JP4143434B2 - 超臨界冷媒を用いた車両用空調装置 - Google Patents
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Description
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、超臨界冷媒を用いて冷房を行う冷凍サイクルを備えた超臨界冷媒を用いた車両用空調装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
近年の車両用空調装置では、気液臨界温度・圧力以上に保持された超臨界流体である炭酸ガスを冷媒とした冷凍サイクルを用いて、冷媒が漏れた場合にも環境への影響を少なくする対策が採られるようになっている。
【０００３】
冷凍サイクルは、一般的にコンプレッサ、凝縮器（ガスクーラ）、膨張弁（絞り弁）、蒸発器、アキュムレータ（低圧レシーバ）を備えて構成されるが、中にはアキュムレータとコンプレッサとの間に内部熱交換器を介在させたものがあり、また、膨張弁の開度を調節して循環冷媒量や高圧圧力を制御して最適な蒸発圧力によって冷力を得るようになっている（例えば、特許文献１参照。）。
【０００４】
【特許文献１】
特許公報第２９３１６６８号公報（第３頁、第３図）
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、かかる従来の超臨界冷媒を用いた車両用空調装置では、炭酸ガス冷凍サイクルのコンプレッサ駆動源に車両のエンジンを用いた方式で、特に、可変容量型のコンプレッサを用いた場合に、それの容量制御に冷凍サイクルの高低圧力差を一定に制御できる制御弁を用い、かつ、その制御弁の制御に蒸発器温度（冷媒温度若しくは吹出温度）で制御する方式では、車両加速時のようにエンジン回転数が上がると、同時にコンプレッサの回転数が上がって冷媒吐出量が増大することになる。
【０００６】
このため、冷凍サイクルでは冷媒循環量が増えることになるため、冷媒循環量を一定にするためにコンプレッサの吐出容量を少なくする方向に制御することが望ましい。
【０００７】
ところが、コンプレッサによる容量制限は、低圧圧力が下がって冷媒温度が下がることで動作することになり、この場合は冷媒の熱容量が大きく影響して反応が遅くなる一方、冷媒の圧力変動は反応が早いため高圧圧力上昇に対する膨張弁の制御が先行することになる。
【０００８】
このため、冷媒流量を下げるコンプレッサ容量制御の制御幅が小さくなるため、循環流量を調整しきれずに流量が大きくなって冷力が上がることになり、結果的にエンジン出力がコンプレッサの駆動力として消費されるとともに、コンプレッサの可変容量制御が開始されてから完了するまでの間、冷力やコンプレッサトルクの過大消費が来されて、燃費の低下や加速性の低下および吹出し温のハンチング等を誘起してしまう。
【０００９】
そこで、本発明はかかる従来の課題に鑑みて、膨張弁の制御に加えて、可変容量タイプのコンプレッサを用いて、エンジン回転数が高くなった場合にも冷媒循環量を少なくして、車両の加速性能を確保するようにした超臨界冷媒を用いた車両用空調装置を提供することを目的とする。
【００１０】
【課題を解決するための手段】
かかる目的を達成するために本発明の超臨界冷媒を用いた車両用空調装置にあっては、エンジン駆動される可変容量コンプレッサによって加圧した超臨界冷媒を、室外熱交換器、膨張弁および室内熱交換器へと順に供給した後に前記可変容量コンプレッサに戻す冷凍サイクルを構成するようになっており、このとき、エンジン回転数による制限値を設定し、その制限値に基づいて可変容量コンプレッサの吐出容量を、膨張弁の開度制御に優先して制御する容量制御手段を設け、前記容量制御手段は、適正な冷力を演算する必要冷力判断装置と、この必要冷力判断装置が演算した冷力に基づいてコンプレッサの適正な吐出容量と膨張弁の適正開度とを算出する圧力調整装置とからなり、
前記必要冷力判断装置は、乗員が設定した吹出温度になる必要冷力と、記憶されたコンプレッサの回転数毎の冷凍能力とから必要冷力に必要なコンプレッサのフルストローク回転数を決定し、該フルストローク回転数をエンジン回転数による前記制御値としたことを特徴としている。
【００１１】
【発明の効果】
かかる構成になる本発明によれば、エンジン回転数が上昇した場合に可変容量コンプレッサの高低圧圧力差および吐出流量を一定とすることにより、膨張弁開度を固定した状態で、冷凍サイクルを循環する超臨界冷媒量を略一定として、必要冷力を維持できるようになり、ひいては、過大な冷力、コンプレッサトルクが増大するのを防止して省燃費を達成できる。
