seat side evaporator 9 is connected to the suction side of the compressor 11.
[0106]
In the single air-conditioner type refrigeration cycle apparatus 10, the rear seat side evaporator 27 connected to the compressor 11 through a refrigerant pipe having a long length is abolished. Since there is no oil stagnation in the piping, the problem of insufficient oil return is reduced compared to the dual air conditioner type refrigeration cycle. However, in a small flow rate range of the cycle circulation refrigerant flow rate, the oil return shortage easily occurs even in the single air conditioner type refrigeration cycle apparatus 10. Therefore, the control of the compressor discharge refrigerant flow rate shown in FIGS. 6 and 9 can be effectively executed also in the single air conditioner type refrigeration cycle apparatus 10.
[0107]
In the single air-conditioner type refrigeration cycle apparatus 10, the problem of insufficient oil return is reduced as compared with the dual air-conditioner type refrigeration cycle as described above. Therefore, the threshold In-s in step S1320 in the single air-conditioner type is The value may be smaller than the threshold value In-s of the dual air conditioner type. For example, when the threshold value In-s in the dual air conditioner type is a value corresponding to the refrigerant flow rate: 60 kg / h, for example, the threshold In-s in the single air conditioner type is, for example, the refrigerant flow rate: 50 kg / h. A value corresponding to the degree may be used.
[0108]
  (No.1Embodiment)
  FirstofIn the control valve 110 used in the form, as shown in FIG. 3, the target differential pressure increases in proportion to the increase in the control current In, and the target flow rate increases accordingly, and this control characteristic is shown in FIG. This control characteristic is uniquely determined by the control current In without being influenced by the cycle high-pressure side pressure Pd (the refrigerant pressure from the discharge side of the compressor 11 to the inlet side of the expansion valves 14 and 28). But,BookFirst1The embodiment relates to a case where a control valve 110 having a control characteristic in which the target differential pressure (target flow rate) is determined depending on the change in the cycle high-pressure side pressure Pd in addition to the control current In as shown in FIG.
[0109]
According to the control characteristics of FIG. 11, even if the control current In is the same value, for example, In10, the target differential pressure (target flow rate) decreases as the cycle high-pressure side pressure Pd increases. For this reason, in order to maintain the target differential pressure (target flow rate) at the predetermined threshold value ΔP−s (G−s), it is necessary to increase the control current In as Pd increases.
[0110]
FIG. 12 is a graph of specific measurement values showing the relationship between the control current and the refrigerant flow rate when the discharge flow rate control of the compressor 11 is performed using the control valve 110 having the control characteristics shown in FIG.
[0111]
  BookFirst1When using the control valve 110 having a control characteristic that depends on the change of the cycle high pressure Pd as in the embodiment,6 and 9The threshold value In-s used for the determination in step S1320 is determined so as to increase as the cycle high-pressure side pressure Pd increases as shown in FIG.
[0112]
  In FIG. 13, the threshold value In-s is set to a constant value in the region where the cycle high pressure Pd is equal to or less than the predetermined value Pd1.In-s1The reason is that when Pd becomes equal to or less than Pd1, the discharge capacity of the compressor 111 becomes 100% capacity at the threshold value In-s1 corresponding to Pd1.
[0113]
  (First reference example)
  1st to above3rd form and 1stIn each of the embodiments, the case where the flow rate control type variable displacement compressor 11 that controls the discharge flow rate by changing the discharge capacity is used as the compressor 11 is described.First reference exampleThen, as shown in FIG. 14, the electric compressor 11 is used as the compressor 11. The electric compressor 11 is obtained by integrating a motor 11i and a compression mechanism unit 11j driven by the motor 11i. Specifically, the motor 11i is a three-phase AC motor, and the compression mechanism 11j is a known scroll-type compression mechanism, for example.
[0114]
The motor rotation speed is controlled by variably controlling the frequency of the three-phase AC power applied to the motor 11i by the inverter 11k, and the refrigerant discharge flow rate of the electric compressor 11 can be increased or decreased according to the motor rotation speed. The inverter 11k is controlled by the control output of the air conditioning controller 40.
[0115]
  First reference exampleAccording to the above, it is determined whether or not the refrigerant discharge flow rate is less than or equal to a predetermined threshold value based on the value of the motor rotation speed control signal. If the motor rotation speed is intermittently changed between a predetermined intermediate motor rotation speed corresponding to the threshold value and 0 rotation speed, the first to first variable flow compressors 11 using the flow rate control type are used.3rd form and 1stThe same effect as the embodiment can be exhibited.
