JP4186650B2 - Air conditioner for vehicles - Google Patents

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Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、停車時等に圧縮機の駆動源である車両エンジンを一時的に停止させる車両に適用される蓄冷式の車両用空調装置に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
近年、環境保護、車両エンジンの燃費向上等を目的にして、信号待ち等の停車時にエンジンを自動的に停止する車両（ハイブリッド車等のエコラン車）が実用化されており、今後、停車時にエンジンを停止する車両が増加する傾向にある。
【０００３】
ところで、車両用空調装置においては、冷凍サイクルの圧縮機を車両エンジンにより駆動しているので、上記エコラン車においては信号待ち等で停車して、エンジンが停止される毎に、圧縮機も停止して冷房用蒸発器の温度が上昇し、車室内への吹出空気温度が上昇するので、乗員の冷房フィーリングを損なうという不具合が発生する。
【０００４】
そこで、車両エンジン（圧縮機）の稼働時に蓄冷される蓄冷手段を備え、車両エンジン（圧縮機）が停止して蒸発器の冷却作用が停止したときには蓄冷手段の蓄冷熱量を使用して車室内への吹出空気を冷却できる蓄冷式の車両用空調装置の必要性が高まっている。
【０００５】
この種の蓄冷式の車両用空調装置として、従来、特開２０００−３１３２２６号公報に記載されたものが知られている。この従来技術では、空調用冷凍サイクルにおいて車室内への吹出空気を冷却する蒸発器と並列に蓄冷材を内蔵する蓄冷タンクを設け、車両エンジン（圧縮機）の稼働時に、減圧手段により減圧された低圧冷媒を蒸発器と蓄冷タンクに並列に流して蓄冷材を冷却し、蓄冷材への蓄冷を行う。
【０００６】
そして、車両エンジンの停止により圧縮機が停止した時には、蓄冷タンク内の液冷媒を蒸発器に循環することにより、蒸発器の冷却作用を圧縮機の停止時にも続行して車室内の冷房機能を発揮できるようにしている。
【０００７】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、上記従来技術では、車両エンジンの停止時（停車時）においても車室内の冷房機能を確保するという当初の目的を達成しているものの、実用上、次のような不具合が生じる。すなわち、空調用冷凍サイクルにおいて蓄冷材を内蔵する蓄冷タンクを冷房用蒸発器と並列に設けているので、膨張弁等の減圧手段により減圧された低圧冷媒が蓄冷タンクと冷房用蒸発器とに分流して流れる。そのため、夏期のように冷房熱負荷が高い条件の下では、冷房用蒸発器への循環冷媒流量が不足して冷房能力が不足する。
【０００８】
また、蓄冷材の凝固が完了して蓄冷完了状態になると、蓄冷材への吸熱がなくなるので、蓄冷タンク側通路を流れる低圧冷媒はほとんど蒸発しないまま（低圧冷媒の乾き度が小さいまま）蓄冷タンクを通過して蒸発器出口冷媒と合流し、その合流冷媒が圧縮機に吸入される。
【０００９】
ここで、膨張弁は、蓄冷タンク出口冷媒と蒸発器出口冷媒とが合流した後の冷媒の過熱度を制御するので、蓄冷タンク側の乾き度の小さい冷媒の影響を受けて、蒸発器出口冷媒の過熱度からみて弁開度を過度に小さい開度に絞ってしまう。そのため、蒸発器にとって冷房熱負荷からみて冷媒流量が過小となり、蒸発器の冷却性能を十分発揮できない。
【００１０】
そのため、上記従来技術では蓄冷タンクの冷媒通路に電磁弁を設置して、車両エンジン（圧縮機）の稼働時において冷房能力が不足するときは電磁弁を閉じて蓄冷タンクへの冷媒循環を停止し、冷房能力に余裕があるときのみに電磁弁を開いて蓄冷タンク側に低圧冷媒を循環して蓄冷材への蓄冷を行うようにしている。
【００１１】
従って、上記従来技術によると、蓄冷タンクの冷媒通路開閉用の電磁弁が必須となる。これに加え、冷房能力の不足状態、余裕状態等を判定して電磁弁を開閉する制御機構も必須となる。その結果、蓄冷機能追加のために製品コストが大幅に上昇してしまうという不具合がある。
【００１２】
本発明は上記点に鑑みて、蓄冷式の車両用空調装置において、電磁弁による冷媒通路の開閉機能を必要とすることなく、冷房能力および蓄冷機能を良好に発揮できるようにすることを目的とする。
【００１３】
また、本発明は、電磁弁による冷媒通路の開閉機能を必要とすることなく、冷房能力および蓄冷機能を良好に発揮できる冷凍サイクル装置を提供することを他の目的とする。
【００１４】
【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、車両エンジン（４）により駆動される圧縮機（１）と、圧縮機（１）から吐出された高圧冷媒の放熱を行う高圧側熱交換器（６）と、高圧側熱交換器（６）を通過した冷媒を減圧する減圧手段（７）と、減圧手段（７）により減圧された低圧冷媒を蒸発させて車室内へ送風される空気を冷却する蒸発器（８）と、蒸発器（８）の冷媒入口側に蒸発器（８）と直列に設けられ、蓄冷材（１１ａ）を有する蓄冷熱交換器（１１）と、蓄冷熱交換器（１１）で発生する液冷媒を蒸発器（８）に循環する液冷媒循環手段（１５）とを備え、
減圧手段は、蒸発器（８）の出口冷媒の過熱度を調節するように弁開度を調節する膨張弁（７）で構成され、
蓄冷材（１１ａ）は、低圧冷媒により冷却されて液相状態から凝固して凝固潜熱を蓄冷する材料からなり、
蓄冷材（１１ａ）の凝固点は、膨張弁（７）の弁開度が全開状態となったときに蓄冷熱交換器（１１）に流入する低圧冷媒の温度よりも低い温度であって、かつ、膨張弁（７）の弁開度が全開状態から所定開度に減少したときに蓄冷熱交換器（１１）に流入する低圧冷媒の温度よりも高い温度となるように設定してあり、
圧縮機（１）の稼働時において、膨張弁（７）の弁開度が全開状態となったときは蓄冷熱交換器（１１）に流入する低圧冷媒の温度が蓄冷材（１１ａ）の凝固点よりも高い温度となって蓄冷材（１１ａ）が液相状態を維持し、
圧縮機（１）の稼働時において、膨張弁（７）の弁開度が全開状態から所定開度に減少したときは蓄冷熱交換器（１１）に流入する低圧冷媒の温度が蓄冷材（１１ａ）の凝固点よりも低い温度となって蓄冷材（１１ａ）が凝固することにより、蓄冷材（１１ａ）が凝固潜熱を蓄冷し、
一方、蓄冷材（１１ａ）の蓄冷熱による放冷冷房を必要とする条件を判定したときは、液冷媒循環手段（１５）を作動させて液冷媒を蒸発器（８）に循環し、蒸発器（８）で蒸発した気相冷媒を蓄冷材（１１ａ）の蓄冷熱により冷却して液化することを特徴とする。
【００１５】
これによると、蓄冷熱交換器（１１）を車室内への送風空気を冷却する蒸発器（８）と直列に設けているから、圧縮機（１）の稼働時には圧縮機（１）の作動により蓄冷熱交換器（１１）と蒸発器（８）との直列通路を通して冷媒を流して、蒸発器（８）による冷房能力の発揮と、蓄冷熱交換器（１１）の蓄冷材（１１ａ）への蓄冷を行うことができる。
【００１６】
そのため、蓄冷式の車両用空調装置において、電磁弁による冷媒通路の開閉機能を必要とすることなく、冷房能力および蓄冷機能を良好に発揮できる。また、蓄冷材（１１ａ）の蓄冷熱による放冷冷房を必要とする条件を判定したときは蓄冷材（１１ａ）の蓄冷熱を利用して気相冷媒を冷却、液化できるので、蓄冷熱交換器（１１）から蒸発器（８）へ液冷媒を供給して冷房機能を発揮できる。
特に、請求項１に記載の発明では、蒸発器（８）の出口冷媒の過熱度を調節するように弁開度を調節する膨張弁（７）により減圧手段を構成し、そして、低圧冷媒により冷却されて凝固する蓄冷材（１１ａ）の凝固点を、膨張弁（７）の弁開度が全開状態となったときに蓄冷熱交換器（１１）に流入する低圧冷媒の温度よりも低い温度であって、かつ、膨張弁（７）の弁開度が全開状態から所定開度に減少したときに蓄冷熱交換器（１１）に流入する低圧冷媒の温度よりも高い温度となるように設定しているから、冷房高負荷時において膨張弁（７）の弁開度が全開となったときは低圧冷媒の温度が蓄冷材（１１ａ）の凝固点よりも高い温度となって蓄冷材（１１ａ）が液相状態を維持する。
そのため、冷房高負荷時には低圧冷媒は蓄冷材（１１ａ）から顕熱分を吸熱するだけであり、蓄冷材（１１ａ）からの吸熱熱量が僅少量となるので、冷房高負荷条件における蒸発器（８）の最大冷却能力を良好に発揮できる。
一方、冷房熱負荷が低下すると、膨張弁（７）の弁開度が減少するので、冷凍サイクルの低圧圧力が低下し、低圧冷媒温度が低下する。そして、低圧冷媒温度が蓄冷材（１１ａ）の凝固点より低下すると、蓄冷材（１１ａ）の凝固が開始され、蓄冷材（１１ａ）は凝固潜熱を蓄冷できる。
【００１７】
請求項２に記載の発明のように、請求項１において、放冷冷房を必要とする条件とは、具体的には、車両エンジン（４）が停止して圧縮機（１）が停止したときである。これによると、車両エンジン（４）の停止に伴って圧縮機（１）が強制的に停止された時に、蓄冷材（１１ａ）の蓄冷熱による放冷冷房作用によって冷房機能の発揮を継続できる。
【００１８】
請求項３に記載の発明のように、請求項１において、車両エンジン（４）の稼働時に車両側走行条件により圧縮機（１）が停止したときを、放冷冷房を必要とする条件として判定してもよい。
【００１９】
請求項４に記載の発明のように、請求項３において、車両側走行条件とは車両の高負荷走行条件である。
【００２０】
請求項３、４によると、車両エンジン（４）の稼働時であっても、車両側走行条件により圧縮機（１）が停止したときに、蓄冷材（１１ａ）の蓄冷熱による放冷冷房作用によって冷房機能の発揮を継続できる。
【００２１】
そして、請求項４のように車両の高負荷走行条件の際に圧縮機（１）を強制的に停止することにより車両エンジン（４）の補機駆動負荷を低減できるので、冷房機能の発揮を継続しながら車両の走行性能（加速性能等）を向上できる。
【００２２】
請求項５に記載の発明のように、請求項１において、圧縮機（１）の回転数が所定回転数以下に低下したときを、放冷冷房を必要とする条件として判定してもよい。
【００２３】
これによると、停車時のように車両エンジン（４）の回転数が低下して圧縮機（１）の回転数が低下し、それにより、冷房性能が低下する際に、蓄冷材（１１ａ）の蓄冷熱により冷却され、液化した液冷媒を蒸発器（８）に供給することにより、冷房性能の低下を緩和できる。
【００２４】
すなわち、本発明は、停車時に車両エンジン（４）を停止させない通常の車両（非エコラン車）においても、停車時の冷房能力向上のために有効利用できる。
【００２５】
次に、請求項６に記載の発明では、車両エンジン（４）により駆動される圧縮機（１）と、圧縮機（１）から吐出された高圧冷媒の放熱を行う高圧側熱交換器（６）と、高圧側熱交換器（６）を通過した冷媒を減圧する減圧手段（７）と、減圧手段（７）により減圧された低圧冷媒を蒸発させて車室内へ送風される空気を冷却する蒸発器（８）と、蒸発器（８）の冷媒入口側に蒸発器（８）と直列に設けられ、蓄冷材（１１ａ）を有する蓄冷熱交換器（１１）とを備え、
減圧手段は、蒸発器（８）の出口冷媒の過熱度を調節するように弁開度を調節する膨張弁（７）で構成され、
蓄冷材（１１ａ）は、低圧冷媒により冷却されて液相状態から凝固して凝固潜熱を蓄冷する材料からなり、
蓄冷材（１１ａ）の凝固点は、膨張弁（７）の弁開度が全開状態となったときに蓄冷熱交換器（１１）に流入する低圧冷媒の温度よりも低い温度であって、かつ、膨張弁（７）の弁開度が全開状態から所定開度に減少したときに蓄冷熱交換器（１１）に流入する低圧冷媒の温度よりも高い温度となるように設定してあり、
圧縮機（１）の稼働時において、膨張弁（７）の弁開度が全開状態となったときは蓄冷熱交換器（１１）に流入する低圧冷媒の温度が蓄冷材（１１ａ）の凝固点よりも高い温度となって蓄冷材（１１ａ）が液相状態を維持し、
圧縮機（１）の稼働時において、膨張弁（７）の弁開度が全開状態から所定開度に減少したときは蓄冷熱交換器（１１）に流入する低圧冷媒の温度が蓄冷材（１１ａ）の凝固点よりも低い温度となって蓄冷材（１１ａ）が凝固することにより、蓄冷材（１１ａ）が凝固潜熱を蓄冷し、
圧縮機（１）の停止時には、蒸発器（８）と蓄冷熱交換器（１１）との間で冷媒を循環して、蒸発器（８）で蒸発した気相冷媒を蓄冷材（１１ａ）の蓄冷熱により冷却することを特徴とする。
【００２６】
これによると、蓄冷熱交換器（１１）を車室内への送風空気を冷却する蒸発器（８）と直列に設けているから、請求項１と同様に、蓄冷式の車両用空調装置において、電磁弁による冷媒通路の開閉機能を必要とすることなく、冷房能力および蓄冷機能を良好に発揮できる。
また、請求項６に記載の発明においても、請求項１と同様に、蓄冷材（１１ａ）の凝固点を、膨張弁（７）の弁開度の変化に基づく低圧冷媒温度の高低変化幅の中間温度に設定することで、冷房高負荷時には蓄冷材（１１ａ）が液相状態を維持することにより、低圧冷媒が蓄冷材（１１ａ）から吸熱する熱量が僅少量となるので、冷房高負荷条件における蒸発器（８）の最大冷却能力を良好に発揮できる。
一方、冷房熱負荷が低下すると、低圧冷媒温度が蓄冷材（１１ａ）の凝固点より低下して蓄冷材（１１ａ）の凝固が開始されるので、蓄冷材（１１ａ）は凝固潜熱を蓄冷できる。
【００２７】
また、圧縮機（１）の停止時には蓄冷材（１１ａ）の蓄冷熱を利用して気相冷媒を冷却、液化できるので、蒸発器（８）への液冷媒の供給を継続して冷房機能の発揮を継続できる。
【００２９】
ところで、蓄冷熱交換器（１１）において蓄冷材（１１ａ）への蓄冷が完了すると、低圧冷媒は蓄冷熱交換器（１１）においてほとんど吸熱することなく素通りするようになるが、もし、蓄冷熱交換器（１１）を蒸発器（８）の冷媒出口側に設けると、蒸発器出口冷媒が蓄冷完了した蓄冷材（１１ａ）により冷却されてしまい、膨張弁（７）による冷媒流量調節を適切に行うことができない事態が生じる。
【００３０】
しかし、請求項１及び請求項６に記載の発明によると、蓄冷熱交換器（１１）を蒸発器（８）の冷媒入口側に設けているから、膨張弁（７）は蓄冷熱交換器（１１）を設けていない通常のサイクルと同様に蒸発器出口冷媒の過熱度に応じて冷媒流量を適切に調節できる。
【００３１】
請求項７に記載の発明では、請求項６において、圧縮機（１）の稼働時に低圧冷媒中の液冷媒を溜めるとともに、圧縮機（１）が停止したときに蓄冷材（１１ａ）の蓄冷熱により冷却されて液化した液冷媒を溜める液冷媒タンク部（１０ａ）と、液冷媒タンク部（１０ａ）に配置され、圧縮機（１）が停止したときに作動状態となる電動ポンプ（１５）とを備え、圧縮機（１）が停止したときに電動ポンプ（１５）の作動により液冷媒タンク部（１０ａ）の液冷媒を蒸発器（８）に循環することを特徴とする。
【００３２】
これにより、圧縮機（１）の停止時に蓄冷材（１１ａ）の蓄冷熱を利用して放冷冷房モードを実行するときに、電動ポンプ（１５）の作動により液冷媒を蒸発器（８）に循環して蒸発器（８）の冷房作用を良好に発揮できる。
【００３３】
請求項８に記載の発明では、車両エンジン（４）により駆動される圧縮機（１）と、
圧縮機（１）から吐出された高圧冷媒の放熱を行う高圧側熱交換器（６）と、
高圧側熱交換器（６）を通過した冷媒を減圧する減圧手段（７０）と、
減圧手段（７０）により減圧された低圧冷媒を蒸発させて車室内へ送風される空気を冷却する蒸発器（８）と、
蒸発器（８）の冷媒出口側に配置され、蒸発器（８）出口の低圧冷媒の気液を分離して気相冷媒を圧縮機（１）の吸入側に導出するタンク部材（１０）と、
タンク部材（１０）内部の上部に配置され、蓄冷材（１１ａ）を有する蓄冷熱交換器（１１）とを備え、
蓄冷材（１１ａ）は蒸発器（８）出口の低圧冷媒により冷却されて凝固するものであり、
タンク部材（１０）のうち、蓄冷熱交換器（１１）よりも下部に液冷媒を溜める液冷媒タンク部（１０ａ）が構成され、
液冷媒タンク部（１０ａ）は、圧縮機（１）の稼働時に蒸発器（８）出口の低圧冷媒中の液冷媒を溜めるとともに、圧縮機（１）が停止したときに蓄冷材（１１ａ）の蓄冷熱により冷却されて液化した液冷媒を溜めるようになっており、
液冷媒タンク部（１０ａ）内には、圧縮機（１）が停止したときに作動状態となって、液冷媒タンク部（１０ａ）の液冷媒を蒸発器（８）に循環する電動ポンプ（１５）が配置され、
圧縮機（１）の稼働時には、蒸発器（８）出口の低圧冷媒がタンク部材（１０）内部に流入して蓄冷熱交換器（１１）を通過することで蓄冷材（１１ａ）を冷却し、蓄冷材（１１ａ）が凝固することにより蓄冷材（１１ａ）が凝固潜熱を蓄冷し、
圧縮機（１）の停止時には、電動ポンプ（１５）により液冷媒タンク部（１０ａ）の液冷媒を蒸発器（８）に循環して、蒸発器（８）で蒸発した気相冷媒を蓄冷材（１１ａ）の蓄冷熱により冷却することを特徴とする。
【００３４】
請求項８におけるタンク部材（１０）は一般にアキュムレータと称される冷媒の気液分離器の機能を発揮するものであって、これにより、減圧手段として膨張弁（７）を使用しなくても圧縮機（１）への液冷媒戻り、ひいては液圧縮を防止できる。このように減圧手段として膨張弁（７）を使用しない場合は、蓄冷熱交換器（１１）を蒸発器（８）の冷媒出口側に設けてもサイクルの冷媒流量調節作用に支障は生じない。
【００３５】
また、蓄冷熱交換器（１１）を通過した低圧冷媒がタンク部材（１０）内部を通過して圧縮機（１）に吸入されるから、蓄冷熱交換器（１１）での冷却作用により低圧冷媒が液化しても、その液冷媒はタンク部材（１０）の下部に構成される液冷媒タンク部（１０ａ）内に溜めることができる。
【００３６】
そして、蒸発器（８）の冷媒流路での圧力損失分だけ、蒸発器（８）の冷媒出口側の方が冷媒入口側よりも低圧冷媒温度が低下するので、低圧冷媒温度と蓄冷材（１１ａ）との温度差が拡大して、蓄冷材（１１ａ）を効率よく冷却できるので、蓄冷材（１１ａ）の凝固をより短時間で完了できる。
また、請求項８に記載の発明では、圧縮機（１）が停止したときに、液冷媒タンク部（１０ａ）に配置した電動ポンプ（１５）を作動させることにより液冷媒タンク部（１０ａ）の液冷媒を蒸発器（８）に循環するから、圧縮機（１）の停止時における蒸発器（８）の冷房作用を良好に発揮できる。
また、請求項８に記載の発明では、アキュムレータタンクとしての役割を果たすタンク部材（１０）に蓄冷熱交換器（１１）及び液冷媒循環用の電動ポンプ（１５）を一体化した、コンパクトで低コストな構成を提供できる。
【００３７】
請求項９に記載の発明のように請求項８において、減圧手段（７０）は、具体的には固定絞りもしくは高圧冷媒状態に応動する可変絞りにて構成できる。
【００４１】
請求項１０に記載の発明では、請求項６ないし９のいずれか１つにおいて、少なくとも停車時に前記車両エンジン（４）を停止する制御を行う車両に搭載されることを特徴とする。
【００４２】
これにより、停車時に車両エンジン（４）が停止して圧縮機（１）が停止するときに、蓄冷材（１１ａ）の蓄冷熱を利用して放冷冷房モードを実行できる。
【００４３】
請求項１１に記載の発明では、請求項８または９において、蓄冷材（１１ａ）の凝固点を冷房時の車室内吹出温度の上限温度より低い温度に設定することを特徴とする。
【００４４】
ここで、冷房時の車室内吹出温度の上限温度は通常、冷房フィーリングの確保等のために１２℃〜１５℃付近の温度であり、この上限温度より蓄冷材（１１ａ）の凝固点を低い温度（例えば６℃〜８℃程度）に設定することにより、圧縮機（１）の停止時に蓄冷材（１１ａ）の蓄冷熱を利用した放冷冷房モードを実行するときに、車室内吹出温度を上記上限温度より低い温度に維持して、放冷冷房モードの冷房フィーリングを良好に確保できる。
【００４７】
請求項１２に記載の発明では、駆動源（４）により駆動される圧縮機（１）と、圧縮機（１）から吐出された高圧冷媒の放熱を行う高圧側熱交換器（６）と、高圧側熱交換器（６）を通過した冷媒を減圧する減圧手段（７）と、減圧手段（７）により減圧された低圧冷媒を蒸発させて被冷却流体を冷却する蒸発器（８）と、蒸発器（８）の冷媒入口側に蒸発器（８）と直列に設けられ、蓄冷材（１１ａ）を有する蓄冷熱交換器（１１）とを備え、
減圧手段は、蒸発器（８）の出口冷媒の過熱度を調節するように弁開度を調節する膨張弁（７）で構成され、
蓄冷材（１１ａ）は、低圧冷媒により冷却されて液相状態から凝固して凝固潜熱を蓄冷する材料からなり、
蓄冷材（１１ａ）の凝固点は、膨張弁（７）の弁開度が全開状態となったときに蓄冷熱交換器（１１）に流入する低圧冷媒の温度よりも低い温度であって、かつ、膨張弁（７）の弁開度が全開状態から所定開度に減少したときに蓄冷熱交換器（１１）に流入する低圧冷媒の温度よりも高い温度となるように設定してあり、
圧縮機（１）の稼働時において、膨張弁（７）の弁開度が全開状態となったときは蓄冷熱交換器（１１）に流入する低圧冷媒の温度が蓄冷材（１１ａ）の凝固点よりも高い温度となって蓄冷材（１１ａ）が液相状態を維持し、
圧縮機（１）の稼働時において、膨張弁（７）の弁開度が全開状態から所定開度に減少したときは蓄冷熱交換器（１１）に流入する低圧冷媒の温度が蓄冷材（１１ａ）の凝固点よりも低い温度となって蓄冷材（１１ａ）が凝固することにより、蓄冷材（１１ａ）が凝固潜熱を蓄冷し、
圧縮機（１）の停止時には、蒸発器（８）と蓄冷熱交換器（１１）との間で冷媒を循環して、蒸発器（８）で蒸発した気相冷媒を蓄冷材（１１ａ）の蓄冷熱により冷却する冷凍サイクル装置を特徴としている。
【００４８】
このように請求項１２に記載の発明は冷凍サイクル装置を対象としているものであって、上記請求項１、６に記載の発明の作用効果を発揮するための基本構成としての冷凍サイクル装置を提供できる。
【００４９】
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。
【００５０】
【発明の実施の形態】
（第１実施形態）
図１は第１実施形態による車両用空調装置の冷凍サイクルＲを示す。車両用空調装置の冷凍サイクルＲは冷媒を吸入、圧縮、吐出する圧縮機１を有し、この圧縮機１には動力断続用の電磁クラッチ２が備えられている。圧縮機１には電磁クラッチ２およびベルト３を介して車両エンジン４の動力が伝達されるので、電磁クラッチ２への通電を空調用制御装置５により断続することにより圧縮機１の運転が断続される。
【００５１】
圧縮機１から吐出された高温、高圧の過熱気相冷媒は高圧側熱交換器をなす凝縮器６に流入し、図示しない冷却ファンより送風される外気と熱交換して冷却され凝縮する。凝縮器６は凝縮部６ａと、凝縮部６ａを通過後の冷媒の気液を分離して液冷媒を溜めるとともに液冷媒を導出する受液器６ｂと、受液器６ｂからの液冷媒を過冷却する過冷却部６ｃとを一体に構成した周知のものである。
【００５２】
この過冷却部６ｃからの過冷却液冷媒は減圧手段をなす膨張弁７により低圧に減圧され、低圧の気液２相状態となる。膨張弁７は冷房用熱交換器をなす蒸発器８の出口冷媒の過熱度を調節するように弁７ａの開度（冷媒流量）を調節する温度式膨張弁である。特に、本例では、蒸発器８の出口冷媒が流れる蒸発器出口冷媒通路７ｂをボックス型のハウジング７ｃ内に構成して、蒸発器８の出口冷媒の感温機構をハウジング７ｃ内に一体構成するタイプの温度式膨張弁７を用いている。
【００５３】
蓄冷ユニット９は図１の２点鎖線枠内の機器を図２に示す１つのタンク部材１０の内部に一体的に構成しているものであって、タンク部材１０は上下方向に延びる円筒状の形状であり、その下部に低温の低圧液冷媒を溜める液冷媒タンク部１０ａを一体に構成している。
【００５４】
そして、タンク部材１０内部において、液冷媒タンク部１０ａの上方部に蓄冷熱交換器１１を構成している。この蓄冷熱交換器１１は具体的には、蓄冷材を封入した多数の蓄冷材容器１１ａをその容器相互間に冷媒が流通する隙間部を形成する状態で配置し、この多数の蓄冷材容器１１ａの上下両側に冷媒流通穴を有する保持板１１ｂ、１１ｃを配置し、この保持板１１ｂ、１１ｃの外周部をタンク部材１０の内壁面に固定している。
【００５５】
ここで、蓄冷材容器１１ａの形態は具体的には図３（ａ）に示す冷媒流れ方向に沿って細長く延びる円筒状からなるスティックタイプ、図３（ｂ）に示すボールタイプ、図３（ｃ）に示すカプセルタイプのいずれでもよい。蓄冷材容器１１ａは樹脂製の薄膜状パック部材、あるいはアルミニュウム等の金属板材で形成することができる。蓄冷材容器１１ａ内に封入する蓄冷材としては、低圧冷媒により冷却されて相変化（液相→固相）して凝固潜熱を蓄冷できる材料、すなわち、低圧冷媒温度よりも高い温度で凝固する材料を選択する。
【００５６】