【００１２】
また、冷力一定であるため、吹出し温ハンチングの発生を防止して快適な空調を得ることができ、また、冷力一定にすることにより動力一定としてエンジンへの負担を軽減して、加速性等の運転性を向上することができる。
【００１３】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施形態を図面と共に詳述する。
【００１４】
図１〜図８は本発明にかかる超臨界冷媒を用いた車両用空調装置の一実施形態を示し、図１は超臨界冷媒を用いた冷凍サイクルを構成する車両用空調装置の模式図、図２は必要冷力に対するフルストローク状態のコンプレッサ上限回転数を示すイメージグラフ、図３はコンプレッサの圧力調整弁の弁開度特性図、図４は炭酸ガスの蒸発圧力を示すモリエル線図、図５はコンプレッサ揚程とコンプレッサ流量とコンプレッサ回転数との関係を３次元表現で示す制御線図、図６はコンプレッサ揚程とコンプレッサ流量との関係を２次元表現で示す制御線図、図７はエネルギー消費イメージを示す説明図、図８は従来のエネルギー消費イメージを示す説明図である。
【００１５】
本実施形態の車両用空調装置１は、図１に示すように可変容量コンプレッサ（以下、単にコンプレッサと称する）２によって加圧した超臨界冷媒を、室外熱交換器としての凝縮器３、膨張弁４および室内熱交換器としての蒸発器５へと順に供給した後にアキュムレータ６を介して前記コンプレッサ２に戻す冷凍サイクル１０を構成するようになっている。
【００１６】
コンプレッサ２は、エンジン７の出力回転をベルト７ａを介して入力して駆動されるようになっており、このコンプレッサ２に設けた圧力調整弁２ａによって冷媒の吐出容量が制御される。
【００１７】
前記蒸発器５は空調ダクト８内に収納され、空調ファン９によって発生した空調風がこの蒸発器５を通過することにより熱交換されて冷房風を発生し、この冷房風が吹出口８ａから車室内に吹き出すようになっている。
【００１８】
空調ファン９で発生した空調風に対して前記蒸発器５の上流側に温度センサ１１を配置して、蒸発器５に取り込まれる空調風温度を検出するとともに、空調ファン９の駆動電圧を検出する電圧センサ１２を設けて、空調ファン９の能力（風量）を検出するようになっており、これら温度センサ１１および電圧センサ１２それぞれの検出信号を必要冷力判断装置１３に出力するようになっている。
【００１９】
また、凝縮器３下流側の冷媒通路に冷媒温度センサ１４および冷媒圧力センサ１５を設け、これら冷媒温度センサ１４および冷媒圧力センサ１５で検出した冷媒温度および冷媒圧力を前記必要冷力判断装置１３に出力するとともに、エンジン７に回転数検出センサ１６を設けて、検出したエンジン回転数を必要冷力判断装置１３に出力して制限値を設定するようになっている。
【００２０】
そして、前記各検出センサ１１，１２の検出値に基づいて必要冷力判断装置１３は冷凍サイクル１０で発生する適正な冷力を演算して、その結果を圧力調整装置１７に出力し、この圧力調整装置１７はコンプレッサ２の適正な吐出容量と、膨張弁４の適正な開度とを算出して、それぞれの制御信号をコンプレッサ２と膨張弁４に出力して容量制御および開度制御するようになっている。
【００２１】
ここで、前記必要冷力判断装置１３と前記圧力調整装置１７とによって、前記制限値に基づいてコンプレッサ２の吐出容量を膨張弁４の開度制御に優先して制御する容量制御手段１８を構成してあり、その制限値は、▲１▼車両の空調付加の必要最大値の条件と、▲２▼コンプレッサ２の冷媒排除容積が最大となる条件と、▲３▼膨張弁４の開度による成績係数ＣＯＰが最大になる条件と、によって決定するようになっている。
【００２２】
そして、前記▲１▼，▲２▼，▲３▼の各条件を満足するコンプレッサ２の回転数を制御点として、その時のエンジン回転数を制限値とし、制限値以上のエンジン回転数の時は、制限値におけるコンプレッサ２の高低差圧を一定にするように容量制御するようになっている。
【００２３】
前記必要冷力判断装置１３で求める適正な冷力とは、蒸発器５が凍結しない冷力であり、また、図２に示すように乗員が設定した吹出し温度になる冷力Ｑであり、このとき、必要冷力判断装置１３には、予めコンプレッサ２の回転数毎の冷凍能力を記憶してある。
【００２４】
このとき、図２中のＮｃ２は、必要冷力Ｑから求めたコンプレッサ２がフルストロークで、かつ、膨張弁４の開度による成績係数ＣＯＰを最大圧力制御できる上限のコンプレッサ回転数である。
【００２５】