[0116]
  (Second reference example)
  Second reference exampleIs the aboveFirst reference exampleIn the refrigeration cycle apparatus using the electric compressor 11 according to, a specific control example of the electric compressor 11 is described.
[0117]
  15 to 19Second reference example1 to 13rd form, 1stEmbodimentAnd first reference exampleThe same reference numerals are given to the equivalent parts, and the description is omitted. FIG.Second reference exampleThe refrigeration cycle apparatus 10 is a third system configuration.ofSimilar to the configuration (FIG. 10), the configuration is a single air conditioner type in which only one evaporator 9, that is, only the front seat side evaporator 9, is connected to the suction side of the compressor 11.
[0118]
  In addition,Second reference exampleThe refrigeration cycle apparatus 10 has an accumulator cycle configuration in which an accumulator 13a is provided on the outlet side of the evaporator 9 instead of the liquid receiver 13 of FIG.
[0119]
The structure of the ventilation system in the air conditioning unit 1 is basically the same as that shown in FIG. FIG. 15 shows a hot water circuit 50 that circulates hot water to the heater core 15. In the hot water circuit 50, the hot water is heated in the heat source device 51, and the heated hot water is supplied to the heater core 15 by the hot water pump 52. It comes to circulate.
[0120]
The heat source device 51 includes a vehicle running engine, a fuel cell in a fuel cell vehicle, a combustion heater, or the like. The hot water pump 52 is constituted by an engine-driven mechanical pump or a motor-driven electric pump.
[0121]
  Next, FIG.Second reference exampleFIG. 4 is a block diagram of the electric control unit, and representative function realizing means of control processing executed by the microcomputer of the air conditioning control device 40 are indicated by blocks 40 a to 40.
[0122]
  Next, FIG.Second reference example6 is a control flowchart executed by the microcomputer of the air-conditioning control device 40 of FIG. When the control routine of FIG. 17 starts, first, initialization processing such as a flag and a timer is performed in step S10, an air conditioning operation panel 42 switch operation signal is read in step S100a, and the sensor groups 41a to 41b in step S100b. The detection signal 41e is read.
[0123]
Next, in step S110, a target blown air temperature TAO of blown air into the vehicle interior is calculated. This target blown air temperature TAO is a blown air temperature necessary for maintaining the passenger compartment temperature at the set temperature Tset of the temperature setter 32 regardless of fluctuations in the air conditioning heat load, and is a basic target value for air conditioning control. . This TAO is publicly known based on the set temperature Tset set by the temperature setting switch 42a (see FIG. 4) of the air conditioning operation panel 42, the internal air temperature TR, the external air temperature TAM, and the solar radiation amount TS related to the air conditioning heat load. The following formula 1 is calculated.
[0124]
[Expression 1]
TAO = Kset * Tset-Kr * TR-Kam * TAM-Ks * TS + C
Where Kset, Kr, Kam, Ks: control gain, C: constant for correction
Next, the blower voltage applied to the blower drive motor 8a in step S111 is calculated as shown in FIG. 18A based on the target blown air temperature TAO. With this blower voltage, the rotational speed of the blower fan 8a of the blower 8, that is, the air volume of the air blown into the passenger compartment can be determined to be high in the low temperature region and high temperature region of the TAO and low in the intermediate temperature region.
[0125]
Next, in step S112, the inside / outside air suction mode is determined based on the target blown air temperature TAO as shown in FIG. Next, in step S113, the outlet mode is determined based on the target outlet air temperature TAO as shown in FIG. The FACE (face) mode in FIG. 18C is a mode in which conditioned air is blown out from the face outlets 20 and 31 (see FIG. 1), and the B / L (bi-level) mode is the face outlets 20 and 31 and the foot. This is a mode in which conditioned air is blown out from both the air outlets 21 and 32, and the FOOT (foot) mode is a mode in which conditioned air is blown out from the foot air outlets 21 and 32. A small amount of conditioned air may be blown from the defroster outlet 19 in the foot mode.
[0126]
Next, in step S114, the target opening degree SW of the air mix door 17 for calculating the temperature of the conditioned air blown into the vehicle interior to the target blown air temperature TAO is calculated. Specifically, the target air mix door is based on the blown air temperature Te of the evaporator 9 (detected temperature of the temperature sensor 41a), the hot water temperature Tw of the heater core 15 (detected temperature of the water temperature sensor 41e), and the target blown air temperature TAO. The opening degree SW is calculated by the following formula 2.