ここで、低圧冷媒温度は蒸発器８でのフロスト防止のために、通常３〜４℃程度の温度に制御され、また、冷房時における車室内吹出空気温度の上限温度は冷房フィーリングの確保、蒸発器８からの悪臭防止等のために、通常は１２℃〜１５℃程度の温度に設定される。
【００５７】
従って、蓄冷材としては、凝固点が上記低圧冷媒温度と冷房時吹出空気温度の上限温度との間に位置する材料が好ましく、具体的には、凝固点が６℃〜８℃程度のパラフィンが最適である。もちろん、低圧冷媒温度を０℃以下に制御すれば、蓄冷材として水（氷）を使用することもできる。
【００５８】
蓄冷材の蓄冷状態（凝固状態）を維持するためには、タンク部材１０内部を蓄冷材の凝固点以下の低温状態に維持する必要があるため、タンク部材１０は断熱タンクとして構成する必要がある。従って、タンク部材１０は断熱性に優れた樹脂タンク、あるいは金属タンク表面に断熱材を貼り付けたもの等を用いる。
【００５９】
なお、蓄冷熱交換器１１をシェルアンドチューブタイプの熱交換器として構成してもよく、その場合はシェル内部に配置されるチューブにサイクル低圧冷媒を流通させ、そして、シェル内部においてチューブの外側空間に蓄冷材を充填してサイクル低圧冷媒により冷却すればよい。
【００６０】
次に、蓄冷ユニット９と冷凍サイクル冷媒通路との接続関係を説明すると、タンク部材１０の上面には、膨張弁７の弁部７ａを通過して減圧された低温の低圧冷媒が流入する入口パイプ１２が配置してあり、この入口パイプ１２からタンク部材１０内において蓄冷熱交換器１１の上面部に低温の低圧冷媒が流入する。
【００６１】
タンク部材１０内において蓄冷熱交換器１１の下面部には第１逆止弁１３が配置してある。この第１逆止弁１３の入口１３ｂは蓄冷熱交換器１１の下方空間に常時連通しており、第１逆止弁１３の弁体１３ａに対して入口１３ｂから出口１３ｃの方向に冷媒圧力が作用するときは弁体１３ａが弁座部１３ｄから開離して開弁状態となる。逆に、弁体１３ａに対して出口１３ｃから入口１３ｂの方向に冷媒圧力が作用するときは弁体１３ａが弁座部１３ｄに圧着して閉弁状態となる。ストッパ１３ｅは弁体１３ａの全開位置を規定するものである。
【００６２】
タンク部材１０の中心部には出口パイプ１４が蓄冷熱交換器１１の中心部を貫通して上下方向に延びるように配置されている。この出口パイプ１４の上端側はタンク部材１０の上面を貫通してタンク外部へ取り出され、図１に示すように蒸発器８の入口部に接続される。
【００６３】
一方、出口パイプ１４の下端側は液冷媒タンク部１０ａの液冷媒貯留領域まで垂下しており、そして、出口パイプ１４の下端部に液冷媒循環手段をなす電動ポンプ１５が設けてある。この電動ポンプ１５はその底面部側に吸入口１５ａを配置し、この吸入口１５ａから液冷媒タンク部１０ａの液冷媒を吸入して出口パイプ１４を通して蒸発器８に循環させるものである。
【００６４】
出口パイプ１４には上下方向の中間部に接続口１４ａが開口し、この接続口１４ａに第１逆止弁１３の出口１３ｃを接続している。従って、膨張弁７の弁部７ａの出口通路から入口パイプ１２、蓄冷熱交換器１１、第１逆止弁１３、および出口パイプ１４を経て蒸発器８の入口に至る冷媒通路が形成され、蓄冷熱交換器１１は蒸発器８の入口側通路に直列に設けられている。
【００６５】
また、タンク部材１０の上面には冷媒戻しパイプ１６が設けてある。この冷媒戻しパイプ１６の一端側（上端側）は蒸発器８の出口冷媒配管１７に接続してあり、冷媒戻しパイプ１６の他端側（下端側）はタンク部材１０の上面を貫通してタンク部材１０内に配置された第２逆止弁１８に接続される。
【００６６】
より具体的に説明すると、蒸発器８の出口冷媒配管１７は膨張弁７内部の蒸発器出口冷媒通路７ｂに接続されるものであり、この蒸発器出口冷媒通路７ｂよりも上流側部位にて冷媒戻しパイプ１６の一端が出口冷媒配管１７に接続される。また、タンク部材１０内の空間の最上部に第２逆止弁１８が配置され、第２逆止弁１８の入口１８ｂが冷媒戻しパイプ１６の他端側（下端側）に接続される。第２逆止弁１８の出口１８ｃは蓄冷熱交換器１１の上面部に対向配置されている。
【００６７】
第２逆止弁１８は第１逆止弁１３と同様のものであり、第２逆止弁１８の弁体１８ａに対して入口１８ｂから出口１８ｃの方向に冷媒圧力が作用するときは弁体１８ａが弁座部１８ｄから開離して開弁状態となる。逆に、弁体１８ａに対して出口１８ｃから入口１８ｂの方向に冷媒圧力が作用するときは弁体１８ａが弁座部１８ｄに圧着して閉弁状態となる。ストッパ１８ｅは弁体１８ａの全開位置を規定するものである。
【００６８】
なお、本例では、蓄冷ユニット９のタンク部材１０の上面に膨張弁７を配置して、膨張弁７も蓄冷ユニット９の一部分として一体化し、膨張弁７と蓄冷ユニット９を一体状態にて車両に搭載するようにしてある。
【００６９】
蓄冷ユニット９はタンク部材１０内部の低温状態を維持するためにはタンク部材１０からの熱の侵入をできるだけ抑制した方が良い。そのためには、蓄冷ユニット９を車室内、例えば、車室内前部の計器盤内側等に設置した方が良い。しかし、車室内のスペース的制約から車室内に蓄冷ユニット９の搭載スペースを確保できない場合は、蓄冷ユニット９を車室外、例えば、エンジンルール等に設置することになる。
【００７０】
図４は空調室内ユニット２０を示すものであり、空調室内ユニット２０は通常、車室内前部の計器盤内側に搭載される。空調室内ユニット２０の空調ケース２１は車室内へ向かって送風される空気の通路を構成するものであり、この空調ケース２１内に蒸発器８が設置されている。
【００７１】
空調ケース２１において、蒸発器８の上流側には送風機２２が配置され、送風機２２には遠心式送風ファン２２ａと駆動用モータ２２ｂが備えられている。送風ファン２２ａの吸入側には内外気切替箱２３が配置され、この内外気切替箱２３内の内外気切替ドア２３ａにより外気（車室外空気）または内気（車室内空気）が切替導入される。
【００７２】
空調ケース２１内で、蒸発器８の下流側にはエアミックスドア２４が配置され、このエアミックスドア２４の下流側には車両エンジン４の温水（冷却水）を熱源として空気を加熱する温水式ヒータコア２５が暖房用熱交換器として設置されている。
【００７３】
そして、この温水式ヒータコア２５の側方（上方部）には、温水式ヒータコア２５をバイパスして空気（冷風）を流すバイパス通路２６が形成されている。エアミックスドア２４は回動可能な板状ドアであり、温水式ヒータコア２５を通過する温風とバイパス通路２６を通過する冷風との風量割合を調節するものであって、この冷温風の風量割合の調節により車室内への吹出空気温度を調節する。従って、本例においてはエアミックスドア２４により車室内への吹出空気の温度調節手段が構成される。
【００７４】
温水式ヒータコア２５からの温風とバイパス通路２６からの冷風を空気混合部２７で混合して、所望温度の空気を作り出すことができる。さらに、空調ケース２１内で、空気混合部２７の下流側に吹出モード切替部が構成されている。すなわち、車両フロントガラス内面に空気を吹き出すデフロスタ開口部２８、車室内乗員の上半身に向けて空気を吹き出すフェイス開口部２９、および車室内乗員の足元に向けて空気を吹き出すフット開口部３０を吹出モードドア３１〜３３により開閉するようになっている。
【００７５】
蒸発器８の温度センサ３４は空調ケース２１内で蒸発器８の空気吹出直後の部位に配置され、蒸発器吹出温度Ｔｅを検出する。ここで、蒸発器温度センサ３４により検出される蒸発器吹出温度Ｔｅは、通常の空調装置と同様に、圧縮機１の電磁クラッチ２の断続制御や、圧縮機１が可変容量型である場合はその吐出容量制御に使用され、これらのクラッチ断続制御や吐出容量制御により蒸発器８の冷却能力を調節して、蒸発器８の吹出温度を制御する。
【００７６】
空調用制御装置５には、上記の温度センサ３４の他に、空調制御のために、内気温Ｔｒ、外気温Ｔａｍ、日射量Ｔｓ、温水温度Ｔｗ等を検出する周知のセンサ群３５から検出信号が入力される。また、車室内計器盤近傍に設置される空調制御パネル３６には乗員により手動操作される温度設定スイッチ、風量切替スイッチ、吹出モードスイッチ、内外気切替スイッチ、圧縮機１のオンオフ信号を発生するエアコンスイッチ等の種々な操作スイッチ群（図示せず）が備えられ、この操作スイッチ群の操作信号も空調用制御装置５に入力される。
【００７７】
また、空調用制御装置５はエンジン用制御装置３７に接続されており、エンジン用制御装置３７から空調用制御装置５には車両エンジン４の回転数信号、車速信号等が入力される。
【００７８】
エンジン用制御装置３７は周知のごとく車両エンジン４の運転状況等を検出するセンサ群３８からの信号に基づいて車両エンジン４への燃料噴射量、点火時期等を総合的に制御するものである。さらに、本実施形態の対象とするエコラン車においては、車両エンジン４の回転数信号、車速信号、ブレーキ信号等に基づいて停車状態を判定すると、エンジン用制御装置３７は、点火装置の電源遮断、燃料噴射の停止等により車両エンジン４を自動的に停止させる。
【００７９】
また、エンジン停止後、運転者の運転操作により車両が停車状態から発進状態に移行すると、エンジン用制御装置３７は車両の発進状態をアクセル信号等に基づいて判定して、車両エンジン４を自動的に始動させる。なお、空調用制御装置５は、車両エンジン４停止後の放冷冷房モードの時間が長時間に及び、蓄冷熱交換器１１の蓄冷熱量による冷房を持続できない状態になった時はエンジン再稼働要求の信号をエンジン用制御装置３７に出力する。
【００８０】
空調用制御装置５およびエンジン用制御装置３７はＣＰＵ、ＲＯＭ、ＲＡＭ等からなる周知のマイクロコンピュータと、その周辺回路にて構成されるものである。なお、空調用制御装置５およびエンジン用制御装置３７を１つの制御装置として統合してもよい。
【００８１】
次に、上記構成において第１実施形態の作動を説明する。図５は車両走行時の通常冷房・蓄冷モード時の作動を示すものであり、この通常冷房・蓄冷モード時では車両エンジン４によって圧縮機１を駆動することにより冷凍サイクルＲが運転される。
【００８２】
従って、圧縮機１から吐出された高圧気相冷媒が凝縮器６にて冷却され、過冷却状態の液冷媒となって膨張弁７に流入する。この膨張弁７の弁部７ａで高圧液冷媒が減圧されて低温低圧の気液２相状態となり、入口パイプ１２から蓄冷ユニット９のタンク部材１０内に流入する。この流入冷媒はタンク部材１０内において蓄冷熱交換器１１の上面部から多数の蓄冷材容器１１ａ相互間の隙間部を下方へと流れる。
【００８３】
ここで、蓄冷熱交換器１１の下面部に位置する第１逆止弁１３の弁体１３ａに対して入口１３ｂから出口１３ｃの方向（順方向）に冷媒圧力が作用して、第１逆止弁１３が開弁するので、蓄冷熱交換器１１の下側空間が第１逆止弁１３を介して出口パイプ１４の中間部の接続口１４ａに連通する。
【００８４】
また、通常冷房・蓄冷モード時は液冷媒循環用の電動ポンプ１５の作動が不要であるため、空調制御装置５の出力により電動ポンプ１５が停止している。このため、電動ポンプ１５が流通抵抗となり、蓄冷熱交換器１１の下側空間の冷媒が電動ポンプ１５を介して出口パイプ１４の下端部に流入する量は僅少である。従って、蓄冷熱交換器１１の下側空間の冷媒の大部分は第１逆止弁１３を介して出口パイプ１４の中間部の接続口１４ａに流入する。
【００８５】
このとき、第２逆止弁１８の弁体１８ａに対しては出口１８ｃから入口１８ｂの方向（逆方向）に冷媒圧力が作用して、第２逆止弁１８は閉弁状態を維持する。
【００８６】
出口パイプ１４に流入した低圧冷媒は蒸発器８の入口部に流入し、蒸発器８において空調ケース２１内の送風空気から吸熱して蒸発し、気相冷媒となる。この気相冷媒は、蒸発器８の出口冷媒配管１７および膨張弁７内部の蒸発器出口冷媒通路７ｂを経て圧縮機１に吸入され、再度圧縮される。蒸発器８にて吸熱された冷風はフェイス開口部２９等から車室内へ吹き出して車室内を冷房する。
【００８７】
次に、通常冷房・蓄冷モード時における蓄冷ユニット９のタンク部材１０内部での冷媒の挙動をより具体的に説明すると、夏期の高外気温時に冷房を始動する場合には蒸発器８の吸い込み空気温度が４０℃以上にも及ぶ高温となり、蒸発器８の冷房熱負荷が非常に大きくなる。このような冷房高負荷条件の下では、蒸発器８の出口冷媒の過熱度が過大となり、膨張弁７の弁部７ａの開度が全開となり、冷凍サイクルの低圧圧力が上昇する。
【００８８】
そのため、蓄冷ユニット９の蓄冷熱交換器１１に流入する低圧冷媒の温度が蓄冷熱交換器１１の蓄冷材の凝固点（６〜８℃程度）より高い温度となる。従って、蓄冷材は低圧冷媒との熱交換で凝固せず、蓄冷材から顕熱分を吸熱するだけである。その結果、冷房高負荷条件では低圧冷媒が蓄冷熱交換器１１にて吸熱する熱量は僅少量となる。そのため、低圧冷媒のほとんどは蓄冷熱交換器１１を持たない通常の空調装置と同様に蒸発器８にて車室内吹出空気から吸熱して蒸発する。
【００８９】
なお、冷房高負荷時には、通常、図４の内外気切替箱２３から内気を吸入する内気モードが選択されるから、冷房始動後の時間経過により蒸発器８の吸い込み空気温度が低下し、冷房熱負荷が低下する。これにより、膨張弁７の弁部７ａの開度が減少し、冷凍サイクルの低圧圧力が低下し、低圧冷媒温度が低下する。
【００９０】
そして、低圧冷媒温度が蓄冷熱交換器１１の蓄冷材の凝固点より低下すると、蓄冷材の凝固が開始され、低圧冷媒は蓄冷材から凝固潜熱を吸熱するので、蓄冷材からの吸熱量が増加する。しかし、蓄冷材がこのように凝固潜熱を蓄冷する段階に至った時点では、既に、冷房熱負荷の低下により低圧冷媒温度が十分低下し、車室内吹出空気が十分低下している。
【００９１】
従って、蓄冷材への凝固潜熱の蓄冷作用によって、冷房高負荷条件における急速冷房性能（クールダウン性能）が大きく阻害されることがない。換言すると、蓄冷熱交換器１１を冷房用蒸発器８の冷媒回路に直列接続しても、冷房高負荷条件における急速冷房性能を、僅少量低下させるだけであり、良好に発揮できる。
【００９２】
そして、冷房熱負荷が低下して蓄冷材が凝固する時には、サイクル内の循環冷媒流量が減少し、蓄冷ユニット９のタンク部材１０内での冷媒流速が低下して、気液２相状態の低圧冷媒の気液分離が起こりやすくなる。これにより、タンク部材１０の下部に形成されている液冷媒タンク部１０ａに液冷媒が重力により落下し、徐々に溜まっていく。
【００９３】
図２は液冷媒タンク部１０ａに液冷媒が最大量溜まった状態を示している。すなわち、液冷媒タンク部１０ａにおける貯留液冷媒の液面が上昇して、第１逆止弁１３の設置高さに到達すると、液冷媒タンク部１０ａの液冷媒は第１逆止弁１３を通して蒸発器８に送り込まれるから、第１逆止弁１３の設置高さより貯留液冷媒の液面が上昇することはない。換言すると、第１逆止弁１３は貯留液冷媒の最大量を決める役割を果たしている。
【００９４】
次に、信号待ち等の停車時に車両エンジン４を自動的に停止する場合について説明すると、停車時には空調作動状態（送風機２２の作動状態）であっても、車両エンジン４の停止に伴って冷凍サイクルＲの圧縮機１も強制的に停止状態となる。そこで、空調用制御装置５ではこの停車時の車両エンジン４の停止状態（圧縮機停止状態）を判定して、蓄冷ユニット９内の電動ポンプ１５に給電し、電動ポンプ１５を作動させる。
【００９５】
これにより、タンク部材１０下部の液冷媒タンク部１０ａに溜まっている液冷媒を電動ポンプ１５が吸入して、出口パイプ１４を介して蒸発器８の入口側に液冷媒を吐出する。この電動ポンプ１５による液冷媒の吸入、吐出作用によって、第１逆止弁１３には冷媒圧力が逆方向に作用して第１逆止弁１３は閉弁し、これに反し、第２逆止弁１８には冷媒圧力が順方向に作用して第２逆止弁１８は開弁する。
【００９６】
そのため、図６の矢印に示すように、液冷媒タンク部１０ａ→電動ポンプ１５→出口パイプ１４→蒸発器８→出口冷媒配管１７→冷媒戻しパイプ１６→第２逆止弁１８→蓄冷熱交換器１１→液冷媒タンク部１０ａからなる冷媒循環回路で冷媒が循環する。
【００９７】
従って、蒸発器８では液冷媒タンク部１０ａからの液冷媒が送風機２２の送風空気から吸熱して蒸発するので、圧縮機停止後においても蒸発器８の冷却作用を継続でき、車室内の冷房作用を継続できる。蒸発器８で蒸発した気相冷媒の温度は蓄冷熱交換器１１の蓄冷材の凝固点より高いので、気相冷媒が蓄冷熱交換器１１を通過する際に、蓄冷材は気相冷媒から融解潜熱を吸熱して固相から液相の相変化（融解）する。これにより、気相冷媒は蓄冷材により冷却され液化する。この液冷媒は重力により落下して液冷媒タンク部１０ａに蓄えられる。
【００９８】
そして、蓄冷材が融解潜熱を気相冷媒から吸熱して液相に相変化していくことにより、液冷媒タンク部１０ａ内の液冷媒量が減少していくが、液冷媒タンク部１０ａ内の液冷媒が残存している間、停車時（圧縮機停止時）の車室内冷房作用を継続できる。
【００９９】
なお、信号待ちによる停車時間は通常、１〜２分程度の短時間であるから、蓄冷材として、凝固点＝６℃、凝固潜熱＝２２９ｋＪ／ｋｇのパラフィンを、４２０ｇ程度用いることにより、１〜２分程度の停車時の間、車室内冷房作用を継続できることを確認している。
【０１００】
次に、本実施形態による「冷房用蒸発器８に対して蓄冷熱交換器１１を直列接続する」ことの有利さを従来技術との対比により詳述する。前述の従来技術（特開２０００−３１３２２６号公報）では、空調用冷凍サイクルにおいて蓄冷材を内蔵する蓄冷タンクを冷房用蒸発器と並列に設けているので、蓄冷タンクの冷媒通路を冷凍サイクルの運転状況に応じて開閉することが必須となる。
【０１０１】
これに反し、本実施形態によると、冷房用蒸発器８に対して蓄冷熱交換器１１を直列接続しているから、夏期の冷房始動時のように冷房熱負荷が非常に高い条件においても、サイクル循環冷媒流量の全量が冷房用蒸発器８を通過するから、蓄冷熱交換器１１の追加により冷房用蒸発器８への循環冷媒流量が減少することはない。
【０１０２】
しかも、蓄冷熱交換器１１における蓄冷材の凝固点を前述のように冷房時吹出空気温度の上限温度（１２〜１５℃程度）よりも低い温度（６〜８℃程度）に設定することにより、冷房高熱負荷条件における低圧冷媒の温度よりも蓄冷材の凝固点が低い温度となる。このため、冷房高熱負荷条件では蓄冷材は低圧冷媒との熱交換で凝固せず、顕熱分の吸熱が僅かに行われるだけである。
【０１０３】
そのため、低圧冷媒の大部分は蓄冷熱交換器１１を持たない通常の空調装置と同様に蒸発器８にて車室内吹出空気から吸熱して蒸発する。つまり、蓄冷熱交換器１１への冷媒流れの切替のための特別の操作を行わなくても、冷房高熱負荷条件における冷房用蒸発器８の最大冷却能力を良好に発揮できる。
【０１０４】
また、蓄冷熱交換器１１における蓄冷材の凝固が完了し、蓄冷完了状態になると、蓄冷熱交換器１１における低圧冷媒の吸熱はほとんどなくなるが、蓄冷熱交換器１１を冷房用蒸発器８の入口側に配置しているため、膨張弁７は蒸発器８の出口冷媒の過熱度を感知して冷媒流量を調節できる。従って、蓄冷完了後においても、蒸発器８の冷房熱負荷に応じた適切な冷媒流量を蒸発器８に供給できる。
【０１０５】
なお、第１実施形態において、蓄冷熱交換器１１をもし蒸発器８の出口側に配置すると、蓄冷材の蓄冷完了状態では蒸発器８の出口冷媒が過熱度を持っていても蒸発器８の出口冷媒が蓄冷材により冷却されて過熱度が小さくなってしまい、その結果、膨張弁７の開度が減少して、蒸発器８の冷房熱負荷に対して冷媒流量が過小になるという不具合が生じるが、蓄冷熱交換器１１を冷房用蒸発器８の入口側に配置することにより、このような不具合が生じない。
【０１０６】
以上の説明から理解されるように、第１実施形態によると、冷凍サイクルにおいて、冷房用蒸発器８に対して蓄冷熱交換器１１を直列接続するという簡単な構成によって、電磁弁による冷媒通路切替を必要とすることなく、車両走行時の通常冷房モードの機能、蓄冷機能および停車時の放冷冷房モードをすべて良好に発揮できる。従って、蓄冷式の空調装置を低コストで構成できる。
【０１０７】
（第２実施形態）
上記の第１実施形態では、減圧手段として膨張弁７を用い、膨張弁７により蒸発器８の出口冷媒の過熱度を調節する冷凍サイクルについて説明したが、第２実施形態は蒸発器８の出口側（圧縮機１の吸入側）にアキュムレータを配置し、このアキュムレータにおいて蒸発器出口冷媒の気液を分離して液冷媒を溜めて、気相冷媒を圧縮機１に吸入させるアキュムレータ式の冷凍サイクルに蓄冷熱交換器１１を組み合わせるものである。
【０１０８】
図７〜図１０は第２実施形態を示すものであり、前述の図１、図２、図５、図６に対応するものであって、第１実施形態と同等部分には同一符号を付して説明を省略する。また、制御装置５、３７等の電気制御部は第１実施形態と同じであるので、図７〜図１０ではこの電気制御部の図示を省略している。
【０１０９】
アキュムレータ式の冷凍サイクルにおいては、蒸発器８の出口側にタンク状のアキュムレータを配置するので、第２実施形態ではこのアキュムレータに着目して蓄冷ユニット９をアキュムレータと一体に構成する。
【０１１０】
すなわち、第２実施形態では、蓄冷ユニット９のタンク部材１０の上面部に蒸発器８の出口冷媒を受け入れる入口パイプ１２０を設け、この入口パイプ１２０により蒸発器８の出口冷媒をタンク部材１０内の上部に流入させる。一方、タンク部材１０の下部に液冷媒を溜める液冷媒タンク部１０ａを構成している。蓄冷熱交換器１１は第１実施形態と同様のものであり、タンク部材１０内の上部に配置され、入口パイプ１２０からの流入冷媒が多数の蓄冷材容器１１ａ相互の隙間部を通過して下方へ流れる。
【０１１１】
タンク部材１０の内部には、第１、第２の２つの出口パイプ１４１、１４２が配置してある。第１出口パイプ１４１は通常のアキュムレータにおける出口パイプに相当するものであり、そのため、第１出口パイプ１４１はＵ状に曲げ形成され、Ｕ状の底部にオイル戻し穴１４１ａを開口し、このオイル戻し穴１４１ａから液冷媒中に含まれる圧縮機潤滑用オイルを吸い込むようになっている。
【０１１２】
また、第１出口パイプ１４１のＵ状一端部に気相冷媒吸入口１４１ｂを設け、この気相冷媒吸入口１４１ｂをタンク部材１０内の下部に溜まる液冷媒よりも上方の空間に開口することにより、タンク部材１０内の上部の気相冷媒を気相冷媒吸入口１４１ｂから第１出口パイプ１４１内に吸入するようになっている。第１出口パイプ１４１の他端側はタンク部材１０の上面部からタンク外部へ取り出して、圧縮機１の吸入側に接続するようになっている。
【０１１３】
また、第１出口パイプ１４１において、気相冷媒吸入口１４１ｂの下流側（下方側）には冷媒中の水分を吸収する乾燥剤を内蔵する乾燥剤ユニット１４１ｃが配置してある。
【０１１４】
一方、第２出口パイプ１４２は停車時の放冷冷房モード時の冷媒循環回路を構成するためのものであり、その下端部を液冷媒タンク部１０ａの液冷媒中に位置させ、第２出口パイプ１４２の下端部に液冷媒循環用の電動ポンプ１５を設け、電動ポンプ１５の下端部の吸入口１５ａから液冷媒を吸入して第２出口パイプ１４２に吐出する。
【０１１５】
第２出口パイプ１４２の他端側もタンク部材１０の上面部からタンク外部へ取り出してあり、タンク部材１０の上面部の上方に逆止弁１８を配置し、この逆止弁１８を介して第２出口パイプ１４２の他端側を蒸発器８の入口配管１４３に接続している。この入口配管１４３は減圧装置７０の出口側と蒸発器８の入口側との間を結合する配管である。
【０１１６】
逆止弁１８は図２の第２逆止弁１８と同様のものであり、弁体１８ａに対して入口１８ｂから出口１８ｃの方向に冷媒圧力が作用するときは弁体１８ａが弁座部１８ｄから開離して開弁状態となる。図８は逆止弁１８の開弁状態を示す。逆に、弁体１８ａに対して出口１８ｃから入口１８ｂの方向に冷媒圧力が作用するときは弁体１８ａが弁座部１８ｄに圧着して閉弁状態となる。
【０１１７】
第２出口パイプ１４２には、第１出口パイプ１４１の気相冷媒吸入口１４１ｂの上方側と蓄冷熱交換器１１の下方側との間に板部材１４２ａを設け、この板部材１４２ａにより気相冷媒吸入口１４１ｂの周辺部の液冷媒液面に上方から冷媒流が衝突することを防止している。それにより、冷媒流衝突による冷媒液面の波立ちを防止するとともに、気液分離後の気相冷媒を圧縮機吸入側に確実に戻すことができる。
【０１１８】
なお、第２実施形態はアキュムレータ式の冷凍サイクルに関するものであって、アキュムレータタンクの役割を兼ねるタンク部材１０にて蒸発器出口冷媒の気液を分離して液冷媒を溜める。そして、第１出口パイプ１４１の気相冷媒吸入口１４１ｂから気相冷媒を吸入して圧縮機１の吸入側に送り込むことができる。
【０１１９】
従って、蒸発器出口冷媒の過熱度の調節を行わなくても圧縮機１の液冷媒圧縮を防止できるので、第２実施形態では減圧装置７０としてキャピラリチューブ、オリフィス等の固定絞り、あるいは高圧冷媒圧力に応動する可変絞り等を使用することができる。これらの減圧装置７０は、過熱度制御機構を持つ温度式膨張弁７に比して構成が簡素で、安価である。