前記必要冷力判断装置１３で記憶した冷凍能力は、図５に示すようにコンプレッサ２の揚程特性（圧力差と流量特性で決定）が含まれるとともに、凝縮器３の出口冷媒温度に対する適正高圧圧力、つまり膨張弁４の適正開度が含まれる。
【００２６】
図３の揚程特性は、コンプレッサ２の高圧と低圧との差圧と、コンプレッサ２の吐出容量を決定するデューティ比との関係をもって表され、必要冷力判断装置１３には、外気負荷毎に膨張弁４の適正開度（高圧圧力の設定値）と、そのときに必要なコンプレッサ２の吐出容量が記憶されている。
【００２７】
つまり、図２に示すように各負荷毎に必要冷力Ｑと、それに必要なコンプレッサ２のフルストロークの回転数Ｎｃ２が決定されており、コンプレッサ２がフルストローク状態の回転数Ｎｃ２にて必要冷力Ｑを満足する判定であり、その回転数Ｎｃ２を上回る場合は可変容量制御へと変わり、コンプレッサ２の吐出容量を抑えて必要冷力Ｑを維持させる制御へと移行する。
【００２８】
アイドル運転中や低速走行を行っている等、図５に示すように目標冷力Ｑに達していない回転数Ｎｃ１でコンプレッサ２が回転しているときは、コンプレッサ２はフルストローク運転を行うとともに、膨張弁４は凝縮器３の出口温度から最適高圧圧力になるように制御する。
【００２９】
尚、図５中、実線Ｌ１は各Ｎｃ時のコンプレッサ最大揚程能力を示し、破線Ｌ２は容量制御時の揚程能力を示すとともに、ＰＶＮ線Ｒ１のＡ−Ｂ間Ｋ１は膨張弁４による成績係数ＣＯＰの最適制御が優先され、かつ、Ｂ−Ｄ間Ｋ２は流量Ｖ（Ｇｒ）、圧力差ΔＰが略一定になる。
【００３０】
ここで、前記コンプレッサ２の圧力調整弁２ａは、図３に示すように印加デューティ比に対して高圧と低圧の圧力差ΔＰを一定に維持（低差圧維持特性）するように制御し、このときのイメージをモリエル線図を用いて図４に示すと、超臨界流体である炭酸ガスを冷媒とした場合に、蒸発器５の蒸発温度は０〜５゜Ｃとなり、蒸発圧力（Ｐｅ）では３．５ＭＰａ〜４ＭＰａに安定的に推移する。
【００３１】
つまり、図３の圧力調整弁２ａの特性を参照すると、圧力調整弁２ａによって低圧側は略一定で推移しており、圧力調整弁２ａのデューティ比を変化させることにより、高圧圧力を調整できるようになっている。
【００３２】
従って、エンジン回転数が上がってコンプレッサ２の回転数が上昇したときは、必要冷力判断装置１３はリアルタイムで必要冷力Ｑに達する回転数Ｎｃ２を演算して決定し、コンプレッサ２の回転数がＮｃ２に達したときに、容量制御手段１８はそのときの高圧圧力を読み込む。
【００３３】
そして、蒸発器５の蒸発圧力Ｐｅとの差圧（高圧圧力−蒸発圧力Ｐｅ）を演算し、必要冷力判断装置１３が記憶している圧力調整弁２ａの特性値（図３参照）から現在の圧力状態を維持できるデューティ比を決定し、そのデューティ比を圧力調整弁２ａに出力する。
【００３４】
このとき、膨張弁４の開度は現在の状態で固定するようになっており、この固定はコンプレッサ２の回転数がＮｃ２以上になっても固定を維持する一方、回転数がＮｃ２以下になったら固定解除するようになっている。
【００３５】
即ち、図５に示すようにコンプレッサ２の回転数が低い場合（Ｎｃ１）で、目標冷力Ｑに達していない時（Ａ−Ｂ間）は、膨張弁４の開度を効率最大になる絞り制御を行う一方、コンプレッサ２の回転数がＮｃ２に達したときに、圧力調整弁２ａのデューティ比制御によりＮｃ２の圧力状態を保持するようになっている。
【００３６】
この圧力保持状態は、コンプレッサ２の回転数が上昇した場合にも不変であり、図５，図６に示すようにＮｃ２から最高回転数Ｎｃ４（Ｂ−Ｄ間）までは、圧力差のみならずコンプレッサ２の吐出流量が一定に保たれる。尚、図６中、ＰＶ線Ｒ２は各Ｎｃ時の圧縮機最大能力を示す。
【００３７】
このように、コンプレッサ２の高圧と低圧の圧力差および吐出流量が一定となり、また、膨張弁４の開度（絞り量）も固定されるため、冷凍サイクル１０を循環する冷媒量がＮｃ２〜Ｎｃ４まで同一となって必要冷力Ｑが維持される。
【００３８】
以上の構成により本実施形態の車両用空調装置１では、図１に示すように超臨界冷媒として炭酸ガスを用いた冷凍サイクル１０を構成し、かつ、可変容量型のコンプレッサ２によって冷媒を循環させるようになっており、容量制御手段１８によって図７に示すように、コンプレッサ２の回転数がしきい値となるＮｃ２より高い場合は、コンプレッサ２の圧力差や吐出流量を一定として、膨張弁４の開度も固定するため、冷凍サイクル１０を循環する冷媒量をＮｃ２〜Ｎｃ４まで一定として必要冷力Ｑを維持できるようになる。
【００３９】
このため、従来では図８に示すように、図中斜線部分Ｗで無駄なエネルギーを浪費していたのに対して、本実施形態では図７に示すように、過大な冷力Ｑやコンプレッサトルクが増加するのを防止して省燃費を達成することができるとともに、冷力Ｑが一定となることにより、吹出し温ハンチングが発生するのを防止して快適な空調風を提供することができる。