[0127]
[Expression 2]
SW = {(TAO−Te) / (Tw−Te)} × 100 (%)
Next, the target evaporator temperature TEO of the evaporator 9 is calculated in step S120. The calculation method of the target evaporator temperature TEO is basically the same as that in step S120 of FIG. 5, and the first target evaporator temperature TEO1 determined as shown in FIG. 18 (d) based on the target blown air temperature TAO. The lower one of the second target evaporator temperatures TEO2 determined as shown in FIG. 18E based on the outside air temperature Tam is determined as the target evaporator temperature TEO.
[0128]
Next, a target rotational speed for controlling the electric compressor 11 is calculated in step S135. Details of step S135 will be described later with reference to FIG. Then, in the next step S140, a control value is output to each control target device to drive each control target device.
[0129]
FIG. 19 shows the details of the electric compressor control in step S135. First, in step S200, it is determined whether the compressor operation command is in the ON state. This determination is made based on ON / OFF of an air conditioner switch 42e (see FIG. 4) that constitutes a compressor operation switch in the air conditioning operation panel 42.
[0130]
When the compressor operation command is in the ON state, the cooling required capacity F1 is determined in the next step S210. In this embodiment, this determination is made based on a deviation (Te−TEO) between the actual evaporator outlet temperature Te detected by the temperature sensor 41a and the target evaporator temperature TEO calculated in the above-described step S120.
[0131]
More specifically, when the deviation (Te−TEO) is 4 ° C. or more, the cooling required capacity F1 = 2. Here, F1 = 2 represents the required cooling capacity: large. And once it will be in the state of F1 = 2, the actual evaporator blowing temperature Te will fall rather than the target evaporator temperature TEO, and it will be maintained until a deviation (Te-TEO) will be -1 degreeC. And when deviation (Te-TEO) becomes 0 degreeC or more, it is set as cooling required capacity | capacitance F1 = 1. Here, F1 = 1 represents the required cooling capacity: medium. This cooling required capacity F1 = 1 is maintained within a range where the deviation (Te-TEO) is less than 4 ° C. and more than −1 ° C.
[0132]
As described above, the case where the required cooling capacity F1 = 2 and the required cooling capacity F1 = 1 are maintained within the predetermined deviation ranges, respectively, to prevent hunting of the rotational speed control of the electric compressor 11. This is to stabilize the rotational speed control of the electric compressor 11. When the deviation (Te−TEO) is −1 ° C. or less, the cooling required capacity F1 = 0. F1 = 0 represents the cooling capacity: unnecessary.
[0133]
In the next step S220, it is determined whether the required cooling capacity F1 = 0, and if F1 = 0, the process proceeds to step S230, the target rotational speed fn = 0 rpm of the electric compressor 11 is set, and the electric compressor 11 is stopped. To do.
[0134]
When it is not F1 = 0, the process proceeds to step S240, and it is determined whether F1 = 1. Since F1 = 1 represents a state where the required cooling capacity is “medium”, if F1 = 1, the process proceeds to step S250, and the target rotational speed fn of the electric compressor 11 = predetermined intermediate rotational speed fn−s, Specifically, it is set to 1500 rpm.
[0135]
Here, the predetermined intermediate rotation speed fn-s (1500 rpm) is the rotation speed of a predetermined intermediate region with respect to the maximum use rotation speed (for example, 7500 rpm) of the electric compressor 11. In the present embodiment, at the predetermined intermediate rotational speed fn-s (1500 rpm), the compressor discharge flow rate becomes the predetermined intermediate flow rate threshold value (target flow rate) G-s described in the first to fourth embodiments. Thus, fn-s is determined.
[0136]
When the determination in step S240 is NO, F1 = 2, that is, the required cooling capacity is “large”, so the process proceeds to step S260, and a temporary target rotational speed fno corresponding to the required cooling capacity is calculated. The provisional target rotational speed fno in step S260 may be calculated by fuzzy control known in Japanese Patent Laid-Open No. 8-2236.
[0137]
The outline of the calculation method by the fuzzy control will be described. The deviation (Te-TEO) between the actual evaporator outlet temperature Te and the target evaporator temperature TEO is calculated, and the rate of change of the deviation (Te-TEO) is calculated. Then, based on the deviation (Te-TEO) and the deviation change rate, an increase / decrease amount Δfn of the target rotational speed necessary to reduce the deviation is calculated by fuzzy control. Then, the temporary target rotational speed fno is calculated from the sum (fn + Δfn) of the target rotational speed increase / decrease amount Δfn and the previously calculated target rotational speed fn.