【０１２０】
図９は第２実施形態による車両走行時の通常冷房・蓄冷モードであり、車両エンジン４により圧縮機１が駆動されることにより、図９の矢印で示す回路、すなわち、圧縮機１の吐出側→凝縮器６→減圧装置７０→入口配管１４３→蒸発器８→入口パイプ１２０→蓄冷熱交換器１１→第１出口パイプ１４１→圧縮機１の吸入側に至る回路にて冷媒が循環し、蒸発器８にて低圧冷媒が空調ケース２１内の送風空気から吸熱して蒸発することにより送風空気が冷却され車室内の冷房を行うことができる。
【０１２１】
また、蓄冷熱交換器１１において蓄冷材を低圧冷媒により冷却して凝固させることにより蓄冷材への蓄冷を行う。なお、通常冷房・蓄冷モードでは、電動ポンプ１５は第１実施形態と同様に停止しており、また、逆止弁１８は閉弁している。
【０１２２】
図１０は第２実施形態による停車時の放冷冷房モードであり、このときは電動ポンプ１５を作動させ、図１０の矢印で示す回路により冷媒を循環させる。すなわち、タンク部材１０下部の液冷媒タンク部１０ａ内の液冷媒を電動ポンプ１５にて吸入、吐出することにより、電動ポンプ１５→第２出口パイプ１４２→逆止弁１８（開弁状態）→入口配管１４３→蒸発器８→入口パイプ１２０→蓄冷熱交換器１１→液冷媒タンク部１０ａに至る回路にて冷媒が循環する。
【０１２３】
これにより、液冷媒タンク部１０ａの貯留液冷媒を蒸発器８に循環するとともに、蒸発器８で蒸発した気相冷媒を蓄冷熱交換器１１により冷却、液化させることにより、第２実施形態においても停車時の放冷冷房機能を良好に発揮できる。
【０１２４】
ところで、第２実施形態はアキュムレータ式の冷凍サイクルであるため、蒸発器８の出口側に蓄冷熱交換器１１を直列接続している。これは次の理由による。すなわち、アキュムレータ式の冷凍サイクルでは、減圧装置７０をキャピラリチューブ、オリフィス等の固定絞り、あるいは高圧冷媒圧力に応動する可変絞り等により構成することができ、膨張弁７を使用する必要がない。従って、蒸発器８の出口側に蓄冷熱交換器１１を直列接続しても、前述の蒸発器出口冷媒の過熱度調節の不具合が生じない。
【０１２５】
そして、蒸発器８の冷媒通路を流れる冷媒流れには必ず圧力損失が発生するので、蒸発器８の入口側に比して出口側の方が冷媒圧力（蒸発圧力）が低下する。ここで、アキュムレータ式の冷凍サイクルでは、アキュムレータ部、本実施形態ではタンク部材１０内部に冷媒の気液界面が形成され冷媒が飽和状態になっているので、蒸発器８内の冷媒が過熱状態にならないので、蒸発器８の出口側では冷媒圧力の低下に伴って冷媒温度（蒸発温度）が必ず入口側よりも低下する。
【０１２６】
従って、アキュムレータ式の冷凍サイクルにおいて、蒸発器８の出口側に蓄冷熱交換器１１を直列接続することにより、蓄冷材をより低温の冷媒にて冷却でき、蓄冷材と冷媒との温度差を拡大して熱交換効率を向上でき、蓄冷材の凝固をより短時間で完了できる。
【０１２７】
なお、第２実施形態では、図８に示すように蓄冷ユニット９をアキュムレータ部と一体に構成しているが、蓄冷ユニット９をアキュムレータ部と別体で構成しても良い。例えば、蒸発器８の出口と、従来周知のアキュムレータ部との間に、蓄冷専用のタンク部材を設け、この蓄冷専用のタンク部材により蓄冷ユニット９を構成するようにしてもよい。
【０１２８】
また、第２実施形態において逆止弁１８は電動ポンプ１５の停止時、すなわち、通常冷房・蓄冷モード時に閉弁することにより、蒸発器８の入口配管１４３から低圧冷媒が第２出口パイプ１４２側へ逆流することを防止するものであるから、電動ポンプ１５自身の停止時の流通抵抗により低圧冷媒の上記逆流を実用上問題のないレベルに低下できるのであれば、逆止弁１８を廃止してもよい。
【０１２９】
（第３実施形態）
上記の第１、第２実施形態では、信号待ち等の停車時に車両エンジン４を停止する制御を行う車両（エコラン車）に搭載される車両用空調装置について説明したが、第３実施形態は停車時に車両エンジン４を停止する制御を行わない車両（非エコラン車）に搭載される車両用空調装置に関する。
【０１３０】
停車時に車両エンジン４を停止する制御を行わない非エコラン車では、停車時にも圧縮機１を車両エンジン４により駆動することができるが、停車時には車両エンジン４の回転数低下に伴って圧縮機１の回転数が低下し、サイクル内の冷媒循環流量が減少するので、冷房能力が低下する。
【０１３１】
一方、車両の加速時等には圧縮機１を停止させる制御を行って、車両の加速性能等を向上することが知られているが、圧縮機１の停止により冷房能力が急激に低下する。
【０１３２】
そこで、第３実施形態では、停車時に圧縮機１を停止させる制御を行わない車両（非エコラン車）において、停車時および加速時等の高負荷走行時に液冷媒を液冷媒循環用電動ポンプ１５により蒸発器８に循環して、冷房能力の低下を抑制するものである。
【０１３３】
図１１は第３実施形態による具体的制御例を示すフローチャートであり、この図１１の制御例は図１の第１実施形態の冷凍サイクルおよび図７の第２実施形態の冷凍サイクルのいずれにも適用できる。
【０１３４】
図１１の制御ルーチンは空調用制御装置５により実行されるものであり、先ず、ステップＳ１０にて冷凍サイクルの運転指令が出ているか判定する。この判定は、具体的には空調制御パネル３６のエアコンスイッチ（圧縮機作動スイッチ）がＯＮ状態にあるか否かで判定する。空調制御パネル３６のエアコンスイッチがＯＮ状態にあると、ステップＳ２０にて車速信号等に基づいて車両が走行状態にあるか否かを判定する。
【０１３５】
車両が走行状態にあるとステップＳ３０にてアクセルペダル踏み込み量等の信号に基づいて車両が加速時等の高負荷走行状態にあるか否かを判定する。高負荷走行状態でないとき、すなわち、通常の走行状態であるときは、ステップＳ４０にて通常冷房・蓄冷モードを実行する。このステップＳ４０では、電磁クラッチ２に通電して圧縮機１を車両エンジン４により駆動し圧縮機１を作動状態にするとともに、液冷媒循環用の電動ポンプ１５を停止状態とする。これにより、前述の図５または図９に示す矢印の経路にて冷媒が循環して通常冷房・蓄冷モードが実行される。
【０１３６】
一方、停車時はステップＳ２０の判定がＮＯとなり、ステップＳ５０に進み、蒸発器温度センサ３４により検出される蒸発器吹出温度Ｔｅが所定の冷房上限温度Ｔ０以下であるか判定する。この冷房上限温度Ｔ０は、冷房フィーリングの快適性をある程度維持できる上限温度であり、通常は１２℃〜１５℃程度の温度である。蒸発器吹出温度Ｔｅが冷房上限温度Ｔ０以下であるときは、ステップＳ６０にて停車時の放冷冷房モードを実行する。
【０１３７】
このステップＳ６０では、電磁クラッチ２に通電して圧縮機１を車両エンジン４により駆動し圧縮機１を作動状態にするとともに、液冷媒循環用の電動ポンプ１５にも通電して、電動ポンプ１５を作動状態とする。これによると、圧縮機１の作動により前述の図５または図９に示す矢印の経路にて冷媒が循環すると同時に、電動ポンプ１５の作動により前述の図６または図１０に示す矢印の経路にて蓄冷ユニット９の液冷媒タンク部１０ａ内の液冷媒を蒸発器８に循環できる。
【０１３８】
従って、停車時に車両エンジン４（圧縮機１）の回転数低下に伴ってサイクル内循環冷媒流量が低下しても、蓄冷ユニット９の蓄冷材の蓄冷熱により蓄冷ユニット９から液冷媒を蒸発器８に向けて循環できる。これにより、停車時における圧縮機１の回転数低下に伴う冷房能力低下を緩和できる。
【０１３９】
ところで、停車状態が長時間継続した場合には、蓄冷材の融解が完了して蒸発器８出口からの気相冷媒を蓄冷材の融解潜熱により冷却液化できない事態が生じる。この場合には、電動ポンプ１５の作動により液冷媒を蒸発器８に供給できないので、蒸発器吹出温度Ｔｅが所定の冷房上限温度Ｔ０ｈより高くなってステップＳ５０の判定がＮＯとなり、ステップＳ４０に進む。すなわち、停車時の放冷冷房モードを終了して通常冷房・蓄冷モードに自動的に切り替える。これにより、電動ポンプ１５が停止状態となり、電動ポンプ１５の無駄な運転を防止できる。
【０１４０】
なお、ステップＳ４０では、蓄冷材の冷熱による冷房能力補助がなくなるから、車両エンジン４の回転数上昇（アイドルアップ）を行って、冷房能力向上を図ることが実用上好ましい。
【０１４１】
一方、ステップＳ３０にて車両の加速時等の高負荷走行状態を判定したときには、ステップＳ７０に進み、ステップＳ５０と同じ判定を行い、蒸発器吹出温度Ｔｅが冷房上限温度Ｔ０以下であるときは、ステップＳ８０にて高負荷時の放冷冷房モードを実行する。このステップＳ８０では、電磁クラッチ２への通電を遮断して圧縮機１を停止状態にするとともに、液冷媒循環用の電動ポンプ１５に通電して、電動ポンプ１５を作動状態とする。
【０１４２】
圧縮機１の停止により車両エンジン４の補機駆動負荷を低減して車両の加速性能等を向上できる。しかも、圧縮機１が停止しても、電動ポンプ１５が作動することにより、蓄冷ユニット９の蓄冷材の蓄冷熱により液化した液冷媒を蒸発器８に向けて循環し、放冷冷房モードを実行できる。これにより、加速時等の高負荷走行時における圧縮機１の停止に伴う冷房能力低下を緩和できる。
【０１４３】
ところで、車両の高負荷走行状態が長時間継続すると、蓄冷材の融解が完了するので、蒸発器吹出温度Ｔｅが所定の冷房上限温度Ｔ０ｈより高くなってステップＳ７０の判定がＮＯとなり、ステップＳ４０に進む。
【０１４４】
ステップＳ４０では、停車時の放冷冷房モードを終了して通常冷房・蓄冷モードに自動的に切り替える。これにより、圧縮機１が作動状態に復帰するとともに、電動ポンプ１５を停止させる。従って、圧縮機１の作動により冷房能力を発揮する状態となる。このため、車両エンジン４の補機駆動負荷は圧縮機１の駆動分だけ増加することになるが、車両の急加速が最も必要な加速初期（高負荷走行の初期）には圧縮機１の停止により車両エンジン４の補機駆動負荷を低減できるから、実用上大きな支障とならない。
【０１４５】
また、車両の高負荷走行時に、圧縮機１を停止して車両エンジン４の補機駆動負荷を低減することは車両エンジン４の動力負荷を平準化することになり、車両エンジン４の燃費向上にも貢献できる。
【０１４６】
以上説明したように、第３実施形態では、停車時に圧縮機１を停止させる制御を行わない車両（非エコラン車）において、停車時および高負荷走行時に蓄冷ユニット９の液冷媒タンク部１０ａ内の液冷媒を液冷媒循環用電動ポンプ１５により蒸発器８に循環して冷房能力の低下を抑制できる。
【０１４７】
なお、第３実施形態では、ステップＳ２０にて停車時を判定すると、ステップＳ６０にて停車時の放冷冷房モードを実行するようにしているが、この放冷冷房モードは停車時における車両エンジン４（圧縮機１）の回転数低下に伴う冷房性能低下を補うことを目的としているから、停車時の判定をせず、その代わりに、圧縮機１の回転数が所定回転数以下に低下したことを判定して、放冷冷房モードを実行するようにしてもよい。
【０１４８】
ここで、圧縮機１の回転数は車両エンジン４の回転数に応じて変化するから、圧縮機１の回転数の高低の判定を車両エンジン４の回転数に基づいて行ってもよい。
【０１４９】
次に、図１２は、第１、第２実施形態のように、停車時に圧縮機１を停止させる制御を行う車両（エコラン車）に搭載される車両用空調装置における制御例を示すもので、図１１と対比して簡単に述べると、ステップＳ１０、Ｓ２０、Ｓ４０およびＳ５０は図１１と同じであるが、図１２の場合はステップＳ２０で停車時が判定されると、エンジン用制御装置３７により車両エンジン４を停止する。従って、ステップＳ６５の停車時の放冷冷房モードでは圧縮機１が必然的に停止状態となる。
【０１５０】
そこで、ステップＳ５０にて蒸発器吹出温度Ｔｅが冷房上限温度Ｔ０ｈより高い状態を判定すると、ステップＳ９０に進み車両エンジン４の稼働要求の信号をエンジン用制御装置３７に出力し、車両エンジン４を起動する。これにより、停車時においても、ステップＳ４０にて通常冷房・蓄冷モードを実行し、圧縮機１の作動により冷房能力を発揮できる。従って、停車状態が長時間継続される場合にも冷房能力を確保できる。
【０１５１】
なお、図１２の制御例では、図１におけるステップＳ３０、Ｓ７０、Ｓ８０による加速時等の高負荷走行時の放冷冷房モードを設定していないが、図１２の制御例において高負荷走行時の放冷冷房モードを設定してもよい。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の第１実施形態を示す冷凍サイクルの回路図である。
【図２】図１の蓄冷ユニットの具体的構成を例示する断面図である。
【図３】図２の蓄冷材容器を例示する斜視図である。
【図４】第１実施形態による空調室内ユニット部の概略断面図である。
【図５】第１実施形態による通常冷房・蓄冷モード時の作動説明図である。
【図６】第１実施形態による放冷冷房モード時の作動説明図である。
【図７】第２実施形態を示す冷凍サイクルの回路図である。
【図８】図７の蓄冷ユニットの具体的構成を例示する断面図である。
【図９】第２実施形態による通常冷房・蓄冷モード時の作動説明図である。
【図１０】第２実施形態による放冷冷房モード時の作動説明図である。
【図１１】第３実施形態による制御例を示すフローチャートである。
【図１２】第１、第２実施形態による制御例を示すフローチャートである。
【符号の説明】
１…圧縮機、４…車両エンジン、６…凝縮器（高圧側熱交換器）、
７…膨張弁（減圧手段）、７０…固定絞り等の減圧装置（減圧手段）、
８…蒸発器、９…蓄冷ユニット、１０…タンク部材、１１…蓄冷熱交換器、
１１ａ…蓄冷材容器、１５…電動ポンプ（液冷媒循環手段）。[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a cold storage type vehicle air conditioner that is applied to a vehicle that temporarily stops a vehicle engine that is a drive source of a compressor when the vehicle is stopped.
[0002]
[Prior art]
In recent years, vehicles (eco-run vehicles such as hybrid vehicles) that automatically stop the engine when stopping, such as waiting for traffic lights, have been put into practical use for the purpose of environmental protection and improved fuel efficiency of the vehicle engine. There is a tendency for vehicles to stop running to increase.
[0003]
By the way, in the vehicle air conditioner, since the compressor of the refrigeration cycle is driven by the vehicle engine, the eco-run vehicle stops at a signal or the like, and the compressor stops whenever the engine is stopped. As a result, the temperature of the cooling evaporator rises and the temperature of the air blown into the passenger compartment rises, resulting in a problem of impairing the cooling feeling of the passenger.
[0004]
In view of this, a cold storage means for storing cold when the vehicle engine (compressor) is operated is provided, and when the vehicle engine (compressor) is stopped and the cooling action of the evaporator is stopped, the cold storage amount of the cold storage means is used to enter the vehicle interior. There is an increasing need for a regenerative vehicle air conditioner that can cool the blown air.
[0005]
As this type of regenerative vehicle air conditioner, one described in Japanese Patent Laid-Open No. 2000-313226 has been known. In this prior art, in the air-conditioning refrigeration cycle, a cold storage tank containing a cold storage material is provided in parallel with an evaporator for cooling the air blown into the passenger compartment, and the pressure is reduced by the pressure reducing means when the vehicle engine (compressor) is operated. A low-pressure refrigerant is allowed to flow in parallel to the evaporator and the cold storage tank to cool the cold storage material, and cold storage to the cold storage material is performed.
[0006]
When the compressor is stopped due to the stop of the vehicle engine, the liquid refrigerant in the cold storage tank is circulated to the evaporator, so that the cooling operation of the evaporator is continued even when the compressor is stopped and the cooling function of the vehicle interior is performed. I am trying to demonstrate it.
[0007]
[Problems to be solved by the invention]
By the way, although the above-mentioned prior art achieves the original purpose of ensuring the cooling function in the passenger compartment even when the vehicle engine is stopped (stopped), the following problems occur in practice. That is, since the cold storage tank containing the cold storage material is provided in parallel with the cooling evaporator in the air-conditioning refrigeration cycle, the low-pressure refrigerant decompressed by the decompression means such as the expansion valve is divided into the cold storage tank and the cooling evaporator. Flowing. Therefore, under conditions where the cooling heat load is high as in summer, the flow rate of the circulating refrigerant to the cooling evaporator is insufficient and the cooling capacity is insufficient.
[0008]
In addition, when solidification of the cold storage material is completed and the cold storage is completed, the heat absorption to the cold storage material disappears, so the low pressure refrigerant flowing through the cold storage tank side passage hardly evaporates (the dryness of the low pressure refrigerant remains small). Passes through the refrigerant and merges with the evaporator outlet refrigerant, and the merged refrigerant is sucked into the compressor.
[0009]
Here, the expansion valve controls the degree of superheat of the refrigerant after the cold storage tank outlet refrigerant and the evaporator outlet refrigerant have joined together, so that the evaporator outlet refrigerant is affected by the low dryness refrigerant on the cold storage tank side. In view of the degree of superheat, the valve opening is reduced to an excessively small opening. For this reason, the flow rate of the refrigerant is excessively small for the evaporator as viewed from the cooling heat load, and the cooling performance of the evaporator cannot be sufficiently exhibited.
[0010]
Therefore, in the above prior art, an electromagnetic valve is installed in the refrigerant passage of the cold storage tank, and when the cooling capacity is insufficient during operation of the vehicle engine (compressor), the electromagnetic valve is closed and the refrigerant circulation to the cold storage tank is stopped. Only when there is a margin in cooling capacity, the solenoid valve is opened and low-pressure refrigerant is circulated to the cold storage tank side to cool the cold storage material.