【００４０】
尚、図７中、コンプレッサトルクは、Ｎｃ２より大きな領域ではコンプレッサ動力が一定にある動力（＝トルク×回転数）であり、回転数上昇に伴ってトルクＴは低下することになる。
【００４１】
また、圧力調整弁２ａによってコンプレッサ２の吐出容量を変化させる際に、膨張弁４の開度を最適効率に制御するので、吐出容量が変化されるＮｃ２〜Ｎｃ４にあっても、コンプレッサ２を最適効率、ひいては、成績係数ＣＯＰの高い運転が可能になる。
【００４２】
更に、冷力Ｑを一定にすることにより動力一定としてエンジン７への負担を軽減して、加速性等の運転性を向上することができる。
【００４３】
特に、冷凍サイクル１０は高圧が超臨界となる炭酸ガスを冷媒としたので、高圧域で冷媒が凝縮しないので、従来のフロン系を冷媒とする冷凍サイクルではコンプレッサ２の回転数が上がれば高圧の上昇が顕著であったが、これと比較して本実施形態では、コンプレッサ２の回転数がＮｃ２以上の回転数においては高圧圧力を一定にできるので、圧力上昇に対する制御を別の手段を用いる必要が無くなり、構造を簡略化することができる。
【００４４】
また、本実施形態では伝播速度が音速に匹敵する圧力を制御することを特徴としているため、制御を迅速に行うことができる。
【００４５】
更に、本実施形態ではエンジン７側の要求信号に対してコンプレッサ２の回転数がＮｃ２になる手前で、圧力調整弁２ａのデューティ比をコントロールすることにより、瞬時にコンプレッサ２のトルクが低減するため加速性を向上することができ、また、そのコンプレッサ２のトルク低減代もデューティ比調整により自在に制御することができる。
【００４６】
具体的には、低速走行時からの加速時に、瞬間的にコンプレッサトルクを低減することにより加速性を飛躍的に向上する一方、エンジン７の回転数が低下するときに、コンプレッサトルクを瞬時低下させ、かつ、緩徐に回復させることで、アイドル付近の低回転時のエンジンストールを防止することができる。
【００４７】
また、冷凍サイクル１０に超臨界冷媒の炭酸ガスを用いたことにより、コンプレッサ２の揚程仕事と発生トルクには相関関係が存在し、圧力調整弁によってコンプレッサ２の揚程仕事（高圧と低圧の差圧）をコントロールすることにより、目標とする発生トルクを狙うことができるので、リーンバーンエンジンや直噴エンジン等の緻密な制御が要求されるエンジンと、軽自動車等のエンジン発生トルクの少ないエンジンとの協調制御が可能となる。
【００４８】
ところで、本発明の超臨界冷媒を用いた車両用空調装置は前記実施形態に例をとって説明したが、この実施形態に限ることなく本発明の要旨を逸脱しない範囲で他の実施形態を各種採ることができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の一実施形態を示す超臨界冷媒を用いた冷凍サイクルを構成する車両用空調装置の模式図。
【図２】本発明の一実施形態を示す必要冷力に対するフルストローク状態のコンプレッサ上限回転数のイメージグラフ。
【図３】本発明の一実施形態を示すコンプレッサの圧力調整弁の弁開度特性図。
【図４】本発明の一実施形態を示す炭酸ガスの蒸発圧力を示すモリエル線図。
【図５】本発明の一実施形態を示すコンプレッサ揚程とコンプレッサ流量とコンプレッサ回転数との関係を３次元表現で示した制御線図。
【図６】本発明の一実施形態を示すコンプレッサ揚程とコンプレッサ流量との関係を２次元表現で示した制御線図。
【図７】本発明の一実施形態を示すエネルギー消費イメージの説明図。
【図８】従来のエネルギー消費イメージの説明図。
【符号の説明】
１ 車両用空調装置
２ コンプレッサ（可変容量コンプレッサ）
２ａ 圧力調整弁
３ 凝縮器（室外熱交換器）
４ 膨張弁
５ 蒸発器（室内熱交換器）
６ アキュムレータ
７ エンジン
１０ 冷凍サイクル
１３ 必要冷力判断装置
１７ 圧力調整装置
１８ 容量制御手段
【発明の属する技術分野】
本発明は、超臨界冷媒を用いて冷房を行う冷凍サイクルを備えた超臨界冷媒を用いた車両用空調装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
近年の車両用空調装置では、気液臨界温度・圧力以上に保持された超臨界流体である炭酸ガスを冷媒とした冷凍サイクルを用いて、冷媒が漏れた場合にも環境への影響を少なくする対策が採られるようになっている。
【０００３】