[0138]
Next, in step S270, it is determined whether or not the temporary target rotational speed fno is greater than a predetermined intermediate rotational speed fn-s (1500 rpm). Usually, the determination in step S270 is YES, and the target rotational speed fn = fno is set in the next step S280. That is, the temporary target rotational speed fno calculated in step S260 is directly used as the target rotational speed fn.
[0139]
On the other hand, when the determination in step S270 is NO, the target rotational speed fn = fn−s (1500 rpm) is set in the next step S290. That is, the target rotational speed fn is fixed to a predetermined intermediate rotational speed fn-s (1500 rpm).
[0140]
As described above, the target rotational speed fn of the electric compressor 11 is determined and the rotational speed control of the electric compressor 11 is performed, so that the rotational speed of the electric compressor 11 is predetermined when the required cooling capacity is at the “medium” level. The intermediate rotation speed is fixed to fn-s (1500 rpm) (S250). Even if the rotational speed of the electric compressor 11 is a predetermined intermediate rotational speed fn-s, when the cooling heat load is small, the evaporator outlet temperature Te is lower than the target evaporator temperature TEO, and F1 = 0. The rotational speed of the electric compressor 11 is set to 0 (S230).
[0141]
Therefore, when the cooling heat load is small, the rotational speed of the electric compressor 11 changes intermittently between the predetermined intermediate rotational speed fn-s and 0. As a result, the discharge flow rate of the electric compressor 11 changes intermittently between a predetermined threshold value (intermediate flow rate) Gs and 0 flow rate as shown in FIG. As in the first to fourth embodiments using the variable displacement compressor 11, the effects of ensuring oil return to the compressor 11 and reducing the evaporator blowout temperature variation can be exhibited.
[0142]
When the required cooling capacity is the “large” level, a temporary target for reducing this deviation based on the deviation (Te−TEO) between the actual evaporator outlet temperature Te and the target evaporator temperature TEO. The rotational speed fno is calculated, and when the temporary target rotational speed fno is larger than the predetermined intermediate rotational speed fn-s, the electric compressor 11 is operated with the temporary target rotational speed fno as it is as the target rotational speed fn. Thereby, when the cooling required capacity is at the “large” level, it is possible to ensure the in-cycle circulating refrigerant flow rate necessary for securing the capacity.
[0143]
Even when the required cooling capacity is at the “large” level, the temporary target rotational speed fno may become a low speed lower than the predetermined intermediate rotational speed fn-s by fuzzy control. Therefore, at this time, by fixing the lower limit value of the rotational speed of the electric compressor 11 to a predetermined intermediate rotational speed fn-s in step S290, effects such as ensuring oil return to the compressor 11 can be exhibited.
[0144]
  (Other embodiments)
  Note that the above1st-3rd form and 1stIn the embodiment, when the capacity control current In is equal to or less than a predetermined threshold value In-s, in other words, when the refrigerant flow rate is equal to or less than the predetermined threshold value G-s, the capacity control current In is set to a predetermined value. The discharge flow rate of the compressor 11 is intermittently changed between a predetermined intermediate flow rate (threshold value) G-s and the 0 flow rate by intermittently changing between the threshold value In-s and 0. However, the capacitance control current In is not completely matched with the predetermined threshold value In-s, and is intermittently changed between a value near the predetermined threshold value In-s and 0. Also good. In addition, when the capacity control current In is intermittently changed, the lower limit value of the capacity control current In may not be completely set to 0 but may be set to a small value near 0.
[0145]
  The firstofIn the embodiment, the flow rate of refrigerant discharged from the compressor 11 is detected so that the blown air temperature Te of the front seat side evaporator 9 is detected and the actual blown air temperature Te of the front seat side evaporator 9 becomes the target blown air temperature TEO. Although it controls, the blowing air temperature of the backseat side evaporator 27 is also detected, for example, among the blowing air temperatures of the front and rear evaporators 9 and 27, the higher blowing air temperature is the target blowing air temperature TEO. As such, the discharge refrigerant flow rate of the compressor 11 may be controlled.
[0146]
Further, instead of the blown air temperature Te of the front seat side evaporator 9, the surface temperature of the fins and tubes of the evaporator 9 and the like may be detected to detect the degree of cooling of the evaporator.