[0011]
Therefore, according to the prior art, an electromagnetic valve for opening and closing the refrigerant passage of the cold storage tank is essential. In addition to this, a control mechanism that opens and closes the electromagnetic valve by determining whether the cooling capacity is insufficient, a marginal state, or the like is also essential. As a result, there is a problem that the product cost increases significantly due to the addition of the cold storage function.
[0012]
In view of the above points, an object of the present invention is to provide a cooling storage vehicle air conditioner that can satisfactorily exhibit cooling capacity and a cold storage function without requiring an opening / closing function of a refrigerant passage by an electromagnetic valve. To do.
[0013]
Another object of the present invention is to provide a refrigeration cycle apparatus that can satisfactorily exhibit the cooling capacity and the cold storage function without requiring the function of opening and closing the refrigerant passage by the electromagnetic valve.
[0014]
[Means for Solving the Problems]
  In order to achieve the above object, according to the first aspect of the present invention, the compressor (1) driven by the vehicle engine (4) and the high-pressure side heat that radiates the high-pressure refrigerant discharged from the compressor (1). A pressure reducing means (6) and a pressure reducing means for reducing the pressure of the refrigerant that has passed through the high pressure side heat exchanger (6).7) And decompression means (7An evaporator (8) for evaporating the low-pressure refrigerant depressurized by (2) to cool the air blown into the passenger compartment,On the refrigerant inlet side of the evaporator (8)A regenerator heat exchanger (11) provided in series with the evaporator (8) and having a regenerator material (11a), and a liquid refrigerant circulating in the evaporator (8) liquid refrigerant generated in the regenerator heat exchanger (11) A circulation means (15),
  The decompression means is composed of an expansion valve (7) that adjusts the valve opening so as to adjust the degree of superheat of the outlet refrigerant of the evaporator (8),
  The cold storage material (11a) is made of a material that is cooled by a low-pressure refrigerant and solidifies from a liquid phase state to store solidification latent heat.
  The freezing point of the regenerator material (11a) is a temperature lower than the temperature of the low-pressure refrigerant flowing into the regenerator heat exchanger (11) when the valve opening of the expansion valve (7) is fully opened, and The expansion valve (7) is set to have a temperature higher than the temperature of the low-pressure refrigerant flowing into the regenerative heat exchanger (11) when the valve opening degree of the expansion valve (7) decreases from the fully open state to the predetermined opening degree.
  When the compressor (1) is in operationWhen the valve opening degree of the expansion valve (7) is fully opened, the temperature of the low-pressure refrigerant flowing into the cold storage heat exchanger (11) becomes higher than the freezing point of the cold storage material (11a). (11a) maintains the liquid phase state,
  When the compressor (1) is in operationWhen the valve opening degree of the expansion valve (7) is reduced from the fully open state to the predetermined opening degree, the temperature of the low-pressure refrigerant flowing into the cold storage heat exchanger (11) is lower than the freezing point of the cold storage material (11a). When the cold storage material (11a) solidifies, the cold storage material (11a) stores the solidification latent heat,
  On the other hand, when the condition that requires cooling by the regenerator heat of the regenerator material (11a) is determined, the liquid refrigerant circulation means (15) is operated to circulate the liquid refrigerant to the evaporator (8). The gas-phase refrigerant evaporated in (8) is cooled and liquefied by the cold storage heat of the cold storage material (11a).
[0015]
According to this, since the cold storage heat exchanger (11) is provided in series with the evaporator (8) that cools the air blown into the vehicle interior, the compressor (1) is activated by the operation of the compressor (1). The refrigerant is caused to flow through the serial passage of the cold storage heat exchanger (11) and the evaporator (8), so that the cooling performance by the evaporator (8) and the cold storage material (11a) of the cold storage heat exchanger (11) are displayed. Cold storage can be performed.
[0016]
  Therefore, in the cold storage type vehicle air conditioner, the cooling capacity and the cold storage function can be satisfactorily exhibited without requiring the function of opening and closing the refrigerant passage by the electromagnetic valve. Moreover, when the conditions which require the cooling by the cool storage heat of the cool storage material (11a) are determined, the gas phase refrigerant can be cooled and liquefied using the cool storage heat of the cool storage material (11a), so the cool storage heat exchanger The liquid refrigerant can be supplied from (11) to the evaporator (8) to exhibit the cooling function.
  In particular, in the first aspect of the present invention, the decompression means is configured by the expansion valve (7) that adjusts the valve opening so as to adjust the degree of superheat of the outlet refrigerant of the evaporator (8), and the low-pressure refrigerant The freezing point of the regenerator material (11a) that is cooled and solidified is lower than the temperature of the low-pressure refrigerant that flows into the regenerator heat exchanger (11) when the valve opening of the expansion valve (7) is fully opened. And the temperature of the expansion valve (7) is set to be higher than the temperature of the low-pressure refrigerant flowing into the regenerative heat exchanger (11) when the valve opening of the expansion valve (7) is reduced from the fully open state to the predetermined opening. Therefore, when the valve opening degree of the expansion valve (7) is fully opened at the time of cooling high load, the temperature of the low-pressure refrigerant becomes higher than the freezing point of the cold storage material (11a) and the cold storage material (11a) Maintain liquid phase.
  For this reason, the low-pressure refrigerant only absorbs sensible heat from the regenerator material (11a) at the time of cooling high load, and the endothermic heat from the regenerator material (11a) becomes very small. ) Maximum cooling capacity can be satisfactorily exhibited.
  On the other hand, when the cooling heat load is reduced, the valve opening degree of the expansion valve (7) is reduced, so that the low pressure of the refrigeration cycle is lowered and the low pressure refrigerant temperature is lowered. When the low-pressure refrigerant temperature falls below the freezing point of the cold storage material (11a), the solidification of the cold storage material (11a) is started, and the cold storage material (11a) can cool the solidification latent heat.
[0017]
As in the second aspect of the present invention, in the first aspect, the condition requiring the cooling and cooling is, specifically, when the vehicle engine (4) is stopped and the compressor (1) is stopped. It is. According to this, when the compressor (1) is forcibly stopped along with the stop of the vehicle engine (4), the cooling function can be continuously exerted by the cool-down cooling action by the cold storage heat of the cold storage material (11a).
[0018]
As in claim 3, in claim 1, when the compressor (1) is stopped due to vehicle-side running conditions when the vehicle engine (4) is operating, it is determined as a condition that requires cooling. May be.
[0019]
As in the fourth aspect of the present invention, in the third aspect, the vehicle-side traveling condition is a high-load traveling condition of the vehicle.
[0020]
According to Claims 3 and 4, even when the vehicle engine (4) is in operation, when the compressor (1) is stopped due to the vehicle-side running condition, the cooling cooling action by the cold storage heat of the cold storage material (11a) is performed. The cooling function can be continued.
[0021]
Since the auxiliary drive load of the vehicle engine (4) can be reduced by forcibly stopping the compressor (1) under the high load running condition of the vehicle as in claim 4, the cooling function is exhibited. The running performance (acceleration performance, etc.) of the vehicle can be improved while continuing.
[0022]
As in the fifth aspect of the present invention, when the number of rotations of the compressor (1) decreases to a predetermined number of rotations or less in the first aspect, it may be determined as a condition that requires cooling.
[0023]
  According to this, the number of rotations of the vehicle engine (4) decreases as the vehicle stops, and the number of rotations of the compressor (1) decreases, thereby reducing the cooling performance. By cold storage heatRBy supplying the cooled and liquefied liquid refrigerant to the evaporator (8), it is possible to mitigate a decrease in cooling performance.
[0024]
That is, the present invention can be effectively used to improve the cooling capacity when the vehicle is stopped even in a normal vehicle (non-eco-run vehicle) that does not stop the vehicle engine (4) when the vehicle is stopped.
[0025]
  Next, in the invention described in claim 6, the compressor (1) driven by the vehicle engine (4) and the high-pressure side heat exchanger (6) that radiates heat of the high-pressure refrigerant discharged from the compressor (1). ) And pressure reducing means for decompressing the refrigerant that has passed through the high pressure side heat exchanger (6) (7) And decompression means (7An evaporator (8) for evaporating the low-pressure refrigerant depressurized by (2) to cool the air blown into the passenger compartment,On the refrigerant inlet side of the evaporator (8)A regenerator heat exchanger (11) provided in series with the evaporator (8) and having a regenerator material (11a);
  The decompression means is composed of an expansion valve (7) that adjusts the valve opening so as to adjust the degree of superheat of the outlet refrigerant of the evaporator (8),
  The cold storage material (11a) is made of a material that is cooled by a low-pressure refrigerant and solidifies from a liquid phase state to store solidification latent heat.