冷凍サイクルは、一般的にコンプレッサ、凝縮器（ガスクーラ）、膨張弁（絞り弁）、蒸発器、アキュムレータ（低圧レシーバ）を備えて構成されるが、中にはアキュムレータとコンプレッサとの間に内部熱交換器を介在させたものがあり、また、膨張弁の開度を調節して循環冷媒量や高圧圧力を制御して最適な蒸発圧力によって冷力を得るようになっている（例えば、特許文献１参照。）。
【０００４】
【特許文献１】
特許公報第２９３１６６８号公報（第３頁、第３図）
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、かかる従来の超臨界冷媒を用いた車両用空調装置では、炭酸ガス冷凍サイクルのコンプレッサ駆動源に車両のエンジンを用いた方式で、特に、可変容量型のコンプレッサを用いた場合に、それの容量制御に冷凍サイクルの高低圧力差を一定に制御できる制御弁を用い、かつ、その制御弁の制御に蒸発器温度（冷媒温度若しくは吹出温度）で制御する方式では、車両加速時のようにエンジン回転数が上がると、同時にコンプレッサの回転数が上がって冷媒吐出量が増大することになる。
【０００６】
このため、冷凍サイクルでは冷媒循環量が増えることになるため、冷媒循環量を一定にするためにコンプレッサの吐出容量を少なくする方向に制御することが望ましい。
【０００７】
ところが、コンプレッサによる容量制限は、低圧圧力が下がって冷媒温度が下がることで動作することになり、この場合は冷媒の熱容量が大きく影響して反応が遅くなる一方、冷媒の圧力変動は反応が早いため高圧圧力上昇に対する膨張弁の制御が先行することになる。
【０００８】
このため、冷媒流量を下げるコンプレッサ容量制御の制御幅が小さくなるため、循環流量を調整しきれずに流量が大きくなって冷力が上がることになり、結果的にエンジン出力がコンプレッサの駆動力として消費されるとともに、コンプレッサの可変容量制御が開始されてから完了するまでの間、冷力やコンプレッサトルクの過大消費が来されて、燃費の低下や加速性の低下および吹出し温のハンチング等を誘起してしまう。
【０００９】
そこで、本発明はかかる従来の課題に鑑みて、膨張弁の制御に加えて、可変容量タイプのコンプレッサを用いて、エンジン回転数が高くなった場合にも冷媒循環量を少なくして、車両の加速性能を確保するようにした超臨界冷媒を用いた車両用空調装置を提供することを目的とする。
【００１０】
【課題を解決するための手段】
かかる目的を達成するために本発明の超臨界冷媒を用いた車両用空調装置にあっては、エンジン駆動される可変容量コンプレッサによって加圧した超臨界冷媒を、室外熱交換器、膨張弁および室内熱交換器へと順に供給した後に前記可変容量コンプレッサに戻す冷凍サイクルを構成するようになっており、このとき、エンジン回転数による制限値を設定し、その制限値に基づいて可変容量コンプレッサの吐出容量を、膨張弁の開度制御に優先して制御する容量制御手段を設け、前記容量制御手段は、適正な冷力を演算する必要冷力判断装置と、この必要冷力判断装置が演算した冷力に基づいてコンプレッサの適正な吐出容量と膨張弁の適正開度とを算出する圧力調整装置とからなり、
前記必要冷力判断装置は、乗員が設定した吹出温度になる必要冷力と、記憶されたコンプレッサの回転数毎の冷凍能力とから必要冷力に必要なコンプレッサのフルストローク回転数を決定し、該フルストローク回転数をエンジン回転数による前記制御値としたことを特徴としている。
【００１１】
【発明の効果】
かかる構成になる本発明によれば、エンジン回転数が上昇した場合に可変容量コンプレッサの高低圧圧力差および吐出流量を一定とすることにより、膨張弁開度を固定した状態で、冷凍サイクルを循環する超臨界冷媒量を略一定として、必要冷力を維持できるようになり、ひいては、過大な冷力、コンプレッサトルクが増大するのを防止して省燃費を達成できる。
【００１２】
また、冷力一定であるため、吹出し温ハンチングの発生を防止して快適な空調を得ることができ、また、冷力一定にすることにより動力一定としてエンジンへの負担を軽減して、加速性等の運転性を向上することができる。
【００１３】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施形態を図面と共に詳述する。
【００１４】
図１〜図８は本発明にかかる超臨界冷媒を用いた車両用空調装置の一実施形態を示し、図１は超臨界冷媒を用いた冷凍サイクルを構成する車両用空調装置の模式図、図２は必要冷力に対するフルストローク状態のコンプレッサ上限回転数を示すイメージグラフ、図３はコンプレッサの圧力調整弁の弁開度特性図、図４は炭酸ガスの蒸発圧力を示すモリエル線図、図５はコンプレッサ揚程とコンプレッサ流量とコンプレッサ回転数との関係を３次元表現で示す制御線図、図６はコンプレッサ揚程とコンプレッサ流量との関係を２次元表現で示す制御線図、図７はエネルギー消費イメージを示す説明図、図８は従来のエネルギー消費イメージを示す説明図である。