[Brief description of the drawings]
[Figure 1]The first prerequisite for the present inventionIt is a whole block diagram of the vehicle air conditioner containing the refrigerating-cycle apparatus by a form.
[Figure 2]The first prerequisite for the present inventionIt is a schematic sectional drawing of a part of variable capacity type compressor in a form, and a capacity control valve.
[Fig. 3]The first prerequisite for the present inventionIt is a discharge flow rate control characteristic figure of a variable capacity type compressor in a form.
[Fig. 4]The first prerequisite for the present inventionIt is a schematic block diagram of the electric control part in a form.
[Figure 5]The first prerequisite for the present inventionIt is a general | schematic flowchart of the whole capacity control by a form.
6 is a specific flowchart of a main part of the capacity control in FIG. 5;
FIG. 7 is an explanatory diagram of a specific example of the evaporator outlet temperature determination step of FIG.
8 is an operation explanatory diagram of a main part of the capacity control in FIG. 6. FIG.
FIG. 9The second premise of the present inventionIt is a specific flowchart of the principal part of the capacity | capacitance control by a form.
FIG. 10The third premise of the present inventionIt is a whole lineblock diagram of a refrigeration cycle device for vehicle air-conditioning by a form.
FIG. 11Of the present inventionFirst1It is a discharge flow rate control characteristic figure of a variable capacity type compressor in an embodiment.
FIG.Of the present inventionFirst1It is a graph of the measured value which shows the relationship between the refrigerant | coolant flow volume and control current in embodiment.
FIG. 13Of the present inventionFirst1It is a characteristic view which shows the relationship between the control current threshold value and cycle high pressure side pressure in embodiment.
FIG. 14First reference exampleIt is a control block diagram of the electric compressor.
FIG. 15Second reference example1 is an overall configuration diagram of a vehicle air conditioner including a refrigeration cycle apparatus according to FIG.
FIG. 16Second reference exampleIt is a schematic block diagram of the electric control part in.
FIG. 17Second reference exampleIt is a schematic flowchart of the whole air-conditioning control by.
FIG. 18Second reference exampleIt is an operation characteristic figure of air-conditioning control by.
FIG. 19Second reference exampleIt is a specific flowchart which shows the specific example of electric compressor control by.
[Explanation of symbols]
  DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 ... Front seat side air conditioning unit, 9 ... Front seat side evaporator, 11 ... Compressor,
26 ... rear seat side air conditioning unit, 27 ... rear seat side evaporator, 40 ... air conditioning controller,
110: Control valve.

Claims (5)

吐出流量を変更可能な圧縮機（１１）と、前記圧縮機（１１）の吸入側に設けられ、低圧冷媒を蒸発させる蒸発器（９、２７）とを有する冷凍サイクル装置において、
前記圧縮機（１１）は、吐出容量の変更を制御する制御弁（１１０）を有し、前記制御弁（１１０）により前記吐出流量が目標吐出流量となるように吐出容量を可変制御する流量制御タイプの可変容量型圧縮機であり、
前記蒸発器（９、２７）の実際の冷却度合いが目標冷却度合いとなるように前記目標吐出流量を決定し、前記目標吐出流量に対応した制御信号を発生する制御手段（４０）を有し、
前記制御手段（４０）はサイクル内の循環冷媒の流量に関連する情報値として前記制御信号の値を用い、
前記制御信号の値に基づいて、前記循環冷媒の流量が所定のしきい値より大きいかどうかを判定し、
前記循環冷媒の流量が前記所定のしきい値より大きいときは、前記制御信号を前記制御弁（１１０）に加えて前記蒸発器（９、２７）の冷却度合いに応じて前記吐出容量を制御し、
一方、前記循環冷媒の流量が前記所定のしきい値以下であるときは、前記制御信号の値を強制的に前記所定のしきい値近傍の中間流量に対応する値と前記所定のしきい値より小さい小流量に対応する値とに切り替えて、前記吐出容量を変化させることで、前記圧縮機（１１）の吐出流量を前記中間流量と前記小流量間で断続的に変化させ、
さらに、前記制御弁（１１０）は、サイクル高圧側圧力を用いて制御圧力を作り、この制御圧力により前記吐出容量の変更を制御するようになっており、
前記制御弁（１１０）の前記制御信号に対応する前記循環冷媒の流量が前記サイクル高圧側圧力の上昇に応じて減少するようになっており、
前記所定のしきい値を前記サイクル高圧側圧力の上昇に応じて増大するように補正することを特徴とする冷凍サイクル装置。In a refrigeration cycle apparatus having a compressor (11) capable of changing a discharge flow rate and an evaporator (9, 27) provided on the suction side of the compressor (11) and evaporating low-pressure refrigerant,