  The freezing point of the regenerator material (11a) is a temperature lower than the temperature of the low-pressure refrigerant flowing into the regenerator heat exchanger (11) when the valve opening of the expansion valve (7) is fully opened, and The expansion valve (7) is set to have a temperature higher than the temperature of the low-pressure refrigerant flowing into the regenerative heat exchanger (11) when the valve opening degree of the expansion valve (7) decreases from the fully open state to the predetermined opening degree.
  When the compressor (1) is in operationWhen the valve opening degree of the expansion valve (7) is fully opened, the temperature of the low-pressure refrigerant flowing into the cold storage heat exchanger (11) becomes higher than the freezing point of the cold storage material (11a). (11a) maintains the liquid phase state,
  When the compressor (1) is in operationWhen the valve opening degree of the expansion valve (7) is reduced from the fully open state to the predetermined opening degree, the temperature of the low-pressure refrigerant flowing into the cold storage heat exchanger (11) is lower than the freezing point of the cold storage material (11a). When the cold storage material (11a) solidifies, the cold storage material (11a) stores the solidification latent heat,
  When the compressor (1) is stopped, the refrigerant is circulated between the evaporator (8) and the cold storage heat exchanger (11), and the vapor-phase refrigerant evaporated in the evaporator (8) is converted into the cold storage material (11a). It is characterized by cooling with cold storage heat.
[0026]
  According to this, since the cold storage heat exchanger (11) is provided in series with the evaporator (8) that cools the air blown into the vehicle interior, similarly to claim 1, in the cold storage type vehicle air conditioner, The cooling capacity and the cold storage function can be satisfactorily exhibited without requiring the opening / closing function of the refrigerant passage by the electromagnetic valve.
  Further, in the invention described in claim 6, as in the case of claim 1, the freezing point of the regenerator material (11 a) is set to the middle of the range of change in the low-pressure refrigerant temperature based on the change in the valve opening of the expansion valve (7). By setting the temperature, the amount of heat that the low-pressure refrigerant absorbs heat from the cold storage material (11a) becomes small by maintaining the liquid phase state of the cold storage material (11a) at the time of high cooling load. The maximum cooling capacity of the evaporator (8) can be satisfactorily exhibited.
  On the other hand, when the cooling heat load is reduced, the low-pressure refrigerant temperature is lowered from the freezing point of the cold storage material (11a) and the solidification of the cold storage material (11a) is started, so that the cold storage material (11a) can store the solidification latent heat.
[0027]
Further, when the compressor (1) is stopped, the gas-phase refrigerant can be cooled and liquefied by using the cold storage heat of the cold storage material (11a), so that the supply of the liquid refrigerant to the evaporator (8) is continued and the cooling function is continued. You can continue to demonstrate.
[0029]
By the way, when the cold storage to the cold storage material (11a) is completed in the cold storage heat exchanger (11), the low pressure refrigerant passes through the cold storage heat exchanger (11) with little heat absorption. If the evaporator (11) is provided on the refrigerant outlet side of the evaporator (8), the evaporator outlet refrigerant is cooled by the cold storage material (11a) that has completed cold storage, and the refrigerant flow rate adjustment by the expansion valve (7) is appropriately performed. The situation that cannot be done occurs.
[0030]
  But,Invention of Claim 1 and Claim 6According to the above, since the cold storage heat exchanger (11) is provided on the refrigerant inlet side of the evaporator (8), the expansion valve (7) evaporates in the same manner as a normal cycle without the cold storage heat exchanger (11). The refrigerant flow rate can be appropriately adjusted according to the degree of superheat of the outlet refrigerant.
[0031]
  Claim7In the invention described in claim6In the above, the liquid refrigerant in the low-pressure refrigerant is stored when the compressor (1) is in operation, and the liquid refrigerant is stored by being cooled by the cold storage heat of the cold storage material (11a) when the compressor (1) is stopped. When the compressor (1) stops, the tank (10a) and the electric pump (15) which is disposed in the liquid refrigerant tank (10a) and is activated when the compressor (1) is stopped In addition, the liquid refrigerant in the liquid refrigerant tank section (10a) is circulated to the evaporator (8) by the operation of the electric pump (15).
[0032]
Thereby, when the cool-down cooling mode is executed using the cold storage heat of the cold storage material (11a) when the compressor (1) is stopped, the liquid refrigerant is supplied to the evaporator (8) by the operation of the electric pump (15). It can circulate and exhibit the cooling effect of the evaporator (8) well.
[0033]
  Claim8In the invention described inA compressor (1) driven by a vehicle engine (4);
  A high-pressure side heat exchanger (6) for radiating heat of the high-pressure refrigerant discharged from the compressor (1);
  Decompression means (70) for decompressing the refrigerant that has passed through the high pressure side heat exchanger (6);
  An evaporator (8) for evaporating the low-pressure refrigerant decompressed by the decompression means (70) and cooling the air blown into the vehicle interior;
  A tank member (10) which is disposed on the refrigerant outlet side of the evaporator (8), separates the gas-liquid of the low-pressure refrigerant at the outlet of the evaporator (8), and guides the gas-phase refrigerant to the suction side of the compressor (1); ,
  The tank member (10) is disposed at the upper part inside, and includes a cold storage heat exchanger (11) having a cold storage material (11a),
  The regenerator material (11a) is cooled and solidified by the low-pressure refrigerant at the outlet of the evaporator (8),
  Of the tank member (10), a liquid refrigerant tank section (10a) for storing liquid refrigerant below the cold storage heat exchanger (11) is configured,
  The liquid refrigerant tank section (10a) stores the liquid refrigerant in the low-pressure refrigerant at the outlet of the evaporator (8) when the compressor (1) is in operation, and the cold refrigerant (11a) when the compressor (1) is stopped. It is designed to store liquid refrigerant that has been cooled and liquefied by cold storage heat,
  In the liquid refrigerant tank section (10a), an electric pump (15) is activated when the compressor (1) is stopped and circulates the liquid refrigerant in the liquid refrigerant tank section (10a) to the evaporator (8). ) Is placed,
  During operation of the compressor (1), the low pressure refrigerant at the outlet of the evaporator (8) flows into the tank member (10) and passes through the cold storage heat exchanger (11) to cool the cold storage material (11a), The cold storage material (11a) solidifies the solidification latent heat by solidifying the cold storage material (11a),
  When the compressor (1) is stopped, the liquid refrigerant in the liquid refrigerant tank section (10a) is circulated to the evaporator (8) by the electric pump (15), and the vapor-phase refrigerant evaporated in the evaporator (8) is stored in the cold storage material. (11a) Cooling by the regenerative heatIt is characterized by that.
[0034]
  Claim8The tank member (10) in FIG. 1 exhibits the function of a refrigerant gas-liquid separator generally called an accumulator, so that the compressor (1) can be used without using the expansion valve (7) as a decompression means. It is possible to prevent the liquid refrigerant from returning to) and thus liquid compression. Thus, when the expansion valve (7) is not used as the pressure reducing means, even if the cold storage heat exchanger (11) is provided on the refrigerant outlet side of the evaporator (8), there is no problem in the refrigerant flow rate adjusting operation of the cycle.
[0035]
  Further, since the low-pressure refrigerant that has passed through the cold storage heat exchanger (11) passes through the tank member (10) and is sucked into the compressor (1), the low-pressure refrigerant is cooled by the cooling operation in the cold storage heat exchanger (11). Even if the liquid is liquefied, the liquid refrigerant remains in the tank member (10).Liquid refrigerant tank section (10a) configured in the lower partCan be stored inside.
[0036]
  Since the low pressure refrigerant temperature on the refrigerant outlet side of the evaporator (8) is lower than the refrigerant inlet side by the amount of pressure loss in the refrigerant flow path of the evaporator (8), the low pressure refrigerant temperature and the cold storage material ( The temperature difference with 11a) expands and the cool storage material (11a) can be cooled efficiently.Therefore, solidification of the cold storage material (11a) can be completed in a shorter time.
  Moreover, in invention of Claim 8, when a compressor (1) stops, it operates the electric pump (15) arrange | positioned at a liquid refrigerant tank part (10a) of a liquid refrigerant tank part (10a). Since the liquid refrigerant is circulated to the evaporator (8), the cooling action of the evaporator (8) when the compressor (1) is stopped can be satisfactorily exhibited.
  In the invention according to claim 8, the tank member (10) serving as an accumulator tank is integrated with a cold storage heat exchanger (11) and an electric pump (15) for circulating liquid refrigerant so as to be compact and low. A costly configuration can be provided.
[0037]
  Claim9As claimed in the invention8In particular, the pressure reducing means (70) can be constituted by a fixed throttle or a variable throttle that responds to a high-pressure refrigerant state.
[0041]
  Claim10In the invention described in claim 6,9In any one of these, it is mounted in the vehicle which performs control which stops the said vehicle engine (4) at least at the time of a stop.
[0042]
Thereby, when a vehicle engine (4) stops and a compressor (1) stops at the time of a stop, cool-down cooling mode can be performed using the cool storage heat of a cool storage material (11a).
[0043]
  Claim11In the invention described in claim8 or 9In,The freezing point of the cold storage material (11a) is set to a temperature lower than the upper limit temperature of the temperature in the vehicle compartment during cooling.
[0044]
Here, the upper limit temperature of the blowout temperature in the passenger compartment during cooling is normally a temperature in the vicinity of 12 ° C. to 15 ° C. in order to ensure cooling feeling, and the freezing point of the regenerator material (11a) is lower than this upper limit temperature. By setting it to (for example, about 6 ° C. to 8 ° C.), when the cool-down cooling mode using the cold storage heat of the cold storage material (11a) is executed when the compressor (1) is stopped, By maintaining the temperature lower than the upper limit temperature, it is possible to satisfactorily ensure the cooling feeling in the cool-down cooling mode.
[0047]
  Claim12In the invention described in (1), the compressor (1) driven by the drive source (4), the high-pressure side heat exchanger (6) that radiates heat of the high-pressure refrigerant discharged from the compressor (1), and the high-pressure side heat Pressure reducing means for reducing the pressure of the refrigerant that has passed through the exchanger (6) (7) And decompression means (7An evaporator (8) for evaporating the low-pressure refrigerant depressurized by (2) to cool the fluid to be cooled;On the refrigerant inlet side of the evaporator (8)A regenerator heat exchanger (11) provided in series with the evaporator (8) and having a regenerator material (11a);
  The decompression means is composed of an expansion valve (7) that adjusts the valve opening so as to adjust the degree of superheat of the outlet refrigerant of the evaporator (8),
  The cold storage material (11a) is made of a material that is cooled by a low-pressure refrigerant and solidifies from a liquid phase state to store solidification latent heat.
  The freezing point of the regenerator material (11a) is a temperature lower than the temperature of the low-pressure refrigerant flowing into the regenerator heat exchanger (11) when the valve opening of the expansion valve (7) is fully opened, and The expansion valve (7) is set to have a temperature higher than the temperature of the low-pressure refrigerant flowing into the regenerative heat exchanger (11) when the valve opening degree of the expansion valve (7) decreases from the fully open state to the predetermined opening degree.
  When the compressor (1) is in operationWhen the valve opening degree of the expansion valve (7) is fully opened, the temperature of the low-pressure refrigerant flowing into the cold storage heat exchanger (11) becomes higher than the freezing point of the cold storage material (11a). (11a) maintains the liquid phase state,
  When the compressor (1) is in operationWhen the valve opening degree of the expansion valve (7) is reduced from the fully open state to the predetermined opening degree, the temperature of the low-pressure refrigerant flowing into the cold storage heat exchanger (11) is lower than the freezing point of the cold storage material (11a). When the cold storage material (11a) solidifies, the cold storage material (11a) stores the solidification latent heat,
  When the compressor (1) is stopped, the refrigerant is circulated between the evaporator (8) and the cold storage heat exchanger (11), and the vapor-phase refrigerant evaporated in the evaporator (8) is converted into the cold storage material (11a). It is characterized by a refrigeration cycle apparatus that cools with cold storage heat.
[0048]
  Thus claimsInvention of 12Is intended for refrigeration cycle equipment,Inventions according to claims 1 and 6The refrigeration cycle apparatus as a basic configuration for exerting the above-described effects can be provided.
[0049]
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.
[0050]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
(First embodiment)
FIG. 1 shows a refrigeration cycle R of a vehicle air conditioner according to the first embodiment. The refrigeration cycle R of the vehicle air conditioner includes a compressor 1 that sucks, compresses, and discharges refrigerant, and the compressor 1 is provided with an electromagnetic clutch 2 for intermittent power. Since the power of the vehicle engine 4 is transmitted to the compressor 1 via the electromagnetic clutch 2 and the belt 3, the operation of the compressor 1 is interrupted by intermittently energizing the electromagnetic clutch 2 by the air conditioning control device 5. The
[0051]
The high-temperature and high-pressure superheated gaseous refrigerant discharged from the compressor 1 flows into the condenser 6 forming a high-pressure side heat exchanger, and is cooled and condensed by exchanging heat with outside air blown from a cooling fan (not shown). The condenser 6 separates the condensing unit 6a, the gas-liquid refrigerant that has passed through the condensing unit 6a, stores the liquid refrigerant, and discharges the liquid refrigerant, and passes the liquid refrigerant from the liquid receiver 6b. This is a well-known unit integrally configured with the supercooling portion 6c to be cooled.
[0052]
The supercooled liquid refrigerant from the supercooling section 6c is decompressed to a low pressure by the expansion valve 7 serving as a decompression means, and enters a low pressure gas-liquid two-phase state. The expansion valve 7 is a temperature-type expansion valve that adjusts the opening degree (refrigerant flow rate) of the valve 7a so as to adjust the degree of superheat of the outlet refrigerant of the evaporator 8 that forms the cooling heat exchanger. In particular, in this example, the evaporator outlet refrigerant passage 7b through which the outlet refrigerant of the evaporator 8 flows is configured in the box-type housing 7c, and the temperature sensing mechanism of the outlet refrigerant of the evaporator 8 is integrated in the housing 7c. A type of temperature expansion valve 7 is used.
[0053]
The cool storage unit 9 is configured integrally with the equipment in the two-dot chain line frame of FIG. 1 inside one tank member 10 shown in FIG. 2, and the tank member 10 is a cylindrical shape extending in the vertical direction. The liquid refrigerant tank part 10a which is a shape and accumulates a low-temperature low-pressure liquid refrigerant in the lower part is comprised integrally.
[0054]
And in the tank member 10, the cool storage heat exchanger 11 is comprised in the upper part of the liquid refrigerant tank part 10a. Specifically, this cold storage heat exchanger 11 is arranged with a large number of cold storage material containers 11a filled with a cold storage material in a state in which gaps are formed between which the refrigerant flows, and the multiple cold storage material containers 11a. Holding plates 11 b and 11 c having refrigerant circulation holes are arranged on both the upper and lower sides of the plate, and the outer peripheral portions of the holding plates 11 b and 11 c are fixed to the inner wall surface of the tank member 10.
[0055]
Here, the form of the regenerator material container 11a is specifically a stick type comprising a cylindrical shape extending along the refrigerant flow direction shown in FIG. 3A, a ball type shown in FIG. 3B, and FIG. Any of the capsule types shown in FIG. The cold storage material container 11a can be formed of a resin-made thin film pack member or a metal plate material such as aluminum. The regenerator material enclosed in the regenerator material container 11a is a material that is cooled by a low-pressure refrigerant and can change the phase (liquid phase → solid phase) to store the solidification latent heat, that is, a material that solidifies at a temperature higher than the low-pressure refrigerant temperature. Select.
[0056]
Here, the low-pressure refrigerant temperature is normally controlled to a temperature of about 3 to 4 ° C. in order to prevent frost in the evaporator 8, and the upper limit temperature of the air temperature blown into the passenger compartment during cooling is to ensure cooling feeling, In order to prevent malodor from the evaporator 8, the temperature is usually set to about 12 ° C to 15 ° C.
[0057]
Therefore, as the regenerator material, a material whose freezing point is located between the low-pressure refrigerant temperature and the upper limit temperature of the blown air temperature during cooling is preferable. Specifically, paraffin having a freezing point of about 6 ° C to 8 ° C is optimal. is there. Of course, if the low-pressure refrigerant temperature is controlled to 0 ° C. or lower, water (ice) can be used as the cold storage material.
[0058]
In order to maintain the cold storage state (solidified state) of the cold storage material, it is necessary to maintain the inside of the tank member 10 in a low temperature state below the freezing point of the cold storage material. Accordingly, the tank member 10 is made of a resin tank having excellent heat insulating properties, or a material in which a heat insulating material is attached to the surface of a metal tank.
[0059]
The regenerator heat exchanger 11 may be configured as a shell and tube type heat exchanger, in which case the cycle low-pressure refrigerant is circulated through the tube disposed inside the shell, and the outer space of the tube inside the shell. The regenerator material may be filled in and cooled with a cycle low-pressure refrigerant.
[0060]
Next, the connection relationship between the cold storage unit 9 and the refrigeration cycle refrigerant passage will be described. The inlet pipe into which the low-temperature low-pressure refrigerant decompressed through the valve portion 7a of the expansion valve 7 flows into the upper surface of the tank member 10. 12 is arranged, and low-temperature low-pressure refrigerant flows into the upper surface portion of the regenerator heat exchanger 11 in the tank member 10 from the inlet pipe 12.
[0061]
A first check valve 13 is disposed on the lower surface portion of the cold storage heat exchanger 11 in the tank member 10. The inlet 13b of the first check valve 13 is always in communication with the lower space of the regenerator heat exchanger 11, and the refrigerant pressure is in the direction from the inlet 13b to the outlet 13c with respect to the valve body 13a of the first check valve 13. When acting, the valve body 13a is separated from the valve seat portion 13d and is opened. Conversely, when the refrigerant pressure acts on the valve body 13a in the direction from the outlet 13c to the inlet 13b, the valve body 13a is pressure-bonded to the valve seat portion 13d to be closed. The stopper 13e defines the fully open position of the valve body 13a.
[0062]
An outlet pipe 14 is disposed at the center of the tank member 10 so as to pass through the center of the cold storage heat exchanger 11 and extend in the vertical direction. The upper end side of the outlet pipe 14 passes through the upper surface of the tank member 10 and is taken out of the tank, and is connected to the inlet portion of the evaporator 8 as shown in FIG.
[0063]
On the other hand, the lower end side of the outlet pipe 14 hangs down to the liquid refrigerant storage region of the liquid refrigerant tank portion 10a, and an electric pump 15 serving as a liquid refrigerant circulating means is provided at the lower end portion of the outlet pipe 14. The electric pump 15 has a suction port 15 a disposed on the bottom side thereof, and sucks the liquid refrigerant in the liquid refrigerant tank portion 10 a from the suction port 15 a and circulates it through the outlet pipe 14 to the evaporator 8.
[0064]
The outlet pipe 14 has a connection port 14a at an intermediate portion in the vertical direction, and an outlet 13c of the first check valve 13 is connected to the connection port 14a. Accordingly, a refrigerant passage is formed from the outlet passage of the valve portion 7a of the expansion valve 7 to the inlet of the evaporator 8 through the inlet pipe 12, the cold storage heat exchanger 11, the first check valve 13, and the outlet pipe 14 to store the cold storage. The heat exchanger 11 is provided in series in the inlet side passage of the evaporator 8.
[0065]
A refrigerant return pipe 16 is provided on the upper surface of the tank member 10. One end side (upper end side) of the refrigerant return pipe 16 is connected to the outlet refrigerant pipe 17 of the evaporator 8, and the other end side (lower end side) of the refrigerant return pipe 16 penetrates through the upper surface of the tank member 10 to the tank. It is connected to a second check valve 18 arranged in the member 10.
[0066]
More specifically, the outlet refrigerant pipe 17 of the evaporator 8 is connected to the evaporator outlet refrigerant passage 7b inside the expansion valve 7, and the refrigerant is located at a position upstream of the evaporator outlet refrigerant passage 7b. One end of the return pipe 16 is connected to the outlet refrigerant pipe 17. The second check valve 18 is disposed at the top of the space in the tank member 10, and the inlet 18 b of the second check valve 18 is connected to the other end side (lower end side) of the refrigerant return pipe 16. The outlet 18 c of the second check valve 18 is disposed to face the upper surface portion of the cold storage heat exchanger 11.