【００１５】
本実施形態の車両用空調装置１は、図１に示すように可変容量コンプレッサ（以下、単にコンプレッサと称する）２によって加圧した超臨界冷媒を、室外熱交換器としての凝縮器３、膨張弁４および室内熱交換器としての蒸発器５へと順に供給した後にアキュムレータ６を介して前記コンプレッサ２に戻す冷凍サイクル１０を構成するようになっている。
【００１６】
コンプレッサ２は、エンジン７の出力回転をベルト７ａを介して入力して駆動されるようになっており、このコンプレッサ２に設けた圧力調整弁２ａによって冷媒の吐出容量が制御される。
【００１７】
前記蒸発器５は空調ダクト８内に収納され、空調ファン９によって発生した空調風がこの蒸発器５を通過することにより熱交換されて冷房風を発生し、この冷房風が吹出口８ａから車室内に吹き出すようになっている。
【００１８】
空調ファン９で発生した空調風に対して前記蒸発器５の上流側に温度センサ１１を配置して、蒸発器５に取り込まれる空調風温度を検出するとともに、空調ファン９の駆動電圧を検出する電圧センサ１２を設けて、空調ファン９の能力（風量）を検出するようになっており、これら温度センサ１１および電圧センサ１２それぞれの検出信号を必要冷力判断装置１３に出力するようになっている。
【００１９】
また、凝縮器３下流側の冷媒通路に冷媒温度センサ１４および冷媒圧力センサ１５を設け、これら冷媒温度センサ１４および冷媒圧力センサ１５で検出した冷媒温度および冷媒圧力を前記必要冷力判断装置１３に出力するとともに、エンジン７に回転数検出センサ１６を設けて、検出したエンジン回転数を必要冷力判断装置１３に出力して制限値を設定するようになっている。
【００２０】
そして、前記各検出センサ１１，１２の検出値に基づいて必要冷力判断装置１３は冷凍サイクル１０で発生する適正な冷力を演算して、その結果を圧力調整装置１７に出力し、この圧力調整装置１７はコンプレッサ２の適正な吐出容量と、膨張弁４の適正な開度とを算出して、それぞれの制御信号をコンプレッサ２と膨張弁４に出力して容量制御および開度制御するようになっている。
【００２１】
ここで、前記必要冷力判断装置１３と前記圧力調整装置１７とによって、前記制限値に基づいてコンプレッサ２の吐出容量を膨張弁４の開度制御に優先して制御する容量制御手段１８を構成してあり、その制限値は、▲１▼車両の空調付加の必要最大値の条件と、▲２▼コンプレッサ２の冷媒排除容積が最大となる条件と、▲３▼膨張弁４の開度による成績係数ＣＯＰが最大になる条件と、によって決定するようになっている。
【００２２】
そして、前記▲１▼，▲２▼，▲３▼の各条件を満足するコンプレッサ２の回転数を制御点として、その時のエンジン回転数を制限値とし、制限値以上のエンジン回転数の時は、制限値におけるコンプレッサ２の高低差圧を一定にするように容量制御するようになっている。
【００２３】
前記必要冷力判断装置１３で求める適正な冷力とは、蒸発器５が凍結しない冷力であり、また、図２に示すように乗員が設定した吹出し温度になる冷力Ｑであり、このとき、必要冷力判断装置１３には、予めコンプレッサ２の回転数毎の冷凍能力を記憶してある。
【００２４】
このとき、図２中のＮｃ２は、必要冷力Ｑから求めたコンプレッサ２がフルストロークで、かつ、膨張弁４の開度による成績係数ＣＯＰを最大圧力制御できる上限のコンプレッサ回転数である。
【００２５】
前記必要冷力判断装置１３で記憶した冷凍能力は、図５に示すようにコンプレッサ２の揚程特性（圧力差と流量特性で決定）が含まれるとともに、凝縮器３の出口冷媒温度に対する適正高圧圧力、つまり膨張弁４の適正開度が含まれる。
【００２６】
図３の揚程特性は、コンプレッサ２の高圧と低圧との差圧と、コンプレッサ２の吐出容量を決定するデューティ比との関係をもって表され、必要冷力判断装置１３には、外気負荷毎に膨張弁４の適正開度（高圧圧力の設定値）と、そのときに必要なコンプレッサ２の吐出容量が記憶されている。
【００２７】
つまり、図２に示すように各負荷毎に必要冷力Ｑと、それに必要なコンプレッサ２のフルストロークの回転数Ｎｃ２が決定されており、コンプレッサ２がフルストローク状態の回転数Ｎｃ２にて必要冷力Ｑを満足する判定であり、その回転数Ｎｃ２を上回る場合は可変容量制御へと変わり、コンプレッサ２の吐出容量を抑えて必要冷力Ｑを維持させる制御へと移行する。
【００２８】