The compressor (11) has a control valve (110) for controlling the change of the discharge capacity, and the flow rate control for variably controlling the discharge capacity so that the discharge flow rate becomes a target discharge flow rate by the control valve (110). Type variable capacity compressor,
Control means (40) for determining the target discharge flow rate so that the actual cooling degree of the evaporator (9, 27) becomes the target cooling degree, and generating a control signal corresponding to the target discharge flow rate;
The control means (40) uses the value of the control signal as an information value related to the flow rate of the circulating refrigerant in the cycle ,
Based on the value of the control signal, it is determined whether the flow rate of the circulating refrigerant is greater than a predetermined threshold,
When the flow rate of the circulating refrigerant is greater than the predetermined threshold value, the control signal is added to the control valve (110) to control the discharge capacity according to the cooling degree of the evaporator (9, 27). ,
On the other hand, when the flow rate of the circulating refrigerant is equal to or less than the predetermined threshold value, the value of the control signal is forcibly set to a value corresponding to an intermediate flow rate near the predetermined threshold value and the predetermined threshold value. switch to the value corresponding to the smaller small flow rate, by varying the discharge capacity, intermittently changing the discharge flow rate of the compressor (11) between said intermediate flow rate and the small flow rate,
Furthermore, the control valve (110) creates a control pressure by using a cycle high pressure side pressure, and controls the change of the discharge capacity by the control pressure,
The flow rate of the circulating refrigerant corresponding to the control signal of the control valve (110) is reduced according to the increase in the cycle high-pressure side pressure,
The refrigeration cycle apparatus, wherein the predetermined threshold value is corrected so as to increase as the cycle high pressure side pressure increases . 前記循環冷媒の流量が前記所定のしきい値以下であるときに、前記蒸発器（９、２７）の実際の冷却度合いが所定の低温側域にある間は前記圧縮機（１１）の吐出流量を前記小流量に維持し、前記蒸発器（９、２７）の実際の冷却度合いが前記所定の低温側域よりも高温側に移行すると、前記圧縮機（１１）の吐出流量を前記中間流量とすることを特徴とする請求項１に記載の冷凍サイクル装置。  When the flow rate of the circulating refrigerant is equal to or lower than the predetermined threshold value, the discharge flow rate of the compressor (11) is maintained while the actual cooling degree of the evaporator (9, 27) is in a predetermined low temperature side region. When the actual cooling degree of the evaporator (9, 27) shifts to a higher temperature side than the predetermined low temperature side region, the discharge flow rate of the compressor (11) is set to the intermediate flow rate. The refrigeration cycle apparatus according to claim 1, wherein: 前記小流量は実質上零流量であることを特徴とする請求項１または２に記載の冷凍サイクル装置。  The refrigeration cycle apparatus according to claim 1 or 2, wherein the small flow rate is a substantially zero flow rate. 前記蒸発器は、互いに並列接続された複数の蒸発器（９、２７）であり、前記圧縮機（１１）は１個であり、
前記１個の圧縮機（１１）により前記複数の蒸発器（９、２７）に冷媒を循環させることを特徴とする請求項１ないし３のいずれか１つに記載の冷凍サイクル装置。The evaporator is a plurality of evaporators (9, 27) connected in parallel to each other, and the compressor (11) is one,
The refrigeration cycle apparatus according to any one of claims 1 to 3 , wherein refrigerant is circulated to the plurality of evaporators (9, 27) by the one compressor (11). 車両用の冷凍サイクル装置であって、車室内前席側を空調する前席側空調ユニット（１）に前記複数の蒸発器（９、２７）の１つが配置され、
車室内後席側を空調する後席側空調ユニット（２６）に前記複数の蒸発器（９、２７）の他の１つが配置されていることを特徴とする請求項４に記載の冷凍サイクル装置。A refrigeration cycle apparatus for a vehicle, wherein one of the plurality of evaporators (9, 27) is disposed in a front seat air conditioning unit (1) that air-conditions the front seat side of the vehicle interior,
5. The refrigeration cycle apparatus according to claim 4 , wherein another one of the plurality of evaporators (9, 27) is arranged in a rear seat side air conditioning unit (26) that air-conditions the rear seat side of the vehicle interior. .
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