[0067]
The second check valve 18 is the same as the first check valve 13. When the refrigerant pressure acts on the valve body 18a of the second check valve 18 in the direction from the inlet 18b to the outlet 18c, the valve body. 18a is separated from the valve seat portion 18d to be in a valve open state. Conversely, when the refrigerant pressure acts on the valve body 18a in the direction from the outlet 18c to the inlet 18b, the valve body 18a is pressed against the valve seat portion 18d to be in a closed state. The stopper 18e defines the fully open position of the valve body 18a.
[0068]
In this example, the expansion valve 7 is arranged on the upper surface of the tank member 10 of the cold storage unit 9, the expansion valve 7 is also integrated as a part of the cold storage unit 9, and the expansion valve 7 and the cold storage unit 9 are integrated into the vehicle. It is supposed to be mounted on.
[0069]
In order to maintain the low temperature state in the tank member 10, the cold storage unit 9 should suppress heat intrusion from the tank member 10 as much as possible. For that purpose, it is better to install the cool storage unit 9 inside the vehicle interior, for example, inside the instrument panel at the front of the vehicle interior. However, when the space for mounting the cold storage unit 9 cannot be secured in the vehicle interior due to space restrictions in the vehicle interior, the cold storage unit 9 is installed outside the vehicle interior, for example, in an engine rule.
[0070]
FIG. 4 shows the air-conditioned indoor unit 20, and the air-conditioned indoor unit 20 is usually mounted inside the instrument panel in the front part of the vehicle interior. The air conditioning case 21 of the air conditioning indoor unit 20 constitutes a passage for air blown toward the vehicle interior, and the evaporator 8 is installed in the air conditioning case 21.
[0071]
In the air conditioning case 21, a blower 22 is disposed on the upstream side of the evaporator 8, and the blower 22 is provided with a centrifugal blower fan 22a and a drive motor 22b. An inside / outside air switching box 23 is disposed on the suction side of the blower fan 22a, and outside air (inside the vehicle interior air) or inside air (inside the vehicle interior) is switched and introduced by an inside / outside air switching door 23a in the inside / outside air switching box 23.
[0072]
In the air conditioning case 21, an air mix door 24 is arranged on the downstream side of the evaporator 8, and on the downstream side of the air mix door 24, a hot water type that heats air using hot water (cooling water) of the vehicle engine 4 as a heat source. The heater core 25 is installed as a heating heat exchanger.
[0073]
A bypass passage 26 that bypasses the hot water heater core 25 and flows air (cold air) is formed on the side (upper portion) of the hot water heater core 25. The air mix door 24 is a rotatable plate-like door, and adjusts the air volume ratio between the hot air passing through the hot water heater core 25 and the cold air passing through the bypass passage 26, and the air volume ratio of the cold / hot air. The temperature of the air blown into the passenger compartment is adjusted by adjusting. Therefore, in this example, the air mix door 24 constitutes temperature adjusting means for the air blown into the vehicle interior.
[0074]
The hot air from the hot water heater core 25 and the cold air from the bypass passage 26 can be mixed in the air mixing unit 27 to create air at a desired temperature. Further, an air outlet mode switching unit is configured on the downstream side of the air mixing unit 27 in the air conditioning case 21. That is, the defroster opening 28 that blows air toward the inner surface of the vehicle windshield, the face opening 29 that blows air toward the upper body of the passenger in the passenger compartment, and the foot opening 30 that blows air toward the feet of the passenger in the passenger compartment The doors 31 to 33 are opened and closed.
[0075]
The temperature sensor 34 of the evaporator 8 is disposed in the air-conditioning case 21 immediately after the air is blown from the evaporator 8 and detects the evaporator blowing temperature Te. Here, the evaporator outlet temperature Te detected by the evaporator temperature sensor 34 is the same as that of a normal air conditioner, in the case where the electromagnetic clutch 2 of the compressor 1 is intermittently controlled or when the compressor 1 is of a variable capacity type. It is used for the discharge capacity control, the cooling capacity of the evaporator 8 is adjusted by the clutch on / off control and the discharge capacity control, and the blowing temperature of the evaporator 8 is controlled.
[0076]
In addition to the temperature sensor 34 described above, the air-conditioning control device 5 includes a detection signal from a well-known sensor group 35 that detects the internal air temperature Tr, the external air temperature Tam, the solar radiation amount Ts, the hot water temperature Tw, and the like for air conditioning control. Is entered. The air conditioning control panel 36 installed near the vehicle interior instrument panel has a temperature setting switch manually operated by a passenger, an air volume switching switch, a blowing mode switch, an inside / outside air switching switch, and an air conditioner that generates an on / off signal for the compressor 1. Various operation switch groups (not shown) such as switches are provided, and operation signals of the operation switch groups are also input to the air conditioning control device 5.
[0077]
The air-conditioning control device 5 is connected to an engine control device 37, and a rotational speed signal, a vehicle speed signal, and the like of the vehicle engine 4 are input from the engine control device 37 to the air-conditioning control device 5.
[0078]
As is well known, the engine control device 37 comprehensively controls the fuel injection amount, ignition timing, and the like to the vehicle engine 4 based on signals from a sensor group 38 that detects the driving state of the vehicle engine 4 and the like. Furthermore, in the eco-run vehicle that is the object of the present embodiment, when the stop state is determined based on the rotational speed signal, the vehicle speed signal, the brake signal, and the like of the vehicle engine 4, the engine control device 37 shuts off the power to the ignition device, The vehicle engine 4 is automatically stopped by stopping fuel injection or the like.
[0079]
Further, after the engine is stopped, when the vehicle shifts from the stop state to the start state by the driver's driving operation, the engine control device 37 determines the start state of the vehicle based on an accelerator signal or the like, and automatically starts the vehicle engine 4. To start. The air-conditioning control device 5 requests that the engine be restarted when the cooling and cooling mode after the vehicle engine 4 is stopped is long and cooling by the cold storage heat exchanger 11 cannot be maintained. Is output to the engine control device 37.
[0080]
The air-conditioning control device 5 and the engine control device 37 are configured by a well-known microcomputer including a CPU, a ROM, a RAM, and the like and peripheral circuits thereof. The air conditioning control device 5 and the engine control device 37 may be integrated as one control device.
[0081]
Next, the operation of the first embodiment in the above configuration will be described. FIG. 5 shows the operation in the normal cooling / cold storage mode when the vehicle is running. In this normal cooling / cold storage mode, the refrigeration cycle R is operated by driving the compressor 1 by the vehicle engine 4.
[0082]
Therefore, the high-pressure gas-phase refrigerant discharged from the compressor 1 is cooled by the condenser 6 and flows into the expansion valve 7 as a supercooled liquid refrigerant. The high pressure liquid refrigerant is depressurized by the valve portion 7 a of the expansion valve 7 to enter a low-temperature low-pressure gas-liquid two-phase state, and flows into the tank member 10 of the cold storage unit 9 from the inlet pipe 12. The inflowing refrigerant flows downward from the upper surface of the regenerator heat exchanger 11 in the tank member 10 through the gaps between the many regenerator containers 11a.
[0083]
Here, refrigerant pressure acts in the direction (forward direction) from the inlet 13b to the outlet 13c on the valve body 13a of the first check valve 13 located on the lower surface portion of the cold storage heat exchanger 11, and the first check Since the valve 13 is opened, the lower space of the cold storage heat exchanger 11 communicates with the connection port 14 a in the intermediate portion of the outlet pipe 14 via the first check valve 13.
[0084]
Further, since the operation of the electric pump 15 for circulating the liquid refrigerant is not necessary in the normal cooling / cold storage mode, the electric pump 15 is stopped by the output of the air conditioning control device 5. For this reason, the electric pump 15 becomes a flow resistance, and the amount of the refrigerant in the lower space of the cold storage heat exchanger 11 flowing into the lower end portion of the outlet pipe 14 via the electric pump 15 is small. Accordingly, most of the refrigerant in the lower space of the regenerator heat exchanger 11 flows into the connection port 14 a at the intermediate portion of the outlet pipe 14 via the first check valve 13.
[0085]
At this time, the refrigerant pressure acts on the valve element 18a of the second check valve 18 in the direction from the outlet 18c to the inlet 18b (reverse direction), and the second check valve 18 maintains the closed state.
[0086]
The low-pressure refrigerant that has flowed into the outlet pipe 14 flows into the inlet portion of the evaporator 8, absorbs heat from the blown air in the air conditioning case 21 and evaporates in the evaporator 8, and becomes a gas-phase refrigerant. This gas phase refrigerant is sucked into the compressor 1 through the outlet refrigerant pipe 17 of the evaporator 8 and the evaporator outlet refrigerant passage 7b inside the expansion valve 7, and is compressed again. The cool air absorbed by the evaporator 8 is blown out from the face opening 29 or the like into the vehicle interior to cool the vehicle interior.
[0087]
Next, the behavior of the refrigerant in the tank member 10 of the cold storage unit 9 in the normal cooling / cooling mode will be described more specifically. When the cooling is started at a high outdoor temperature in summer, the intake air of the evaporator 8 The temperature becomes as high as 40 ° C. or more, and the cooling heat load of the evaporator 8 becomes very large. Under such a cooling high load condition, the degree of superheat of the outlet refrigerant of the evaporator 8 becomes excessive, the opening degree of the valve portion 7a of the expansion valve 7 is fully opened, and the low pressure of the refrigeration cycle increases.
[0088]
Therefore, the temperature of the low-pressure refrigerant flowing into the cold storage heat exchanger 11 of the cold storage unit 9 is higher than the freezing point (about 6 to 8 ° C.) of the cold storage material of the cold storage heat exchanger 11. Therefore, the regenerator material does not solidify by heat exchange with the low-pressure refrigerant, and only absorbs sensible heat from the regenerator material. As a result, the amount of heat that the low-pressure refrigerant absorbs in the regenerative heat exchanger 11 becomes very small under the cooling high load condition. For this reason, most of the low-pressure refrigerant is evaporated by absorbing heat from the air blown from the passenger compartment in the evaporator 8 in the same manner as a normal air conditioner without the cold storage heat exchanger 11.
[0089]
Note that, during cooling high load, the inside air mode in which the inside air is sucked from the inside / outside air switching box 23 in FIG. 4 is normally selected, so that the intake air temperature of the evaporator 8 decreases with the passage of time after the cooling start, and the cooling heat The load decreases. Thereby, the opening degree of the valve part 7a of the expansion valve 7 decreases, the low pressure of the refrigeration cycle decreases, and the low pressure refrigerant temperature decreases.
[0090]
Then, when the low-pressure refrigerant temperature falls below the freezing point of the regenerator material of the regenerator heat exchanger 11, the regenerator material starts to solidify, and the low-pressure refrigerant absorbs solidification latent heat from the regenerator material, so that the amount of heat absorbed from the regenerator material increases. . However, when the cold storage material reaches the stage of storing the solidification latent heat in this way, the low-pressure refrigerant temperature has already sufficiently decreased due to the decrease in the cooling heat load, and the vehicle compartment blown-out air has sufficiently decreased.
[0091]
Therefore, the rapid cooling performance (cool down performance) under the cooling high load condition is not significantly hindered by the cold storage action of the solidification latent heat on the cold storage material. In other words, even if the regenerative heat exchanger 11 is connected in series to the refrigerant circuit of the cooling evaporator 8, the rapid cooling performance under the cooling high load condition is reduced only by a small amount and can be exhibited well.
[0092]
When the cooling heat load decreases and the regenerator material solidifies, the circulating refrigerant flow rate in the cycle decreases, the refrigerant flow rate in the tank member 10 of the regenerator unit 9 decreases, and the gas-liquid two-phase low pressure Gas-liquid separation of the refrigerant is likely to occur. As a result, the liquid refrigerant falls due to gravity into the liquid refrigerant tank portion 10a formed in the lower part of the tank member 10, and gradually accumulates.
[0093]
FIG. 2 shows a state where the maximum amount of liquid refrigerant has accumulated in the liquid refrigerant tank section 10a. That is, when the liquid level of the stored liquid refrigerant in the liquid refrigerant tank portion 10 a rises and reaches the installation height of the first check valve 13, the liquid refrigerant in the liquid refrigerant tank portion 10 a evaporates through the first check valve 13. Therefore, the liquid level of the stored liquid refrigerant does not rise from the installation height of the first check valve 13. In other words, the first check valve 13 plays the role of determining the maximum amount of stored liquid refrigerant.
[0094]
Next, the case where the vehicle engine 4 is automatically stopped when the vehicle is stopped such as waiting for a signal will be described. The R compressor 1 is also forcibly stopped. Therefore, the air conditioning control device 5 determines the stop state (compressor stop state) of the vehicle engine 4 when the vehicle is stopped, supplies power to the electric pump 15 in the cold storage unit 9, and operates the electric pump 15.
[0095]
Thereby, the electric pump 15 sucks the liquid refrigerant accumulated in the liquid refrigerant tank portion 10 a below the tank member 10, and discharges the liquid refrigerant to the inlet side of the evaporator 8 through the outlet pipe 14. Due to the suction and discharge action of the liquid refrigerant by the electric pump 15, the refrigerant pressure acts on the first check valve 13 in the reverse direction, the first check valve 13 is closed, contrary to this, the second check valve The refrigerant pressure acts on the valve 18 in the forward direction, and the second check valve 18 opens.
[0096]
Therefore, as shown by the arrow in FIG. 6, the liquid refrigerant tank section 10a → the electric pump 15 → the outlet pipe 14 → the evaporator 8 → the outlet refrigerant pipe 17 → the refrigerant return pipe 16 → the second check valve 18 → the cold storage heat exchanger. 11 → Refrigerant circulates in the refrigerant circuit composed of the liquid refrigerant tank 10a.
[0097]
Therefore, in the evaporator 8, the liquid refrigerant from the liquid refrigerant tank portion 10a absorbs heat from the air blown from the blower 22 and evaporates. Therefore, the cooling action of the evaporator 8 can be continued even after the compressor is stopped, and the cooling action in the passenger compartment is achieved. Can continue. Since the temperature of the vapor-phase refrigerant evaporated in the evaporator 8 is higher than the freezing point of the regenerator material of the regenerator heat exchanger 11, the regenerator material is melted from the vapor-phase refrigerant to the latent heat of fusion when passing through the regenerator heat exchanger 11. The phase changes from the solid phase to the liquid phase (melting). Thereby, a gaseous-phase refrigerant | coolant is cooled with a cool storage material, and is liquefied. This liquid refrigerant falls by gravity and is stored in the liquid refrigerant tank section 10a.
[0098]
Then, as the cold storage material absorbs the latent heat of fusion from the gas-phase refrigerant and changes its phase to the liquid phase, the amount of liquid refrigerant in the liquid refrigerant tank portion 10a decreases, but the amount of liquid refrigerant in the liquid refrigerant tank portion 10a decreases. While the liquid refrigerant remains, the cooling operation of the passenger compartment can be continued when the vehicle stops (when the compressor is stopped).
[0099]
In addition, since the stop time by waiting for a signal is usually a short time of about 1-2 minutes, by using about 420 g of paraffin having a freezing point = 6 ° C. and a latent heat of solidification = 229 kJ / kg as a cold storage material, It has been confirmed that the vehicle interior cooling function can be continued while the vehicle stops for about a minute.
[0100]
Next, the advantage of “connecting the regenerator heat exchanger 11 in series with the cooling evaporator 8” according to the present embodiment will be described in detail by comparison with the prior art. In the above-described prior art (Japanese Patent Laid-Open No. 2000-313226), since the cold storage tank containing the cold storage material is provided in parallel with the cooling evaporator in the air conditioning refrigeration cycle, the refrigerant passage of the cold storage tank is operated in the refrigeration cycle. It is essential to open and close depending on the situation.
[0101]
On the other hand, according to the present embodiment, since the regenerator heat exchanger 11 is connected in series to the cooling evaporator 8, even in a condition where the cooling heat load is very high as in the cooling start in summer, Since the total amount of the cycle circulation refrigerant flow passes through the cooling evaporator 8, the addition of the cold storage heat exchanger 11 does not reduce the circulation refrigerant flow to the cooling evaporator 8.
[0102]
In addition, the freezing point of the regenerator material in the regenerator heat exchanger 11 is set to a temperature (about 6 to 8 ° C) lower than the upper limit temperature (about 12 to 15 ° C) of the air temperature during cooling as described above. The freezing point of the cold storage material is lower than the temperature of the low-pressure refrigerant under high heat load conditions. For this reason, under the cooling high heat load condition, the regenerator material does not solidify by heat exchange with the low-pressure refrigerant, and only slightly absorbs sensible heat.
[0103]
For this reason, most of the low-pressure refrigerant is evaporated by absorbing heat from the air blown from the passenger compartment in the evaporator 8 in the same manner as a normal air conditioner without the regenerator heat exchanger 11. That is, the maximum cooling capacity of the cooling evaporator 8 under the cooling high heat load condition can be satisfactorily exhibited without performing a special operation for switching the refrigerant flow to the cold storage heat exchanger 11.
[0104]
Moreover, when the solidification of the regenerator material in the regenerator heat exchanger 11 is completed and the regenerator completes, the heat absorption of the low-pressure refrigerant in the regenerator heat exchanger 11 almost disappears, but the regenerator heat exchanger 11 is connected to the inlet of the cooling evaporator 8. The expansion valve 7 can adjust the refrigerant flow rate by sensing the degree of superheat of the outlet refrigerant of the evaporator 8. Therefore, even after the completion of cold storage, an appropriate refrigerant flow rate corresponding to the cooling heat load of the evaporator 8 can be supplied to the evaporator 8.
[0105]
In the first embodiment, when the cold storage heat exchanger 11 is disposed on the outlet side of the evaporator 8, even if the outlet refrigerant of the evaporator 8 has a superheat degree in the cold storage completion state of the cold storage material, The outlet refrigerant is cooled by the cold storage material, and the degree of superheat is reduced. As a result, the opening degree of the expansion valve 7 is reduced, and the refrigerant flow rate becomes excessively small with respect to the cooling heat load of the evaporator 8. However, such a problem does not occur by arranging the cold storage heat exchanger 11 on the inlet side of the cooling evaporator 8.
[0106]
As can be understood from the above description, according to the first embodiment, in the refrigeration cycle, the refrigerant passage switching by the electromagnetic valve is performed by a simple configuration in which the regenerator heat exchanger 11 is connected in series to the cooling evaporator 8. Therefore, all the functions of the normal cooling mode when the vehicle is running, the cold storage function, and the cooling / cooling mode when the vehicle is stopped can be satisfactorily exhibited. Therefore, the cold storage type air conditioner can be configured at low cost.
[0107]
(Second Embodiment)
In the first embodiment, the refrigeration cycle has been described in which the expansion valve 7 is used as a decompression unit and the superheat degree of the outlet refrigerant of the evaporator 8 is adjusted by the expansion valve 7, but the second embodiment is the outlet of the evaporator 8. The accumulator type refrigeration cycle in which an accumulator is arranged on the side (the suction side of the compressor 1), the gas-liquid of the refrigerant at the outlet of the evaporator is separated in this accumulator, the liquid refrigerant is accumulated, and the gas-phase refrigerant is sucked into the compressor 1 And the cold storage heat exchanger 11 are combined.
[0108]
7 to 10 show the second embodiment, which corresponds to the above-described FIGS. 1, 2, 5, and 6, and the same reference numerals are given to the same parts as those in the first embodiment. Therefore, the description is omitted. Moreover, since the electric control units such as the control devices 5 and 37 are the same as those in the first embodiment, the electric control units are not shown in FIGS.
[0109]
In the accumulator-type refrigeration cycle, a tank-shaped accumulator is disposed on the outlet side of the evaporator 8, and therefore in the second embodiment, the regenerator unit 9 is configured integrally with the accumulator by paying attention to this accumulator.
[0110]
That is, in 2nd Embodiment, the inlet pipe 120 which receives the exit refrigerant | coolant of the evaporator 8 is provided in the upper surface part of the tank member 10 of the cool storage unit 9, and the exit refrigerant | coolant of the evaporator 8 is provided in the tank member 10 by this inlet pipe 120. Let it flow into the top. On the other hand, a liquid refrigerant tank portion 10 a that stores liquid refrigerant in the lower portion of the tank member 10 is configured. The regenerator heat exchanger 11 is the same as that of the first embodiment, and is disposed in the upper part of the tank member 10, and the inflow refrigerant from the inlet pipe 120 passes through the gaps between the many regenerator containers 11 a and moves downward. To flow.