アイドル運転中や低速走行を行っている等、図５に示すように目標冷力Ｑに達していない回転数Ｎｃ１でコンプレッサ２が回転しているときは、コンプレッサ２はフルストローク運転を行うとともに、膨張弁４は凝縮器３の出口温度から最適高圧圧力になるように制御する。
【００２９】
尚、図５中、実線Ｌ１は各Ｎｃ時のコンプレッサ最大揚程能力を示し、破線Ｌ２は容量制御時の揚程能力を示すとともに、ＰＶＮ線Ｒ１のＡ−Ｂ間Ｋ１は膨張弁４による成績係数ＣＯＰの最適制御が優先され、かつ、Ｂ−Ｄ間Ｋ２は流量Ｖ（Ｇｒ）、圧力差ΔＰが略一定になる。
【００３０】
ここで、前記コンプレッサ２の圧力調整弁２ａは、図３に示すように印加デューティ比に対して高圧と低圧の圧力差ΔＰを一定に維持（低差圧維持特性）するように制御し、このときのイメージをモリエル線図を用いて図４に示すと、超臨界流体である炭酸ガスを冷媒とした場合に、蒸発器５の蒸発温度は０〜５゜Ｃとなり、蒸発圧力（Ｐｅ）では３．５ＭＰａ〜４ＭＰａに安定的に推移する。
【００３１】
つまり、図３の圧力調整弁２ａの特性を参照すると、圧力調整弁２ａによって低圧側は略一定で推移しており、圧力調整弁２ａのデューティ比を変化させることにより、高圧圧力を調整できるようになっている。
【００３２】
従って、エンジン回転数が上がってコンプレッサ２の回転数が上昇したときは、必要冷力判断装置１３はリアルタイムで必要冷力Ｑに達する回転数Ｎｃ２を演算して決定し、コンプレッサ２の回転数がＮｃ２に達したときに、容量制御手段１８はそのときの高圧圧力を読み込む。
【００３３】
そして、蒸発器５の蒸発圧力Ｐｅとの差圧（高圧圧力−蒸発圧力Ｐｅ）を演算し、必要冷力判断装置１３が記憶している圧力調整弁２ａの特性値（図３参照）から現在の圧力状態を維持できるデューティ比を決定し、そのデューティ比を圧力調整弁２ａに出力する。
【００３４】
このとき、膨張弁４の開度は現在の状態で固定するようになっており、この固定はコンプレッサ２の回転数がＮｃ２以上になっても固定を維持する一方、回転数がＮｃ２以下になったら固定解除するようになっている。
【００３５】
即ち、図５に示すようにコンプレッサ２の回転数が低い場合（Ｎｃ１）で、目標冷力Ｑに達していない時（Ａ−Ｂ間）は、膨張弁４の開度を効率最大になる絞り制御を行う一方、コンプレッサ２の回転数がＮｃ２に達したときに、圧力調整弁２ａのデューティ比制御によりＮｃ２の圧力状態を保持するようになっている。
【００３６】
この圧力保持状態は、コンプレッサ２の回転数が上昇した場合にも不変であり、図５，図６に示すようにＮｃ２から最高回転数Ｎｃ４（Ｂ−Ｄ間）までは、圧力差のみならずコンプレッサ２の吐出流量が一定に保たれる。尚、図６中、ＰＶ線Ｒ２は各Ｎｃ時の圧縮機最大能力を示す。
【００３７】
このように、コンプレッサ２の高圧と低圧の圧力差および吐出流量が一定となり、また、膨張弁４の開度（絞り量）も固定されるため、冷凍サイクル１０を循環する冷媒量がＮｃ２〜Ｎｃ４まで同一となって必要冷力Ｑが維持される。
【００３８】
以上の構成により本実施形態の車両用空調装置１では、図１に示すように超臨界冷媒として炭酸ガスを用いた冷凍サイクル１０を構成し、かつ、可変容量型のコンプレッサ２によって冷媒を循環させるようになっており、容量制御手段１８によって図７に示すように、コンプレッサ２の回転数がしきい値となるＮｃ２より高い場合は、コンプレッサ２の圧力差や吐出流量を一定として、膨張弁４の開度も固定するため、冷凍サイクル１０を循環する冷媒量をＮｃ２〜Ｎｃ４まで一定として必要冷力Ｑを維持できるようになる。
【００３９】
このため、従来では図８に示すように、図中斜線部分Ｗで無駄なエネルギーを浪費していたのに対して、本実施形態では図７に示すように、過大な冷力Ｑやコンプレッサトルクが増加するのを防止して省燃費を達成することができるとともに、冷力Ｑが一定となることにより、吹出し温ハンチングが発生するのを防止して快適な空調風を提供することができる。
【００４０】
尚、図７中、コンプレッサトルクは、Ｎｃ２より大きな領域ではコンプレッサ動力が一定にある動力（＝トルク×回転数）であり、回転数上昇に伴ってトルクＴは低下することになる。
【００４１】
また、圧力調整弁２ａによってコンプレッサ２の吐出容量を変化させる際に、膨張弁４の開度を最適効率に制御するので、吐出容量が変化されるＮｃ２〜Ｎｃ４にあっても、コンプレッサ２を最適効率、ひいては、成績係数ＣＯＰの高い運転が可能になる。
【００４２】
更に、冷力Ｑを一定にすることにより動力一定としてエンジン７への負担を軽減して、加速性等の運転性を向上することができる。
【００４３】