[0111]
First and second outlet pipes 141 and 142 are arranged inside the tank member 10. The first outlet pipe 141 corresponds to an outlet pipe in a normal accumulator. Therefore, the first outlet pipe 141 is bent in a U shape, and an oil return hole 141a is opened in the U-shaped bottom portion. The compressor lubricating oil contained in the liquid refrigerant is sucked from the hole 141a.
[0112]
Further, a gas-phase refrigerant inlet 141b is provided at the U-shaped one end of the first outlet pipe 141, and the gas-phase refrigerant inlet 141b is opened in a space above the liquid refrigerant accumulated in the lower part of the tank member 10. The upper part of the gas phase refrigerant in the tank member 10 is sucked into the first outlet pipe 141 from the gas phase refrigerant inlet 141b. The other end side of the first outlet pipe 141 is taken out from the upper surface of the tank member 10 to the outside of the tank and connected to the suction side of the compressor 1.
[0113]
In the first outlet pipe 141, a desiccant unit 141c containing a desiccant that absorbs moisture in the refrigerant is disposed on the downstream side (lower side) of the gas-phase refrigerant inlet 141b.
[0114]
On the other hand, the second outlet pipe 142 is for constituting a refrigerant circulation circuit in the cooling / cooling mode when the vehicle is stopped, and its lower end portion is positioned in the liquid refrigerant in the liquid refrigerant tank portion 10a. An electric pump 15 for circulating liquid refrigerant is provided at the lower end of 142, and the liquid refrigerant is drawn from the suction port 15 a at the lower end of the electric pump 15 and discharged to the second outlet pipe 142.
[0115]
The other end side of the second outlet pipe 142 is also taken out from the upper surface portion of the tank member 10 to the outside of the tank. A check valve 18 is disposed above the upper surface portion of the tank member 10, and the second outlet pipe 142 is connected to the second outlet pipe 142 via the check valve 18. The other end of the two outlet pipe 142 is connected to the inlet pipe 143 of the evaporator 8. The inlet pipe 143 is a pipe connecting the outlet side of the decompression device 70 and the inlet side of the evaporator 8.
[0116]
The check valve 18 is the same as the second check valve 18 of FIG. 2, and when the refrigerant pressure acts on the valve body 18a in the direction from the inlet 18b to the outlet 18c, the valve body 18a becomes the valve seat portion 18d. Is opened and the valve is opened. FIG. 8 shows the open state of the check valve 18. Conversely, when the refrigerant pressure acts on the valve body 18a in the direction from the outlet 18c to the inlet 18b, the valve body 18a is pressed against the valve seat portion 18d to be in a closed state.
[0117]
The second outlet pipe 142 is provided with a plate member 142a between the upper side of the gas-phase refrigerant inlet 141b of the first outlet pipe 141 and the lower side of the regenerator heat exchanger 11, and the plate member 142a provides a gas-phase refrigerant. The refrigerant flow is prevented from colliding with the liquid refrigerant liquid level in the peripheral portion of the suction port 141b from above. Thereby, the ripple of the refrigerant liquid level due to the refrigerant flow collision can be prevented, and the gas-phase refrigerant after the gas-liquid separation can be reliably returned to the compressor suction side.
[0118]
The second embodiment relates to an accumulator-type refrigeration cycle, and the liquid refrigerant is stored by separating the gas-liquid of the evaporator outlet refrigerant in a tank member 10 that also serves as an accumulator tank. Then, the gas-phase refrigerant can be sucked from the gas-phase refrigerant inlet 141 b of the first outlet pipe 141 and sent to the suction side of the compressor 1.
[0119]
Therefore, liquid refrigerant compression of the compressor 1 can be prevented without adjusting the superheat degree of the evaporator outlet refrigerant. In the second embodiment, the decompression device 70 is a fixed throttle such as a capillary tube or an orifice, or a high-pressure refrigerant pressure. It is possible to use a variable diaphragm that responds to These pressure reducing devices 70 have a simple configuration and are inexpensive as compared with the temperature type expansion valve 7 having a superheat degree control mechanism.
[0120]
FIG. 9 shows a normal cooling / accumulation mode during vehicle travel according to the second embodiment. When the compressor 1 is driven by the vehicle engine 4, the circuit indicated by the arrow in FIG. 9, that is, the discharge side of the compressor 1. → Condenser 6 → Decompression device 70 → Inlet pipe 143 → Evaporator 8 → Inlet pipe 120 → Cool storage heat exchanger 11 → First outlet pipe 141 → Circuit circulates and evaporates in the circuit leading to the suction side of the compressor 1 When the low-pressure refrigerant absorbs heat from the blown air in the air conditioning case 21 and evaporates in the cooler 8, the blown air is cooled and the vehicle interior can be cooled.
[0121]
In the cold storage heat exchanger 11, the cold storage material is cooled by a low-pressure refrigerant and solidified to cool the cold storage material. In the normal cooling / cold storage mode, the electric pump 15 is stopped as in the first embodiment, and the check valve 18 is closed.
[0122]
FIG. 10 shows a cooling and cooling mode when the vehicle is stopped according to the second embodiment. At this time, the electric pump 15 is operated, and the refrigerant is circulated by a circuit indicated by an arrow in FIG. That is, the liquid refrigerant in the liquid refrigerant tank portion 10a below the tank member 10 is sucked and discharged by the electric pump 15, so that the electric pump 15 → the second outlet pipe 142 → the check valve 18 (opened state) → the inlet The refrigerant circulates in a circuit extending from the pipe 143 to the evaporator 8 to the inlet pipe 120 to the cold storage heat exchanger 11 to the liquid refrigerant tank unit 10a.
[0123]
Accordingly, the stored liquid refrigerant in the liquid refrigerant tank section 10a is circulated to the evaporator 8 and the vapor-phase refrigerant evaporated in the evaporator 8 is cooled and liquefied by the regenerative heat exchanger 11, thereby also in the second embodiment. The cooling and cooling function when stopped is good.
[0124]
By the way, since 2nd Embodiment is an accumulator-type refrigerating cycle, the cool storage heat exchanger 11 is connected in series at the exit side of the evaporator 8. This is due to the following reason. That is, in the accumulator-type refrigeration cycle, the decompression device 70 can be configured by a fixed throttle such as a capillary tube or an orifice, or a variable throttle that responds to the high-pressure refrigerant pressure, and the expansion valve 7 does not need to be used. Therefore, even if the regenerator heat exchanger 11 is connected in series on the outlet side of the evaporator 8, the above-described malfunction of the superheat degree adjustment of the evaporator outlet refrigerant does not occur.
[0125]
Since a pressure loss always occurs in the refrigerant flow flowing through the refrigerant passage of the evaporator 8, the refrigerant pressure (evaporation pressure) is reduced on the outlet side compared to the inlet side of the evaporator 8. Here, in the accumulator type refrigeration cycle, since the gas-liquid interface of the refrigerant is formed in the accumulator part, in this embodiment, the tank member 10 and the refrigerant is saturated, the refrigerant in the evaporator 8 is overheated. Therefore, at the outlet side of the evaporator 8, the refrigerant temperature (evaporation temperature) always decreases from the inlet side as the refrigerant pressure decreases.
[0126]
Therefore, in the accumulator type refrigeration cycle, the cool storage heat exchanger 11 is connected in series to the outlet side of the evaporator 8 so that the cool storage material can be cooled with a cooler refrigerant, and the temperature difference between the cool storage material and the refrigerant is expanded. Thus, heat exchange efficiency can be improved, and solidification of the regenerator material can be completed in a shorter time.
[0127]
In the second embodiment, the cold storage unit 9 is configured integrally with the accumulator unit as shown in FIG. 8, but the cold storage unit 9 may be configured separately from the accumulator unit. For example, a tank member dedicated to cold storage may be provided between the outlet of the evaporator 8 and a conventionally known accumulator unit, and the cold storage unit 9 may be configured by the tank member dedicated to cold storage.
[0128]
In the second embodiment, the check valve 18 is closed when the electric pump 15 is stopped, that is, in the normal cooling / cold storage mode, so that the low-pressure refrigerant flows from the inlet pipe 143 of the evaporator 8 to the second outlet pipe 142 side. Therefore, if the back flow of the low-pressure refrigerant can be reduced to a level that is not problematic in practice by the flow resistance when the electric pump 15 stops, the check valve 18 is abolished. Also good.
[0129]
(Third embodiment)
In the first and second embodiments described above, the vehicle air conditioner mounted on a vehicle (eco-run vehicle) that performs control to stop the vehicle engine 4 when the vehicle stops, such as waiting for a signal, has been described. The present invention relates to a vehicle air conditioner mounted on a vehicle (non-eco-run vehicle) that sometimes does not perform control to stop the vehicle engine 4.
[0130]
In a non-eco-run vehicle that does not perform control for stopping the vehicle engine 4 when the vehicle is stopped, the compressor 1 can be driven by the vehicle engine 4 even when the vehicle is stopped. Since the rotation speed of the refrigerant decreases and the refrigerant circulation flow rate in the cycle decreases, the cooling capacity decreases.
[0131]
On the other hand, it is known to improve the acceleration performance of the vehicle by controlling the compressor 1 to stop when the vehicle is accelerated. However, the cooling capacity is drastically reduced by stopping the compressor 1.
[0132]
Therefore, in the third embodiment, in a vehicle (non-eco-run vehicle) that does not perform control for stopping the compressor 1 when the vehicle is stopped, the liquid refrigerant is supplied by the liquid refrigerant circulation electric pump 15 during high-load traveling such as when the vehicle is stopped and during acceleration. It circulates in the evaporator 8 and suppresses a decrease in cooling capacity.
[0133]
FIG. 11 is a flowchart showing a specific control example according to the third embodiment. The control example of FIG. 11 is applied to both the refrigeration cycle of the first embodiment of FIG. 1 and the refrigeration cycle of the second embodiment of FIG. Applicable.
[0134]
The control routine of FIG. 11 is executed by the air conditioning control device 5, and first, at step S10, it is determined whether or not an operation command for the refrigeration cycle has been issued. Specifically, this determination is made based on whether or not the air conditioner switch (compressor operation switch) of the air conditioning control panel 36 is in the ON state. If the air conditioner switch of the air conditioning control panel 36 is in an ON state, it is determined in step S20 whether or not the vehicle is in a traveling state based on a vehicle speed signal or the like.
[0135]
If the vehicle is in a running state, it is determined in step S30 whether or not the vehicle is in a high-load running state such as during acceleration based on a signal such as an accelerator pedal depression amount. When it is not the high load running state, that is, when it is the normal running state, the normal cooling / cold storage mode is executed in step S40. In this step S40, the electromagnetic clutch 2 is energized to drive the compressor 1 by the vehicle engine 4 to bring the compressor 1 into an operating state, and the liquid refrigerant circulating electric pump 15 is brought into a stopped state. As a result, the refrigerant circulates along the path of the arrow shown in FIG. 5 or FIG. 9, and the normal cooling / cold storage mode is executed.
[0136]
On the other hand, when the vehicle is stopped, the determination in step S20 is NO, and the process proceeds to step S50, where it is determined whether the evaporator outlet temperature Te detected by the evaporator temperature sensor 34 is equal to or lower than a predetermined cooling upper limit temperature T0. This cooling upper limit temperature T0 is an upper limit temperature at which the comfort of cooling feeling can be maintained to some extent, and is usually about 12 ° C to 15 ° C. When the evaporator outlet temperature Te is equal to or lower than the cooling upper limit temperature T0, the cooling-down cooling mode at the time of stopping is executed in step S60.
[0137]
In step S60, the electromagnetic clutch 2 is energized and the compressor 1 is driven by the vehicle engine 4 to bring the compressor 1 into an operating state, and the electric pump 15 for circulating the liquid refrigerant is also energized. Activated. According to this, the refrigerant circulates along the path of the arrow shown in FIG. 5 or FIG. 9 by the operation of the compressor 1 and at the same time, the path of the arrow shown in FIG. 6 or 10 by the operation of the electric pump 15. The liquid refrigerant in the liquid refrigerant tank portion 10 a of the cold storage unit 9 can be circulated to the evaporator 8.
[0138]
Therefore, even if the circulating refrigerant flow rate in the cycle decreases with a decrease in the rotational speed of the vehicle engine 4 (compressor 1) when the vehicle is stopped, the liquid refrigerant is removed from the cold storage unit 9 by the cold storage heat of the cold storage material of the cold storage unit 9. It can circulate towards. Thereby, the cooling capability fall accompanying the rotation speed fall of the compressor 1 at the time of a stop can be relieved.
[0139]
By the way, when the stationary state continues for a long time, melting of the regenerator material is completed, and the gas phase refrigerant from the outlet of the evaporator 8 cannot be cooled and liquefied by the latent heat of fusion of the regenerator material. In this case, since the liquid refrigerant cannot be supplied to the evaporator 8 by the operation of the electric pump 15, the evaporator outlet temperature Te becomes higher than the predetermined cooling upper limit temperature T0h, and the determination in step S50 becomes NO, and the process proceeds to step S40. . That is, the cooling / cooling mode at the time of stopping is terminated and the mode is automatically switched to the normal cooling / cold storage mode. As a result, the electric pump 15 is stopped, and useless operation of the electric pump 15 can be prevented.
[0140]
In step S40, since there is no cooling capacity assistance by the cooling heat of the regenerator material, it is practically preferable to increase the rotation speed (idle up) of the vehicle engine 4 to improve the cooling capacity.
[0141]
On the other hand, when it is determined in step S30 that the vehicle is in a high-load running state such as when the vehicle is accelerating, the process proceeds to step S70, where the same determination as in step S50 is performed, and when the evaporator outlet temperature Te is equal to or lower than the cooling upper limit temperature T0. In step S80, the cooling and cooling mode at the time of high load is executed. In step S80, energization of the electromagnetic clutch 2 is interrupted to place the compressor 1 in a stopped state, and the electric pump 15 for circulating liquid refrigerant is energized to bring the electric pump 15 into an operating state.
[0142]
Stopping the compressor 1 can reduce the auxiliary driving load of the vehicle engine 4 and improve the acceleration performance of the vehicle. In addition, even when the compressor 1 is stopped, the electric pump 15 is operated to circulate the liquid refrigerant liquefied by the regenerator heat of the regenerator material of the regenerator unit 9 toward the evaporator 8 and execute the cool-down cooling mode. it can. Thereby, the cooling capability fall accompanying the stop of the compressor 1 at the time of high load driving | running | working at the time of acceleration etc. can be relieved.
[0143]
By the way, if the high load running state of the vehicle continues for a long time, the melting of the regenerator material is completed, so the evaporator outlet temperature Te becomes higher than the predetermined cooling upper limit temperature T0h, and the determination in step S70 becomes NO, and the process goes to step S40. move on.
[0144]
In step S40, the cooling / cooling mode when the vehicle is stopped is terminated and the mode is automatically switched to the normal cooling / cooling mode. As a result, the compressor 1 returns to the operating state, and the electric pump 15 is stopped. Therefore, the operation of the compressor 1 brings about a state where the cooling capacity is exhibited. For this reason, the auxiliary driving load of the vehicle engine 4 is increased by the amount of driving of the compressor 1, but the compressor 1 is stopped at the initial stage of acceleration (the initial stage of high-load traveling) that requires the most rapid acceleration of the vehicle. As a result, the auxiliary drive load of the vehicle engine 4 can be reduced.
[0145]
Further, when the vehicle is traveling at a high load, stopping the compressor 1 to reduce the auxiliary driving load of the vehicle engine 4 will equalize the power load of the vehicle engine 4 and improve the fuel efficiency of the vehicle engine 4. Can also contribute.
[0146]
As described above, in the third embodiment, in a vehicle (non-eco-run vehicle) that does not perform control for stopping the compressor 1 when the vehicle is stopped, the vehicle inside the liquid refrigerant tank unit 10a of the cold storage unit 9 is stopped and when the vehicle is traveling at a high load. The liquid refrigerant is circulated to the evaporator 8 by the liquid refrigerant circulation electric pump 15 to suppress a decrease in cooling capacity.
[0147]
In the third embodiment, when it is determined at step S20 that the vehicle is stopped, the cooling / cooling mode at the time of stopping is executed at step S60. However, this cooling / cooling mode is performed when the vehicle engine 4 is stopped. Since the purpose is to compensate for the cooling performance reduction accompanying the reduction in the rotation speed of the (compressor 1), the determination at the time of stopping is not made, and instead, the rotation speed of the compressor 1 is reduced to a predetermined rotation speed or less. May be determined and the cooling / cooling mode may be executed.
[0148]
Here, since the rotation speed of the compressor 1 changes according to the rotation speed of the vehicle engine 4, the determination of whether the rotation speed of the compressor 1 is high or low may be made based on the rotation speed of the vehicle engine 4.
[0149]
Next, FIG. 12 shows a control example in a vehicle air conditioner mounted on a vehicle (eco-run vehicle) that performs control to stop the compressor 1 when the vehicle stops, as in the first and second embodiments. Briefly described in comparison with FIG. 11, steps S10, S20, S40, and S50 are the same as those in FIG. 11, but in the case of FIG. The vehicle engine 4 is stopped. Therefore, the compressor 1 is necessarily stopped in the cooling and cooling mode at the time of stopping in step S65.
[0150]
Therefore, when it is determined in step S50 that the evaporator outlet temperature Te is higher than the cooling upper limit temperature T0h, the process proceeds to step S90 to output an operation request signal for the vehicle engine 4 to the engine control device 37 and start the vehicle engine 4. To do. Thus, even when the vehicle is stopped, the normal cooling / cold storage mode is executed in step S40, and the cooling capability can be exhibited by the operation of the compressor 1. Therefore, the cooling capacity can be ensured even when the stopped state continues for a long time.
[0151]
In the control example of FIG. 12, the cooling / cooling mode at the time of high load running such as acceleration at steps S30, S70, and S80 in FIG. 1 is not set, but the control example of FIG. The air cooling mode may be set.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a circuit diagram of a refrigeration cycle showing a first embodiment of the present invention.
2 is a cross-sectional view illustrating a specific configuration of the cold storage unit of FIG. 1;
3 is a perspective view illustrating the cold storage material container of FIG. 2; FIG.
FIG. 4 is a schematic cross-sectional view of an air conditioning indoor unit according to the first embodiment.
FIG. 5 is an operation explanatory diagram in a normal cooling / storage mode according to the first embodiment.
FIG. 6 is an operation explanatory diagram in a cooling cooling mode according to the first embodiment.
FIG. 7 is a circuit diagram of a refrigeration cycle showing a second embodiment.
8 is a cross-sectional view illustrating a specific configuration of the cold storage unit of FIG.
FIG. 9 is an operation explanatory diagram in the normal cooling / cold storage mode according to the second embodiment.
FIG. 10 is an operation explanatory diagram in a cooling and cooling mode according to the second embodiment.
FIG. 11 is a flowchart showing a control example according to the third embodiment.
FIG. 12 is a flowchart showing a control example according to the first and second embodiments.
[Explanation of symbols]
DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 ... Compressor, 4 ... Vehicle engine, 6 ... Condenser (high pressure side heat exchanger),
7 ... expansion valve (pressure reduction means), 70 ... pressure reduction device (pressure reduction means) such as a fixed throttle,
8 ... Evaporator, 9 ... Cold storage unit, 10 ... Tank member, 11 ... Cold storage heat exchanger,
11a ... cool storage material container, 15 ... electric pump (liquid refrigerant circulation means).