特に、冷凍サイクル１０は高圧が超臨界となる炭酸ガスを冷媒としたので、高圧域で冷媒が凝縮しないので、従来のフロン系を冷媒とする冷凍サイクルではコンプレッサ２の回転数が上がれば高圧の上昇が顕著であったが、これと比較して本実施形態では、コンプレッサ２の回転数がＮｃ２以上の回転数においては高圧圧力を一定にできるので、圧力上昇に対する制御を別の手段を用いる必要が無くなり、構造を簡略化することができる。
【００４４】
また、本実施形態では伝播速度が音速に匹敵する圧力を制御することを特徴としているため、制御を迅速に行うことができる。
【００４５】
更に、本実施形態ではエンジン７側の要求信号に対してコンプレッサ２の回転数がＮｃ２になる手前で、圧力調整弁２ａのデューティ比をコントロールすることにより、瞬時にコンプレッサ２のトルクが低減するため加速性を向上することができ、また、そのコンプレッサ２のトルク低減代もデューティ比調整により自在に制御することができる。
【００４６】
具体的には、低速走行時からの加速時に、瞬間的にコンプレッサトルクを低減することにより加速性を飛躍的に向上する一方、エンジン７の回転数が低下するときに、コンプレッサトルクを瞬時低下させ、かつ、緩徐に回復させることで、アイドル付近の低回転時のエンジンストールを防止することができる。
【００４７】
また、冷凍サイクル１０に超臨界冷媒の炭酸ガスを用いたことにより、コンプレッサ２の揚程仕事と発生トルクには相関関係が存在し、圧力調整弁によってコンプレッサ２の揚程仕事（高圧と低圧の差圧）をコントロールすることにより、目標とする発生トルクを狙うことができるので、リーンバーンエンジンや直噴エンジン等の緻密な制御が要求されるエンジンと、軽自動車等のエンジン発生トルクの少ないエンジンとの協調制御が可能となる。
【００４８】
ところで、本発明の超臨界冷媒を用いた車両用空調装置は前記実施形態に例をとって説明したが、この実施形態に限ることなく本発明の要旨を逸脱しない範囲で他の実施形態を各種採ることができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の一実施形態を示す超臨界冷媒を用いた冷凍サイクルを構成する車両用空調装置の模式図。
【図２】本発明の一実施形態を示す必要冷力に対するフルストローク状態のコンプレッサ上限回転数のイメージグラフ。
【図３】本発明の一実施形態を示すコンプレッサの圧力調整弁の弁開度特性図。
【図４】本発明の一実施形態を示す炭酸ガスの蒸発圧力を示すモリエル線図。
【図５】本発明の一実施形態を示すコンプレッサ揚程とコンプレッサ流量とコンプレッサ回転数との関係を３次元表現で示した制御線図。
【図６】本発明の一実施形態を示すコンプレッサ揚程とコンプレッサ流量との関係を２次元表現で示した制御線図。
【図７】本発明の一実施形態を示すエネルギー消費イメージの説明図。
【図８】従来のエネルギー消費イメージの説明図。
【符号の説明】
１ 車両用空調装置
２ コンプレッサ（可変容量コンプレッサ）
２ａ 圧力調整弁
３ 凝縮器（室外熱交換器）
４ 膨張弁
５ 蒸発器（室内熱交換器）
６ アキュムレータ
７ エンジン
１０ 冷凍サイクル
１３ 必要冷力判断装置
１７ 圧力調整装置
１８ 容量制御手段
Claims (2)
- エンジン（７）駆動される可変容量コンプレッサ（２）を備え、この可変容量コンプレッサ（２）によって加圧した超臨界冷媒を、室外熱交換器（３）、膨張弁（４）および室内熱交換器（５）へと順に供給した後に前記可変容量コンプレッサ（２）に戻す冷凍サイクル（１０）を構成した車両用空調装置（１）において、
エンジン回転数による制限値を設定し、その制限値に基づいて可変容量コンプレッサ（２）の吐出容量を、膨張弁（４）の開度制御に優先して制御する容量制御手段（１８）を設け、前記容量制御手段は、適正な冷力を演算する必要冷力判断装置と、この必要冷力判断装置が演算した冷力に基づいてコンプレッサの適正な吐出容量と膨張弁の適正開度とを算出する圧力調整装置とからなり、
前記必要冷力判断装置は、乗員が設定した吹出温度になる必要冷力と、記憶されたコンプレッサの回転数毎の冷凍能力とから必要冷力に必要なコンプレッサのフルストローク回転数を決定し、該フルストローク回転数をエンジン回転数による前記制御値としたことを特徴とする超臨界冷媒を用いた車両用空調装置。 - 制限値以上のエンジン回転数の時は、制限値における可変容量コンプレッサ（２）の高低差圧を一定にするように容量制御することを特徴とする請求項１に記載の超臨界冷媒を用いた車両用空調装置。
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