Claims (12)

車両エンジン（４）により駆動される圧縮機（１）と、
前記圧縮機（１）から吐出された高圧冷媒の放熱を行う高圧側熱交換器（６）と、
前記高圧側熱交換器（６）を通過した冷媒を減圧する減圧手段（７）と、
前記減圧手段（７）により減圧された低圧冷媒を蒸発させて車室内へ送風される空気を冷却する蒸発器（８）と、
前記蒸発器（８）の冷媒入口側に前記蒸発器（８）と直列に設けられ、蓄冷材（１１ａ）を有する蓄冷熱交換器（１１）と、
前記蓄冷熱交換器（１１）で発生する液冷媒を前記蒸発器（８）に循環する液冷媒循環手段（１５）とを備え、
前記減圧手段は、前記蒸発器（８）の出口冷媒の過熱度を調節するように弁開度を調節する膨張弁（７）で構成され、
前記蓄冷材（１１ａ）は、前記低圧冷媒により冷却されて液相状態から凝固して凝固潜熱を蓄冷する材料からなり、
前記蓄冷材（１１ａ）の凝固点は、前記膨張弁（７）の弁開度が全開状態となったときに前記蓄冷熱交換器（１１）に流入する前記低圧冷媒の温度よりも低い温度であって、かつ、前記膨張弁（７）の弁開度が全開状態から所定開度に減少したときに前記蓄冷熱交換器（１１）に流入する前記低圧冷媒の温度よりも高い温度となるように設定してあり、
前記圧縮機（１）の稼働時において、前記膨張弁（７）の弁開度が全開状態となったときは前記蓄冷熱交換器（１１）に流入する前記低圧冷媒の温度が前記蓄冷材（１１ａ）の凝固点よりも高い温度となって前記蓄冷材（１１ａ）が液相状態を維持し、
前記圧縮機（１）の稼働時において、前記膨張弁（７）の弁開度が全開状態から所定開度に減少したときは前記蓄冷熱交換器（１１）に流入する前記低圧冷媒の温度が前記蓄冷材（１１ａ）の凝固点よりも低い温度となって前記蓄冷材（１１ａ）が凝固することにより、前記蓄冷材（１１ａ）が凝固潜熱を蓄冷し、
一方、前記蓄冷材（１１ａ）の蓄冷熱による放冷冷房を必要とする条件を判定したときは、前記液冷媒循環手段（１５）を作動させて前記液冷媒を前記蒸発器（８）に循環し、前記蒸発器（８）で蒸発した気相冷媒を前記蓄冷材（１１ａ）の蓄冷熱により冷却して液化することを特徴とする車両用空調装置。A compressor (1) driven by a vehicle engine (4);
A high-pressure side heat exchanger (6) for radiating heat of the high-pressure refrigerant discharged from the compressor (1);
Decompression means ( 7 ) for decompressing the refrigerant that has passed through the high-pressure side heat exchanger (6);
An evaporator (8) for evaporating the low-pressure refrigerant decompressed by the decompression means ( 7 ) and cooling the air blown into the vehicle interior;
A regenerator heat exchanger (11) provided in series with the evaporator (8) on the refrigerant inlet side of the evaporator (8) and having a regenerator material (11a);
Liquid refrigerant circulation means (15) for circulating the liquid refrigerant generated in the cold storage heat exchanger (11) to the evaporator (8),
The decompression means comprises an expansion valve (7) that adjusts the valve opening so as to adjust the degree of superheat of the outlet refrigerant of the evaporator (8),
The cold storage material (11a) is made of a material that is cooled by the low-pressure refrigerant and solidifies from a liquid phase state to store solidification latent heat.
The freezing point of the cold storage material (11a) is a temperature lower than the temperature of the low-pressure refrigerant flowing into the cold storage heat exchanger (11) when the valve opening of the expansion valve (7) is fully opened. And when the valve opening degree of the expansion valve (7) decreases from the fully open state to a predetermined opening degree, the temperature becomes higher than the temperature of the low-pressure refrigerant flowing into the cold storage heat exchanger (11). Set
During the operation of the compressor (1), when the valve opening of the expansion valve (7) is fully opened, the temperature of the low-pressure refrigerant flowing into the cold storage heat exchanger (11) is changed to the cold storage material ( 11a) becomes a temperature higher than the freezing point, and the cold storage material (11a) maintains a liquid phase state,
When the compressor (1) is in operation, when the valve opening of the expansion valve (7) decreases from a fully open state to a predetermined opening, the temperature of the low-pressure refrigerant flowing into the cold storage heat exchanger (11) is When the cold storage material (11a) is solidified at a temperature lower than the freezing point of the cold storage material (11a), the cold storage material (11a) stores solidification latent heat,
On the other hand, when it is determined that the cool storage material (11a) needs to be cooled by the stored heat, the liquid refrigerant circulating means (15) is operated to circulate the liquid refrigerant to the evaporator (8). And the gaseous-phase refrigerant | coolant evaporated by the said evaporator (8) is cooled and liquefied with the cool storage heat of the said cool storage material (11a), The vehicle air conditioner characterized by the above-mentioned. 前記車両エンジン（４）が停止して前記圧縮機（１）が停止したときを、前記放冷冷房を必要とする条件として判定することを特徴とする請求項１に記載の車両用空調装置。  The vehicle air conditioner according to claim 1, wherein when the vehicle engine (4) is stopped and the compressor (1) is stopped is determined as a condition that requires the air cooling. 前記車両エンジン（４）の稼働時に車両側走行条件により前記圧縮機（１）が停止したときを、前記放冷冷房を必要とする条件として判定することを特徴とする請求項１に記載の車両用空調装置。  2. The vehicle according to claim 1, wherein when the compressor (1) is stopped due to a vehicle-side traveling condition when the vehicle engine (4) is operating, the vehicle is determined as a condition that requires the cooling. Air conditioner. 前記車両側走行条件とは、車両の高負荷走行条件であることを特徴とする請求項３に記載の車両用空調装置。  The vehicle air conditioner according to claim 3, wherein the vehicle-side traveling condition is a high-load traveling condition of the vehicle. 前記圧縮機（１）の回転数が所定回転数以下に低下したときを、前記放冷冷房を必要とする条件として判定することを特徴とする請求項１に記載の車両用空調装置。  2. The vehicle air conditioner according to claim 1, wherein when the rotational speed of the compressor (1) is reduced to a predetermined rotational speed or less, the condition is determined as the condition that the cooling cooling is required. 車両エンジン（４）により駆動される圧縮機（１）と、
前記圧縮機（１）から吐出された高圧冷媒の放熱を行う高圧側熱交換器（６）と、
前記高圧側熱交換器（６）を通過した冷媒を減圧する減圧手段（７）と、
前記減圧手段（７）により減圧された低圧冷媒を蒸発させて車室内へ送風される空気を冷却する蒸発器（８）と、
前記蒸発器（８）の冷媒入口側に前記蒸発器（８）と直列に設けられ、蓄冷材（１１ａ）を有する蓄冷熱交換器（１１）とを備え、
前記減圧手段は、前記蒸発器（８）の出口冷媒の過熱度を調節するように弁開度を調節する膨張弁（７）で構成され、
前記蓄冷材（１１ａ）は、前記低圧冷媒により冷却されて液相状態から凝固して凝固潜熱を蓄冷する材料からなり、
前記蓄冷材（１１ａ）の凝固点は、前記膨張弁（７）の弁開度が全開状態となったときに前記蓄冷熱交換器（１１）に流入する前記低圧冷媒の温度よりも低い温度であって、かつ、前記膨張弁（７）の弁開度が全開状態から所定開度に減少したときに前記蓄冷熱交換器（１１）に流入する前記低圧冷媒の温度よりも高い温度となるように設定してあり、
前記圧縮機（１）の稼働時において、前記膨張弁（７）の弁開度が全開状態となったときは前記蓄冷熱交換器（１１）に流入する前記低圧冷媒の温度が前記蓄冷材（１１ａ）の凝固点よりも高い温度となって前記蓄冷材（１１ａ）が液相状態を維持し、
前記圧縮機（１）の稼働時において、前記膨張弁（７）の弁開度が全開状態から所定開度に減少したときは前記蓄冷熱交換器（１１）に流入する前記低圧冷媒の温度が前記蓄冷材（１１ａ）の凝固点よりも低い温度となって前記蓄冷材（１１ａ）が凝固することにより、前記蓄冷材（１１ａ）が凝固潜熱を蓄冷し、
前記圧縮機（１）の停止時には、前記蒸発器（８）と前記蓄冷熱交換器（１１）との間で冷媒を循環して、前記蒸発器（８）で蒸発した気相冷媒を前記蓄冷材（１１ａ）の蓄冷熱により冷却することを特徴とする車両用空調装置。A compressor (1) driven by a vehicle engine (4);
A high-pressure side heat exchanger (6) for radiating heat of the high-pressure refrigerant discharged from the compressor (1);
Decompression means ( 7 ) for decompressing the refrigerant that has passed through the high-pressure side heat exchanger (6);
An evaporator (8) for evaporating the low-pressure refrigerant decompressed by the decompression means ( 7 ) and cooling the air blown into the vehicle interior;
A regenerator heat exchanger (11) having a regenerator material (11a) provided in series with the evaporator (8) on the refrigerant inlet side of the evaporator (8);
The decompression means comprises an expansion valve (7) that adjusts the valve opening so as to adjust the degree of superheat of the outlet refrigerant of the evaporator (8),
The cold storage material (11a) is made of a material that is cooled by the low-pressure refrigerant and solidifies from a liquid phase state to store solidification latent heat.
The freezing point of the cold storage material (11a) is a temperature lower than the temperature of the low-pressure refrigerant flowing into the cold storage heat exchanger (11) when the valve opening of the expansion valve (7) is fully opened. And when the valve opening degree of the expansion valve (7) decreases from the fully open state to a predetermined opening degree, the temperature becomes higher than the temperature of the low-pressure refrigerant flowing into the cold storage heat exchanger (11). Set
During the operation of the compressor (1), when the valve opening of the expansion valve (7) is fully opened, the temperature of the low-pressure refrigerant flowing into the cold storage heat exchanger (11) is changed to the cold storage material ( 11a) becomes a temperature higher than the freezing point, and the cold storage material (11a) maintains a liquid phase state,
When the compressor (1) is in operation, when the valve opening of the expansion valve (7) decreases from a fully open state to a predetermined opening, the temperature of the low-pressure refrigerant flowing into the cold storage heat exchanger (11) is When the cold storage material (11a) is solidified at a temperature lower than the freezing point of the cold storage material (11a), the cold storage material (11a) stores solidification latent heat,
When the compressor (1) is stopped, the refrigerant is circulated between the evaporator (8) and the cold storage heat exchanger (11), and the vapor-phase refrigerant evaporated in the evaporator (8) is stored in the cold storage. The vehicle air conditioner is cooled by cold storage heat of the material (11a). 前記圧縮機（１）の稼働時に前記低圧冷媒中の液冷媒を溜めるとともに、前記圧縮機（１）が停止したときに前記蓄冷材（１１ａ）の蓄冷熱により冷却されて液化した液冷媒を溜める液冷媒タンク部（１０ａ）と、
前記液冷媒タンク部（１０ａ）に配置され、前記圧縮機（１）が停止したときに作動状態となる電動ポンプ（１５）とを備え、
前記圧縮機（１）が停止したときに前記電動ポンプ（１５）の作動により前記液冷媒タンク部（１０ａ）の液冷媒を前記蒸発器（８）に循環することを特徴とする請求項６に記載の車両用空調装置。When the compressor (1) is in operation, the liquid refrigerant in the low-pressure refrigerant is stored, and when the compressor (1) is stopped, liquid refrigerant that is cooled and liquefied by the cold storage heat of the cold storage material (11a) is stored. A liquid refrigerant tank (10a);
An electric pump (15) disposed in the liquid refrigerant tank (10a) and in an activated state when the compressor (1) is stopped,
To claim 6, characterized in that it circulates the liquid coolant tank liquid refrigerant (10a) to the evaporator (8) by operation of the electric pump (15) when said compressor (1) is stopped The vehicle air conditioner described. 車両エンジン（４）により駆動される圧縮機（１）と、
前記圧縮機（１）から吐出された高圧冷媒の放熱を行う高圧側熱交換器（６）と、
前記高圧側熱交換器（６）を通過した冷媒を減圧する減圧手段（７０）と、
前記減圧手段（７０）により減圧された低圧冷媒を蒸発させて車室内へ送風される空気を冷却する蒸発器（８）と、
前記蒸発器（８）の冷媒出口側に配置され、前記蒸発器（８）出口の低圧冷媒の気液を分離して気相冷媒を前記圧縮機（１）の吸入側に導出するタンク部材（１０）と、
前記タンク部材（１０）内部の上部に配置され、蓄冷材（１１ａ）を有する蓄冷熱交換器（１１）とを備え、
前記蓄冷材（１１ａ）は前記蒸発器（８）出口の低圧冷媒により冷却されて凝固するものであり、
前記タンク部材（１０）のうち、前記蓄冷熱交換器（１１）よりも下部に液冷媒を溜める液冷媒タンク部（１０ａ）が構成され、
前記液冷媒タンク部（１０ａ）は、前記圧縮機（１）の稼働時に前記蒸発器（８）出口の低圧冷媒中の液冷媒を溜めるとともに、前記圧縮機（１）が停止したときに前記蓄冷材（１１ａ）の蓄冷熱により冷却されて液化した液冷媒を溜めるようになっており、
前記液冷媒タンク部（１０ａ）内には、前記圧縮機（１）が停止したときに作動状態となって、前記液冷媒タンク部（１０ａ）の液冷媒を前記蒸発器（８）に循環する電動ポンプ（１５）が配置され、
前記圧縮機（１）の稼働時には、前記蒸発器（８）出口の低圧冷媒が前記タンク部材（１０）内部に流入して前記蓄冷熱交換器（１１）を通過することで前記蓄冷材（１１ａ） を冷却し、前記蓄冷材（１１ａ）が凝固することにより前記蓄冷材（１１ａ）が凝固潜熱を蓄冷し、
前記圧縮機（１）の停止時には、前記電動ポンプ（１５）により前記液冷媒タンク部（１０ａ）の液冷媒を前記蒸発器（８）に循環して、前記蒸発器（８）で蒸発した気相冷媒を前記蓄冷材（１１ａ）の蓄冷熱により冷却することを特徴とする車両用空調装置。A compressor (1) driven by a vehicle engine (4);
A high-pressure side heat exchanger (6) for radiating heat of the high-pressure refrigerant discharged from the compressor (1);
Decompression means ( 70 ) for decompressing the refrigerant that has passed through the high pressure side heat exchanger (6);
An evaporator (8) for evaporating the low-pressure refrigerant decompressed by the decompression means ( 70 ) and cooling the air blown into the vehicle interior;
A tank member (disposed on the refrigerant outlet side of the evaporator (8)) that separates the gas-liquid of the low-pressure refrigerant at the outlet of the evaporator (8) and guides the gas-phase refrigerant to the suction side of the compressor (1). 10) and
The tank member (10) is disposed at the upper part inside, and includes a cold storage heat exchanger (11) having a cold storage material (11a),
The cold storage material (11a) is cooled and solidified by the low-pressure refrigerant at the outlet of the evaporator (8),
Of the tank member (10), a liquid refrigerant tank section (10a) for storing liquid refrigerant below the cold storage heat exchanger (11) is configured,
The liquid refrigerant tank section (10a) accumulates liquid refrigerant in the low-pressure refrigerant at the outlet of the evaporator (8) when the compressor (1) is in operation, and the cold storage when the compressor (1) is stopped. The liquid refrigerant cooled and liquefied by the cold storage heat of the material (11a) is stored,
In the liquid refrigerant tank part (10a), when the compressor (1) is stopped, the liquid refrigerant tank part (10a) is activated to circulate the liquid refrigerant in the liquid refrigerant tank part (10a) to the evaporator (8). An electric pump (15) is arranged,
During the operation of the compressor (1), the low-pressure refrigerant at the outlet of the evaporator (8) flows into the tank member (10) and passes through the cold storage heat exchanger (11), whereby the cold storage material (11a ) , And the cold storage material (11a) solidifies the solidification latent heat by solidifying the cold storage material (11a),
When the compressor (1) is stopped, the electric pump (15) circulates the liquid refrigerant in the liquid refrigerant tank section (10a) to the evaporator (8), and the gas evaporated in the evaporator (8). A vehicle air conditioner, wherein the phase refrigerant is cooled by the cold storage heat of the cold storage material (11a). 前記減圧手段（７０）は、固定絞りもしくは高圧冷媒状態に応動する可変絞りにて構成されることを特徴とする請求項８に記載の車両用空調装置。9. The vehicle air conditioner according to claim 8 , wherein the pressure reducing means (70) is configured by a fixed throttle or a variable throttle that responds to a high-pressure refrigerant state. 少なくとも停車時に前記車両エンジン（４）を停止する制御を行う車両に搭載されることを特徴とする請求項６ないし９のいずれか１つに記載の車両用空調装置。The vehicle air conditioner according to any one of claims 6 to 9 , wherein the vehicle air conditioner is mounted on a vehicle that performs control to stop the vehicle engine (4) at least when the vehicle is stopped. 前記蓄冷材（１１ａ）の凝固点を冷房時の車室内吹出温度の上限温度より低い温度に設定することを特徴とする請求項８または９に記載の車両用空調装置。 The vehicle air conditioner according to claim 8 or 9 , wherein a freezing point of the cold storage material (11a) is set to a temperature lower than an upper limit temperature of a vehicle interior blowing temperature during cooling. 駆動源（４）により駆動される圧縮機（１）と、
前記圧縮機（１）から吐出された高圧冷媒の放熱を行う高圧側熱交換器（６）と、
前記高圧側熱交換器（６）を通過した冷媒を減圧する減圧手段（７）と、
前記減圧手段（７）により減圧された低圧冷媒を蒸発させて被冷却流体を冷却する蒸発器（８）と、
前記蒸発器（８）の冷媒入口側に前記蒸発器（８）と直列に設けられ、蓄冷材（１１ａ）を有する蓄冷熱交換器（１１）とを備え、
前記減圧手段は、前記蒸発器（８）の出口冷媒の過熱度を調節するように弁開度を調節する膨張弁（７）で構成され、
前記蓄冷材（１１ａ）は、前記低圧冷媒により冷却されて液相状態から凝固して凝固潜熱を蓄冷する材料からなり、
前記蓄冷材（１１ａ）の凝固点は、前記膨張弁（７）の弁開度が全開状態となったときに前記蓄冷熱交換器（１１）に流入する前記低圧冷媒の温度よりも低い温度であって、かつ、前記膨張弁（７）の弁開度が全開状態から所定開度に減少したときに前記蓄冷熱交換器（１１）に流入する前記低圧冷媒の温度よりも高い温度となるように設定してあり、
前記圧縮機（１）の稼働時において、前記膨張弁（７）の弁開度が全開状態となったときは前記蓄冷熱交換器（１１）に流入する前記低圧冷媒の温度が前記蓄冷材（１１ａ）の凝固点よりも高い温度となって前記蓄冷材（１１ａ）が液相状態を維持し、
前記圧縮機（１）の稼働時において、前記膨張弁（７）の弁開度が全開状態から所定開度に減少したときは前記蓄冷熱交換器（１１）に流入する前記低圧冷媒の温度が前記蓄冷材（１１ａ）の凝固点よりも低い温度となって前記蓄冷材（１１ａ）が凝固することにより、前記蓄冷材（１１ａ）が凝固潜熱を蓄冷し、
前記圧縮機（１）の停止時には、前記蒸発器（８）と前記蓄冷熱交換器（１１）との間で冷媒を循環して、前記蒸発器（８）で蒸発した気相冷媒を前記蓄冷材（１１ａ）の蓄冷熱により冷却することを特徴とする冷凍サイクル装置。A compressor (1) driven by a drive source (4);
A high-pressure side heat exchanger (6) for radiating heat of the high-pressure refrigerant discharged from the compressor (1);
Decompression means ( 7 ) for decompressing the refrigerant that has passed through the high-pressure side heat exchanger (6);
An evaporator (8) for evaporating the low-pressure refrigerant decompressed by the decompression means ( 7 ) to cool the fluid to be cooled;
A regenerator heat exchanger (11) having a regenerator material (11a) provided in series with the evaporator (8) on the refrigerant inlet side of the evaporator (8);
The decompression means comprises an expansion valve (7) that adjusts the valve opening so as to adjust the degree of superheat of the outlet refrigerant of the evaporator (8),
The cold storage material (11a) is made of a material that is cooled by the low-pressure refrigerant and solidifies from a liquid phase state to store solidification latent heat.
The freezing point of the cold storage material (11a) is a temperature lower than the temperature of the low-pressure refrigerant flowing into the cold storage heat exchanger (11) when the valve opening of the expansion valve (7) is fully opened. And when the valve opening degree of the expansion valve (7) decreases from the fully open state to a predetermined opening degree, the temperature becomes higher than the temperature of the low-pressure refrigerant flowing into the cold storage heat exchanger (11). Set
During the operation of the compressor (1), when the valve opening of the expansion valve (7) is fully opened, the temperature of the low-pressure refrigerant flowing into the cold storage heat exchanger (11) is changed to the cold storage material ( 11a) becomes a temperature higher than the freezing point, and the cold storage material (11a) maintains a liquid phase state,
When the compressor (1) is in operation, when the valve opening of the expansion valve (7) decreases from a fully open state to a predetermined opening, the temperature of the low-pressure refrigerant flowing into the cold storage heat exchanger (11) is When the cold storage material (11a) is solidified at a temperature lower than the freezing point of the cold storage material (11a), the cold storage material (11a) stores solidification latent heat,
When the compressor (1) is stopped, the refrigerant is circulated between the evaporator (8) and the cold storage heat exchanger (11), and the vapor-phase refrigerant evaporated in the evaporator (8) is stored in the cold storage. A refrigeration cycle apparatus that is cooled by cold storage heat of the material (11a).
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